汽車主減速器設(shè)計(jì),汽車,減速器,設(shè)計(jì) 摘 要 汽車主減速器是汽車傳動(dòng)中的最重要的部件之一。它能夠?qū)⑷f(wàn)向傳動(dòng)裝置產(chǎn)來(lái)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩傳給驅(qū)動(dòng)車輪，以實(shí)現(xiàn)降速增扭。 本次設(shè)計(jì)的是有關(guān)?十米高一級(jí)客車后橋主減速器設(shè)計(jì)總成。并要使其具有通過(guò)性。本次設(shè)計(jì)的內(nèi)容包括有：方案選擇，結(jié)構(gòu)的優(yōu)化與改進(jìn)。齒輪與齒輪軸的設(shè)計(jì)與校核，以及軸承的選用與校核。并且在設(shè)計(jì)過(guò)程中，描述了主減速器的組成和差速器的差速原理和差速過(guò)程。 方案確定主要依據(jù)原始設(shè)計(jì)參數(shù)，對(duì)比同類型的減速器及差速器，確定此輪的傳動(dòng)比，并對(duì)其中重要的齒輪進(jìn)行齒面接觸和齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度的校核。而對(duì)軸的設(shè)計(jì)過(guò)程中著重齒輪的布置，并對(duì)其受最大載荷的危險(xiǎn)截面進(jìn)行強(qiáng)度校核，軸承的選用力求結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單且滿足要求。 主減速器及差速器對(duì)提高汽車行駛平穩(wěn)性和其通過(guò)性有著獨(dú)特的作用，是汽車設(shè)計(jì)的重點(diǎn)之一。 關(guān)鍵詞：主減速器；差速器；轉(zhuǎn)速；行星齒輪；傳動(dòng)比 Abstract Automobil reduction final drive is one of the best impossible parts in automobile gearing. It can chang speed and driving tuist within a big scope . The problem of this design is ten meters passager car reduction final unit ,it’ s properly in common use . The design of scheme, the better design and improvement of structure ,the design and calibration of gear and gear shiftes , and the select of bearings , and also the design explain the construction of differential action . The ting of the scheme desierment main deside. The drive ratio of gear , according to orginal design parameter and constrasting the same type reduction final drive ang differential assay . It realize planet gear in the design of structure . It put to use alteration better gears transmission in the design of gear , and compare the root contact tired strength of some important gears and the face twirl tired strength . It eraphaize pay attention to the place of gears. Compare the strength of the biggest load dangraes section. It require structure simple and accord with demand in select of bearings . Key words : Reduction final , Differential , Rotational speed ,Plantet gear , Drive ratio 目 錄 摘要 I Abstract II 目 錄 III 第1章 緒論 1 第2章 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 2 2.1主減速器的齒輪類型 2 2.2主減速器的減速形式 2 2.3主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案 2 2.3.1主動(dòng)錐齒輪的支承 2 2.3.2從動(dòng)錐齒輪的支承 3 2.3.3主減速器的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整 4 第3章 主減速器基本參數(shù)選擇與計(jì)算載荷的確定 5 3.1主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定 5 3.1.1按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大抵擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce 5 3.1.2 按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 6 3.1.3按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 6 3.2錐齒輪主要參數(shù)的選擇 6 3.2.1主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2 7 3.2.2從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms 7 3.2.3主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬b1和b2 8 3.2.4雙曲面齒輪副偏移距E 8 3.2.5中點(diǎn)螺旋角 9 3.2.6螺旋方向 9 3.2.7法向壓力角α 10 第4章 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 11 4.1錐齒輪輪齒形狀的選擇 11 4.2錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 11 第5章 主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 14 5.1單位齒長(zhǎng)圓周力 14 5.2輪齒彎曲強(qiáng)度 15 5.3輪齒接觸強(qiáng)度 16 第6章 主減速器錐齒輪軸承的載荷計(jì)算 18 6.1錐齒輪齒面上的作用力 18 6.1.1齒寬中點(diǎn)處的圓周力 18 6.1.2錐齒輪的軸向力和徑向力 18 6.2錐齒輪軸承的載荷計(jì)算 19 6.3錐齒輪軸承的壽命計(jì)算 20 6.3.1 A軸承的壽命計(jì)算 20 6.3.2 B軸承的壽命計(jì)算 21 6.3.3 C、D軸承的壽命計(jì)算 21 第7章 齒輪材料 22 第8章 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器設(shè)計(jì) 23 8.1差速器齒輪主要參數(shù)選擇 23 8.1.1行星齒輪數(shù)n 23 8.1.2行星齒輪球面半徑Rb 23 8.1.3行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)Z1和Z2 23 8.1.4行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 24 8.1.5壓力角α 24 8.1.6行星齒輪軸直徑d及支承長(zhǎng)度L 24 8.2差速器輪齒的幾何計(jì)算 25 8.3差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算 26 第9章 驅(qū)動(dòng)橋半軸設(shè)計(jì) 27 9.1全浮式半軸計(jì)算 27 9.2半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 27 9.2.1全浮式半軸桿部直徑設(shè)計(jì) 27 9.2.2半軸桿部設(shè)計(jì)其他要求 28 9.3半軸的強(qiáng)度校核 28 9.3.1半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 28 9.3.2半軸花鍵的剪切應(yīng)力 28 9.3.3半軸花鍵的擠壓應(yīng)力 29 結(jié) 論 30 致 謝 31 參考文獻(xiàn) 32 33 第1章 緒論 驅(qū)動(dòng)橋處于動(dòng)力傳動(dòng)系的末端，其基本功能是增大由傳動(dòng)軸或變速器傳來(lái)的轉(zhuǎn)矩，并將動(dòng)力合理的分配給左、右驅(qū)動(dòng)輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直立、縱向力和橫向力。驅(qū)動(dòng)橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動(dòng)裝置和驅(qū)動(dòng)橋殼。 汽車的主減速器是汽車傳動(dòng)系是汽車傳動(dòng)戲中的重要部件之一，它能夠?qū)鲃?dòng)裝置的扭矩傳給驅(qū)動(dòng)車輪，事先降速以增大扭矩。 本次設(shè)計(jì)的是主減速器總成。并要使其有一定的通過(guò)性。本次設(shè)計(jì)的內(nèi)容包括有：方案選擇，結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)與改進(jìn)，齒輪與齒輪州的設(shè)計(jì)與校核，而且在設(shè)計(jì)過(guò)程中，描繪了主減速器與差速器的組成以及差速器的原理和差速過(guò)程。 方案的確定主要依據(jù)的是原始設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)如齒輪的傳動(dòng)比，對(duì)比同類型的減速器及差速器做設(shè)計(jì)；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中采用行星齒輪和移位錐齒輪傳動(dòng)，并對(duì)其中的重要齒輪進(jìn)行齒面接觸和疲勞強(qiáng)度的校核；而軸的設(shè)計(jì)中著重與齒輪的布置。并對(duì)其中最大載荷的危險(xiǎn)截面進(jìn)行了強(qiáng)度的校核。軸承的選用力求結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單且滿足要求。 驅(qū)動(dòng)橋是汽車最重要的系統(tǒng)之一，是為汽車傳輸和分配動(dòng)力所設(shè)計(jì)的。通過(guò)本課題設(shè)計(jì)，使我們對(duì)所學(xué)過(guò)的基礎(chǔ)理論和專業(yè)知識(shí)進(jìn)行一次全面的，系統(tǒng)的回顧和總結(jié)，提高我們獨(dú)立思考能力和團(tuán)結(jié)協(xié)作的工作作風(fēng)。 為減小驅(qū)動(dòng)輪的外廓尺寸,目前主減速器中基本不用直齒圓錐齒輪。實(shí)踐和理論分析證明，螺旋錐齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)比直齒齒輪的最小齒數(shù)少。顯然采用螺旋錐齒輪在同樣傳動(dòng)比下，主減速器的結(jié)構(gòu)就比較緊湊。此外，它還具有運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲較小等優(yōu)點(diǎn)。因而在汽車上曾獲得廣泛的應(yīng)用。近年來(lái)，雙曲面齒輪在廣泛應(yīng)用到轎車的基礎(chǔ)上，愈來(lái)愈多的在輕、中型、重型貨車上得到采用。 汽車在行駛過(guò)程中的使用條件是千變?nèi)f化的。為了擴(kuò)大汽車對(duì)這些不同使用條件的適應(yīng)范圍，在某些中型車輛上有時(shí)將主減速器做成雙速的，它既可以得到大的主減速比又可得到所謂多檔高速，以提高汽車在不同使用條件下的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 第2章 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 2.1主減速器的齒輪類型 主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。根據(jù)設(shè)計(jì)要求采用準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動(dòng)。 2.2主減速器的減速形式 主減根據(jù)減速形式特點(diǎn)不同，主減速器分類為單級(jí)主減速器、雙級(jí)主減速器、雙速主減速器、貫通式主減速器和單、雙級(jí)減速配輪邊減速器。 由于單級(jí)主減速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、制造成本低等優(yōu)點(diǎn)，因而廣泛應(yīng)用于主傳動(dòng)比i0≤7的汽車上。本設(shè)計(jì)要求的主減速器的傳動(dòng)比為5.571:1小于7，故采用單級(jí)主減速器。 2.3主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案 主減速器必須保證主、從齒輪有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、齒輪的裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度有關(guān)。 2.3.1主動(dòng)錐齒輪的支承 主動(dòng)錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。本設(shè)計(jì)中的客車最大質(zhì)量為14500Kg>2噸，應(yīng)該采用跨置式支承。因?yàn)樵谒鶄鬟f較大的轉(zhuǎn)矩的情況下懸臂式支承難以滿足剛度的要求。 （a）懸臂式支承 （b）跨置式支承 圖1 主減速器錐齒輪的支承形式 跨置式支承中的導(dǎo)向軸承都采用圓柱滾子軸承，并且其內(nèi)外圈可以分離，以利于拆裝。圓錐滾子軸承采用背對(duì)背反裝，并且盡可能減小良軸承間的距離，增大支承軸徑，適當(dāng)提高軸承的配合緊度。 2.3.2從動(dòng)錐齒輪的支承 從動(dòng)錐齒輪的支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及載荷在軸承之間的分布比例有關(guān)。從動(dòng)錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動(dòng)錐齒輪背面的差速器殼處有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)筋，以增強(qiáng)支承穩(wěn)定性，c+d應(yīng)不小于從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應(yīng)盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。 圖2 從動(dòng)錐齒輪的支承方式 在具有大主動(dòng)傳動(dòng)比和徑向尺寸較大的從動(dòng)錐齒輪的主減速器中，為了限制從動(dòng)錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，在從動(dòng)錐齒輪的外緣背面加設(shè)輔助支承。輔助支承與從動(dòng)錐齒輪背面之間的間隙，應(yīng)保證當(dāng)偏移量達(dá)到允許極限，即與從動(dòng)錐齒輪背面接觸時(shí)，能夠制止從動(dòng)錐齒輪繼續(xù)偏移。主、從動(dòng)齒輪在載荷作用下的偏移量許用極限值，如下圖所示。支撐面與從動(dòng)錐齒輪背面間的安裝間隙應(yīng)不大于0.25mm。 圖3 在載荷作用下主減速器齒輪的容許極限便移量 中型和重型汽車主減速器從動(dòng)錐齒輪多采用有幅式結(jié)構(gòu)并有螺栓或者鉚釘與差速器殼突緣連結(jié)。 2.3.3主減速器的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整 通常汽車以高檔行駛時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的平均使用轉(zhuǎn)矩大約不超過(guò)其最大轉(zhuǎn)矩的70%。因此主減速器軸承的預(yù)緊值可取為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩時(shí)換算所得軸向力的30%。軸承預(yù)緊力的大小可以用軸承的摩擦力矩來(lái)檢驗(yàn)，其值通常為1至4N.m。大型、重型車取大值。在此取3N.m。主動(dòng)錐齒輪預(yù)緊度的調(diào)整，可通過(guò)精選兩軸承內(nèi)圈內(nèi)的套筒長(zhǎng)度、調(diào)整墊圈厚度、軸承與軸肩之間的調(diào)整墊片等方法進(jìn)行。因主動(dòng)錐齒輪采用跨置式支承，故調(diào)整墊圈厚度較合適。在調(diào)整軸承預(yù)緊度之后，還應(yīng)進(jìn)行主減速器齒輪的嚙合調(diào)整。因齒面接觸區(qū)和齒側(cè)間隙的正確調(diào)整是保證齒輪正確嚙合、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、延長(zhǎng)齒輪壽命的重要條件。 第3章 主減速器基本參數(shù)選擇與計(jì)算載荷的確定 3.1主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定 在設(shè)計(jì)中采用格里森制齒輪計(jì)算載荷的三種確定方法。 3.1.1按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大抵擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce (3.1) 式中：fi-----性能系數(shù)，當(dāng)<16時(shí)， 當(dāng)≥16時(shí)，取=0 其中為汽車滿載質(zhì)量，=14500Kg Temax =890N.m =31.13>16 取=0； -----猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，性能系數(shù)=0的汽車，Kd=1； i-----變速器一檔傳動(dòng)比為6.333； -----主減速器傳動(dòng)比為5.571； -----發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率為0.9； k-----液力變矩器系數(shù)，本設(shè)計(jì)中為手動(dòng)變速器，故k=1； n-----計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)， n=1； 計(jì)算得：=28260.20N.m 3.1.2 按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 （3.2） 式中：-----汽車在滿載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷，本設(shè)計(jì)中后橋?yàn)轵?qū)動(dòng)橋，=9500×9.8=93100N ； -----汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，取1.1； -----輪胎與路面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車，在良好的混凝土或?yàn)r青路上，取0.85； -----車輪滾動(dòng)半徑，輪胎規(guī)格為11R22.5，=0.493m； 計(jì)算得：=41573.59N.m 3.1.3按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 （3.3） 當(dāng)計(jì)算錐齒輪最大應(yīng)力時(shí)，計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)取前兩種的較小值， 即=min[,]=Tce=28260.20N.m 當(dāng)計(jì)算錐齒輪疲勞壽命時(shí)，取 主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為=5636.37N.m 為主、從動(dòng)錐齒輪間的傳動(dòng)效率，計(jì)算時(shí)對(duì)于雙曲面齒輪副，當(dāng)<6時(shí)，取90%； 3.2錐齒輪主要參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms、主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬b1和b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點(diǎn)螺旋角、法向壓力角等。 3.2.1主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2 選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素： 1） 為了磨合均勻，Z1和Z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)。 2） 為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪和應(yīng)不少于40 。 3） 為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度，對(duì)于商用車，Z1一般不小于6 。 4） 主傳動(dòng)比i0較大時(shí)，Z1盡量取得少些，以便得到滿意的離地間隙。 5） 對(duì)于不同的主傳動(dòng)比，Z1和Z2應(yīng)有適宜的搭配。 6） 對(duì)于雙曲齒輪單級(jí)貫通式主減速器來(lái)說(shuō)，通常主動(dòng)齒輪的最小齒數(shù)為8。 根據(jù)上述，取Z1=8，Z2=iZ1=44.568，Z2取45。 3.2.2從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms 對(duì)于單級(jí)主減速器，增大尺寸D2會(huì)影響驅(qū)動(dòng)驅(qū)動(dòng)橋殼高度尺寸和離地間隙，減小D2影響到跨置式主動(dòng)齒輪的前支承座得安裝空間和差速器的安裝。 D2可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即 D2= （3.4） 式中：D2-----從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑（mm）； -----直徑系數(shù)，一般為13.0～15.3 ； -----從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N.m）,=min[,] 。 計(jì)算得D2=426.44mm。 ms由下式計(jì)算，即 =11 （3.5） 同時(shí)，ms還應(yīng)滿足 （3.6） 式中ms-----模數(shù)系數(shù)，取0.3～0.4 計(jì)算得ms取值范圍為9.14～12.18，ms=9.48符合要求。 3.2.3主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬b1和b2 錐齒輪齒面過(guò)寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會(huì)導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過(guò)窄及刀尖圓角過(guò)小。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應(yīng)力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時(shí)有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時(shí)載荷集中于輪齒小端，會(huì)引起輪齒小端過(guò)早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過(guò)寬也會(huì)引起裝配空間減小。但是齒面過(guò)窄，輪齒表面的耐磨性會(huì)降低。 對(duì)于從動(dòng)錐齒輪齒面寬b2，推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2<0.3 A2=65.40mm，而且b2應(yīng)滿足b2<10ms=94.8mm，一般也推薦b2=0.155 D2。 因此b2=0.155 D2=0.155×426.44≈66mm b1=1.1b2=72.06mm 3.2.4雙曲面齒輪副偏移距E E值過(guò)大將使齒面縱向滑動(dòng)過(guò)大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；E值過(guò)小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)。一般對(duì)于總質(zhì)量較大的商用車，E≦(0.10～0.12) D2≦42.644～51.728mm,且E≦20% A2=43.60mm。另外，主傳動(dòng)比越大，則E也應(yīng)越大，但應(yīng)保證齒輪不發(fā)生根切。在本設(shè)計(jì)中E=45mm 。 雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和小偏移兩種。由從動(dòng)齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動(dòng)齒輪處于右側(cè)，如果主動(dòng)齒輪在從動(dòng)齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動(dòng)齒輪中心線下方，則為下偏移。如果主動(dòng)齒輪處于左側(cè)，則情況相反。本設(shè)計(jì)中采用如圖所示的方案，主動(dòng)錐齒輪相對(duì)從動(dòng)錐齒輪呈下偏移布置。 圖4 雙曲面齒輪的偏移 3.2.5中點(diǎn)螺旋角β 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。且雙曲面齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是不相等的。 選擇β時(shí)，應(yīng)考慮它對(duì)齒面重合度εF、輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響。β越大，則εF也越大，同時(shí)嚙合的齒數(shù)越多，傳動(dòng)就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強(qiáng)度越高。一般εF應(yīng)不小于1.25，在1.5～2.0時(shí)效果最好。但是β過(guò)大，會(huì)導(dǎo)致軸向力增大。 汽車主減速器雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°～40°。商用車選用較小的β值以防止軸向力過(guò)大，通常取35°。 “格里森”制齒輪推薦用下式預(yù)選主動(dòng)齒輪螺旋角的名義值： （3.7） 式中：-----主動(dòng)齒輪名義（中點(diǎn)）螺旋角的預(yù)選值； 、-----主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)； -----從動(dòng)齒輪的分度圓直徑； E-----雙曲面齒輪副的偏移距。 對(duì)于雙曲面齒輪，所得螺旋角名義值還需按照選用的標(biāo)準(zhǔn)刀號(hào)進(jìn)行反算，最終得到的螺旋角名義值與預(yù)選值之差不超過(guò)5°。 3.2.6螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受軸向力的方向，判斷軸向力方向時(shí)，可以用手勢(shì)法則，左旋齒輪的軸向力的方向用左手法則判斷，右旋齒輪用右手法則判斷；判斷時(shí)四指握起的旋向與齒輪旋轉(zhuǎn)方向相同，其拇指所指方向則為軸向力的方向如圖7所示。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)齒輪的軸向力離開(kāi)錐頂方向，這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離趨勢(shì)，防止輪齒卡死而損壞。 考慮到汽車發(fā)動(dòng)機(jī)為順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，采用圖a中的布置：主動(dòng)齒輪左旋，從動(dòng)齒輪右旋。主動(dòng)錐齒輪從背面看為順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，從動(dòng)錐齒輪從背面看為逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)。 圖5 雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向 圖6 螺旋方向與軸向力 3.2.7法向壓力角α 法向壓力角大一些可以增加輪齒強(qiáng)度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對(duì)于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖寬度過(guò)小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對(duì)于小負(fù)荷工作的齒輪，一般采用小壓力角，可使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。對(duì)于雙曲面齒輪，從動(dòng)齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是相同的，但主動(dòng)齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是不等的。選取平均壓力角時(shí)，商用車為20°或22°30′，在此取α=22°30′。 第4章 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 4.1錐齒輪輪齒形狀的選擇 這里提出三種輪齒形狀，即雙重收縮齒、標(biāo)準(zhǔn)收縮齒和傾根錐母線收縮齒。根據(jù)《汽車設(shè)計(jì)》中表9-12中公式（89）知：θ2=34.945138′ ,δ2=233.786407′,△TR=0.189821為正數(shù)，采用傾根錐母線收縮齒。 （a）標(biāo)準(zhǔn)收縮齒 （b）雙重收縮齒 圖6 標(biāo)準(zhǔn)收縮齒與雙重收縮齒 4.2錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 根據(jù)《汽車設(shè)計(jì)》中表9-12給出的圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計(jì)算步驟。 計(jì)算得錐齒輪的幾何尺寸如下： 小齒輪齒數(shù)Z1=8；大齒輪齒數(shù) Z2=45 ； 大齒輪齒面寬d=20.155D2=66mm ； 小齒輪軸線偏移距E=（0.10～0.12）D2=45mm ； 大齒輪大端分度圓直徑D2=426.44mm ； 刀盤(pán)名義半徑rd=266.700(根據(jù)表9-4選擇) ； 大齒輪在齒面寬中點(diǎn)處的分度圓半徑Rm2=180.9461mm ； 小齒輪在吃面寬中點(diǎn)處的分度圓半徑Rm1=39.4109mm ； 小齒輪節(jié)錐角γ1=11°40′59″ ； 小齒輪中點(diǎn)螺旋角β1=46°21 ′19″； 大齒輪中點(diǎn)螺旋角β2=32°18′28″； 大齒輪節(jié)錐角γ2=77°58′52″； 大齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)到小齒輪軸線的距離=-0.8252mm ； 在節(jié)面內(nèi)大齒輪齒面寬中點(diǎn)錐距Am=184.9975mm ； 大齒輪節(jié)錐距A0=217.9941mm ； 大齒輪在齒面寬中點(diǎn)處得齒頂高h(yuǎn)′m2=1.8862mm ,齒根高h(yuǎn)″m2=12.6247mm ； 傾根錐母線收縮齒的大齒輪齒頂角θ2T=0.82°； 傾根錐母線收縮齒的大齒輪齒根角δ2T=4.66°； 大齒輪的齒頂高h(yuǎn)2′=2.3597mm ； 大齒輪齒根高h(yuǎn)2″=15.3073mm ； 徑向間隙C=1.9362mm ； 大齒輪的齒全高h(yuǎn)=17.667mm ； 大齒輪齒工作高h(yuǎn)g=15.7308mm ； 大齒輪的面錐角γ02=78°48′13″； 大齒輪的根錐角γR2=73°20′12″； 大齒輪外圓直徑d02=427.4226mm ； 大齒輪外緣至小齒輪軸線的距離X02=43.9105mm ； 大齒輪面錐頂點(diǎn)至小齒輪軸線的距離Z0=-1.6086mm,（負(fù)號(hào)表示該面錐頂點(diǎn)在大齒輪輪體與小齒輪軸線之間）； 大齒輪根錐頂點(diǎn)至小齒輪軸線的距離ZR=1.6963mm ,（正號(hào)表示該根錐頂點(diǎn)越過(guò)小齒輪軸線）； 小齒輪的面錐角γ01=16°11′16″ ； 小齒輪面錐頂點(diǎn)至大齒輪軸線的距離G0=-1.9683mm ，（負(fù)號(hào)表示該面錐頂點(diǎn)在小齒輪輪體與大齒輪軸線之間） ； 小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離BR=208.6932mm ； 小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線的距離B1=138.4683mm ； 小齒輪的外圓直徑d01=120.7249mm ； 小齒輪根錐頂點(diǎn)至小齒輪軸線的距離=9.1434mm ,（正號(hào)表示該根錐頂點(diǎn)越過(guò)小齒輪軸線）； 小齒輪根錐角γR1=10°52′34″ ； 在節(jié)平面內(nèi)大齒輪內(nèi)錐距Ai=151.9941mm。 第5章 主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 在選好主減速錐齒輪的主要參數(shù)后，可根據(jù)所選擇的齒形計(jì)算錐齒輪的幾何尺寸，而后根據(jù)所確定的計(jì)算載荷進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算，以保證錐齒輪有足夠的強(qiáng)度和壽命。 輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過(guò)載折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。 5.1單位齒長(zhǎng)圓周力 主減速器錐齒輪的表面耐磨性，常用輪齒上的單位齒長(zhǎng)圓周力來(lái)估算，即 (5.1) 式中，p為輪齒上的單位齒長(zhǎng)圓周力（N/mm）；F為作用在輪齒上的圓周力（N）；b2為從動(dòng)齒輪的齒面寬（mm），b2=81.03mm 。 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算 （5.2） 式中：Temax -----發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m），Temax=890N.m ； ig-----變速器傳動(dòng)比，常取一檔進(jìn)行計(jì)算，分別為6.333； D1-----主動(dòng)錐齒輪中點(diǎn)分度圓直徑，D1=39.4109mm ； 計(jì)算得：一檔時(shí)p=1164.35N.m <[1.2p]=1178.4N.m 在現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，[p]有時(shí)高出表中數(shù)值的20%～25%。 5.2輪齒彎曲強(qiáng)度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為 （5.3） 式中：σw ----- 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力（MPa） ； Tc----- 所計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N.m）,對(duì)于從動(dòng)齒輪：=min[,] =28260.20N.m ,對(duì)于主動(dòng)齒輪，=TZ=5636.37N.m K0-----過(guò)載系數(shù)，一般取1,即k0=1 ； Ks -----尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān),當(dāng)ms≥1.6mm時(shí)，ks=(ms/25.4)0.25 。本設(shè)計(jì)中ms=9.48>1.6mm , ks=(ms/25.4)0.25=0.7816 ； Km-----齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu) ：km=1.0～1.1 , km取1； Kv-----質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動(dòng)精度高時(shí),kv=1.0 ； b-----所計(jì)算齒輪的齒面寬（mm），b1=72.6mm , b2=66mm ； D-----所討論齒輪的大端分度圓直徑（mm）, D1=120.02mm ,D2=426.44mm ； Jw-----所計(jì)算齒輪的輪齒彎曲,根據(jù)圖7， Jw1=0.28 ，Jw2=0.24 計(jì)算得：σw1=689.87MPa<[σw1] =700MPa σw2=380.94MPa< [σw2] =700MPa 得出結(jié)論：主、從動(dòng)錐齒輪的輪齒彎曲強(qiáng)度均符合強(qiáng)度要求。 圖7彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)，用于平均壓力角為22°30′，E/d2=0.10的雙曲面齒輪 5.3輪齒接觸強(qiáng)度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為 ? (5.4) 式中: -----錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力(MPa)； D1-----主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑（mm）, D1=120.0245mm ； b----- b1和b2中的較小值（mm）,b=66mm ； ks-----尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對(duì)淬透性的影響，通常取1.0 ； -----齒面品質(zhì)系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)(如鍍銅、磷化處理等)，對(duì)于制造精確的齒輪，取1.0 ； Cp-----綜合彈性系數(shù)，鋼對(duì)鋼齒輪：cp取232.6N／mm ； ko,km,kv與式(5-14)的相同 ； Jj-----齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，Jj=0.1825根據(jù)圖8取值 。 計(jì)算得：=1657.46MPa<[σJ]=2800MPa 由于主、從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的。所以主、從動(dòng)齒輪均符合彎曲強(qiáng)度要求。 圖8 接觸強(qiáng)度計(jì)算用綜合系數(shù)J 第6章 主減速器錐齒輪軸承的載荷計(jì)算 6.1錐齒輪齒面上的作用力 錐齒輪在工作過(guò)程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 6.1.1齒寬中點(diǎn)處的圓周力 齒寬中點(diǎn)處的圓周力F為 （6.1） 式中：T-----作用在從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩 ,根據(jù)公式計(jì)算得1172.38N.m ； Dm2-----從動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)處的分度圓直徑，Dm2=361.89mm由式（5-17）確定，即： Dm2=D2-b2sinγ2 (6.2) 式中：D2-----從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑 ； b2-----從動(dòng)齒輪輪齒寬 ； γ2 -----從動(dòng)齒輪節(jié)錐角 。 計(jì)算得：從動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力F1=29.76KN 由式 =可知，F(xiàn)2=36.44KN 6.1.2錐齒輪的軸向力和徑向力 主動(dòng)錐齒輪的螺旋方向?yàn)橛倚?從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針。 主動(dòng)齒輪的軸向力Faz： Faz=(tanαsinγ+sinβcosγ)=29.64KN 式中：γ為主動(dòng)錐齒輪的面錐角，γ=16°11′16″ ； α為輪齒驅(qū)動(dòng)齒廓的法向壓力角，α=22°30′； 軸向力為正值表明力的方向離開(kāi)錐頂 。 主動(dòng)齒輪的徑向力FRZ： FRZ=（tanαcosγ-sinβsinγ）=10.58KN 徑向力是正值表明力使該齒輪離開(kāi)相嚙合齒輪 。 從動(dòng)齒輪的軸向力Fac: Fac=(tanαsinγ-sinβcosγ)=10.33KN 式中：γ從動(dòng)齒輪的根錐角，γ=73°20′12″ 。 從動(dòng)齒輪的徑向力FRC: FRC=(tanαcosγ+sinβsinγ)=29.72KN 徑向力是正值表明力使該齒輪離開(kāi)相嚙合齒輪 。 6.2錐齒輪軸承的載荷計(jì)算 圖9 主減速器軸承的布置尺寸 在圖a中a=132mm, b=78mm, c=54mm , 在圖b中a=322mm, b=172mm, c=150mm 。 A軸承：Fr1= =21.96KN B軸承：Fr2==15.58KN C軸承：Fr3==21.92KN D軸承：Fr4==18.78KN 6.3錐齒輪軸承的壽命計(jì)算 6.3.1 A軸承的壽命計(jì)算 A軸承為圓柱滾子軸承采用NU型23系列，代號(hào)為NU2309E，尺寸為45×100×36。A軸承只承受徑向載荷，額定動(dòng)載荷Cr為102.85KN，所承受的當(dāng)量動(dòng)載荷P1=XFr1=21.96KN。 對(duì)于無(wú)輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋來(lái)說(shuō)，從動(dòng)輪（差速器）軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速n2為 n2= 式中：r輪胎滾動(dòng)半徑，r=0.493mm ； Vam汽車的平均行駛速度（KM/h）,對(duì)于公共汽車取30～40KM/h 。 計(jì)算得n2=188.84KM/h ,n1=n2×i0=1052.03KM/h 。 在實(shí)際計(jì)算中，常以工作小時(shí)數(shù)表示軸承的額定壽命 Lh=()ε 106 （6.3） 式中：ft為溫度系數(shù)，取1.0 ； fp為載荷系數(shù)，取1.2 。 計(jì)算得Lh=4018.75h 。 若大修里程定位100000公里，可計(jì)算出預(yù)期壽命即Lh′==2857h 。 Lh=4018.75h > Lh′=2857h,故A軸承滿足壽命要求。 6.3.2 B軸承的壽命計(jì)算 對(duì)于B軸承，在此并不是一個(gè)軸承，而是一對(duì)軸承，對(duì)于成對(duì)安裝的軸承組的計(jì)算當(dāng)量載荷時(shí)徑向載荷系數(shù)X和軸向載荷系數(shù)Y值按雙列軸承選用，e值與單列軸承相同。B軸承為圓錐滾子軸承采用3000型13系列，代號(hào)為31314，尺寸為70×150×38×25。31314軸承的基本額定動(dòng)載荷Cr=193KN，由于采用成對(duì)軸承∑Cr=1.7Cr=330.03KN 。 =1.90>e=0.4 則X=0.4，Y=1.6 P2=XFr2+YFaz=0.4×15.58+1.6×29.64=53.66KN 根據(jù)公式（9-53）計(jì)算得Lh=3677.53h> Lh′=2857h ，故B軸承滿足壽命要求。 6.3.3 C、D軸承的壽命計(jì)算 C、D軸承為32218U，尺寸為90×160×42.6×40×34 ，額定動(dòng)載荷Cr=262KN 。 Fd3==7.66KN Fd4==6.57KN ， Fd3+ Fac=17.99KN> Fd4=6.57KN 軸有向右移動(dòng)的趨勢(shì)； C、D軸承面對(duì)面正裝，軸承D受壓，軸承C放松； C、D的派生軸向力分別Fa3=Fd3=7.66KN Fa4=Fd3+Fac=17.99KN ； Fa3 Fr3 ==0.3495e=0.42 p4=0.4Fr4+1.43Fa4=33.24KN 根據(jù)公式（9-53）計(jì)算的C軸承Lh3=187640.34h> Lh′=2857h D軸承Lh4=468402.22h> Lh′=2857h 故C、D軸承都滿足壽命要求。 第7章 齒輪材料 驅(qū)動(dòng)橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動(dòng)系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時(shí)間長(zhǎng)、變化多、有沖擊等特點(diǎn)，是傳動(dòng)系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應(yīng)滿足如下要求： 1)具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。 2）輪齒心部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 3）鍛造性能、可加工性及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 4）選擇合金材料時(shí)，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而是選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l6SiMn2WMoV等，經(jīng)過(guò)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達(dá)到58～64HRC，而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù)＞8時(shí)為29～45HRC，當(dāng)端面模數(shù)≤8時(shí)為32～45HRC。對(duì)滲碳層有如下規(guī)定： 當(dāng)端面模數(shù)≤5時(shí)，厚度為0.9～1.3mm ??????????=5～8時(shí)，厚度為1.0～1.4mm ??????????＞8時(shí)，厚度為1.2～1.6mm 為改善新齒輪的磨合，防止其在運(yùn)行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對(duì)齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理，可提高25％的齒輪壽命。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪可進(jìn)行滲硫處理，以提高耐磨性。滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低，即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。 第8章 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器設(shè)計(jì) 8.1差速器齒輪主要參數(shù)選擇 8.1.1行星齒輪數(shù)n 行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來(lái)選擇，在承載不大的情況下n可取兩個(gè)，反之應(yīng)取n=4。在本設(shè)計(jì)中n取4。. 8.1.2行星齒輪球面半徑Rb 行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)確定 Rb=kb (8.1) 式中：kb-----行星齒輪球面半徑系數(shù)，kb=2.5～3.0，對(duì)于有四個(gè)行星齒輪的乘用車和商用車取小值，kb=2.65 ； Td-----差速器計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Td= min[,]= 28260.20N.m ； 計(jì)算得： Rb=kb=2.65=80.72mm 。 行星齒輪節(jié)錐距A0為 A0=（0.98～0.99）Rb=79.50mm (8.2) 8.1.3行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)Z1和Z2 為了使輪齒有較高的強(qiáng)度，希望取較大的模數(shù)，但尺寸會(huì)增大，于是又要求行星齒輪的齒輪Z1應(yīng)取少些，但Z1一般不少于10。半軸齒輪齒數(shù)Z2在14～25之間選用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比Z1/ Z2在1.5～2.0范圍內(nèi)。同時(shí)為使四個(gè)行星齒輪能同時(shí)與兩個(gè)半軸齒輪嚙合，兩半軸齒輪的齒數(shù)和必須能被行星齒輪數(shù)整除，否則差速齒輪不能裝配。 根據(jù)上述要求： Z1取11，取Z2取22。 8.1.4行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1和γ2分別為 γ1=arctan(z1/z2) γ2=arctan(z2/z1) (8.3) 計(jì)算得：γ1=26°33′54″ γ2=63°26′5″ 。 錐齒輪大端的端面模數(shù)m為 m=sinγ1=sinγ2 (8.4) 計(jì)算得：m=6.46 。 算出模數(shù)后，齒輪大端節(jié)圓直徑即可由下式求得： 行星齒輪大端節(jié)圓直徑：d1=mZ1=11×6.46=71.06mm 半軸齒輪大端節(jié)圓直徑：d2=mZ2=22×6.46=142.12mm 8.1.5壓力角α 汽車差速齒輪都采用壓力角為22°30′、齒高系數(shù)為0.8的齒形。某些總質(zhì)量較大的商用車采用25°壓力角，以提高齒輪強(qiáng)度。在本設(shè)計(jì)中質(zhì)量較大，故采用25°的壓力角。 8.1.6行星齒輪軸直徑d及支承長(zhǎng)度L 行星齒輪軸直徑d(mm)為 d= (8.5) 式中：T0-----差速器殼傳遞的轉(zhuǎn)矩（N.m），T0=28260.20N.m ； n-----行星齒輪數(shù)，n=4 ； rd-----行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x（mm）,約為半軸齒輪齒寬中點(diǎn)處平均直徑的一半，即rd≈0.5Dd2,=57mm （其中d2,為半軸齒輪齒面寬中點(diǎn)處的直徑，d2,=115.29mm） ； [σc] -----支承面允許擠壓應(yīng)力取98MPa 。 計(jì)算得：d=31.28N.m 。 (行星齒輪軸直徑d與行星齒輪安裝孔ψ相等) 行星齒輪在軸上的支承長(zhǎng)度L L=1.1d=34.41mm (8.6) 圖10 差速器行星齒輪安裝孔直徑及其深度 8.2差速器輪齒的幾何計(jì)算 行星齒輪齒數(shù)Z1=11 ，半軸齒輪齒數(shù)Z2=22 ，模數(shù)m=6.46 齒面寬b2=(0.25～0.30)A0=30mm ； 齒工作高h(yuǎn)g=1.6m=10.34mm ； 壓力角α=25° ， 軸交角Σ=90°； 節(jié)圓直徑d1=mZ1=71.06mm ,d2=mZ2=142.12mm ； 節(jié)錐角γ1=26°33′54″ γ2=63°26′5″ ； 節(jié)錐距A0=79.50mm ,周節(jié)t=3.1416m=20.29mm ； 齒頂高h(yuǎn)1,=hg-h2,=4.59mm ,h2，=｛0.430+｝m=3.38mm ； 齒根高h(yuǎn)1″=1.788m- h1,=4.59mm , h2″=1.788m- h2，=8.17mm ； 徑向間隙c=h- hg=0.188m+0.051=1.27mm ； 齒根角δ1=arctan=3°18′16″ ， δ2= arctan=5°52′3″ ； 面錐角γ01=γ1+δ2=32°25′57″ ，γ02=γ2+δ1=66°44′21″ ； 根錐角γR1=γ1-δ1=23°15′58″ , γR2=γ2-δ2=57°34′2″ ； 外圓直徑d01= d2+2 h1,cosγ1=83.51mm ；d02= d2+2 h2,cosγ2=145.14mm ； 節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離X01= - h1,sinγ1=67.95mm X02= — h2,sinγ2=32.51mm ； 齒側(cè)間隙B=0.25 。 8.3差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算 差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合傳動(dòng)狀態(tài)，只有當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或左、右輪行駛不同的路程時(shí)，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時(shí)，差速器齒輪才能有嚙合傳動(dòng)的相對(duì)運(yùn)動(dòng)。因此，對(duì)于差速器齒輪，主要應(yīng)進(jìn)彎曲強(qiáng)度計(jì)算。 (8.7) 式中：n為行星齒輪數(shù)，n=4 ； J為綜合系數(shù)， 計(jì)算得：σw=824.71MPa<﹝σw﹞=980MPa 當(dāng)T0=min﹝Tce，Tcs﹞時(shí)﹝σw﹞=980MPa 第9章 驅(qū)動(dòng)橋半軸設(shè)計(jì) 9.1全浮式半軸計(jì)算 全浮式半軸計(jì)算載荷可按車輪附著力距Mψ計(jì)算，即 Mψ=m2′G2rrφ (9.1) 式中：G2-----驅(qū)動(dòng)橋的最大靜載荷，G2=9500×9.8=93100N ； rr-----車輪滾動(dòng)半徑，rr=0.493m ； m2′-----負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，m2′=1.1 ； φ-----附著系數(shù)，φ=0.8 ； 計(jì)算得：Mψ=20195.25×103 。 9.2半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 9.2.1全浮式半軸桿部直徑設(shè)計(jì) 全浮式半軸桿部直徑可按下式初步選取 (9.2) 式中：d-----半軸干部直徑（mm） ； Mψ-----半軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N.mm）, Mψ=20195.25×103 ； k-----直徑系數(shù)，取0.205～0.218 。 計(jì)算得：d=55.83～59.37mm ，取58mm 。 9.2.2半軸桿部設(shè)計(jì)其他要求 1）半軸的桿部直徑應(yīng)小于或等于半軸花鍵的低徑，以便使半軸各部分基本達(dá)到等強(qiáng)度。 2）半軸的破壞形式大多是扭轉(zhuǎn)疲勞損壞，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡量增大各過(guò)渡部分的圓角半徑，尤其是凸緣與桿部、花鍵與桿部的過(guò)渡部分，以減小應(yīng)力集中。 3）當(dāng)桿部較粗而且外端凸緣也較大時(shí)，可采用兩端用花鍵連接的結(jié)構(gòu)。 4）設(shè)計(jì)全浮式桿部的強(qiáng)度儲(chǔ)備應(yīng)低于驅(qū)動(dòng)橋其他傳力零件的強(qiáng)度儲(chǔ)備，使半軸起一個(gè)“熔絲”的作用。 9.3半軸的強(qiáng)度校核 9.3.1半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 (9.3) 式中：M-----車輪附著力距，取20195.25×103 ； d-----半軸直徑，取58mm 。 計(jì)算得：τ=527MPa<[τ]=490MPa～588MPa 符合強(qiáng)度要求 。 9.3.2半軸花鍵的剪切應(yīng)力 對(duì)于驅(qū)動(dòng)車輪來(lái)說(shuō)，當(dāng)按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax及傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比iT1計(jì)算所得的縱向力小于按最大附著力計(jì)算所決定的縱向力時(shí)，應(yīng)按下式計(jì)算，即 式中：ξ-----差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù),取0.6 ； Temax-----發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩（N.m）,取890N.m ； iTL-----傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比，即變速器一檔的傳動(dòng)比與主減速器的傳動(dòng)比的乘積，iTL=6.333×5.571=35.2811 ； η-----汽車傳動(dòng)系效率，取0.9 ； rr-----輪胎的滾動(dòng)半徑，取0.493m 。 計(jì)算得X2L=X2R=34393.75N 。 (9.4) 式中：T-----半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩（N.m）,T=X2Lrr=X2Rrr=16956.12N.m ； Z-----花鍵齒數(shù)，取24 ； LP-----花鍵工作長(zhǎng)度（mm）,取120mm ； b-----花鍵齒寬（mm）,取3.925mm ； DB-----半軸花鍵（軸）外徑（mm）,取62.5mm ； dA -----相配花鍵孔內(nèi)徑（mm）,取57.74mm ； -----載荷分布的不均勻系數(shù)，可取為0.75 。 計(jì)算得：τs=66.53MPa<[τs]=71.05MPa ，符合強(qiáng)度要求。 9.3.3半軸花鍵的擠壓應(yīng)力 (9.5) 計(jì)算得：σc=102.87MPa<[σc]=196MPa ，符合強(qiáng)度要求。 結(jié) 論 隨著石油資源的日益匱乏，人們對(duì)汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性的要求越來(lái)越高。主減速器作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的一個(gè)重要部分，其傳動(dòng)比的選擇對(duì)汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性的影響很大。要選擇適合的主減速器傳動(dòng)比以便在滿足汽車動(dòng)力性的前提下同時(shí)具有較好的燃油經(jīng)濟(jì)性。同時(shí)采用雙曲面錐齒輪的主減速器可以使主動(dòng)錐齒輪相對(duì)從動(dòng)錐齒輪產(chǎn)生一定的偏移距，提高汽車的最小離地間隙和幾何通過(guò)性。 在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)中，我系統(tǒng)的復(fù)習(xí)了機(jī)械制圖、機(jī)械原理、汽車構(gòu)造、汽車?yán)碚摗⑵囋O(shè)計(jì)及生產(chǎn)制造等方面的基本理論和專業(yè)知識(shí)，從理論上到實(shí)踐上了解各種驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，同時(shí)也體現(xiàn)了我對(duì)所學(xué)的專業(yè)知識(shí)的程度。在這次設(shè)計(jì)中，首先的收獲是查閱資料的能力。到圖書(shū)館借書(shū)、到網(wǎng)上搜索資料、到閱覽室查閱期刊雜志，在大量的文字中找到我們需要的，并加以分析很整理，再把它融入到自己的設(shè)計(jì)中去。其次就是動(dòng)手能力了。在設(shè)計(jì)主動(dòng)錐齒輪軸時(shí)遇到不少困難。特別是選擇軸的軸承時(shí)，我根據(jù)通過(guò)比較相同裝配質(zhì)量的汽車的后橋主動(dòng)錐齒輪前內(nèi)軸承和后橋主錐齒輪導(dǎo)向先初選軸承，在利用理論力學(xué)的知識(shí)求出軸在軸承處得支反力，再運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)中軸承壽命計(jì)算的方法校核出初選軸承的是否符合壽命要求。 這次的設(shè)計(jì)是對(duì)四年所學(xué)過(guò)的知識(shí)的一個(gè)復(fù)習(xí)，包括汽車構(gòu)造、機(jī)械設(shè)計(jì)