《機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-前置后驅(qū)二軸中型汽車驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)（全套圖紙）》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-前置后驅(qū)二軸中型汽車驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)（全套圖紙）（51頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 前置后驅(qū)二軸中型汽車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 作 者 ： 指導(dǎo)教師 ： 學(xué)科、專業(yè)：車輛工程 沈陽理工大學(xué)應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 2011年12月20日 全套CAD圖紙加153893706 摘要 驅(qū)動(dòng)橋作為汽車四大總成之一，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于客車顯得尤為重要。 本設(shè)計(jì)在滿足各項(xiàng)設(shè)計(jì)參數(shù)要求的前提下，依據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，在零部件、材料、結(jié)構(gòu)工藝形式等方面，采用先進(jìn)的工藝處理手段，行星齒輪軸采用表面采用納米SiC復(fù)合化學(xué)鍍。借助AutoCAD輔助設(shè)計(jì)。其設(shè)計(jì)部分包括：主減速器，差速器設(shè)

2、計(jì)，半軸設(shè)計(jì)、行星齒輪軸設(shè)計(jì)以及零部件參數(shù)設(shè)計(jì)等內(nèi)容。 本文對驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)過程進(jìn)行了論述，采用準(zhǔn)雙曲面齒輪主減速器，行星齒輪差速器，鋼板沖壓焊接整體式橋殼。 本設(shè)計(jì)的參數(shù)計(jì)算部分借助EXCEL計(jì)算，方便后期優(yōu)化設(shè)計(jì)。 關(guān)鍵詞：驅(qū)動(dòng)橋 主減速器 行星齒輪軸 AutoCAD EXCEL  Abstract The driving axle takes automobile one of four big units, its performance quality immediate influence complete bikes performance, but ap

3、pears regarding the passenger car especially important. In all the design parameters of meet the premise，according to the relevant standards, In the parts and components, materials and structure technology form etc use the advanced technology processing method. The surface of pinion shaft using nan

4、ometer SiC composite electroless plating.Using AutoCAD to assist design. Its design part includes: the final drive design, differential design, axle shafts design and pinion shaft design and the parts and components of parameter design, etc. The drive axle of the design process are discussed in thi

5、s paper. The hypoid spiral bevel gear, planetary gear differential and stamping steel welding integral drive axle shell. My design parameters are calculated part with EXCEL calculation, so convenient later optimization design. Keywords: drive axle ;final drive; pinion shaft; AutoCAD;EXCEL  目錄

6、 摘要Ⅰ AbstractⅡ 第1章 緒論1 1.1驅(qū)動(dòng)橋概述1 1.2驅(qū)動(dòng)橋形式及選擇2 第2章 主減速器設(shè)計(jì)4 2.1主減速器結(jié)構(gòu)方案分析4 2.2主減速比及計(jì)算載荷的確定5 2.2.1主減速比i0的確定5 2.2.2主減速齒輪計(jì)算載荷的確定6 2.3主減速器齒輪主要參數(shù)的確定8 2.3.1主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)的確定8 2.3.2齒面寬的確定8 2.3.3雙曲面齒輪的偏移距E、偏移方向和旋向的確定8 2.3.4螺旋角的確定10 2.3.5圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸設(shè)計(jì)11 2.4主減速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算21 2.4.1單位齒上的圓周力21 2.4.2輪齒的

7、彎曲強(qiáng)度計(jì)算22 2.4.3輪齒的接觸強(qiáng)度計(jì)算23 2.5主減速器錐齒輪的軸承載荷計(jì)算24 2.5.1主動(dòng)錐齒輪的支撐形式24 2.5.2從動(dòng)錐齒輪的支撐形式25 2.5.3軸承載荷計(jì)算校核25 2.6主減速器齒輪材料及熱處理30 第3章 差速器設(shè)計(jì)31 3.1差速器機(jī)構(gòu)方案分析31 3.2差速器齒輪主要參數(shù)的計(jì)算32 3.3差速器齒輪幾何尺寸的計(jì)算34 3.4差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算37 3.5行星齒輪軸工藝設(shè)計(jì)38 第4章 半軸及橋殼設(shè)計(jì)39 4.1半軸的設(shè)計(jì)計(jì)算39 4.1.1半軸的形式39 4.1.2半軸桿部直徑的初選39 4.1.3半軸的強(qiáng)度計(jì)算40 4

8、.1.4半軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及材料與熱處理40 4.2橋殼的設(shè)計(jì)40 結(jié)論 42 致謝 43 參考文獻(xiàn) 44 IV 第1章 緒論 1.1. 驅(qū)動(dòng)橋概述 驅(qū)動(dòng)橋位于傳動(dòng)系統(tǒng)的末端，其基本功用是增大由傳動(dòng)軸傳來的轉(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左、右驅(qū)動(dòng)車輪，并使左、右驅(qū)動(dòng)車輪具有汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)所要求的差速功能,同時(shí)驅(qū)動(dòng)橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力。 在一般的汽車結(jié)構(gòu)中，驅(qū)動(dòng)橋主要有主減速器、差速器、驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置和驅(qū)動(dòng)橋殼等部件組成[1]。 對于各種不同類型的和用途的汽車，正確的確定上述機(jī)件的結(jié)構(gòu)型式并成功地

9、將它們組合成一個(gè)整體——驅(qū)動(dòng)橋，乃是設(shè)計(jì)者必須首先解決的問題。在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)，從整車性能出發(fā)確定了驅(qū)動(dòng)橋的傳動(dòng)比，然而用什么型式的驅(qū)動(dòng)橋，什么結(jié)構(gòu)的主減速器和差速器等在驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)時(shí)要具體考慮的，絕大多數(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)在汽車上是縱置的，為使扭矩傳給車輪，驅(qū)動(dòng)橋必須改變扭矩的方向，同時(shí)根據(jù)車輛的具體要求解決左右車輪的扭矩分配，如果是多橋驅(qū)動(dòng)的汽車亦同時(shí)要考慮各橋間的扭矩分配問題。整體式驅(qū)動(dòng)橋一方面需要承擔(dān)汽車的重荷，另一方面車輪上的作用力以及傳遞扭矩所產(chǎn)生的反作用力矩皆由驅(qū)動(dòng)橋承擔(dān)，所以驅(qū)動(dòng)橋的零件必須具有足夠的剛度和強(qiáng)度，以保證機(jī)件可靠的工作。驅(qū)動(dòng)橋還必須滿足通過性及平順性的要求。 對驅(qū)動(dòng)橋的基本

10、要求可以歸納為[2]： 1、 所選擇的主減速比應(yīng)能滿足汽車在給定使用條件下具有最佳的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。 2、 差速器在保證左、右驅(qū)動(dòng)車輪能以汽車運(yùn)動(dòng)學(xué)所要求的差速滾動(dòng)外還應(yīng)能將轉(zhuǎn)矩平穩(wěn)而連續(xù)不斷的傳遞給左右驅(qū)動(dòng)車輪。 3、 當(dāng)左右驅(qū)動(dòng)車輪與地面的附著系數(shù)不同時(shí)，應(yīng)能充分利用汽車的牽引力。 4、 能承受和傳遞路面和車架或車廂間的鉛垂力、縱向力和橫向力，以及驅(qū)動(dòng)時(shí)的反作用力矩和制動(dòng)時(shí)的制動(dòng)力矩。 5、 驅(qū)動(dòng)橋各零部件在保證其強(qiáng)度、剛度、可靠性及壽命的前提下應(yīng)盡量減小簧下質(zhì)量，以減小不平路面對驅(qū)動(dòng)橋的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性。 6、 輪廓尺寸不大，以便于汽車總體布置并與所要求的驅(qū)

11、動(dòng)橋離地間隙相適應(yīng)。 7、 齒輪與其它傳動(dòng)件工作平穩(wěn)，無噪聲。 8、 驅(qū)動(dòng)橋總成及零部件設(shè)計(jì)應(yīng)盡量滿足零件的標(biāo)準(zhǔn)化、部件的通用化和產(chǎn)品的系列化及汽車變型的要求。 9、 在各種載荷及轉(zhuǎn)速工況下都有較高的傳動(dòng)效率。 10、 結(jié)構(gòu)簡單、維修方便，機(jī)件工藝性好，制造容易。 由于后橋結(jié)構(gòu)基本已經(jīng)固定，在后橋設(shè)計(jì)中需要改進(jìn)的問題主要有：齒輪傳動(dòng)的噪聲、振動(dòng)；半軸的可靠性設(shè)計(jì)；后橋殼的應(yīng)力分析；雙曲面齒輪的設(shè)計(jì)方法等。 1.2. 驅(qū)動(dòng)橋型式及選擇 驅(qū)動(dòng)橋分兩大類：斷開式驅(qū)動(dòng)橋和非斷開式驅(qū)動(dòng)橋。驅(qū)動(dòng)橋型式與整車有非常密切的關(guān)系。根據(jù)整車的通過性、平順性以及操縱穩(wěn)定性對懸架結(jié)構(gòu)提出了要求，如懸架選

12、擇了合適的結(jié)構(gòu)型式，而驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)也必須與懸架相適應(yīng)。因此，驅(qū)動(dòng)橋的選型應(yīng)從汽車的類型、使用條件和生產(chǎn)條件出發(fā)，并和其他各部件的結(jié)構(gòu)型式與特性相適應(yīng)，以保證汽車達(dá)到預(yù)期性能要求。 由于本設(shè)計(jì)中所設(shè)計(jì)的車型采用了EQD6102-1型底盤，由行駛條件及成本出發(fā)，采用非獨(dú)立懸架及非斷開式驅(qū)動(dòng)橋。這種型式驅(qū)動(dòng)橋在汽車，尤其是中型客車上應(yīng)用相當(dāng)廣泛。它主要優(yōu)點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)簡單、制造工藝性好、成本低、可靠性高、維修調(diào)整容易等。 本次設(shè)計(jì)由經(jīng)濟(jì)性及低成本等因素考慮，采用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋，單級主減速器，雙曲面齒輪傳動(dòng)，普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，全浮式半軸，整體式橋殼。 1—主減速器 2—套筒 3—差速器

13、4、7—半軸 5—調(diào)整螺母 6—調(diào)整墊片 8—橋殼 圖1.1 非斷開式驅(qū)動(dòng)橋  第2章 主減速器設(shè)計(jì) 1. 2. 2.1. 主減速器結(jié)構(gòu)方案分析 主減速器的結(jié)構(gòu)型式，主要是根據(jù)齒輪類型、主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的安裝方法以及減速型式的不同而異。驅(qū)動(dòng)橋主減速器為適應(yīng)使用要求發(fā)展多種結(jié)構(gòu)型式：如單級主減速器、雙級主減速器、和單級主減速器加輪邊減速等。本設(shè)計(jì)從前置后驅(qū)二軸中型汽車的結(jié)構(gòu)和經(jīng)濟(jì)性考慮，采用單級主減速器。 在現(xiàn)代汽車的驅(qū)動(dòng)橋上，主減速器齒輪采用得最廣泛的是“格里森”（Gleason）制或“奧利康”（Oerlikon）制得螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。由于雙曲面齒輪得螺旋角

14、較大，則不產(chǎn)生根切得最少齒數(shù)可減少，所以可選用較少的齒數(shù)，這有利于大傳動(dòng)比傳動(dòng)。同時(shí)雙曲面齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)噪聲小、負(fù)荷大、結(jié)構(gòu)緊湊等優(yōu)點(diǎn)，所以本次設(shè)計(jì)采用雙曲面齒輪傳動(dòng)。 表2-1基本參數(shù) 項(xiàng)目 名稱 單位 參數(shù) 質(zhì)量參數(shù) 整車整備質(zhì)量 Kg 2320 前軸 1392 后軸 928 最大總質(zhì)量 7800 前軸 2800 后軸 5000 發(fā)動(dòng)機(jī) 型式 　 水冷、直列六缸、直噴式、柴油發(fā)動(dòng)機(jī) 型號 　 EQD6102-1 標(biāo)稱功率 KW 88 標(biāo)稱功率轉(zhuǎn)速 r/min 2800 最大轉(zhuǎn)矩 N/m 343 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 r/min

15、 1600 變速器 形式 　 三軸,5檔變速器 速比 　 一檔5.731；二檔3,368；三檔2.192；四檔1.466；五檔1.0；倒檔7.66 輪胎 輪輞規(guī)格 　 5.50F-16等厚輻盤式車輪 輪胎規(guī)格 　 8.25-16 12層級輪胎，充氣壓力為530Kpa 輪胎滾動(dòng)半徑 m 0.407878 動(dòng)力性 最高車速 Km/h 95 原地起步換擋加速到90Km/h的時(shí)間 s ≤65 直接檔由30Km/h加速到90Km/h的時(shí)間 ≤70 爬坡度 ° ≥20 2.2. 主減速比及計(jì)算載荷的確定 2.1 2.2 2.1 2.

16、2 2.2.1. 主減速器比i0的確定[3] 主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時(shí)汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。i0的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)和傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比一起由整車動(dòng)力計(jì)算來確定。 i0=0.377rrnpvamaxigh……………………………（2-1） 式中：rr——車輪的滾動(dòng)半徑 ＝0.407878m np——最大功率時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 ＝2800r/min vamax——最高車速 ＝95Km/h igh—— 變速器最高檔傳動(dòng)比＝1 帶入式2-1得i0=4.532  1.3.1 1.3.2 2.1 2.2 2.

17、2.1 2.2.2. 主減速齒輪計(jì)算載荷的確定[3] 通常是將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比時(shí)和驅(qū)動(dòng)車輪打滑時(shí)這兩種情況下作用于主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩（Tce、Tcs）的較小者，作為載貨汽車在強(qiáng)度計(jì)算中用以驗(yàn)算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷。根據(jù)平均牽引力的值來確定主減速器從動(dòng)齒輪的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcm，作為主減速齒輪疲勞損壞的依據(jù)。 1. 2. 2.2.2.1 主減速器從動(dòng)齒輪計(jì)算載荷的確定 （1） 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動(dòng)比確定從動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce Tce=Temax?iTL?K0?ηTN……………………………（2-2） 式中：Temax——發(fā)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，T

18、emax＝343 N·m。 N——驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目，N=1。 iTL——由發(fā)動(dòng)機(jī)至所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪之間的傳系最檔傳動(dòng)比， iTL＝i1·i0=25.97。 ηT——上述傳動(dòng)部分傳動(dòng)效率，取ηT＝0.9。 K0——離合器產(chǎn)生沖擊載荷時(shí)超載系數(shù) ，K0=1。 帶入式2-2得Tce= 8017.865 N·m （2） 按驅(qū)動(dòng)輪打滑確定從動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tcs Tcs=G2?φ?rrηLB?iLB………………………………………（2-3） 式中：G2——滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)輪上的靜載荷系數(shù) ，G2=5000×9.8= 49000N。 φ——輪胎與路面間的附著系數(shù)，取φ＝0.85。 rr

19、——車輪的滾動(dòng)半徑，rr=0.407878m。 ηlB、ilB——分別為所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比，本設(shè)計(jì)無輪邊減速器取ηlB＝0.95、 ilB＝1。 帶入式2-3得Tcs =17882.23 N·m 由上述計(jì)算得主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷取TC=Tce=8017.865 N·m。當(dāng)計(jì)算主減速器主動(dòng)齒輪時(shí)，只需將式（2-2）和（2-3）分別除以該對齒輪的減速比及傳動(dòng)效率。  2.2.2.2 按正常持續(xù)使用計(jì)算，即主減速器從動(dòng)齒輪的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcm Tcm=Ga+GT?rriLB?ηLB(fR+fH+fP)………………………(2-4) 式

20、中：Ga——汽車滿載總重量，Ga=76440 N。 GT——所牽引的掛車滿載總重量，N，GT=0。 fR——道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，計(jì)算時(shí)轎車取fR＝0.010～0.015；載貨汽車取0.015～0.020；越野汽車取0.020～0.035；該車取0.01。 fH——汽車正常使用時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)。通常，轎車取0.08；載貨汽車和城市公共汽車取0.05～0.09；長途公共汽車取0.06～0.10，越野汽車取0.09～0.30。該車取0.06。 fP——汽車或汽車列車的性能系數(shù)： fP=110016-0.195(Ga+GT)Temax............................

21、......（2-5） 當(dāng)0.195(Ga+GT)Temax>16時(shí)，取fP=0 經(jīng)計(jì)算，本設(shè)計(jì)取fP=0 帶入式（2-5）得Tcm=2297.34N·m 2.2.2.3 主動(dòng)錐齒輪的轉(zhuǎn)矩計(jì)算[2][3] TZ=Tci0ηt=8017.8650.95×4.532=1863.281 N?m……………………….(2-6) TZm=Tcmi0ηt=3610.1070.95×4.532=838.507 N?m……………….……..(2-7) 式中：Tz——主減速器主動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩。 Tzm——主減速器主動(dòng)齒輪平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩。 Tc——主減速器從動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩。 Tcm——主減速器從

22、動(dòng)齒輪平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩。 i0——主減速比。 ηt——主減速器機(jī)械傳動(dòng)效率。 2.3. 主減速器齒輪主要參數(shù)的確定 1. 2. 2.1. 2.2. 2.3. 2.3.1. 主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)的確定[3][4] 對于單級主減速器，當(dāng)i0較大時(shí)，則應(yīng)盡量使主動(dòng)齒輪的齒數(shù)Z1取得小些，以得到滿意的驅(qū)動(dòng)橋離地間隙。一般Z1可取7－12，為了磨合均勻主、從動(dòng)齒輪的齒數(shù)Z1、Z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)，為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和應(yīng)不少于40。 查《汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》表4-5[4] Z1＝9 Z2＝i0×Z1=40.788取41，實(shí)際傳動(dòng)比為4.555，Z1+Z2=5

23、0>40符合要求。 從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑及端面模數(shù)的確定 根據(jù)從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，按經(jīng)驗(yàn)公式 d2=Kd2?3Tc…………………………………….(2-8) 式中：d2——從動(dòng)錐齒輪的節(jié)圓直徑，㎜。 kd2——直徑系數(shù)，kd2=13～16。 Tc——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Tc=8017.865 N·m。 根據(jù)該式可知從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑的取值范圍為260.193mm～320.238mm。 本設(shè)計(jì)取 d2＝280mm。 從動(dòng)錐齒輪大端模數(shù) m＝d2/Z2=6.8，取m＝7 2.3.2. 齒面寬的確定 汽車主減速器雙曲面齒輪的從動(dòng)齒輪齒面寬F（mm）推薦為[3]： F＝0.155

24、×d2＝43.4mm……………………………（2-9） 式中：d2——從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，280mm。 并且F要小于10m=70,考慮到齒輪強(qiáng)度要求取F=44mm。 2.3.3. 雙曲面齒輪的偏移距E、偏移方向和旋向的確定 轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的E值，不應(yīng)超過從動(dòng)齒輪節(jié)錐距A0的40%(接近于從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑d 2的20%)；而載貨汽車、越野汽車和公共汽車等重負(fù)荷傳動(dòng)，E則不應(yīng)超過從動(dòng)齒輪節(jié)錐距A0的20%（或取E值為d：的10%～12%，且一般不超過12%）。傳動(dòng)比愈大則正也應(yīng)愈大，大傳動(dòng)比的雙曲面齒輪傳動(dòng)，偏移距E可達(dá)從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑d2的20％～30％。但當(dāng)E大干d2

25、的20％時(shí)，應(yīng)檢查是否存在根切[3]。本設(shè)計(jì)取E為33mm，下偏移，主動(dòng)齒輪左旋，從動(dòng)齒輪右旋。 圖2-1 雙曲面錐齒輪傳動(dòng)偏移距 (a)、(b)主動(dòng)齒輪軸線下偏移 （c）、（d）主動(dòng)齒輪軸線上偏移 圖2-2 雙曲面錐齒輪傳動(dòng)偏移方向 2.3.4. 螺旋角的確定[3] 螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的，“格里森”制推薦用下式，近似預(yù)選主動(dòng)齒輪螺旋角的名義值： β1'=25°+5°Z2Z1+90°Ed2………………………(2-10) 式中:β1′——主動(dòng)齒輪名義螺旋角的預(yù)選值。 Z1、Z2——主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)，9、41。 d2——從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑 2

26、80mm。 E——雙曲面齒輪的偏移距33 mm。 帶入式（2-10）得β1′=46.29°，取46°。 2.3.5. 圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸設(shè)計(jì)[3][5] 表2-2 圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表[5] mm 序號 名稱 計(jì)算說明 計(jì)算結(jié)果 （1）* 小齒輪齒數(shù) Z1 9 （2）* 大齒輪齒數(shù) Z2 41 （3） 齒數(shù)比的倒數(shù) Z1/Z2 0.219512 （4）* 大齒輪齒面寬度 F 44 （5）* 小齒輪軸線偏移距 E 33 （6）* 大齒輪分度圓直徑 d2 280 （7）* 刀盤名

27、義半徑 參考[3]表9-4 95.25 （8） 小齒輪螺旋角的預(yù)選值 β1' 46° （9） ε2'正切值 tanβ1' 1.035530 （10） 初選大齒輪分錐角余切值 cotr2i=1.2(3) 0.263414 （11） r2i的正弦值 sinr2i 0.967014 （12） 初定大齒輪中點(diǎn)分度圓半徑 Rm2=6-4(11)2.0 118.7257 （13） 大小齒輪螺旋角差值之正弦值 sinεi'=5(11)(12) 0.268783 （14） εi'的余弦值 cosεi' 0.963201 （15） 初定小齒輪的擴(kuò)大

28、系數(shù) (14)+(9)(13) 1.241534 （16） 小齒輪中點(diǎn)分度圓半徑換算值 (3)(12) 26.06172 （17） 初定小齒輪在齒寬中點(diǎn)處的分度圓半徑 Rm1=15(16) 32.35651 （18） 輪齒收縮系數(shù) TR=0.021+1.06 1.24 （19） 近似計(jì)算公法線在大齒輪軸線上的投影 (12)(10)+(17) 483.0755 （20） 大齒輪軸線在小齒輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正切 tanη=(5)(19) 第一次試算 第二次試算 第三次試算 0.068312 0.075143 0.078896 （21） η角

29、余弦值 cosη=1.0+(20）2 1.002331 1.002819 1.003107 （22） η角正弦值 sinη=(20)(21) 0.068153 0.074968 0.078652 （23） 大齒輪軸線在小齒輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)的偏置角 η 3.90778° 4.29938° 4.51109° （24） 初算大齒輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正弦值 sinε2=5-17(22)(12) 0.259377 0.257520 0.256516 （25） ε2角正切值 tanε2 0.268568 0.266509 0.265396 （26） 初

30、算小輪分錐角正切 tanγ1 Ⅱ=(22)(25) 0.253764 0.281296 0.296357 （27） Υ1 Ⅱ角余弦值 cosΥ1 Ⅱ 0.969278 0.962639 0.958782 （28） 第一次校正螺旋角差角ε2'的正弦 sinε2'=(24)(27) 0.267598 0.267515 0.267544 （29） ε2'角余弦值 cosε2' 0.963531 0.963554 0.963546 （30） 第一次校正后小齒輪螺旋角的正切值 tanβ1 Ⅱ=15-(29)(28) 1.038883 1.039119

31、 1.039037 （31） 擴(kuò)大系數(shù)修正量 (28)9-(30) -0.000897 -0.000960 -0.000938 （32） 大輪擴(kuò)大系數(shù)修正量的換算值 331 -0.000197 -0.000211 -0.000206 （33） 校正后大輪分偏置角正弦 sinε1=24-22(32) 0.259390 0.257536 0.256532 （34） ε1角正切 tanε1 0.268583 0.266526 0.265414 （35） 校正后小齒輪分錐角正切 tanγ1=(22)(34) 0.253750 0.281278

32、 0.296337 （36）* 小齒輪分錐角 γ1 14.2383° 15.7101° 16.5065° （37） γ1角余弦 cosγ1 0.969281 0.962644 0.958788 （38） 第二次校正螺旋角差值ε1'的正弦 sinε1'=(33)(37) 0.267611 0.267530 0.267559 （39） ε1'值 ε1' 15.5222° 15.5173° 15.5191° （40） ε1'角的余弦 cosε1' 0.963527 0.963550 0.963541 （41） 第二次校正后螺旋角差值的

33、正切值 tanβ1=15+31-(40)(38) 1.035496 1.035488 1.035491 （42）* β1的值應(yīng)接近(8) β1 45.9991° 45.9988° 45.9989° （43） β1的余弦 cosβ1 0.694670 0.694673 0.694672 （44）* 確定大齒輪螺旋角β2 β2=42-(39) 30.4768° 30.4815° 30.4789° （45） β2的余弦 cosβ2 0.861835 0.861793 0.861816 （46） β2的正切 tanβ2 0.588500

34、 0.588610 0.588549 （47） 大齒輪分錐角的余切 cotγ2=(22)(33) 0.262743 0.291097 0.306597 （48）* γ2的值 γ2 75.2787° 73.7699° 72.9546° （49） γ2的正弦 sinγ2 0.967173 0.960147 0.956073 （50） γ2的余弦 cosγ2 0.254118 0.279496 0.293129 （51） 17+12(32)(37) 33.35784 33.58610 33.72180 （52） (12)(50)

35、 467.2070 424.7850 405.0288 （53） 兩背錐之和 51+(52) 500.5648 458.3711 438.7506 （54） 大齒輪分錐距在螺旋線上中點(diǎn)切線方向投影 124549 105.7949 106.5639 107.0208 （55） 小齒輪分錐距在螺旋線上中點(diǎn)切線方向投影 435135 91.32095 82.94768 79.05051 （56） 極限齒形角正切負(fù)值 -tanα01=4155-46(54)(53) 0.064531 0.050541 0.042995 （57） 極限齒形角負(fù)值

36、 -α01 3.69224° 2.89332° 2.46192° （58） α01的余弦 cosα01 0.997924 0.998725 0.999077 （59） 41(56)(51) 0.002001 0.001558 0.001320 （60） 46(56)(52) 0.000081 0.000070 0.000062 （61） 5455 9661.291 8839.228 8460.049 （62） 54-(55)(61) 0.001498 0.002672 0.003306 （63） 59+60+(6

37、2) 0.003580 0.004300 0.004688 （64） 41-(46)(63) 124.8592 103.9251 95.33746 （65） 齒線中點(diǎn)曲率半徑 rd'=(64)(58) 125.1189 104.0578 95.42554 （66） rd與rd'比值 (7)(65) 0.761276 0.915357 0.998160 （67） 350；1.0-(3) 左0.064345 右0.780488 （68） (5)(34)-1735；35(37) 左114.7456 右0.284124 （69）

38、 37+40(67)左 1.020787 （70） R圓心至軸線交叉點(diǎn)的距離 zm=49(51) 32.23929 （71）* 大齒輪分錐頂點(diǎn)至軸線交叉點(diǎn)的距離 z=1247-70 4.161653 （72） 大齒輪分錐上中點(diǎn)錐距 Am=(12)(49) 124.1806 （73）* 大齒輪節(jié)錐距 A0=0.5(6)(49) 146.4323 （74） 大齒輪分錐上齒半寬 73-(72) 22.25170 （75） 大齒輪在齒面寬中點(diǎn)處的工作齒高 hm=k12(45)(2) 9.483290 （76） 12(46)(7) 0.733

39、605 （77） (49)(45)-(76) 0.375765 （78） 輪齒兩側(cè)壓力角的總和 α1=2倍平均壓力角[3] 42.5° （79） α1角正弦 sinα1 0.675590 （80） 平均壓力角 α12=(78)2 21.15° （81） 平均壓力角余弦值 cosα12 0.932639 （82） 平均壓力角正切值 tanα12 0.386871 （83） (77)(82) 0.971293 （84） 雙重收縮齒齒根角總和（′） δD=10560(83)(2) 250.1672 （85） 大齒輪齒頂高系數(shù)

40、Ka 0.170 （86） 大齒輪齒根高系數(shù) Kb=1.150-(85) 0.98 （87） 大齒輪齒面寬中點(diǎn)處的齒頂高 h'm2=75(85) 1.612159 （88） 大齒輪齒面寬中點(diǎn)處的齒根高 h"m2=7586+0.05 9.343624 （89）* 大齒輪齒頂角 θ2=84(85) 42.5286′ （90） sinθ2 0.012371 （91）* 大齒輪齒根角 δ2=84-(89) 207.639′ （92） sinδ2 0.060363 （93）* 大齒輪大端齒頂高 h2'=87+74(90) 1.8874

41、35 （94）* 大齒輪齒根高 h2"=88+74(92) 10.68680 （95）* 徑向間隙 C=0.15075+0.05 1.472494 （96）* 大齒輪齒全高 h=93+94 12.57424 （97）* 大齒輪齒工作高 hg=96-(95) 11.10175 （98）* 大齒輪的面錐角 γ02=48+(89) 73.6634° （99） sinγ02 0.959626 （100） cosγ02 0.281280 （101）* 大齒輪的根錐角 γR2=48-(91) 69.4940° （102） sinγ

42、R2 0.936636 （103） cosγR2 0.350305 （104） cotγR2 0.374004 （105）* 大齒輪外圓直徑 d02=93(50)0.5+(6) 281.1065 （106） 大齒輪大端分度圓中心線至軸線交叉點(diǎn)的距離 70+74(50) 38.76191 （107）* 大齒輪外援至小齒輪軸線的距離 X02=106-93(49) 36.95738 （108） 7290-(87)(99) -0.079115 （109） 7292-(88)(102) -1.972709 （110）* 大齒輪面錐頂點(diǎn)

43、至小齒輪軸線的距離 Z0=71-(108) 4.240768 （111）* 大齒輪齒根錐頂點(diǎn)至小齒輪小齒輪軸線的距離 ZR=71+109 2.188944 （112） 12+70104 130.7833 （113） 修正后小齒輪軸線在大齒輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)的偏置角正弦 sinε=(5)(112) 0.252325 （114） 角的余弦 cosε=1-(113)2 0.967643 （115） 角的正切 tanε=(113)(114) 0.260762 （116） 小齒輪面錐角正弦 sinγ01=103(114) 0.338970 （117）*

44、 小齒輪面錐角 γ01 19.8141° （118） cosγ01 0.940797 （119） tanγ01 0.360300 （120） 102111+(95)(103) 9.927742 （121）* 小齒輪面錐頂點(diǎn)至大齒輪軸線的距離 G0=5113-(120)(114) -1.654553 （122） tanλ'=38(67)左(69) 0.016866 （123） λ'；cosλ' 0.96626° 0.999858 （124） Δλ'=39-(123)左;cosΔλ' 14.5528° 0.967916

45、（125） θ1=117-36;cosθ1 3.3076° 0.998334 （126） -+113(67)右-(68)右 -0.087187 -0.481061 （127） (123)右(124)右 1.033001 （128） (68)左+87(68)右 115.2037 （129） (118)(125)右 0.942367 （130） 74(127) 22.98603 （131）* 小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離 BR=128+130129+75(126)左 136.0382 （132） 4127-(130)

46、22.46601 （133）* 小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線的距離 B1=128-132129+75(126)右 89.47043 （134） 121+(131) 134.3836 （135）* 小齒輪的外圓直徑 d01=119(134)0.5 96.83682 （136） 70(100)(99)+(12) 128.1755 （137） sinε0=(5)(136) 0.257459 （138） ε0 14.9193° （139） cosε0 0.966289 （140） 99110+(95)(100) 19.7

47、0295 （141）* 小齒輪根錐頂點(diǎn)至大齒輪軸線的距離 GR=5137-(140)(139) -11.59778 （142） sinγR1=100(139) 0.271798 （143）* 小齒輪根錐角 γR1 15.7713° （144） cosγR1 0.962354 （145） tanγR1 0.282431 （146）* 最小齒側(cè)間隙允許值 Bmin 0.168 （147）* 最大齒側(cè)間隙允許值 Bmax 0.232（參考[3]表9-11） （148） 90+(92) 0.072734 （149） 96-

48、4(148) 9.373944 （150） 在節(jié)平面內(nèi)大齒輪內(nèi)錐距 Ai=73-(4) 102.4323 注： 1、計(jì)算說明中（1）、（2）、（3）表示第（1）、（2）、（3）計(jì)算的結(jié)果。 2、序號上帶*的是生產(chǎn)圖紙上需要的參數(shù)。 3、第（65）項(xiàng)求得的齒線曲率半徑與第(7)項(xiàng)選頂?shù)牡侗P半徑之差不應(yīng)超過的1%，否則要重新試算第(20)項(xiàng)至第(65)項(xiàng)。 圖2—3 雙曲面齒輪副的安裝尺寸(括號內(nèi)的數(shù)字為表2-2中計(jì)算步驟序號，即應(yīng)將該序號下的計(jì)算結(jié)果標(biāo)在圖上)。  2.4. 主減速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算[2][3] 1. 2. 2.1. 2.2. 2.3. 2.

49、4. 2.4.1. 單位齒上的圓周力 1. 2. 2.1. 2.2. 2.3. 2.4. 2.4.1. p=PF……………………………………（2-11） 式中：p——單位齒長上的圓角力，N／mm。 P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Teamx和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算。 F——從動(dòng)齒輪的齒面寬，mm。 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)： p=2kd?Temax?kig?if?ηn?d1?F×103…….…………………………(2-12) 式中：Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，343 N·m； ig——變速器傳動(dòng)比，常取1檔及直接檔進(jìn)行計(jì)算 kd——由于

50、猛接離合器而產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，Kd=1。 k——液力變矩器變矩系數(shù)，K=1。 if——分動(dòng)器器傳動(dòng)比，if=1。 η——變速器傳動(dòng)效率，η=0.97。 n——計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，1。 d1——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，61.463mm。 F——從動(dòng)齒輪的齒面寬，44mm 1檔：ig=5.731。帶入式（2-12）得p =1410.1322MPa。 直接檔：ig=1.0。帶入式（2-12）得p =246.0534MPa。  表2-3 單位齒長上的圓周力許用值[p] 參數(shù) 汽車類別 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算 按最大著力矩計(jì)算 附著系數(shù) 1檔 2檔 直接檔 乘用車 893 5

51、36 321 893 0.85 商用車 貨車 1429 —— 250 1429 客車 982 —— 214 —— 目前，由于技術(shù)的進(jìn)步，可在上述許用值的基礎(chǔ)上增加10%—25%，從上可知設(shè)計(jì)的齒輪符合要求。 2.4.2. 齒輪的彎曲強(qiáng)度計(jì)算 σw=2TjK0KsKmKvFzm2J×103 ………………………..（2-13） 式中：Tj——齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 N·m； K0——超載系數(shù)，取 K0＝1； Ks——尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關(guān)。當(dāng)端面模數(shù)m≥1.6mm時(shí)，Ks=4m25.4 。 K

52、m——載荷分配系數(shù)，取Km＝1.10。 Kv——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好、周節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，可取Kv＝1。 F——計(jì)算齒輪的齒面寬度。 Z——計(jì)算齒輪的齒數(shù)。 m——端面模數(shù) mm。 J——計(jì)算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)。 圖2—4 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J 主動(dòng)齒輪的彎曲強(qiáng)度校核： Tj=1965.741 N·m；Z=9；Ks=0.7245；J=0.305；F=45；m=7 帶入式（2-13）得σw=517.65MPa<[σ]=780MPa。 從動(dòng)齒輪的彎曲強(qiáng)度校核： Tj=8017.865 N·m；Z=41；Ks=0.7245；J=0.266；F=

53、44 帶入式（2-13）得σw=543.51MPa<[σ]=700MPa。 經(jīng)計(jì)算主減速器齒輪彎曲強(qiáng)度滿足要求。 2.4.3. 齒輪的接觸強(qiáng)度計(jì)算 σj=Cpd12T1maxK0KsKmKfKvFJ×103?3T1T1max …………………….(2-14) 式中：T1、T1max——分別為主動(dòng)齒輪的平均轉(zhuǎn)矩和計(jì)算轉(zhuǎn)矩 N·m。 Cp——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6N1/2/mm。 d1 ——主動(dòng)齒輪的節(jié)圓直徑 mm。 K0、Kv 、Km ——見式（2-13）說明。 Ks——尺寸系數(shù)，可取 Ks＝1。

54、 Kf ——表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精密的齒輪可取 Kf＝1。 F——齒面寬 mm，取齒輪副中較小的。 J——計(jì)算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)。 圖2—2 接觸強(qiáng)度計(jì)算用綜合系數(shù)J T1=885.09；T1max=1965.741；d1=61.463；F=44；J=0.13 帶入式（2-14）得σj=2522.08MPa<[σ]=2800MPa。 主從動(dòng)齒輪的接觸應(yīng)力是相同的，許用接觸應(yīng)力為2800 Mpa。滿足條件要求。 2.5. 主減速器錐齒輪軸承的載荷計(jì)算[6] 1. 2. 2.1. 2.2. 2.3. 2.4. 2.5. 2.5.1.

55、主動(dòng)錐齒輪的支承形式 主動(dòng)錐齒輪的支承形式可分為懸臂式和跨置式支承兩種,本設(shè)計(jì)采用跨置式支撐。 （a）懸臂式支撐 （b）跨置式支撐 圖2—3 主減速器主動(dòng)齒輪的支撐形式 2.5.2. 從動(dòng)錐齒輪的支承形式 從動(dòng)錐齒輪固結(jié)于差速器總成，通過一對圓錐滾子軸承支撐，兩軸承大端相對，以減少c+d增加支撐剛度，但是c+d≥70%d2（d2為主減速器從動(dòng)齒輪分度圓直徑）,一邊給布置支撐筋留有足夠的空間。 2.5.3. 軸承載荷計(jì)算校核[3][6] 本設(shè)計(jì)先根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)選定軸承型號，然后驗(yàn)算軸承壽命。在計(jì)算軸承之前要先求出作用在軸上的力和軸承上的反力，這樣就要先求出作用在齒輪上的力。

56、錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該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。 2.5.3.1. 齒寬中點(diǎn)處的圓周力F F=2Tdm…………………………………….（2-15） 式中：T——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動(dòng)齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩見式（2-16）。 dm——該齒輪齒寬中點(diǎn)分度圓直徑。  T1d=Temax31100fg1(ig1?fT1100)3+fg2(ig2?fT2100)3+fg3(ig3?fT3100)3+…….（2-16） 式中：Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m。 fg1、fg2、fg3、…，fgR——變速

57、器1、2、3，…，倒檔利用率。 ig1、ig2、ig3、…，igR——變速器1、2、3，…，倒檔傳動(dòng)比。 fT1、fT2、fT3、…，fTR——變速器處于1、2、3，…，倒檔發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩利用率。 經(jīng)計(jì)算，T1d=513.188N·m，查表2-2得dm=64.71262mm，帶入式（2-15）得 F1=15.86KN 對于雙曲面齒輪傳動(dòng)有P1=P2·cosβ1/cosβ2，查表2-2得cosβ1=0.694672，cosβ2=0.861816所以 F2=19.68 KN 2.5.3.2. 錐齒輪的軸向力和徑向力計(jì)算 本次計(jì)算選用的主動(dòng)齒輪為左旋，被動(dòng)齒輪為右旋。當(dāng)汽車前進(jìn)時(shí)，主動(dòng)

58、齒輪順時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)，（從小輪軸大端看），從動(dòng)小齒輪頂看為逆針方向。 以下計(jì)算以小輪左旋，逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)作為計(jì)算依據(jù)，公式中計(jì)算結(jié)果正負(fù)含義見圖2-4所示。 α：輪齒表面法向壓力角 β：齒寬中點(diǎn)處螺旋角 γ：節(jié)錐角 P：齒寬中點(diǎn)處圓周力 圖2—4 主減速器主動(dòng)齒輪受力簡圖 表2-4 齒面上軸向力和徑向力計(jì)算公式表 主動(dòng)小齒輪 軸向力 徑向力 螺旋方向 旋轉(zhuǎn)方向 右 順時(shí)針 主動(dòng)齒輪 Fap=Fcosβ(tanαsinγ-sinβcosγ) 從動(dòng)齒輪 FaG=Fcosβ(tanαsinγ+sinβcosγ) 主動(dòng)齒輪 FRp=Fcosβ(tanαcosγ+s

59、inβsinγ) 從動(dòng)齒輪 FRG=Fcosβ(tanαcosγ-sinβsinγ) 左 逆時(shí)針 右 逆時(shí)針 主動(dòng)齒輪 Fap=Fcosβ(tanαsinγ+sinβcosγ) 從動(dòng)齒輪 FaG=Fcosβ(tanαsinγ-sinβcosγ) 主動(dòng)齒輪 FRp=Fcosβ(tanαcosγ-sinβsinγ) 從動(dòng)齒輪 FRG=Fcosβ(tanαcosγ+sinβsinγ) 左 順時(shí)針 注：公式中的節(jié)錐角7，在計(jì)算主動(dòng)齒輪受力時(shí)用面錐角代之；計(jì)算從動(dòng)齒輪受力時(shí)用根錐。計(jì)算結(jié)果如軸向力為正，表明力的方向離開錐頂，負(fù)值表示指向錐頂；徑向力是正值，表明力使該

60、齒輪離開相嚙合齒輪，負(fù)值表明力使該齒輪靠近相嚙合齒輪。當(dāng)計(jì)算雙曲面齒輪受力時(shí)，α為輪齒驅(qū)動(dòng)齒廓的法向壓力角。 本設(shè)計(jì)選擇的是左旋，逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)的主動(dòng)錐齒輪，把α1=α2=21°15′、β1=45.9989°、β2=30.4789°、γ1=γo1=19.8141°、γ2=γo2=73.6634°、F1=15.86KN 、F2=19.68KN，把這些數(shù)據(jù)代入上表中的合適的公式中，得： 主動(dòng)錐齒輪上的軸向力： Fap=-12.44KN，徑向力： FRp=13.92KN 從動(dòng)錐齒輪上的軸向力： FaG=11.78KN，徑向力： FRG=-8.62KN 2.5.3.3. 錐齒輪軸承的載荷

61、當(dāng)錐齒輪齒面上所承受的圓周力、軸向力和徑向力計(jì)算后確定后，根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。本設(shè)計(jì)采用圓錐滾子軸承，根據(jù)草圖選擇軸承A、B為圓錐滾子軸承，其代號均為32012X2。由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊[7]查的代號為32012的軸承主要參數(shù)為：內(nèi)徑d=60外徑D=95，軸承寬度B=22，基本額定動(dòng)載荷Cr=64.8KN。軸承C、D代號為33013主要參數(shù)為：內(nèi)徑d=65mm，外徑D=100mm，軸承寬度B=27mm，基本額定動(dòng)載荷Cr=98KN。軸承E代號為UN306E主要參數(shù)為：內(nèi)徑d=30mm，外徑D=72mm，軸承寬度B=19mm，基本額定動(dòng)載荷Cr=49.2KN。

62、 圖2—4 軸承布置形式 表2—5 軸承載荷計(jì)算公式及計(jì)算結(jié)果 項(xiàng)目 公式 計(jì)算結(jié)果/KN 軸承A 徑向力 F1(a+b)a2+FRp(a+b)a-FapDm12a2 58.82135162 軸向力 Fap -12.44142506 軸承B 徑向力 F1ba2+FRpba-FapDm12a2 38.20291407 軸向力 0 0 軸承C 徑向力 F2dc+d2+FRGdc+d+FaGDm22(c+d)2 10.01192481 軸向力 FaG 11.77763796 軸承D 徑向力 F2cc+d2+FRGcc+d-FaGDm22(c

63、+d)2 14.6021288 軸向力 0 0 注：由設(shè)計(jì)草圖可得，a=39.8mm、b=30mm、c=111.39mm、d=109.08mm、e=42.73mm。 2.5.3.4. 軸承型號確定[7] 滾子軸承基本額定動(dòng)載荷計(jì)算： C=fhfmfdfnfTP

64、因數(shù)。 fT——溫度因數(shù)。 Cr——軸承徑向基本額定動(dòng)載荷。 Ca——軸承軸向基本額定動(dòng)載荷。 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第5版第2篇P7232-P7235得（見表2-6） 表2—6 fh fm fd fn fT 2 1.5 1.5 0.341/0.54 1 軸承A：預(yù)選型號32012，按式（2-16）計(jì)算得C=80.6377KN＜Cr=81.8KN滿足設(shè)計(jì)要求。 軸承B：同軸承A。 軸承C：預(yù)選型號33213，按式（2-16）計(jì)算得C=180.5.36KN＜Cr=202KN滿足設(shè)計(jì)要求。 軸承D：同軸承C。 軸承E：預(yù)選型號NU306E。 2.6. 主減速

65、器齒輪的材料及熱處理[8] 汽車驅(qū)動(dòng)橋主減速器的工作相當(dāng)繁重，與傳動(dòng)系其它齒輪相比較，它具有載荷大、作用時(shí)間長、載荷變化多等特點(diǎn)。其損壞形式主要有：齒根彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕、磨損和擦傷等。據(jù)此對驅(qū)動(dòng)橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有一下要求： 1、有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度及較好的齒面耐磨性。 2、輪芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免輪齒根部折斷。 3、鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能好，熱處理變形小，以提高產(chǎn)品質(zhì)量，減少成本并降低廢品。 本次設(shè)計(jì)主減速器主、動(dòng)齒輪材料選用20CrMnTi，齒輪滲碳1.2—1.5，齒面淬火使其硬度達(dá)到58—64。 第3章 差速器設(shè)計(jì)

66、 1. 2. 3. 3.1. 差速器機(jī)構(gòu)方案分析[6] 根據(jù)汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)的要求和實(shí)際的車輪、道路以及他們之間的相互關(guān)系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過的行程往往是有差別。例如，轉(zhuǎn)彎時(shí)外側(cè)車輪的行程總要比內(nèi)側(cè)的長。另外，即使汽車作直線行駛，也會(huì)由于左右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負(fù)荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動(dòng)半徑不相等而要求車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅(qū)動(dòng)車輪軸將動(dòng)力傳遞給左右車輪，則會(huì)由于左右驅(qū)動(dòng)車輪的轉(zhuǎn)速雖相等而行程卻又不相等的這一運(yùn)動(dòng)學(xué)上的矛盾，引起某一驅(qū)動(dòng)車輪產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)或滑移。此外，由于車輪與路面間尤其在轉(zhuǎn)彎時(shí)有大的滑轉(zhuǎn)或滑移，易使汽車在轉(zhuǎn)向時(shí)失去抗側(cè)滑的能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運(yùn)動(dòng)學(xué)上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動(dòng)輪間都裝有差速器。差速器保證了汽車驅(qū)動(dòng)橋兩側(cè)車輪在行程不等時(shí)具有以不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)的要求。 差速器的結(jié)構(gòu)型式有多種，其主要的結(jié)構(gòu)型式有：對稱式圓錐行星齒輪差數(shù)器、防滑差速器，