喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 開題報告 題 目 汽車差速器 學院名稱 專業(yè)名稱 年 級 學生姓名 學 號 指導教師 職 稱 年 月 日 選題的依據及意義（包括課題的理論價值和實踐價值；國內外的研究概況等）： 目前國內重型汽車的差速器產品的技術基本源自美國、德國、 日本等幾個傳統的工業(yè)國家，我國現有的技術基本上是引進國外的基礎上發(fā)展的，而且已經有了一定的規(guī)模。但是目前我國的差速器沒有自己的核心技術產品，自主開發(fā)能力仍然很弱，影響了整車新車的開發(fā)。在差速器的技術開發(fā)上還有很長的路要走。 汽車發(fā)動機的動力經離合器、變速器、傳動軸，最后傳送到驅動橋,再左右分配給半軸驅動車輪，在這條動力傳送途徑上，驅動橋是最后一個總成，它的主要部件是減速器和差速器。減速器的作用就是減速增矩，這個功能完全靠齒輪與齒輪之間的嚙合完成，比較容易理解。而差速器 就比較難理解，什么叫差速器，為什么要“差速”？ 當汽車轉向時，車輪以不同的速度旋轉。在轉彎時，每個車輪駛過的距離不相等，即內側車輪比外側車輪駛過的距離要短。因為車速等于汽車行駛的距離除以通過這段距離所花費的時間，所以行駛距離短的車輪轉動的速度就慢。同時需要注意的是：前輪較之后輪，所走過的路程是不同的。 對于后輪驅動型汽車的從動輪，或前輪驅動型汽車的從動輪來說，不存 在這樣的問題。由于它們之間沒有相互聯結，它們彼此獨立轉動。但是兩主動輪間相互是有聯系的。因此一個引擎或一個變速箱可以同時帶動兩個車輪。如果你的車上沒有差速器，兩個車輪將不得不固定聯結在一起，以同一轉速驅動旋轉。這會導致汽車轉向困難。此時，為了使汽車能夠轉彎，一個輪胎將不得不打滑。對于現代輪胎和混凝土道路來說，要使輪胎打滑則需要很大的外力，這個力通過車橋從一個輪胎傳到另一個輪胎，這樣就給車橋零部件產生很大的應力。 汽車差速器是驅動轎的主件。它主要有三大功用： 把發(fā)動機發(fā)出的動力傳輸到車輪上； 充當汽車主減速齒輪，在動力傳到車輪之前將傳動系的轉速減下來； 將動力傳到車輪上，同時，允許兩輪以不同的輪速轉動。 從而滿足兩邊車輪盡可能以純滾動的形式作不等距行駛，減少輪胎與地面的摩擦。 差速器在汽車上有很重要的意義，汽車除了直行，還要轉彎。在轉彎過程中，由于車體存在寬度，左右輪的回轉半徑是不一樣大的，也就是說在轉彎過程中，左右輪的轉速是不一樣的，可早期的汽車左右驅動輪為剛性連接，輪胎和機械部件在轉彎過程中存在相當大的損耗，車輛的壽命受到嚴重的限制，路易斯.雷諾（法國雷諾汽車公司的創(chuàng)始人）通過一個小小的齒輪機構解決了這個問題，并形象的將其命名為差速器?，F代的差速器已經有了越來越優(yōu)良的性能，能夠實現車輛動力和操控性的完美結合。 國內目前的差速器產品大多是通過引進而開發(fā)的類型，沒有什么核心的技術產品，還有一部分是通過進口的產品?，F在我國已經對差速器有了深入的研究設計，但沒有形成一定規(guī)模的工業(yè)化設計和制造，所以我們需要在這個領域開發(fā)和生產具有自主知識產權、適合我國國情的重型汽車差速器。 本課題研究內容 1. 本設計的目的及意義。 2. 差速器結構方案的選擇與設計。 3. 差速器總成設計。 4. 差速器主要零部件的選擇與設計。 5. 其他零件設計。 6. 詳細撰寫畢業(yè)設計說明書。 本課題研究方案 樣機設計、制造、試驗 可行性試驗通過后，便設計和制造汽車差速器的樣機。樣機制造好后，再進行現場試驗，經設計——制造——試驗——修改——制造——試驗的幾次循環(huán)，最終使樣機各項運作指標達到規(guī)定的要求，并通過鑒定。 研究的創(chuàng)新之處 1. 改善了汽車后橋差速器圓錐齒輪設計方案中應力集中。 2. 改善了汽車后橋差速器圓錐齒輪應力不合理分布與擴展的狀況。 3. 提高了基體的承載能力,減少了斷裂失效的預期,優(yōu)化了產品的結構設計。 研究過程(含完成期限) 2009年12月5日　　　　　　　　　　　 下達畢業(yè)課題任務書、確認課題任務 2010年4月16日－2010年4月19日 查閱有關文獻，完成開題報告 2010年4月20日－2010年5月10日 對汽車差速器整體結構進行初步設計和分析 2010年5月11日－2010年6月5日 重點對差速器進行分析計算 2010年6月6日－2010年6月9日　　 撰寫完善畢業(yè)論文并繪制裝配圖和零件圖 2010年6月10日－2010年6月11日　 提交畢業(yè)論文、翻譯文獻并準備答辯 2010年6月12日 　　 畢業(yè)答辯 指導教師意見 指導教師簽名： 年 月 日 教研室意見 教研室主任簽名： 年 月 日 院系意見 主管領導簽名： 年 月 日 NC439212796汽車差速汽車差速器設計器設計專業(yè)：姓名：學號：指導導師：設計過程設計過程l引言l1.進行本設計的意義l2.汽車差速器的發(fā)展趨勢l3.汽車差速器的工作原理l4.汽車差速器的主要結構部件l5.結論l致謝引言引言l對于整車的結構體系來說，差速器只是裝在兩個驅動半軸之間的一個小軸承?？此莆⒉蛔愕?，但如果沒有它，兩個驅動半軸之間以剛性連接，左右車輪的轉速保持一致，汽車將只能直線行駛，不能轉彎。自從一百年前雷諾汽車公司的創(chuàng)始人路易斯雷諾發(fā)明出差速器后，它就在汽車上發(fā)揮著巨大作用。進行本設計的意義進行本設計的意義l 差速器在汽車上有很重要的意義，汽車除了直行，還要轉彎。在轉彎過程中，由于車體存在寬度，左右輪的回轉半徑是不一樣大的，也就是說在轉彎過程中，左右輪的轉速是不一樣的，可早期的汽車左右驅動輪為剛性連接，輪胎和機械部件在轉彎過程中存在相當大的損耗，車輛的壽命受到嚴重的限制，路易斯.雷諾（法國雷諾汽車公司的創(chuàng)始人）通過一個小小的齒輪機構解決了這個問題，并形象的將其命名為差速器?，F代的差速器已經有了越來越優(yōu)良的性能，能夠實現車輛動力和操控性的完美結合 汽車差速器的發(fā)展趨勢汽車差速器的發(fā)展趨勢目前國內重型汽車的差速器產品的技術基本源自美國、德國、日本等幾個傳統的工業(yè)國家，我國現有的技術基本上是引進國外的基礎上發(fā)展的，而且已經有了一定的規(guī)模。但是目前我國的差速器沒有自己的核心技術產品，自主開發(fā)能力仍然很弱，影響了整車新車的開發(fā)。在差速器的技術開發(fā)上還有很長的路要走。國內目前的差速器產品大多是通過引進而開發(fā)的類型，沒有什么核心的技術產品，還有一部分是通過進口的產品?，F在我國已經對差速器有了深入的研究設計，但沒有形成一定規(guī)模的工業(yè)化設計和制造，所以我們需要在這個領域開發(fā)和生產具有自主知識產權、適合我國國情的重型汽車差速器。汽車差速器的工作原理汽車差速器的工作原理l發(fā)動機的動力經變速器從動軸進入差速器后，直接驅動差速器殼，再傳遞到行星齒輪，帶動左、右半軸齒輪，進而驅動車輪，左右半軸的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍。當汽車直線行駛時，行星齒輪，左、右半軸齒輪和驅動車輪三者轉速相同。當轉彎時，由于汽車受力情況發(fā)生變化，反饋在左右半軸上，進而破壞差速器原有的平衡，這時轉速重新分配，導致內側車輪轉速減小，外側車輪轉速增加，重新達到平衡狀態(tài)，同時，汽車完成轉彎動作。汽車差速器部件的介紹汽車差速器部件的介紹l如上圖所示：整個汽車差速器的部件主要包括：太陽輪，行星輪，輸入錐齒輪，驅動半軸，行星軸，殼體等。結論結論經過本次設計我對汽車機械的了解更加的深入，對我以后的工作有了很好的指示，也讓我明白了做任何事情都會碰到很多的困難，但是戰(zhàn)勝困難才能得到成功。致謝致謝l感謝各位老師的觀看，因為水平有限，所以是設計時可能有不足之處，希望能夠得到各位老師的指導。l謝謝 畢業(yè)設計說明書（論文） 題 目： 汽車差速器設計 作 者： 學 號 專 業(yè)： 班 級： 指導教師： （姓名） （專業(yè)技術職務） 評 閱 者： （姓名） （專業(yè)技術職務） 年 月 畢業(yè)設計說明書（論文）中文摘要 汽車差速器設計 摘要：隨著社會的發(fā)展，汽車在生產和生活中的越來越廣泛，差速器是汽車中的重要部件，其殼體的結構及加工精度直接影響差速器的正常工作，因此研究差速器的加工方法和工藝的編制是十分必要和有意義的。本次設計主要內容有：差速器的工作原理結構分析，差速器殼體的工藝編制，差速器側面錐形齒輪、太陽輪（驅動齒輪）、行星齒輪、驅動半軸、行星軸的設計及加工，以及對材料的選擇。在總體設計完成后對不同的零件進行了必要的校核計算，并且對該差速器的使用、維護及壽命也進行了簡單的分析。隨著科技的發(fā)展，我國關于差速器的改進也逐漸趨于完善，但是與外國先進的機械相比還是有很大的差距，因此，對加速器的快速研究及發(fā)展就顯得尤為重要。 通過本次汽車差速器的設計過程，我很好的認識到了自己的不足，在設計過程中也借鑒了一些我國其它機械的經驗，對以后的工作有了新的認識。 關鍵詞：差速器 直齒圓錐齒輪 驅動半軸 行星軸 畢業(yè)設計說明書（論文）外文摘要 Automotive differential Abstract With the development of society, the cars in the production and the life more and more widely, differential is an important part in the car, shell structure and processing accuracy directly affect the normal work of the differential, so the study of processing method and process differential preparation is very necessary and meaningful. Main contents: the design principle of the differential differential shell structure analysis, the craft, the side gears, cone-shaped differential drive gear wheel (planetary gear drive, half of the planetary shaft, design and processing, as well as to the choice of materials. After the completion of the overall design in different parts of the necessary to check calculation, and the use and maintenance of life and make a simple analysis. With the development of science and technology in China, the improvement on differential gradually matured, but compared with foreign advanced mechanical or have a large gap, therefore, the research and development of fast accelerator is particularly important. Through the design process of the car, I differential well known to my own shortcomings, in the design process and some other machinery in China from the experience of working with new knowledge. Keywords：belt conveyor；fixed； Lectotype Design；main parts 目 錄 1緒論 1 1.1課題研究的背景 1 1.2 差速器的研究現狀 1 1.3課題研究的具體內容及方法 3 2 技術任務書(JR) 3 2.1設計要求 3 2.2 結構及其工作原理 4 2.3 主要參數介紹 4 2.4 關鍵技術及解決方案 4 3 設計計算說明書（SS） 5 3.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 6 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 7 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計和計算 7 3.3.1 差速器齒輪的基本參數的選擇 7 3.3.2 差速器齒輪的幾何計算 10 3.3.3 差速器齒輪的強度計算 12 3.3.4 差速器齒輪的材料 13 3.4驅動半軸的設計 13 3.4.1 半浮式半軸桿部半徑的確定 14 3.4.2 半軸花鍵的強度計算 16 3.4.3 半軸其他主要參數的選擇 17 3.4.4 半軸的結構設計及材料與熱處理 17 3.4.5 行星齒輪軸的設計及其強度計算 18 3.4.6 軸承的選擇與校核 18 3.5 主減速器從動齒輪的設計 19 3.5.1 主減速器的結構形式的選擇 19 3.5.2 主減速器的減速形式 19 3.5.3主減速器的齒輪類型 20 3.5.4 主減速器主、從動錐齒輪的支承型式及安置方法 21 3.5.5 主減速器從動齒輪的基本參數選擇與設計計算 21 3.5.6 主減速從動齒輪計算載荷的確定 23 3.6 驅動橋殼設計 25 4 使用說明書(SM) 26 4.1 型號名稱 26 4.2 差速器的主要技術參數 26 4.3 使用注意事項 27 4.4 維護及保養(yǎng) 27 5 標準化審查檢驗報告(BS) 27 5.1 概述 27 5.2 產品圖樣及設計文件的標準化審查 27 5.3 新產品標準化系數 27 5.4 新產品貫徹執(zhí)行的各類標準 28 5.5 對改型產品標準情況的綜合評價 29 6結論 29 參考文獻 30 致謝 31 汽車差速器設計 1 緒論 1．1 課題研究的背景 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，零部件供應商和規(guī)模較大的零部件廠把形成自主開發(fā)能力建設擺到重要地位，提升產品技術水平，實現和主機廠同步開發(fā)甚至超越主機廠產品發(fā)展的優(yōu)勢，這是增強競爭力的關鍵所在，形成了“引進—．吸收—試制一自主創(chuàng)新”的良性發(fā)展。 在新車型的研發(fā)中，驅動橋作為汽車傳動系中的一個關鍵性的部件總成，其性能直接影響著整車性能。而差速器則是驅動橋的關鍵部件之一，其力矩的分配和各構件的強度，直接決定著車輛的轉向性能、通過性和可靠性。汽車行駛運動學的要求和實際車輪、道路及其相互關系表明：汽車在行駛過程中，左右車輪在同一時間內所滾過的路程往往是不相等的，如轉彎時內側車輪行程比外側車輪短。即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右兩輪胎的氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素，引起車輪滾動半徑不相等。這種情況下，如果驅動橋的左右車輪剛性連接，則不論轉彎行駛或直線行駛，均會引起車輪在路面上滑移或滑轉。一方面會加劇輪胎磨損，功率和燃料消耗；另一方面會使轉向沉重，通過和操縱性交壞。為此，，在驅動橋的左右輪間都裝有輪間差速器。在多橋驅動的汽車上還裝有軸間差速器，以提高通過性，同時避免在驅動橋間產生功率循環(huán)及由此引起的附載荷，傳動系零件損壞，輪胎磨損和燃料消耗等。差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉動。 國內外大多車橋制造企業(yè)所需的差速器都是分別從零部件制造廠購買齒輪，殼體和墊片等零件，然后自行裝配差速器總成。這種方式，一方面增加了車橋企業(yè)的勞動量，因此車橋企業(yè)希望根據需求直接采購差速器總成；另一方面也限制了零部件廠的利潤空間，而零部件廠也希望產品系統化以提高利潤。因此差速器的參數化設計以及強度驗證成為雙方都亟待解決的問題。 1．2 差速器的研究現狀 差速器作為汽車零部件中一個較小的總成，把它單獨拿來進行設計、分析的比較少，通常都把它作為驅動橋設計的一部分，因此對它的設計方法及分析的相關研究一般都不夠詳細具體。 2005年，四川大學的李建超等人在研究后橋的設計過程中對差速器的設計從理論上作了比較完整的闡述。他們詳細敘述了差速器的類型，分析了差速器的結構，受力以及運動情況。并且列出了差速器設計所需的計算公式，為差速器的設計提供了理論依據。 2005年，吉林大學的蔣法國等人對差速器的行星齒輪進行了彎曲強度分析，并且分析了齒根圓角變化對結構的影響，結果表明該該差速器行星齒輪的齒根彎曲應力在規(guī)定的范圍內，另外隨著齒根圓角半徑的增大齒根應力逐漸減小。通過他們的分析為行星齒輪的設計提供了依據，并且他們對單齒齒根應力的加載求解方法也為其它齒輪分析找到了一種新方法。 2005年，華中科技大學的吳忠鳴，王新云等基于ANSYS對差速器圓錐齒輪進行了輪齒接觸碰撞有限元分析。建立了完整的行星齒輪和半軸齒輪的接觸模型，采用solid95單元，選擇大齒輪齒面做接觸面，小齒輪齒面作目標面。采用MPCI 84單元來傳遞扭矩。從而在靜態(tài)中近似模擬接觸碰撞。分析結果表明隨著嚙合位置向齒頂推移，齒輪的接觸變形就越嚴重，符合實際情況。 2007年，合肥工業(yè)大學的姜平應用MATLAB軟件對差速器進行優(yōu)化設計。設置齒輪的體積為目標函數，約束行星齒輪的齒數、半軸齒輪齒數、模數、尺寬、裝配條件等，然后利用MATLAB軟件的優(yōu)化工具箱輸出計算后的最優(yōu)設計結果。計算結果顯示比傳統設計方法更有效，更精確。 2007年，華中科技大學的鄭威、金俊松等學者基于UG開發(fā)了一套差速器圓錐齒輪的參數化造型系統。該系統供用戶輸人齒輪造型所需的參數，包括基本參數和形狀參數。形狀參數包括兩部分，一部分由基本參數計算得到(如節(jié)錐角、弧齒厚等)，另一部分需要用戶指定(如齒輪背面的球半徑、齒輪中心孔直徑等)。在實際的工程應用中，由基本參數計算得到的部分數據還需要進行修改(弧齒厚、齒頂角、齒根角)。因此，設計的系統界面包括基本參數輸入對話框和需要用戶指定或修改的形狀參數輸入對話框。設計結果表明只需輸入一些參數，差速器齒輪就能自動生成，大大的節(jié)約了設計開發(fā)的時間。 2008年，江蘇大學的高翔，程建平等人基于LS．DYNA軟件對差速器直齒錐齒輪進行了動力學接觸仿真分析。他們采用的是一對齒的嚙合分析，定義齒輪內圈為shelll63單元并定義為剛體，便于施加轉矩；創(chuàng)建了4個PART定義了面面接觸；然后施加一定的約束和載荷。可以看到齒輪嚙合的每個瞬間的應力情況，同時也為齒輪的動力學接觸分析提供了新的方法。 1．3 課題研究的具體內容及方法 本課題的主要研究內容及方法包括以下幾個方面： (1)利用Proe對行星齒輪進行二次開發(fā)，開發(fā)出的系統界面包括行星齒輪參數輸入對話框和半軸齒輪參數輸入對話框，能達到只需在對話框中輸入若干的參數值，即可生成精確的齒輪模型的目的。 (2)根據對給定的車型相關參數以及差速器結構特點的分析，確定行星齒輪和半軸齒輪的類型和數目，然后通過計算確定基本參數后，綜合考慮確定最終的設計方案。 (3)根據獲得的齒輪的參數，利用Proe生成行星齒輪和半軸齒輪的精確三維模型，然后建立差速器殼體、軸承和螺釘等模型，完成差速器總成的建模。 (4)確定單元尺寸、創(chuàng)建各部件之間的裝配連接或接觸對、選擇計算工況、確定載荷，建立了差速器殼體、行星齒輪、半軸齒輪和嚙合的齒輪對的有基本模型。 (5)對所設計的差速器進行分析，包括對差速器殼體的分析，對半軸齒輪和行星齒輪的強度進行分析，對嚙合齒輪的動態(tài)接觸分析以及差速器殼體和齒輪的基本分析等。 (6)對齒輪、半軸、行星軸的受力進行力分析，對齒輪、半軸、行星軸及軸承進行全壽命分析。 (7)自行設計殼體，盡量使殼體簡單化。 2 技術任務書(JR) 2.1 設計要求 由于差速器的主要組成和工作部分是齒輪機構，因此對差速器設計提出的主要目標 要求也集中在齒輪的設計方面： (1)齒輪組的設計應滿足給定的球形限制范圍。 (2)齒輪組用鍛造成型的方法加工。 (3)包括墊片在內的齒輪組(兩個行星齒輪和兩個半軸齒輪)的球體半徑不能超41．5mm。 (4)行星齒輪的中心孔和橫軸的接觸長度不超過19mm。 2.2 結構及其工作原理 汽車差速器是驅動轎的主件。它的作用就是在向兩邊半軸傳遞動力的同時，允許兩邊半軸以不同的轉速旋轉，滿足兩邊車輪盡可能以純滾動的形式作不等距行駛，減少輪胎與地面的摩擦。汽車在拐彎時車輪的軌線是圓弧，如果汽車向左轉彎，圓弧的中心點在左側，在相同的時間里，右側輪子走的弧線比左側輪子長，為了平衡這個差異，就要左邊輪子慢一點，右邊輪子快一點，用不同的轉速來彌補距離的差異。如果后輪軸做成一個整體，就無法做到兩側輪子的轉速差異，也就是做不到自動調整。為了解決這個問題，早在一百年前，法國雷諾汽車公司的創(chuàng)始人路易斯.雷諾就設計出了差速器這個玩意。普通差速器由行星齒輪、行星輪架（差速器殼）、半軸齒輪等零件組成。發(fā)動機的動力經傳動軸進入差速器，直接驅動行星輪架，再由行星輪帶動左、右兩條半軸，分別驅動左、右車輪。差速器的設計要求滿足：（左半軸轉速）+（右半軸轉速）=2（行星輪架轉速）。當汽車直行時，左、右車輪與行星輪架三者的轉速相等處于平衡狀態(tài)，而在汽車轉彎時三者平衡狀態(tài)被破壞，導致內側輪轉速減小，外側輪轉速增加。這種調整是自動的，這里涉及到“最小能耗原理”，也就是地球上所有物體都傾向于耗能最小的狀態(tài)。例如把一粒豆子放進一個碗內，豆子會自動停留在碗底而絕不會停留在碗壁，因為碗底是能量最低的位置（位能），它自動選擇靜止（動能最?。┒粫粩噙\動。同樣的道理，車輪在轉彎時也會自動趨向能耗最低的狀態(tài)，自動地按照轉彎半徑調整左右輪的轉速。當轉彎時，由于外側輪有滑拖的現象，內側輪有滑轉的現象，兩個驅動輪此時就會產生兩個方向相反的附加力，由于“最小能耗原理”，必然導致兩邊車輪的轉速不同，從而破壞了三者的平衡關系，并通過半軸反映到半軸齒輪上，迫使行星齒輪產生自轉，速減慢，從而實現兩邊車輪轉速的差異。 2.3 主要參數介紹 主要參數見表2-1。 2.4 關鍵技術及解決方案 差速器的結構精巧，可巧妙地抵消不同車輪間的轉速差，但它又有致命的弱點。就是碰到惡劣路面如沙、泥地時，只要一個車輪陷入打滑狀態(tài)，差速器另一端的車輪會完全喪失動力而一動不動。為解決這個問題，你必須為你的差速器裝上LSD防滑差速器或AIRLOCK氣動差速鎖，把差速器的齒輪組部分完全鎖止，使差速作用臨時失效。 表2-1 參數表 參數名稱 數值 單位 汽車布置方式 前置后驅 總長 4320 mm 總寬 1750 mm 軸距 2620 mm 前輪距 1455 mm 后輪距 1430 mm 整備質量 1480 kg 總質量 2100 kg 車輪直徑 0.796 m 發(fā)動機型式 汽油 直列 四缸 排量 1.993 L 最大功率 76.0/5200 KW 最大轉矩 158/4000 NM 離合器 摩擦式離合器 變速器檔數 五檔手動 輪胎類型與規(guī)格 185R14 km 最高車速 140 km/h 3 設計計算說明書（SS） 普通圓錐齒輪差速器設計 汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時間內所滾過的路程往往不等。例如，轉彎時內、外兩側車輪行程顯然不同，即外側車輪滾過的距離大于內側的車輪；汽車在不平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會引起左、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉向和操縱性能惡化。為了防止這些現象的發(fā)生，汽車左、右驅動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。 差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。 3.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 圖3-1 差速器差速原理 如圖3-1所示，對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構。差速器殼3與行星齒輪軸5連成一體，形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪6固連在一起，固為主動件，設其角速度為；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度為和。A、B兩點分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點。行星齒輪的中心點為C，A、B、C三點到差速器旋轉軸線的距離均為。 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同一半徑上的A、B、C三點的圓周速度都相等（圖3-1），其值為。于是==，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。 當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時（圖3-1），嚙合點A的圓周速度為=+，嚙合點B的圓周速度為=-。于是 +=（+）+(-) 即 + =2 （3-1） 若角速度以每分鐘轉數表示，則 （3-2） 式（3-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關。因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑動。 由式（3-2）還可以得知：當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖3-2所示。由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。 圖3-2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 1，12-軸承； 2-螺母； 3，14-鎖止墊片； 4-差速器左殼； 5，13-螺栓； 6-半軸齒輪墊片； 7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計和計算 由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制。 3.3.1 差速器齒輪的基本參數的選擇 1.行星齒輪數目的選擇 載貨汽車采用2個行星齒輪。 2.行星齒輪球面半徑的確定 圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。 球面半徑可按如下的經驗公式確定： mm (3-3) 式中 —行星齒輪球面半徑系數，可取2.52～2.99，對于有2個行星齒輪的載 貨汽車取小值； T —計算轉矩，取Tce和Tcs的較小值，N·m. 轉矩的計算 （3-4） 式中 —車輪的滾動半徑， =0.398m igh—變速器量高檔傳動比。igh =1 根據所選定的主減速比i0值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。 把nn=5200r/n , =140km/h , r=0.398m , igh=1代入（3-4） 計算出 i=5.91 從動錐齒輪計算轉矩Tce （3-5） 式中 Tce—計算轉矩，Nm； Temax—發(fā)動機最大轉矩；Temax =158 Nm n—計算驅動橋數，1； if—變速器傳動比，if=3.704； i0—主減速器傳動比，I 0=5.91； η—變速器傳動效率，η=0.96； k—液力變矩器變矩系數，K=1； Kd—由于猛接離合器而產生的動載系數，Kd=1； i1—變速器最低擋傳動比，i1=1； 代入式（3-5），有： Tce=3320.4 Nm 主動錐齒輪計算轉矩T=896.4Nm 根據上式=2.7=40mm 所以預選其節(jié)錐距A=40mm 3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇 為了獲得較大的模數從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數盡量少。但一般不少于10。半軸齒輪的齒數采用14～25，大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比/在1.5～2.0的范圍內。 差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數時，應考慮它們之間的裝配關系，在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數，之和必須能被行星齒輪的數目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應滿足的安裝條件為： (3-6) 式中 ，—左右半軸齒輪的齒數，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，=； —行星齒輪數目； —任意整數 在此=12，=20 滿足以上要求。 4.差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角， ==30.96° =90°-=59.03° 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數m m====3.35 取 m=4mm 得 =48mm =4×20=80mm 5.壓力角α 過去汽車差速器都采用壓力角為，齒高系數為1的格里森制齒輪。目前，汽車差速器的齒輪大都采用22.5°的壓力角，齒高系數為0.8。最小齒數可減少到10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數比壓力角為20°的少，故可以用較大的模數以提高輪齒的強度。在此選22.5°的壓力角。 6.行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L 行星齒輪的安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常?。? 式中 —差速器傳遞的轉矩，N·m；在此取3320.4N·m —行星齒輪的數目；在此為4 —行星齒輪支承面中點至錐頂的距離，mm， ≈0.5d， d為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d≈0.8； —支承面的許用擠壓應力，在此取69 MPa 根據上式 =64mm =0.5×64=32mm ≈18.4mm ≈20mm 3.3.2 差速器齒輪的幾何計算 表3-1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項目 計算公式 計算結果 1 行星齒輪齒數 ≥10，應盡量取最小值 =12 2 半軸齒輪齒數 =14～25，且需滿足式（1-4） Z2=20 3 模數 =4mm 4 齒面寬 b=(0.25～0.30)A;b≤10m 20mm 5 工作齒高 =6.4mm 6 全齒高 7.203 7 壓力角 22.5° 8 軸交角 =90° 9 節(jié)圓直徑 ； 10 節(jié)錐角 ， =30.96°， 11 節(jié)錐距 =40mm 12 周節(jié) =3.1416 =12.56mm 13 齒頂高 ; =4.14mm =2.25mm 14 齒根高 =1.788-;=1.788- =3.012mm; =4.9mm 15 徑向間隙 =-=0.188+0.051 =0.803mm 16 齒根角 =; =4.32°; =6.98 17 面錐角 ； =35.28° =66.01° 18 根錐角 ； =26.64° =52.05° 19 外圓直徑 ； mm mm 20 節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離 mm mm 序號 項目 計算公式 計算結果 21 理論弧齒厚 =5.92 mm =6.63 mm 22 齒側間隙 =0.245～0.330 mm =0.250mm 23 弦齒厚 =5.269mm =6.49mm 24 弦齒高 =4.29mm =2.32mm 3.3.3 差速器齒輪的強度計算 差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度為 MPa (3-7) 式中 —差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式 在此為498.06N·m； —差速器的行星齒輪數； —半軸齒輪齒數； 　 —尺寸系數，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關， 當ｍ時，，在此＝0.629 　—載荷分配系數，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，＝1.00～1.1； 其他方式支承時取1.10～1.25。支承剛度大時取最小值。 　 —質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向 　　　　 跳動精度高時，可取1.0; —計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數，由圖3-2可查得=0.225 圖3-2 彎曲計算用綜合系數 根據上式==478.6MPa〈980 MPa 所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。 3.3.4 差速器齒輪的材料 差速器齒輪和主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用。 3.4 驅動半軸的設計 驅動半軸位于傳動系的末端，其基本功用是接受從差速器傳來的轉矩并將其傳給車輪。在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中，車輪傳動裝置的主要部件是萬向節(jié)傳動裝置。在非斷開式具有橋殼的驅動橋中，車輪傳動裝置的主要零件是半軸。這里僅介紹半軸的設計方法。 半軸結構形式分析 半軸按其輪端的受力情況，可分為三種，即半浮式、3/4浮式和全浮式如圖（3-3）所示，根據課題要求確定半軸采用半浮式半軸結構，具體結構采用以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯接。 半浮式半軸(圖3-3a)的結構特點是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結構簡單，所受載荷較大，只用于轎車和輕型貨車及輕型客車上。 圖3-3 半軸結構形式簡圖及受力情況 a）半浮式 b）3/4浮式 c）全浮式 3.4.1 半浮式半軸桿部半徑的確定 半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理地確定其計算載荷。 半軸的計算應考慮到以下三種可能的載荷工況： （1）縱向力X2最大時(X2＝Z2)，附著系數預取0.8，沒有側向力作用； （2）側向力Y2最大時，其最大值發(fā)生于側滑時，為Z2中，，側滑時輪胎與地面的側向附著系數，在計算中取1.0，沒有縱向力作用； （3）垂向力Z2最大時，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為(Z2-gw)kd，kd是動載荷系數，這時沒有縱向力和側向力的作用。 由于車輪承受的縱向力、側向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即 故縱向力X2最大時不會有側向力作用，而側向力Y2最大時也不會有縱向力作用。 選取材料40Cr，調制處理。根據表15-3，取=112，于是得： d =112=27.38 初步確定半軸直徑在0.040m 半浮式半軸設計應考慮如下三種載荷工況： （1）縱向力最大，側向力為0：此時垂向力，取10500N縱向力最大值，計算時可取1．2，取0．8。 得=6300N =5040N 半軸彎曲應力，和扭轉切應力為 式中 a—輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離，a取0.06m =77.08mpa =99.63mpa 合成應力 ==406mpa (2)側向力最大，縱向力=0，此時意味著發(fā)生側滑：外輪上的垂直反力。和內輪上的垂直反力分別為 式中 —汽車質心高度參考一般計算方法取738.56mm； —輪距 =1430mm；為側滑附著系數，計算時可取1．0。 外輪上側向力和內輪上側向力分別為 內、外車輪上的總側向力為。 這樣，外輪半軸的彎曲應力和內輪半軸的彎曲應力分別為 = 565.1mpa =666.4 mpa (3)汽車通過不平路面，垂向力最大，縱向力，側向力：此時垂直力最大值為： 式中，是為動載系數，轎車：，貨車：，越野車：。 半軸彎曲應力，為 =87.7mpa 半浮式半軸許用合成應力可取為600-750Mpa范圍 故校核半徑取0.040m滿足合成應力在600mpa -750mpa范圍 3.4.2 半軸花鍵的強度計算 半軸齒輪與半軸常用花鍵連接，一般采用漸開線花鍵。對花鍵需要進行擠壓應力和鍵齒剪切應力驗算。擠壓許用應力不大于200Mpa，剪切應力不大于73Mpa。國產汽車半軸多采用40Cr或40MnB制造。另外，在中、小型汽車上，已有不少采用40或45號鋼制造半軸。對半軸一般需要進行中頻淬火，使其具有適當硬化層，并在表面形成較大殘余壓應力，明顯提高半軸的靜扭轉強度和疲勞強度。 在計算半軸在承受最大轉矩時還應該校核其花鍵的剪切應力和擠壓應力。 半軸花鍵的剪切應力為 （3-8） 半軸花鍵的擠壓應力為 （3-9） 式中 T—半軸承受的最大轉矩，T=3320.4Nm； DB—半軸花鍵(軸)外徑，DB=44mm； dA—相配的花鍵孔內徑，dA=40mm； z—花鍵齒數，在此取20； Lp—花鍵工作長度，Lp=25mm； b—花鍵齒寬，b=3.75 mm； —載荷分布的不均勻系數，取0.75。 將數據帶入式（3-8）、（3-9）得： =51.1MPa =95.8 MPa 根據要求當傳遞的轉矩最大時，半軸花鍵的切應力[]不應超過71.05 MPa，擠壓應力[]不應超過196 MPa，以上計算均滿足要求。 3.4.3 半軸其他主要參數的選擇 花鍵參數：齒數：Φ120 十孔位置度Φ0.2 為了滿足工作要求及差速器的平穩(wěn)運轉，半軸需與軸承配合，最終使不同轉速傳到汽車輪胎，因而對半軸的長度作如下分配： =25mm， =4mm， =691mm， =20mm 如圖所示： 圖3-4 花鍵軸 3.4.4 半軸的結構設計及材料與熱處理 為了使半軸的花鍵內徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做得粗些，并適當地減小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數必須相應地增加，通常取10齒(轎車半軸)至18齒(載貨汽車半軸)。半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力集中。重型車半軸的桿部較粗，外端突緣也很大，當無較大鍛造設備時可采用兩端均為花鍵聯接的結構，且取相同花鍵參數以簡化工藝。在現代汽車半軸上，漸開線花鍵用得較廣，但也有采用矩形或梯形花鍵的。 半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我國研制出的新鋼種，作為半軸材料效果很好。半軸的熱處理過去都采用調質處理的方法，調質后要求桿部硬度為HB388—444(突緣部分可降至HB248)。近年來采用高頻、中頻感應淬火的口益增多。這種處理方法使半軸表面淬硬達HRC52～63，硬化層深約為其半徑的1／3，心部硬度可定為HRC30—35；不淬火區(qū)(突緣等)的硬度可定在HB248～277范圍內。由于硬化層本身的強度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應力，以及采用噴丸處理、滾壓半軸突緣根部過渡圓角等工藝，使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高，尤其是疲勞強度提高得十分顯著。由于這些先進工藝的采用，不用合金鋼而采用中碳(40號、45號)鋼的半軸也日益增多。 3.4.5 行星齒輪軸的設計及其強度計算 由行星齒輪的孔徑初步確定行星軸的直徑為d=18.4mm 由得半軸與行星齒輪之間的傳動比為： =2.67 由傳動比可以確定功率的傳動變化，即 帶入數據得 算出 將其帶入校核公式有： 其中， p=28.46kw ，n=5200轉 ，計算可得 由上可知行星軸直徑不小于8.29mm就是安全可靠的 根據行星齒輪的工作要求可確定行星齒輪軸的長度為L=118mm，因而行星軸直徑選可以滿足工作需求。為了滿足工作需求配合軸承行星軸兩端出現長為9mm直徑為15mm的階梯段軸。 3.4.6 軸承的選擇與校核 1. 軸承的選擇：初步選軸承為：常用滾動軸承,型號為6007、6002。 2. 軸承的校核： 假設軸承的壽命為10000h,當量動載荷的計算公式為： P=XFr+YFa (3-10) 式中： Fr—軸承的徑向載荷（即軸承實際載荷的徑向分量）； Fa—軸承所受的軸向載荷（既軸承實際載荷的軸向分量）； X—徑向動載荷系數，將實際徑向載荷Fr轉化為當量動載荷的修正系數； Y—軸向動載荷系數，將實際軸向載荷Fa轉化為當量動載荷的修正系數。 其中： Fr=10（KN） Fa=7.52（KN） X=0.27 Y=1.04 將數值代入公式（4.8）得： P=XFr+YFa （3-11） 其中：ε=3 將數值代入上公式（4.9）得： 3.計算軸承的基本額定壽命Lh： Lh （3-12） 將上面計算所得數值代入公式（4.10）得： 所以軸承6007、6002都合格。 3.5 主減速器從動齒輪的設計 3.5.1 主減速器的結構形式的選擇 單級圓錐齒輪減速器 3.5.2 主減速器的減速形式 單級主減速器：由于單級主減速器具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點，廣泛用在主減速比i0<7.6的各種中、小型汽車上。根據小型貨車的載荷小，主傳動比〈7.6的特點，采用單級主減速器優(yōu)勢突出。 3.5.3主減速器的齒輪類型 在現代汽車驅動橋上，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。雙曲面齒輪其主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角也都是采用90o。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移，稱為上偏置或下偏置。這個偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。當偏移距大到一定程度時，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊凄的支承。這對于增強支承剛度、保證輪齒正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。雙曲面齒輪的偏移距使得其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。因此，雙曲面?zhèn)鲃育X輪副的法向模數或法向周節(jié)雖相等，但端面模數或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數或端面周節(jié)大于從動齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關。另外，由于雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當的螺旋錐齒輪比較，負荷可提高至175％。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，則不產生根切的最少齒數可減少，所以可選用較少的齒數，這有利于大傳動比傳動。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣，則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小，這對于主減速比i0≥4.5的傳動有其優(yōu)越性。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大，這時選用螺旋錐齒輪更合理，因為后者具有較大的差速器可利用空間。 由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，還導致其進入嚙合的平均齒數要比螺旋錐齒輪相應的齒數多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動工作得更加平穩(wěn)、無噪聲，強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來方便。 CS1028皮卡車的傳動比在4.5左右，且對離地間隙有較高的要求，鑒于上述雙曲面齒輪具有的特點，選擇雙曲面齒輪的主減速器。這種主減速器由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，零件結構如圖3-5所示． 圖3-5 主動錐齒輪及調整裝置零件圖 1—螺母; 2—后橋凸緣; 3—油封; 4—前軸承; 5—主動錐齒輪調整墊片; 6—隔套; 7—墊片; 8—位置調整墊片; 9—后軸承;10—主動錐齒輪 3.5.4 主減速器主、從動錐齒輪的支承型式及安置方法 在殼體結構及軸承型式已定的情況下，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法，對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確嚙合并具有較高使用壽命的重要因素之一。 現在汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有懸臂式、騎馬式兩種。裝載質量為2t以上的汽車主減速器主動齒輪都是采用騎馬式支承。但是騎馬式支承增加了導向軸承支座，是主減速器結構復雜，成本提高。轎車和裝載質量小于2t的貨車，常采用結構簡單、質量較小、成本較低的懸臂式結構。[5]在這里采用懸臂式結構合理。 主減速器從動錐齒輪的支承剛度依軸承的型式、支承間的距離和載荷在支承之間的分布而定。為了增加支承剛度，支承間的距離應盡可能縮小。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使他們的圓錐滾子的大端相向朝內，小端相背朝外。 3.5.5 主減速器從動齒輪的基本參數選擇與設計計算 （1）齒數的選擇 對于單級主減速器，當i0較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數取值小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙。當i0≥6時，z1的最小值可取為5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，Z1最好大于5。當i0較小(如i0=3.5～5)時，引可取為7～12，但這時常常會因主、從動齒輪齒數太多、尺寸太大而不能保證所要求的橋下離地間隙。為了磨合均勻，主、從動齒輪的齒數z1，z2之間應避免有公約數；為了得到理想的齒面重疊系數，其齒數之和對于載貨汽車應不少于40，對于轎車應不少于50。 本車的主減速比為4.55，主減速比較小，選用Z1=7，Z2=42；實際主減速比為6；Z1+Z2=49>40符合要求。 （2）節(jié)圓直徑的選擇 從動錐齒輪的計算轉矩中取較小值按經驗公式選出： （3-13） 式中 d2—從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm； Kd2—直徑系數，Kd2=13.0～15.3；取=14.2 Tc—計算轉矩，N·m; 3320.4N·m 根據該式可知從動錐齒輪大端分度圓直徑的取值范圍為 189.65mm～223.20mm.推薦當以Ⅰ擋傳遞時，節(jié)圓直徑應大于或等于以下兩式算得數值中較小值： =208mm =206mm 即在本設計中需使200mm 當以直接傳遞時，則需滿足以下條件 =175mm 最后根據上兩式中所選得的值中的較大者，即可取=212mm （3）齒輪端面模數的選擇 d2選定后，可按式m=d2/z2算出從動錐齒輪大端端面模數為5.0，并用下式校核： （3-14） 式中 Tc—計算轉矩，N·m；3320.4 N·m Km—模數系數，取Km=0.3-0.4。 由（5-2）可得模數的取值范圍為4.48～5.97 故模數取5.0合適。 （4）齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬B(mm)推薦為[10]： B=0.155d=0.155212＝32.86mm （3-15） 式中 d2—從動齒輪節(jié)圓直徑，212mm。 并且B要小于10m　即59.10mm。 考慮到齒輪強度要求取35mm。 小錐齒輪的齒面寬一般要比大錐齒輪的大10%,故取39mm （5）雙曲面齒輪的偏移距E 轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的E值，不應超過從動齒輪節(jié)錐距A0的40%(接近于從動齒輪節(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荷傳動，E則不應超過從動齒輪節(jié)錐距A0的20%（或取E值為d：的10%～12%，且一般不超過12%）。傳動比愈大則正也應愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距E可達從動齒輪節(jié)圓直徑d2的20％～30％。但當E大干d2的20％時，應檢查是否存在根切[5]。該車屬輕負荷傳動，故取E為41mm。 （6） 雙曲面齒輪的偏移方向與螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向 它是這樣規(guī)定的，由從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側，這時如果主動齒輪在從動齒輪中心線上方時，則為上偏移，在下方時則為下偏移。雙曲面齒輪的偏移方向與其輪齒的螺旋方向間有一定的關系：下偏移時主動齒輪的螺旋方向為左旋，從動齒輪為右旋；上偏移時主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋。 該車取下偏移主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋。 （7）齒輪法向壓力角的選擇 格里森制規(guī)定轎車主減速器螺旋錐齒輪選用14°30′，或16°的法向壓力角；載貨汽車和重型汽車則應分別選用20°、22°30′的法向壓力角。對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側的法向壓力角不等，因此應按平均壓力角考慮，載貨汽車選用22°30′的平均壓力角，轎車選用19°的平均壓力角。當zl≥8時，其平均壓力角均選用21°15′。 該貨車取齒輪法向壓力角為 3.5.6 主減速從動齒輪計算載荷的確定 按以下三種工況進行從動齒輪的轉矩計算 （1）通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下。作用于主減速器從動齒輪上的轉矩(Tje、Tjh)的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷，即： =3320.4 N·m 　（3-16） =5600.721649N·m （3-17） 式中: Temax—發(fā)動機量大轉矩，N·m；158 N·m； i1—變速器最低檔傳動比i1=3.9 ； i0—主減速比i0= 5.91； —上述傳動部分的效率，取=0.9； —負荷轉移系數1.3 Kd—超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動的各類汽車取Kd=