畢業(yè)設計驅(qū)動橋設計計算說明書

1緒論1.1課題背景及目的隨著汽車工業(yè)的發(fā)展和汽車技術的提高，驅(qū)動橋的設計和制造工藝都在日益完善。驅(qū)動橋和其他汽車總成一樣，除了廣泛采用新技術外，在結(jié)構(gòu)設計中日益朝著“零件標準化、部件通用化、產(chǎn)品系列化”的方向發(fā)展及生產(chǎn)組織專業(yè)化目標前進。應采用能以幾種典型的零部件，以不同方案組合的設計方法和生產(chǎn)方式達到驅(qū)動橋產(chǎn)品的系列化或變形的目的，或力求做到將某一類型的驅(qū)動橋以更多或增減不多的零件，用到不同的性能、不同噸位、不同用途并由單橋驅(qū)動到多橋驅(qū)動的許多變形汽車上。本設計要求根據(jù)CS1028皮卡車在一定的程度上既有轎車的舒適性又有貨車的載貨性能，使車輛既可載人又可載貨，行駛范圍廣的特點，要求驅(qū)動橋在保證日常使用基本要求的同時極力強調(diào)其對惡劣路況的適應力。驅(qū)動橋是汽車最重要的系統(tǒng)之一，是為汽車傳輸和分配動力所設計的。通過本課題設計，使我們對所學過的基礎理論和專業(yè)知識進行一次全面的，系統(tǒng)的回顧和總結(jié)，提高我們獨立思考能力和團結(jié)協(xié)作的工作作風。1.2研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢隨著汽車向采用大功率發(fā)動機和輕量化方向發(fā)展以及路面條件的改善，近年來主減速比有減小的趨勢，以滿足高速行駛的要求。[1]為減小驅(qū)動輪的外廓尺寸,目前主減速器中基本不用直齒圓錐齒輪。實踐和理論分析證明，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比下，主減速器的結(jié)構(gòu)就比較緊湊。止匕外，它還具有運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲較小等優(yōu)點。因而在汽車上曾獲得廣泛的使用。近年來，準雙曲面齒輪在廣泛使用到轎車的基礎上，愈來愈多的在中型、重型貨車上得到采用。⑶在現(xiàn)代汽車發(fā)展中，對主減速器的要求除了扭矩傳輸能力、機械效率和重量指標外，它的噪聲性能已成為關鍵性的指標。噪聲源主要來自主、被動齒輪。噪聲的強弱基本上取決于齒輪的加工方法。區(qū)別于常規(guī)的加工方法，采用磨齒工藝，采用適當?shù)哪ハ鞣椒梢韵跓崽幚碇挟a(chǎn)生的變形。因此，和常規(guī)加工方法相比，磨齒工藝可獲得很高的精度和很好的重復性。[4]

汽車在行駛過程中的使用條件是千變?nèi)f化的。為了擴大汽車對這些不同使用條件的適應范圍，在某些中型車輛上有時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力性和燃料經(jīng)濟性。課題研究方法.到實驗室了解驅(qū)動橋的構(gòu)成。.通過上網(wǎng)，查閱書籍等途徑來熟悉它的工作原理。.不懂的問題請教老師，和同組同學商量。論文構(gòu)成及研究內(nèi)容論文構(gòu)成：摘要、正文、英文翻譯、設計圖紙研究內(nèi)容：國內(nèi)外CS1028皮卡車驅(qū)動橋的研究資料論述、驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案選擇、主減速器設計計算、差速器設計計算、半軸設計計算、驅(qū)動橋殼的選擇2驅(qū)動橋設計概述驅(qū)動橋是汽車傳動系的主要組成部分。汽車的驅(qū)動橋處于傳動系的末端，其基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左、右驅(qū)動輪，并使左、右驅(qū)動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能；同時，驅(qū)動橋還要承受作用于路面和車架或車廂的鉛垂力、縱向力和橫向力。它要保證當變速器處于最高擋時，在良好的路面上有足夠的牽引力以克服行駛阻力和獲得汽車最大的速度，這主要取決于驅(qū)動橋的傳動比。雖然在汽車的整體設計時，從整車性能出發(fā)決定驅(qū)動橋的傳動比，但是用什么形式的驅(qū)動橋、什么結(jié)構(gòu)的主減速器和差速器等在驅(qū)動橋設計中要具體考慮。決大多數(shù)的發(fā)動機在汽車上是縱置的，為了使扭矩傳給車輪，驅(qū)動橋必須改變扭矩的方向，同時根據(jù)車輛的具體要求解決左右扭矩的分配。整體式驅(qū)動橋一方面需要承擔汽車的載荷；另一方面車輪上的作用力以及傳遞扭矩所產(chǎn)生的作用力矩都要由驅(qū)動橋承擔，所以驅(qū)動橋的零件必須具有足夠的強度和剛度，以保證機件的可靠工作。驅(qū)動橋還必須滿足通過性和平順性的要求。⑹。在一般的汽車結(jié)構(gòu)中，驅(qū)動橋包括主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置和橋殼等組成。它們應具有足夠的強度和壽命、良好的工藝、合適的材料和熱處理等。對零件應進行良好的潤滑并減少系統(tǒng)的振動和噪音等［1］。驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式雖然可以各不相同，但在使用中對它們的基本要求卻是一致的，其基本要求可以歸納為［1］：1）所選擇的主減速比應能滿足汽車在給定使用條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。2）差速器在保證左、右驅(qū)動車輪能以汽車運動學所要求的差速滾動外并能將轉(zhuǎn)矩平穩(wěn)而連續(xù)不斷（無脈動）地傳遞給左、右驅(qū)動車輪。3）當左右驅(qū)動車輪和地面的附著系數(shù)不同時，應能充分利用汽車的牽引力。4）能承受和傳遞路面和車架式車廂的鉛垂力、縱向力和橫向力以及驅(qū)動時的反作用力矩和制動時的制動力矩。5）驅(qū)動橋各零部件在保證其強度、剛度、可靠性及壽命的前提下應力求減小簧下質(zhì)量，以減小不平路面對驅(qū)動橋的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性。

6）輪廓尺寸不大以便于汽車的總體布并和所要求的驅(qū)動橋離地間隙相適應。7）齒輪和其他傳動機件工作平穩(wěn)，無噪聲。8）驅(qū)動橋總成及零部件的設計應能滿足零件的標準化，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)速工況下有高的傳動效率。10）結(jié)構(gòu)簡單，維修方便，機件工藝性好，容易制造。表2-1汽車的主要技術參數(shù)總質(zhì)量2305發(fā)動機的位置前置橫列軸距2700車長/寬/高4820/1870/1835變速器型式手動五擋變速器輪胎尺寸235/75R15發(fā)動機額定功率/轉(zhuǎn)速78/4600最大扭矩/轉(zhuǎn)速190/3200最大爬坡度>30%最小離地間隙200接近角290離去角27.50傳動軸開式，兩節(jié)，中間支撐最高車速120軸荷分配滿載前900后1405空載前845后780變速器速比一擋二擋三擋四檔五擋倒擋3.92.771.971.413.9驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)方案在選擇驅(qū)動橋總成的結(jié)構(gòu)型式時，應當從所設計汽車的類型及使用、生產(chǎn)條件出發(fā)，并和所設計汽車的其他部件，尤其是懸架的結(jié)構(gòu)型式和特性相適應，以共同保證整個汽車預期使用性能的實現(xiàn)。驅(qū)動橋的總成的結(jié)構(gòu)型式，按其總體布置來說有三種：普通的非斷開式驅(qū)動橋、帶有擺動半軸的非斷開式驅(qū)動橋合和斷開式驅(qū)動橋⑸。驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式和驅(qū)動車輪的懸架形式密切相關。當車輪采用非獨立懸架時，驅(qū)動橋應為非斷開式（或稱為整體式），即驅(qū)動橋是一根連接左右驅(qū)動車輪的剛性空心梁，而主減速器、差速器及車輪傳動裝置（由左、右半軸組成）都裝在它里面。當采用獨立懸架時，為保證運動協(xié)調(diào)，驅(qū)動橋應為斷開式。這種驅(qū)動橋無剛性的整體外殼，主減速器及其殼體裝在車架或車身上，兩側(cè)驅(qū)動車輪則和車架或車身作彈性聯(lián)系，并可彼此獨立地分別相對于車架或車身作上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向傳動機構(gòu)。為了防止運

動干涉，應采用花鍵軸或一種允許兩軸能有適量軸向移動的萬向傳動機構(gòu)。非斷開式驅(qū)動橋的橋殼是一跟支承在左右驅(qū)動車論上的剛性空心梁，而主減速器、差速器及半軸等傳動機件都裝在其中。這時，整個驅(qū)動橋和驅(qū)動車輪的質(zhì)量以及傳動軸的部分質(zhì)量都是屬于汽車的非懸掛質(zhì)量，使汽車的非懸掛質(zhì)量較大，這是普通非斷開式驅(qū)動橋的一個缺點。整個驅(qū)動橋通過彈性懸架和車架連接。非斷開式驅(qū)動橋的整個驅(qū)動橋和驅(qū)動車輪的質(zhì)量以及傳動軸的部分質(zhì)量都是屬于汽車的非懸掛質(zhì)量。因此，在汽車的平順性、操縱穩(wěn)定性和通過性等方面不如斷開式驅(qū)動橋。但是斷開式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)簡單、制造工藝性好、成本低、工作可靠、維修調(diào)整容易，因而廣泛用在各種載貨汽車、客車及多數(shù)的越野汽車和部分轎車上。1—主減速器2—套筒3—差速器4、7—半軸5—調(diào)整螺母6一調(diào)整墊片8—橋殼圖2.1非斷開式驅(qū)動橋非斷開式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，成本較低，但非懸掛質(zhì)量大，廣泛使用各種商用車和部分乘用車上，CS1028皮卡車是商用車，考慮經(jīng)濟性，在非斷開式驅(qū)動橋能滿足其性能的情況下，選擇非斷開式驅(qū)動橋。現(xiàn)代驅(qū)動橋主要由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅(qū)動橋殼等組成。其結(jié)構(gòu)圖如2.1所示：主減速器設計

主減速器的結(jié)構(gòu)形式的選擇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(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)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(jù)CS1028皮卡車的載荷小，主傳動比〈7.6的特點，采用單級主減速器優(yōu)勢突出。主減速器的齒輪類型在現(xiàn)代汽車驅(qū)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90°。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(shù)或法向周節(jié)雖相等，但端面模數(shù)或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數(shù)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。其增大的程度和偏移距的大小有關。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，雙曲面齒輪和接觸應力相當?shù)穆菪F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(chǎn)生根切的最少齒數(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i脛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(shù)要比螺旋錐齒輪相應的齒數(shù)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。[1]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(jié)構(gòu)如圖2.2所示.

1—螺母；2—后橋凸緣；3—油封；4—前軸承;5—主動錐齒輪調(diào)整墊片；6—隔套；7—墊片；8—位置調(diào)整墊片；9—后軸承;10—主動錐齒輪圖2.2主動錐齒輪及調(diào)整裝置零件圖主減速器主、從動錐齒輪的支承型式及安置方法在殼體結(jié)構(gòu)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(xiàn)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(zhì)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(jié)構(gòu)復雜，成本提高。轎車和裝載質(zhì)量小于2t的貨車，常采用結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小、成本較低的懸臂式結(jié)構(gòu)。［5］在這里采用懸臂式結(jié)構(gòu)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(nèi)，小端相背朝外。主減速器的基本參數(shù)選擇和設計計算主減速齒輪計算載荷的確定參考文獻［1］，按以下三種工況進行從動齒輪的轉(zhuǎn)矩計算（1）通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)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(zhuǎn)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：TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"T=Tiiikn/n=3034.395Nm （2-1）je emax1f.0d\o"CurrentDocument"G?m'Q-r / 、\o"CurrentDocument"T=一_上一=64612.5571N-m （2-2）jhn?imm式中:

Temax——發(fā)動機量大轉(zhuǎn)矩，N-m；190N?mi1——變速器最低檔傳動比弓=3.9i0——主減速比如4.55n——上述傳動部分的效率，取n=0.9Tm'——負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)1.32Kd一超載系數(shù)，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=1;n——該車的驅(qū)動橋數(shù)目；該車采用發(fā)動機后置后驅(qū)n為1G2——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，N；對后橋來說還應考慮到汽車加速時的負荷增大量；13769N中——輪胎對路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，?、?0.85;對越野汽車取①=1.0；對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取①=1.25；貨車為一般公路用車?、?0.85；此車中取1rr 車輪的滾動半徑，m；0.37mn，im——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率和減速m比(例如輪邊減速器等)。該車無輪邊減速器，故n=97%,i=1;m m故Tc=3034.395N-m(2)上面求得的計算載荷，是最大轉(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩Tjm(N?m)為：T=8JG)r(f+f+f)[5] (2-3)jmi-n?nRHPLBLB=710.38N-m式中：Ga——汽車滿載總重，N；22589NGt一所牽引的掛車滿載總重，N,但僅用于牽引車；fR——道路滾動阻力系數(shù)，計算時轎車取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0.010

fH——汽車正常使用時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0.08;fp一汽車或汽車列車的性能系數(shù)：f=0.01-[16—0.195-(G+G)/T]=0.01[16—0.195x22589/195]=-6.6P aT emax由于fp計算為負，取0值。則fp=0注意：當計算主減速器主動齒輪時，應將各式分別除以該齒輪的減速比及傳動效率。(3)主動錐齒輪的轉(zhuǎn)矩計算[5]Tz=TC/i0nT=3034.395/0.95x4.55=702N-m (2-4)Tz5=Tjm/i0nT=710.74/0.95x4.55=164.43N?m (2-5)式中：TcTjm——計算轉(zhuǎn)矩，N?m。按最低檔傳動比時Tc=3034.395N?m,按從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩Tjm=710.74N-mi0——主減速比4.55；n——上述傳動部分的效率，取n=95%；T T主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇(1)齒數(shù)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(shù)取值小些，以得到滿意的驅(qū)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(shù)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(shù)z1，z2之間應避免有公約數(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，參考文獻[5]表3-10、3-13后選用Z1=10,Z2=44;實際主減速比為4.4;Z1+Z2=54>50符合要求。(2)節(jié)圓直徑的選擇可根據(jù)文獻[1]推薦的從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩中取較小值按經(jīng)驗公式選出：d=K?3T=205.57mm (2-6)2 d2A'c式中:

d2——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；Kd2——直徑系數(shù)，Kd2=13.0?15.3;Tc——計算轉(zhuǎn)矩，N-m;3034.395N.m根據(jù)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.參考文獻［5］中推薦當以I擋傳遞T 時，節(jié)圓直徑d應大于或等于以下兩式算得數(shù)值中emax較小值:d>0.346.T―FT=200mm2 vemaxg10d>0.346J0.85Gr=287mm2 1 2r即在本設計中需使d>200mm2當以直接傳遞T時，d則需滿足以下條件emaxd>0.574Tf=169mm2 emax0最后根據(jù)上兩式中所選得的d值中的較大者，即可取d=206mm2 2(3)齒輪端面模數(shù)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(shù)為4.68,并用下式校核:m=K-3,TC (2-7)m式中：Tc——計算轉(zhuǎn)矩，N-m；3034.395N.mKm——模數(shù)系數(shù)，取Km=0.3-0.4。由(2-7)可得模數(shù)的取值范圍為4.34?5.79故模數(shù)取4.68合適。(4)齒面寬的選擇汽車主減速器螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬B(mm)推薦為［1。］：B=0.155d2 (2-8)=0.155x206=31.93mm式中：d2 從動齒輪節(jié)圓直徑，206mm。并且B要小于10m即46.818mm。考慮到齒輪強度要求取34mm。

小錐齒輪的齒面寬一般要比大錐齒輪的大10%,故取38mm。(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d2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⑶。該車屬輕負荷傳動，故取E為41mm。(6)雙曲面齒輪的偏移方向和螺旋錐齒輪和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(cè)，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和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。[1]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(cè)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‘。[1]該轎車取齒輪法向壓力角為19°2.3.3雙曲面齒輪的幾何尺寸計算表2-2圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計算用表[5] mm

序號名稱計算說明結(jié)果1小齒輪齒數(shù)Z1102大齒輪齒數(shù)Z2443笫一項計算值，第項計算值Z1/Z20.2272727274大齒輪齒面寬B345小齒輪軸線偏移距E416大齒輪分度圓直徑d22067刀盤名義半徑rd79.3758小齒輪螺旋角的預選值P，153。9￡'正切值2TgP；1.32704510初選大輪分錐交余切值Ctgr=1.2(3)2i0.27272611r的正弦值2isinr2i0.9620912大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑R=⑹-(4)(11)m2— 2.086.644513大、小輪螺旋角的正弦值. ，(5)(11)sins=—--i(12)0.45526141的余弦值icoss'i0.89035915初定小輪擴大系數(shù)(14)+(9)(13)1.494516小輪中點分度圓半徑換算值(3)(12)19.6919317小齒輪在齒而寬中點處的分度圓半徑R=(15)(16)m129.4296輪齒收縮系數(shù)tr；當Z1〈12時，Tr=0.02T=0.02(1)+1.06R或者T=1.30R

18(1)+1.06；當Z1>12時，Tr=1.301.2619近似計算公法線kk在大輪軸線上的投影色+(17)(10)347.1264120大輪軸線在小輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正切Tgn=包(19)第一次計算值第二次計算值第三次計算值0.1181130.1299320.14920321n角余弦值JL0+(20)1.0069571.0084121.01017822n正弦值. (20)sinn=-一1(21)0.1173500.1288980.14775423大輪軸線在小輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角n6.7391657.4059578.49679924初算大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正弦sin「⑸一(17)(22)2 (12)0.4335550.4296290.42321925￡角正切2吆￡20.4811250.4757770.46711526初算小輪分錐角正切,V(22)tgy=—1(25)0.2456040.2709230.31631227Y角余弦1cosy10.9711390.9652040.9534428第一次校正螺旋角差值￡'如的正弦2.,(24)sin￡'=1一°2(27)0.446440.4451170.44388629￡'角余弦2cos￡’20.8948140.8954720.89608330第一次校正螺旋角正切(15)-(29)1 (28)1.3460261.3485491.35091231擴大系數(shù)的修正量(2816)-(29)-0.008474-0.009572-0.01059432大輪擴大系數(shù)的修正量的換算值(3)(31)-0.001926-0.002175-0.00240833校正后大輪偏置角的正弦值sin￡=(24)-(22).)10.4337810.4299090.423575

348正切1tg810.4814340.4761580.46759335校正后小輪偏置角的正弦值tgY=(22)/(34)10.2437510.2707060.31598836小齒輪節(jié)錐角Y113.69876915.1472917.53593637Y角的余弦1cosY10.9715540.9652570.95352838第二次校正螺旋角差值8'的正弦1sin8'=(33)/(37)10.4464820.4453830.444219398'18'126.51817126,44784226.373364408'的余弦1cos8'10.8947930.8953430.89591841第二次校正螺旋角差值P的正弦1to=(15)+(31)-(40)g1" (38)1.3269671.3265481.32642242小齒輪中點螺旋角P，應和（8）項的預1選值非常接近o152.99839152.98968852.98707843P的余弦1cosP10.6018370.6019690.60199544確定大輪螺旋角P=(42)-(39)226,4802226.54184626.61371445P的余弦2cosP20.8950880.8946010.89404746P的正切2tgP20.4981510.4994940.50106247大輪分錐角的余切CtgY=(22)/(33)20.2705280.2998290.34882648大齒輪節(jié)錐角Y274,86223273.30974570.769949Y的正弦2sinY20.9653010.9578710.94420350Y的余弦2cosY20.2611410.287980.32936351(17)+(12)(32)(37)30.12768730.32512630.654369

52(12)(50)331.617785301.530651262.92874453兩背錐之和(51)+(52)361.745472331.855778293.5831354大輪錐距在螺旋線中點切線方向上投影(12)(45)(49)80.30005780.81889981.99886755小輪錐距在螺旋線中點切線方向上投影(43)(51)/(35)74.3872167.42427358.40024656極限齒形角正切負值_ta=(41)(55)-(46)(54)go1 (53)0.162290.1477840.12390657極限齒形角負值-ao19.2181868.4065527.06331858a的余弦o1cosao10.9870850.9892560.99241159(41)(56)(51)0.0071480.0064650.00536160(46)(56)(52)0.0002440.000240.00023661(54)(55)5973.2972035453.2009664788.75400562(54)-(55)(61)0.000990.0024670.00492863(59)+(60)+(62)0.0083820.0091770.01052564(41)-(46)(63)98.88045890.1224878.41900265齒線曲率半徑，(64)r= d(58)100.17420891.10127279.01867566比較值(7)/(65)0.792370.8712831.00450967(3)(50);1.0-(3)0.074855；0.77272868(35))-(17)(35)；(35)78.380933；0.301303

69(37)+(40)(67)左1.02059270R圓心至軸線交叉點的距離Z=(49)(51)m28.94394771大齒輪節(jié)錐頂點至小齒輪軸線的距離；“+”表示節(jié)錐頂點越過了小齒輪的軸線，“-”邊式節(jié)錐頂點在大齒輪輪體和小齒輪軸線之間Z=(12)(47)-(70)1.26403672在節(jié)平面內(nèi)大齒輪面寬中點錐距A="m(49)91.71650673大齒輪節(jié)錐距A=0.5(6)o(49)109.08671174(73)-(72)17.37020575h:大齒輪在齒面寬gm度中點處的工作齒高；k：齒高系數(shù)，k(12)(45)h= gm (2)7.03850776(12)(46)(7)0.50666477段-(76)(45)0.54943678輪齒兩側(cè)壓力角的總和，此值為平均壓力角的兩倍ai38o79sinai0.615661

80平均壓力角a_(78)—i-2 2.019o81acos一20.94551982atg號0.34432883(77)(82)1.59567684雙重收縮齒齒根角總和（’）￡b_10560(83)d (2)382.9622485大齒輪齒頂高系數(shù)Ka0.17086K=1.150-(85)B0.9887大齒輪齒面寬中點處的齒頂高h'=(75)(85)m21.1965488大齒輪齒面寬中點處的齒根高h"=(75)(85)+0.5m26.94773789大齒輪齒頂角e21.08506，90sine20.01893791大齒輪齒根角52317.85865992sin520.0923393大齒輪的齒頂高hh=(87)+(74)(90)21.52548994大齒輪的齒根高hh=(88)+(74)(92)28.55152895C：徑向間隙C=0.150(75)+0.051.10577696大齒輪齒全高H=(93)+(94)10.07701497大齒輪齒工作高h=(96)-(95)g8.97123898大齒輪的圓錐角Y=(48)+(91)o271.85496o99sinYo20.950271

100cosyo20.311424101大齒輪的根錐角y=(48)-(91)R65.472256102sinyR20.90976103cosyR20.415134104ctgyR20.456311105大齒輪外圓直徑(93)(50d—cu+⑹o2 0.5207.004877106大輪大端分度圓中線至軸線交叉點的距離(70)+(74)(50)34.66505107大齒輪外緣至小齒輪軸線的距離X=(106)-(93)(99)o233,224682108大圓頂圓齒頂高和分度圓處齒高之差(72)(90)-(87)(99)0.568564109大端分度圓處和齒根處高度差(72)(90)-(88)(102)1.671263110大齒輪面錐頂點至小齒輪軸線的距離Z=(71)-(108)o0.695472111大齒輪根錐頂點至小齒輪軸線的距離Z=(71)+(109)R2.935299112(12)+(70)(104)99.806441113修正后小輪軸線在大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正弦. (5)sine= (12)0.410795114cose0.911728115tge0.450568116siny:(103)(114)o10.378489117小齒輪的面錐角yo122,240137o

118cosYo10.925606119tgYo10.40891120(102)(111)+(95)(103)9.096325121小齒輪面錐頂點至大齒輪軸線的距離(5)(113)-(120)G= o (114)8.496251122(38)(67)tg兒二 左(69)0.032581123卜；cos入'1.8661；0.99947124A九'=(39)-(123)；左cos故25.507264；0.9099091250=14.704201；0.996631126()/()右 右±()右 右0.01613；-0.618736127()/()右 右1.098429128()+()()左 右78.741456129(118)/(125)右0.928735130(74)(127)19.079937131小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離々二(128)-(130)(129)+(75)(126)96.575192132(4)(127)-(130)18.266649133小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線距離々二(128)-(132)(129)+(75)(126)57.421602134(121)+(131)105.071443135小齒輪外圓直徑7 (119)(134)d二 o1 0.585.929528

136(70)(100)(12)(99)96.084546137在大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正弦. (5)sm8= 0(136)0.426708138在大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角8025.258793139cos800.90439140(99)(110)+(95)(100)5.672854141小齒輪根錐頂點至大齒輪軸線的距離(5)(137)-(140)G二 R (139)-0.528341142siny=(100)(139)R10.281649143小齒輪根錐角yR116.358632144cosyR10.959518145tgyR10.293532146最小齒側(cè)間隙允許值Bmin0.12147最大齒側(cè)間隙允許值Bmax0.18148(90)+(92)0.111267149(96)-(4)(148)150在節(jié)平面內(nèi)大齒輪內(nèi)錐距A=(73)-(4)173.039455說明：表2-2中的第65項求得的齒線曲率半徑r'和第7項選頂?shù)牡侗P半徑r之差不應超過r的1%,否則要重新d d d試算第20項至第65項。2.3.4主減速器雙曲面齒輪的強度計算單位齒長上的圓周力（2-9）

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，^按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Teamx和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算；F 從動齒輪的齒面寬，mm。按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時：T?i?kiinx103p=^max-g g-f (2-10)n.(d/2)-F1第一擋：T?i?kiinx103p=emaxs_— =863.805MPa<893MPan.(d/2)-Fi直接檔：T?i?kiinx103p=emaxg~匕 =221.4859MPa<321MPan.(d/2)-F1式中：Temax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N?m；ig——變速器傳動比，常取1檔及直接檔進行計算；1檔為3.9；直接檔為1d1 主動齒輪節(jié)圓直徑，46.818mm。F——從動齒輪的齒面寬，34mmn——該車的驅(qū)動橋數(shù)目；該客車采用發(fā)動機后置后驅(qū)n為1i——分動器的轉(zhuǎn)動比；f按驅(qū)動輪打滑的轉(zhuǎn)矩計算：(2-11)2Gm4r,八2Tx103p=2~2——r-X103=ce (2-11)TOC\o"1-5"\h\zDbin Db22mm 22式中：T=3034.395;d=206;b=34ce 2 2貝UP=866.4749MPa〈893MPa許用單位齒長上的圓周力如下表2-2表2-3許用單位齒長上的圓周力[1]

按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算按最大附著力矩計算附著系數(shù)1檔2檔直接檔轎車8935363218930.85貨車142925014290.85公共汽車9822140.85牽引汽車5362500.65目前，由于技術的進步，可在上述許用值的基礎上增加10%—25%,從上可知設計的齒輪符合要求。2.3.4.2輪齒的彎曲強度計算汽車主減速器螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪輪齒的計算彎曲應力。(N/mm2)為：w2?T?K?K?K ,…、O= c 0 s m-X103 (2-12)wK?F.M?D?Jv S按("、Tjh)較小值校核主動齒輪的彎曲強度：2?T?K?K?KO=——c__0__s__mX103=415.984MPa<b」=780MPawK?F?M?D?Jv S從動齒輪的彎曲強度校核：2?T?K?K?Ko= c 0 s mx103=441.095MPa<InJ=700MPawK?F?M?D?Jv S式中：Tj——齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N?m,對于主動齒輪還需將上述計算轉(zhuǎn)矩換算到主動齒輪上；K0——超載系數(shù)；取1Ks——尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，和齒輪尺寸及熱處理等有關。當端面模數(shù)m>1.6mm時，Ks=4m/25.4=0.6552；Km一載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，Km=1.00?1.10；當一個齒輪用騎馬式支承時，Km=1.10~1.25。支承剛度大時取小值；Km取1.1Kv—質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv=1；

F—-計算齒輪的齒面寬，mm；Z一計算齒輪的齒數(shù)；m 端面模數(shù)，mm；J—-計算彎曲應力用的綜合系數(shù)2.3.4.3輪齒的接觸強度計算圓錐齒輪和雙曲面齒輪齒面的計算接觸應力。（MPa）為:j（2-13）C2TKKKKX103（2-13）O=p?1max0smf-jd\ KFJTOC\o"1-5"\h\z1 V接"QTjh）較小值校核輪齒的接觸強度：C：2TcKKKKx103C= p? 0smf -jd\KFJ1 V二2105.6256MPa<C]=2800MPa式中：Tz、Tc——分別為主動齒輪的工作轉(zhuǎn)矩和最大轉(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 主動齒輪節(jié)圓直徑，46.818mm；Kf—表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取Kf=1；F一齒面寬，34mm,取齒輪副中的較小值（一般為從動齒輪齒面寬）；J一一計算接觸應力的綜合系數(shù)，見參考文獻［3］圖3——128,取0.2615主、從動齒輪的接觸應力是相同的。當按日常行駛轉(zhuǎn)矩計算時，許用接觸應力為1750MPa；當按計算轉(zhuǎn)矩計算時，許用接觸應力為2800MPa。計算時應將上述計算轉(zhuǎn)矩換算到主動齒輪上。2.3.5主減速器錐齒輪軸承的載荷計算錐齒輪齒面上的作用力2T齒寬中點處的圓周力：F=一 （2-14）dm式中：T一作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩見下式［5］：

T=TJ-f(iL)3+f(iL)3+f(iL)3+...+f(iL)3|卜dzemax［100］'，1g1100乙2'g2100，乙3'g3100，JIR^gR100，JJ其中：T -發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩emaxf,f,f...f-變速器在各擋的使用率，參考文獻［5］的表3-14選取i1i2i3 iRi,i,i...i-變速器各擋的傳動比g1g2g3gRf,f,f...f-變速器在各擋時發(fā)動機轉(zhuǎn)矩利用率，參考文獻［5］的表3-41選取11 12 13tRT其中f=—，T為變速器處于第i檔時的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩TiT eiemax所以主動錐齒輪的當量轉(zhuǎn)矩方=T=171.03741dzd-該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑md=d一bsiny (2-15)m2 2 2 2=206-34xsin74.210=173.283mm主動齒輪有：d=d4cos￡ （2-16）m1 m2zcosp2 1=173.8971x（10/14）x（cos26.610/cos52.990）=58.54F1=5897N對于從動齒輪有：F=勺*COsP2 （2-17）2cosp1=8766N式（2-15）—（2-17）中：b--從動齒輪齒面寬2y--從動齒輪節(jié)錐角2p,p--分別為主、從動齒輪的螺旋角2Z,Z--分別為主、從動齒輪的齒數(shù)1 2錐齒輪的軸向力和徑向力（1）軸向力

主動齒輪：F=——1—(tanasiny+sin0cosy) (2-18)azcosP二8517NF .c ,一.從動齒輪：F=——2—(tanasiny-sin0cosy) (2-19)accosP二1248N(2)徑向力F 「. 主動齒輪：F=——i--(tanacosy-sin0siny) (2-20)RZcosP=161.2926NF從動齒輪：F=——2--(tanacosy+sinPsiny) (2-21)Rccos0二5397N上述的4式中，a,為錐齒輪的法向壓力角；0為螺旋角：y為節(jié)錐角當錐齒輪齒面所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，根據(jù)主減速器軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。主動錐齒輪軸的材料選用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。［11］由文獻［13］查表7-1得材料的強度極限o=700MPa；查表7-12得口］=65MPaB 1b可以推出軸所滿足條件的最小直徑：d>c3：屋 (2-22)minnn=25.69mm其中c由文獻［13］的表7-11中取得c=100；P；n分別為發(fā)動機的額定功率和轉(zhuǎn)速，T其值由表2-1中可得。即取d=30mmmin由裝配關系可以得出最小直徑的位置是安裝導向軸承的所以確定導向軸承的型號為31306的圓錐滾子軸承。再根據(jù)小齒輪軸和差速器的設計，小齒輪軸的軸承選用的圓錐滾子軸承的型號為32007,差速器軸承選用的圓錐滾子軸承型號為32216［11］。錐齒輪軸承的載荷較遠處軸承的載荷：

1. :————:—— 徑向力：R= (F)2+(Fb—0.5Fd)2[5] (2-23)Aa 1B RZ aZ1m二4776N軸向力：Aa=F=8517Naz較近處軸承的載荷徑向力：R=1J(Fc)2+(Fc+0.5Fd)2[5] (2-24)Ba' 1 RZ aZ1m二9503.52N軸向力：AB=0式(2-23)-(2-24)中：a=73mm;b=42mm;c=115mm則較遠處軸承的當量載荷Q1=XR+以其中對于單列圓錐滾子軸承，當A〈e時，X=1；Y=0當A〉e時，X=0.4；Y值及判斷參數(shù)e參考軸承手冊或產(chǎn)品樣本R此設計中A=8517〉e=1.5tana=0.83時，X=0.4；Y=0.54R4776所以Q=6509.58N此時對于31306型軸承，由文獻[13]可查的它的額定動載荷c=52.5KN，則軸承的壽命L=處(fc)￡=13172h (2-25)h60nfQp式中：f--溫度系數(shù)，取值按文獻[5]表3-42取出tf--載荷系數(shù)，對于車輛，可取f=1.2-1.8，此設計取1.5p p￡--壽命指數(shù)，滾子軸承取10/3n一軸承的計算轉(zhuǎn)速：n=26竺mrr=2.66x50/0.3581=359.46r/minr--輪胎的滾動半徑rv--汽車的平均行駛速度，km/h；對于轎車取為50-55km/h；對于載貨汽車和am公共汽車可取為30-35km/h

同理較近處軸承選用32007型，它的當量載荷Q2=RA=4776N,額定動載荷c=43.2KN此時此軸承的壽命￡=19505hh由參考文獻[5]可知軸承的額定壽命L=強 （2-26）hVam式中：s一汽車的大修里程，km.小排量乘用車及客、貨車的大修里程一般萬km以上，大修壽命較低；排量較大的乘用車，總質(zhì)量較大的貨車、客車大修里程一般在30萬km以上，大修壽命較長；總質(zhì)量大的貨車在使用質(zhì)量良好的柴油機時，大修壽命可達到（50-80）萬km。根據(jù)車型此設計選用30萬km[i]所以L=6000hh從上可知設計的齒輪符合要求。主減速器齒輪的材料及熱處理汽車驅(qū)動橋主減速器的工作相當繁重，和傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、作用時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒板彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。據(jù)此對驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：[1]（1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度；（2）輪齒芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；（3）鋼材的鍛造、切削和熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律性易控制，以提高產(chǎn)品質(zhì)量、減少制造成本并降低廢品率；（4）選擇齒輪材料的合金元素時要適應我國的情況。例如，為了節(jié)約鎳、鉻等我國發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金結(jié)構(gòu)鋼系統(tǒng)。汽車主減速器和差速器圓錐齒輪和雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。用滲碳合金鋼制造齒輪，經(jīng)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度可高達HRC58?64,而芯部硬度較低，當端面模數(shù)m>8時為HRC29?45，當m<8時為HRC32?45。對于滲碳層深度有如下的規(guī)定：當端面模數(shù)m<5時，為0.9?1.3mm；m>5?8時，

為1.0?1.4mm；m>8時，為1.2?1.6mm。所以此設計中的滲碳層深度為1.0mm由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪和雙曲面齒輪副（或僅大齒輪）在熱處理及精加工（如磨齒或配對研磨）后均予以厚度為0.005?0.010?0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不使用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25%。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性可進行滲硫處理。滲硫處理時的溫度低，故不會引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。主減速器的潤滑主減速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤堵不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn)。為此，通常是在從動齒輪的前端近主動齒輪處的主減速殼的內(nèi)壁上設一專門的集油槽，將飛濺到殼體內(nèi)壁上的部分潤滑油收集起來再經(jīng)過進油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉(zhuǎn)時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐浪子的小端通向大端，并經(jīng)前軸承前端的回油孔流回驅(qū)動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤滑油能流進差速器，有的采用專門的導油匙。為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內(nèi)部壓力增高所引起的謂油，應在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應避開油濺所及之處。加油孔應設置在加油方便之處，抽孔位置也決定了油面位置低處，但也應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。[1]2.4差速器設計和計算根據(jù)汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及它們之間的相互關系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的行程往往是有差別的。例如，轉(zhuǎn)彎時外側(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，也會由于左右車輪在同一時間內(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)動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右驅(qū)動車輪的轉(zhuǎn)速雖相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅(qū)動車輪產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)或滑移。這不僅會使輪胎過早磨損、無益地消耗功率和

燃料及使驅(qū)動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉(zhuǎn)向而使操縱性變壞。此外，由于車輪和路面間尤其在轉(zhuǎn)彎時有大的滑轉(zhuǎn)或滑移，易使汽車在轉(zhuǎn)向時失去抗側(cè)滑能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動輪間都裝有差速器，后者保證了汽車驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有以不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運動學要求。⑵差速器類型的選擇1—軸承；2—調(diào)整螺母；3,7—差速器殼；4—半軸齒輪墊片；5—半軸齒輪；6一行星齒輪；8—軸架；9—長軸；10—行星齒輪止推片；11—短軸圖2.3差速器零件圖本設計采用普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器。此種差速器由于其結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上.有些越野汽車也采用了這種結(jié)構(gòu).普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪（少數(shù)汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用2個行星齒輪），行星齒輪軸（不少裝4個行星齒輪的差逮器采用十字軸結(jié)構(gòu)），半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。如上圖2.3所示。差速器齒輪的基本參數(shù)選擇（1）行星齒輪數(shù)目的選擇[1]轎車常用2個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用4個行星齒輪，少數(shù)汽車采用3個行星齒輪。此設計采用2個行星齒輪.

(2)行星齒輪球面半徑RB(mm)的確定[1]圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑RB，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代替了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強度。球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定：R=K3m (2-27)BB、d式中：KB——行星齒輪球面半徑系數(shù)，KB=2.52?2.99,對于有4個行星齒輪的轎車和公路載貨汽車取小值；對于有2個行星齒輪的轎車以及越野汽車、礦用汽車取最大值；取KB=2.9md 計算轉(zhuǎn)矩，N?m。按上式可以計算出行星齒輪球面半徑RB為41.984mmRB確定后，即可根據(jù)下式預選其節(jié)錐距：A0=(0.98?0.99)RB (2-28)此設計選用較大值41.56mm(3)行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)的選擇[1]為了得到較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應少于10。此設計行星齒輪的齒數(shù)選z1擇10半軸齒輪的齒數(shù)采用14?25。半軸齒輪和行星齒輪的齒數(shù)比多在1.5?2范圍內(nèi)。考慮到在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數(shù)z2L、z2R之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目n所整除，否則將不能安裝。半軸齒輪的齒數(shù)選z?用18(4)差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定[1]TOC\o"1-5"\h\z先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角Y、Y：1 2y=arctan(z/z)=arctan(10/18)=29.05。 (2-29)\o"CurrentDocument"1 12y=arctan(z/z)=arctan(18/10)=60.950 (2-30)\o"CurrentDocument"2 21式中：z1>z2——行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的大端模數(shù)：

(2-31)2A . 2A .(2-31)m=——osmy=——osinyz1z21 2=2x41.46xsin29.05。/10=4.04算出模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：d=mz (2-32)行星齒輪節(jié)圓直徑d=mz=10x4.03=40.4mm半軸齒輪節(jié)圓直徑d=mz=18x4.03=72.72mm齒面寬的選擇雙曲面齒輪的輪齒面寬b2(mm)推薦為：[10]bz=(0.250?0.300)A0=(0.250?0.300)x4口6=10.39?12.468mm式中：d一齒輪節(jié)圓直徑，mm。并且F要小于10m即40mm?？紤]到齒輪強度要求取12mm。(5)壓力角過去汽車差速器齒輪都選用20°壓力角，這時齒高系數(shù)為1,而最少齒數(shù)是13。目前汽車差速器齒輪大都選用22°30',的壓力角，齒高系數(shù)為0.8,最少齒數(shù)可減至10,并且在小齒輪(行星齒輪)齒頂不變尖的條件下還可由切向修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪和半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最少齒數(shù)比壓力角為20°的少，故可用較大的模數(shù)以提高齒輪的強度。[1]此設計差速器齒輪大采用22°30'的壓力角，齒高系數(shù)取0.8(6)行星齒輪安裝孔直徑。及其深度L的確定[1](2-33)..Tx103(2-33)9=. 0 ■[a卜n?rx1.1Ccd=22.0323mm式中：T0——差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，3034.395N?m；n——行星齒輪數(shù)；2

rd——為行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木喔撸琺m；r氏0.4d；d d 29]——支承面的許用擠壓應力，取為98MPa。c行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度。通常取L=1.嗎=1.1x22.2857=24.2355mm2.4.3差速器齒輪的幾何參數(shù)的計算表2-4差速器齒輪的幾何參數(shù)的計算[5]序號項目計算公式結(jié)果1行星齒輪齒數(shù)z1>10,應盡量取小值102半軸齒輪齒數(shù)z2=14~25,且需滿足式（4-14）183模數(shù)m4.0364齒面寬F二(0.25~0.30)A0;F<10m125齒工作高hg=1.6m6.45766齒全高h=1.788m+0.0517.25117壓力角一般汽車:a=22。30'；某些重型汽車：a=25o22.58軸交角E=90o90o9節(jié)圓直徑d1=mz1;d2=mz240.26；72.487210節(jié)錐角z 'z丫=arctan-；y=arctantz 2 z2; 1或y=90o-y129.0546。o；60.9454o11節(jié)錐距d dA 1——= 2—o=2siny2siny1 241.459512周節(jié)t=3.1416m12.650913齒頂高h=h一h;h=1 g 2 2.八0.3700.430+ ［曰2l_ 1z1VJm4.2516；2.1914

14齒根高h=1.788m—1;h=1.788m—h'1 1 2 22.9485；5.008715徑向間隙c=h—h=0.188m+0.051g0.808116齒根角h h" h"o=arctan-;0=arctan。1 A 2 Ao o4.0679o；6.8885。17面錐角Y=Y+8；y=y+801 1 2 02 2 135.9434o；65.0133o18根錐角y=y-8;y=y-8R1 1 2 R2 2 224.98670；54.0569019外圓直徑d=d+2h'cosy;01 1 1 1d=d+2h'cosy02 2 2 247.7021；74.612720節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離?d ~%=--?siny;01 2 1 1“ d%=—hh'siny02 22 234.1773；18.212721理論弧齒厚s=t-S;1 2S=——(h1—h')tana-tm2 2 1 22.6215；0.520122齒側(cè)間隙B（見表3-19）采用高精度一欄的數(shù)值0.14323弦齒厚S3 B S3 BS=S----;S=S----%1 1 6d2 2 %2 2 6d2 21 22.5481；0.448624弦齒高, , S2cosy S2cosyh=h'+t 1;h=h'+t 2%1 1 4d %2 2 4d1 24.28892.19192.4.4差逮器齒輪和強度計算[1]汽車差速器齒輪的彎曲應力為:(2-34)2X103?T?K(2-34)CJ= s mwK?m?n?JbdV 22按計算轉(zhuǎn)矩進行計算時:

2x103?2x103?T?K?K=951MPawK?m?n?Jbdv 22式中：T——差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，N-m；T=0.6T/n=1820.637jn——差速器行星齒輪數(shù)目；2J——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，見參考文獻［3］圖4-11查得為0.225按日常行駛平均轉(zhuǎn)矩計算所得的汽車差速器齒輪的彎曲應力，應不大于210.9MPa；按計算轉(zhuǎn)矩進行計算時，彎曲應力應不大于980MPa。從上可知設計的齒輪符合要求。2.5半軸的設計半軸是在差速器和驅(qū)動輪之間傳遞動力的實心軸。其內(nèi)端和差速器的半軸齒輪(bevelsidegear)連接，外端則和驅(qū)動輪的輪轂相連。半軸和驅(qū)動輪的輪轂在驅(qū)動橋殼上的支稱形式，決定了半軸的受力情況⑶。半軸的型式半軸的型式主要取決于半軸的支承型式。普通非斷開式驅(qū)動橋的半軸，根據(jù)其外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種形式。此設計選用全浮式。半軸的設計和計算半軸的主要尺寸是它的直徑，在設計時可根據(jù)對使用條件和載荷工況相同或相近的同類汽車同型式的半軸的分析比較，大致選定從整個驅(qū)動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對它進行強度計算。［1］1.全浮式半軸計算載荷的確定：T=eTiiemaxg1o(2-35)Temax發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩e(2-35)Temax發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩變速器的一擋傳動比io——