汽車差速器設(shè)計(jì)【含11張CAD圖紙+PDF圖】

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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(xiàn)狀 1 1.3課題研究的具體內(nèi)容及方法 3 2 技術(shù)任務(wù)書(JR) 3 2.1設(shè)計(jì)要求 3 2.2 結(jié)構(gòu)及其工作原理 4 2.3 主要參數(shù)介紹 4 2.4 關(guān)鍵技術(shù)及解決方案 4 3 設(shè)計(jì)計(jì)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(jié)構(gòu) 7 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算 7 3.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 7 3.3.2 差速器齒輪的幾何計(jì)算 10 3.3.3 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 12 3.3.4 差速器齒輪的材料 13 3.4驅(qū)動半軸的設(shè)計(jì) 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(qiáng)度計(jì)算 16 3.4.3 半軸其他主要參數(shù)的選擇 17 3.4.4 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及材料與熱處理 17 3.4.5 行星齒輪軸的設(shè)計(jì)及其強(qiáng)度計(jì)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(shè)計(jì) 19 3.5.1 主減速器的結(jié)構(gòu)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(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 21 3.5.6 主減速從動齒輪計(jì)算載荷的確定 23 3.6 驅(qū)動橋殼設(shè)計(jì) 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(shù)參數(shù) 26 4.3 使用注意事項(xiàng) 27 4.4 維護(hù)及保養(yǎng) 27 5 標(biāo)準(zhǔn)化審查檢驗(yàn)報(bào)告(BS) 27 5.1 概述 27 5.2 產(chǎn)品圖樣及設(shè)計(jì)文件的標(biāo)準(zhǔn)化審查 27 5.3 新產(chǎn)品標(biāo)準(zhǔn)化系數(shù) 27 5.4 新產(chǎn)品貫徹執(zhí)行的各類標(biāo)準(zhǔn) 28 5.5 對改型產(chǎn)品標(biāo)準(zhǔn)情況的綜合評價(jià) 29 6結(jié)論 29 參考文獻(xiàn) 30 致謝 31 汽車差速器設(shè)計(jì) 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(yīng)商和規(guī)模較大的零部件廠把形成自主開發(fā)能力建設(shè)擺到重要地位，提升產(chǎn)品技術(shù)水平，實(shí)現(xiàn)和主機(jī)廠同步開發(fā)甚至超越主機(jī)廠產(chǎn)品發(fā)展的優(yōu)勢，這是增強(qiáng)競爭力的關(guān)鍵所在，形成了“引進(jìn)—．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(qū)動橋作為汽車傳動系中的一個(gè)關(guān)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(qū)動橋的關(guān)鍵部件之一，其力矩的分配和各構(gòu)件的強(qiáng)度，直接決定著車輛的轉(zhuǎn)向性能、通過性和可靠性。汽車行駛運(yùn)動學(xué)的要求和實(shí)際車輪、道路及其相互關(guān)系表明：汽車在行駛過程中，左右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，如轉(zhuǎn)彎時(shí)內(nèi)側(cè)車輪行程比外側(cè)車輪短。即使汽車作直線行駛，也會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，或由于左右兩輪胎的氣壓、輪胎負(fù)荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素，引起車輪滾動半徑不相等。這種情況下，如果驅(qū)動橋的左右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行駛或直線行駛，均會引起車輪在路面上滑移或滑轉(zhuǎn)。一方面會加劇輪胎磨損，功率和燃料消耗；另一方面會使轉(zhuǎn)向沉重，通過和操縱性交壞。為此，，在驅(qū)動橋的左右輪間都裝有輪間差速器。在多橋驅(qū)動的汽車上還裝有軸間差速器，以提高通過性，同時(shí)避免在驅(qū)動橋間產(chǎn)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(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉(zhuǎn)動。 國內(nèi)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(jù)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(chǎn)品系統(tǒng)化以提高利潤。因此差速器的參數(shù)化設(shè)計(jì)以及強(qiáng)度驗(yàn)證成為雙方都亟待解決的問題。 1．2 差速器的研究現(xiàn)狀 差速器作為汽車零部件中一個(gè)較小的總成，把它單獨(dú)拿來進(jìn)行設(shè)計(jì)、分析的比較少，通常都把它作為驅(qū)動橋設(shè)計(jì)的一部分，因此對它的設(shè)計(jì)方法及分析的相關(guān)研究一般都不夠詳細(xì)具體。 2005年，四川大學(xué)的李建超等人在研究后橋的設(shè)計(jì)過程中對差速器的設(shè)計(jì)從理論上作了比較完整的闡述。他們詳細(xì)敘述了差速器的類型，分析了差速器的結(jié)構(gòu)，受力以及運(yùn)動情況。并且列出了差速器設(shè)計(jì)所需的計(jì)算公式，為差速器的設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。 2005年，吉林大學(xué)的蔣法國等人對差速器的行星齒輪進(jìn)行了彎曲強(qiáng)度分析，并且分析了齒根圓角變化對結(jié)構(gòu)的影響，結(jié)果表明該該差速器行星齒輪的齒根彎曲應(yīng)力在規(guī)定的范圍內(nèi)，另外隨著齒根圓角半徑的增大齒根應(yīng)力逐漸減小。通過他們的分析為行星齒輪的設(shè)計(jì)提供了依據(jù)，并且他們對單齒齒根應(yīng)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(xué)的吳忠鳴，王新云等基于ANSYS對差速器圓錐齒輪進(jìn)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(biāo)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(jié)果表明隨著嚙合位置向齒頂推移，齒輪的接觸變形就越嚴(yán)重，符合實(shí)際情況。 2007年，合肥工業(yè)大學(xué)的姜平應(yīng)用MATLAB軟件對差速器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。設(shè)置齒輪的體積為目標(biāo)函數(shù)，約束行星齒輪的齒數(shù)、半軸齒輪齒數(shù)、模數(shù)、尺寬、裝配條件等，然后利用MATLAB軟件的優(yōu)化工具箱輸出計(jì)算后的最優(yōu)設(shè)計(jì)結(jié)果。計(jì)算結(jié)果顯示比傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法更有效，更精確。 2007年，華中科技大學(xué)的鄭威、金俊松等學(xué)者基于UG開發(fā)了一套差速器圓錐齒輪的參數(shù)化造型系統(tǒng)。該系統(tǒng)供用戶輸人齒輪造型所需的參數(shù)，包括基本參數(shù)和形狀參數(shù)。形狀參數(shù)包括兩部分，一部分由基本參數(shù)計(jì)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(shí)際的工程應(yīng)用中，由基本參數(shù)計(jì)算得到的部分?jǐn)?shù)據(jù)還需要進(jìn)行修改(弧齒厚、齒頂角、齒根角)。因此，設(shè)計(jì)的系統(tǒng)界面包括基本參數(shù)輸入對話框和需要用戶指定或修改的形狀參數(shù)輸入對話框。設(shè)計(jì)結(jié)果表明只需輸入一些參數(shù)，差速器齒輪就能自動生成，大大的節(jié)約了設(shè)計(jì)開發(fā)的時(shí)間。 2008年，江蘇大學(xué)的高翔，程建平等人基于LS．DYNA軟件對差速器直齒錐齒輪進(jìn)行了動力學(xué)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(nèi)圈為shelll63單元并定義為剛體，便于施加轉(zhuǎn)矩；創(chuàng)建了4個(gè)PART定義了面面接觸；然后施加一定的約束和載荷?？梢钥吹烬X輪嚙合的每個(gè)瞬間的應(yīng)力情況，同時(shí)也為齒輪的動力學(xué)接觸分析提供了新的方法。 1．3 課題研究的具體內(nèi)容及方法 本課題的主要研究內(nèi)容及方法包括以下幾個(gè)方面： (1)利用Proe對行星齒輪進(jìn)行二次開發(fā)，開發(fā)出的系統(tǒng)界面包括行星齒輪參數(shù)輸入對話框和半軸齒輪參數(shù)輸入對話框，能達(dá)到只需在對話框中輸入若干的參數(shù)值，即可生成精確的齒輪模型的目的。 (2)根據(jù)對給定的車型相關(guān)參數(shù)以及差速器結(jié)構(gòu)特點(diǎn)的分析，確定行星齒輪和半軸齒輪的類型和數(shù)目，然后通過計(jì)算確定基本參數(shù)后，綜合考慮確定最終的設(shè)計(jì)方案。 (3)根據(jù)獲得的齒輪的參數(shù)，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?shù)饶Ｐ?，完成差速器總成的建?！? (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(jì)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(shè)計(jì)的差速器進(jìn)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(qiáng)度進(jìn)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(jìn)行力分析，對齒輪、半軸、行星軸及軸承進(jìn)行全壽命分析。 (7)自行設(shè)計(jì)殼體，盡量使殼體簡單化。 2 技術(shù)任務(wù)書(JR) 2.1 設(shè)計(jì)要求 由于差速器的主要組成和工作部分是齒輪機(jī)構(gòu)，因此對差速器設(shè)計(jì)提出的主要目標(biāo) 要求也集中在齒輪的設(shè)計(jì)方面： (1)齒輪組的設(shè)計(jì)應(yīng)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(nèi)的齒輪組(兩個(gè)行星齒輪和兩個(gè)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(jié)構(gòu)及其工作原理 汽車差速器是驅(qū)動轎的主件。它的作用就是在向兩邊半軸傳遞動力的同時(shí)，允許兩邊半軸以不同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，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(shí)車輪的軌線是圓弧，如果汽車向左轉(zhuǎn)彎，圓弧的中心點(diǎn)在左側(cè)，在相同的時(shí)間里，右側(cè)輪子走的弧線比左側(cè)輪子長，為了平衡這個(gè)差異，就要左邊輪子慢一點(diǎn)，右邊輪子快一點(diǎn)，用不同的轉(zhuǎn)速來彌補(bǔ)距離的差異。如果后輪軸做成一個(gè)整體，就無法做到兩側(cè)輪子的轉(zhuǎn)速差異，也就是做不到自動調(diào)整。為了解決這個(gè)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(shè)計(jì)出了差速器這個(gè)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(jī)的動力經(jīng)傳動軸進(jìn)入差速器，直接驅(qū)動行星輪架，再由行星輪帶動左、右兩條半軸，分別驅(qū)動左、右車輪。差速器的設(shè)計(jì)要求滿足：（左半軸轉(zhuǎn)速）+（右半軸轉(zhuǎn)速）=2（行星輪架轉(zhuǎn)速）。當(dāng)汽車直行時(shí)，左、右車輪與行星輪架三者的轉(zhuǎn)速相等處于平衡狀態(tài)，而在汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)三者平衡狀態(tài)被破壞，導(dǎo)致內(nèi)側(cè)輪轉(zhuǎn)速減小，外側(cè)輪轉(zhuǎn)速增加。這種調(diào)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(jìn)一個(gè)碗內(nèi)，豆子會自動停留在碗底而絕不會停留在碗壁，因?yàn)橥氲资悄芰孔畹偷奈恢茫ㄎ荒埽?，它自動選擇靜止（動能最小）而不會不斷運(yùn)動。同樣的道理，車輪在轉(zhuǎn)彎時(shí)也會自動趨向能耗最低的狀態(tài)，自動地按照轉(zhuǎn)彎半徑調(diào)整左右輪的轉(zhuǎn)速。當(dāng)轉(zhuǎn)彎時(shí)，由于外側(cè)輪有滑拖的現(xiàn)象，內(nèi)側(cè)輪有滑轉(zhuǎn)的現(xiàn)象，兩個(gè)驅(qū)動輪此時(shí)就會產(chǎn)生兩個(gè)方向相反的附加力，由于“最小能耗原理”，必然導(dǎo)致兩邊車輪的轉(zhuǎn)速不同，從而破壞了三者的平衡關(guān)系，并通過半軸反映到半軸齒輪上，迫使行星齒輪產(chǎn)生自轉(zhuǎn)，速減慢，從而實(shí)現(xiàn)兩邊車輪轉(zhuǎn)速的差異。 2.3 主要參數(shù)介紹 主要參數(shù)見表2-1。 2.4 關(guān)鍵技術(shù)及解決方案 差速器的結(jié)構(gòu)精巧，可巧妙地抵消不同車輪間的轉(zhuǎn)速差，但它又有致命的弱點(diǎn)。就是碰到惡劣路面如沙、泥地時(shí)，只要一個(gè)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(gè)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(shí)失效。 表2-1 參數(shù)表 參數(shù)名稱 數(shù)值 單位 汽車布置方式 前置后驅(qū) 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(zhì)量 1480 kg 總質(zhì)量 2100 kg 車輪直徑 0.796 m 發(fā)動機(jī)型式 汽油 直列 四缸 排量 1.993 L 最大功率 76.0/5200 KW 最大轉(zhuǎn)矩 158/4000 NM 離合器 摩擦式離合器 變速器檔數(shù) 五檔手動 輪胎類型與規(guī)格 185R14 km 最高車速 140 km/h 3 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書（SS） 普通圓錐齒輪差速器設(shè)計(jì) 汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過的路程往往不等。例如，轉(zhuǎn)彎時(shí)內(nèi)、外兩側(cè)車輪行程顯然不同，即外側(cè)車輪滾過的距離大于內(nèi)側(cè)的車輪；汽車在不平路面上行駛時(shí)，由于路面波形不同也會造成兩側(cè)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(fù)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(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時(shí)不可避免地會產(chǎn)生驅(qū)動輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)。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(dǎo)致轉(zhuǎn)向和操縱性能惡化。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅(qū)動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時(shí)具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度，滿足了汽車行駛運(yùn)動學(xué)要求。 差速器用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動。差速器有多種形式，在此設(shè)計(jì)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(jī)構(gòu)。差速器殼3與行星齒輪軸5連成一體，形成行星架。因?yàn)樗峙c主減速器從動齒輪6固連在一起，固為主動件，設(shè)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(diǎn)分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點(diǎn)。行星齒輪的中心點(diǎn)為C，A、B、C三點(diǎn)到差速器旋轉(zhuǎn)軸線的距離均為。 當(dāng)行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時(shí)，顯然，處在同一半徑上的A、B、C三點(diǎn)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(dāng)行星齒輪4除公轉(zhuǎn)外，還繞本身的軸5以角速度自轉(zhuǎn)時(shí)（圖3-1），嚙合點(diǎn)A的圓周速度為=+，嚙合點(diǎn)B的圓周速度為=-。于是 +=（+）+(-) 即 + =2 （3-1） 若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)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(yùn)動特征方程式，它表明左右兩側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速之和等于差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍，而與行星齒輪轉(zhuǎn)速無關(guān)。因此在汽車轉(zhuǎn)彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應(yīng)轉(zhuǎn)速自轉(zhuǎn)，使兩側(cè)驅(qū)動車輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動而無滑動。 由式（3-2）還可以得知：當(dāng)任何一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時(shí)，另一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍；當(dāng)差速器殼的轉(zhuǎn)速為零（例如中央制動器制動傳動軸時(shí)），若一側(cè)半軸齒輪受其它外來力矩而轉(zhuǎn)動，則另一側(cè)半軸齒輪即以相同的轉(zhuǎn)速反向轉(zhuǎn)動。 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個(gè)半軸齒輪，四個(gè)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(jié)構(gòu)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(diǎn)，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(shè)計(jì)和計(jì)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(shí)，應(yīng)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(dǎo)向軸承座的限制。 3.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 1.行星齒輪數(shù)目的選擇 載貨汽車采用2個(gè)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(jié)構(gòu)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(shí)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(qiáng)度。 球面半徑可按如下的經(jīng)驗(yàn)公式確定： mm (3-3) 式中 —行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2.52～2.99，對于有2個(gè)行星齒輪的載 貨汽車取小值； T —計(jì)算轉(zhuǎn)矩，取Tce和Tcs的較小值，N·m. 轉(zhuǎn)矩的計(jì)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(jù)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(yīng)。 把nn=5200r/n , =140km/h , r=0.398m , igh=1代入（3-4） 計(jì)算出 i=5.91 從動錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce （3-5） 式中 Tce—計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Nm； Temax—發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；Temax =158 Nm n—計(jì)算驅(qū)動橋數(shù)，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(shù)，K=1； Kd—由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，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(jì)算轉(zhuǎn)矩T=896.4Nm 根據(jù)上式=2.7=40mm 所以預(yù)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(shù)從而使齒輪有較高的強(qiáng)度，應(yīng)使行星齒輪的齒數(shù)盡量少。但一般不少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14～25，大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比/在1.5～2.0的范圍內(nèi)。 差速器的各個(gè)行星齒輪與兩個(gè)半軸齒輪是同時(shí)嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數(shù)時(shí)，應(yīng)考慮它們之間的裝配關(guān)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(shù)，之和必須能被行星齒輪的數(shù)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(yīng)滿足的安裝條件為： (3-6) 式中 ，—左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，=； —行星齒輪數(shù)目； —任意整數(shù) 在此=12，=20 滿足以上要求。 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 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(shù)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(shù)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(shù)為0.8。最小齒數(shù)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(qiáng)度。由于這種齒形的最小齒數(shù)比壓力角為20°的少，故可以用較大的模數(shù)以提高輪齒的強(qiáng)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，通常取： 式中 —差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·m；在此取3320.4N·m —行星齒輪的數(shù)目；在此為4 —行星齒輪支承面中點(diǎn)至錐頂?shù)木嚯x，mm， ≈0.5d， d為半軸齒輪齒面寬中點(diǎn)處的直徑，而d≈0.8； —支承面的許用擠壓應(yīng)力，在此取69 MPa 根據(jù)上式 =64mm =0.5×64=32mm ≈18.4mm ≈20mm 3.3.2 差速器齒輪的幾何計(jì)算 表3-1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表 序號 項(xiàng)目 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果 1 行星齒輪齒數(shù) ≥10，應(yīng)盡量取最小值 =12 2 半軸齒輪齒數(shù) =14～25，且需滿足式（1-4） Z2=20 3 模數(shù) =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(diǎn)至齒輪外緣距離 mm mm 序號 項(xiàng)目 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果 21 理論弧齒厚 =5.92 mm =6.63 mm 22 齒側(cè)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(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的相對運(yùn)動。因此對于差速器齒輪主要應(yīng)進(jìn)行彎曲強(qiáng)度校核。輪齒彎曲強(qiáng)度為 MPa (3-7) 式中 —差速器一個(gè)行星齒輪傳給一個(gè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，其計(jì)算式 在此為498.06N·m； —差速器的行星齒輪數(shù)； —半軸齒輪齒數(shù)； 　 —尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關(guān)， 當(dāng)ｍ時(shí)，，在此＝0.629 　—載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個(gè)齒輪均用騎馬式支承型式時(shí)，＝1.00～1.1； 其他方式支承時(shí)取1.10～1.25。支承剛度大時(shí)取最小值。 　 —質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向 　　　　 跳動精度高時(shí)，可取1.0; —計(jì)算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，由圖3-2可查得=0.225 圖3-2 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù) 根據(jù)上式==478.6MPa〈980 MPa 所以，差速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)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(yīng)用。 3.4 驅(qū)動半軸的設(shè)計(jì) 驅(qū)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(zhuǎn)矩并將其傳給車輪。在斷開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)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(qū)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(shè)計(jì)方法。 半軸結(jié)構(gòu)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(jù)課題要求確定半軸采用半浮式半軸結(jié)構(gòu)，具體結(jié)構(gòu)采用以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯(lián)接。 半浮式半軸(圖3-3a)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內(nèi)孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(shè)計(jì)與計(jì)算時(shí)首先應(yīng)合理地確定其計(jì)算載荷。 半軸的計(jì)算應(yīng)考慮到以下三種可能的載荷工況： （1）縱向力X2最大時(shí)(X2＝Z2)，附著系數(shù)預(yù)取0.8，沒有側(cè)向力作用； （2）側(cè)向力Y2最大時(shí)，其最大值發(fā)生于側(cè)滑時(shí)，為Z2中，，側(cè)滑時(shí)輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)，在計(jì)算中取1.0，沒有縱向力作用； （3）垂向力Z2最大時(shí)，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時(shí)，其值為(Z2-gw)kd，kd是動載荷系數(shù)，這時(shí)沒有縱向力和側(cè)向力的作用。 由于車輪承受的縱向力、側(cè)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(shí)不會有側(cè)向力作用，而側(cè)向力Y2最大時(shí)也不會有縱向力作用。 選取材料40Cr，調(diào)制處理。根據(jù)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(shè)計(jì)應(yīng)考慮如下三種載荷工況： （1）縱向力最大，側(cè)向力為0：此時(shí)垂向力，取10500N縱向力最大值，計(jì)算時(shí)可取1．2，取0．8。 得=6300N =5040N 半軸彎曲應(yīng)力，和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)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(yīng)力 ==406mpa (2)側(cè)向力最大，縱向力=0，此時(shí)意味著發(fā)生側(cè)滑：外輪上的垂直反力。和內(nèi)輪上的垂直反力分別為 式中 —汽車質(zhì)心高度參考一般計(jì)算方法取738.56mm； —輪距 =1430mm；為側(cè)滑附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)可取1．0。 外輪上側(cè)向力和內(nèi)輪上側(cè)向力分別為 內(nèi)、外車輪上的總側(cè)向力為。 這樣，外輪半軸的彎曲應(yīng)力和內(nèi)輪半軸的彎曲應(yīng)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(cè)向力：此時(shí)垂直力最大值為： 式中，是為動載系數(shù)，轎車：，貨車：，越野車：。 半軸彎曲應(yīng)力，為 =87.7mpa 半浮式半軸許用合成應(yīng)力可取為600-750Mpa范圍 故校核半徑取0.040m滿足合成應(yīng)力在600mpa -750mpa范圍 3.4.2 半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)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(jìn)行擠壓應(yīng)力和鍵齒剪切應(yīng)力驗(yàn)算。擠壓許用應(yīng)力不大于200Mpa，剪切應(yīng)力不大于73Mpa。國產(chǎn)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(jìn)行中頻淬火，使其具有適當(dāng)硬化層，并在表面形成較大殘余壓應(yīng)力，明顯提高半軸的靜扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度。 在計(jì)算半軸在承受最大轉(zhuǎn)矩時(shí)還應(yīng)該校核其花鍵的剪切應(yīng)力和擠壓應(yīng)力。 半軸花鍵的剪切應(yīng)力為 （3-8） 半軸花鍵的擠壓應(yīng)力為 （3-9） 式中 T—半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩，T=3320.4Nm； DB—半軸花鍵(軸)外徑，DB=44mm； dA—相配的花鍵孔內(nèi)徑，dA=40mm； z—花鍵齒數(shù)，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(shù)，取0.75。 將數(shù)據(jù)帶入式（3-8）、（3-9）得： =51.1MPa =95.8 MPa 根據(jù)要求當(dāng)傳遞的轉(zhuǎn)矩最大時(shí)，半軸花鍵的切應(yīng)力[]不應(yīng)超過71.05 MPa，擠壓應(yīng)力[]不應(yīng)超過196 MPa，以上計(jì)算均滿足要求。 3.4.3 半軸其他主要參數(shù)的選擇 花鍵參數(shù)：齒數(shù)：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(yùn)轉(zhuǎn)，半軸需與軸承配合，最終使不同轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及材料與熱處理 為了使半軸的花鍵內(nèi)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(dāng)?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應(yīng)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(zhuǎn)疲勞破壞，因此在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應(yīng)力集中。重型車半軸的桿部較粗，外端突緣也很大，當(dāng)無較大鍛造設(shè)備時(shí)可采用兩端均為花鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)，且取相同花鍵參數(shù)以簡化工藝。在現(xiàn)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(diào)質(zhì)處理的方法，調(diào)質(zhì)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(yīng)淬火的口益增多。這種處理方法使半軸表面淬硬達(dá)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(nèi)。由于硬化層本身的強(qiáng)度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應(yīng)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(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度大為提高，尤其是疲勞強(qiáng)度提高得十分顯著。由于這些先進(jìn)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(shè)計(jì)及其強(qiáng)度計(jì)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(shù)據(jù)得 算出 將其帶入校核公式有： 其中， p=28.46kw ，n=5200轉(zhuǎn) ，計(jì)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(jù)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(xiàn)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(shè)軸承的壽命為10000h,當(dāng)量動載荷的計(jì)算公式為： P=XFr+YFa (3-10) 式中： Fr—軸承的徑向載荷（即軸承實(shí)際載荷的徑向分量）； Fa—軸承所受的軸向載荷（既軸承實(shí)際載荷的軸向分量）； X—徑向動載荷系數(shù)，將實(shí)際徑向載荷Fr轉(zhuǎn)化為當(dāng)量動載荷的修正系數(shù)； Y—軸向動載荷系數(shù)，將實(shí)際軸向載荷Fa轉(zhuǎn)化為當(dāng)量動載荷的修正系數(shù)。 其中： Fr=10（KN） Fa=7.52（KN） X=0.27 Y=1.04 將數(shù)值代入公式（4.8）得： P=XFr+YFa （3-11） 其中：ε=3 將數(shù)值代入上公式（4.9）得： 3.計(jì)算軸承的基本額定壽命Lh： Lh （3-12） 將上面計(jì)算所得數(shù)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(shè)計(jì) 3.5.1 主減速器的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點(diǎn)，廣泛用在主減速比i0<7.6的各種中、小型汽車上。根據(jù)小型貨車的載荷小，主傳動比〈7.6的特點(diǎn)，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(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(gè)偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。當(dāng)偏移距大到一定程度時(shí)，可使一個(gè)齒輪軸從另一個(gè)齒輪軸旁通過。這樣就能在每個(gè)齒輪的兩邊布置尺寸緊凄的支承。這對于增強(qiáng)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(yīng)的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強(qiáng)度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關(guān)。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(dāng)量曲率半徑較相應(yīng)的螺旋錐齒輪當(dāng)量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應(yīng)力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應(yīng)力相當(dāng)?shù)穆菪F齒輪比較，負(fù)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(dāng)要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時(shí)，采用雙曲面齒輪更為合理。因?yàn)槿绻３謨煞N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(dāng)傳動比小于2時(shí)，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(shí)選用螺旋錐齒輪更合理，因?yàn)楹笳呔哂休^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(dǎo)致其進(jìn)入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應(yīng)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(qiáng)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(diǎn)，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3-5所示． 圖3-5 主動錐齒輪及調(diào)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(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 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(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(dǎo)向軸承支座，是主減速器結(jié)構(gòu)復(fù)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(yīng)盡可能縮小。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時(shí)應(yīng)使他們的圓錐滾子的大端相向朝內(nèi)，小端相背朝外。 3.5.5 主減速器從動齒輪的基本參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）齒數(shù)的選擇 對于單級主減速器，當(dāng)i0較大時(shí)，則應(yīng)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(dāng)i0≥6時(shí)，z1的最小值可取為5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強(qiáng)度，Z1最好大于5。當(dāng)i0較小(如i0=3.5～5)時(shí)，引可取為7～12，但這時(shí)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(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)之和對于載貨汽車應(yīng)不少于40，對于轎車應(yīng)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(shí)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(jì)算轉(zhuǎn)矩中取較小值按經(jīng)驗(yàn)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(shù)，Kd2=13.0～15.3；取=14.2 Tc—計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m; 3320.4N·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.推薦當(dāng)以Ⅰ擋傳遞時(shí)，節(jié)圓直徑應(yīng)大于或等于以下兩式算得數(shù)值中較小值： =208mm =206mm 即在本設(shè)計(jì)中需使200mm 當(dāng)以直接傳遞時(shí)，則需滿足以下條件 =175mm 最后根據(jù)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(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5.0，并用下式校核： （3-14） 式中 Tc—計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m；3320.4 N·m Km—模數(shù)系數(shù)，取Km=0.3-0.4。 由（5-2）可得模數(shù)的取值范圍為4.48～5.97 故模數(shù)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(qiáng)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(yīng)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(fù)荷傳動，E則不應(yīng)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(yīng)愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距E可達(dá)從動齒輪節(jié)圓直徑d2的20％～30％。但當(dāng)E大干d2的20％時(shí)，應(yīng)檢查是否存在根切[5]。該車屬輕負(fù)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(cè)，這時(shí)如果主動齒輪在從動齒輪中心線上方時(shí)，則為上偏移，在下方時(shí)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(guān)系：下偏移時(shí)主動齒輪的螺旋方向?yàn)樽笮?，從動齒輪為右旋；上偏移時(shí)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(yīng)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(yīng)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(dāng)zl≥8時(shí)，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(jì)算載荷的確定 按以下三種工況進(jìn)行從動齒輪的轉(zhuǎn)矩計(jì)算 （1）通常是將發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時(shí)和驅(qū)動車輪打滑時(shí)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(qiáng)度計(jì)算中用以驗(yàn)算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷，即： =3320.4 N·m ?。?-16） =5600.721649N·m （3-17） 式中: Temax—發(fā)動機(jī)量大轉(zhuǎn)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(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)1.3 Kd—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=