577 重型自卸汽車設計（驅動橋總成設計）

577 重型自卸汽車設計（驅動橋總成設計）,577,重型自卸汽車設計（驅動橋總成設計）,重型,汽車,設計,驅動,總成 大學畢業(yè)設計（論文）開題報告 （學生填表） 學院： 車輛與動力工程學院 2013 年 4 月 10 日 課題名稱 重型自卸汽車設計（驅動橋設計） 學生姓名 專業(yè)班級 課題類型 工程設計 指導教師 職稱 課題來源 結合生產 1. 設計（或研究）的依據與意義 驅動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， 而對于載重汽 車顯得尤為重要。 當采用大功率發(fā)動機輸出大的轉矩以滿足目前載重汽車的快速、 重載 的高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個高效、可靠的驅動橋。所以采用傳動效率 高的單級減速驅動橋已成為未來重載汽車的發(fā)展方向。中重型卡車驅動橋主減速器和差速器設計 汽車后橋是汽車的主要部件之一， 其基本的功用是增大由傳動軸或直接由 變速器傳來的轉矩，再將轉矩分配給左右驅動車輪，并使左右驅動車輪具有汽 車行駛運動所要求的差速功能 ，同時驅動后架或承載車身之間的鉛垂力、縱 向力、橫向力及其力矩。驅動橋還要承受作用于路面和車架或承載車身之間的 鉛垂力、縱向力，橫向力及其力矩。其質量，性能的好壞直接影響整車的安全 性，經濟性、舒適性、可靠性。 目前國內重型車橋生產企業(yè)也主要集中在中信車橋廠、東風襄樊車橋公 司、濟南橋箱廠、漢德車橋公司、重慶紅巖橋廠和安凱車橋廠幾家企業(yè)。這些 企業(yè)幾乎占到國內卡車橋 90%以上的市場。 設計驅動橋時應當滿足如下基本要求： 1）選擇適當的主減速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性 和燃油經濟性。 2）外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。 3）齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 2. 國內外同類設計（或同類研究）的概況綜述 1．國內外研究現狀、發(fā)展動態(tài) 重型車橋的發(fā)展趨勢 1）結構趨勢 隨著中國公路建設水平的不斷提高，公路運輸車輛正向大噸位、多軸化、大馬力方向發(fā)展， 使得重型車橋總成也向傳動效率高的單級減速方向發(fā)展。單級驅動橋結構簡單，機械傳動效 率高，易損件少，可靠性高。由于單級橋傳動鏈減少，摩擦阻力小，比雙級橋省油，噪聲也 小。過去，單級橋因為橋包尺寸大，離地間隙小，導致通過性較差，應用范圍相對較小，但 是現在公路狀況已經得到了顯著改善， 重型汽車使用條件對通過性的要求降低。 這種情況下， 單級橋的劣勢得以忽略，而其優(yōu)勢不斷突出，所以在公路運輸中的應用范圍肯定越來越廣。 目前我國卡車中，雙級減速橋的應用比例還在 60%左右。如我國重卡大量使用的斯太爾驅 動橋屬于典型的雙級減速橋，其二級減速的結構，主減速器總成相對較小，橋包尺寸減小， 因此離地間隙加大，通過性好，承載能力也較大,是廣泛用于公路運輸，以及石油、工礦、林 業(yè)、野外作業(yè)和部隊等多種領域的車輛。但雙級減速橋的缺點也比較明顯：傳動效率相對較 低，油耗高；長途運輸容易導致汽車輪轂發(fā)熱，散熱效果差，為了防止過熱發(fā)生爆胎，不得 不增加噴淋裝置；結構相對復雜，產品價格高。因此，在歐美重型汽車中采用該結構的車橋 產品呈下降趨勢，日本采用該結構的產品更少。我國雙級橋使用比例下降也是必然的，未來 雙級減速橋將主要在工程用車領域發(fā)揮作用。有專家預測，今后幾年內，重型車橋將會形成 以下產品格局：公路運輸以 10t 及以上單級減速驅動橋、承載軸為主；工程、港口等用車以 10t 級以上雙級減速驅動橋為主。 2）技術趨勢 業(yè)內專家認為，總體而言，現在重型汽車有向節(jié)能、環(huán)保、舒適等方面發(fā)展的趨勢，要求 重型車橋要輕量化、大扭矩、低噪聲、寬速比、壽命長和低生產成本。 從國際趨勢看，車橋向輕量化發(fā)展是必然，因為向輕量化發(fā)展，材料節(jié)省，可以降低成本。 在噪聲方面，國內重型車橋跟國外的差距較大，今后需要在這方面有所改進。造成車橋噪聲 的主要因素在于齒輪精度不夠，所以，車橋齒輪要向高強度、高精度方向發(fā)展。齒輪的高強 度化制造技術關鍵在于：高強度齒輪鋼的開發(fā)和齒輪強化技術的應用。齒輪的高精度制造技 術包括合理選材、高精度淬火技術和從動齒輪壓力淬火技術。 汽車行業(yè)的飛速發(fā)展， 帶動了整個國內汽車零部件企業(yè)的向前推進。 2. 就目前車橋行業(yè)的發(fā) 展趨勢而言，呈現出以下主要特點： 1）由于整車的市場集中度增加，目前國內車橋行業(yè)趨向于技術上強強聯手，共謀發(fā)展； 2）由于近幾年國家對汽車零部件行業(yè)出臺相應的政策，以扶持其走向正軌，所以整體來看車 橋行業(yè)布局已大體完成； 3）外資不斷投入，國內車橋企業(yè)亟待技術上的獨立； 4）大噸位、多軸化、大馬力、節(jié)能、環(huán)保、舒適等方面發(fā)展的趨勢，要求重型車橋要輕量化、 大扭矩、低噪聲、寬速比、壽命長和低生產成本。 5）零部件企業(yè)與整機企業(yè)同步設計、開發(fā)，系統(tǒng)集成、模塊化供貨。 3. 課題設計（或研究）的內容 完成重型自卸汽車的驅動橋總成設計，完成裝配圖及若干關鍵零部件圖，總工作量不少于張零號圖紙，編寫設計說明書，內容不少于12000字，說明書要求計算機打印。至少要完成1張1號圖面的機繪圖，保證有30學時的計算機上機工作量。閱讀不少于15篇的最新文獻期刊，編寫不少于400字符的中文摘要，并翻譯成外文；要有1萬字符的外文翻譯資料。 4. 設計（或研究）方法 1.調研、搜集、分析資料，確定并論證方案； 2.類比法，參照同類車橋，初選設計基本參數； 3.實物參觀 4.進行驅動橋的方案分析論證，并完成其設計計算； 5.計算，校核設計零件 6.計算機主要零部件圖紙設計 5. 實施計劃 2周 調研、搜集、分析資料，明確具體任務，制定方案，撰寫開題報告。 2周 完成驅動橋計算、布置草圖。 4周 完成驅動橋總圖及零部件圖設計。 2周 編寫設計說明書和翻譯。星期五最后交卷。 1周 審核、互審評閱。 1周 答辯、評定成績。 指導教師意見 指導教師簽字： 年 月 日 教研室意見 教研室主任簽字： 年 月 日 重型自卸汽車設計（驅動橋總成設計） 摘 要 驅動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，對于重型自卸汽車也很重要。驅動橋位于傳動系的末端，它的基本功用是將傳動軸或變速器傳來的轉矩增大并適當減低轉速后分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力。通過提高驅動橋的設計質量和設計水平，以保證汽車良好的動力性、安全性和通過性。 此次重型自卸汽車驅動橋設計主要包括：主減速器、差速器、輪邊減速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼進行設計。主減速器采用中央減速器附輪邊減速器的形式，且中后橋采用雙級貫通式布置形式，國內外多橋驅動的重型自卸汽車大多數采用這種布置形式；本設計主減速器采用了日益廣泛應用的雙曲面齒輪；差速器設計采用普通對稱圓錐行星差速器；車輪傳動裝置采用全浮式半軸；驅動橋殼采用整體型式；并對驅動橋的相關零件進行了校核。 本文驅動橋設計中，利用了CAD繪圖軟件表達整體裝配關系和部分零件圖。 關鍵詞：驅動橋、主減速器、差速器、半軸、雙曲面齒輪 THE DESIGN OF HEAVY SELF UNLOADING TRUCK (THE DESIGN OF TRANSAXLE ASSEMBLY) ABSTRACT Drive axle is the one of automobile four important assemblies. It’s performance directly influences on the entire automobile，especially for the heavy self unloading truck . Driving axle set at the end of the transmission system. The basic function of driving axle is to increase the torque transported from the transmission shaft or transmission and decrease the speed ,then distribute it to the right、left driving wheel, another function is to bear the vertical force、lengthways force and transversals force between the road surface and the body or the frame. In order to obtain a good power performance, safety and trafficability characteristic, engineers must promote quality and level of design Driving axle design of the heavy self unloading truck mainly contains: main reduction, differential, wheel border reduction, transmitted apparatus of wheel and the housing of driving axle. The main reducer adopts central reduction along with wheel border reduction. And also the design have the same run-through structure between middle transaxle and the rear one with heavy trucks home and abroad that have several transaxles. Hypoid gear, a new type gear is a good choice for the main reducer of heavy self unloading truck. The differential adopted a common, symmetry, taper, planet gear. Transmission apparatus of wheel adopted full floating axle shaft, and the housing of driving axle adopted the whole pattern,and proofread interrelated parts. During the design process, CAD drafting software is used to expresses the wholes to assemble relationship and part drawing by drafting. Key words：driving axle, the main reducer， differential, wheel border reduction, half shaft, hypoid gear II 目錄 第一章 緒 論 1 § 1.1 驅動橋簡介 1 § 1.2 驅動橋設計的要求 1 第二章 驅動橋的結構方案分析 3 第三章 驅動橋主減速器設計 6 § 3.1 主減速器簡介 6 § 3.2 主減速器的結構形式 6 § 3.3 主減速器的齒輪類型 6 § 3.4 主減速器主動齒輪的支承型式 7 § 3.5 主減速器的減速型式 8 § 3.6 主減速器的基本參數選擇與設計計算 8 § 3.6.1 主減速比的確定 8 § 3.6.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 9 § 3.6.3 主減速器齒輪基本參數選擇 10 § 3.6.4 主減速器雙曲面錐齒輪設計計算 12 § 3.6.5 主減速器雙曲面齒輪的強度計算 21 § 3.7 主減速器齒輪的材料及熱處理 25 § 3.8主減速器第一級圓柱齒輪副設計 26 § 3.8.1基本參數設計計算 26 § 3.8.2圓柱齒輪幾何參數計算 27 § 3.9輪邊減速器設計及計算 28 § 3.9.1輪邊減速器方案的確定 28 § 3.9.2輪邊減速器各齒輪基本參數的確定 28 § 3.9.3各齒輪幾何尺寸計算 29 第四章 差速器設計 31 § 4.1差速器簡介 31 § 4.2 差速器的結構形式的選擇 31 § 4.2.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 32 § 4.2.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 33 § 4.3差速器齒輪主要參數的選擇 33 § 4.4差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度校核 36 第五章 驅動車輪的傳動裝置 39 § 5.1車輪傳動裝置簡介 39 § 5.2半軸的型式和選擇 39 § 5.3半軸的設計計算與校核 39 § 5.4半軸的結構設計及材料與熱處理 41 第六章 驅動橋殼設計 42 § 6.1 驅動橋殼簡介 42 § 6.2 驅動橋殼的結構型式及選擇 42 § 6.3 驅動橋殼強度分析計算 43 § 6.3.1當牽引力或制動力最大時 43 § 6.3.2通過不平路面垂直力最大時 44 第七章 結論 46 參考文獻 47 致 謝 48 附 錄A 49 III 第一章 緒 論 § 1.1 驅動橋簡介 在科學技術快速發(fā)展的今天，隨著汽車工業(yè)的不斷進步，汽車的各項性能指標也在不斷提高，作為傳動系末端的驅動橋的設計，更要有進一步的改進，以適應市場的需要，促進汽車行業(yè)的發(fā)展。驅動橋處于動力系的末端。其功用是將傳動軸或變速器傳來的轉矩增大并適當減低轉速后分配給左、右驅動輪，承載著汽車的滿載荷重及地面經車輪、車架及承載式車身經懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅動橋結構形式除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。必須有合理的驅動橋設計，才能滿足汽車有良好的汽車動力性、通過性和安全可靠性。 § 1.2 驅動橋設計的要求 驅動橋一般包括主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件。 驅動橋的機構型式雖然各不相同，但在使用中對它們的基本要求卻是一致的， 驅動橋的基本要求可以歸納為： 1、驅動橋主減速器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料經濟性。 2、驅動橋輪廓尺寸應與汽車的總體布置和要求的驅動橋離地間隙相適應。 3、驅動橋在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。 4、驅動橋具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩。在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 5、驅動橋的齒輪及其他傳動部件工作平穩(wěn)，噪聲小。 6、驅動橋與懸架導向機構運動協調。 7、驅動橋總成及其他零部件的設計應能盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產品的系列化及汽車變型的要求。 8、驅動橋結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修、調整方便。 9、隨著汽車向采用大功率發(fā)動機和輕量化方向的發(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 56 第二章 驅動橋的結構方案分析 驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動橋，后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構較復雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。 §2.1非斷開式驅動橋 普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量，汽車簧下質量較大，這是它的一個缺點。 驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在汽車輪胎尺寸和驅動橋下的最小離地間隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可用雙級結構。在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的方便，可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方；有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器及差速器總成也移到一個驅動車輪的旁邊。 在少數具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型載貨汽車上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。 §2.2斷開式驅動橋 斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫梁或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此獨立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。 §2.3多橋驅動的布置 為了提高裝載量和通過性，有些重型汽車及全部中型以上的越野汽車都是采用多橋驅動，常采用的有4×4、6×6、8×8等驅動型式。在多橋驅動的情況下，動力經分動器傳給各驅動橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅動汽車各驅動橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經分動器傳給各驅動橋，需分別由分動器經各驅動橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳動軸的數量增多，且造成各驅動橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對8×8汽車來說，這種非貫通式驅動橋就更不適宜，也難于布置了。 為了解決上述問題，現代多橋驅動汽車都是采用貫通式驅動橋的布置型式。 在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內，并且各驅動橋不是分別用自己的傳動軸與分動器直接聯接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯布置的。汽車前后兩端的驅動橋的動力，是經分動器并貫通中間橋而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數量，而且提高了各驅動橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質量。這對于汽車的設計(如汽車的變型)、制造和維修，都帶來方便。 本次設計的是6×4重型礦用自卸汽車的驅動橋，貫通式驅動橋較為適宜。 第三章 驅動橋主減速器設計 § 3.1 主減速器簡介 主減速器的功用是將傳動軸輸入的轉矩增大并相應降低轉速，以及當發(fā)動機縱置時具有改變轉矩旋轉方向的作用。 § 3.2 主減速器的結構形式 主減速器的結構型式，主要是根據其齒輪類型、減速形式以及主動齒輪、從動齒輪的支承形式和主減速器的減速形式的不同而異。 § 3.3 主減速器的齒輪類型 主減速器齒輪主要有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等型式。 圖3-1主減速器雙曲面錐齒輪傳動形式 a）弧齒錐齒輪傳動b）雙曲面齒輪傳動c）圓柱齒輪傳動d）蝸輪蝸桿傳動 本次設計采用雙曲面錐齒輪(如圖3-1b)的主、從動齒輪的軸線相互垂直但不相交。 雙曲面齒輪有如下優(yōu)點： （1）由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的大于從動齒輪的，這樣同時嚙合的齒數較多，重合度較大，不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30%。 （2）雙曲面齒輪傳動的主動齒輪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的大，其結果使齒面的接觸強度提高。 （3）雙曲面主動齒輪的變大，則不產生根切的最小齒數可減少，故可選用較少的齒數，有利于增加傳動比。 （4）雙曲面主動齒輪軸布置從動齒輪中心上方，便于實現多軸驅動橋的貫通，增大傳動軸的離地高度。布置在從動齒輪中心下方可降低萬向傳動軸的高度，有利于降低轎車車身高度，有利于降低轎車車身高度，并可減少車身地板中部凸起通道的高度。 § 3.4 主減速器主動齒輪的支承型式 現代汽車主減速器主動錐齒輪的支撐形式有：懸臂式（如圖3-2）和跨置式支承（如圖3-3）。 懸臂式支撐的結構特點是，在錐齒輪大端一側有較長的軸，并在其上安裝一對圓錐滾子軸承。 懸臂式支承的結構特點是在錐齒輪大端一側有較長的軸，并在其上安裝一對圓錐滾子軸承。兩軸承的圓錐滾子的大端應朝外，這樣可以減小懸臂長度和增加兩支承間的距離，以改善支撐剛度。為了盡可能的地增加支承剛度，支承距離應大于2.5倍的懸臂長度。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。 3-2 懸臂式 圖3-3跨置式 跨置式雖然能使支撐剛度提高，但制造加工困難，且本次設計布置不下，故采用懸臂式支承。 § 3.5 主減速器的減速型式 主減速器的減速型式分為單級減速、雙級減速、雙速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。 影響減速型式選擇的因素有汽車的類型、使用條件、驅動橋處的離地間隙、驅動橋數和布置形式以及主傳動比有關，主要取決于影響動力性，經濟性等整車性能的主減速比的大小。 對于礦用車，需保證足夠的離地間隙，所以采用中央減速器附輪邊減速器。這種結構在保證具有大傳動比的條件下驅動橋中部尺寸較小，離地間隙較大。且因驅動形式為6×4，為雙橋驅動，所以有采用貫通式布置形式。因為驅動橋總傳動比不是很大，有采用輪邊減速器，故中央第一級傳動比取1.0 便于貫通而不用減速。但這種結構復雜，簧下質量增加，成本提高。 § 3.6 主減速器的基本參數選擇與設計計算 § 3.6.1 主減速比的確定 主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。i的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比i一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌琲下的功率平衡來研究i對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇i值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。 對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的i值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時i值應按下式來確定： （3-1） =0.377=12.0 式中：——車輪的滾動半徑，r=0.68m； ——變速器最高擋傳動比，igh=1； 再把對應的np=2400r/n , =52km/h , ,代入（3-1）計算出 i=12.0 § 3.6.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 一、按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Ｔce （3-2） 式中：——由于猛接合離合器而產生的動載荷系數，=1.0； ——發(fā)動機的輸出的最大轉矩，輕型客車在此取1500； k——為液力變矩器變矩系數，k=1.0； ——是變速器最低檔傳動比，=12.65 ——分動器傳動比，在此取1； ——主減速器傳動比，此前已算出=12 ——變速器傳動效率，在此取0.87； ——該汽車的驅動橋數目在此取2； 代入以上各參數可求 ==36889 二、按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （3-3） 式中：——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，為250000N; ——汽車最大加速時的后軸轉移負荷系數，乘用車=1.2-1.4，在此取=1.1； ——輪胎對地面的附著系數，此處取0.6； ——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為14.00-24.00、，滾動半徑為 0.68m； ，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.95，輪邊減速器取2.65323； 代入數據算得2500001.10.60.68/(0.952.6323)=44513。 三、按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 = (3-4) 式中：Ga——汽車滿載時的總質量，在此取640000N； ——所牽引的掛車滿載時的總質量，但僅用于牽引車的計算； ——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為14.00-24.00、，滾動半徑為 0.68m； —道路的滾動阻力系數，在此取0.02； —汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，在此取0.1 —汽車的性能系數，在此取0 ，， n——見式（3-2），（3-3）下的說明 代入數據計算得到=10359。 § 3.6.3 主減速器齒輪基本參數選擇 主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動齒輪的齒數和，從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數、主從動錐齒輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。 一、齒數的選擇 1、為了磨合均勻，、之間應避免有公約數。 2、為了得到理想的齒面重合度和高的齒輪彎曲強度，主、從齒輪齒數和不應少于40。 3、為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于乘用車，一般不少于9；對于商用車，一般不少于6。 4、當主傳動比較大時，盡量使取得少些，以便得到滿意的離地間隙。 5、對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。 根據上述原則選取=8，=37，+=45＞40 符合要求。 則===4.625 二、節(jié)圓直徑的選擇 可根據從動錐齒輪的計算轉矩（式3-2、式3-3中較小的一個為計算依據）按經驗計算公式選出： （3-5） =（13~16）× =432.75~532.622㎜ 取492.1㎜ 式中：——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑； ——直徑系數，一般為=13～16，取=15； ——計算轉矩，；已由（3-2）、式（3-3）求得，并取其中較小者=min[, ]=36889。 三、齒輪端面模數的選擇 按式=/=492.1/37=13.3 mm （3-6） 校核式為： =/ （3-7） 得出=13.3mm 式中：——計算轉矩，，見式（3-5）下的說明； ——模數系數，=0.3～0.4。 =13.3mm滿足模數系數 =0.3～0.4故符合要求。 由于加工所用的刀盤可以加工切削范圍內的任意模數的齒輪，因此所選的模數不一定是標準模數。 四、齒面寬的選擇 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。汽車主減速器雙曲面齒輪的從動齒面寬（㎜）推薦為： =0.155=0.155×492=76.2755㎜ 取76㎜ （3-8） 式中 ：——從動齒輪節(jié)圓直徑。 一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大10%較為合適，在此取=86 五、雙曲面齒輪的偏移距 E E值過大將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；E值過小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪的特點。 一般，E=（0.1-0.2）d2=49.21-59.052。根據這一原則取E=55㎜。 六、中點螺旋角 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。 汽車主減速器弧齒錐齒輪的螺旋角或雙曲面齒輪的平均螺旋角為35°～40。.可根據公式近似地預選主動齒輪的螺旋角： =25°+5°+90°E/d2=45.8118° 七、螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪選擇為右旋，從錐頂看為順時針運動，這樣從動錐齒輪為左旋，從錐頂看為逆時針，驅動汽車前進。 八、法向壓力角α 法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數，也可以使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低。對于乘用車雙曲面齒輪，由于其從動齒輪輪齒兩側的法向壓力角相等，而主動齒輪輪齒兩側的法向壓力角不相等，故平均壓力角α一般選用21°。 九、銑刀盤名義半徑的選擇 刀盤的名義半徑是指通過被切齒輪齒間中點的假象同心圓的直徑，為了減少刀盤規(guī)格，刀盤名義半徑已標準化，并規(guī)定每一種名義半徑的刀盤可加工一定尺寸范圍的雙曲面齒輪。按從動齒輪節(jié)圓直徑在的表3-14中選取刀盤名義半徑=266.7㎜。 § 3.6.4 主減速器雙曲面錐齒輪設計計算 主減速器的雙曲面齒輪的幾何尺寸計算步驟按表3-1來計算。 表3-1 雙曲面齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 計 算 公 式 注釋 （1） 8 小齒輪齒數 （2） 37 大齒輪齒數 （3） 0.216216216 （4） =76 大齒輪齒面寬 （5） E=55 偏心距 （6） =492.1 大齒輪分度圓直徑 （7） 266.7 刀盤名義半徑 （8） 45.8118° 小齒輪螺旋角的預選值 （9） 1.0287 （10） 0.25946 （11） 0.96575 （12） 209.3515 大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑 （13） 0.2537 （14） 0.9673 （15） 1.22826 （16） 45.265 （17） 55.597 小齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑 （18） 1.14 齒輪收縮系數 （19） 862.47 （20） 0.06377 （21） 1.0040666 （22） 0.063512 （23） 3.6414 （24） 0.24585 （25） 0.2536345 （26） 0.2504 （27） 0.97 （28） 0.2534536 （29） 0.96735 （30） 1.02942 （31） -0.00018228 （32） -0.000394123 （33） 0.24585 （34） 0.253635 （35） 0.2504 （36） 14.0574° 小齒輪節(jié)錐角 （37） 0.97 （38） 0.2534536 （39） 14.22233° （40） 0.96935 （41） 1.02081 （42） 45.59° 小齒輪中點螺旋角 （43） 0.6998 （44） 31.36767° 大齒輪中點螺旋角 （45） 0.853845 （46） 0.60963 （47） 0.258336 （48） 75.0286° 大齒輪節(jié)錐角 （49） 0.966 （50） 0.258336 （51） 57.231433 （52） 810.384538 （53） 867.616 （54） 185.04527 （55） 159.946 （56） 0.0581655 （57） 3.33° （58） 0.998313 （59） 0.0000732688 （60） 0.0000437563 （61） 29597.25076 （62） 0.000848 （63） 0.000965 （64） 426.0822 （65） 426.8022 （66） 0.9635 （67） 左0.055856；右0.78783784 （68） 左202.92556； 右0.242888 （69） 1.024144 （70） 55.28556 （71） 1.2 大齒輪節(jié)錐頂點到小齒輪軸線的距離。正號（+）表示該節(jié)錐頂點超過了小齒輪軸線，負號（-）表示該節(jié)錐頂點在小齒輪軸線與大齒輪輪體之間。 （72） 216.72 在節(jié)平面內大齒輪齒面寬中點錐距 （73） 254.71 大齒輪節(jié)錐距 （74） 38 （75） 17.8754 大齒輪在齒面寬中點處的齒工作高。齒深系數，k=4.0 （76） （12）*（46）/（7）=0.47854 （77） （49）/（45）-（76）=0.6258 （78） 45*pi/180 =0.6632 輪齒兩側壓力角總和 （79） sin(78)=0.707107 （80） （78）/2.0=22.5° （81） 0.923879 （82） 0.414214 （83） 1.576 （84） 449.8 雙重收縮齒齒根角的總和 （85） 0.15 大齒輪齒頂高系數 （86） 1.0 （87） 2.68131 大齒輪在齒面寬中點處齒頂高 （88） 17.9254 大齒輪在齒面寬中點處齒根高 （89） 67.47′ 大齒輪齒頂角 （90） 0.019625 （91） 382.33′ 大齒輪齒根角 （92） 0.111 （93） 3.42706 大齒輪的齒頂高 （94） 22.1434 大齒輪的齒根高 （95） 2.73131 徑向間隙為大齒輪在齒面寬中點處的工作齒高的15%再加上0.05 （96） 25.57 大齒輪的齒全高 （97） 22.83869 大齒輪的齒工作高 （98） 76.1531° 大齒輪的面錐角 （99） 0.971 （100） 0.23923 （101） 68.6564° 大齒輪的根錐角 （102） 0.931414748 （103） 0.3639566 （104） 0.39076 （105） 493.87 大齒輪外圓直徑 （106） 65.1 （107） 61.78946 大齒輪外緣到小齒輪軸線的距離 （108） 1.618764 （109） 6.5819443 （110） -0.418764 大齒輪面錐頂點到小齒輪軸線的距離。正號（+）表示該節(jié)錐頂點超過了小齒輪軸線，負號（-）表示該節(jié)錐頂點在小齒輪軸線與大齒輪輪體之間。 （111） 7.781 大齒輪根錐頂點到小齒輪軸線的距離。正號（+）表示該節(jié)錐頂點超過了小齒輪軸線，負號（-）表示該節(jié)錐頂點在小齒輪軸線與大齒輪輪體之間。 （112） 230.955 （113） 0.238141629 （114） 0.97123 （115） 0.2452 （116） 0.3535 （117） 20.7° 小齒輪面錐角 （118） 0.93544 （119） 0.37788 （120） 27.417 （121） -14.32 小齒輪面錐頂點到大齒輪軸線的距離。正號（+）表示該節(jié)錐頂點超過了大齒輪軸線，負號（-）表示該節(jié)錐頂點在小齒輪軸線與大齒輪輪體之間。 （122） 0.013823 （123） 0.0199；0.9999 （124） 13.4304；=0.97265 （125） 6.6426；0.993287 （126） 0.187617； -0.242888 （127） 1.028 （128） 203.576818 （129） 0.941761 （130） 39.064 （131） 236.024 小齒輪外緣到大齒輪軸線的距離 （132） 39.064 （133） 162.4463 大齒輪外緣到小齒輪軸線的距離 （134） 221.704 （135） 167.5573 小齒輪外圓直徑 （136） 222.97247 （137） 0.246667 （138） 14.28° （139） 0.9691 （140） 9.71738 （141） 3.9722 （142） 0.2318378 （143） 13.4053° 小齒輪根錐角 （144） 0.972754459 （145） 0.23833 （146） 0.3145238 最小齒側間隙允許值 （147） 0.42295 最大齒側間隙允許值 （148） 0.130625 （149） 15.6425 （150） 178.71 在節(jié)平面內大齒輪內錐距 § 3.6.5 主減速器雙曲面齒輪的強度計算 一、齒輪的破壞形式及其影響因素 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下： 1、輪齒折斷 主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。 （1）疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經受交變的彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產生初始的裂紋。隨著載荷循環(huán)次數的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。 （2）過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側間隙調節(jié)不當、安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時，往往會使一端（經常是大端）沿斜向產生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。 為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當的模數、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。 2、齒面的點蝕及剝落 齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。 （1）點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。由于接觸區(qū)產生很大的表面接觸應力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現象就稱為點蝕。一般首先產生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的范圍內適當加大齒面寬也是一種辦法。 （2）齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。 3、齒面膠合 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造成的表面損壞現象和擦傷現象稱為膠合。它多出現在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現象的方法是改善潤滑條件等。 4、齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現象。規(guī)定范圍內的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。 汽車驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環(huán)次數均以超過材料的耐久疲勞次數。因此，驅動橋齒輪的許用彎曲應力不超過210.9N／mm. 實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸出轉矩Tec和最大附著轉矩Tcs并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應力，不能作為疲勞損壞的依據。 二、主減速器雙曲面齒輪的強度計算 1、單位齒長的圓周力 P= （3-9） 式中：P——單位齒長上的圓周力，； F——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著系數兩種工況進行計算； b——從動齒輪的齒面寬，b=76㎜。 按發(fā)動機最大轉矩計算時： （3-10） 式中：——發(fā)動機最大轉矩1500； ——變速器傳動比，常取擋及直接擋進行計算； ——主動齒輪分度圓直徑，=106.4㎜。 許用單位齒長上的圓周力[p]由《汽車車橋設計》表3-32查的[p]=1789，則 [p]> p，符合設計要求。 一檔 ==1672.88≤[p]=1789 直接檔 ==161.38≤[p]=250 2、輪齒的彎曲強度計算汽車主減速器的雙曲面齒輪輪齒的計算彎曲應力（）為 （3-11） 式中：——齒輪的計算轉矩，=min[, ]和，主動齒輪需要將計算轉矩換算到主動齒輪上。 ——超載系數，一般取為1.0； ——尺寸系數，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理有關。 當端面模數=51.6㎜ 時，= ——載荷分配系數，=1.1～1.2 =1.1； ——質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取=1； ——計算齒輪的齒面寬，為76㎜； Z——計算齒輪的齒數，； m——端面模數， J——計算彎曲應力的綜合系數，見圖3-111～圖3-116，查取J=0.268。 = =517.87≤900 MPa 按、中較小者計算時，汽車主減速器齒輪的許用彎曲應力為900；代入數據算得=517.87<900，符合強度要求。 = =145.425≤210 MPa 按中較小者計算時，汽車主減速器齒輪的許用彎曲應力為210；代入數據算得=145.524<210，符合強度要求。 3、輪齒的接觸強度計算 雙曲面齒輪的計算接觸應力（）為 = （3-12） 式中：——主動齒輪計算轉矩，7976 NM ——材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6； ——主動齒輪節(jié)圓直徑，㎜； 、、——前邊已說明； ——尺寸系數，它考慮了齒輪對其淬火性的影響，取=0.85； ——表面質量系數；對于制造精確的齒輪可取=1； ——齒面寬，76㎜； J——計算接觸應力的綜合系數，可由圖3-119～圖3-131查取J =0.28。 = = =1830.895<[]=2800 符合強度要求。 § 3.7 主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其它齒輪相比它具有載荷作用時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。據此對驅動橋主減速器齒輪的材料及熱處理有以下要求： 1、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，故而齒表面應有高的硬度。 2、輪齒芯部應有適當的韌性，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、切削與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，以提高產品質量、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合我國的情況，齒輪的材料目前多采用滲碳合金鋼常用的鋼號有20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNiMo和20MnVB等。 本方案采用鋼號為20CrMnTi的滲碳合金鋼，使其經過滲碳，淬火，回火處理。滲碳深度為：1.0-1.4mm。 用滲碳合金鋼制造的齒輪，經過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到58～64HRC，而心部硬度較低。 由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經加工（如磨齒或配對研磨）后均予以厚度0.005～0.010～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應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，可以進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數可以顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現象產生。 § 3.8主減速器第一級圓柱齒輪副設計 § 3.8.1基本參數設計計算 一、中心距及齒寬 根據參考文獻可知，雙級主減速器和普通圓柱式輪邊減速器的圓柱齒輪副中心距A及齒寬b可按如下經驗公式預選： A≈（10.51～11.92） mm （3-13） B≈（0.38～0.41）A mm （3-14） 式中：——該圓柱齒輪主動齒輪的計算轉矩，Nm ==8538.75 Nm 故，A≈（10.51～11.92） =214.816～243.635 mm 取A=240， 又B≈（0.38～0.41）A=（0.38～0.41）240=91.2～98.4 mm 取b=92 令mm 則mm 二、確定模數 根據經驗公式：=（0.016～0.035）A=（0.016～0.035）×240 =3.84～8.4 （3-15） 因為設計車的噸位比較大，在此取=8.0 三、確定螺旋角及齒數 斜齒圓柱齒輪的螺旋角值，可選擇在16°～20°范圍內。初選在18° 取=28 則=28 精求螺旋角： 則=21.04° 四、壓力角和齒頂高系數 國家規(guī)定的標準壓力角為20°，故本次設計選用20°.也可按國家規(guī)定選取齒頂高系數為1.0. § 3.8.2圓柱齒輪幾何參數計算 表3-2 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項目 計算公式 計算結果 1 齒數 均為28 2 法面模數 8mm 3 法面齒頂高系數 1 4 法面頂隙系數 0.25 5 螺旋角 21.04° 6 齒根高 10mm 7 齒頂高 8mm 8 分度圓直徑 d=z= 240mm 9 齒頂圓直徑 256mm 10 齒根圓直徑 220mm § 3.9輪邊減速器設計及計算 § 3.9.1輪邊減速器方案的確定 選方案：太陽輪為主動輪，行星齒輪架為從動架，齒圈為固定架。這種圓柱行星齒輪式輪邊減速器可以在較小尺寸的輪廓條件下獲得較大的傳動比，且可以布置在輪轂內。用作驅動輪的的太陽輪用花鍵固定在半軸的外端，齒圈與齒圈座卡在一起，而齒圈座則被固定在半軸套管上不能轉動。在太陽輪和齒圈之間分布3～5個行星輪，后者用一對圓錐滾子軸承支承在用螺栓與輪轂相連的行星齒輪架上。由半軸輸給太陽輪的動力，經行星輪、行星輪架傳給輪轂使車輪旋轉，并且其旋轉方向與半軸旋轉方向一致，這種方案應用最廣泛。 § 3.9.2輪邊減速器各齒輪基本參數的確定 一、行星齒輪的個數、齒輪類型、螺旋角 如上述，行星齒輪一般為3～5個，本次設計噸位較大，扭矩較大，所以選用5個行星輪。為了傳動平穩(wěn)，優(yōu)先選用斜齒圓柱齒輪。汽車用圓柱齒輪螺旋角一般為16°～20°，初選20° 二、各齒數的確定 所選用方案輪邊減速器的傳動比為： ，式中：為太陽輪的轉速和齒數，為行星齒輪架轉速，為齒圈齒數，由=2.65323，并結合相關文獻，可以確定三者的齒數： 三、中心距及齒寬的確定 根據參考文獻可知：該方案太陽輪與行星輪的中心距A，及它們的齒寬可按如下經驗公 A≈（6.07～7.94） mm （3-16） ≈（0.61～0.96）A mm （3-17） ≈（0.55～0.87）A mm （3-18） 式中：——作用在太陽輪上的計算轉矩，即為半軸上的計算載荷為43880 Nm N——行星齒輪數目，為5 A——太陽輪與行星輪之間的中心距，mm ，——分別為太陽輪和行星輪的齒寬，mm 所以有：A≈（6.07～7.94）=125.2～163.777 取A=160mm ≈（0.61～0.96）A = 91.6～153.6 取=120mm ≈（0.55～0.87）A =88～139.2 取=110mm 四、端面模數及壓力角 A==160 其中，=20°，分別為太陽輪及行星輪的齒數，如前述；計算得=4.923mm， 取標準值=5mm 對于商用車，為例提高齒輪的承載能力，應選用22.5°或25°等大一些的壓力角。但實際上，因國家規(guī)定的壓力角為20°，故普遍采用20° § 3.9.3各齒輪幾何尺寸計算 表3-3輪邊加速器齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項目 計算公式 計算結果 1 齒數 2 法面模數 5 mm 3 齒頂高系數 1 4 齒頂隙系數 0.25 5 螺旋角 20° 6 齒根高 6.25 mm 7 齒頂高 5 mm 8 分度圓直徑 d=z=