汽車主減速器設計
汽車主減速器設計,汽車,減速器,設計
摘 要
汽車主減速器是汽車傳動中的最重要的部件之一。它能夠將萬向傳動裝置產(chǎn)來的發(fā)動機轉矩傳給驅動車輪，以實現(xiàn)降速增扭。
本次設計的是有關?十米高一級客車后橋主減速器設計總成。并要使其具有通過性。本次設計的內容包括有：方案選擇，結構的優(yōu)化與改進。齒輪與齒輪軸的設計與校核，以及軸承的選用與校核。并且在設計過程中，描述了主減速器的組成和差速器的差速原理和差速過程。
方案確定主要依據(jù)原始設計參數(shù)，對比同類型的減速器及差速器，確定此輪的傳動比，并對其中重要的齒輪進行齒面接觸和齒輪彎曲疲勞強度的校核。而對軸的設計過程中著重齒輪的布置，并對其受最大載荷的危險截面進行強度校核，軸承的選用力求結構簡單且滿足要求。
主減速器及差速器對提高汽車行駛平穩(wěn)性和其通過性有著獨特的作用，是汽車設計的重點之一。
關鍵詞：主減速器；差速器；轉速；行星齒輪；傳動比
Abstract
Automobil reduction final drive is one of the best impossible parts in automobile gearing. It can chang speed and driving tuist within a big scope .
The problem of this design is ten meters passager car reduction final unit ,it’ s properly in common use . The design of scheme, the better design and improvement of structure ,the design and calibration of gear and gear shiftes , and the select of bearings , and also the design explain the construction of differential action .
The ting of the scheme desierment main deside. The drive ratio of gear , according to orginal design parameter and constrasting the same type reduction final drive ang differential assay . It realize planet gear in the design of structure . It put to use alteration better gears transmission in the design of gear , and compare the root contact tired strength of some important gears and the face twirl tired strength . It eraphaize pay attention to the place of gears. Compare the strength of the biggest load dangraes section. It require structure simple and accord with demand in select of bearings .
Key words : Reduction final , Differential , Rotational speed ,Plantet gear , Drive ratio
目 錄
摘要 I
Abstract II
目 錄 III
第1章 緒論 1
第2章 主減速器的結構形式 2
2.1主減速器的齒輪類型 2
2.2主減速器的減速形式 2
2.3主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 2
2.3.1主動錐齒輪的支承 2
2.3.2從動錐齒輪的支承 3
2.3.3主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 4
第3章 主減速器基本參數(shù)選擇與計算載荷的確定 5
3.1主減速器齒輪計算載荷的確定 5
3.1.1按發(fā)動機最大轉矩和最大抵擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Tce 5
3.1.2 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 6
3.1.3按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 6
3.2錐齒輪主要參數(shù)的選擇 6
3.2.1主、從動錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2 7
3.2.2從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms 7
3.2.3主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2 8
3.2.4雙曲面齒輪副偏移距E 8
3.2.5中點螺旋角 9
3.2.6螺旋方向 9
3.2.7法向壓力角α 10
第4章 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算 11
4.1錐齒輪輪齒形狀的選擇 11
4.2錐齒輪的幾何尺寸計算 11
第5章 主減速器錐齒輪的強度計算 14
5.1單位齒長圓周力 14
5.2輪齒彎曲強度 15
5.3輪齒接觸強度 16
第6章 主減速器錐齒輪軸承的載荷計算 18
6.1錐齒輪齒面上的作用力 18
6.1.1齒寬中點處的圓周力 18
6.1.2錐齒輪的軸向力和徑向力 18
6.2錐齒輪軸承的載荷計算 19
6.3錐齒輪軸承的壽命計算 20
6.3.1 A軸承的壽命計算 20
6.3.2 B軸承的壽命計算 21
6.3.3 C、D軸承的壽命計算 21
第7章 齒輪材料 22
第8章 對稱式圓錐行星齒輪差速器設計 23
8.1差速器齒輪主要參數(shù)選擇 23
8.1.1行星齒輪數(shù)n 23
8.1.2行星齒輪球面半徑Rb 23
8.1.3行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)Z1和Z2 23
8.1.4行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 24
8.1.5壓力角α 24
8.1.6行星齒輪軸直徑d及支承長度L 24
8.2差速器輪齒的幾何計算 25
8.3差速器齒輪強度計算 26
第9章 驅動橋半軸設計 27
9.1全浮式半軸計算 27
9.2半軸的結構設計 27
9.2.1全浮式半軸桿部直徑設計 27
9.2.2半軸桿部設計其他要求 28
9.3半軸的強度校核 28
9.3.1半軸的扭轉應力 28
9.3.2半軸花鍵的剪切應力 28
9.3.3半軸花鍵的擠壓應力 29
結 論 30
致 謝 31
參考文獻 32
33
第1章 緒論
驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩，并將動力合理的分配給左、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立、縱向力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼。
汽車的主減速器是汽車傳動系是汽車傳動戲中的重要部件之一，它能夠將傳動裝置的扭矩傳給驅動車輪，事先降速以增大扭矩。
本次設計的是主減速器總成。并要使其有一定的通過性。本次設計的內容包括有：方案選擇，結構的優(yōu)化設計與改進，齒輪與齒輪州的設計與校核，而且在設計過程中，描繪了主減速器與差速器的組成以及差速器的原理和差速過程。
方案的確定主要依據(jù)的是原始設計數(shù)據(jù)如齒輪的傳動比，對比同類型的減速器及差速器做設計；結構設計中采用行星齒輪和移位錐齒輪傳動，并對其中的重要齒輪進行齒面接觸和疲勞強度的校核；而軸的設計中著重與齒輪的布置。并對其中最大載荷的危險截面進行了強度的校核。軸承的選用力求結構簡單且滿足要求。
驅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，提高我們獨立思考能力和團結協(xié)作的工作作風。
為減小驅動輪的外廓尺寸,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，主減速器的結構就比較緊湊。此外，它還具有運轉平穩(wěn)、噪聲較小等優(yōu)點。因而在汽車上曾獲得廣泛的應用。近年來，雙曲面齒輪在廣泛應用到轎車的基礎上，愈來愈多的在輕、中型、重型貨車上得到采用。
汽車在行駛過程中的使用條件是千變萬化的。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。
第2章 主減速器的結構形式
2.1主減速器的齒輪類型
主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。根據(jù)設計要求采用準雙曲面齒輪傳動。
2.2主減速器的減速形式
主減根據(jù)減速形式特點不同，主減速器分類為單級主減速器、雙級主減速器、雙速主減速器、貫通式主減速器和單、雙級減速配輪邊減速器。
由于單級主減速器具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、制造成本低等優(yōu)點，因而廣泛應用于主傳動比i0≤7的汽車上。本設計要求的主減速器的傳動比為5.571:1小于7，故采用單級主減速器。
2.3主減速器主、從動錐齒輪的支承方案
主減速器必須保證主、從齒輪有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質量、齒輪的裝配調整及軸承、主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度有關。
2.3.1主動錐齒輪的支承
主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。本設計中的客車最大質量為14500Kg>2噸，應該采用跨置式支承。因為在所傳遞較大的轉矩的情況下懸臂式支承難以滿足剛度的要求。
（a）懸臂式支承 （b）跨置式支承
圖1 主減速器錐齒輪的支承形式
跨置式支承中的導向軸承都采用圓柱滾子軸承，并且其內外圈可以分離，以利于拆裝。圓錐滾子軸承采用背對背反裝，并且盡可能減小良軸承間的距離，增大支承軸徑，適當提高軸承的配合緊度。
2.3.2從動錐齒輪的支承
從動錐齒輪的支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及載荷在軸承之間的分布比例有關。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼處有足夠的位置設置加強筋，以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。
圖2 從動錐齒輪的支承方式
在具有大主動傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支承。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應保證當偏移量達到允許極限，即與從動錐齒輪背面接觸時，能夠制止從動錐齒輪繼續(xù)偏移。主、從動齒輪在載荷作用下的偏移量許用極限值，如下圖所示。支撐面與從動錐齒輪背面間的安裝間隙應不大于0.25mm。
圖3 在載荷作用下主減速器齒輪的容許極限便移量
中型和重型汽車主減速器從動錐齒輪多采用有幅式結構并有螺栓或者鉚釘與差速器殼突緣連結。
2.3.3主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整
通常汽車以高檔行駛時，發(fā)動機的平均使用轉矩大約不超過其最大轉矩的70%。因此主減速器軸承的預緊值可取為發(fā)動機最大轉矩時換算所得軸向力的30%。軸承預緊力的大小可以用軸承的摩擦力矩來檢驗，其值通常為1至4N.m。大型、重型車取大值。在此取3N.m。主動錐齒輪預緊度的調整，可通過精選兩軸承內圈內的套筒長度、調整墊圈厚度、軸承與軸肩之間的調整墊片等方法進行。因主動錐齒輪采用跨置式支承，故調整墊圈厚度較合適。在調整軸承預緊度之后，還應進行主減速器齒輪的嚙合調整。因齒面接觸區(qū)和齒側間隙的正確調整是保證齒輪正確嚙合、運轉平穩(wěn)、延長齒輪壽命的重要條件。
第3章 主減速器基本參數(shù)選擇與計算載荷的確定
3.1主減速器齒輪計算載荷的確定
在設計中采用格里森制齒輪計算載荷的三種確定方法。
3.1.1按發(fā)動機最大轉矩和最大抵擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Tce
(3.1)
式中：fi-----性能系數(shù)，當<16時，
當≥16時，取=0
其中為汽車滿載質量，=14500Kg Temax =890N.m
=31.13>16 取=0；
-----猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，性能系數(shù)=0的汽車，Kd=1；
i-----變速器一檔傳動比為6.333；
-----主減速器傳動比為5.571；
-----發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率為0.9；
k-----液力變矩器系數(shù)，本設計中為手動變速器，故k=1；
n-----計算驅動橋數(shù)， n=1；
計算得：=28260.20N.m
3.1.2 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩
（3.2）
式中：-----汽車在滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷，本設計中后橋為驅動橋，=9500×9.8=93100N ；
-----汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)，取1.1；
-----輪胎與路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，在良好的混凝土或瀝青路上，取0.85；
-----車輪滾動半徑，輪胎規(guī)格為11R22.5，=0.493m；
計算得：=41573.59N.m
3.1.3按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩
（3.3）
當計算錐齒輪最大應力時，計算轉矩應取前兩種的較小值，
即=min[,]=Tce=28260.20N.m
當計算錐齒輪疲勞壽命時，取
主動錐齒輪的計算轉矩為=5636.37N.m
為主、從動錐齒輪間的傳動效率，計算時對于雙曲面齒輪副，當<6時，取90%；
3.2錐齒輪主要參數(shù)的選擇
主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms、主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角、法向壓力角等。
3.2.1主、從動錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2
選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：
1） 為了磨合均勻，Z1和Z2之間應避免有公約數(shù)。
2） 為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪和應不少于40 。
3） 為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于商用車，Z1一般不小于6 。
4） 主傳動比i0較大時，Z1盡量取得少些，以便得到滿意的離地間隙。
5） 對于不同的主傳動比，Z1和Z2應有適宜的搭配。
6） 對于雙曲齒輪單級貫通式主減速器來說，通常主動齒輪的最小齒數(shù)為8。
根據(jù)上述，取Z1=8，Z2=iZ1=44.568，Z2取45。
3.2.2從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms
對于單級主減速器，增大尺寸D2會影響驅動驅動橋殼高度尺寸和離地間隙，減小D2影響到跨置式主動齒輪的前支承座得安裝空間和差速器的安裝。
D2可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即
D2= （3.4）
式中：D2-----從動齒輪大端分度圓直徑（mm）；
-----直徑系數(shù)，一般為13.0～15.3 ；
-----從動錐齒輪的計算轉矩（N.m）,=min[,] 。
計算得D2=426.44mm。
ms由下式計算，即 =11 （3.5）
同時，ms還應滿足 （3.6）
式中ms-----模數(shù)系數(shù)，取0.3～0.4
計算得ms取值范圍為9.14～12.18，ms=9.48符合要求。
3.2.3主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2
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寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應力集中，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。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。
對于從動錐齒輪齒面寬b2，推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2<0.3 A2=65.40mm，而且b2應滿足b2<10ms=94.8mm，一般也推薦b2=0.155 D2。
因此b2=0.155 D2=0.155×426.44≈66mm b1=1.1b2=72.06mm
3.2.4雙曲面齒輪副偏移距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)揮雙曲面齒輪傳動的特點。一般對于總質量較大的商用車，E≦(0.10～0.12) D2≦42.644～51.728mm,且E≦20% A2=43.60mm。另外，主傳動比越大，則E也應越大，但應保證齒輪不發(fā)生根切。在本設計中E=45mm 。
雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和小偏移兩種。由從動齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動齒輪處于右側，如果主動齒輪在從動齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動齒輪中心線下方，則為下偏移。如果主動齒輪處于左側，則情況相反。本設計中采用如圖所示的方案，主動錐齒輪相對從動錐齒輪呈下偏移布置。
圖4 雙曲面齒輪的偏移
3.2.5中點螺旋角β
螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。且雙曲面齒輪副的中點螺旋角是不相等的。
選擇β時，應考慮它對齒面重合度εF、輪齒強度和軸向力大小的影響。β越大，則εF也越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般εF應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好。但是β過大，會導致軸向力增大。
汽車主減速器雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°～40°。商用車選用較小的β值以防止軸向力過大，通常取35°。
“格里森”制齒輪推薦用下式預選主動齒輪螺旋角的名義值：
（3.7）
式中：-----主動齒輪名義（中點）螺旋角的預選值；
、-----主、從動齒輪齒數(shù)；
-----從動齒輪的分度圓直徑；
E-----雙曲面齒輪副的偏移距。
對于雙曲面齒輪，所得螺旋角名義值還需按照選用的標準刀號進行反算，最終得到的螺旋角名義值與預選值之差不超過5°。
3.2.6螺旋方向
從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。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軸向力的方向，判斷軸向力方向時，可以用手勢法則，左旋齒輪的軸向力的方向用左手法則判斷，右旋齒輪用右手法則判斷；判斷時四指握起的旋向與齒輪旋轉方向相同，其拇指所指方向則為軸向力的方向如圖7所示。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。
考慮到汽車發(fā)動機為順時針旋轉，采用圖a中的布置：主動齒輪左旋，從動齒輪右旋。主動錐齒輪從背面看為順時針旋轉，從動錐齒輪從背面看為逆時針旋轉。
圖5 雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向
圖6 螺旋方向與軸向力
3.2.7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(shù)。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于小負荷工作的齒輪，一般采用小壓力角，可使齒輪運轉平穩(wěn)，噪聲低。對于雙曲面齒輪，從動齒輪輪齒兩側的壓力角是相同的，但主動齒輪輪齒兩側的壓力角是不等的。選取平均壓力角時，商用車為20°或22°30′，在此取α=22°30′。
第4章 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算
4.1錐齒輪輪齒形狀的選擇
這里提出三種輪齒形狀，即雙重收縮齒、標準收縮齒和傾根錐母線收縮齒。根據(jù)《汽車設計》中表9-12中公式（89）知：θ2=34.945138′ ,δ2=233.786407′,△TR=0.189821為正數(shù)，采用傾根錐母線收縮齒。
（a）標準收縮齒 （b）雙重收縮齒
圖6 標準收縮齒與雙重收縮齒
4.2錐齒輪的幾何尺寸計算
根據(jù)《汽車設計》中表9-12給出的圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計算步驟。
計算得錐齒輪的幾何尺寸如下：
小齒輪齒數(shù)Z1=8；大齒輪齒數(shù) Z2=45 ；
大齒輪齒面寬d=20.155D2=66mm ；
小齒輪軸線偏移距E=（0.10～0.12）D2=45mm ；
大齒輪大端分度圓直徑D2=426.44mm ；
刀盤名義半徑rd=266.700(根據(jù)表9-4選擇) ；
大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑Rm2=180.9461mm ；
小齒輪在吃面寬中點處的分度圓半徑Rm1=39.4109mm ；
小齒輪節(jié)錐角γ1=11°40′59″ ；
小齒輪中點螺旋角β1=46°21 ′19″；
大齒輪中點螺旋角β2=32°18′28″；
大齒輪節(jié)錐角γ2=77°58′52″；
大齒輪節(jié)錐頂點到小齒輪軸線的距離=-0.8252mm ；
在節(jié)面內大齒輪齒面寬中點錐距Am=184.9975mm ；
大齒輪節(jié)錐距A0=217.9941mm ；
大齒輪在齒面寬中點處得齒頂高h′m2=1.8862mm ,齒根高h″m2=12.6247mm ；
傾根錐母線收縮齒的大齒輪齒頂角θ2T=0.82°；
傾根錐母線收縮齒的大齒輪齒根角δ2T=4.66°；
大齒輪的齒頂高h2′=2.3597mm ；
大齒輪齒根高h2″=15.3073mm ；
徑向間隙C=1.9362mm ；
大齒輪的齒全高h=17.667mm ；
大齒輪齒工作高hg=15.7308mm ；
大齒輪的面錐角γ02=78°48′13″；
大齒輪的根錐角γR2=73°20′12″；
大齒輪外圓直徑d02=427.4226mm ；
大齒輪外緣至小齒輪軸線的距離X02=43.9105mm ；
大齒輪面錐頂點至小齒輪軸線的距離Z0=-1.6086mm,（負號表示該面錐頂點在大齒輪輪體與小齒輪軸線之間）；
大齒輪根錐頂點至小齒輪軸線的距離ZR=1.6963mm ,（正號表示該根錐頂點越過小齒輪軸線）；
小齒輪的面錐角γ01=16°11′16″ ；
小齒輪面錐頂點至大齒輪軸線的距離G0=-1.9683mm ，（負號表示該面錐頂點在小齒輪輪體與大齒輪軸線之間） ；
小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離BR=208.6932mm ；
小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線的距離B1=138.4683mm ；
小齒輪的外圓直徑d01=120.7249mm ；
小齒輪根錐頂點至小齒輪軸線的距離=9.1434mm ,（正號表示該根錐頂點越過小齒輪軸線）；
小齒輪根錐角γR1=10°52′34″ ；
在節(jié)平面內大齒輪內錐距Ai=151.9941mm。
第5章 主減速器錐齒輪的強度計算
在選好主減速錐齒輪的主要參數(shù)后，可根據(jù)所選擇的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，而后根據(jù)所確定的計算載荷進行強度驗算，以保證錐齒輪有足夠的強度和壽命。
輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。
5.1單位齒長圓周力
主減速器錐齒輪的表面耐磨性，常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算，即
(5.1)
式中，p為輪齒上的單位齒長圓周力（N/mm）；F為作用在輪齒上的圓周力（N）；b2為從動齒輪的齒面寬（mm），b2=81.03mm 。
按發(fā)動機最大轉矩計算
（5.2）
式中：Temax -----發(fā)動機最大轉矩（N.m），Temax=890N.m ；
ig-----變速器傳動比，常取一檔進行計算，分別為6.333；
D1-----主動錐齒輪中點分度圓直徑，D1=39.4109mm ；
計算得：一檔時p=1164.35N.m <[1.2p]=1178.4N.m
在現(xiàn)代汽車設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，[p]有時高出表中數(shù)值的20%～25%。
5.2輪齒彎曲強度
錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為
（5.3）
式中：σw ----- 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力（MPa） ；
Tc----- 所計算齒輪的計算轉矩（N.m）,對于從動齒輪：=min[,] =28260.20N.m ,對于主動齒輪，=TZ=5636.37N.m
K0-----過載系數(shù)，一般取1,即k0=1 ；
Ks -----尺寸系數(shù)，它反映了材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關,當ms≥1.6mm時，ks=(ms/25.4)0.25 。本設計中ms=9.48>1.6mm , ks=(ms/25.4)0.25=0.7816 ；
Km-----齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結構 ：km=1.0～1.1 , km取1；
Kv-----質量系數(shù)，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時,kv=1.0 ；
b-----所計算齒輪的齒面寬（mm），b1=72.6mm , b2=66mm ；
D-----所討論齒輪的大端分度圓直徑（mm）, D1=120.02mm ,D2=426.44mm ；
Jw-----所計算齒輪的輪齒彎曲,根據(jù)圖7， Jw1=0.28 ，Jw2=0.24
計算得：σw1=689.87MPa<[σw1] =700MPa
σw2=380.94MPa< [σw2] =700MPa
得出結論：主、從動錐齒輪的輪齒彎曲強度均符合強度要求。
圖7彎曲計算用綜合系數(shù)，用于平均壓力角為22°30′，E/d2=0.10的雙曲面齒輪
5.3輪齒接觸強度
錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為
? (5.4)
式中: -----錐齒輪輪齒的齒面接觸應力(MPa)；
D1-----主動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）, D1=120.0245mm ；
b----- b1和b2中的較小值（mm）,b=66mm ；
ks-----尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0 ；
-----齒面品質系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(如鍍銅、磷化處理等)，對于制造精確的齒輪，取1.0 ；
Cp-----綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪：cp取232.6N／mm ；
ko,km,kv與式(5-14)的相同 ；
Jj-----齒面接觸強度的綜合系數(shù)，Jj=0.1825根據(jù)圖8取值 。
計算得：=1657.46MPa<[σJ]=2800MPa
由于主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的。所以主、從動齒輪均符合彎曲強度要求。
圖8 接觸強度計算用綜合系數(shù)J
第6章 主減速器錐齒輪軸承的載荷計算
6.1錐齒輪齒面上的作用力
錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向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。
6.1.1齒寬中點處的圓周力
齒寬中點處的圓周力F為
（6.1）
式中：T-----作用在從動齒輪上的轉矩 ,根據(jù)公式計算得1172.38N.m ；
Dm2-----從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑，Dm2=361.89mm由式（5-17）確定，即：
Dm2=D2-b2sinγ2 (6.2)
式中：D2-----從動齒輪大端分度圓直徑 ；
b2-----從動齒輪輪齒寬 ；
γ2 -----從動齒輪節(jié)錐角 。
計算得：從動齒輪齒寬中點處的圓周力F1=29.76KN
由式 =可知，F(xiàn)2=36.44KN
6.1.2錐齒輪的軸向力和徑向力
主動錐齒輪的螺旋方向為右旋,從錐頂看旋轉方向為逆時針。
主動齒輪的軸向力Faz：
Faz=(tanαsinγ+sinβcosγ)=29.64KN
式中：γ為主動錐齒輪的面錐角，γ=16°11′16″ ；
α為輪齒驅動齒廓的法向壓力角，α=22°30′；
軸向力為正值表明力的方向離開錐頂 。
主動齒輪的徑向力FRZ：
FRZ=（tanαcosγ-sinβsinγ）=10.58KN
徑向力是正值表明力使該齒輪離開相嚙合齒輪 。
從動齒輪的軸向力Fac:
Fac=(tanαsinγ-sinβcosγ)=10.33KN
式中：γ從動齒輪的根錐角，γ=73°20′12″ 。
從動齒輪的徑向力FRC:
FRC=(tanαcosγ+sinβsinγ)=29.72KN
徑向力是正值表明力使該齒輪離開相嚙合齒輪 。
6.2錐齒輪軸承的載荷計算
圖9 主減速器軸承的布置尺寸
在圖a中a=132mm, b=78mm, c=54mm ,
在圖b中a=322mm, b=172mm, c=150mm 。
A軸承：Fr1= =21.96KN
B軸承：Fr2==15.58KN
C軸承：Fr3==21.92KN
D軸承：Fr4==18.78KN
6.3錐齒輪軸承的壽命計算
6.3.1 A軸承的壽命計算
A軸承為圓柱滾子軸承采用NU型23系列，代號為NU2309E，尺寸為45×100×36。A軸承只承受徑向載荷，額定動載荷Cr為102.85KN，所承受的當量動載荷P1=XFr1=21.96KN。
對于無輪邊減速器的驅動橋來說，從動輪（差速器）軸承的計算轉速n2為
n2=
式中：r輪胎滾動半徑，r=0.493mm ；
Vam汽車的平均行駛速度（KM/h）,對于公共汽車取30～40KM/h 。
計算得n2=188.84KM/h ,n1=n2×i0=1052.03KM/h 。
在實際計算中，常以工作小時數(shù)表示軸承的額定壽命
Lh=()ε 106 （6.3）
式中：ft為溫度系數(shù)，取1.0 ；
fp為載荷系數(shù)，取1.2 。
計算得Lh=4018.75h 。
若大修里程定位100000公里，可計算出預期壽命即Lh′==2857h 。
Lh=4018.75h > Lh′=2857h,故A軸承滿足壽命要求。
6.3.2 B軸承的壽命計算
對于B軸承，在此并不是一個軸承，而是一對軸承，對于成對安裝的軸承組的計算當量載荷時徑向載荷系數(shù)X和軸向載荷系數(shù)Y值按雙列軸承選用，e值與單列軸承相同。B軸承為圓錐滾子軸承采用3000型13系列，代號為31314，尺寸為70×150×38×25。31314軸承的基本額定動載荷Cr=193KN，由于采用成對軸承∑Cr=1.7Cr=330.03KN 。
=1.90>e=0.4 則X=0.4，Y=1.6
P2=XFr2+YFaz=0.4×15.58+1.6×29.64=53.66KN
根據(jù)公式（9-53）計算得Lh=3677.53h> Lh′=2857h ，故B軸承滿足壽命要求。
6.3.3 C、D軸承的壽命計算
C、D軸承為32218U，尺寸為90×160×42.6×40×34 ，額定動載荷Cr=262KN 。
Fd3==7.66KN Fd4==6.57KN ，
Fd3+ Fac=17.99KN> Fd4=6.57KN 軸有向右移動的趨勢；
C、D軸承面對面正裝，軸承D受壓，軸承C放松；
C、D的派生軸向力分別Fa3=Fd3=7.66KN Fa4=Fd3+Fac=17.99KN ； Fa3 Fr3
==0.3495e=0.42 p4=0.4Fr4+1.43Fa4=33.24KN
根據(jù)公式（9-53）計算的C軸承Lh3=187640.34h> Lh′=2857h
D軸承Lh4=468402.22h> Lh′=2857h
故C、D軸承都滿足壽命要求。
第7章 齒輪材料
驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點，是傳動系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應滿足如下要求：
1)具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。
2）輪齒心部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。
3）鍛造性能、可加工性及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。
4）選擇合金材料時，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而是選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。
汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l6SiMn2WMoV等，經(jīng)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，當端面模數(shù)＞8時為29～45HRC，當端面模數(shù)≤8時為32～45HRC。對滲碳層有如下規(guī)定：
當端面模數(shù)≤5時，厚度為0.9～1.3mm
??????????=5～8時，厚度為1.0～1.4mm
??????????＞8時，厚度為1.2～1.6mm
為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25％的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪可進行滲硫處理，以提高耐磨性。滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低，即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。
第8章 對稱式圓錐行星齒輪差速器設計
8.1差速器齒輪主要參數(shù)選擇
8.1.1行星齒輪數(shù)n
行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來選擇，在承載不大的情況下n可取兩個，反之應取n=4。在本設計中n取4。.
8.1.2行星齒輪球面半徑Rb
行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定 Rb=kb (8.1)
式中：kb-----行星齒輪球面半徑系數(shù)，kb=2.5～3.0，對于有四個行星齒輪的乘用車和商用車取小值，kb=2.65 ；
Td-----差速器計算轉矩，Td= min[,]= 28260.20N.m ；
計算得： Rb=kb=2.65=80.72mm 。
行星齒輪節(jié)錐距A0為
A0=（0.98～0.99）Rb=79.50mm (8.2)
8.1.3行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)Z1和Z2
為了使輪齒有較高的強度，希望取較大的模數(shù)，但尺寸會增大，于是又要求行星齒輪的齒輪Z1應取少些，但Z1一般不少于10。半軸齒輪齒數(shù)Z2在14～25之間選用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比Z1/ Z2在1.5～2.0范圍內。同時為使四個行星齒輪能同時與兩個半軸齒輪嚙合，兩半軸齒輪的齒數(shù)和必須能被行星齒輪數(shù)整除，否則差速齒輪不能裝配。
根據(jù)上述要求： Z1取11，取Z2取22。
8.1.4行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定
行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1和γ2分別為
γ1=arctan(z1/z2) γ2=arctan(z2/z1) (8.3)
計算得：γ1=26°33′54″ γ2=63°26′5″ 。
錐齒輪大端的端面模數(shù)m為
m=sinγ1=sinγ2 (8.4)
計算得：m=6.46 。
算出模數(shù)后，齒輪大端節(jié)圓直徑即可由下式求得：
行星齒輪大端節(jié)圓直徑：d1=mZ1=11×6.46=71.06mm
半軸齒輪大端節(jié)圓直徑：d2=mZ2=22×6.46=142.12mm
8.1.5壓力角α
汽車差速齒輪都采用壓力角為22°30′、齒高系數(shù)為0.8的齒形。某些總質量較大的商用車采用25°壓力角，以提高齒輪強度。在本設計中質量較大，故采用25°的壓力角。
8.1.6行星齒輪軸直徑d及支承長度L
行星齒輪軸直徑d(mm)為
d= (8.5)
式中：T0-----差速器殼傳遞的轉矩（N.m），T0=28260.20N.m ；
n-----行星齒輪數(shù)，n=4 ；
rd-----行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x（mm）,約為半軸齒輪齒寬中點處平均直徑的一半，即rd≈0.5Dd2,=57mm （其中d2,為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，d2,=115.29mm） ；
[σc] -----支承面允許擠壓應力取98MPa 。
計算得：d=31.28N.m 。 (行星齒輪軸直徑d與行星齒輪安裝孔ψ相等)
行星齒輪在軸上的支承長度L
L=1.1d=34.41mm (8.6)
圖10 差速器行星齒輪安裝孔直徑及其深度
8.2差速器輪齒的幾何計算
行星齒輪齒數(shù)Z1=11 ，半軸齒輪齒數(shù)Z2=22 ，模數(shù)m=6.46
齒面寬b2=(0.25～0.30)A0=30mm ；
齒工作高hg=1.6m=10.34mm ；
壓力角α=25° ， 軸交角Σ=90°；
節(jié)圓直徑d1=mZ1=71.06mm ,d2=mZ2=142.12mm ；
節(jié)錐角γ1=26°33′54″ γ2=63°26′5″ ；
節(jié)錐距A0=79.50mm ,周節(jié)t=3.1416m=20.29mm ；
齒頂高h1,=hg-h2,=4.59mm ,h2，=｛0.430+｝m=3.38mm ；
齒根高h1″=1.788m- h1,=4.59mm , h2″=1.788m- h2，=8.17mm ；
徑向間隙c=h- hg=0.188m+0.051=1.27mm ；
齒根角δ1=arctan=3°18′16″ ， δ2= arctan=5°52′3″ ；
面錐角γ01=γ1+δ2=32°25′57″ ，γ02=γ2+δ1=66°44′21″ ；
根錐角γR1=γ1-δ1=23°15′58″ , γR2=γ2-δ2=57°34′2″ ；
外圓直徑d01= d2+2 h1,cosγ1=83.51mm ；d02= d2+2 h2,cosγ2=145.14mm ；
節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離X01= - h1,sinγ1=67.95mm
X02= — h2,sinγ2=32.51mm ；
齒側間隙B=0.25 。
8.3差速器齒輪強度計算
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(jīng)常處于嚙合傳動狀態(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，主要應進彎曲強度計算。
(8.7)
式中：n為行星齒輪數(shù)，n=4 ；
J為綜合系數(shù)，
計算得：σw=824.71MPa<﹝σw﹞=980MPa
當T0=min﹝Tce，Tcs﹞時﹝σw﹞=980MPa
第9章 驅動橋半軸設計
9.1全浮式半軸計算
全浮式半軸計算載荷可按車輪附著力距Mψ計算，即
Mψ=m2′G2rrφ (9.1)
式中：G2-----驅動橋的最大靜載荷，G2=9500×9.8=93100N ；
rr-----車輪滾動半徑，rr=0.493m ；
m2′-----負荷轉移系數(shù)，m2′=1.1 ；
φ-----附著系數(shù)，φ=0.8 ；
計算得：Mψ=20195.25×103 。
9.2半軸的結構設計
9.2.1全浮式半軸桿部直徑設計
全浮式半軸桿部直徑可按下式初步選取
(9.2)
式中：d-----半軸干部直徑（mm） ；
Mψ-----半軸計算轉矩（N.mm）, Mψ=20195.25×103 ；
k-----直徑系數(shù)，取0.205～0.218 。
計算得：d=55.83～59.37mm ，取58mm 。
9.2.2半軸桿部設計其他要求
1）半軸的桿部直徑應小于或等于半軸花鍵的低徑，以便使半軸各部分基本達到等強度。
2）半軸的破壞形式大多是扭轉疲勞損壞，在結構設計時應盡量增大各過渡部分的圓角半徑，尤其是凸緣與桿部、花鍵與桿部的過渡部分，以減小應力集中。
3）當桿部較粗而且外端凸緣也較大時，可采用兩端用花鍵連接的結構。
4）設計全浮式桿部的強度儲備應低于驅動橋其他傳力零件的強度儲備，使半軸起一個“熔絲”的作用。
9.3半軸的強度校核
9.3.1半軸的扭轉應力
(9.3)
式中：M-----車輪附著力距，取20195.25×103 ；
d-----半軸直徑，取58mm 。
計算得：τ=527MPa<[τ]=490MPa～588MPa 符合強度要求 。
9.3.2半軸花鍵的剪切應力
對于驅動車輪來說，當按發(fā)動機最大轉矩Temax及傳動系最低檔傳動比iT1計算所得的縱向力小于按最大附著力計算所決定的縱向力時，應按下式計算，即
式中：ξ-----差速器的轉矩分配系數(shù),取0.6 ；
Temax-----發(fā)動機的最大轉矩（N.m）,取890N.m ；
iTL-----傳動系最低檔傳動比，即變速器一檔的傳動比與主減速器的傳動比的乘積，iTL=6.333×5.571=35.2811 ；
η-----汽車傳動系效率，取0.9 ；
rr-----輪胎的滾動半徑，取0.493m 。
計算得X2L=X2R=34393.75N 。
(9.4)
式中：T-----半軸承受的最大轉矩（N.m）,T=X2Lrr=X2Rrr=16956.12N.m ；
Z-----花鍵齒數(shù)，取24 ；
LP-----花鍵工作長度（mm）,取120mm ；
b-----花鍵齒寬（mm）,取3.925mm ；
DB-----半軸花鍵（軸）外徑（mm）,取62.5mm ；
dA -----相配花鍵孔內徑（mm）,取57.74mm ；
-----載荷分布的不均勻系數(shù)，可取為0.75 。
計算得：τs=66.53MPa<[τs]=71.05MPa ，符合強度要求。
9.3.3半軸花鍵的擠壓應力
(9.5)
計算得：σc=102.87MPa<[σc]=196MPa ，符合強度要求。
結 論
隨著石油資源的日益匱乏，人們對汽車的燃油經(jīng)濟性的要求越來越高。主減速器作為汽車傳動系統(tǒng)的一個重要部分，其傳動比的選擇對汽車的燃油經(jīng)濟性和動力性的影響很大。要選擇適合的主減速器傳動比以便在滿足汽車動力性的前提下同時具有較好的燃油經(jīng)濟性。同時采用雙曲面錐齒輪的主減速器可以使主動錐齒輪相對從動錐齒輪產(chǎn)生一定的偏移距，提高汽車的最小離地間隙和幾何通過性。
在這次畢業(yè)設計中，我系統(tǒng)的復習了機械制圖、機械原理、汽車構造、汽車理論、汽車設計及生產(chǎn)制造等方面的基本理論和專業(yè)知識，從理論上到實踐上了解各種驅動系統(tǒng)，同時也體現(xiàn)了我對所學的專業(yè)知識的程度。在這次設計中，首先的收獲是查閱資料的能力。到圖書館借書、到網(wǎng)上搜索資料、到閱覽室查閱期刊雜志，在大量的文字中找到我們需要的，并加以分析很整理，再把它融入到自己的設計中去。其次就是動手能力了。在設計主動錐齒輪軸時遇到不少困難。特別是選擇軸的軸承時，我根據(jù)通過比較相同裝配質量的汽車的后橋主動錐齒輪前內軸承和后橋主錐齒輪導向先初選軸承，在利用理論力學的知識求出軸在軸承處得支反力，再運用機械設計中軸承壽命計算的方法校核出初選軸承的是否符合壽命要求。
這次的設計是對四年所學過的知識的一個復習，包括汽車構造、機械設計
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