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設計（論文）題目： CA1050主減速器設計
2017年 11月 18日
目 錄
第1章 緒 論 1
1.1 設計的目的 1
1.2 主減速器的分類 1
1.3 設計要求及參數(shù) 3
第2章 主減速器的設計 4
2.1 主減速器的結(jié)構型式 4
2.1.1 齒輪的類型 5
2.1.2 主動齒輪安裝結(jié)構 7
2.1.3 從動齒輪安裝結(jié)構 8
2.2 主減速器的設計參數(shù)與計算 9
2.2.1 載荷的確定 9
2.2.2 基本參數(shù)的確定 11
2.2.3 齒輪的設計計算 15
2.2.4 齒輪的強度計算 22
2.2.5 齒輪的材料及熱處理 27
2.3 軸承的選擇 28
2.3.1 轉(zhuǎn)矩 28
2.3.2 軸向力與徑向力計算 29
2.3.3 軸承載荷的計算及軸承的選型 30
2.4 本章小結(jié) 34
第3章 差速器的設計 35
3.1 差速器的結(jié)構形式 35
3.2 差速器工作原理 37
3.3 差速器的結(jié)構形式 38
3.4 差速器的設計計算 38
3.4.1 基本參數(shù)的選擇 38
3.4.2 齒輪的參數(shù)計算 40
3.4.3 齒輪的強度計算 42
3.5 本章小結(jié) 43
第4章 半軸的設計 44
4.1 半軸的結(jié)構形式 44
4.2 半軸工作載荷的確定 45
4.3 初選工作直徑 46
4.4 半軸的強度計算 47
4.5 半軸花鍵的設計 47
4.5.1 花鍵尺寸參數(shù)的計算 47
4.5.2 花鍵的校核 48
結(jié) 論 49
參考文獻 50
III
第1章 緒 論
1.1 設計的目的
主減速器是驅(qū)動橋的重要組成部分，其性能的好壞直接影響到車輛的動力性、經(jīng)濟性。隨著現(xiàn)在科學技術的發(fā)展，主減速器將有更進一步的發(fā)展。因此對主減速器的研究能極大地促進我國的汽車工業(yè)的發(fā)展，同時也為汽車行業(yè)做出更大貢獻。
1.2 主減速器的分類
主減速器與差速器，車輪傳動裝置和橋殼共同組成驅(qū)動橋。是傳動系統(tǒng)重要的一部分。
主減速器的功用是增扭，降速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩傳遞給差速器。
如今主減速器種類很多，包括單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。其中應用得最廣泛的是采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪的單級主減速器。
單級螺旋錐齒輪減速器其主、從動齒輪軸線相交于一點。交角可以是任意的，但在絕大多數(shù)的汽車驅(qū)動橋上，主減速齒輪副都是采用90o交角的布置。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受大的負荷。
單級雙曲面齒輪其主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。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。
同時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。
1.3 設計要求及參數(shù)
本設計是基于5t的輕型載貨汽車的主減速器參數(shù)進行設計，主要設計的內(nèi)容有：主減速器的齒輪類型、主減速器的減速形式、主減速器主動齒輪和從動錐齒輪的支承形式、主減速器計算載荷的確定、主減速器基本參數(shù)的選擇、主減速器齒輪的材料及熱處理、主減速器軸承的計算、對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構、對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計、全浮式半軸計算載荷的確定、全浮式半軸的直徑的選擇、全浮式半軸的強度計算、半軸花鍵的強度計算等。
第2章 主減速器的設計
2.1 主減速器的結(jié)構型式
主減速器的結(jié)構型式，主要是根據(jù)其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。
主減速器的減速型式分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。
(1)單級主減速器
如圖2.1所示為單級主減速器。由于單級主減速器具有結(jié)構簡單、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i<7.6的各種中、小型汽車上。單級主減速器都是采用一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪，也有采用蝸輪傳動的。
圖2.1單極主減速器 圖2.2雙級主減速器
(2)雙級減速
如圖2.2所示為雙級主減速器。由兩級齒輪減速器組成，結(jié)構復雜、質(zhì)量加大，制造成本也顯著增加，因此僅用于主減速比較大(7.6
0時可取=2.0；
（2.2）
——汽車滿載時的總質(zhì)量在此取5490 ，此數(shù)據(jù)此參考解放CA1050輕型載貨汽車；
所以由式（2.2）得： 0.195 =33.45>16
即<0 所以=1.0
——該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取1；
——傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.9。
根據(jù)以上參數(shù)可以由(2.1）得：
==6625
（2）按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩
（2.3）
式中：
——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，在此取32550N，此數(shù)據(jù)此參考解放CA1051輕型載貨汽車；
——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，取=0.85；對越野汽車取=1.0；對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取=1.25；在此取=0.85；
——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為7.50-16，滾動半徑為 0.394m；
，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0。
所以由公式（2.3）得:
==12112
（3）按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩
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)的轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂的平均牽引力的值來確定：
（2.4）
式中：
——汽車滿載時的總重量，在此取54900N;
——所牽引的掛車滿載時總重量，N，但僅用于牽引車的計算；
——道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.015~0.020；在此取0.018；
——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.05~0.09在此取0.07；
——汽車的性能系數(shù)在此取0；
，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0；
——該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取1；
——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為7.50-16，滾動半徑為 0.394m。
所以由式（2.4）得：
==2115
2.2.2 基本參數(shù)的確定
（1）主、從動錐齒輪齒數(shù)和
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，，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、從動齒輪齒數(shù)和應不小于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一般不小于6；
④主傳動比較大時，盡量取得小一些，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。
（2）從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)
對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅(qū)動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。
可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即
（2.5）
——直徑系數(shù)，一般取13.0～16.0；
——從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，，為和中的較小者取其值為6221；
由式（2.5）得：
=（13.0～16.0）=（239.09～294.27）；
初選=260 則齒輪端面模數(shù)=/=260/35=7.43
==357.43=260.05
（3）主，從動齒輪齒面寬的選擇。
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。
另外,由于雙曲面齒輪的幾何特性,雙曲面小齒輪齒面寬比大齒輪齒面寬要大。一般取大齒輪齒面寬=0.155=0.155260.05=38.09mm，小齒輪齒面寬=1.1=1.138.09=41.90mm
（4）小齒輪偏移距及偏移方向的選擇
載貨汽車主減速器的E值，不應超過從從動齒輪節(jié)錐距的20%（或取E值為d的10%~12%，且一般不超過12%）。傳動比愈大則E值也應愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距E可達從動齒輪節(jié)圓直徑的20％～30％。但當E大干的20％時，應檢查是否存在根切。
E=(0.10.12) =(0.10.12)260.05=26.0131.20mm
初選E=30mm
a b
c d
圖2.7 雙曲面齒輪的偏移方式
雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種，如圖2.7所示：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。其中a、b是下偏移，c、d是上偏移。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。本減速器采用下偏移。
（5）螺旋角的選擇
雙曲面齒輪螺旋角是沿節(jié)錐齒線變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，齒面寬中點處的螺旋角稱為齒輪中點螺旋角。螺旋錐齒輪中點處的螺旋角是相等的。二對于雙曲面齒輪傳動，由于主動齒輪相對于從動齒輪有了偏移距，使主動齒輪和從動齒輪中點處的螺旋角不相等。且主動齒輪的螺旋角大，從動齒輪的螺旋角小。
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。
汽車主減速器雙曲面齒輪大小齒輪中點處的平均螺旋角多為35°～40°。
主動齒輪中點處的螺旋角可按下式初選:
=++ （2.6）
--主動輪中點處的螺旋角，mm；
，——主、從動輪齒數(shù)；分別為8，35；
——雙曲面齒輪偏移距, 30mm；
——從動輪節(jié)圓直徑，260.05mm；
由式（2.6）得:
=++=45.84
從動齒輪中點螺旋角可按下式初選:
——雙曲面齒輪傳動偏移角的近似值；
——雙曲面從動齒輪齒面寬為38.09mm；
=-=45.84°-=34.23°
、從動齒輪和主動齒輪中點處的螺旋角。
平均螺旋角===40.04°。
（6）螺旋方向的選擇。
圖2.8 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力
主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。如圖2.8所示，螺旋方向與雙曲面齒輪的旋轉(zhuǎn)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左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅(qū)動汽車前進。
（7）法向壓力角
加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，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′或20°的平均壓力角，在此選用20°的平均壓力角。
2.2.3 齒輪的設計計算
（1）大齒輪齒頂角與齒根角
圖2.9（a）標準收縮齒和 （b）雙重收縮齒
標準收縮齒和雙重收縮齒各有其優(yōu)缺點，采用哪種收縮齒應按具體情況而定。雙重收縮齒的優(yōu)點在于能提高小齒輪粗切工序的效率。雙重收縮齒的輪齒參數(shù)，其大、小齒輪根錐角的選定是考慮到用一把使用上最大的刀頂距的粗切刀，切出沿齒面寬方向正確的齒厚收縮來。當大齒輪直徑大于刀盤半徑時采用這種方法是最好的，不是這種情況而要采用雙重收縮齒，齒高的急劇收縮將使小端的齒輪又短又粗。標準收縮齒在齒高方向的收縮好，但可能使齒厚收縮過多，結(jié)果造成小齒輪粗切刀的刀頂距太小。這種情況可用傾錐根母線收縮齒的方法或仔細選用刀盤半徑加以改善，即當雙重收縮齒會使齒高方向收縮過多，而標準收縮齒會使齒厚收縮過多時，可采用傾錐根母線收縮齒作為兩者之間的這種。
大齒輪齒頂角和齒根角為了得到良好的收縮齒,應按下述計算選擇應采用采用雙重收縮齒還是傾錐根母線收縮齒。
①用標準收縮齒公式來計算及
（2.6）
（2.7）
（2.8）
（2.9）
（2.10）
（2.11）
（2.12）
（2.13）
（2.14）
由（2.6）與（2.14）聯(lián)立可得:
（2.15）
（2.16）
（2.17）
（2.18）
（2.19）
式中： ,——小齒輪和大齒輪的齒數(shù)；
——大齒輪的最大分度圓直徑,已算出為260.05mm；
——大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑；
——在節(jié)錐平面內(nèi)大齒輪齒面寬中點錐距mm；
——大齒輪齒面寬中點處的齒工作高；
——大齒輪齒頂高系數(shù)取0.15；
——大齒輪齒寬中點處的齒頂高；
——大齒輪齒寬中點處的齒跟高；
——大齒輪齒面寬中點處的螺旋角；
——大齒輪的節(jié)錐角；
——齒深系數(shù)取3.7；
——從動齒輪齒面寬。
所以：
43.820.73°
②計算標準收縮齒齒頂角與齒根角之和。
③ （2.20）
（2.21）
（2.22）
（2.23）由式（2.19）與（2.23）聯(lián)立可得:
（2.24）
——刀盤名義半徑,按表選取為114.30mm
——輪齒收縮系數(shù)
④當為正數(shù)時,為傾根錐母線收縮齒，應按傾根錐母線收縮齒重新計算及。
⑤按傾根錐母線收縮齒重新計算大齒輪齒頂角及齒跟角。 （2.25）
（2.26）
（2.27）
（2.28）
由式（2.25）與（2.25）聯(lián)立可得:
（2.29）
（2.30）
——大齒輪齒頂高系數(shù)取0.15
——傾根錐母線收縮齒齒根角齒頂角之和
（2）大齒輪齒頂高
（2.30）
（2.31）
——大齒輪節(jié)錐距.
由式（2.30），（2.31）得：
（3）大齒輪齒跟高.
（2.32）
——大齒輪齒寬中點處齒跟高
由式（2.32）得：
（4）徑向間隙
（5）大齒輪齒全高
（6）大齒輪齒工作高
（7）大齒輪的面錐角
（8）大齒輪的根錐角
（9）大齒輪外圓直徑
（10）小齒輪面錐角
（11）小齒輪的根錐角
（12）小齒輪的齒頂高和齒根高
齒頂高:
齒根高；
表2.2 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸參數(shù)表[5]
序 號
項 目
符號
數(shù)值
1
主動齒輪齒數(shù)
8
2
從動齒輪齒數(shù)
35
3
端面模數(shù)
7.43 mm
4
主動齒輪齒面寬
41.90 mm
5
從動齒輪齒面寬
38.09 mm
6
主動齒輪節(jié)圓直徑
59.43 mm
7
從動齒輪節(jié)圓直徑
260.05mm
2.2.4 齒輪的強度計算
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。
1．齒輪的損壞形式及壽命
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(shù)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(jīng)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(chǎn)生初始的裂紋。隨著載荷循環(huán)次數(shù)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(xiàn)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(cè)間隙調(diào)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(jīng)常是大端）沿斜向產(chǎn)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?shù)哪?shù)、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(zhì)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(jié)果。由于接觸區(qū)產(chǎn)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(nèi)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(xiàn)象就稱為點蝕。一般首先產(chǎn)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(shù)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(nèi)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(jié)在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。它多出現(xiàn)在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產(chǎn)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(xiàn)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(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)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(qū)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(xiàn)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(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。
2.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(zhuǎn)矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關系不大。汽車驅(qū)動橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩Tec和最大附著轉(zhuǎn)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(jù)。
主減速器雙曲面齒輪的強度計算
（1） 單位齒長上的圓周力
在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即
N／mm (2.33)
式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N；
——從動齒輪的齒面寬，在此取38.09mm.
按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時
N／mm （2.34）
式中： ——發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取300；
——變速器的傳動比在此取4.3；
——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取59.43mm；
按式（2.34）得： N／mm
在現(xiàn)代汽車的設計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數(shù)據(jù)的20%～25%。經(jīng)驗算以上數(shù)據(jù)在許用范圍內(nèi)。
（2）輪齒的彎曲強度計算
汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為
N/ （2.35）
式中：——該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N·m,N·m;
——超載系數(shù)；在此取1.0;
——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，
當ｍ時，，在此＝0.829
——載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，＝1.00～1.10式式支承時取1.10～1.25。支承剛度大時取最小值;
——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)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;
——計算齒輪的齒面寬38.09mm;
——計算齒輪的齒數(shù)8;
——端面模7.43mm;
——計算彎曲應力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)、
載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應力計算的影響。參照圖2.10取=0.28
圖2.10 計算用彎曲綜合系數(shù)
按N·m計算疲勞彎曲應力
＝135 N/< 210 N/
按 N·m計算疲勞彎曲應力
＝479 N/< 700 N/
所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。
(3) 輪齒的表面接觸強度計算
錐齒輪的齒面接觸應力為
N/ (2.36)
式中：——主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩；
——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6/mm;
，，——見式(2.35)下的說明;
——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，可取1.0;
——表面質(zhì)量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質(zhì)（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取1.0;
——計算接觸應力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖2.11選取=0.17。
圖2.11 接觸計算用綜合系數(shù)
按計算：
=2027 〈2800N/
按計算：
=1109 〈1750N/
2.2.5 齒輪的材料及熱處理
驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，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輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對于驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：
a.具有較高的疲勞彎曲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；
b.輪齒心部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷
c.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)律易于控制，以提高產(chǎn)品的質(zhì)量、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率；
d.選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。
汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi
用滲碳合金鋼制造的齒輪，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[11]。
由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產(chǎn)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(jīng)加工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度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[3]。
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(shù)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(xiàn)象產(chǎn)生[5]。
2.3 軸承的選擇
2.3.1 轉(zhuǎn)矩
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向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。
為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉(zhuǎn)矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩可按下式計算:
(2.37)
式中：——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，在此取300N·m；
，…——變速器在各擋的使用率，可參考表表2.4選?。?
，…——變速器各擋的傳動比；
，…——變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率。
經(jīng)計算為261Ｎ·ｍ
主動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑
mm
2.3.2 軸向力與徑向力計算
圖2.12 主動錐齒輪齒面的受力圖
如圖3.1，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向為逆時針，F(xiàn) 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)分解成兩個相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。在此平面內(nèi)又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F(xiàn)與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有：
（2.39）
（2.40） （2.41）
于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為
（2.42）
（2.43）
由式（2.42）可計算
10.80KN
由式（2.43）可計算
=2.06KN
2.3.3 軸承載荷的計算及軸承的選型
軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應考慮徑向力所應起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計算出軸承的徑向載荷[7]。
對于采用懸臂式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承載荷，如圖2.13所示。
圖2.13 主減速器軸承的布置尺寸
(1)主動齒輪軸承的選擇
初選 a=65,b=40
軸承A，B的徑向載荷分別為
（2.44）
（2.45）
已知 =10.80KN，=2.06KN，a=65mm,b=40mm, 所以由式（2.44）和（2.45）得:
軸承A的徑向力
軸承B的徑向力
KN
軸承A，B的徑向載荷分別為
KN
對于軸承A，承受軸向載荷和徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承，所承受的當量動載荷Q=XR+YA
Q——當量動載荷
X——徑向系數(shù)
Y——軸向系數(shù)
此時X=0.4，Y=1.9[6]
所以Q=16.83×0.4+10.8×1.9=27.25
根據(jù)公式： (2.46)
式中: ——為溫度系數(shù)，在此取1.0;
——為載荷系數(shù)，在此取1.2
ε——壽命指數(shù)，取ε=
所以==2.703×10s
假設汽車行駛十萬公里大修，對于無輪邊減速器的驅(qū)動橋來說，主減速器的主動錐齒輪軸承的計算轉(zhuǎn)速為
(2.47)
式中： ——輪胎的滾動半徑為390mm
n——軸承計算轉(zhuǎn)速
——汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取35km/h。
所以有上式可得==238.72 r/min
所以軸承能工作的額定軸承壽命：
h (2.48)
式中: ——軸承的計算轉(zhuǎn)速，r/min。
由上式可得軸承A的使用壽命
代入公式(2.46)得
C=97.86KN
A軸承選 32307 GB/T 297-94[6]
對于軸承B，承受徑向載荷和徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承，所承受的當量動載荷Q=XR+YA
Q——當量動載荷
X——徑向系數(shù)
Y——軸向系數(shù)
Q=7.02KN
根據(jù)公式(2.46)得
C=25.66KN
B軸承選 30208 GB/T 297-94[6]
（2）從動齒輪軸承的選擇
初選c=75mm,d=85mm.
KN
從動齒輪軸向力
(2.49)
——從動齒輪中點螺旋角，其值為34.23°；
——從動齒輪根錐角，其值為70.78°。
KN
從動齒輪徑向力
KN
從動輪齒寬中點處分度圓直徑
mm
對于軸承C,
徑向力 (2.50)
KN
軸向力
當量動載荷 Q=XR=YA
其中e=0.3[6]
此時X=1,Y=0, 所以Q=9.42KN。
根據(jù)公式(2-46)得：
C=28.56KN
選取30210圓錐滾子軸承[6]。
對于軸承D,
徑向力 (2.51)
KN
軸向力FAc=0
當量動載荷 Q=XR=YA
e=0.3[6]
此時X=1,Y=0, 所以Q=6.47KN。
根據(jù)公式(2.46)得
C=24.52KN
軸承D選取30210圓錐滾子軸承[6]。
2.4 本章小結(jié)
本章介紹了單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等主減速器的減速形式，由于本車是輕型載貨汽車，通過對比決定采用單級主減速器；然后對采用何種齒輪類型進行了討論，最后根據(jù)實際情況決定采用雙曲面齒輪。以上問題解決后，對齒輪的具體參數(shù)進行了設計計算，并對其進行了校核。校核合格以后，進行了軸承的選擇和校核。
第3章 差速器的設計
3.1 差速器的結(jié)構形式
汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往不等。例如，轉(zhuǎn)彎時內(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，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)車輪在行程不等時具有不同的旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動。差速器主要有以下幾種形式。
（1）對稱式圓錐行星齒輪差速器
圖3.1 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器
圖3.1所示，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)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結(jié)構簡單、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，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內(nèi)摩擦，提高其鎖緊系數(shù)；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置——差速鎖等。
由于整速器殼是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速界從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器殼的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪導向軸承支座的限制。
（2）強制鎖止式防滑差速器
圖3.2 強制鎖止式防滑差速器
如圖3.2所示，強制鎖止式防滑差速器就是在普通的圓錐齒輪差速器上加裝差速鎖，必要時將差速器鎖住。此時左、右驅(qū)動車輪可以傳遞由附著力決定的全部轉(zhuǎn)矩。
當汽車駛?cè)胼^好的路面時，差速器的鎖止機構應即時松開，否則將產(chǎn)生與無差速器時一樣的問題，例如使轉(zhuǎn)彎困難、輪胎加速磨損、使傳動系零件過載和消耗過多的功率等。
（3）自鎖式差速器
為了充分利用汽車的牽引力，保證轉(zhuǎn)矩在驅(qū)動車輪間的不等分配以提高抗滑能力，并避免上述強制鎖止式差速器的缺點，創(chuàng)造了各種類型的自鎖式差速器。
用以評價自鎖式差速器性能的主要參數(shù)，是它的鎖緊系數(shù)。為了提高汽車的通過性，似乎是鎖緊系數(shù)愈大愈好，但是過大的鎖緊系數(shù)如前所述，不但對汽車轉(zhuǎn)向操縱的輕便靈活性、行駛的穩(wěn)定性、傳動系的載荷、輪胎磨損和燃料消耗等，有不同程度的不良影響，而且無助于進一步提高驅(qū)動車輪抗滑能力。因此設計高通過性汽車差速器時，應正確選擇鎖緊系數(shù)值。
因為本車屬于輕型載貨汽車，主要在較好的路面上行駛，所以采用成本低廉、結(jié)構簡單的對稱式圓錐行星齒輪差速器。
3.2 差速器工作原理
圖3.3 差速器差速原理
如圖3.4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(zhuǎn)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(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)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3.4），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(zhuǎn)外，還繞本身