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哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)
摘 要
關(guān)鍵詞：
Abstract
Keywords：
- 65-
第1章 緒 論
1.1 選題背景目的與意義
汽車(chē)是改變世界的機(jī)器。汽車(chē)工業(yè)發(fā)展的百年歷史中，已使世界發(fā)生了翻天覆地的變化。目前，全世界的汽車(chē)保有量已經(jīng)超過(guò)8.5億輛，我國(guó)民用汽車(chē)2009年就已達(dá)到8500萬(wàn)輛。中國(guó)的汽車(chē)工業(yè)起步的比較晚，迄今為止僅有50多年的歷史，但其已取得很大的成就【1】。無(wú)論從產(chǎn)銷(xiāo)量上還是從技術(shù)水準(zhǔn)上來(lái)看，中國(guó)的汽車(chē)都在不斷的前進(jìn)和發(fā)展中，尤其是在近幾年，其發(fā)展速度更是出乎人們的意料，很多人形容為“井噴 ”。2004年銷(xiāo)售2241523輛， 2005年銷(xiāo)售2854822輛，2006年銷(xiāo)售3833929輛， 2007年 銷(xiāo)售4731944輛，2008年 銷(xiāo)售5006120 ，2009年銷(xiāo)售7453132輛。（以上為2004—2009年轎車(chē)的銷(xiāo)量）。隨著汽車(chē)產(chǎn)品科技含量的迅速提高和汽車(chē)擁有量的不斷增加，汽車(chē)工業(yè)已經(jīng)成為國(guó)民的經(jīng)濟(jì)支柱產(chǎn)業(yè)，帶動(dòng)了許多相關(guān)企業(yè)、事業(yè)，包括鋼鐵、石油、橡膠、塑料、機(jī)床、道路、汽車(chē)銷(xiāo)售、售后服務(wù)、運(yùn)輸、交通管理等的發(fā)展[2]。
伴隨著汽車(chē)工業(yè)的發(fā)展，使用范圍的不斷擴(kuò)大，對(duì)于各部件的研發(fā)與制造都提出了更高的要求，汽車(chē)車(chē)橋是汽車(chē)的重要大總成，其結(jié)構(gòu)型式和設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)汽車(chē)的可靠性和操縱性穩(wěn)定性等有直接的影響。驅(qū)動(dòng)橋是現(xiàn)代汽車(chē)重要的總成之一，它位于傳動(dòng)系末端，其功用為增扭、降速、改變轉(zhuǎn)矩的傳動(dòng)方向，并將轉(zhuǎn)矩合理分配給左右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪。此外，還要承擔(dān)路面與車(chē)架或車(chē)身間的各種力與力矩。在畢業(yè)設(shè)計(jì)中，完成對(duì)驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)，是在完成大學(xué)學(xué)習(xí)后進(jìn)行的一次綜合性訓(xùn)練，是對(duì)所學(xué)的基本知識(shí)、基本理論和基本技能掌握與提高程度的一次總測(cè)試。作一篇好的畢業(yè)設(shè)計(jì)，既要系統(tǒng)地掌握和運(yùn)用專(zhuān)業(yè)知識(shí)，還要有較寬的知識(shí)面并有一定的邏輯思維能力和寫(xiě)作功底。撰寫(xiě)畢業(yè)論文的過(guò)程是訓(xùn)練學(xué)生獨(dú)立進(jìn)行科學(xué)研究的過(guò)程。通過(guò)撰寫(xiě)畢業(yè)論文，可以使學(xué)生了解科學(xué)研究的過(guò)程，掌握如何收集、整理和利用材料；如何觀察、如何調(diào)查、作樣本分析；如何利用圖書(shū)館，檢索文獻(xiàn)數(shù)據(jù)；如何操作儀器等方法。撰寫(xiě)畢業(yè)論文是學(xué)習(xí)如何進(jìn)行科學(xué)研究的一個(gè)極好的機(jī)會(huì)，因?yàn)樗粌H有教師的指導(dǎo)與傳授，可以減少摸索中的一些失誤，少走彎路，而且直接參與和親身體驗(yàn)了科學(xué)研究工作的全過(guò)程及其各環(huán)節(jié)，是一次系統(tǒng)的、全面的實(shí)踐機(jī)會(huì)。依照指導(dǎo)教師的的要求和相應(yīng)規(guī)范，完成對(duì)所要求題目的材料收集、篩選，并與其他同學(xué)進(jìn)行合作，共同探討最終完成設(shè)計(jì)，以此鍛煉學(xué)生的文獻(xiàn)查閱能力和與他人這件的團(tuán)隊(duì)協(xié)作能力，同時(shí)也有助于為日后的工作打下基礎(chǔ)。
1.2 國(guó)內(nèi)外驅(qū)動(dòng)橋研究狀況
1、21國(guó)外研究現(xiàn)狀
國(guó)外輕型貨車(chē)驅(qū)動(dòng)橋開(kāi)發(fā)技術(shù)已經(jīng)非常的成熟，建立新的驅(qū)動(dòng)橋開(kāi)發(fā)模式成為國(guó)內(nèi)外驅(qū)動(dòng)橋開(kāi)發(fā)團(tuán)體的新目標(biāo)。驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)新方法的應(yīng)用使得其開(kāi)發(fā)周期縮短，成本降低，可靠性增加。國(guó)外的最新開(kāi)發(fā)模式和驅(qū)動(dòng)橋新技術(shù)包括：
(1) 并行工程開(kāi)發(fā)模式
(2) 模態(tài)分析
(3) 驅(qū)動(dòng)橋殼的有限元分析方法。
(4) 高性能制動(dòng)器技術(shù)
(5) 電子智能控制技術(shù)進(jìn)入驅(qū)動(dòng)橋產(chǎn)品[2]。
2、國(guó)內(nèi)研究現(xiàn)狀
我國(guó)汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋的研究設(shè)計(jì)與世界先進(jìn)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)技術(shù)還有一定的差距，我國(guó)車(chē)橋制造業(yè)雖然有一些成果，但都是在引進(jìn)國(guó)外技術(shù)、紡制、再加上自己改進(jìn)的基礎(chǔ)上了取得的。在科技迅速發(fā)展的推動(dòng)下，高新技術(shù)在汽車(chē)領(lǐng)域的應(yīng)用和推廣，各種國(guó)外汽車(chē)新技術(shù)的引進(jìn)，研究團(tuán)隊(duì)自身研發(fā)能力的提高，我國(guó)的驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)和制造會(huì)逐漸發(fā)展起來(lái)，并跟上世界先進(jìn)的汽車(chē)零部件設(shè)計(jì)制造技術(shù)水準(zhǔn)[3]。
第2章 驅(qū)動(dòng)橋的總體方案確定
2.1 驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)和種類(lèi)和設(shè)計(jì)要求
2.1.1 驅(qū)動(dòng)橋的種類(lèi)
驅(qū)動(dòng)橋位于傳動(dòng)系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動(dòng)軸或直接從變速器傳來(lái)的轉(zhuǎn)矩，并合理的分配給左、右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪。驅(qū)動(dòng)橋分為斷開(kāi)式和非斷開(kāi)式兩種【3】。
2.1.2 驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)組成
在多數(shù)汽車(chē)中，驅(qū)動(dòng)橋包括主減速器、差速器、驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的傳動(dòng)裝置（半軸）及橋殼等部件如圖1—1所示。
1 2 3 4 5 6
1－輪轂 2－半軸 3－鋼板彈簧座 4－主減速器從動(dòng)錐齒輪 5－主減速器主動(dòng)錐齒輪 6－差速器總成
圖1—1 驅(qū)動(dòng)橋的組成
2.1.3 驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)要求
(1)選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比，以保證汽車(chē)在給定的條件下具有最佳的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。
(2)外廓尺寸小，保證汽車(chē)具有足夠的離地間隙，以滿足通過(guò)性的要求。
(3)齒輪及其他傳動(dòng)件工作平穩(wěn)，噪聲小。
(4)在各種載荷和轉(zhuǎn)速工況下有較高的傳動(dòng)效率。
(5)具有足夠的強(qiáng)度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車(chē)架或車(chē)身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車(chē)的平順性。
(6)與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)。
(7)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便【4】。
2.2設(shè)計(jì)車(chē)型主要參數(shù)
本次設(shè)計(jì)的主要參數(shù)如表2—1所示
表2—1 設(shè)計(jì)車(chē)型參數(shù)
輪胎
7.5-16
發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩
245
N·m
汽車(chē)滿載總質(zhì)量
4450
kg
滿載時(shí)軸荷分布
前軸1630 后軸2820
kg
主減速比
5.833
一檔傳動(dòng)比
5.568
2.3 主減速器結(jié)構(gòu)方案的確定
2.3.1主減速比的確
根據(jù)設(shè)計(jì)要求主減速比為5.833。
2.3.2主減速器的齒輪類(lèi)型
按齒輪副結(jié)構(gòu)型式分，主減速器的齒輪傳動(dòng)主要有螺旋錐齒輪式傳動(dòng)，雙曲面齒輪式傳動(dòng)、圓柱齒輪式傳動(dòng)（又可分為軸線固定式齒輪傳動(dòng)和軸線旋轉(zhuǎn)式齒輪傳動(dòng)即行星齒輪式傳動(dòng)）和蝸桿蝸輪式傳動(dòng)等形式。在發(fā)動(dòng)機(jī)橫置的汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋上，主減速器往往采用簡(jiǎn)單的斜齒圓柱齒輪發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動(dòng)或準(zhǔn)雙曲面齒輪式傳動(dòng)。在現(xiàn)代貨車(chē)車(chē)驅(qū)動(dòng)橋中，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。螺旋錐齒輪如圖2—1（a）所示主、從動(dòng)齒輪軸線交于一點(diǎn)，交角都采用90度。雙曲面齒輪如圖2—1（b）所示主、從動(dòng)齒輪軸線不相交而呈空間交叉。和螺旋錐齒輪相比，雙曲面齒輪的優(yōu)點(diǎn)有：
圖2—1 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪
（1）尺寸相同時(shí)，雙曲面齒輪有更大的傳動(dòng)比。
（2）傳動(dòng)比一定時(shí)，如果主動(dòng)齒輪尺寸相同，雙曲面齒輪比螺旋錐齒輪有較大軸徑，較高的輪齒強(qiáng)度以及較大的主動(dòng)齒輪軸和軸承剛度。
（3）當(dāng)傳動(dòng)比一定，主動(dòng)齒輪尺寸相同時(shí)，雙曲面從動(dòng)齒輪的直徑較小，有較大的離地間隙。
由于雙曲面齒輪傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的相當(dāng)曲率半徑比相應(yīng)的螺旋錐齒輪當(dāng)量曲率半徑大，其結(jié)果是齒面建的接觸應(yīng)力降低。隨偏移矩的不同，曲面齒輪與接觸應(yīng)力相當(dāng)?shù)穆菪F齒輪比較，負(fù)荷可提高達(dá)175％。如果雙曲面主動(dòng)齒輪的螺旋角變大，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(dòng)比的傳動(dòng)，這對(duì)于驅(qū)動(dòng)橋的主減速比大于4.5的傳動(dòng)有其優(yōu)越性[5]。
2.3.3主減速器的減速形式
主減速器的減速形式分為單級(jí)減速、雙級(jí)減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、減
速及輪邊減速等。減速形式主要取決于由動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性等整車(chē)性能所要求的主減速比io的大小及驅(qū)動(dòng)橋下的離地間隙、驅(qū)動(dòng)橋的數(shù)目及布置形式等。通常單極減速器用于主減速比io≤7.6的各種中小型汽車(chē)上。
如圖2—2（a）所示，單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)車(chē)橋是驅(qū)動(dòng)橋中結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單的一種，制造工藝較簡(jiǎn)單，成本較低，是驅(qū)動(dòng)橋的基本型，在貨車(chē)車(chē)上占有重要地位。
（a） 單級(jí)主減速器 （b） 雙級(jí)主減速器
圖2—2主減速器
如圖2—2（b）所示，與單級(jí)主減速器相比，由于雙級(jí)主減速器由兩級(jí)齒輪減速組成，使其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量加大；主減速器的齒輪及軸承數(shù)量的增多和材料消耗及加工的工時(shí)增加，制造成本也顯著增加，只有在主減速比較大（7.6<）且采用單級(jí)主減速器不能滿足既定的主減速比和離地間隙等要求是才采用。通常僅用在裝在質(zhì)量10t以上的重型汽車(chē)上。
本次設(shè)計(jì)貨車(chē)主減速比=5.833，所以采用單級(jí)主減速器。
2.3.4主減速器主從動(dòng)錐齒輪的支承形式及安裝方法
1、主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇
現(xiàn)在汽車(chē)主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承形式有如下兩種：
（1）懸臂式
懸臂式支承結(jié)構(gòu)如圖2—3所示，其特點(diǎn)是在錐齒輪大端一側(cè)采用較長(zhǎng)的軸徑，其上安裝兩個(gè)圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長(zhǎng)度a和增加兩端的距離b，以改善支承剛度，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子向外。懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，支承剛度較差，多用于傳遞轉(zhuǎn)巨較小的轎車(chē)、輕型貨車(chē)的單級(jí)主減速器及許多雙級(jí)主減速器中。
圖2—3 錐齒輪懸臂式支承
（2）騎馬式
騎馬式支承結(jié)構(gòu)如圖2—4所示，其特點(diǎn)是在錐齒輪的兩端均有軸承支承。
圖2.4 主動(dòng)錐齒輪騎馬式支承
本次設(shè)計(jì)貨車(chē)為輕型貨車(chē)，所以采用懸臂式。
2、主減速器從動(dòng)錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇
從動(dòng)錐齒輪只有跨置式一種支撐形式如圖2—5所示[6]。
圖2—5 從動(dòng)齒輪支撐形式
本次設(shè)計(jì)主動(dòng)錐齒輪采用懸臂式支撐（圓錐滾子軸承），從動(dòng)錐齒輪采用騎馬式支撐（圓錐滾子軸承）。
2.4 差速器結(jié)構(gòu)方案的確定
根據(jù)汽車(chē)行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)的要求和實(shí)際的車(chē)輪、道路以及它們之間的相互聯(lián)系表明：汽車(chē)在行駛過(guò)程中左右車(chē)輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過(guò)的行程往往是有差別的。例如，拐彎時(shí)外側(cè)車(chē)輪行駛總要比內(nèi)側(cè)長(zhǎng)。差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇，應(yīng)從所設(shè)計(jì)汽車(chē)的類(lèi)型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車(chē)在給定的使用條件下的使用性能要求。
本次設(shè)計(jì)選用：普通錐齒輪式差速器，因?yàn)樗Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設(shè)計(jì)的汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋。
2.5 半軸形式的確定
驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的傳動(dòng)裝置置位于汽車(chē)傳動(dòng)系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器半軸齒輪傳給驅(qū)動(dòng)車(chē)輪。其結(jié)夠型式與驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式密切相關(guān)，在斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋中，驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的傳動(dòng)裝置包括半軸和萬(wàn)向接傳動(dòng)裝置且多采用等速萬(wàn)向節(jié)。如圖2—6所示，根據(jù)半軸外端支撐形式分為半浮式，3/4浮式，全浮式。
（a）半浮式 （b）3/4浮式 （c）全浮式
圖2—6 半軸支撐形式
半浮式半軸以其靠近外端的軸頸直接支撐在置于橋殼外端內(nèi)孔中的軸承上，而端部則以具有圓錐面的軸頸及鍵與輪轂相固定。具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、造價(jià)低廉等優(yōu)點(diǎn)。主要用于質(zhì)量較小，使用條件好，承載負(fù)荷也不大的轎車(chē)和輕型載貨汽車(chē)。
3/4浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是半軸外端僅有一個(gè)軸承并裝在驅(qū)動(dòng)橋殼半軸套管的端部，直接支撐著輪轂，而半軸則以其端部與輪轂想固定，因其側(cè)向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢(shì)，這將急劇降低軸承的壽命，所以未得到推廣。
全浮式半軸的外端和以?xún)蓚€(gè)軸承支撐于橋殼的半軸套管上的輪轂相聯(lián)接，由于其工作可靠，廣泛應(yīng)用于輕型及以上的各類(lèi)汽車(chē)上。
根據(jù)相關(guān)車(chē)型及設(shè)計(jì)要求，本設(shè)計(jì)采用全浮半軸。
2.6 橋殼形式的確定
橋殼的結(jié)構(gòu)型式大致分為可分式，組合式整體式三種，按照設(shè)計(jì)要求選用整體式。
2.7 本章小結(jié)
本章首先確定了主減速比，用以確定其它參數(shù)。對(duì)主減速器型式確定中主要從主減速器齒輪的類(lèi)型、主減速器的減速形式、主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇、從動(dòng)錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇，從而確定逐步給出驅(qū)動(dòng)橋各個(gè)總成的基本結(jié)構(gòu)，分析了驅(qū)動(dòng)橋各總成結(jié)構(gòu)組成?；敬_定了驅(qū)動(dòng)橋四個(gè)組成部分主減速器、差速器、半軸、橋殼的結(jié)構(gòu)。
第3章 主減速器設(shè)計(jì)
3.1概述
主減速器是汽車(chē)傳動(dòng)系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動(dòng)齒數(shù)多的錐齒輪。
3.2主減速器齒輪參數(shù)的選擇與強(qiáng)度計(jì)算
3.2.1主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定
1、按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩
/n （3-1）
式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩245；
——由發(fā)動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪之間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比
=
變速器傳動(dòng)比=5.568；
主減速器傳動(dòng)比＝5.833
——上述傳動(dòng)部分的效率，取=0.9；
——超載系數(shù)，取=1.0；
n——驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目1。
=201 5.568 5.8331 0.9/1=7161.4
2、按驅(qū)動(dòng)輪在良好路面上打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩
（3-2）
式中： ——汽車(chē)滿載時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，N；但后橋來(lái)說(shuō)還應(yīng)考慮到汽車(chē)加速時(shí)負(fù)腷增大量，可初取：
=×9.8=2250×9.8=27636N；
——輪胎對(duì)地面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車(chē)，取=0.85；
對(duì)于越野汽車(chē)，取=1.0；
——車(chē)輪滾動(dòng)半徑，0.405m；
——分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比，分別取0.96和1。
=11255.2
通常是將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比時(shí)和驅(qū)動(dòng)車(chē)輪打滑時(shí)這兩種情況下作用于主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩（）的較小者，作為載貨汽車(chē)計(jì)算中用以驗(yàn)算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷【5】。
3.2.2 主減速器齒輪參數(shù)的選擇
1、主、從動(dòng)齒數(shù)的選擇
選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素：為了磨合均勻，，之間應(yīng)避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40；為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度對(duì)于商用車(chē)一般不小于6；主傳動(dòng)比較大時(shí)，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。對(duì)于不同的主傳動(dòng)比，和應(yīng)有適宜的搭配【6】。
主減速器的傳動(dòng)比為5.833，初定主動(dòng)齒輪齒數(shù)=7，從動(dòng)齒輪齒數(shù)=41。
2、從動(dòng)錐齒輪節(jié)圓直徑及端面模數(shù)的選擇
根據(jù)從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（見(jiàn)式3.1和式3.2并取兩式計(jì)算結(jié)果中較小的一個(gè)作為計(jì)算依據(jù)，按經(jīng)驗(yàn)公式選出：
（3-3） 式中：——直徑系數(shù)，取=13～16；
——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，，取，較小的。取=6675.46。
計(jì)算得，=250.78～308.42mm，初取=260mm。
選定后，可按式算出從動(dòng)齒輪大端模數(shù)，并用下式校核
（3-4）
式中：——模數(shù)系數(shù)，取=0.3～0.4；
——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，，取。
==5.78～7.71
由GB/T12368-1990，取=6.5，滿足校核。
所以有：=45.5mm =266.5mm。
3、螺旋錐齒輪齒面寬的選擇
通常推薦圓錐齒輪從動(dòng)齒輪的齒寬F為其節(jié)錐距的0.3倍。對(duì)于汽車(chē)工業(yè)，主減速器螺旋錐齒輪面寬度推薦采用：F=0.155=41.31mm
4、螺旋錐齒輪螺旋方向
主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向。所以主動(dòng)錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時(shí)針運(yùn)動(dòng)，這樣從動(dòng)錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時(shí)針，驅(qū)動(dòng)汽車(chē)前進(jìn)。
5、 旋角的選擇
螺旋角是在節(jié)錐表面的展開(kāi)圖上定義的，齒面寬中點(diǎn)處為該齒輪的名
義螺旋角。=47.23
6、法向壓力角a的選擇
壓力角可以提高齒輪的強(qiáng)度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對(duì)于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過(guò)小，并使齒輪的端面重迭系數(shù)下降，一般對(duì)于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來(lái)說(shuō)，載貨汽車(chē)可選用20°壓力角。
7、主從動(dòng)錐齒輪幾何計(jì)算
計(jì)算結(jié)果如表3—1所示。
計(jì)算方法為，例：第(15)項(xiàng)中，(14)+(9)(13)的意思為，用第(14)項(xiàng)的計(jì)算數(shù)據(jù)加上第(9)項(xiàng)的計(jì)算數(shù)據(jù)乘以第(13)項(xiàng)的計(jì)算數(shù)據(jù)。第(65)項(xiàng)求得地齒線半徑與第(7)項(xiàng)選定的刀盤(pán)半徑之差不應(yīng)超過(guò)值的1％。否則需重新試計(jì)算第(20)項(xiàng)至第(65)項(xiàng)。如果<，則需要將第(20)項(xiàng)的tan的數(shù)值減小，重新計(jì)算各項(xiàng)，并將結(jié)果寫(xiě)在欄內(nèi)第二列。若>，則應(yīng)增大tan值。修正量是根據(jù)曲率半徑的差值來(lái)選取的【9】。若無(wú)特殊考慮，則第二次試算時(shí)可將tan改大10％。如果第二次試算得出的新值仍不接近，就要進(jìn)行的三次試算，通常也是最后一次試算，可用下式求tan：
（3-5）
式中下標(biāo)1，2，3分別表示第二、第二和第三次計(jì)算得結(jié)果。
表3—1 主減速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表
序號(hào)
計(jì)算公式
計(jì)算數(shù)據(jù)
注釋
（1）
7
小齒輪，應(yīng)不小于6
（2）
41
＋40，載貨汽車(chē)
（4）
F=0.155
41.31
大齒輪齒面寬
（5）
E
30
E0.2
（6）
266.5
大齒輪分度圓直徑
（7）
95.25
刀盤(pán)名義半徑
（8）
47.23
小齒輪螺旋角預(yù)選值
(12)
113.0153
大齒輪在齒面中點(diǎn)處的分度圓半徑
（13）
sin
0.200491
(14)
cos
0.965595
(15)
(14)+(9)(13)
1.246718
（16）
（3）（12）
19.295107
（17）
=(15)(16)
24.055557
小齒輪在齒面寬中點(diǎn)處的分度圓半徑
（18）
=0.02（1）＋1.06
1.2
齒輪收縮系數(shù)
（19）
＋（17）
575.683512
（20）
tan=
0.052112
0.057323
0.058006
(21)
1.001357
1.001642
1.001681
(22)
sin
0.052041
0.057229
0.057908
(23)
2.983099°
3.280776°
3.319778°
(24)
sin=
0.254374
0.25269
0.253125
(25)
tan＝
0.263026
0.261805
0.261646
(26)
tan＝
0.197855
0.261805
0.261646
（27）
cos
0.980983
0.976932
0.976373
(28)
sin=
0.259305
0.259249
0.259250
(29)
cos
0.965795
0.965810
0.965810
(30)
tan=
1.083367
1.083544
1.083540
(31)
(28)
-0.000604
-0.000670
-0.000649
(32)
(3)(31)
-0.000103
-0.000111
-0.000110
(33)
sin=(24)-(22)(32)
0.254780
0.253275
0.253189
(34)
tan
0.263033
0.261812
0.261717
(35)
tan＝
0.217573
0.218589
0.221262
(36)
12.2747°
12.3302°
12.4763°
小齒輪節(jié)錐角
(37)
cos
0.977139
0.976933
0.976385
(38)
sin=
0.260741
0.259255
0.259313
(39)
15.1140°
15.0258°
15.0292°
(40)
cos
0.965409
0.965809
0.965793
(41)
tan=
1.076566
1.080940
1.080839
(42)
47.1116°
47.2274°
47.2247°
小齒輪中點(diǎn)螺旋角
(43)
cos
0.680572
0.679090
0.679124
(44)
=(42)-(39)
31.9976°
32.2015°
32.1954°
(45)
0.848070
0.846175
0.846235
(46)
tan
0.624812
0.629772
0.629624
(47)
cot=
0.224621
0.225956
0.228714
(48)
77.3402°
77.2674°
77.1172°
大齒輪節(jié)錐角
(49)
sin
0.975688
0.975410
0.974482
(50)
cos
0.219160
0.220399
0.222957
(51)
24.60644
34.61071
24.62454
(52)
515.67485
512.77592
506.89281
(53)
(51)+(52)
540.28129
512.77592
531.51735
(54)
98.23312
98.04191
98.10705
(55)
76.96937
76.45803
75.58062
(56)
-tan=
0.039767
0.038897
0.037477
(57)
-
2.2772°
2.2274°
2.1462°
(58)
cos
0.999210
0.999244
0.999298
(59)
0.001740
0.0017084
0.001645
(60)
0.000048
0.0000477
0.0000465
(61)
(54)(55)
7560.9421
7496.0917
7414.9914
(62)
0.002812
0.002879
0.003038
(63)
(59)+(60)+(62)
0.004600
0.002879
0.004729
(64)
98.20739
97.413019
95.481492
（65）
＝
98.285036
97.413019
95.481492
（66）
0.969120
0.977795
0.997575
（67）
（3）（50）；1.0－（3）
0.03808
0.829270
（68）
；
（35）（37）
109.305051
0.216037
（續(xù)表）
（69）
（37）＋（40）（67）左
1.013147
（70）
＝（49）（51）
24.004694
（71）
z=(12)(47)-(70)
1.282165
大齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)到小齒輪軸線的距離，正號(hào)表示該節(jié)錐點(diǎn)越過(guò)小齒輪軸線負(fù)號(hào)表示該節(jié)錐點(diǎn)在大齒輪輪體與小齒輪軸線之間
（72）
＝
115.933580
在節(jié)平面內(nèi)大齒輪齒面寬中點(diǎn)錐距
（73）
＝
136.690780
大齒輪節(jié)錐距
（74）
（73）－（72）
20.757200
（75）
＝
8.397439
（76）
0.747056
（77）
－(76)
0.404903
（78）
45°
次論兩側(cè)壓力較的總和
（79）
sin
0.707107
（80）
=
22.5°
（81）
cos
0.923880
（83）
0.977521
(84)
=
251.771317
雙重收縮齒齒根角的總和（單位：分）
(85)
0.130
大齒輪齒頂高系數(shù)
(86)
＝1.150－（85）
1.02
(87)
＝（75）（85）
1.091667
大齒輪齒面寬中點(diǎn)處的齒頂高
(88)
＝（75）（85）＋0.05
8.615387
大齒輪齒面寬中點(diǎn)處的齒根高
(89)
＝（84）（85）
32.730271
大齒輪齒頂角（單位：分）
(90)
sin
0.009521
(91)
＝（84）－（89）
266.48488
大齒輪齒根位：分）
(92)
sin
0.063673
(93)
=(87)+(74)(90)
1.289296
大齒輪齒頂高
（94）
＝（88）＋（74）（90）
9.937060
大齒輪齒根高
（95）
c=0.150(75)+0.05
1.309616
徑向間隙
（96）
h=(93)+(94)
11.226356
大齒輪齒全高
（97）
＝（96）－（95）
9.916740
大齒輪工作高
（98）
＝（48）＋（89）
77.662712°
大齒輪的面錐角
（102）
sin
0.958653
（103）
cos
0.284575
(104)
cot
0.011208
(105)
=＋(6)
267.074915
大齒輪外圓直徑
(106)
（70）＋（74）（50）
28.632657
(107)
＝（106）－（93）（49）
27.375815
大齒輪外緣至小齒輪軸線距離
(108)
0.012423
(109)
－1.286751
(110)
＝（71）－（108）
1.831064
大齒輪面錐角頂點(diǎn)至小齒輪軸線距離
(111)
＝（71）＋（109）
0.556736
大齒輪根錐角頂點(diǎn)至小齒輪軸線距離
(112)
（12）＋（70）（104）
113.284345
(113)
sin＝
0.264820
(114)
cos=
0.964298
(115)
tan=
0.274625
(116)
sin=(103)(114)
0.274415
(117)
15.927161°
小齒輪面錐角
(118)
cos
0.961611
(119)
tan
0.285370
(120)
6.477493
(121)
＝
1.521425
小齒輪面錐角頂點(diǎn)至大齒輪軸線的距離
（122）
tan=
0.009742
（123）
;cos
0.558195°
0.999952
（124）
=(39)-(123)左；
cos
14.471084°
0.968274°
（125）
=(117)- (36); cos
3.440786°
0.998186°
（126）
(113)(67)右-(68)右
0.003570
－0.435644
（127）
1.032716
（128）
（68）左＋（87）（68）右
（129）
0.963358
（130）
（74）（127）
21.436292
（131）
＝（128）＋（130）（129）＋（75）（126）左
130.221694
小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離
（132）
（4）（127）－（130）
21.225206
（133）
＝（128）－（132）（129）＋（75）（126）右
85.435125
小齒輪的前緣之大齒輪軸線的距離
（134）
（121）＋（131）
131.743119
（135）
＝
75.191067
小齒輪外圓直徑
（136）
118.265536
（137）
sin=
0.253666
（138）
3.942185
（139）
cos
0.997634
（140）
14.501106
（141）
=
-9.907469
小齒輪根錐頂點(diǎn)至大齒輪軸線的距離
（142）
sin=(100)(139)
0.213160
（143）
12.307628°
小齒輪根錐角
（144）
cos
0.977017
（145）
tan
0.218175
（146）
0.156
最小齒側(cè)間隙允許值
（147）
0.207
最大齒側(cè)間隙允許值
（148）
（90）＋（92）
0.073194
（149）
（96）－（4）（148）
8.202712
（150）
＝（73）－（4）
95.38078
在節(jié)平面內(nèi)大齒輪內(nèi)錐距
3.2.3螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算
1、損壞形式及壽命在完成主減速器齒輪的幾何計(jì)算之后，應(yīng)對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，以保證其有足夠的強(qiáng)度和壽命以及安全可靠性地工作。
齒輪的損壞形 式常見(jiàn)的有輪齒折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等【12】。
表3—2汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋齒輪的許用應(yīng)力 ( N／mm)
計(jì)算載荷
主減速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力
主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力
差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力
，中的較小者
700
2800
980
210.9
1750
210.9
2、主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算
（1）單位齒長(zhǎng)上的圓周力
在汽車(chē)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(zhǎng)圓周力來(lái)估算，即
（3-8）
式中：——單位齒長(zhǎng)上的圓周力，N/mm；
P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大附著
力矩兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算。
按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算： （3-9）
式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此為245；
——變速器的傳動(dòng)比，在此為5.568；
——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在此取45.5mm.；
按上式計(jì)算：=1451.539 N／mm
表3—3 許用單位齒長(zhǎng)上的圓周力 (N／mm)
類(lèi)別
檔位
一檔
二檔
直接檔
轎車(chē)
893
536
321
載貨汽車(chē)
1429
250
公共汽車(chē)
982
214
牽引汽車(chē)
536
250
按最大附著： （3-10）
式中：——汽車(chē)滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，在此取27636N；
——輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85；
——輪胎的滾動(dòng)半徑，在此取0.405m；
——主減速器沖動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在此取266.5；
按上式計(jì)算：=1309.647 N／mm
校核后，齒輪設(shè)計(jì)符合相應(yīng)圓周力要求。
（2）輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算
汽車(chē)主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計(jì)算彎曲應(yīng)力為
（3-11）
式中：——齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩，對(duì)從動(dòng)齒輪，取，較小的者，即=7161.43
——超載系數(shù)，1.0；
——尺寸系數(shù)==0.711246；
——載荷分配系數(shù)取=1；
——質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋齒輪，文件齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，取1；
J——計(jì)算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，見(jiàn)圖3—1， =0.242（主動(dòng)），=0.178（從動(dòng)）。
相嚙合齒輪的齒數(shù)
求
綜
合
系
數(shù)
J
的
齒
輪
齒
數(shù)
圖3—1 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J
按計(jì)算： 主動(dòng)錐齒輪彎曲應(yīng)力= 682.26N／mm<700 N／mm
從動(dòng)錐齒輪彎曲應(yīng)力=258.66 N／mm<700 N／mm
綜上所述由表3—2，計(jì)算的齒輪滿足彎曲強(qiáng)度的要求。
（3）輪齒的接觸強(qiáng)度計(jì)算
螺旋錐齒輪齒面的計(jì)算接觸應(yīng)力（N／mm）為：
（3-12）
式中：——主動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩為=1364.16；
——材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取232.6；
——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，45.5mm；
，，同3.10；
——尺寸系數(shù)，=1；
——表面質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于制造精確的齒輪可取1；
F——齒面寬，取齒輪副中較小值即從動(dòng)齒輪齒寬41.35mm；
J—— 計(jì)算應(yīng)力的綜合系數(shù)，J =0.131，見(jiàn)圖3—2所示。
大齒輪齒數(shù)
圖3—2 接觸強(qiáng)度計(jì)算綜合系數(shù)J
按計(jì)算，=2753.47<2800 N／mm
由圖3.2輪齒齒面接觸強(qiáng)度滿足校核。
3.2.4主減速器的軸承計(jì)算
1、作用在主減速器主動(dòng)齒輪上的力
如圖3.3所示錐齒輪在工作過(guò)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
直于齒輪的軸線徑向力【13】。
。
圖3.3 主動(dòng)錐齒輪工作時(shí)受力情況
為計(jì)算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩。汽車(chē)在行駛過(guò)程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動(dòng)機(jī)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(shí)踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算。作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計(jì)算[10]：
(3.13)
式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，在此取245N·m；
，…——變速器在各擋的使用率，可參考表3.4選取0.5％，2％，5％，15％，77.5％；
，…——變速器各擋的傳動(dòng)比5.56，3.82，2.44，1.55，1；
，…——變速器在各擋時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)的利用率，可參考表3.4選取50％，60％，70％，70％，60％。
表3.4 及的參考值
變速器
檔位
車(chē)型
轎車(chē)
公共汽車(chē)
載貨汽車(chē)
III擋
IV擋
IV擋
IV擋帶
超速檔
IV擋
IV擋帶
超速檔
V擋
<80
>80
I
II
III
IV
V
1
9
90
1
4
20
75
0.8
2.5
16
80..7
2
6
27
65
1
4
15
50
—
1
3
11
85
0.5
3.5
7
59
—
0.5
2
5
15
77.5
I
II
III
IV
V
60
60
50
70
65
60
60
65
60
50
50
70
70
60
60
70
70
60
60
—
50
60
70
60
50
60
70
70
—
50
60
70
70
60
注：表中，其中——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，；——汽車(chē)總重，
，此處＝0.55。
經(jīng)計(jì)算=217.962 N·m
齒面寬中點(diǎn)的圓周力： （3-14）
式中：T——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動(dòng)齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩；
——該齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓半徑。
＝24.05mm，
=113.01mm
計(jì)算螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力根據(jù)條件選用表3—5中公式。
表3—5 圓錐齒輪軸向力與徑向力
主動(dòng)齒輪
軸向力
徑向力
螺旋方向
旋轉(zhuǎn)
方向
右
左
順時(shí)針
逆時(shí)針
右
左
逆時(shí)針
順時(shí)針
主動(dòng)齒輪的螺旋方向?yàn)樽?；旋轉(zhuǎn)方向?yàn)轫槙r(shí)針：
=2527.63 N （3-15）
= 6858.64 N （3-16）
從動(dòng)齒輪的螺旋方向?yàn)橛遥盒D(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針：
=5072.09 N （3-17）
=2626.26 N （3-18）
式中：——齒廓表面的法向壓力角20；
——主動(dòng)齒輪的節(jié)錐角12.47；
——從動(dòng)齒輪的節(jié)錐角77.12；。
——主動(dòng)錐齒輪螺旋角47.22；
——從動(dòng)錐齒輪螺旋角32.19。
2、主減速器軸承載荷的計(jì)算
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(shí)，還應(yīng)考慮徑向力所應(yīng)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。對(duì)于采用懸臂式的主動(dòng)錐齒輪和跨置式的從動(dòng)錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖3—4所示。
圖3—4主減速器軸承的布置尺寸
軸承A，B的徑向載荷分別為
= （3-19）
（3-20）
式中：已知P=9062.86N，=6858.64N，=2527.63N , ＝48.11mm,
a=40mm，b=100mm，c=140mm。
所以，軸承A的徑向力=17053.58 N，軸承B的徑向力=18868.42 N
軸承的壽命為
s （3-21）
式中： ——為溫度系數(shù)，在此取1.0；
——為載荷系數(shù)，在此取1.2；
Cr——額定動(dòng)載荷，N：其值根據(jù)軸承型號(hào)確定。
此外對(duì)于無(wú)輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋來(lái)說(shuō)，主減速器的從動(dòng)錐齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速為
r/min （3-22）
式中：——輪胎的滾動(dòng)半徑，0.405m；
——汽車(chē)的平均行駛速度，km/h;對(duì)于載貨汽車(chē)和公共汽車(chē)可取30～35 km/h，在此取33 km/h。
所以有上式可得=216.74 r/min
主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速=216.74×5.833=1264.25 r/min。
所以軸承能工作的額定軸承壽命：
h （3-23）
式中: 軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速，1264.25r/min。
若大修里程S定為100000公里，可計(jì)算出預(yù)期壽命即
= h （3-24）
所以=3030.3 h
對(duì)于軸承A和B，根據(jù)尺寸，在此A選用32206型軸承，在此B選用32207型軸承。
對(duì)于軸承B：d=40mm,D=80mm，Cr=105KN，e=0.37，在此徑向力=18868.42N，軸向力=2527.63N，所以=0.13
3030.3 h=
所以軸承B符合使用要求。[11]
對(duì)于軸承A：d=35mm,D=72mm，Cr=63.8KN，e=0.37，徑向力=17053.58N，軸向力=2527.63N ，所以=0.143030.3 h=
所以軸承A符合使用要求。
對(duì)于從動(dòng)齒輪的軸承C，D的徑向力
R= （3-27） （3-28）
已知：P=9062.86N，=5072.09N，=2626.26 N，a=254mm，b=140mm，c=114mm所以，軸承C的徑向力：=5060.35N；軸承D的徑向力：=5324.08N根據(jù)尺寸，軸承C，D均采用30213，其額定動(dòng)載荷Cr為160KN,D=120mm，d=65mm
T=32.75mm，e=0.35
對(duì)于軸承C，軸向力=5072.09N，徑向力=5060.35N，并且=1.0023>e， X=0.4，Y=1.7
所以Q==1.2(0.4×5072.09＋1.7×5060.35)=12757.72N
==22836.91>
所以軸承C滿足使用要求。
對(duì)于軸承D，軸向力=5072.09N，徑向力=5324.08N, 并且=0.95>e，X=0.4,Y=1.7。
所以Q==1.2(0.4×5072.09＋1.7×5324.08)= 13295.73N
==19899.41h >
所以軸承D滿足使用要求。
3.3 主減速器齒輪材料及熱處理
驅(qū)動(dòng)橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕（剝落）、磨損和擦傷等 [11]。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi用滲碳合金鋼制造的齒輪。
3.4 主減速器的潤(rùn)滑
主加速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤(rùn)滑，為此，通常是在從動(dòng)齒輪的前端靠近主動(dòng)齒輪處的主減速殼的內(nèi)壁上設(shè)一專(zhuān)門(mén)的集油槽，將飛濺到殼體內(nèi)壁上的部分潤(rùn)滑油收集起來(lái)再經(jīng)過(guò)近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(shí)的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的下端通向大端，并經(jīng)前軸承前端的回油孔流回驅(qū)動(dòng)橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)[12]。
3.5 本章小結(jié)
本章根據(jù)所給參數(shù)確定了主減速器計(jì)算載荷、并根據(jù)有關(guān)的機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械制造的標(biāo)準(zhǔn)對(duì)齒輪參數(shù)進(jìn)行合理的選擇，最后對(duì)螺旋錐齒輪的相關(guān)幾何尺寸參數(shù)進(jìn)行列表整理，并且對(duì)主動(dòng)、從動(dòng)齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核。對(duì)主減速器齒輪的材料及熱處理，主減速器的潤(rùn)滑給以說(shuō)明。
第4章 差速器設(shè)計(jì)
4.1 概述
汽車(chē)在行使過(guò)程中，左右車(chē)輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過(guò)的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車(chē)輪上的負(fù)荷不均勻而引起車(chē)輪滾動(dòng)半徑不相等。為此在驅(qū)動(dòng)橋的左右車(chē)輪間都裝有輪間差速器【7】。
4.2 對(duì)稱(chēng)式圓錐行星齒輪差速器原理
如圖4—1所示，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(dòng)齒輪6固連在一起，固為主動(dòng)件，設(shè)其角速度為；半軸齒輪1和2為從動(dòng)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)。
圖4.1 差速器差速原理
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4.1），其值為。于是==，即差速器不起作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。
+=（+）+(-)
即 + =2 （4-1）
若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù) （4-2）
式（4-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對(duì)稱(chēng)式圓錐齒輪差速器的運(yùn)動(dòng)特征方程式。
4.3 對(duì)稱(chēng)式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)
普通的對(duì)稱(chēng)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。由于其具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車(chē)上也很可靠等優(yōu)點(diǎn)，故廣泛用于各類(lèi)公路車(chē)輛上。
4.4 對(duì)稱(chēng)式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì)
4.4.1 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇
1、行星齒輪數(shù)目的選擇
載貨汽車(chē)多用4個(gè)行星齒輪。
2、行星齒輪球面半徑（mm）的確定
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
球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)確定：
（mm） （4-3）
式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，2.52～2.99，?。?.6；
——，取，較小的者即=7161.43。
經(jīng)計(jì)算=48.57~57.63mm，取=50.12mm
差速器行星齒輪球面半徑確定后，即根據(jù)下式預(yù)選其節(jié)錐距：
=（0.98～0.99） （4-4）
＝49.11～49.62mm ，取49.5mm
3、行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇
行星齒輪的齒數(shù)一般不應(yīng)少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14～25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在1.5～2范圍內(nèi)。 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n所整除，否則將不能安裝，即應(yīng)滿足：
= I （4-5）
式中： ，——左，右半軸齒數(shù)，=；
n——行星齒輪數(shù)，n=4；
I——任意整數(shù)。
取行星齒輪齒數(shù)=10，半軸齒輪齒數(shù)=20，滿足條件。
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和半軸齒輪的節(jié)錐角：
（4-6）
式中：——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)：
=4.427 （4-7）
由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)：GB/T12368-1990，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)=4.5mm；
確定模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：
（4-8）
5、壓力角
目前汽車(chē)差速器齒輪大都選用的壓力角
6、行星齒輪安裝孔直徑及其深度L的確定
行星齒輪安裝孔與行星齒輪名義直徑相同，而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(zhǎng)度，如圖4—3所示。
圖4—3安裝孔直徑及其深度L
=19（mm） =18 mm （4-9）
式中：——差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩6675.46；
n——行星齒輪數(shù)4；
——行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x，mm. ，是半軸齒輪齒面寬中點(diǎn)處的直徑，l=36mm；
[]——支承面的許用擠壓應(yīng)力，取為98MPa.。
4.4.2 差速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算
如表4—1計(jì)算步驟
表4—1 汽車(chē)差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算表（長(zhǎng)度單位mm）
序號(hào)
計(jì)算公式
數(shù)據(jù)
項(xiàng)目
（1）
=10
行星齒輪齒數(shù)
（2）
=20
半軸齒輪齒數(shù)
（3）
=4.5
模數(shù)
（4）