《轎車主減速器差速器設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《轎車主減速器差速器設計（43頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 轎車主減速器差速器設計 摘 要 汽車的驅動橋位于傳動系的末端，其基本功用是增大由傳動軸或者直接由變速器傳來的轉矩，將轉矩分配給左右車輪，并獲得差速要求。在驅動橋中，實現這一系列功用的主要部件有主減速器、差速器、半軸，還包括其他傳動裝置和橋殼。本設計主要就驅動橋的原理進行了仔細的了解與陳述，對桑塔納2000的驅動橋中的主減速器、差速器、半軸等重要部件等進行了詳細的設計。在設計過程中，根據汽車設計的原則與步驟，進行了詳細的計算。在設計過程中，還分析了有關部件需要采用的方法、可行性方案討論等，并對可能出現的故障進行了思考，最后就重要的部件與裝配用工程圖紙的方式展示。

2、關鍵詞：驅動橋 主減速器 差速器 半軸 The Design of the main reducer and Differential Abstract Vehicle drive axle at the end of the transmission system, the basic skills to use is to increase the transmission came directly from the drive shaft or torque, the

3、 torque distribution to the left and right wheels, and get differential requirements. In the drive axle, the realization of the usefulness of the main parts of this series are the main reducer, differential, axle, but also other transmission devices and axle. The main design principle of the drive a

4、xle was carefully understanding and statement, Santana 2000, the main reducer drive axle, differential, axle and other important components such as a detailed design. In the design process, according to the principles of automotive design and procedures, carried out a detailed calculation. In the de

5、sign process, but also analysis of the components need to adopt the method, the feasibility of the program discussions, and possible faults of thinking, the last on the important parts and the assembly showing the way with engineering drawings. Keywords：Drive axle Main reducer Differential

6、Axle 目 錄 摘 要 i Abstract ii 目 錄 iii 第一章 緒論 1 1.1 選題的背景與意義 1 1.2 研究的基本內容 1 1.2.1主減速器的作用 1 1.2.2主減速器的工作原理 1 1.2.3國內主減速器的狀況 1 1.2.4國內與國外差距 2 1.3 課題研究內容 2 第二章 驅動橋結構方案分析 4 第三章 主減速器的設計 6 3.1 主減速器概述 6 3.2 主減速器方案的選擇 6 3.3 主減速器主從動齒輪的支承形式 6 3.3.1主動雙曲面齒輪 6 3.3.2從動齒

7、輪 6 3.4 主減速器的基本參數選擇與設計計算 7 3.4.1主減速器計算載荷的確定 7 3.4.2主減速器基本參數的選擇 9 3.4.3主減速器準雙曲面圓錐齒輪的集合計算（由EXCEL生成） 11 3.4.4主減速器準雙曲面圓錐齒輪的強度計算 16 3.4.5主減速器齒輪的材料及熱處理 19 3.4.6主減速器軸承的計算 20 第四章 差速器設計 25 4.1 差速器的結構形式選擇 25 4.2 差速器齒輪的基本參數選擇 25 4.2.1行星齒輪數目的選擇 25 4.2.2行星齒輪球面半徑的確定 25 4.2.3行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇 26 4.2

8、.4差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 27 4.2.5壓力角 27 4.3 差速器齒輪的集合計算 28 4.4 差速器齒輪的強度計算 30 第五章 驅動半軸的設計 31 5.1 半浮式半軸計算載荷的確定 31 5.1.1半浮式半軸在上述第一種載荷工況下載荷 31 5.1.2半浮式半軸在上述第二種載荷工況下載荷 33 5.1.3半浮式半軸在上述第三種載荷工況下載荷 34 5.2 半軸花鍵的強度計算 34 5.3 半軸的結構設計、材料與熱處理方式 35 第六章 結論 36 參考文獻 37 致 謝 38

9、 iii 第一章 緒論 1.1選題的背景與意義 桑塔納型汽車是日常生活中常見的轎車，通過學校的實習我也對此車的構造及各總成的原理有了一定的了解，同時結合以前課堂學習的理論知識，對于進行汽車一些總成的設計有了一定的理論基礎，現選擇課題內容為對該汽車的使用性能的驅動橋（主減速器及差速器與殼體）進行設計。通過本課題可以進一步加深汽車構造、汽車設計及汽車各總成的工作原理、特別是本課題的驅動橋中主減速器及差速器與半軸的認識和了解；同時經過設計過程，了解學習一些現代汽車工業(yè)的新設計

10、方法及新技術；對于即將從事汽車行業(yè)工作的我也是一種鍛煉，為即將的工作做鋪墊。 1.2 研究的基本內容 1.2.1主減速器的作用 汽車傳動系的總任務是傳遞發(fā)動機的動力，使之適應于汽車行駛的需要。在一般汽車的機械式傳動中，有了變速器還不能解決發(fā)動機特性與汽車行駛要求間的矛盾和結構布置上的問題。而主減速器是在汽車傳動系中起降低轉速，增大轉矩作用的主要部件。當發(fā)動機縱置時還具有改變轉矩旋轉方向的作用。它是依靠齒數少的齒輪帶齒數多的齒輪來實現減速的，采用圓錐齒輪傳動則可以改變轉矩旋轉方向。汽車正常行駛時，發(fā)動機的轉速通常在200至3000r/min左右，如果將這么高的轉速只靠變速箱

11、來降低下來，那么變速箱內齒輪副的傳動比則需要很大，齒輪的半徑也相應加大，也就是說變速箱的尺寸會加大。另外，轉速下降，扭矩必然增加，也加大了變速箱與變速箱后一級傳動機構的傳動負荷。所以，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器，可以使主減速器前面的傳動部件，如變速箱、分動器、萬向傳動裝置等傳遞的扭矩減小，同時也減小了變速箱的尺寸和質量，而且操控靈敏省力。 1.2.2主減速器的工作原理 從變速器或分動器經萬向傳動裝置輸入驅動橋的轉矩首先傳到主減速器，主減速器的一對齒輪增大轉矩并相應降低轉速，以及當發(fā)動機縱置時還具有改變轉矩的旋轉方向。 1.2.3 國內主減速器的狀況

12、 現在國家大力發(fā)展高速公路網，環(huán)保、舒適、快捷成為汽車市場的主旋律。對整車主要總成之一的驅動橋而言，小速比、大扭矩、傳動效率高、成本低逐漸成為汽車主減速器技術的發(fā)展趨勢。 在產品上，國內汽車市場用戶主要以承載能力強、齒輪疲勞壽命高、結構先進、易維護等特點的產品為首選。目前己開發(fā)的產品，如陜西漢德引進德國撇N公司技術的485單級減速驅動橋，一汽集團和東風公司的13噸級系列車橋為代表的主減速器技術，都是在有效吸收國外同類產品新技術的基礎上，針對國內市場需求開發(fā)出來的高性能、高可靠性、高品質的車橋產品。這些產品基本代表了國內車用減速器發(fā)展的方向。通過整合和平臺化開發(fā)，目前國內市

13、場形成了457、460、480、500等眾多成型穩(wěn)定產品，并被用戶廣泛認可和使用。設計開發(fā)上，CAD、CAE等計算機應用技術，以及AUT優(yōu)AD、UG16、CATIA、proE等設計軟件先后應用于主減速器的結構設計和齒輪加工中，有限元分析、數模建立、虛擬試驗分析等也被采用;齒輪設計也初步實現了計算機編程的電算化。新一代減速器設計開發(fā)的突出特點是:不僅在產品性能參數上進一步進設計上完全遵從模塊化設計原則，產品配套實現車型的平臺化，造型和結構更加合理，更宜于組織批量生產，更適應現代工業(yè)不斷發(fā)展，更能應對頻繁的車型換代和產品系列化的特點，這些都對基礎件產品提出愈來愈高的配套要求，需要在產品設計上不斷地

14、進行二次開發(fā)和持續(xù)改進，以滿足快速多變的市場需求。 1.2.4 國內與國外差距 我國的車用減速器開發(fā)設計不論在技術上、制造工藝上，還是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齒輪制造技術缺乏獨立開發(fā)與創(chuàng)新能力，技術手段落后(國外己實現計算機編程化、電算化)。目前比較突出的問題是，行業(yè)整體新產品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放，相當比例的產品仍為中低檔次，缺乏有國際影響力的產品品牌，行業(yè)整體散亂情況依然嚴重。這需要我們加快技術創(chuàng)新、技術進步的步伐，提高管理水平，加快與國際先進水平接軌，開發(fā)設計適應中國國情的高檔車用減速器總成，由仿制到創(chuàng)新，早日縮小并消除與世界先進

15、水平的差距。目前，上汽集團、東風、一汽、北汽等各大汽車集團也正在開展合作項目，希望早日實與世界先進技術的接軌，爭取設計開發(fā)的新突破。 1.3 課題研究內容 車用減速器發(fā)展趨勢和特點是向著六高、二低、二化方向發(fā)展，即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高傳動效率，低噪聲、低成本，標準化、多樣化，計算機技術、信息技術、自動化技術廣泛應用。從發(fā)動機的大馬力、低轉速的發(fā)展趨勢以及商用車的最高車速的提升來看，公路用車橋減速器應該向小速比方向發(fā)展:在最大輸出扭矩相同時齒輪的使用壽命要求更高(齒輪疲勞壽命平均可達50萬次以上);在額定軸荷相同時，車橋的超載能力更強;主減速器齒輪使

16、用壽命更長、噪音更低、強度更大，潤滑密封性能更好;整體剛性好，速比范圍寬。 汽車主減速器的汽車驅動橋中的一個重要部件，汽車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組成。設計主減速器時應滿足如下基本要求： 1）選擇適當的主減速比，以保證汽車在給定條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性； 2）在各種足夠的強度和剛度，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； 3）驅動橋各零部件在強度高、剛性好、工作可靠及使

17、用壽命長的條件下，應力求做到質量小，特別是非懸掛質量應盡量小，以減少不平路面給驅動橋的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性； 4）外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性要求； 5）齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，無噪聲或低噪聲； 6）驅動橋總成及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； 7）在各種載荷和轉速工況下有高的傳動效率； 8）結構簡單，維修、保養(yǎng)方便；機件工藝性好，制造容易。 本次設計主要先了解驅動橋的原理，對桑塔納2000驅動橋中的主減速器、差速器、半軸等重要部件等進行了詳細的設計。在設計過程中，根據汽車設計的原則與步驟，進行了

18、詳細的計算。在設計過程中，還分析了有關部件需要采用的方法、可行性方案討論等，并對可能出現的故障進行了思考，最后對重要的部件與裝配關系用工程圖和部分三維模型表示出來。在本設計中還采用了AutoCAD和UG繪圖軟件分別進行了工程圖的繪制和實體造型，通過對AutoCAD的編輯工具與命令的運用，掌握了從AutoCAD基礎基礎零件的繪制→各類零件圖的創(chuàng)建與繪制的方法，并且理解了機械圖繪制的工作流程。另外還運用UG繪圖軟件，運用初步的操作繪制出了主減速器的主、從動錐齒輪，差速器的行星齒輪、半軸齒輪等的實體造型，為今后更好的學習和掌握各種應用軟件和技能打下堅實的基礎。

19、 第二章 驅動橋結構方案分析 由于要求設計的是家用型轎車，要設計這樣一個級別的驅動橋，一般選用非斷開式結構以與非獨立懸架相適應，該種形式的驅動橋的橋殼是一根支撐在左右驅動車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成，主減速器，差速器和半軸等所有傳動件都裝在其中，此時驅動橋，驅動車輪都屬于簧下質量。 驅動橋的結構形式有多種，基本形式有三種如下： 1)中央單級減速驅動橋。此是驅動橋結構中最為簡單的一種，是驅動橋的基本形式， 在載重

20、汽車中占主導地位。一般在主傳動比小于6的情況下，應盡量采用中央單級減速驅動橋。目前的中央單級減速器趨于采用雙曲線螺旋傘齒輪，主動小齒輪采用騎馬式支承， 有差速鎖裝置供選用。 2)中央雙級驅動橋。在國內目前的市場上，中央雙級驅動橋主要有2種類型：一類如伊頓系列產品，事先就在單級減速器中預留好空間，當要求增大牽引力與速比時，可裝入圓柱行星齒輪減速機構，將原中央單級改成中央雙級驅動橋，這種改制“三化”（即系列化，通用化，標準化）程度高， 橋殼、主減速器等均可通用，錐齒輪直徑不變；另一類如洛克威爾系列產品，當要增大牽引力與速比時，需要改制第一級傘齒輪后，再裝入第二級圓柱直齒輪或斜齒輪，變成要求的中央

21、雙級驅動橋，這時橋殼可通用，主減速器不通用， 錐齒輪有2個規(guī)格。 由于上述中央雙級減速橋均是在中央單級橋的速比超出一定數值或牽引總質量較大時，作為系列產品而派生出來的一種型號，它們很難變型為前驅動橋，使用受到一定限制；因此，綜合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅動橋存在。 3)中央單級、輪邊減速驅動橋。輪邊減速驅動橋較為廣泛地用于油田、建筑工地、礦山等非公路車與軍用車上。當前輪邊減速橋可分為2類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋；另一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅動橋。 ①圓錐行星齒輪式輪邊減速橋。由圓錐行星齒輪式傳動構成的輪邊減速器，輪邊

22、減速比為固定值2，它一般均與中央單級橋組成為一系列。在該系列中，中央單級橋仍具有獨立性，可單獨使用，需要增大橋的輸出轉矩，使牽引力增大或速比增大時，可不改變中央主減速器而在兩軸端加上圓錐行星齒輪式減速器即可變成雙級橋。這類橋與中央雙級減速橋的區(qū)別在于：降低半軸傳遞的轉矩，把增大的轉矩直接增加到兩軸端的輪邊減速器上 ，其“三化”程度較高。但這類橋因輪邊減速比為固定值2，因此，中央主減速器的尺寸仍較大，一般用于公路、非公路軍用車。 ②圓柱行星齒輪式輪邊減速橋。單排、齒圈固定式圓柱行星齒輪減速橋，一般減速比在3至4.2之間。由于輪邊減速比大，因此，中央主減速器的速比一般均小于3，這樣大錐齒輪就可取

23、較小的直徑，以保證重型汽車對離地問隙的要求。這類橋比單級減速器的質量大，價格也要貴些，而且輪穀內具有齒輪傳動，長時間在公路上行駛會產生大量的熱量而引起過熱；因此，作為公路車用驅動橋，它不如中央單級減速橋。 綜上所述，由于設計的驅動橋的傳動比為4.444，小于6。況且由于隨著我國公路條件的改善和物流業(yè)對車輛性能要求的變化，驅動橋技術已呈現出向單級化發(fā)展的趨勢，主要是單級驅動橋還有以下幾點優(yōu)點： (l) 單級減速驅動橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝簡單，成本較低， 是驅動橋的基本類型，在重型汽車上占有重要地位； (2) 汽車發(fā)動機向低速大轉矩發(fā)展的趨勢，使得驅動橋的傳動比向小速比發(fā)展；

24、 (3) 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，汽車使用條件對汽車通過性的要求降低。因此，汽車不必像過去一樣，采用復雜的結構提高通過性； (4) 與帶輪邊減速器的驅動橋相比，由于產品結構簡化，單級減速驅動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性提高。 單級橋產品的優(yōu)勢為單級橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產品設計的角度看， 本設計主減速比小于6下，應盡量選用單級減速驅動橋。 第三章 主減速器的設計 3.1 主減速器概述 桑塔納2000泛采用單級主傳動，該主傳動結構簡單，質量小，成

25、本低，使用簡單，但主傳動比不能太大，一般，而轎車一般為，因為進一步提高將增大從動輪直徑，從而減少離地間隙和使從動輪熱處理復雜。 單級主減速器有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪等兩種形式。 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。在此選用弧齒錐齒輪傳動，其特點是主、從動齒輪的軸線垂直交于一點。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負荷，加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動小。而弧齒錐齒輪還存在一些缺點，比如對嚙合精度比較敏感，齒輪副的錐頂稍有不吻合就會使工作條

26、件急劇變壞，并加劇齒輪的磨損和使噪聲增大；但是當主傳動比一定時，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪比相應的弧齒錐齒輪小，從而可以得到更大的離地間隙，有利于實現汽車的總體布置。 3.2 主減速器方案的選擇 因為如果保持主動齒輪軸徑不變，則雙曲面從動齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。所以一般情況下，當要求傳動比大于4．5而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更合理。 3.3 主減速器主從動齒輪的支承形式 3.3.1主動雙曲面齒輪 對于在轎車和裝載質量在2T一下的載貨汽車上，由于載荷較小，主減速器主動齒輪的軸線偏轉角的絕對值不大，所以主動錐齒輪最好采用結構簡單，布置方便及成本較低的

27、懸臂式支承， 3.3.2 從動齒輪 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軸承之間的分布即載荷離兩端軸承支承中心間的距離和d之比例而定。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端朝內相向，小端朝外相背。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(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，應是c等于或大于d。 圖3-1 從動錐齒輪支承形式 3.4 主減速器的基本參數選擇

28、與設計計算 按實際需要，桑塔納2000為前驅二輪驅動，根據汽車輪廓，查閱相關資料，初定主減速比為4.5，由于是較普通家用汽車，查閱桑塔納2000具體的功率可知： 表3-1 桑坦納2000有關參數 參數 發(fā)動機最大功率/kw及轉速/r/min 發(fā)動機最大轉矩/N.m轉速/r/min 主減速比i0 輪胎型號 變速器傳動比ig 最高檔 4.444 195/60R1486H 0.8 根據公式，由于4.444符合標準，故取主減速比為4.444. 3.4.1 主減速器計算載荷的確定 1）、按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的

29、計算轉矩 (3-1) 式中: ——發(fā)動機至所計算的主減速器從動錐齒輪之間的傳動系的最低擋傳 動比，在此取15.354，此數據此參考桑塔納2000車型； ——發(fā)動機的輸出的最大轉矩，此數據參考桑塔納2000車型在此取150； ——傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.9； ——該汽車的驅動橋數目在此取1； ——由于猛結合離合器而產生沖擊載荷時的超載系數，對于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取=1.0

30、，當性能系數>0時可取=2.0。 (3-2) （汽車滿載時的總質量在此取1640） 因為 所以 即 由以上各參數可求 (3-3) 2）、 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 (3-4) 式中 : ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，預設前橋所承載的負荷； ——輪胎對地面的附著系數，

31、對于安裝一般輪胎的公路用車，取0.85；對于越野汽車取1.0；對于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取1.25；故取值0.85； ——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為195/60R14，滾動半徑為0.287m； ，——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0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0。 所以 3）、 按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 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)的轉矩根據所謂的平均牽引力的值來確定：

32、 (3-5) 式中：——汽車滿載時的總重量，參考桑塔納2000在此取； ——所牽引的掛車滿載時總重量，但僅用于牽引車的計算，故為0； ——道路滾動阻力系數，對于轎車可取0.010～0.015；在此取0.012 ——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，對于轎車可取0.08，故在此取0.08； ——汽車的性能系數在此取0； ，，——見上式的說明。 所以 以上公式參考[1]式（3-10）～式（3-12） 3.4.2 主減速器

33、基本參數的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動齒輪的齒數和，主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。 1）、主、從動錐齒輪齒數和 選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素： 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輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不小于50； 3、主傳動比較小時，可取7～12，但還要考慮離地間隙； 4、對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。 以上要求參考[1]中表3-12、表3-13, 取=9、=40。

34、 2）、從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數 可根據經驗公式初選，即 （3-6） 式中：——直徑系數，一般取13.0～16.0； ——從動錐齒輪的計算轉矩，，為和中的較小者。 所以 初選 則 參考[1]，可取 故初選， 校核是否合適，其中 故此處 ，因此滿足校核。 3）、從動齒輪齒面寬F 雙曲面齒輪的齒面寬一般取為： 4）、雙曲面齒輪的偏移

35、距E 對于轎車、輕型客車、貨車、E值不應超過從動齒輪節(jié)錐距的40%，或接近于的20%。 故偏移距E可取 故初取偏移距 5）、中點螺旋角的選擇 雙曲面齒輪傳動由于有了偏移距E，使主、從動齒輪的中點螺旋角不等，且主動齒輪的大，從動齒輪的小。但是，在選擇螺旋角的時，應考慮它對齒面重疊系數輪齒強度和軸向力的影響。螺旋角應足夠大，以使。因愈大，傳動就愈平穩(wěn)、噪聲就愈低。對于轎車，應使。當時可得到很好的效果，但螺旋角過大會使軸向力過大，因此兼顧考慮。 汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35～40，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35，在此

36、初選用為40。 6）、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，驅動汽車前進。 7）、法向壓力角 加大壓力角可以提高輪齒的強度、減少齒輪不產生根切的最少齒數。對“格里森” 制主減速器螺旋錐齒輪來說，規(guī)定轎車選用1430或16的法向壓力角，為了避免非工作面壓力角過大，現代轎車用的“格里森”制雙曲面齒輪的平均壓力角為19

37、。 3.4.3 主減速器準雙曲面圓錐齒輪的集合計算（由EXCEL生成） 表3-2 雙曲面齒輪具體參數 序號 名稱 代號 數值 說明 1 小輪齒數 Z1 9 2 大輪齒數 Z2 40 3 齒數比的倒數 Z1/Z2 0.225 4 齒寬 b2 28 5 偏置距 E 30 6 大輪分度圓直徑 de2 180 7 刀盤名義直徑 rb 63.5 8 初選小輪螺旋角 βm1c 50.5 9 βmic正切值 tan βm1c 1.2130969669 10 初選大輪分度錐角之余

38、切值 cotδ2c 0.27 74.890424878 11 δ2c之正弦值 sinδ2c 0.96542908256 12 初定大輪中點分度圓半徑 rm2c 76.483992844 13 大、小輪螺旋角差角正弦值 sin△βc 0.37867887645 14 △βc之余弦值 cos△βc 0.92552812412 15 初定小輪擴大系數 Kc 1.3849023206 16 小輪小點分度圓半徑換算值 rm1H 17.20889839 17 初定小輪中點分度圓半徑 rm1c 23.8

39、32643315 18 輪齒收縮系數 H 1.28 19 近似計算公法線K1K2在大輪軸線上的投影 Q 307.10669089 20 大輪軸線在小輪回轉平面內偏置角正切 tanη 0.097685921181 21 η角余弦 cosη 1.0047599411 22 η角正弦 sinη 0.09722314474 23 大輪軸線在小輪回轉平面內偏置角 η 5.5792890756 24 初算大輪回轉平面內偏置角正弦 sinεc 0.36194391061 25 εc角正切 tanεc 0.3882

40、6856837 26 初算小輪分錐角正切 tanε1c 0.25040179057 27 δ1c角余弦 cosδ1c 0.97005072321 28 第一次校正螺旋角差值△β′的正弦 sin△β 0.37311854108 29 △β′角余弦 cos△β′ 0.92778367862 30 第一次校正小輪螺旋角正切 tanβ′m1 1.2251297956 31 擴大系數的修正量 △K -0.0044896714784 32 大輪擴大系數修正量的換算值 △KH -0.0010101760826 33

41、校正后大輪偏置角的正弦值 sinε 0.36204212311 34 ε角正切 tanε 0.38838981405 35 校正后小輪分度錐角正切 tanδ1 0.25032362133 36 δ1角 δ1 14.053693561 37 δ1角的余弦 cosδ1 0.97006858812 38 第二次校正后小輪螺旋角的正切值 sin△β 0.37321291251 39 △β值 △β 21.913902911 40 △β角余弦 cos△β 0.92774572051 41 第二次校正后小輪螺旋角

42、的正切值 tanβm1 1.2128919269 42 βm1值 βm1 50.4952455 43 βm1余弦 cosβm1 0.63614224879 44 確定大輪螺旋角 βm2 28.581342589 45 βm2余弦 cosβm2 0.87813880686 46 βm2正切 tanβm2 0.54479534259 47 大輪分錐角余切 cotδ′2 0.26981921424 48 δ′2值 δ′2 74.900079768 49 δ′2正切 sinδ′2 0.965472993

43、56 50 δ′2余切 cosδ′2 0.2605031645 51 Bic 24.488351963 52 B2c 293.60101246 53 兩背錐之和 B12 318.08936442 54 大輪錐距在螺旋線中點切線方向投影 T2 69.565448923 55 小輪錐距在螺旋線中點切線方向投影 T1 62.231743072 56 極限齒形角正切負值 Tanа0 0.11814744657 57 極限齒形角負值 а0 6.7381138688 58 △а0的余弦 cos△а

44、0 0.99309281897 59 B59 0.0058517651306 60 B60 0.00021923009765 61 B61 4329.1791441 62 B62 0.0016940176434 63 B63 0.0077650128716 64 B64 86.03934022 65 齒形中點曲率半徑 r′0 86.637762932 66 比較r′0與r0比值 V 0.73293674549 67 A67 0.058613212011 A7

45、0.775 68 A68 71.276110927 A8 0.24283108191 69 A69 1.0244467447 70 rm2圓心至軸線交叉點距離 Am2 23.642842477 71 大輪分錐頂點至軸線交叉點距離 Ao2 -3.005991626 72 大輪分錐上中點錐距 Rm2 79.219194482 73 大輪分錐上外錐距 R2 93.218557744 74 大輪分錐上齒寬之半 0.5bm 13.999363261 75 大輪在平均錐距上工作齒高 h′m 0

46、 K 76 A76 0.65619091471 77 A77 0.44326282315 78 兩側壓力角總和 аc 38 查表所得 79 sinаc 0.61566147533 80 平均壓力角 а 19 81 cosа 0.9455185756 82 tanа 0.34432761329 83 A83 1.2873287127 84 齒頂角與齒根角總和 θ∑ 5.6642463357 85 大輪齒頂高系數 h＊a2 0.17 查表所得 86 大輪齒根高系數

47、h＊f2 0.98 87 大輪中點齒頂高 ham2 0 88 大輪中點齒根高 hfm2 0.05 89 大輪齒頂角 θa2 0.96292187707 90 sinθa2 0.016805366064 91 大輪齒根角 θf2 4.7013244586 92 sinθf2 0.081961547041 93 大輪大端齒頂高 hae2 0.23526442427 94 大端齒根高 hfe2 1.1974094705 95 徑向間隙 c 0.05 96 大端齒高 he2 1

48、.4326738948 97 大輪大端工作齒高 h′e2 1.3826738948 98 大輪頂錐角 δa2 75.863001645 99 sinδa2 0.96971450037 100 cosδa2 0.24424124912 101 大輪根錐角 δf2 70.19875531 102 sinδf2 0.94087341001 103 cosδf2 0.33875835981 104 cotδf2 0.36004669301 105 大輪大端齒項圓直徑 dae2 180.

49、12257425 106 大端分度圓中心至軸線交叉點距離 Akm2 27.289720908 107 大輪輪冠至軸線交叉點距離 AKe2 27.06257946 108 大端頂圓齒頂與分度圓處齒高之差 △ham 1.3728861042 109 大端分度圓處與根圓處在齒高方向上高度差 △hmf 6.847815728 110 大輪頂錐錐頂到軸線交叉點距離 Aoa2 -4.3788777302 111 大輪根錐頂點到軸線交叉點的距離 Aof2 3.8418241021 112 A112 84.996520091

50、 113 修正后小輪軸線在大輪回轉平面內的偏置角正弦 sinε 0.35295562651 114 cosε 0.93564006205 115 tanε 0.37723440971 116 sinδa1 0.31695589279 117 小輪頂錐角 δa1 18.47892971 118 cosδa1 -0.99885023274 119 tanδa1 0.33418645322 120 A120 10.817947476 121 小輪頂錐頂點到軸線交叉點的距離 Aoa1

51、 -0.24505008951 122 A122 0.021353191544 123 A123 1.2232618582 A3 0.99977209854 124 A124 20.690641052 A4 0.9355017565 125 A125 4.4252361493 A5 0.99701886432 126 A126 0.030709528631 A6 -0.51637169246 127 A127 1.0687014659 128 A128

52、 71.276110927 129 A129 -1.0018368443 130 A130 14.961140039 131 小輪輪冠到軸線交叉點的距離 AKe1 56.287489603 132 14.962501006 133 小輪前輪冠到軸線交叉點的距離 Aki1 86.264732251 134 56.042439514 135 小輪大端齒頂圓直徑 dae1 37.457248182 136 82.438897486 137 在大輪回轉平面內偏置角正弦 sinε

53、 0.36390588563 138 大輪回轉平面內偏置角 ε 21.340264541 139 cosε 0.93143572317 140 -17.180804821 141 從小輪根錐頂點到軸線交叉點距離 Aof1 30.166312812 142 0.2274950245 143 小輪根錐角 δf1 13.14963809 144 cosδf1 0.97377924286 145 tanδf1 0.23362073711 146 允許的最小側隙 jnmin 查表

54、所得 147 允許的最大側隙 jnmax 查表所得 148 0.098766913106 149 -1.3327996722 150 大輪安裝距 65.218557744 3.4.4 主減速器準雙曲面圓錐齒輪的強度計算 在完成 主減速器齒輪的幾何計算之后，要驗算其強度，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠地工作。 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。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km或以

55、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.下表給出了汽車驅動橋齒輪的許用應力數值。 表3-3 汽車驅動橋的許用應力 計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應力 主減速器齒輪的許用接觸應力 差速器齒輪的許用彎曲應力 最大計算轉矩，中的較小者 700 2800 980 平均計算轉矩 210.9 1750 210.9 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

56、驅動橋的最大輸出轉矩和最大附著轉矩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。 1）、主減速器準雙曲面齒輪的強度計算 1、單位齒長上的圓周力 在汽車工業(yè)中，主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用在其齒輪上的假定單位壓力即單位齒長的圓周力來估算，即 （3-7） 式中：——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，； ——從動齒輪的齒面寬，在此取。 按發(fā)動

57、機最大轉矩計算： （3-8） 式中：——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取； ——變速器的傳動比，在此為； ——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取。 故上式 按最大附著力矩計算： （3-9） 式中：——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取； ——輪胎與地面的附

58、著系數，在此取； ——輪胎的滾動半徑，在此取。 故上式 以上公式參考[1]。 表3-4 汽車車橋設計表 參數 按發(fā)動機最大轉矩計算時 按驅動輪打滑轉 矩計算時 輪胎與地面 的附著系數 汽車類別 一擋 二擋 直接擋 轎車 893 536 321 893 0．85 貨車 1429 ---- 250 1429 0．85 大客車 982 ---- 2

59、14 ---- 牽引車 536 ---- 250 ---- 0．65 在現代汽車設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，單位齒長上的圓周力有時高出表的。 故上述兩種計算方法均符合標準。 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： (3-10) 式中： ——該齒輪的計算轉矩，； 　 ——超載系數；在此?。? 　 ——尺寸系數，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，

60、 　　　　　　 當時，，在此； 　 ——載荷分配系數，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，，當一個齒輪用騎馬式支承時取，支承剛度大時取最小值； 　 ——質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向 　　　　　　　跳動精度高時，可取； 　 ——計算齒輪的齒數； 　 ——端面模數； 　 ——計算彎曲應力的綜合系數（或幾何系數）。計算彎曲應力時本應采用輪齒中點圓周力與中點端面模數，今用大端模數，而在綜合系數中進行修正。按汽車車橋設計的圖2-114選取小齒輪的大齒輪。 故上式： 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 雙曲面

61、齒輪輪齒齒面的計算接觸應力為 （3-11） 式中： ——主動齒輪計算轉矩，； ——材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副?。? 　 ——尺寸系數，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經驗的情況下，可取； ——表面質量系數，決定于齒面最后加工的性質（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可?。? ——計算接觸應力的綜合系數（或稱幾何系數）。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、有

62、效尺寬及慣性系數的因素的影響，按汽車車橋設計圖3-131選取。 故上式 由于主、從動齒輪大小幾乎相當，所以均滿足接觸強度要求。 3.4.5 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繁重，與傳動系其他齒輪比較，具有載荷大、作用時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕、磨損和擦傷等。所以，多驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求： 1、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； 2、輪齒心部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪

63、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)律易于控制，以提高產品的質量、縮短制造時間、減少生產成本并將低廢品率； 　 4、選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。 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，經過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到58～64HRC，而芯部硬度較低，當端面模數時為32～45HRC，。 　 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

64、齒輪）在熱處理及經加工（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。 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。 3.4.6 主減速器軸承的計算 影響主減速器軸承使用壽命的主要外因是他的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，首先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。 1）、錐齒輪齒面上的作用力

65、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矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經常變化中。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矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式計算： 　 （3-12） 式中：——發(fā)動機最大轉矩，在此取； 　　　，...——變速器在各擋的使用率，可參考汽車車橋設計表3-41選取； 　　

66、　，...——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，可參考[1]設計表3-41選取 故上式 對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑，根據[1]式3-74所示： 、 經計算、 1、齒寬中點處的圓周力 根據汽車車橋設計式3-72所示： 齒寬中點處的圓周力為 式中： ——作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩見； ——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑。 故上式可得出主減速器主動齒輪赤寬中點處的圓周力： 2）、雙曲面齒輪的軸向力和徑向力 主動齒輪受力情況如下圖所示 圖3-2 雙曲面齒輪受力圖 如圖3-2，主動雙曲面齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針，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