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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計
第1章 緒 論
1.1研究目的和意義
輕型貨車在汽車行業(yè)中占有較大的比重，而主減速器是輕型貨車的一個重要部件，其設(shè)計的成功與否決定著車輛的動力性、舒適性、經(jīng)濟性等多方面的設(shè)計要求。這就對主減速器設(shè)計人員提出較高的要求。在我國傳統(tǒng)的設(shè)計方式中以手工繪圖或采用AutoCAD 繪制二維平面圖，做出成品進行試驗為主，無法滿足快速設(shè)計的需求，造成產(chǎn)品開發(fā)周期長、設(shè)計成本高。利用PRO/E及ANSYS軟件對主減速器的主要零件進行建模和分析校核，能夠大大提高設(shè)計的效率和質(zhì)量，為輕型貨車的研發(fā)縮短了寶貴的時間。同時，選擇輕型貨車減速器設(shè)計作為畢業(yè)設(shè)計題目，可以對大學四年所學的基礎(chǔ)課程和專業(yè)課程進行一次系統(tǒng)的復(fù)習，更最重要的是培養(yǎng)了我們綜合分析問題、理論聯(lián)系實際的能力，培養(yǎng)我們調(diào)查研究，正確熟練運用國家標準、手冊、圖冊等資料、工具的能力, 鍛煉自己的設(shè)計計算、數(shù)據(jù)處理、編寫技術(shù)資料、繪圖等獨立工作能力,為以后的工作打下基礎(chǔ)。
1.2 國內(nèi)外主減速器研究現(xiàn)狀
改革開放以來，中國的汽車工業(yè)得到了長足發(fā)展，尤其是加入WTO以后，我國的汽車市場對外開發(fā)，汽車工業(yè)逐漸成為世界汽車整體市場的一個重要組成部分。同樣，車用減速器也隨著整車的發(fā)展不斷成長和成熟起來。
隨著高速公路網(wǎng)狀況的改善和國家環(huán)保法規(guī)的完善，環(huán)保、舒適、快捷成為客車和貨車市場的主旋律。對整車主要總成之一的驅(qū)動橋而言，小速比、大扭矩、傳動效率高、成本低逐漸成為客車和貨車主減速器技術(shù)的發(fā)展趨勢。
產(chǎn)品上，國內(nèi)卡車市場用戶主要以承載能力強、齒輪疲勞壽命高、結(jié)構(gòu)先進、易維護等特點的產(chǎn)品為首選。目前己開發(fā)的產(chǎn)品，如陜西漢德引進德國公司技術(shù)的485單級減速驅(qū)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(shù)，都是在有效吸收國外同類產(chǎn)品新技術(shù)的基礎(chǔ)上，針對國內(nèi)市場需求開發(fā)出來的高性能、高可靠性、高品質(zhì)的車橋產(chǎn)品。這些產(chǎn)品基本代表了國內(nèi)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(nèi)市場形成了457、460、480、500等眾多成型穩(wěn)定產(chǎn)品，并被用戶廣泛認可和使用。設(shè)計開發(fā)上，設(shè)計軟件先后應(yīng)用于主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計和齒輪加工中，有限元分析、數(shù)模建立、虛擬試驗分析等也被采用;齒輪設(shè)計也初步實現(xiàn)了計算機編程的電算化。新一代減速器設(shè)計開發(fā)的突出特點是:不僅在產(chǎn)品性能參數(shù)上進一步進設(shè)計上完全遵從模塊化設(shè)計原則，產(chǎn)品配套實現(xiàn)車型的平臺化，造型和結(jié)構(gòu)更加合理，更宜于組織批量生產(chǎn)，更適應(yīng)現(xiàn)代工業(yè)不斷發(fā)展，更能應(yīng)對頻繁的車型換代和產(chǎn)品系列化的特點，這些都對基礎(chǔ)件產(chǎn)品提出愈來愈高的配套要求，需要在產(chǎn)品設(shè)計上不斷地進行二次開發(fā)和持續(xù)改進，以滿足快速多變的市場需求。
與國外相比，我國的車用減速器開發(fā)設(shè)計不論在技術(shù)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(shù)缺乏獨立開發(fā)與創(chuàng)新能力，技術(shù)手段落后。目前比較突出的問題是，行業(yè)整體新產(chǎn)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(chǎn)品仍為中低檔次，缺乏有國際影響力的產(chǎn)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(shù)創(chuàng)新、技術(shù)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(shè)計適應(yīng)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水平的差距。近幾年來，國內(nèi)汽車生產(chǎn)廠家，如重汽集團、福田汽車、江淮汽車等通過與國外卡車巨頭，如沃爾沃、通用、五十鈴、現(xiàn)代、奔馳、雷諾等進行合資合作，在車橋減速器的開發(fā)上取得了顯著的進步。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(shù)的接軌，爭取設(shè)計開發(fā)的新突破[3]。
總體來說，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(shù)、信息技術(shù)、自動化技術(shù)廣泛應(yīng)用。從發(fā)動機的大馬力、低轉(zhuǎn)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(yīng)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;在額定軸荷相同時，車橋的超載能力更強;主減速器齒輪使用壽命更長、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。
1.3 設(shè)計的主要內(nèi)容
設(shè)計出小型低速載貨汽車主減速器、差速器、等傳動裝置及橋殼等部件。使設(shè)計出的產(chǎn)品使用方便，材料使用最少，經(jīng)濟性能最高。
a. 提高汽車的技術(shù)水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更經(jīng)濟，更舒適，更機動，更方便，動力性更好，污染更少。
b. 改善汽車的經(jīng)濟效果，調(diào)整汽車在產(chǎn)品系列中的檔次，以便改善其市場競爭地位并獲得更大的經(jīng)濟效益
了解輕型商用車主減速器的基本結(jié)構(gòu)，基本形狀，工作原理和設(shè)計方法，再依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的主減速器作為設(shè)計原型，在給定變速器輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，獨立設(shè)計出符合要求的主減速器。首先確定主減速器的結(jié)構(gòu)形式；其次，據(jù)所給汽車參數(shù)合理的分配主減速器主、從動齒輪模數(shù)，齒數(shù)，計算出主減速器的相關(guān)數(shù)據(jù)，并對主減速器齒輪進行強度校核；然后選擇合適該汽車使用的差速器類型，并對行星齒輪和半軸齒輪模數(shù)，齒數(shù)進行合理的分配并計算校核， 最后，利用Pro/E建模ANSYS軟件對主減速器的主要零件進行分析校核，設(shè)計出符合該汽車使用的主減速器，并繪制出裝配圖和零件圖。
第2章 主減速器結(jié)構(gòu)方案確定
2.1 輕型貨車參數(shù)
車型：東風EQ1060F
驅(qū)動形式：4×2
裝載質(zhì)量：3噸
總質(zhì)量：6噸
發(fā)動機最大功率：71kw 轉(zhuǎn)速：3200轉(zhuǎn)/分
發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩：245 轉(zhuǎn)速：2200轉(zhuǎn)/分
輪胎型號：7.50—16
主減速器比：i0=6.73
變速器傳動比ig 低檔— 4.71 ；高檔 V擋—0.78
最高車速：90 km/h
2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案
主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，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(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。
2.2.1 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。
懸臂式支承結(jié)構(gòu)(圖2.1 a)的特點是在錐齒輪大端一側(cè)采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度倪和增加兩支承間的距離b，以改善支承剛度，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應(yīng)大于2.5倍的懸臂長度a，且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸a。為了方便拆裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。靠近齒輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關(guān)[4]。
懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。
(a)主動錐齒輪懸臂式 (b)主動錐齒輪跨置式 (c)從動錐齒輪
圖2.1 主減速器錐齒輪的支承形式
跨置式支承結(jié)構(gòu)(圖2.1 b)的特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側(cè)軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難?？缰檬街С兄械膶蜉S承都為圓柱滾子軸承，并且內(nèi)外圈可以分離或根本不帶內(nèi)圈。它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個軸承[5]。
在本設(shè)計中，由于載荷量超過2噸，故采用跨置式。
2.2.2 從動錐齒輪的支承
圖2.2 從動錐齒輪輔助支承 圖2.3 主、從動錐齒輪的許用偏移量
從動錐齒輪的支承(圖2.1 c)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關(guān)。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(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應(yīng)不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70％。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應(yīng)盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。
在具有大的主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(shè)輔助支承(圖2.2)。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應(yīng)保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖2.3所示[6]。
2.3 主減速器齒輪的類型分析
主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。
主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。
1、螺旋錐齒輪傳動
螺旋錐齒輪傳動(圖2.4a)的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。
(a)螺旋錐齒輪傳動 (b)雙曲面齒輪傳動 (c)圓柱齒輪傳動 (d)蝸桿傳動
圖2.4 主減速器齒輪傳動形式
2、雙曲面齒輪傳動
雙曲面齒輪傳動(圖2.4b)的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離E，此距離稱為偏移距。由于偏移距E的存在，使主動齒輪螺旋角β1大于從動齒輪螺旋角β2。根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比：
(2.1)
式中：
F1、F2 主、從動齒輪的圓周力,N;
β1 、β2 主、從動齒輪的螺旋角。
螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開圖上的齒線任意一點A的切線TT與該點和節(jié)錐頂點連線之間的夾角。在齒面寬中點處的螺旋角稱為中點螺旋角(圖2.5)。通常不特殊說明，則螺旋角系指中點螺旋角。
圖2.5雙曲面齒輪副受力情況
雙曲面齒輪傳動比為：
(2.2)
式中：
i0s 雙曲面齒輪傳動比；
r1 主動齒輪平均分度圓半徑，mm；
r2 從動齒輪平均分度圓半徑，mm。
螺旋錐齒輪傳動比i0L為：
(2.3)
令，則i0s=Ki0L。由于β1>β2，所以系數(shù)K>1，一般為1.25～1.50[7]。
3、圓柱齒輪傳動
圓柱齒輪傳動(圖2.4c)一般采用斜齒輪，廣泛應(yīng)用于發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動的轎車驅(qū)動橋(圖2.6)和雙級主減速器貫通式驅(qū)動橋。
4、蝸桿傳動
蝸桿(圖2.4d)傳動與錐齒輪傳動相比有如下優(yōu)點：
(1)在輪廓尺寸和結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下，可得到較大的傳動比(可大于7)。
(2)在任何轉(zhuǎn)速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲。
(3)便于汽車的總布置及貫通式多橋驅(qū)動的布置。
(4)能傳遞大的載荷，使用壽命長。
5、結(jié)構(gòu)簡單，拆裝方便，調(diào)整容易。
但是由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低。
蝸桿傳動主要用于生產(chǎn)批量不大的個別重型多橋驅(qū)動汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動機的大客車上[8]。
圖2.6 發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動轎車驅(qū)動橋
2.4 主減速器的減速形式
主減速器的減速形式可分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單雙級貫通、單雙級減速配以輪邊減速等[9]。
2.4.1 單級主減速器
圖2.7 單級主減速器
可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。但是其主傳動比i0不能太大，一般i0≤7，進一步提高i0將增大從動齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動齒輪熱處理困難。
單級主減速器廣泛應(yīng)用于轎車和輕、中型貨車的驅(qū)動橋中。
2.4.2雙級主減速器
雙級主減速器與單級相比，在保證離地間隙相同時可得到大的傳動比，i0一般為7～12。但是尺寸、質(zhì)量均較大，成本較高。它主要應(yīng)用于中、重型貨車、越野車和大客車上。
整體式雙級主減速器有多種結(jié)構(gòu)方案：第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒輪(圖2.9a)；第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪；第一級為行星齒輪，第二級為錐齒輪(圖2.9b)；第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪(圖2.9c)。對于第一級為錐齒輪、第二級為圓柱齒輪的雙級主減速器，可有縱向水平(圖2.9d)、斜向(圖2.9e)和垂向(圖2.9f)三種布置方案。
在具有錐齒輪和圓柱齒輪的雙級主減速器中分配傳動比時，圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動比的比值一般為1.4～2.0，而且錐齒輪副傳動比一般為1.7～3.3，這樣可減小錐齒輪嚙合時的軸向載荷和作用在從動錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時可使主動錐齒輪的齒數(shù)適當增多，使其支承軸頸的尺寸適當加大，以改善其支承剛度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性。
圖2.8 雙級主減速器
雙速主減速器(圖2.8)內(nèi)由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動比。它與普通變速器相配合，可得到雙倍于變速器的擋位。雙速主減速器的高低擋減速比是根據(jù)汽車的使用條件、發(fā)動機功率及變速器各擋速比的大小來選定的。大的主減速比用于汽車滿載行駛或在困難道路上行駛，以克服較大的行駛阻力并減少變速器中間擋位的變換次數(shù)；小的主減速比則用于汽車空載、半載行駛或在良好路面上行駛，以改善汽車的燃料經(jīng)濟性和提高平均車速。
雙速主減速器的換擋是由遠距離操縱機構(gòu)實現(xiàn)的，一般有電磁式、氣壓式和電一氣壓綜合式操縱機構(gòu)。由于雙速主減速器無換擋同步裝置，因此其主減速比的變換是
在停車時進行的。雙速主減速器主要在一些單橋驅(qū)動的重型汽車上采用[10]。
(a) (b) (c)
(d) (e)
圖2.9 雙級主減速器布置方案
2.4.3貫通式主減速器
貫通式主減速器(圖2.10 a,b)根據(jù)其減速形式可分成單級和雙級兩種。單級貫通式主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單，體積小，質(zhì)量小，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性等優(yōu)點，主要用于輕型多橋驅(qū)動的汽車上。
根據(jù)減速齒輪形式不同，單級貫通式主減速器又可分為雙曲面齒輪式及蝸輪蝸桿式兩種結(jié)構(gòu)。雙曲面齒輪式單級貫通式主減速器(圖2.10a)是利用雙曲面齒輪副軸線偏移的特點，將一根貫通軸穿過中橋并通向后橋。但是這種結(jié)構(gòu)受主動齒輪最少齒數(shù)和偏移距大小的限制，而且主動齒輪工藝性差，主減速比最大值僅在5左右，故多用于輕型汽車的貫通式驅(qū)動橋上。當用于大型汽車時，可通過增設(shè)輪邊減速器或加大分動器速比等方法來加大總減速比。蝸輪蝸桿式單級貫通式主減速器(圖2.10 b)在結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下可得到較大的速比。它使用于各種噸位多橋驅(qū)動汽車的貫通式驅(qū)動橋的布置。另外，它還具有工作平滑無聲、便于汽車總布置的優(yōu)點。如蝸桿下置式布置方案被用于大客車的貫通式驅(qū)動橋中，可降低車廂地板高度。
對于中、重型多橋驅(qū)動的汽車，由于主減速比較大，多采用雙級貫通式主減速器。根據(jù)齒輪的組合方式不同，可分為錐齒輪一圓柱齒輪式和圓柱齒輪一錐齒輪式兩種形式。錐齒輪一圓柱齒輪式雙級貫通式主減速器(圖2.10a)可得到較大的主減速比，但是結(jié)構(gòu)高度尺寸大，主動錐齒輪工藝性差，從動錐齒輪采用懸臂式支承，支承剛度差，拆裝也不方便[11]。
(a) 錐齒輪一圓柱齒輪式 （b）圓柱齒輪一錐齒輪式
1-貫通軸 2-軸間差速器
圖2.10 雙級貫通式主減速器
2.4.4 單雙級減速配輪邊減速器
在設(shè)計某些重型汽車、礦山自卸車、越野車和大型公共汽車的驅(qū)動橋時，由于傳動系總傳動比較大，為了使變速器、分動器、傳動軸等總成所受載荷盡量小，往往將驅(qū)動橋的速比分配得較大。當主減速比大于12時，一般的整體式雙級主減速器難以達到要求，此時常采用輪邊減速器。這樣，不僅使驅(qū)動橋的中間尺寸減小，保證了足夠的離地間隙，而且可得到較大的驅(qū)動橋總傳動比。另外，半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件由于所受載荷大為減小，使它們的尺寸可以減小。但是由于每個驅(qū)動輪旁均設(shè)一輪邊減速器，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。
綜上分析，本設(shè)計中采用單級減速器就能滿足要求。
2.5 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)。對主減速器型式確定中主要從主減速器齒輪的類型、主減速器的減速形式、主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇、從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇。
第3章 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇與計算
3.1主減速器齒輪計算載荷的確定
1、按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tce
(3.1)
(3.2)
式中：
——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩245 ；
由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪間的傳動系最低檔傳動比31.7；
傳動系上述傳動部分的傳動效率， =0.9；
由于“猛接合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，取1；
n 該車驅(qū)動橋數(shù)目，n取1；
汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷；
輪胎對地面的附著系數(shù)，取0.85；
——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動比和傳動效率。
2、主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為：
(3.3)
式中:
Ga 汽車滿載總質(zhì)量，N；
GT 所牽引的掛車的滿載總質(zhì)量，N；但僅用于牽引車的計算；
rr 車輪滾動半徑，m；
fR 道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.015~0.02；
fH 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車取0.05~0.09。
表3.1 車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力
計算載荷
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
3.2主減速器齒輪參數(shù)的選擇
1、 主、從動齒數(shù)的選擇
選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素：為了磨合均勻，z1，z2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度，主、從動齒輪齒數(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度對于商用車z1一般不小于6；主傳動比i0較大時，z1盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。對于不同的主傳動比，z1和z2應(yīng)有適宜的搭配[12]。
主減速器的傳動比為6.73，初定主動齒輪齒數(shù)z1=7，從動齒輪齒數(shù)z2=41。
2、從動錐齒輪節(jié)圓直徑d2及端面模數(shù)mt的選擇
根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩見式3.1和式3.2并取兩式計算結(jié)果中較小的一個作為計算依據(jù)，按經(jīng)驗公式選出：
(3.4)
式中：
Kd2——直徑系數(shù)，取Kd2=13～15.3；
Tj——計算轉(zhuǎn)矩，N·m，取，較小的，=6989.5。
計算得， d2=286.796mm
d2選定后，可按式m=d2/z2算出從動齒輪大端模數(shù)，并用下式校核:
(3.5)
所以有：d1=49mm d2=287mm。
3、螺旋錐齒輪齒面寬的選擇
通常推薦圓錐齒輪從動齒輪的齒寬F為其節(jié)的錐距0.3倍。對于汽車工業(yè)，主減速器螺旋錐齒輪面寬度推薦采用：
F=0.155=45mm
4、錐齒輪螺旋方向
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(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(yīng)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。
5、法向壓力角a的選擇
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，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，載貨汽車可選用20°壓力角。
6、主從動錐齒輪幾何計算
計算結(jié)果如表
表3.2 主減速器齒輪的幾何尺寸計算用表
序號
項 目
計 算 公 式
計 算 結(jié) 果
1
主動齒輪齒數(shù)
7
2
從動齒輪齒數(shù)
41
3
模數(shù)
7
4
齒面寬
=45mm
5
工作齒高
8.3mm
6
全齒高
=13.22mm
7
法向壓力角
=20°
8
節(jié)圓直徑
=
49mm
=287mm
9
節(jié)錐角
arctan
=90°-
=9.69°
=80.31°
10
節(jié)錐距
A==
A=145.58mm
11
齒頂高
=8.61mm
=3.29mm
12
齒根高
=
=4.61mm
=9.93mm
13
外圓直徑
=
=65.97mm
=288.11mm
3.3主減速器錐齒輪的強度校核
主減速器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，對于主減速器齒輪的材料及熱處理應(yīng)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(yīng)有高的硬度；
（2）輪齒心部應(yīng)有適當?shù)捻g性以適應(yīng)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；
（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(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達到58～64HRC，而心部硬度較低，當端面模數(shù)〉8時為29～45HRC。
對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當端面模數(shù)m≤5時， 為0.9～1.3mm
當端面模數(shù)m>5～8時，為1.0～1.4mm
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0.005～0.010mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應(yīng)用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。
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： (3.6)
式中：
p——單位齒長上的圓周力，N/mm；
P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Te max和最大附著力矩G2Φrr兩種載荷工況進行計算。
按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時：
(3.7)
式中：
Te max——發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取245N·m；
ig —— 變速器的傳動比；
d1 —— 主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取49mm。
按上式計算一檔時： N／mm
表3.3 許用單位齒長上的圓周力[p] (N／mm)
類別
檔位
一檔
二檔
直接檔
轎車
893
536
321
載貨汽車
1429
250
公共汽車
982
214
牽引汽車
536
250
由表可知p<[p]=1429 N／mm，因此錐齒輪的表面耐磨性滿足要求。
2、輪齒的彎曲強度計算
汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應(yīng)力σw(N／mm2)為：
(3.8)
式中：
——齒輪計算轉(zhuǎn)矩；
K0——超載系數(shù)，1.0；
Ks——尺寸系數(shù)；
Km——載荷分配系數(shù)取Km =1；
Kv——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取1；
J——計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，查表得，J=0.2
按Tje計算：
主動錐齒輪彎曲應(yīng)力σw1=439.2 N／mm<700 N／mm
從動錐齒輪彎曲應(yīng)力σw2=666.67 N／mm<700 N／mm
按Tjm計算：
主動錐齒輪彎曲應(yīng)力σw1=106.71 N／mm<210.9N／mm
從動錐齒輪彎曲應(yīng)力σw2=161.22 N／mm<210.9N／mm
綜上所述計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。
3、輪齒的接觸強度計算
螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應(yīng)力σj（N／mm）為：
(3.9)
式中：
Tjz——主動齒輪計算轉(zhuǎn)矩；
Cp——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6N1/2/mm；
d1——主動齒輪節(jié)圓直徑，49.84mm；
Ks——尺寸系數(shù)，Ks =1；
Kf——表面質(zhì)量系數(shù)，對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齒輪齒寬37.64mm；
大齒輪齒數(shù)
J—— 計算應(yīng)力的綜合系數(shù)，J =0.2。
接觸強度計算用J
小齒輪齒數(shù)
圖3.1 接觸強度計算綜合系數(shù)J
按Tje計算：
σj=2478.96<2800 N／mm
按Tjm計算：
σj=1221.77<1750N／mm
接觸強度滿足校核。
3.4主減速器的軸承選擇
軸承的計算主要是計算軸承的壽命。設(shè)計時，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸初步確定軸承的型號，然后驗算軸承壽命。影響軸承壽命的主要外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，應(yīng)先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。
1、作用在主減速器主動齒輪上的力
如圖 所示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。
圖3.2 主動錐齒輪工作時受力情況
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(yīng)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[13]：
(3.10)
式中：
——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，在此取245N·m；
fi1，fi2…fi2R——變速器在各擋的使用率，可參考選取0.5％，2％，5％，15％，77.5％；
ig1，ig2…igR——變速器各擋的傳動比4.71，3.82，2.44，1.55，0.78；
fT1，fT2…fTR——變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參選取50％，60％，70％，70％，60％。
表 3.4 及的參考值
變速器
檔位
車型
轎車
公共汽車
載貨汽車
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Kr=Te max/(0.1Ga)，
式中：
Te max——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N·m；
Ga——汽車總重，kN。
經(jīng)計算Td=232.34N·m
齒面寬中點的圓周力P為：
=11490.6N (3.11)
式中：
T——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動齒輪的當量轉(zhuǎn)矩T1d；
dm——該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。對于螺旋錐齒輪：
由此可得：
d1m＝40.44mm
d2m =242.6mm；
計算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
主動齒輪
軸向力
徑向力
螺旋方向
旋轉(zhuǎn)
方向
右
左
順時針
反時針
右
左
反時針
順時針
主動齒輪的螺旋方向為左；旋轉(zhuǎn)方向為順時針：
=8783.08N (3.12)
= 3698.31N (3.13)
式中：
α——齒廓表面的法向壓力角20；
γ1——主動齒輪的節(jié)錐角9.69；
γ2——從動齒輪的節(jié)錐角80.31。
因為輸入軸的軸向力等于輸出軸的徑向力，輸入軸的徑向力等于輸出軸的軸向力，所以： N
N
2、主減速器軸承載荷的計算
圖 3.3 主減速器軸承的布置尺寸
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(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。當主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已初步確定，計算出齒輪的軸向力、徑向力圓周力后，則可計算出軸承的徑向載荷。
對于采用跨置式的主動錐齒輪和跨置式的從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖3.4所示
軸承A，B的徑向載荷分別為：
= (3.14)
(3.15)
式中：已知P，R1，A1 , d1m , a=35mm，b=20mm，c=15mm。
所以，軸承A的徑向力RA=7641.7N
軸承B的徑向力RB=9062.3N
軸承的壽命為：
(3.16)
式中：
ft ——為溫度系數(shù)，在此取1.0；
fp ——為載荷系數(shù)，在此取1.2；
Cr——額定動載荷，N：其值根據(jù)軸承型號確定。
此外對于無輪邊減速器的驅(qū)動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉(zhuǎn)速為：
r/m (3.17)
式中：
rr——輪胎的滾動半徑，0.373m；
vam——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35 km/h。
所以有上式可得n2==242.9 r/min
主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)速n1=242.9×6.73=1645.6 r/min。
所以軸承能工作的額定軸承壽命：
(3.18)
式中: n 軸承的計算轉(zhuǎn)速，1645.6r/min。
若大修里程S定為100000公里，可計算出預(yù)期壽命即：
(3.19)
所以==2941.18 h
對于軸承A和B，分別是單獨一個軸承，根據(jù)尺寸，在此軸承A選用N205E型軸承，d=25mm,D=52mm，Cr=27.5KN[14]。
對于軸承A，在此徑向力RA=7641.7N，軸向力A=8783.08.N。
當量動載荷：
Q=RA=7641.7N (3.20)
所以軸承的使用壽命為：
==8127.54h>2941.18 h=
所以軸承A符合使用要求。
對于軸承B，徑向力RB=9062.3N，軸向力A=3698.3，所以A/R=0.47>e
X=0.4,Y=1.6
當量動載荷：
Q= fd(XRB+YA)
式中：fd——沖擊載荷系數(shù)在此取1.2；
所以，Q=1.2（0.4×12255.53+1.6×7204.88）=19715.7N
===3731.02 h>3076.9 h=
所以軸承B符合使用要求。
軸承C,D的徑向載荷
=7170.8 N （3.21）
=7685.1 N （3.22）
上式=210㎜ =120㎜ =90㎜
因為軸承C，D是對稱安裝，且型號承受載荷相同，所以C,D的軸承壽命相同，所以計算軸承C的壽命即可。
按當量轉(zhuǎn)矩求出軸承的徑向載荷及軸向載荷以后，即可按下式求軸承的當量動載荷:
N
式中：
——徑向系數(shù)；
——軸向系數(shù)。
對單列圓錐滾子軸承來說，當時， =1， =0；當時，，值及判斷參數(shù)見軸承手冊或產(chǎn)品樣本。
因為軸承型號均為30211，所以=0.4。
所以對于前軸承C來說，，所以=0.4，=1.7；
N （3.23）
在實際中，常以小時數(shù)表示軸承的額定壽命：
對于軸承C：
=5192.96 h >2941.18 h=
（3.24）
式中：
——軸承計算轉(zhuǎn)速，；可根據(jù)汽車的平均行駛速度計算。對于主減速器主動齒輪軸承的計算轉(zhuǎn)速為
=242.9 （3.25）
式中：
——輪胎滾動半徑，m；
——汽車的平均行駛速度，km/h；對于載貨汽車可取為30-35 km/h。取35km/h；
所以軸承C，D符合使用要求。
3.5主減速器相關(guān)零部件的設(shè)計
3.5.1差速器的設(shè)計
汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過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、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；這樣，如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，一方面會加劇輪胎磨損，另一方面會使轉(zhuǎn)向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅(qū)動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。
差速器是個差速傳動機構(gòu)，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，用來保證各驅(qū)動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。差速器可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。[20]
1、對稱式圓錐行星齒輪差速器原理
對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構(gòu)。如圖3.5所示，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(shè)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。
圖3.4 差速器差速原理
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，還繞本身的軸5以角速度自轉(zhuǎn)時（圖），嚙合點A的圓周速度為=+，嚙合點B的圓周速度為=-。于是
+=（+）+(-)
即 + =2 （3.26）
若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)表示，則
（3.27）
式（3.27）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速之和等于差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍，而與行星齒輪轉(zhuǎn)速無關(guān)。因此在汽車轉(zhuǎn)彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應(yīng)轉(zhuǎn)速自轉(zhuǎn)，使兩側(cè)驅(qū)動車輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動而無滑動。
由式（3.27）還可以得知：當任何一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時，另一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍；當差速器殼的轉(zhuǎn)速為零，（例如中央制動器制動傳動軸時）若一側(cè)半軸齒輪受其它外來力矩而轉(zhuǎn)動，則有另一側(cè)半軸齒輪即以相同的轉(zhuǎn)速反向轉(zhuǎn)動。
2、對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)
汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小等優(yōu)點，應(yīng)用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器。本設(shè)計即使用普通錐齒輪差速器。
普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成（如圖3.5所示）。由于其具有結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類公路車輛上。
1-軸承；2-左外殼；3-墊片；4-半軸齒輪；5-墊圈；6-行星齒輪； 7-從動齒輪；8-右外殼；
9-十字軸；10-螺栓
圖3.5 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器
3、對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計
（1）行星齒輪數(shù)目的選擇
載貨汽車多用4個行星齒輪。
（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，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強度。
球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定：
（mm） （3.28）
式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，2.52～2.99；
——，取，較小的者即=6989.5。
經(jīng)計算=48.18~57.17mm，取=55mm
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）=53.9～54.45mm 取54mm （3.29）
（3）行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇
為了得到較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應(yīng)使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應(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 （3.30）
式中： z2L ，z2r——左，右半軸齒數(shù)，z2L =z2r；
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)=18，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：
（3.31）
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)：
=5.24 （3.32）
由機械設(shè)計手冊：GB/T12368-1990，取標準模數(shù)=5mm；
確定模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：
（3.33）
（5）壓力角
目前汽車差速器齒輪大都選用的壓力角，齒高系數(shù)為0.8，最少齒數(shù)可減至10，并且再小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。
（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度，如圖3.6所示。
圖3.6 安裝孔直徑及其深度L
=26（mm）
=24 mm （3.34）
式中：
——差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩6989.5；
n——行星齒輪數(shù)4；
——行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，mm. ，是半軸齒輪齒面寬
中點處的直徑，l=36mm；
[]——支承面的許用擠壓應(yīng)力，取為69MPa.。
4、差速器齒輪的幾何尺寸計算
表3.6差速器用直齒錐齒輪的幾何尺寸，表中計算用的弧齒厚系數(shù)τ如圖3.8，取τ=-0.0485。
切向修正系數(shù)
圖4.4 汽車差速器直齒錐齒輪切向修正系數(shù)（弧齒系數(shù)）
表3.6汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表（長度單位mm）
序號
項目
計算公式
計算結(jié)果
1
行星齒輪齒數(shù)
≥10，應(yīng)盡量取最小值
=10
2
半軸齒輪齒數(shù)
=14～25，且需滿足式（4.5）
=18
3
模數(shù)
=5mm
4
齒面寬
F=(0.25～0.30)A;
b≤10m
18mm
5
工作齒高
=8mm
6
全齒高
8.951
7
壓力角
22.5°
8
軸交角
90°
9
節(jié)圓直徑
；
10
節(jié)錐角
，
=29.05°
11
節(jié)錐距
=54mm
12
周節(jié)
=3.1416
=15.708mm
13
齒頂高
;
=5.27mm
=2.72mm
14
齒根高
=1.788-;=1.788-
=3.67mm;
=6.22mm
15
徑向間隙
=-=0.188+0.051
=0.991mm
16
齒根角
=;
=4.03°; =6.82°
17
面錐角
；
=35.87°=64.9°
18
根錐角
；
=25.02°
=54.13°
19
外圓直徑
；
mm
mm
20
節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離
mm
mm
21
理論弧齒厚
=8.69 mm
=7.018 mm
22
齒側(cè)間隙
=0.127～0.178 mm
=0.0.15mm
5、差速器齒輪的強度計算
相嚙合另一齒輪齒數(shù)
差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動，所以差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，而對于疲勞壽命則不予考慮。
求
綜
合
系
數(shù)
的
齒
輪
齒
數(shù)
圖3.8彎曲計算用綜合系數(shù)J
汽車差速器齒輪的彎曲應(yīng)力為：
（3.35）
式中：T——差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，；
（3.36）
==1048.42；
n——差速器行星齒輪數(shù)目4；
——半軸齒輪齒數(shù)18；
——超載系數(shù)1.0；
——質(zhì)量系數(shù)1.0；
——尺寸系數(shù)=0.6661；
——載荷分配系數(shù)1.1；
F——齒面寬18mm；
m——模數(shù)5mm；
J——計算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力的總和系數(shù)0.225，見圖3.8。
以計算得：==766.37 MPa<[]=980 MPa
3.5.2其他零部件的尺寸確定
1、叉形凸緣的基本尺寸的確定
（1）根據(jù)主動錐齒輪軸的軸頸初步確定叉形凸緣花鍵出的直徑為32mm。叉形凸緣螺栓孔的距離為104mm，螺栓孔距離叉形凸緣邊緣的距離為15mm。
（2）叉形凸緣連接螺栓的強度校核
剪切應(yīng)力：
式中：
rd 螺栓分布半徑；
n 螺栓數(shù)量，n=4；
s 螺栓截面面積；
[τ] 螺栓材料的須用應(yīng)力，選用材料為40號調(diào)制剛，[τ]=300MPa。
計算得
=137.19MPa
因此叉形凸緣連接螺栓符合要求。
2、軸承座的基本尺寸的確定
軸承座的寬度為37mm，連接螺栓的距離為123mm，螺栓孔中心距軸承座邊緣的距離為14