16T載貨車輛單級主減速器設(shè)計目錄TOC\o"1-2"\h\u20843摘要 33239關(guān)鍵詞 35661緒論 4261641.1國內(nèi)外發(fā)展水平和前景 4261471.2車型參數(shù) 5194052方案論證 6283802.1概述 6154162.2驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)型式及選擇 6226492.3主減速器設(shè)計 7161042.4主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 9167563主減速器設(shè)計 1187003.1主減速器雙曲面齒輪其本參數(shù)的選擇 11273423.2主減速器圓弧齒雙曲面齒輪的強(qiáng)度計算 23103084差速器設(shè)計 28252314.1差速器齒輪主要參數(shù)的選擇[8] 28277384.2差速器齒輪的幾何參數(shù)計算 29130315主動齒輪軸的設(shè)計與校核 31188505.1軸承的選擇 31173435.2主減速器軸承校核 31251335.3主動錐齒輪軸的強(qiáng)度校核 34188186汽車主減速器ug建模及裝配 37206926.1ug建模 37131466.2主、從動齒輪的裝配 3720742總結(jié) 4012824參考文獻(xiàn) 427547附錄 43摘要：本文分析了國內(nèi)外主減速器發(fā)展的水平和背景，對輕型載貨車輛進(jìn)行主減速器的設(shè)計，首先，確定汽車的驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式，選用非斷開式驅(qū)動橋，其次，進(jìn)行主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計，對主從動齒輪的支承的選擇，確定選用單級準(zhǔn)雙曲面主減速器。合理分配主減速器及其雙曲面齒輪參數(shù)，并對齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核，然后選擇合適的差速器類型并對行星齒輪和半軸齒輪和齒數(shù)合理分配及強(qiáng)度校核，最后利用ug建立車輛單級主減速器關(guān)鍵零部件并裝配，并繪制相應(yīng)的零件圖和裝配圖。關(guān)鍵詞：主減速器，強(qiáng)度校核，差速器，UG1緒論1.1國內(nèi)外發(fā)展水平和前景全世界范圍內(nèi)的汽車數(shù)量越來越多．汽車企業(yè)充分顯示出其巨的經(jīng)效益和社會效益。因此，汽車行業(yè)的發(fā)展?fàn)顩r標(biāo)志著一個國家整體工業(yè)水平和綜合經(jīng)濟(jì)實力。在科技技術(shù)不斷進(jìn)步的時代．高頂尖科技在許多方面的應(yīng)用越來越普遍。機(jī)械系統(tǒng)的發(fā)展和機(jī)械產(chǎn)品更新針對傳動裝置尤其是減速器等減速裝置提出了更高的要求，未來主流發(fā)展趨勢是如何減小減速器的體積、提高減速箱的輸出扭矩、增大減速器的傳動比、降低減速器的輸出轉(zhuǎn)速。減速器是一種通過采用不同傳動比的齒輪組將輸入轉(zhuǎn)速調(diào)整到所需要的轉(zhuǎn)速并增大扭矩的一種動力傳達(dá)機(jī)構(gòu)。由于減速器具有調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速，增大扭矩的作用，因此減速器的應(yīng)用較為廣泛，大到飛機(jī)、汽輪；小到風(fēng)扇、機(jī)械手表等設(shè)備中均能找到減速器的身影。減速器作為最常用的機(jī)械設(shè)備，在某種程度上來說減速器的設(shè)計與制造體現(xiàn)著國家的強(qiáng)大制造能力和科學(xué)水平。我國對于減速器的設(shè)計與制造具有開闊的發(fā)展前景以及明亮的發(fā)展方向。在今日行駛的汽車驅(qū)動橋上，得到推廣使用的是主減速器形式是“格里森”（Gleason）制或“奧利康”（Oerlikon）制螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。通過在雙級減速器中增加一對圓柱齒輪結(jié)構(gòu)來增大減速器的傳動比。如圖1.1為螺旋錐齒輪的結(jié)構(gòu)示意圖，從圖中可以看出，螺旋錐齒輪中的主動齒輪軸線與傳動齒輪軸線在空間上相交，理論上主、從齒輪軸線交角可以是任意角度，但目前市面上的汽車均采用直角相交的布置方案。由于主、從輪齒斷面存在重疊區(qū)域，因此在螺旋錐齒輪工作時至少存在兩對或兩對以上的牙嚙合，這樣在一定程度上提高了螺旋錐齒輪的受載能力。又由于螺旋錐齒輪為斜齒，因此齒輪在嚙合時由齒的一端進(jìn)入嚙合，之后嚙合區(qū)域逐漸的向另一端增加，這樣減小了齒輪嚙合時產(chǎn)生的沖擊，使工作中振動和噪音的到了有效的減弱，提高了其工作的穩(wěn)定性。圖1.1螺旋錐齒輪的結(jié)構(gòu)示意圖1.2車型參數(shù)設(shè)計車型的主要參數(shù)：外形尺寸（長寬高）：5610×2300×2380mm前后輪距：1589/1650mm總質(zhì)量：6230kg整備質(zhì)量：3100kg裝載質(zhì)量：16000kg滿載軸荷分配（前/后）：1994/4000kg最小離地間隙：305/230mm最高車速：71km/h發(fā)動機(jī)最大扭矩：220/2700（N.m/r/min）發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速下功率：51.45kw/2800r/min變速器速比：1檔6.80,2檔4.27，3檔2.6，4檔1.59，5檔1.00倒檔5.95主減速器速比：6.5輪輞規(guī)格：5.00S-20，輪胎類型與規(guī)格：7.50-20普通棉簾胎

2方案論證2.1概述驅(qū)動橋位于動力傳動系的尾端，作為汽車的動力傳遞機(jī)構(gòu)以及行走機(jī)構(gòu)。傳動軸或變速器傳來的轉(zhuǎn)矩通過驅(qū)動橋來增大，并將動力合理地分配給左、右驅(qū)動輪是驅(qū)動橋的基本功能。驅(qū)動橋作為汽車傳動系中的主要總成之一。驅(qū)動橋的設(shè)計直接影響到汽車使用性能。因此，要滿足一下要求來對驅(qū)動橋進(jìn)行合理的設(shè)計：主減速比的選擇要合理，從而保證汽車保持最優(yōu)的動力性和最佳的燃油經(jīng)濟(jì)性。外形輪廓尺寸要小，保證有必要的離地間隙。齒輪及其他在工作時穩(wěn)定，產(chǎn)生較小的噪聲。能應(yīng)對多種轉(zhuǎn)速和載荷，具有較高的傳動效率。在滿足一定的強(qiáng)度、剛度條件下，應(yīng)力要求質(zhì)量小，可通過降低簧下質(zhì)量，來增強(qiáng)汽車的平順性。保持與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)有協(xié)調(diào)的運(yùn)動。結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造簡易，折裝、調(diào)整方便。驅(qū)動橋常常由主減速器、差速器、半軸及驅(qū)動橋殼等組成。主減速器：有降低傳動軸傳來的轉(zhuǎn)速同時增大扭矩的作用。差速器：能有效的分配扭矩至兩輸出軸進(jìn)而讓兩輸出軸保持不同的旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速。半軸：接受并傳遞轉(zhuǎn)矩到兩邊驅(qū)動車輪。驅(qū)動橋殼：對汽車整體質(zhì)量起到支撐的作用，由路面不平引起的反力和反力矩通過車輪傳遞給驅(qū)動橋承受，再經(jīng)由懸架傳遞給支架或車身。2.2驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)型式及選擇驅(qū)動橋可根據(jù)其結(jié)構(gòu)不同來分為斷開式驅(qū)動橋和非斷開式驅(qū)動橋，結(jié)構(gòu)如題2.1所示。斷開式驅(qū)動橋的橋殼為分段形式，通過鉸鏈對每段進(jìn)行連接，所以每段之間可以相對運(yùn)動，而驅(qū)動輪通過獨(dú)立的懸架結(jié)構(gòu)分別安裝在支架或車身的兩側(cè)，同時兩輪可相對于車身或支架上下運(yùn)行，其他傳動部件則直接安裝在支架或車身上。非斷開式驅(qū)動橋與斷開式驅(qū)動橋相反，非斷開式驅(qū)動橋的橋殼為一根剛性空心梁，起著支撐驅(qū)動輪的作用，其余傳動部件位于橋殼內(nèi)部，之后整個驅(qū)動橋通過懸架和支架或車身連接。通過了解驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)，斷開式驅(qū)動橋能有效減少了簧下質(zhì)量和車輪與車橋上的動載荷，并且增加汽車離地距離，因此，采用斷開式驅(qū)動橋可以改善汽車在行駛過程中的平穩(wěn)性，提高行駛速度，增強(qiáng)汽車的抗側(cè)滑能力，并且提高汽車零部件的使用壽命。但由于斷開式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，因此制造成本較高，一般應(yīng)用于越野車和轎車。而非斷開式驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)簡單，因此，采用非斷開式驅(qū)動橋可以提高汽車工作的可靠性并降低制造成本。但由于無法降低簧下質(zhì)量，因此無法提高汽車的性能，一般應(yīng)用于各種貨車和商用車上。汽車驅(qū)動車輪的選取方式通常由懸架形式所決定，采用獨(dú)立懸架的驅(qū)動輪通常使用斷開式驅(qū)動橋，這樣可以有效的保證汽車運(yùn)轉(zhuǎn)時運(yùn)動的協(xié)調(diào)性。而采用非獨(dú)立懸架的的驅(qū)動輪經(jīng)常使用非斷開式驅(qū)動橋。圖2.1驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)示意圖2.3主減速器設(shè)計一、主減速器結(jié)構(gòu)方案分析汽車的主減速器通常分為單級主減速器和雙級主減速器兩種。較多因素影響減速器類型的選擇，如減速器制造商的制造水平、使用條件、汽車的類型等，但決定性因素為主減速比的大小以及驅(qū)動橋的數(shù)目、布置方式以及離地距離。根據(jù)研究對象的型號，通常選用的是單級主減速器。結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小、整體尺寸緊湊以及成本低等是單級主減速去的優(yōu)點(diǎn)，在主減速比小于7.6的各種型號的汽車上的到較為廣泛的應(yīng)用，如輕型載貨汽車等。二、單級主減速器傳動形式分析單級主減速器傳動形式按照結(jié)構(gòu)的不同可以分為以下四種：螺旋錐齒輪傳動、雙曲面齒輪傳動、圓柱齒輪傳動和蝸輪蝸桿傳動。它們的傳動形式如圖2.2所示。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2.2單級主減速器傳動形式一）雙曲面齒輪傳動從圖中可以看出，雙曲面齒輪傳動的主動輪的軸線與從動輪的軸線在空間上存在著一定的距離E，這個距離被稱作偏移距。當(dāng)E大于0時，主動齒輪的螺旋角β1將大于從動齒輪的螺旋角β2，使得該裝置的傳動比大于同等尺寸下的螺旋錐齒輪傳動裝置的傳動比。二）螺旋錐齒輪傳動螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪軸線與從動齒輪軸線在空間上相交，由于主、從輪齒斷面存在重疊區(qū)域，因此在螺旋錐齒輪工作時至少存在兩對或兩對以上的牙嚙合，這樣在一定程度上提高了螺旋錐齒輪的受載能力。又由于螺旋錐齒輪為斜齒，因此齒輪在嚙合時由齒的一端進(jìn)入嚙合，之后嚙合區(qū)域逐漸的向另一端增加，這樣提高了工作時的穩(wěn)定性和承受載荷。但由于嚙合方式的復(fù)雜化導(dǎo)致整體裝置對齒輪精度要求較高，當(dāng)齒輪精度較低時，導(dǎo)致無法正常的連續(xù)嚙合，導(dǎo)致噪聲的產(chǎn)生并加快齒輪磨損。三）蝸桿蝸輪傳動蝸桿蝸輪的傳動比一般大于7，因此能傳遞較大的扭矩，并且具有結(jié)構(gòu)簡單，拆裝簡便，調(diào)整容易、使用壽命長等優(yōu)點(diǎn)，多種轉(zhuǎn)速使用下都能保證工作非常平穩(wěn)且無噪聲。但制造成本高，傳動效率低，通常多適用于重型或高轉(zhuǎn)速發(fā)動機(jī)的汽車上。四）圓柱齒輪傳動圓柱齒輪傳動一般采用斜齒輪傳動，在發(fā)動機(jī)橫置且前置前驅(qū)動的轎車驅(qū)動橋和雙級主減速器置通式驅(qū)動橋上得到較為廣泛的采用。通過對不同單級主減速器傳動形式的介紹，比較螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪的優(yōu)缺點(diǎn)，如表1.1所示，仔細(xì)思考，最后采用雙曲面齒輪為單級主減速器傳動形式。從動輪的選擇如表2.1：表2.1從動輪對比類型螺旋錐齒輪雙曲面齒輪優(yōu)點(diǎn)較大的螺旋角使得有相對較小的摩擦損失，傳動效率高達(dá)99%，能有效抵抗膠合，軸承所受負(fù)荷小，較低的潤滑成本。工作穩(wěn)定、能承受較大的負(fù)荷、制造也簡易。兩者尺寸一樣時，這類齒輪傳動比i0大，當(dāng)i0一定且從動齒輪尺寸相同時，此類齒輪直徑大，輪齒強(qiáng)度大，剛度大。當(dāng)i0一定，主動齒輪規(guī)格一樣，這時齒輪Hmin較大。此類齒輪有側(cè)向滑動和縱向滑動，縱向滑動可使其運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)。β1>β2，較大的重合度傳動平穩(wěn)性和彎曲強(qiáng)度的到進(jìn)一步的提高。因主動齒輪較大，需要更大的刀盤刀頂距來加工，所以切削刃壽命較長。缺點(diǎn)相同尺寸時具有較小的傳動比，相同傳動比是具有的剛度較小。Hmin小。在工作中噪聲大，要求較高的嚙合精度，齒輪副錐有細(xì)微的誤差便會讓工作條件急劇變壞，同時增大磨損以及增大噪聲。在齒長的方向縱向滑動會增大摩擦損失是傳遞效率下降。雙曲面齒輪副傳動效率約為96％，齒面間產(chǎn)生較大的壓力和摩擦功，會致使油膜破壞和齒面燒結(jié)咬死，降低抗膠合能力。雙曲面主動齒輪因其軸向力較大，導(dǎo)致較大的軸承負(fù)荷。雙曲面齒輪傳動需選用能改善油膜強(qiáng)度和防刮傷添加劑的特殊潤滑油，2.4主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主動輪與從動齒輪必須具有良好的嚙合狀況，才能確保主減速器正常的工作。而齒輪的正確嚙合不只與齒輪的加工精度、裝配調(diào)整以及各零部件的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度有關(guān)系。一、主動錐齒輪的支承方案主動錐齒輪的支承形式可劃為兩種，一種是懸臂支承，另一種是跨臂支承。懸臂支撐結(jié)構(gòu)如圖2-3a所示，將兩個錐形滾子軸承安裝在軸徑上，其中軸頸與錐齒輪大端連接，軸承圓錐滾子較大的一端朝外。這種安裝方式使得作用在錐齒輪的軸向力由遠(yuǎn)離錐齒輪的軸承承受，另一個軸承需承受反向軸向力。增加了軸承間距b，減少了懸臂長度a，改善了支撐剛度。為了更好的增強(qiáng)支撐剛度，支撐距離b一般應(yīng)該不小于0.7倍的齒輪節(jié)圓直徑以及2.5倍的懸臂長度a，并且，懸臂長度a不能大于齒輪的軸徑。為了便于組裝與拆卸，遠(yuǎn)離齒輪的軸承比另一個軸承的軸徑大。最終，軸承剛度不僅與軸承的形式、軸直徑的大小、支座之間的距離、懸臂的長度有關(guān)，還與軸承與軸、軸承與座孔之間的松緊度有關(guān)。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2-3主減速器錐齒輪的支承形式不同的支撐方式有不同的特點(diǎn)。懸臂式支承在三種支撐方式中結(jié)構(gòu)最簡單，但其支承剛度較差，因此懸臂式支承無法用于大扭矩的車型。跨置式支承結(jié)構(gòu)如圖2-3b所示，特殊之處是在錐齒輪的兩端均存在軸承，這種安裝方式有效的增強(qiáng)了整體裝置的支承剛度，又減輕了軸承負(fù)荷，改善了齒輪嚙合條件，由于跨置式支承結(jié)構(gòu)的承載能力要高于懸臂式支承的承載能力。并且裝置中的軸承之間的安裝距離較小，對主動齒輪軸頸長度要求低，使得整體結(jié)構(gòu)更為緊湊，降低了傳動軸之間的夾角。跨置式支承方式也存在明顯的缺陷，為了實現(xiàn)跨置式支承結(jié)構(gòu)中軸承的安裝，需要在主減速器上增加對應(yīng)的軸承座，使得主減速器殼體的制造過程更為繁瑣；并且緊湊的結(jié)構(gòu)使得整體裝置尺寸受到限制，不利于各零部件的安裝與拆卸。結(jié)合所選的車型為輕型貨車，需要傳遞的扭矩較小，綜合考慮，最后主減速器主動錐齒輪選用懸臂式支承方式。二、從動錐齒輪的支承選擇從動錐齒輪的支承結(jié)構(gòu)如圖圖2-3c所示，裝置中軸承的類型、軸承間距以及軸承間的分布關(guān)系影響裝置的支撐剛度。實際安裝中，為了通過減少（c+d）的尺寸提高裝置的整體支撐剛度，需要將軸承的圓錐滾子大端朝內(nèi)安裝，并且為了使分布在兩軸承的載荷大小相等或接近，尺寸c與尺寸d應(yīng)盡可能的相等。通過上文對不同主減速器的結(jié)構(gòu)分析，最終本文設(shè)計的主減速器為單級準(zhǔn)雙曲面主減速器，設(shè)計的總方案布置如下示意圖2-4所示。圖2-4總方案布置

3主減速器設(shè)計3.1主減速器雙曲面齒輪其本參數(shù)的選擇1、主減速比的確定對主減速器的結(jié)構(gòu)形式、總體尺寸和質(zhì)量的設(shè)計與主減速器的主減速比的大小有密切關(guān)系，因此，在確定汽車主減速器的主減速比時，需要結(jié)合汽車的總體設(shè)計以及汽車傳動系統(tǒng)的總傳動比，根據(jù)整車動力進(jìn)行計算。與傳動系統(tǒng)設(shè)計相似，對于汽車主減速器的的設(shè)計需要以驅(qū)動橋的主減速比為基點(diǎn)。在對給定發(fā)動機(jī)最大功率的大功率汽車進(jìn)行設(shè)計時，為了提高汽車的行駛速度，其傳動比需要根據(jù)公式3-1進(jìn)行計算。（3-1）式中：rr車輪的滾動半徑，m;np最大功率時的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min;汽車最高車速，km；igH變速器最高檔傳動比。查輪胎GB9743一2015轎車輪胎得205/60R15V輪胎車輪的滾動半徑為304mm.計算主減速：2、主減速齒輪計算載荷的確定對于主減速器的設(shè)計，不僅需要考慮主減速比和驅(qū)動橋離地間隙外，還需要考慮主減速器齒輪的受載情況。汽車在行駛過程中一般路況較為復(fù)雜，導(dǎo)致其載荷系統(tǒng)的載荷處于不穩(wěn)定的狀態(tài)，無法直接計算出主減速器齒輪的受載情況。為了簡化模型，一般將汽車在發(fā)動機(jī)以最大轉(zhuǎn)矩輸出和傳動系統(tǒng)傳動比最小時狀態(tài)下運(yùn)轉(zhuǎn)時齒輪的受載值和汽車在平穩(wěn)路況條件下行駛時車輪開始出現(xiàn)打滑時的受載值中較小的值作為汽車主減速器從動輪齒輪的最大應(yīng)力計算載荷，即：（3-2）（3-3）式中：發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩，；N·m汽車最小傳動比；傳動效率，=0.9超載系數(shù)，根據(jù)實驗條件，通常選取1或2該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目單個驅(qū)動橋的最大負(fù)荷，N；輪胎的附著系數(shù)，常用的輪胎取0.85，越野輪胎取1.0，防滑寬輪胎取1.25；車輪的滾動半徑，m分別為計算所得的主減速器從動齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比。汽車或汽車列車的性能指數(shù):（3-4）汽車滿載總質(zhì)量,N;牽引的掛車滿載時的總質(zhì)量,N；=0通過上文計算出的Tce和Tcs均為理論計算的最大轉(zhuǎn)矩，而不是汽車正常行駛時的持續(xù)轉(zhuǎn)矩，因此無法直接將其當(dāng)做齒輪發(fā)送疲勞損壞的參考依據(jù)。通常情況下，公里路況一般優(yōu)于其他路況，因此，公路用車的行駛過程異變相較于非公路用車更加的穩(wěn)定。對于穩(wěn)定行駛的汽車的持續(xù)轉(zhuǎn)矩可以通過汽車的牽引力計算，其主減速器從動輪的平均轉(zhuǎn)矩Tm為：（3-5）式中，道路滾動阻力系數(shù)，日常轎車取=0.010～0.015；載貨汽車取0.015～0.020；越野汽車取0.020～0.035；汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，一般對轎車取0.08；載貨汽車和城市公共汽車取0.05～0.09；長途公共汽車取0.06～0.10；越野汽車取0.09～0.3。3、主減速器齒輪其本參數(shù)的選擇a）主、從動齒輪齒數(shù)的選擇根據(jù)計算所得出的，查閱表：選用Z1=6Z2=39=Z2/Z1=39/6=6.5b）從動錐齒輪節(jié)圓直徑及端面模數(shù)的選擇主減速器螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪從動齒輪的節(jié)圓直徑,可依照該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩,按經(jīng)驗公式選出:（3-6）式中:從動錐齒輪的節(jié)圓直徑,mm；直徑系數(shù),取=13～16；計算轉(zhuǎn)矩,取、較小者。（mm）從動錐齒輪節(jié)圓直徑選定后,可按（3-7）算出大端端面模數(shù),并用下式校核:（3-8）式中:齒輪大端端面模數(shù)模數(shù)系數(shù),取=0.3～0.4計算轉(zhuǎn)矩,（、）取較小者(=0.4)取端面模數(shù)m=8.5；則修正d1=6*8.5=51d2=39*8.5=331.5。c）螺旋錐齒輪與雙面齒輪齒寬F的選擇齒寬的選擇將影響齒輪的強(qiáng)度和使用壽命。根據(jù)經(jīng)驗設(shè)計，圓錐齒輪或雙曲面齒輪傳動的從動齒輪齒寬F一般為對于節(jié)錐的0.3倍且需要大于十倍的端面模數(shù)。關(guān)于汽車工業(yè)，主減速器圓弧錐齒輪推薦使用：F2=0.155d2=0.155×331.5≈50(mm)式中:從動錐齒輪的節(jié)圓直徑,mm。通常情況下小齒輪的齒寬比大齒輪的齒寬略大，這樣能方便齒輪正常嚙合，這樣保證了大齒輪在整個齒寬方向均能與小齒輪嚙合，保證了齒輪受載的穩(wěn)定性，最終大小齒輪的齒寬為：F1=55mmF2=50mmd）雙曲面小齒輪偏移距及方向的選擇在雙曲面齒輪傳動中，偏移距E對整體裝置的傳動效果影響較大，當(dāng)偏移距過大時將增加齒面沿軸線方向的滑動距離，導(dǎo)致齒面的磨損加劇。當(dāng)偏移距過小時將降低整體裝置的傳動比，無法實現(xiàn)預(yù)測效果。因此，對于偏移距E的選擇至關(guān)重要。根據(jù)主減速器設(shè)計經(jīng)驗，對于小型汽車的偏移距一般小于0.4倍的從動齒輪節(jié)錐長度，且與0.2倍的從動輪節(jié)圓直徑相等或相近；對于中型汽車的偏移距一般小于0.2倍的從動齒輪節(jié)錐長度，且應(yīng)在0.1-0.12倍的從動齒輪節(jié)圓直徑之間；對于大型汽車的偏移距一般在0.2-0.3倍的從動齒輪節(jié)圓直徑之間。一個雙曲面齒輪的偏置的方向是由從動齒輪的錐頂與主動齒輪的相對位置關(guān)系決定的。在沿錐頂?shù)烬X面的方向，若從動齒輪中心線在主動輪的下方，則為上偏移；若從動齒輪中心線在主動輪的上方，則為下偏移。在下偏移的雙曲面齒輪傳動裝置中一般采用左旋齒輪為主動齒輪，右旋齒輪為從動齒輪；在上偏移的雙曲面齒輪傳動裝置中一般采用右旋齒輪為主動齒輪，左旋齒輪為從動齒輪；所以E=35mme）螺旋角的選擇汽車主減速器錐齒輪的螺旋角β或雙曲面中大、小齒輪中心螺旋角的平均值通常在35-45°之間。轎車?yán)響?yīng)選用較大值，確保有更大的mF，讓運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音低。螺旋角常用計算公式為：（3-9）式中：主動齒輪為名義（中點(diǎn)）螺旋角的預(yù)選值；從動齒輪的的節(jié)圓走私，mm；雙曲面齒輪的偏移距，mm。=f）螺旋方向的選擇根據(jù)上文分析，雙曲小齒輪采用的是下偏移方式，因此對應(yīng)的主、從動齒輪分別為左旋和右旋。g）法向壓力的選擇依照雙曲面齒輪的結(jié)構(gòu)可以看出，大齒輪與小齒輪輪齒兩側(cè)齒形的壓力角存在著差異，因此壓力角的值根據(jù)大、小齒輪的壓力角的均值計算。在“格里森”制雙曲面齒輪傳動中，小型汽車的平均壓力角一般選用19°；中大型汽車的平均壓力角一般選用22.5°；當(dāng)小齒輪的齒數(shù)大于8時，平均壓力角選用15°。雙曲面齒輪小齒輪兩側(cè)的壓力角在自然情況下不相等時，那么齒輪副在正反兩個方向旋轉(zhuǎn)時的嚙合線長度是一樣的。人為地改變壓力角讓兩者不相等時，可讓正、反兩個方向旋轉(zhuǎn)時的嚙合線長度不相等。為了進(jìn)一步增大齒輪在嚙合時的嚙合線長度，通常采用減小小齒輪輪齒凹面壓力角的方式。通過減小壓力角可以增大齒輪間的重疊系數(shù)，從而提高了齒輪嚙合時的穩(wěn)定性，降低了傳動時產(chǎn)生的噪音。根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，在保證齒輪不出現(xiàn)根切的前提下，通過減小小齒輪齒凹面壓力角，可以大大提高裝置的傳動性能。并且為了防止由于軸向力大于驅(qū)動壓力而導(dǎo)致使得小齒輪被推向大齒輪情況的出現(xiàn)，驅(qū)動策的壓力角不能小于100。避免造成非工作面的壓力角過大，現(xiàn)在轎車用的“格里森”制雙曲面齒輪的平均壓力角為190。在這里按照經(jīng)驗公式得a=20°h）圓弧齒錐齒輪銑刀盤名義直徑的選擇經(jīng)過被切齒輪齒中間的假想同心圓的直徑被稱作“格里森”制（圓弧齒）螺旋錐齒輪與雙曲齒輪銑刀盤的名義直徑。在確定名義直徑的大小時，需要從兩個方向考慮：①齒向曲率的大小；②刀盤直徑的大小。工業(yè)上為了避免刀盤種類過多，導(dǎo)致刀盤成本的增加，已經(jīng)將刀盤標(biāo)準(zhǔn)化了。其中，每一種規(guī)格的刀盤可以加工一定尺寸范圍的圓弧錐齒輪下式可以初步得到刀盤名義直徑：（mm）（3-10）式中：K系數(shù)，選取0.9~1.1,以使為標(biāo)準(zhǔn)值;A0，Am分別為從動齒輪的節(jié)錐距和中點(diǎn)錐距，mm從動齒輪的螺旋角。對于刀盤名義直徑的確定，可以根據(jù)公式3-10的計算值或動齒輪節(jié)圓直徑選擇表3-1中最接近的標(biāo)準(zhǔn)刀盤名義直徑。表3.1圓弧齒錐齒輪銑刀盤名義直徑的選擇從動齒輪節(jié)圓直徑d2刀盤半徑rdinmminmm3.000～5.25075～1351.75044.4503.875～6.750100～1702.25057.1504.250～7.500110～1902.50063.5005.125～9.000130～2303.0076.2005.375～9.375135～2403.12579.3756.500～11.250165～2853.75095.2507.750～13.500195～3454.500114.30010.250～18.000260～4556.000152.40013.750～24.000350～6108.000203.20018.000～31.500455～80010.500266.700選取rd=152.4mm主減速器圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計算，依照下表進(jìn)行計算：表3.2主減速器圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計算用表序號計算公式計算結(jié)果注釋16小齒輪齒數(shù)應(yīng)不少于6239大齒輪齒數(shù)：由及速比定，但與間應(yīng)避免有公約數(shù)；對轎車：齒數(shù)和應(yīng)在50~60范圍內(nèi)，對載貨汽車及一般工業(yè)傳動：+≥4030.15384F50大齒輪齒面寬F=0.155d2（汽車工業(yè)）5E35小齒輪軸線偏移距E：對轎車、輕型載貨汽車及一般工業(yè)傳動：E0.2d2或E0.4A0，對載貨汽車、越野汽車、公共汽車：E=（0.1~0.12）d26331.5大齒輪分度圓直徑d2：按式（3-6）預(yù)選，7152.4刀盤名義半徑：按式（3-10）估算2，按表3-1選取845°小齒輪螺旋角的預(yù)選值：按式（3-9）預(yù)選9tan110cot=1.2(3)0.184611sin0.983412=141.1654大齒輪在齒面寬中點(diǎn)處的分度圓半徑13sin=0.243814cos0.969815(14)+(9)(13)1.213616(3)(12)21.717717=(15)(16)26.3574小齒輪在齒面寬中點(diǎn)處的分度圓半徑18=0.02（1）+1.06或=1.301.18齒輪收縮系數(shù)：當(dāng)12時=0.02（1）+1.06；當(dāng)≥12時=1.3019+（17）791.003420tan=0.0442211.001822sin=0.0442232.5314°24sin=0.249725tan0.246926tan=0.178927cos0.984428sin=0.243529cos0.9699930tan=1.00131(28)[(9)-(30)]-0.000232（3）（31）-3.705833sin=(24)-(22)(32)0.239734tan0.246935tan=0.17893610.1426小齒輪節(jié)錐角37cos0.984438sin=0.24353914.0930°40cos0.974041tan=0.98304244.508°小齒輪中點(diǎn)螺旋角，極其靠近于（8）項的預(yù)選預(yù)選值43cos0.713244=（42）—（39）30.4152大齒輪中點(diǎn)螺旋角45cos0.862746tan0.587147cot=0.18434879.5595°大齒輪節(jié)錐角49sin0.983450cos0.181251263770652778.995353(51)+(52)805.765954123.830755106.719456-tan=0.034057-2.2879°58cos0.9992590.0017600.000961(54)(55)13215.1343620.001363（59）+（60）+（62）0.003664108.798965r=108.8857見前面說明661.399667（3）（50）；1.0-（3）0.02790.8462左欄選擇左邊公式，右欄選擇右邊公式68137.04950.176169（37）+(40)(67)1.011570z=(49)（51）26.327471Z=(12)(47)-(70)-0.3155大齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)和小齒輪軸線之間的距離，正（+）號表示該節(jié)錐頂點(diǎn)越過了小齒輪軸線，負(fù)（—）號表示該節(jié)錐頂點(diǎn)位于大齒輪輪體與小齒輪軸線之間72A=143.5419在節(jié)平面內(nèi)大齒輪輪面寬中點(diǎn)錐距73A=168.5404大齒輪節(jié)錐距74（73）—（72）24.998575h=10.9290h:大齒輪在齒面寬中點(diǎn)處的齒工作高，系數(shù)k按z查下表求得，但只有采用下列設(shè)計參數(shù)時，才使用“轎車”這欄的數(shù)值，否則都用“通用”欄的數(shù)值。壓力角之和[（78）項]為38；小齒輪輪齒凹面的壓力角為12或更大760.543877—（76）0.596278a45°輪齒兩側(cè)壓力角的總和，載貨汽車、拖拉機(jī)：采用450，轎車：采用380。此值為平均壓力角的2倍79sin0.707180=22.581cos0.923982tan0.4142831.439484=389.7393′雙重收縮齒齒根角的總和（單位為分）85K0.11大齒輪齒頂高系數(shù)，86K=1.150—（85）1.0487h=(75)（85）1.2022大齒輪齒面寬中點(diǎn)處的齒頂高88h=(75)(86)+0.0511.4162大齒輪齒面寬中點(diǎn)處的齒根高89雙重收縮齒：=（84）（85）標(biāo)準(zhǔn)收縮齒：=傾根錐母線收縮齒：大齒輪齒頂角=（85）·見右邊注釋42.8713′大齒輪頂角（單位為分）：未來便于得到良好的收縮齒，按照以下計算來決選擇雙重收縮齒，或者是傾根錐母線收縮齒：1用標(biāo)準(zhǔn)收縮齒的公式來計算[見（89）項]及[見（91）項]；2計算=+標(biāo)準(zhǔn)收縮齒齒頂角與齒根角之和；3計算?T=—（18）4當(dāng)?T為負(fù)數(shù)：=（84），就是雙重收縮齒，故（89）、（91）應(yīng)按雙重收縮齒公式計算；當(dāng)?為正數(shù)：=（18）·為傾根角母線收縮齒（式中：傾根角母線收縮齒齒根角之和），此時應(yīng)選擇傾根錐母線收縮齒，就是（89）（91）項應(yīng)依照傾根錐母線收縮齒公式計算90sin0.0124791雙重收縮齒：=（84）—（89）標(biāo)準(zhǔn)收縮齒：=傾根母線收縮齒：=—346.8680′大齒輪的齒根角（單位為分）采用哪一種收縮齒形的計算公式見上項注釋92sin0.100793h=(87)+(74)(90)1.5139大齒輪的齒頂高94h=(88)+(74)(92)13.9142大齒輪的齒根高95C=0.150（75）+0.051.6894徑向間隙C為大齒輪在齒面寬中點(diǎn)處的工作齒高的15℅再加上0.0596h=(93)+(94)15.4482大齒輪齒全高97h=（96）—(95)13.7588大齒輪齒工作高98=（48）+（89）80.2740°大齒輪的面錐角99sin0.9856100cos0.1689101=（48）—（91）73.7783°大齒輪的根錐角102sin0.9602103cos0.2794104cot0.2909105d=+(6)332.0487大齒輪外圓直徑106（70）+（74）（50）30.8575107x=（106）—（93）（49）29.3686大齒輪外緣和小齒輪軸線之間的距離1080.59641093.1688110z=（71）—（108）-0.9119大齒輪面錐頂與到小齒輪軸線之間的距離，正（+）號表示該面錐頂點(diǎn)越過小齒輪軸線；負(fù)（—）號表示該面錐頂點(diǎn)位于大齒輪輪體與小齒輪軸線之間111z=（71）+（109）2.8533大齒輪根錐頂點(diǎn)和齒輪軸線之間的距離，正（+）號表示該根錐頂點(diǎn)越過小齒輪軸線；負(fù)（—）號表示該根錐頂點(diǎn)位于大齒輪輪體與小齒輪軸線之間112（12）+（70）(104)148.8250113sin=0.2352114cos=0.9719115tan=0.2420116sin=(103)(114)0.271511715.7547°小齒輪的面錐角118cos0.9624119tan0.282112015.8546121G=-7.8434小齒輪面錐頂點(diǎn)至大齒輪軸線的距離，正（+）號表示該面錐頂點(diǎn)越過大齒輪軸線，負(fù)（—）號表示該面錐頂點(diǎn)在小齒輪輪體與大齒輪軸線之間122tan=0.0067123,cos0.38480.9999上欄用左邊公式，下欄用右邊公式124?=（39）—（123）；cos?13.70850.9715上欄用上邊公式，下欄用下邊公式125=（117）—（36）；cos5.6121°0.9952上欄用上邊公式，下欄用下邊公式126±（113）（67）—（68）0.02290-0.3750左欄用公式前的正（+）號，右欄用公式前的負(fù)（—）號1271.0293128（68）+（87）（68）137.26121290.9671130(74)(127)25.7309131B=(128)+(130)(129)+(75)(126)162.3950小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離132（4）（127）—(130)25.7340133B=(128)—（132）（129）+（75）（126）108.2753小齒輪輪面前緣至大齒輪軸線的距離134（121）+（131）154.5515135d=87.2033小齒輪的外圓直徑136=(12)145.6779137sin=0.240313813.3528°139cos0.97301404.6797141G=3.8329小齒輪根錐頂點(diǎn)至大齒輪軸線的距離，正（+）號表示該根錐頂點(diǎn)越過大齒輪軸線，負(fù)（—）號表示該根錐頂點(diǎn)位于小齒輪輪體與大齒輪軸線之間142sin=(100)(139)0.16441439.4606°小齒輪根錐角144cos0.9864145tan0.1666146B0.18最小齒側(cè)間隙允許值147B0.244最大齒側(cè)間隙允許值148（90）+（92）0.1132149（96）—（4）(148)9.7882150A=（73）-(4)118.5404在節(jié)平面內(nèi)大齒輪內(nèi)錐距3.2主減速器圓弧齒雙曲面齒輪的強(qiáng)度計算1、齒輪的損壞形式及壽命齒輪損壞的主要形式有輪齒折斷、齒面的點(diǎn)蝕及剝落。輪齒折斷可以分為兩種情況。（1）在齒輪工作過程中，根據(jù)受力分析，齒根受到的彎矩最大，應(yīng)力集中，并且，齒根所受的彎矩大小隨著齒輪轉(zhuǎn)動交替變換。因此，在齒根處常常因為出現(xiàn)疲勞裂紋而導(dǎo)致輪齒折斷現(xiàn)象的出現(xiàn)，這種輪齒失效的形式叫做疲勞折斷。（2）由于沒有正常使用齒輪，結(jié)果讓齒輪長期處于過載工作狀態(tài)或長期受到過大的沖擊載荷致使輪齒的突然折斷，這種輪齒失效的形式叫過載折斷。最為經(jīng)常見到的滲碳齒輪失效形式是齒面的點(diǎn)蝕和脫落。在齒輪工作過程中，相互嚙合的表面會產(chǎn)生擠壓現(xiàn)象，由于長期受到擠壓作用或擠壓的壓力過大時，嚙合面會產(chǎn)生細(xì)微的疲勞裂紋，裂紋會隨著齒輪連續(xù)轉(zhuǎn)動沿表層不斷延伸直至最后脫落，形成麻點(diǎn)或斑坑。而麻點(diǎn)或斑坑的出現(xiàn)會破壞輪齒的工作表面，導(dǎo)致齒輪傳動不穩(wěn)定，并伴隨噪音，嚴(yán)重時使得齒輪無法工作，這種齒輪失效的形式叫做齒面的點(diǎn)蝕與脫落2、“格里森”制圓弧雙曲面齒輪的強(qiáng)度計算a）單位齒長上的圓周力：（3-11）式中：P--單位齒長上的圓角力，N／mm；P--作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩T和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計算；F--從動齒輪的齒面寬，mm．按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算時：（3-12）式中：Temax一一發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N．m；Ig--變速器傳動比，取I檔及直接檔進(jìn)行計算，d1--主動齒輪節(jié)圓直徑，mm。針對多橋驅(qū)動汽車應(yīng)考慮驅(qū)動橋數(shù)及分動器傳動比按最大附著力矩計算時：（3-13）式中，G：--驅(qū)動橋?qū)λ降孛娴呢?fù)荷．N；ψ--輪胎與地面的附著系數(shù)rr輪胎的滾動半徑d2主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑mm。很多單位齒長上的圓周力（），見下表。如今設(shè)計汽車的時候，材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的不斷提高，單位齒長上的圓周力有時高出表數(shù)據(jù)的20%~25%。表3.3許用單位齒長上的圓周力參數(shù)汽車類別輪胎與地面的附著系數(shù)擋擋直接擋轎車8935363218930.85載貨汽車142925014290.85公共汽車9822140.86牽引汽車5362500.65按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算時：一檔時：=22206.8103/（51×50）=1173.3≤893×1.25=1786.25直接檔時：=22201103/（51×50）=172.5≤193.93滿足設(shè)計要求。按最大附著力矩計算時：=2×400000.3040.85×1000/（331.5×50）=1764.1≤893×1.25=1786.25滿足設(shè)計要求。b）齒輪的彎曲強(qiáng)度計算汽車主減速器準(zhǔn)雙曲面齒輪的計算彎曲應(yīng)力為按（、）的較小者計算從動輪：=316.8＜700主動輪：=349.9＜700T’==1346.4N·m（3-14）按計算：從動輪：=102.37＜210主動輪：=113.06＜210T’m==1435.014N·m（3-15）式中：T--齒輪的計算轉(zhuǎn)矩．N．m．從動齒輪T按（、）[見式（3.2）式（3.2）]兩者中之較小者和Tm[見式（3-5）]計算，針對主動齒輪還要將上述計算轉(zhuǎn)矩?fù)Q算到主動齒輪上，K0--超載系數(shù)，見式（3-2）下的說明，Ks--尺寸系數(shù)表現(xiàn)了材料性質(zhì)的不均勻性,跟齒輪尺寸及熱處理等有關(guān).在端面模數(shù)m≥l.6mm時，Ks=Km--荷分配系數(shù)．在兩個齒輪均用騎馬式支承型式時．Km=1.00-1.10；當(dāng)一個齒輪用騎馬式支承時。Km=1.10-1.25．支承剛度大時取小值；Kv--質(zhì)量系數(shù)．針對于汽車驅(qū)動橋齒輪．在輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv=1；F--計算齒輪的齒面寬，mm；Z--計算齒輪的齒數(shù)；m--端面模數(shù)，mm；J--計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)。c）輪齒的吃面接觸強(qiáng)度計算圓錐齒輪輪齒齒面的計算接觸應(yīng)力為：（3-16）式中：Cp——綜合彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副，取Cp=232.6N?/mm；d1——主動齒輪節(jié)圓直徑，該車為51mm；Ks——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，在經(jīng)驗短缺的狀況下，取Ks=0.65；Kf——表面品質(zhì)系數(shù)，由齒面最后加工的性質(zhì)所決定，通常情況下對于制造精確的齒輪取Kf=1；K0——載荷系數(shù)，對于汽車K0=1；Km——齒面載荷分配系數(shù)，對于懸臂式支承，Km=1.10~1.25，取1.10；Kv——質(zhì)量系數(shù)，跟齒輪精度和齒輪分度圓上的切線速度對齒間載荷的影響有關(guān)，接觸好、周接及同心度準(zhǔn)確時，取Kv=1;F——取b1和b2中的較小值，取50mm；J——齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，取得0.254。按、兩者較小值計算=1690.307＜2800Mpa按計算：d）強(qiáng)度計算后齒輪尺寸的調(diào)整如此前所述，強(qiáng)度計算得到的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力不應(yīng)該超過它們的許用應(yīng)力，反之應(yīng)加大齒輪尺寸。使其計算應(yīng)力在許用應(yīng)力的范圍內(nèi)。齒輪尺寸在增大以后，可近似地按以下兩式求得。按彎曲強(qiáng)度：（3-17）按接觸強(qiáng)度：（3-18）若是依據(jù)日常行駛疲勞壽命來設(shè)計的齒輪，一般不滿足彎曲強(qiáng)度或解除強(qiáng)度的要求，可以按照以上兩式進(jìn)行適當(dāng)調(diào)整。經(jīng)過核算，設(shè)計的齒輪均符合要求。

4差速器設(shè)計在差速器方案論證中，選用了普通錐齒輪式差速器，下面進(jìn)行設(shè)計計算。4.1差速器齒輪主要參數(shù)的選擇[8]1、行星齒輪數(shù)目的選擇由主減速器傳來的輪矩要通過差速器分配給車輪，因此，差速器行星齒輪的齒數(shù)要根據(jù)所承載狀況來確定。選擇:計劃用4個行星齒輪2、行星齒輪球面半徑Rb的確定行星齒輪的安裝尺寸就是差速器行星齒輪的球面半徑Rb，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐齒輪的節(jié)錐距，所以在一些方面它表明了差速器的強(qiáng)度，另外，Rb的大小也制約著差速器的尺寸大小。行星齒輪的球面半徑根據(jù)下面公式確定：Rb=Kb（4-1）式中：Rb——行星齒輪球面半徑。Kb—行星齒輪球面半徑系數(shù)，Kb=2.52~2.97，對有四個行星齒輪的轎車和貨車取小值所以Kb=2.52,Td——計算轉(zhuǎn)矩，取Tce、TCS中的較小值（N.m），參考某車型得Rb=73.3533mm；節(jié)錐距：A0=0.98Rb=71.8862mm（4-2）3、行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇讓行星齒輪的齒數(shù)盡可能的少，去得到略高的模數(shù)，來提高齒輪強(qiáng)度，然而不能少于10，半軸齒輪的齒數(shù)選擇在14~25，半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多位于1.5~2.0的范圍間，設(shè)計當(dāng)中，初選半軸齒輪的齒數(shù)為z2=22，行星齒輪齒數(shù)取Z1=11；4、差速器錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪的分度圓直徑的初步確定行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角分別為γ1和γ2：γ1=arctg(Z1/Z2)=arctg(11/22)=26.5651°（4-3）γ2=arctg(Z2/Z1)=arctg(22/11)=63.43490°（4-4）錐齒輪大端端面模數(shù)m：m==5.84mm，取m=6mm（4-5）行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)圓（分度圓）直徑d1和d2用下式計算：d1=mZ1=6×11=66mm（4-6）d2=mZ2=6×22=132mm（4-7）5、壓力角α汽車差速器齒輪大多采用壓力角為250，齒高系數(shù)等于0.8的齒形。此種齒形的最少齒數(shù)可減少至10，同時在小齒輪不變尖的條件下經(jīng)過切響修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨向等強(qiáng)度，所以設(shè)計也采用250，作為差速器壓力角，即α=250。6、行星齒輪軸直徑d及支承長度L的確定行星齒輪軸直徑（即行星齒輪安裝孔直徑）d接下式計算：d=（4-8）式中：—差速器傳遞轉(zhuǎn)軸，=25260.3N.m。n—行星齒輪數(shù),4rd—行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x，(mm)，rd≈0.5d/2‘，d/2‘是半軸齒輪齒寬中點(diǎn)處的平均直徑，d/2‘≈0.8d2；d2是半軸齒輪大端分度圓直徑d2=132mm,所以rd=52.8mm;[σc]—支承面的許用擠壓應(yīng)力，[σc]取98MPa。d==（4-9）d=33.3091mm取d=33mm；行星齒輪在軸上的支承長度（行星齒輪安裝孔的深度）L=1.1d=36.64mm4.2差速器齒輪的幾何參數(shù)計算汽車差速器的行星齒輪以及半軸齒輪都采用直齒圓錐齒輪，幾何參數(shù)依據(jù)表4-1計算。表4-1幾何參數(shù)序號名稱代號計算公式行星齒輪半軸齒輪1齒數(shù)Z11222模數(shù)m63軸間夾角Σ90o4節(jié)錐角γ=arctg(z1/z2)=26.5651oγ2=Σ-δ1=63.4349o5節(jié)圓直徑dd1=66d2=1326節(jié)錐距A0A0===71.88627齒面寬bb=(0.25~0.30)A0取188周節(jié)tt=3.1416m=18.84969齒頂高h(yuǎn)/h1/=hg-h2/=6.465h2/=[0.430+]×m=3.13510齒工作高h(yuǎn)ghg=1.6m=9.611齒全高h(yuǎn)h=1.788m+0.051=10.77912壓力角αα=25°/13齒根高h(yuǎn)//h1//=1.788m-h1/=4.263h2//=1.788m-h2/=7.59314徑向間隙cc=h-hg=1.17915齒根角δδ1=arctg=3.3940°δ2=arctg=6.0295°16面錐角γ01γ01=γ1+δ2=32.5946°γ02=γ2+δ1=66.8289°17根錐角γR1γR1=γ1-δ1=23.1711°γR2=γ2-δ2=57.4054°18外圓直徑d01d1=d1+2h1/coγ1=77.5650d2=d2+2h2/cosγ2=134.804019節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離χ01χ01=-h1/sin1=63.1088χ02=-h2/sinγ2=30.195820理論弧齒厚SS1=t-S2=11.1936S2=-(h1/-h2/)tgɑ-τm=7.65621齒側(cè)間隙BB=0.18922弦齒厚Sx1Sx1=S1--=11.0454Sx2=S2--=7.557223弦齒高HXHx1=h/1+=6.8895Hx2=h/2+=3.1834

5主動齒輪軸的設(shè)計與校核5.1軸承的選擇通常先根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計初步確定軸承的基本尺寸，對軸承壽命進(jìn)行校核。須求出作用在齒輪上的力才能求出對軸承上的力和軸承上的反力。表5-1預(yù)選軸承數(shù)據(jù)序號型號名稱尺寸數(shù)量d×D×B130208主動錐齒輪后軸承40×80×19.751230210主動錐齒輪前軸承50×90×21.7515.2主減速器軸承校核1、花鍵的設(shè)計圖5.1花鍵示意圖本次設(shè)計使用漸開線花鍵a）最小軸頸的計算τ=16Τ/（Π*d*d*d）＜300Mp（5-1）代入數(shù)據(jù)計算得d>28.35mm表5-1差速器的計算名稱代號公式1模數(shù)m12分度圓壓力角a30°3齒數(shù)z354理論工作齒高h(yuǎn)gHg=hg-m5分度圓直徑hfhf=mz=356基圓直徑dj|dj=hfcosa=30.317公稱直徑DD=m(z+1)=368內(nèi)花鍵齒根圓直徑外花鍵齒根圓直徑DgddDg=m(z-1.4)=33.6dd=m(z+1)=369內(nèi)花鍵齒頂圓直徑外花鍵齒頂圓直徑DddgDd=m(z-1)=34dg=m(z-1.4)=33.610內(nèi)花鍵齒的漸開線終點(diǎn)直徑外花鍵齒的漸開線終點(diǎn)直徑DzDz>m(z+1)11周節(jié)tt=Πm=3.1412分度圓弧齒槽寬sS=Πm/2=1.5713齒根圓弧rR=0.2b）花鍵的校核靜連接依照工作面上的擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度計算：（5-2）動連接：（5-3）：載荷分配不均系數(shù)．與齒數(shù)有關(guān)=0.7-0.8，齒數(shù)多取小。z：花鍵的齒數(shù)l：齒的工作長度．單位mm：h：齒側(cè)面的工作長度，漸開線花鍵：a=30°h=m;a=45°h=0.8m,m為模數(shù)；dm花鍵平均直徑，單位為mm,漸開線花鍵dm=di,di為分度圓直徑，mm計算得到的,對照機(jī)械設(shè)計西北工業(yè)大學(xué)第八版表6-2，花鍵的校核合格。2、主減速器軸承的當(dāng)量載荷的計算軸承的損害形式為疲勞損傷，因此應(yīng)依照輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計算。作用在主減速器主動螺旋錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩依照下式求得：（5-3）式中：——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，220N.m；，，…——變速器1,2…檔使用率，可近似取1，3,5，16，75，，…——變速器傳動比，分別為：7.51，4.27，2.60，1.59，1,，，…，——變速器處于Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ檔時的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩利用率，分別為50，60，70，70,60代入數(shù)據(jù)計算,得＝256.36N.m3、螺旋錐齒輪受力分析圖5.2主動錐齒輪的受力根據(jù)主動錐齒輪的螺旋方向（左旋）和旋轉(zhuǎn)方向（順時針<從背面看>），可以確定螺旋錐齒輪的軸向力z及徑向力R為（5-4）（5-5）（5-6）（5-7）式中：P——齒輪齒面寬中點(diǎn)的圓周力；、——主、從動錐齒輪螺旋角；、——主、從動錐齒輪驅(qū)動齒廓法向壓力角；、——主、從動錐齒輪節(jié)錐角；錐齒輪齒面寬中點(diǎn)圓周力為：=9728.29N（5-8）式中：——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩Tdz，N.m；——該齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑，mm；對于雙曲面齒輪：（5-9）（5-10）式中：——從動錐齒輪節(jié)圓直徑；——從動齒輪齒面寬；——從動錐齒輪根錐角；z1、z2——主、從動齒輪齒數(shù)；，——雙曲面主、從動齒輪的螺旋角。代入數(shù)據(jù)計算得：＝10292.3N；＝3207.1N＝3207.1N；＝10292.3N5.3主動錐齒輪軸的強(qiáng)度校核1、計算載荷的確定對于主減速器主動錐齒輪軸的強(qiáng)度校核主要是進(jìn)行彎扭合成強(qiáng)度校核，其計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該是發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配與最低傳動比和驅(qū)動輪打滑時的計算轉(zhuǎn)矩的較小者，由前面章節(jié)的內(nèi)容已經(jīng)求出主動軸的計算載荷為前面已經(jīng)計算出在計算轉(zhuǎn)矩下主動圓錐齒輪的受力為：9728.29N；＝10292.3N；＝3027.1N2、主動錐齒輪軸力學(xué)模型的建立根據(jù)主動錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，建立力學(xué)模型如圖3所示。再依照軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中是經(jīng)過另加轉(zhuǎn)矩而平移至指向軸線；也應(yīng)該經(jīng)過另加彎矩而平移到作用于軸線（上述轉(zhuǎn)化在圖中均未畫出）。圖5-3主動錐齒輪力學(xué)模型示意圖3、彎扭合成強(qiáng)度校核求解軸承A、B支反力根據(jù)（圖10）的力學(xué)模型建立力、力矩平衡方程如下：（5-11）（5-12）（5-13）（5-14）由平衡方程可以求得軸承A、B的支反力為：＝30131N；＝-27104N；＝19583N；＝-9854N根據(jù)式5-2式5-3的校核合格，得出軸在花鍵處為最小危險截面，而且校核已經(jīng)合格。根據(jù)軸的受力分析，分別按xy、xz平面計算各力產(chǎn)生的彎矩，同時依照計算結(jié)果作出xy平面上的彎矩和xz平面上的彎矩。=1100×103N.mm（5-15）4、校核軸的強(qiáng)度由軸的計算彎矩，可以看出前軸承支點(diǎn)處的計算彎矩較大，因此確定前軸承軸截面為危險截面。以下對該截面進(jìn)行校核。按照第四理論強(qiáng)度，計算彎曲應(yīng)力：（5-16）式中：——軸在計算截面上的工作應(yīng)力，Mpa；——軸的直徑，mm；——軸在計算截面上的合成彎矩；危險截面處＝1100×103N.mm——軸在計算截面上的軸向載荷；截面——軸在計算截面上的扭矩；