1、隨著汽車工業的發展和汽車技術的提高，驅動橋的設計和制造工藝都在日益完善。驅動橋和其他汽車總成一樣，除了廣泛采用新技術外，在結構設計中日益朝著“零件標準化、部件通用化、產品系列化”的方向發展及生產組織專業化目標前進。應采用能以幾種典型的零部件，以不同方案組合的設計方法和生產方式達到驅動橋產品的系列化或變形的目的，或力求做到將某一類型的驅動橋以更多或增減不多的零件，用到不同的性能、不同噸位、不同用途并由單橋驅動到多橋驅動的許多變形汽車上。本說明書中，根據給定的參數，首先對主減速器進行設計。主要是對主減速器的結構，以及幾何尺寸進行了設計。主減速器的形式主要有單級主減速器和雙級主減速器。而主減速器的齒

2、輪形式主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。本次設計采用的是整體式單級主減速器，齒輪形式采用雙曲面齒輪。其次，對差速器的形式進行選擇，差速器的形式主要分為普通對稱式圓錐行星齒輪差速器和防滑差速器兩種。本次設計采用普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。最后，對半軸的結構、支承形式，以及橋殼的形式和特點進行了分析設計。本次設計采用全浮式半軸支承和整體式驅動橋殼。關鍵詞：驅動橋主減速器差速器半軸驅動橋殼ABSTRACTWiththedevelopmentoftheautomotiveindustryandvehicletechnologytoimprovethedesignandmanuf

3、acturingprocessofthedriveaxleareincreasinglyimproved.DriveAxleandotherautomotiveassembly,inadditiontothewidespreadadoptionofnewtechnologyinthestructuraldesign,thedirectionofdevelopmentandproductionorganizationsincreasinglytoward"standardizationofparts,componentsuniversalproductseries"profe

4、ssionalgoal.Partsshouldbeusedinseveraltypicaldriveaxleproductseriesordeformationofthepurposeofportfoliodesignandproductionmethods,orthatwecouldachieveacertaintypeofdriveaxletomoreordeletionfewparts,useddifferentperformance,manyofthedifferenttonnage,differentpurposesbyasinglebridgedrivertomulti-bridg

5、e-drivendeformationofthecar.Thismanual,accordingtothegivenparameters,thefirstmaingearboxdesign.Thestructureofthemaingearbox,andthegeometricdimensionsofthedesign.Themaingearboxintheformofsingle-stagemaingearboxandtwo-stagemaingearbox.Finaldrivegearmainlyintheformofspiralbevelgears,hypoidgears,cylindr

6、icalgears,wormandotherforms.Thisdesignisintegralsingle-stagemaingearbox,gearformsofhypoidgears.Secondly,intheformofdifferentialselection,differentialformsaredividedintoordinarysymmetricconeplanetarygeardifferentialandlimitedslipdifferentialtwo.Thedesignusesacommonsymmetricconeplanetarygeardifferenti

7、al.Finally,onthestructureoftheaxle,supportingforms,andtheaxlehousingformsandcharacteristicsoftheanalysisanddesign.Thedesignusesafullfloatingaxleshaftbearingandtheoveralldriveaxlehousing.Keywords:DriveaxleMainreducerDifferentialAxleDriveAxleHousing中文摘要1英文摘要21 緒論4課題背景及目的5研究現狀和發展趨勢5課題研究方法6論文構成及研究內容62 詳

8、細設計7驅動橋結構方案7主減速器的設計（詳細設計）8差速器的設計（結構設計）30半軸的設計（選型設計）34驅動橋殼的設計（選型設計）373結論44參考文獻45致謝46附錄1圖紙1緒論課題背景及目的隨著汽車工業的發展和汽車技術的提高，驅動橋的設計和制造工藝都在日益完善。驅動橋和其他汽車總成一樣，除了廣泛采用新技術外，在結構設計中日益朝著“零件標準化、部件通用化、產品系列化”的方向發展及生產組織專業化目標前進。應采用能以幾種典型的零部件，以不同方案組合的設計方法和生產方式達到驅動橋產品的系列化或變形的目的，或力求做到將某一類型的驅動橋以更多或增減不多的零件，用到不同的性能、不同噸位、不同用途并由單

9、橋驅動到多橋驅動的許多變形汽車上。汽車驅動橋位于傳動系末端。其基本功用首先是增扭，降速，改變轉矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，并將轉矩合理的分配給左右車輪。其次，驅動橋還要承受作用于路面和車身間的垂直力，橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。在現代汽車驅動橋上，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。在雙級主減速器中，通常還要加一對圓柱齒輪（多采用斜齒圓柱齒輪），或一組行星齒輪。在輪邊減速器中則常采用普通平行軸式布置的斜齒圓柱齒輪傳動或行星齒輪傳動。在某些公共汽車、無軌電車和超重型汽車的主減速器上，有時也采用蝸輪傳動。汽車主減速器是驅動橋最重要的組成部分，其功用是將

10、萬向傳動裝置傳來的發動機轉矩傳遞給驅動車輪，是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件。發動機的轉速通常在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.車用減速器發展趨勢和特點是向著六高、二低、二化方向發展，即高承載能力、

11、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。從發動機的大馬力、低轉速的發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。研究現狀和發展趨勢隨著汽車向采用大功率發動機和輕量化方向發展以及路面條件的改善,近年來主減速比有減小的趨勢,以滿足高速行駛的要求。為減小驅動輪的外廓尺寸,目前主減速器

12、中基本不用直齒圓錐齒輪。實踐和理論分析證明，螺旋錐齒輪不發生根切的最小齒數比直齒齒輪的最小齒數少。顯然采用螺旋錐齒輪在同樣傳動比下，主減速器的結構就比較緊湊。此外，它還具有運轉平穩、噪聲較小等優點。因而在汽車上曾獲得廣泛的應用。近年來，準雙曲面齒輪在廣泛應用到轎車的基礎上，愈來愈多的在中型、重型貨車上得到采用。在現代汽車發展中，對主減速器的要求除了扭矩傳輸能力、機械效率和重量指標外，它的噪聲性能已成為關鍵性的指標。噪聲源主要來自主、被動齒輪。噪聲的強弱基本上取決于齒輪的加工方法。區別于常規的加工方法，采用磨齒工藝，采用適當的磨削方法可以消除在熱處理中產生的變形。因此，與常規加工方法相比，磨齒工

13、藝可獲得很高的精度和很好的重復性。汽車在行駛過程中的使用條件是千變萬化的。為了擴大汽車對這些不同使用條件的適應范圍，在某些中型車輛上有時將主減速器做成雙速的，它既可以得到大的主減速比又可得到所謂多檔高速，以提高汽車在不同使用條件下的動力性和燃料經濟性。設計驅動橋應滿足如下基本要求：1) 選擇適當的主減速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。2) 外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，滿足通過性的要求。3) 齒輪及其他傳動件工作平穩，噪聲小。4) 在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。5) 具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和底盤之間的各種力和力矩：在此條件下，

14、盡可能的降低質量，尤其是彈簧下質量,減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。6) 與懸掛導向機構運動協調。7) 結構見底，加工工藝性好，制造容易，維修調整方便。課題研究方法1 .到實驗室了解驅動橋的構成。2 .通過上網，查閱書籍等途徑來熟悉它的工作原理。3 .不懂的問題請教老師進行解決論文構成及研究內容論文構成：摘要、正文、英文翻譯、設計圖紙研究內容：驅動橋結構方案選擇、主減速器設計計算、差速器的結構設計半軸的選型設計、驅動橋殼的結構設計表1-1汽車的主要技術參數汽車最大總質量ma2090KG田檔傳動比i3額aE載重重m390KG后軸軸荷分配62%發動機最大扭矩Temax/轉速nT2200(

15、r/min)車輪滾動半徑rr0.405m發動機最大功率45kw/最小離地間隙180220mmRma，轉速np3600(r/min)Hmin最大車速Vamax100km/h驅動方式4X2變速器最高檔（IV檔）傳動比ighg發動機布直方式FRI檔傳動比i1發動機旋轉方向逆日卅（輸出端）II檔傳動比i22詳細設計驅動橋結構方案在選擇驅動橋總成的結構型式時，應當從所設計汽車的類型及使用、生產條件出發，并和所設計汽車的其他部件，尤其是懸架的結構型式與特性相適應，以共同保證整個汽車預期使用性能的實現。驅動橋的總成的結構型式，按其總體布置來說有三種：普通的非斷開式驅動橋、帶有擺動半軸的非斷開式驅動橋合和斷開

16、式驅動橋。驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式密切相關。當車輪采用非獨立懸架時，驅動橋應為非斷開式（或稱為整體式），即驅動橋是一根連接左右驅動車輪的剛性空心梁，而主減速器、差速器及車輪傳動裝置（由左、右半軸組成）都裝在它里面。當采用獨立懸架時，為保證運動協調，驅動橋應為斷開式。這種驅動橋無剛性的整體外殼，主減速器及其殼體裝在車架或車身上，兩側驅動車輪則與車架或車身作彈性聯系，并可彼此獨立地分別相對于車架或車身作上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向傳動機構。為了防止運動干涉，應采用花鍵軸或一種允許兩軸能有適量軸向移動的萬向傳動機構。非斷開式驅動橋的橋殼是一跟支承在左右驅動車論上的剛性空心梁，而主減速器

17、、差速器及半軸等傳動機件都裝在其中。這時，整個驅動橋和驅動車輪的質量以及傳動軸的部分質量都是屬于汽車的非懸掛質量，使汽車的非懸掛質量較大，這是普通非斷開式驅動橋的一個缺點。整個驅動橋通過彈性懸架與車架連接。非斷開式驅動橋的整個驅動橋和驅動車輪的質量以及傳動軸的部分質量都是屬于汽車的非懸掛質量。因此，在汽車的平順性、操縱穩定性和通過性等方面不如斷開式驅動橋。但是斷開式驅動橋結構簡單、制造工藝性好、成本低、工作可靠、維修調整容易，因而廣泛用在各種載貨汽車、客車及多數的越野汽車和部分轎車上。1一主減速器2一套筒3一差速器4、7半軸5調整螺母6調整墊片8橋殼圖2-1非斷開式驅動橋非斷開式驅動橋結構簡單

18、，工作可靠，成本較低，但非懸掛質量大，廣泛應用各種商用車和部分乘用車上。由于本次設計的車輛并沒有過高的性能要求，出于經濟性考慮，在非斷開式驅動橋能滿足其性能的情況下，選擇非斷開式驅動橋。現代驅動橋主要由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。其結構如圖2-1所示。主減速器的設計（詳細計算設計）2.2.1主減速器的結構形式的選擇主減速器的結構形式選擇單級主減速器：由于其結構簡單、質量小、尺寸緊湊且制造成本低廉，廣泛用于主減速比10的各種中、小型汽車上。根據題目中車輛低載荷且傳動比的條件，采用單級主減速器。主減速器的齒輪類型在現代汽車驅動橋上，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪

19、。雙曲面齒輪其主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角也都是采用90o。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移，稱為上偏置或下偏置。這個偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。當偏移距大到一定程度時，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊凄的支承。這對于增強支承剛度、保證輪齒正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。雙曲面齒輪的偏移距使得其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。因此，雙曲面傳動齒輪副的法向模數或法向周節雖相等，但端面模數或端面周節是不等的。主動齒輪的端面模數或端面周節大于從動齒輪的。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

20、輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關。另外，由于雙曲面傳動的主動齒輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當的螺旋錐齒輪比較，負荷可提高至175。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，則不產生根切的最少齒數可減少，所以可選用較少的齒數，這有利于大傳動比傳動。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣，則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小，這對于主減速比i0的傳動有其優越性。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相

21、對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大，這時選用螺旋錐齒輪更合理，因為后者具有較大的差速器可利用空間。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要比螺旋錐齒輪相應的齒數多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動工作得更加平穩、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。本次設計車輛的傳動比要求基本封，且距地面高度200m加右，鑒于上述雙曲面齒輪具有的特點，選擇雙曲面齒輪的主減速器。這種主減速器由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，零件結構如圖2-2所示.1螺母；2一后橋凸緣；3油封；4前軸承；5主動錐齒輪調整墊片；6隔套；7墊片；8位置調整墊片；9后軸承;10主

22、動錐齒輪圖2-2主動錐齒輪及調整裝置零件圖主減速器主、從動錐齒輪的支承型式及安置方法在殼體結構及軸承型式已定的情況下，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法，對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確嚙合并具有較高使用壽命的重要因素之一。現在汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有懸臂式、騎馬式兩種。裝載質量為2t以上的汽車主減速器主動齒輪都是采用騎馬式支承。但是騎馬式支承增加了導向軸承支座，是主減速器結構復雜，成本提高。轎車和裝載質量小于2t的貨車，常采用結構簡單、質量較小、成本較低的懸臂式結構。5在這里采用懸臂式結構合理。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支承之間的分布而定

23、。為了增加支承剛度，支承間的距離應盡可能縮小。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使他們的圓錐滾子的大端相向朝內，小端相背朝外。2.2.2主減速器的基本參數選擇與設計計算主減速比io的確定主減速比io的大小，對于主減速器的結構形式，輪廓尺寸及質量的大小影響很大。主減速比的選擇，應該在汽車總體設計時和傳動系統總傳動比（包括變速器、分動器和加力器、驅動橋等傳動裝置的傳動比）一起，由汽車的整車動力計算來確定。正如傳動系統的總傳動比及其變化范圍為設計傳動系統組成部分的重要依據一樣，驅動橋的主減速比io是主減速器的設計依據，是設計主減速器的原始參數。傳動系統的總傳動比對于汽車的動力性、燃料經濟性有非常重

24、要影響，發動機的工作條件也和汽車傳動系統的傳動比有關。可以采用優化設計方法對發動機參數與主減速比進行最優匹配。Epioo.377對于具有較大儲備功率的車輛，在給定發動機最大功率的情況下，所選擇的io值應該能保證這些汽車有盡可能高的最大車速，io應由下式來確定：vamaxigh式中：rr一車輪的滾動半徑，；np最大功率時的發動機轉速，3600r/min；vamax一汽車的最高車速，lOOkm/h；igH一變速器最高擋傳動比，1主減速齒輪計算載荷的確定按以下三種工況進行從動齒輪的轉矩計算1）通常是將發動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下。作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（

25、Tje、Tjh）的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷，即：TemaxiTLKOTG2m2rrLBiLB式中:Temax發動機最大轉矩，2成122NIDi1變速器最低檔傳動比i產i0王減速比i0=T上述傳動部分的效率，取t=m2負荷轉移系數Kd超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動的各類汽車取Kd=1;n該車的驅動橋數目；該車采用發動機前置前驅n為1G2汽車滿載時一個驅動橋名&水平地面的最大負荷，N;N輪胎對路面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=;對越野汽車取=;對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取=;此車

26、為一般公路用車取=;rr車輪的滾動半徑，成LB一主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率（通常取）；取iLBI主減速器從動齒輪到車輪間的傳動比。iLB=12）由上式求得的計算載荷是最大轉矩，主要用于錐齒輪最大應力計算，疲勞壽命計算則需要按汽車日常行駛的平均轉矩在確定計算載荷TcfG/r.Tcf：（fR儲fi）=N，miLBLBn式中：Ga一汽車滿載總重20482N;fR一道路滾動阻力系數，一般轎車取，貨車取,越野車取；取八一平均爬坡能力系數，一般轎車取，貨車和城市公交取，長途客車取，越野車取；取fi一汽車性能系數：1fi161000.195GaTemaz（2-9）,0195GTemaz（當095Ga

27、,16時,取fi=0）0195G由于0.192=所以取fi=0Temaz對于主減速器主動齒輪，應將（2-6）、（2-7）和（2-8）式分別除以主減速比i。和傳動效率g（對于螺旋錐齒輪g=；對于雙曲面齒輪，當i。>6時，g=,當i0<6時，G=）。取G=3）:當計算主減速器主動齒輪時，應將各式分別除以該齒輪的減速比及傳動效率Tz=Tc/i0T=N-m2-4）Tz=Tcf/ioT=Nl-m2-5）式中：Tc,%計算轉矩，N-m,按最低檔傳動比時Tc=m，按從動齒輪的平均計算轉矩Lf=mio主減速比；T上述傳動部分的效率，取T=95%主減速器齒輪基本參數的選擇1）齒數的選擇選擇主、從動錐

28、齒輪齒數時應考慮如下因素：a.為了磨合均勻，zi、Z2之間應避免有公約數；b.為了得到理想的重合系數和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不少于40;c.為了嚙合平穩、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于轎車，乙一般不少于9;對于貨車，zi一般不少于6;d.當主傳動比較大時，盡量使zi取得少些，以便得到滿意的離地間隙。當io>6時，zi可取最小值并等于5,但為了嚙合平穩并提高疲勞強度常大于5;當io較小時（5）,乙可取712。表2-1汽車主減速器主動錐齒輪齒數傳動比（z2/zi）zi推薦zi允許范圍141216I3111511101310911109111091198108797686575

29、56本車的主減速比為，主減速比較大，參考表1后選用乙=7,乙=38實際主減速比為。返回計算得：T產Tz=%TzfA節圓直徑的選擇可根據推薦的從動錐齒輪的計算轉矩中取較小值按經驗公式選出：d2Kd23jTc=214mmcU4、c式中：d2從動錐齒輪的節圓直徑，mmKd2直徑系數，Kd2=；取（2=Tc計算轉矩Nm3）齒輪端面模數的選擇d2選定后，可按式m=dz2算出從動錐齒輪大端端面模數為，并用下式校核：mKmVTc=式中：Tc計算轉矩，NmK模數系數，取Kn=o取由m=d/z2=取最小值則m=4）齒面寬的選擇汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬B（mm）隹薦為：B=式中：d2從動

30、齒輪節圓直徑，214mm考慮到齒輪強度要求取34mm。小錐齒輪的齒面寬一般要比大錐齒輪的大10%,故取38mm。5） 雙曲面齒輪的偏移距E轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的E值，不應超過從動齒輪節錐距A0的40%（接近于從動齒輪節圓直徑d2的20%）；而載貨汽車、越野汽車和公共汽車等重負荷傳動，E則不應超過從動齒輪節錐距A的20%（或取E值為d:的10%-12%且一般不超過12%。傳動比愈大則正也應愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距E可達從動齒輪節圓直徑d2的20%30%。但當E大干d2的20時，應檢查是否存在根切。該車屬輕負荷傳動，故取E為41mm。6） 雙曲面齒輪的偏移方向與螺旋錐

31、齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向它是這樣規定的，由從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側，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。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。該車取下偏移主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋。7） 齒輪法向壓力角的選擇格里森制規定轎車主減速器螺旋錐齒輪選用14。30',或16。的法向壓力角；載貨汽車和重型汽車則應分別選用20。、2230'的法向壓力角。對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側的法向壓力角不等，因此應按平均壓

32、力角考慮,載貨汽車選用2230'的平均壓力角，轎車選用19。的平均壓力角。當zi>8時，其平均壓力角均選用21°15'。該轎車取齒輪法向壓力角為19°序號名稱計算說明結果表2-2圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計算用表mm1小齒輪齒數Z172大齒輪齒數Z2383笫一項計算值，第項計算值Z1/Z24大齒輪兇卸竟B345小齒輪軸線偏移距E416大齒輪分度圓直徑d22147刀盤名義半徑rd8小齒輪螺旋角的預選值15392正切值Tg110初選大輪分錐交余切值Ctgrz=1.2(3)11%的正弦值sinr2i12大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑(6)(4)(11)Rm

33、22.013大、小輪螺旋角的正弦值(5)(11)sini=(12)14i的余弦值cosi15初定小輪擴大系數(14)+(9)(13)16小輪中點分度圓半徑換算值(3)(12)17小齒輪在齒而寬中點處的分度圓半徑Rm1(15)(16)輪齒收縮系數Tr;當Tr0.02(1)1.0618乙12時，Tr=(1)+;當Z112時，Tr=或者TR1.3019近似計算公法線kk在大輪軸線上的投影(12)(10)(17)20大輪軸線在小輪回轉平面內偏置角正切Tg型(19)第一次計算值第二次計算值第三次計算值21角余弦值J1.0(20)22正弦值(20)sin(21)23大輪軸線在小輪回轉平面內偏置角24初算大

34、輪回轉平面內偏置角正弦(17)(22)sin2(12)252角正切tg226初算小輪分錐角正切tn(22)tg1(25)271角余弦cos128A次校正螺旋角差值2如的正弦.n也sin2(27)292角余弦cos230A次校正螺旋角正切.(15)(29)tg1(28)31擴大系數的修正量2892932大輪擴大系數的修正量的換算值(3)(31)33校正后大輪偏置角的正弦值sin1=24-2232341正切tg135校正后小輪偏置角的正弦值tg1(22)/(34)36小齒輪節錐角1371角的余弦cos138第二次校正螺旋角差值1的正弦sin1(33)/(37)3911401的余弦cos141第二次

35、校正螺旋角差值1的正弦(15)(31)(40)tg1-(38)42小齒輪中點螺旋角1,應與（8）項的預選值非常接近1431的余弦cos144確定大輪螺旋角2(42)(39)452的余弦cos2462的正切tg247大輪分錐角的余切Ctg2(22)/(33)48大齒輪節錐角2492的正弦sin2502的余弦cos251(17)(12)(32)(37)52(12)(50)53兩背錐之和(51)(52)54大輪錐距在螺旋線中點切線方向上投影(12)(45)(49)55小輪錐距在螺旋線中點切線方向上投影(43)(51)/(35)56極限齒形角正切負值(41)(55)(46)(54)tg01(53)57

36、極限齒形角負值0158o1的余弦cos0159(41)(56)(51)60(46)(56)(52)61(54)(55)62(54)(55)(61)63(59)(60)(62)64(41)(46)(63)65齒線曲率半徑(64)Q(58)66比較值/(65)67(3)(50);1.0(3)68里(17)(35);(35)(34)69374067左70R圓心至軸線交叉點的距離Zm(49)(51)71大齒輪節錐頂點至小齒輪軸線的距離；“+”表示節錐頂點越過了小齒輪的軸線，“-”邊式節錐頂點在大齒輪輪體和小齒輪軸線之間Z(12)(47)(70)72在節平囿內大齒輪面寬中點錐距A但八m(49)73大齒輪

37、節錐距a0.5(6)Ao(49)74(73)(72)75hgm:大齒車匕仕兇卸竟度中點處的工作齒高；k：齒高系數，hk(12)(45)gm(2)76(12)(46)77(49)(76)(45)78輪齒兩側壓力角的總和，此值為平均壓力角的兩倍io3879sini80平均壓力角IZ8122.0o1981cos282*83(77)(82)84雙重收縮齒齒根角總和（）10560(83)D(2)85大齒輪齒頂圖系數Ka86KB1.150(85)87大齒輪齒面寬中點處的齒頂局hm2(75)(85)88大齒輪齒面寬中點處的齒根高hm2(75)(85)0.589大齒輪兇頂角290sin291大齒輪齒根角292

38、sin293大齒輪的齒頂局h2(87)(74)(90)94大齒輪的齒根高h2(88)(74)(92)95C:徑向間隙C0.150(75)0.0596大齒輪齒全高H(93)(94)97大齒輪齒工作高hg(96)(95)98大齒輪的圓錐角o2(48)(91)99sino2100COSo2101大齒輪的根錐角R2(48)(91)102sinr2103cosR2104CtgR2105大齒輪外圓直徑(93)(50)do2cL(6)0.5106大輪大端分度圓中線至軸線交叉點的距離(70)(74)(50)107大齒輪外緣至小齒輪軸線的距離Xo2(106)(93)(99)108大圓頂圓齒頂局與分度圓處齒高之差

39、(72)(90)(87)(99)109大端分度圓處與齒根處高度差(72)(90)(88)(102)110大齒輪面錐頂點至小齒輪軸線的距離Zo(71)(108)111大齒輪根錐頂點至小齒輪軸線的距離Zr(71)(109)112(12)(70)(104)113修正后小輪軸線在大輪回轉平面內偏置角正弦(5)sin(12)114cos115tg116sino1(103)(114)117小齒輪的面錐角o1118coso1119tgo1120(102)(111)(95)(103)121小齒輪面錐頂點至大齒輪軸線的距離(5)(113)(120)Go(114)122(38)(67)左(69)123；cos12

40、4(39)(123)左；cos1251(117)-(36)126(123)右/(124)右(113)(67)右-(68)右127(123)右/(124)右128(68)左(87)(68)右129(118)/(125)右130(74)(127)131小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離B1=(128)-(130)(129)+(75)(126)132(4)(127)(130)133小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線距離B1=(128)-(132)(129)+(75)(126)134(121)(131)135小齒輪外圓直徑(119)(134)d01CL0.5136(70)(100)(12)(99)137在大輪回轉平

41、面內偏置角正弦一(5)sin0(136)138在大輪回轉平面內偏置角0139cos0140(99)(110)(95)(100)141小齒輪根錐頂點至大齒輪軸線的距離(5)(137)(140)GR(139)142sinR1(100)(139)143小齒輪根錐角R1144cosR1145tgR1146最小齒側間隙允許值Bmin147最大齒側間隙允許值Bmax148(90)(92)149(96)(148)150在節平囿內大齒輪內錐距A(73)(4)說明：表2-2中的第65項求得的齒線曲率半徑rd與第7項選頂的刀盤半徑rd之差不應超過%的1%否則要重新試算第20項至第65項。主減速器雙曲面齒輪的強度計

42、算1）單位齒長上的圓周力pP/F式中：p單位齒長上的圓角力，N/mmP作用在齒輪上的圓周力，N,按發動機最大轉矩Teamx和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算；F從動齒輪的齒面寬，mm按發動機最大轉矩計算時：Temaxigkigifn103n.(d1/2)F第一擋:Temaxigkigifn103n.(d"2)F<P直接檔:3Temaxigkigifn10Pgg=<Pn.(d1/2)F式中:TemaX發動機最大轉矩,122NJ-miig變速器傳動比，常取1檔及直接檔進行計算；1檔為；直接檔為d1主動齒輪節圓直徑,F從動齒輪的齒面寬,34mmn該車的驅動橋數目；該車n為1if

43、分動器的轉動比；2Tce103D2b2按驅動輪打滑的轉矩計算:2G2m2rr3p10D2b2imm式中:Tc=d2=214b2=34c則P=P許用單位齒長上的圓周力如下表2-2表2-3許用單位齒長上的圓周力按發動機最大轉矩計算按最大附著力矩計算附著系數1檔2檔直接檔轎車893536321893貨共汽車982214牽引汽車536250目前，由于技術的進步，可在上述許用值的基礎上增加10325%從上可知設計的齒輪符合要求。2）輪齒的彎曲強度計算汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪輪齒的計算彎曲應力w（N7mm）為：2TcK0KsKm103KvFMSDJ按（Tje、Th）較小

44、值校核主動齒輪的彎曲強度：310=MPa<780MPa2TK0KsKmKvFMSDJvS從動齒輪的彎曲強度校核:2工K。KsKmKvFMSDJ310=MPa<700MPa式中：Tj齒輪的計算轉矩，m,對于主動齒輪還需將上述計算轉矩換算到主動齒輪上；K）一超載系數；取1KS尺寸系數，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關。當端面模數m>1.6mm時，K=4/m/25.4=;K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，（=。支承剛度大時取小值；Km取Kv質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好、周節及徑向跳動精度高時，可取（=1;

45、F計算齒輪的齒面寬，34mmZ計算齒輪的齒數38;m端面模數，；J計算彎曲應力用的綜合系數3）輪齒的接觸強度計算j(MPa)為:(2-13)圓錐齒輪與雙曲面齒輪齒面的計算接觸應力Cp2TimaxKoKsKmKf103jdiiKvFJ按（Tje、Tjh）較小值校核輪齒的接觸強度：Cp2TcKoKsKmKf103jd1KvFJ=MPa<2800MPa式中：Tz、Tc分別為主動齒輪的工作轉矩和最大轉矩，NJ-RCp材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取2/mmdi主動齒輪節圓直徑，46.818mmKf表面質量系數，對于制造精確的齒輪可取K=1;F齒面寬，34mm取齒輪副中的較小值（一般為從動齒輪齒面

46、寬）；J一一計算接觸應力的綜合系數，取主、從動齒輪的接觸應力是相同的。當按日常行駛轉矩計算時，許用接觸應力為1750MPa當按計算轉矩計算時，許用接觸應力為2800MPa計算時應將上述計算轉矩換算到主動齒輪上。主減速器錐齒輪軸承的載荷計算1）錐齒輪齒面上的作用力齒寬中點處的圓周力:Fadm式中:T一作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動齒輪上的當量轉矩見1ft13f23ft33100fi1(ig1100)fi2(ig2100)fi3(ig3100)fiR(igRftR3100其中：Temax-發動機最大轉矩九，Q-fiR-變速器在各擋的使用率，參考文獻5的表3-14選取ig1，ig2/g3i

47、gR-變速器各擋的傳動比gg-ggft1,ft2,ft3ftR變速器在各擋時發動機轉矩利用率，參考文獻5的表341選取其中fTi",Tei為變速器處于第i檔時的發動機轉矩Temax所以主動錐齒輪的當量轉矩為T1Tdz=Nmdm-該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑z1cos2dm1dm2z2cos11=Ndm2d2b2sin2=主動齒輪有：F1cos22cosdF對于從動齒輪有：式中：b2-從動齒輪齒面寬2-從動齒輪節錐角1,2-分別為主、從動齒輪的螺旋角Z1,Z2-分別為主、從動齒輪的齒數2）錐齒輪的軸向力和徑向力a.軸向力主動齒輪：FazF1(tansinsincos)cos從動齒輪：F

48、acF2(tansinsincos)cosb.徑向力主動齒輪：FRzF1(tancossinsin)cos從動齒輪：FRcF2(tancossinsin)cos上述的4式中，為錐齒輪的法向壓力角；為螺旋角：為節錐角當錐齒輪齒面所受的圓周力、軸向力與徑向力計算確定后，根據主減速器軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。主動錐齒輪軸的材料選用40C鋼，調質處理。11由文獻13查表7-1得材料的強度極限b=700P3查表7-12得化=65MPa可以推出軸所滿足條件的最小直徑:“3Pt-dminc.n=其中c由文獻13的表7-11中取得c=100;P；n分別為發動機的額定功率和轉速，其值由表1中可得。

49、即取dmin=30mm由裝配關系可以得出最小直徑的位置是安裝導向軸承的，所以確定導向軸承的型號為31306的圓錐滾子軸承。再根據小齒輪軸和差速器的設計，小齒輪軸的軸承選用的圓錐滾子軸承的型號為32007,差速器軸承選用的圓錐滾子軸承型號為3221611。3)錐齒輪軸承的載荷a.較遠處軸承的載荷：1?225徑向力：Ra.(Fib)(FRzb0.5Fazdim)a=3738N軸向力：A=Faz=b.較近處軸承的載荷徑向力：Rb1.(FiC)2(FrzC0.5FaZd1m)25a軸向力：A=0式中：a=73mm;b=42mm;c=115mm則較遠處軸承的當量載荷Q=XRYA其中對于單列圓錐滾子軸承，

50、當公e時，X=1;Y=0R當ae時，X=；Y值及判斷參數e參考軸承手冊或產品樣本RA一.此設計中一=3738=e=1.5tan=時，X=;Y=R所以Q=此時對于31306型軸承，由文獻13可查的它的額定動載荷c=,則軸承的壽命：106(ftc60nfpQp式中:ft-溫度系數，取值按文獻5表3-42取出，取1fp-載荷系數，對于車輛，可取fp=,此設計取-壽命指數，滾子軸承取10/3n一軸承的計算轉速：n266vmrr=r/minrr-輪胎的滾動半徑Vam-汽車的平均行駛速度，km/h;對于轎車取為50-55km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取為30-35km/h同理較近處軸承選用32007型，它的當量載荷Q=Ra=3738N,額定動載荷c=此時此軸承的壽命Lh=313379h由參考文獻5可知軸承的額定壽命L弛LhVam式中：s一汽車的大修里程，km.小排量乘用車及客、貨車的大修里程一般15萬km以上，大修壽命較低；排量較大的乘用車，總質量較大的貨車、客車大修里程一般在30萬km以上，大修壽命較長；總質量大的貨車在使用質量良好的柴油機時，大修壽命可達到（50-80）萬km=根據車型此設計選用30萬km1所以Lh=6000h從上可知設計的齒輪