畢業(yè)設計（論文）-某微型客車后驅動橋設計（全套圖紙）

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1、畢業(yè)設計畢業(yè)設計( (論文論文) )題目：某微型客車后驅動橋設計題目：某微型客車后驅動橋設計 系 別： 機電信息系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 學 生： 學 號： 指導教師： 2014 年 09 月某微型客車后驅動橋設計摘 要驅動橋是汽車行駛系統(tǒng)的重要組成部分。其基本功用是增大有傳動軸或直接有變速器傳來的轉矩。并將動力分配給左、右兩個驅動輪，使左、右驅動輪具有汽車形式運動學所要求的差速功能。所以其設計質量直接關系到整車性能的好壞。在設計過程中，需要嚴謹和認真的態(tài)度進行設計。在緒論部分，對本課題的背景研究意義及國內外情況簡明扼要的說明。在方案論證部分，對驅動橋及其總成結構形式的選

2、擇作了具體的說明。本設計選用了單級減速器，采用的是雙曲面齒輪嚙合傳動，盡量的簡化結構，縮減尺寸，有效的利用空間，充分減少材料浪費，減輕整體質量。由于是微型客車，主要行駛在路面較好的條件下，決定使用對稱式圓錐行星齒輪差速器。半橋則選用全浮式半橋。在設計計算與強度校核部分，對主減速器、差速器、半軸和驅動橋殼等重要部件的參數作了選擇。同時也對以上的幾個部件進行了必要的校核計算。結束語是對本次畢業(yè)設計的一些看法和心得體會，并對悉心幫助和指導過我的指導老師和同學表示衷心的感謝和深深的敬意。關鍵詞：關鍵詞： 微型客車；驅動橋；主減速器；差速器全套圖紙加 153893706Design of drive a

3、xle minibusAbstractDrive axle is an important part of the car system. Its basic function is to increase the shaft or directly with the transmission of torque. And distributes power to the left and right two driving wheels, make the left and right driving wheels car form required by the kinematic dif

4、ferential function. So its design quality directly related to vehicle performance is good or bad. In the process of design, need strict and serious attitude to carry on the design.In the introduction part, the background of this topic research significance and the situation at home and abroad and br

5、ief description.Part of the project demonstration, the choice of drive axle and assembly structure forms the specific instructions. This design chooses a single stage reducer, USES a hyperboloid gear meshing transmission, try to simplify the structure, reduced size, effective use of space, sufficien

6、t to reduce material waste, reduce the overall quality. Being minivans, main drive under the condition of the pavement better, decided to use the symmetric cone planetary gear differential. A half bridge is semi floating half bridge.In design calculation and intensity, the Lord reducer, differential

7、 and half shaft and drive axle housing, and other important components of the parameters has made the choice. And at the same time for more than a few parts for the necessary checking calculation.Is the conclusion of this graduation design of some of the views and comments, and carefully to help and

8、 guidance of my instructor and classmates express my heartfelt thanks and deep respect.Key words: minivans;drive axle;The main reducer;differential主 要 符 號 表大齒輪節(jié)錐距0A從動錐齒輪中點錐距mA軸承的額定動載荷C、分別為主、從動雙曲面齒輪的外圓直徑01d02d、分別為主、從動雙曲面齒輪的節(jié)圓直徑1d2d雙曲面齒輪偏移距E雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬F汽車正常使用時的平均爬坡能力系數Hf汽車或汽車系列的性能系數Pf道路滾動阻力系數Rf后軸對水平

9、地面的荷重2G汽車滿載總重量aG、分別為主、從動齒輪的齒頂高1h2h、分別為主、從動齒輪的齒根高1h2h齒工作高gh齒工作高系數1H齒全高系數2H驅動橋主減速比0i分動器高檔傳動比FHi變速器 1 檔傳動比1gi輪邊減速器傳動比LBi傳動系低檔傳動比TLi雙曲面齒輪輪齒彎曲計算用綜合系數J雙曲面齒輪的從動齒輪齒頂高系數aK雙曲面齒輪強度計算用表面質量系數fK雙曲面齒輪強度計算用載荷分配系數mK 雙曲面齒輪強度計算用超載系數0K雙曲面齒輪強度計算用尺寸系數sK雙曲面齒輪強度計算用質量系數vK軸承的額定壽命L齒輪模數、端面模數m發(fā)動機最大功率下的轉速pn發(fā)動機最大功率maxeP單位齒長上的圓周力p

10、刀盤的名義半徑dr車輪的滾動半徑rr發(fā)動機轉矩eT發(fā)動機最大轉矩maxeT計算轉矩jT發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低擋傳動比時作用在主減速器從動齒jeT輪上的計算轉矩驅動車輪滑轉時作用在主減速器從動齒輪上的計算轉矩jT主減速器從動齒輪的平均計算轉矩jmT齒輪齒數z齒輪壓力角中點螺旋角或名義螺旋角、分別為雙曲面齒輪主、從動齒輪的節(jié)錐角12、分別為主、從動齒輪的面錐角0102、分別為主、從動齒輪的根錐角1R2R 輪胎與路面的附著系數汽車傳動系效率T輪邊減速器的傳遞效率LB接觸應力j彎曲應力W扭轉應力 剪切應力s I目目 錄錄1 緒論緒論.11.1 題目背景.11.2 研究意義.11.3 國內外相關研

11、究情況.11.4 本設計研究的主要內容.32 驅動橋總成結構形式及布置驅動橋總成結構形式及布置.42.1 總體方案論證.42.2 驅動橋的分類.42.2.1 非斷開式驅動橋.43 主減速器設計主減速器設計.63.1 主減速器結構方案的分析.63.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案.83.3 主減速器錐齒輪設計.93.3.1 主減速比 I0的確定.93.3.2 主減速器齒輪計算載荷的確定.103.4 主減速器齒輪基本參數的選擇.113.4.1 齒數的選擇.113.4.2 從動錐齒輪節(jié)圓直徑的選擇.113.4.3 從動錐齒輪端面模數的選擇.123.4.4 螺旋錐齒輪齒寬 F 的選擇.123.4.

12、5 螺旋錐齒輪的螺旋方向.123.4.6 螺旋角的選擇.123.4.7 齒輪法向壓力角的選擇.133.5 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算.133.6 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算.153.6.1 單位齒長上的圓周力.153.6.2 輪齒的彎曲強度計算.163.6.3 輪齒的齒面接觸強度計算.173.7 主減速器齒輪的材料及熱處理.173.8 主減速器軸承的計算.183.8.1 作用在主減速器主動齒輪上的力.183.8.2 主減速器軸承載荷的計算.203.8.3 主減速器軸承額定壽命的計算.21II3.9 主減速器的潤滑.224 差速器設計差速器設計.244.1 差速器結構形式的選擇.2

13、44.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計.254.2.1 差速器齒輪的基本參數選擇.254.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算.274.3 差速器齒輪的材料選擇.284.4 差速器齒輪的強度計算.285 半軸設計半軸設計.305.1 半軸的型式.305.2 半軸的設計與計算.315.2.1 全浮式半軸計算載荷的確定.315.2.2 全浮式半軸桿部直徑的初選.315.2.3 半軸的結構設計、材料與熱處理.315.2.4 半軸的強度計算.326 驅動橋殼體設計驅動橋殼體設計.346.1 驅動橋殼的分類.346.1.1 可分式橋殼.346.1.2 整體式橋殼.356.1.3 組合式橋殼.366.2 驅

14、動橋殼的選擇.367 結結 論論.37參考文獻參考文獻.38致致 謝謝.39畢業(yè)設計（論文）知識產權聲明畢業(yè)設計（論文）知識產權聲明.40畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明.411 緒論11 緒論1.1 題目背景題目背景21 世紀，汽車工業(yè)成為中國經濟發(fā)展的支柱產業(yè)之一，汽車企業(yè)對各系統(tǒng)部件的設計需求旺盛。其中驅動橋是汽車的一個重要組成部分，它直接影響汽車的動力性性和操控性。 本課題根據長安之星 2 汽車的主要行駛參數和運動要求，對其后驅動橋進行整體結構設計，目的在于實現(xiàn)汽車在各種路況下進行良好的行駛，保證其動力性和操控性。改革開放 30 年來，我國汽車后橋設計行業(yè)隨著整車行

15、業(yè)的快速發(fā)展而不斷發(fā)展壯大，形成了一批頗具規(guī)模的汽車后橋設計企業(yè)。大多數本土后橋設計企業(yè)在引進消化吸收國外先進技術方面取得了突出成績，并不斷堅持自主創(chuàng)新，涌現(xiàn)了大量自主創(chuàng)新的產品。另外，一些跨國公司獨資或合資企業(yè)開始陸續(xù)在中國設廠，為滿足持續(xù)高速增長的中國汽車市場需求作出了非常大的貢獻1。1.2 研究意義研究意義隨著中國緊急的發(fā)展，汽車企業(yè)自然就成為中國經濟不可或缺的重要部分，在高速發(fā)展的當代社會，汽車已成為主要的運輸工具，在生活，商業(yè)，軍事，等等，各方面扮演著主要角色，因此，發(fā)展汽車工業(yè)是刻不容緩的。汽車經歷了一百多年的發(fā)展，已經相當成熟，汽車像人一樣，是一個有機的整體，它的完美需要各個部件

16、的組合。后橋是汽車的一個重要部分，就像人類的骨骼關節(jié)一樣。后橋驅動系統(tǒng)設計的成功與否，將直接決定著汽車是否完美。1.3 國內外相關研究情況國內外相關研究情況改革開放以來，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，驅動橋也隨著整車的發(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驅動橋技術的發(fā)展趨勢?，F(xiàn)狀：在產品設計開發(fā)上，CAD、CAE 等計算機應用技

17、術，以及UG、Pro/E 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(xiàn)了計算機編1 緒論2程的電算化。3新一代驅動橋設計開發(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(xiàn)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(xiàn)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，我國的驅動橋開發(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

18、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(xiàn)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驅動橋總成，由仿制到創(chuàng)新，早日縮小并消除與世界先進水平的差距。發(fā)展方向： a.驅動橋向重載方向發(fā)展 隨著我國基礎設施建設投資的不斷加大以及水電、礦業(yè)、油田、公路、城市交通運輸和環(huán)保工程建設等項目的增加，加大了重型車的需要，

19、為重型車的發(fā)展創(chuàng)造了廣闊的市場空間。重型汽車近年來生產總量直線上升，2001 年全國重型汽車比上年同期增長 91.67%，2002 年為 60.97%，2003 年為 3.22%，重型汽車的用車環(huán)境及其它各項指標發(fā)生了很多的變化,標載噸位不斷向大的方向發(fā)展，多軸車上升明顯。 b.驅動橋向多聯(lián)驅動橋發(fā)展為了規(guī)范道路車輛的制造，為治理超限超載提供技術上的準則，由國家發(fā)改委、交通部、公安部共同提出的強制性標準 GB1589-2004道路車輛外廓尺寸、軸荷及質量限值于 2004 年 4 月 28 日發(fā)布，該標準對汽車車橋的載荷進行了明確規(guī)定：單軸掛車軸荷的最大限值每側單胎為 6000kg，每側雙胎為1

20、0000kg，并裝雙軸掛車軸荷的最大限值為 20000kg,并裝三軸掛車軸荷的最大限值為 24000kg。這樣,為了實現(xiàn)車輛多拉快跑又不違反國家法規(guī)，各汽車生產廠家在 6X4、8X4 等多軸車的基礎上推出了 10X6 以上的多軸重型車。但這些多軸車都是在雙聯(lián)驅動橋的基礎上增加浮動橋而成，雖然其稱 10X6，但實際起驅動作用的只有兩個驅動橋，這樣，由于驅動橋不能對車輪進行合理的扭矩分配，使得增加浮動橋后的整車行駛系沒有很好地發(fā)揮車橋驅動的作用。為了能合理地分配扭矩，以滿足某些獨立懸掛多軸驅動車型的使用，一些車橋生產廠家自主研發(fā)了三聯(lián)驅動橋，三聯(lián)驅動橋的扭矩分配原理是：每一個驅動橋都可以得4到從發(fā)

21、動機傳出的扭矩的 1/3。這樣就可以在很大限度上滿足多軸車的需要,合理分配從發(fā)動機傳到車輪上的扭矩，提高這類車型的可靠性和安全性，并為以后的四聯(lián)、五聯(lián)驅動橋打下科學基礎。 c.增加驅動橋附件的技術含量 據分析，不管重型車的技術含量提升得多快，在未來 15 年內大多數重型車的車橋和懸架結構不會有明顯的改變，傳統(tǒng)的結構和型式仍處于主導地位。那怎樣在相同結構的基礎上推出各自車橋的亮點呢？這是每一個專業(yè)廠必須不斷研究的問題。以前，各廠家主要是在載重噸位上進行競爭，但在國家法規(guī)的限定下，車橋的載重能力不可能有太多的增加,現(xiàn)在各專業(yè)廠采用最多的方法是：不斷增加車橋及其附件的技術含量，從橋殼的制造工藝、車橋

22、的減速形式、車輪的制動方式等方面入手，通過吸收國外一些先進的技術，推出具有本企業(yè)特色、結構先進、承載能力強的車橋，不斷提升產品的制造質量及服務質量2。1.4 本設計研究的主要內容本設計研究的主要內容 a.了解汽車驅動橋系統(tǒng)的現(xiàn)狀，熟悉其發(fā)展狀況，掌握汽車驅動橋的詳細構造和工作原理。 b.根據微型客車性能要求，對驅動橋系統(tǒng)的主減速器、差速器機構和半軸等進行結構設計，運用 Auto CAD 軟件繪制驅動橋總裝配圖，實現(xiàn)汽車的行駛功能并滿足動力性要求。 表 1.1 車橋相關設計參數車型名稱最高車速（km/h）車重（kg）最大功率（kw）最大功率轉速（rpm）最大扭矩（Nm）后輪胎型號后輪距（mm）驅

23、動方式長安之星2 型1251480606000103165/70R131290后輪驅動2 驅動橋總成結構形式及布置52 驅動橋總成結構形式及布置2.1 總體方案論證總體方案論證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，并將動力合理地分配給左、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等組成3-5。驅動橋設計應當滿足如下基本要求：a. 所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經濟性。b. 當兩驅動車輪以不同角速度轉動時，應能將轉矩保持平穩(wěn)且連續(xù)不斷（無脈動）地傳遞到兩個驅動車輪上。c

24、. 齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。d. 能承受和傳遞路面與車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力及其力矩。e. 驅動橋各零部件在強度高、剛性好、工作可靠及使用壽命長的條件下，應力求做到質量小，以減小不平路面給驅動橋的沖擊載荷，從而改變汽車的平順性。 f. 與懸架導向機構運動協(xié)調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調。g. 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。2.2 驅動橋的分類驅動橋的分類驅動橋的結構型式，可以分為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨

25、立懸架驅動橋；后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。然而本課題研究的是微客車橋，無需在條件困難的公路上長期工作，故而選取非斷開式驅動橋。2.2.1 非斷開式驅動橋非斷開式驅動橋 普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，2 驅動橋總成結構形式及布置6即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安7裝在其中。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于汽車的非懸掛質量，汽車

26、的非懸掛質量交大，這是它的一個缺點，如圖 2.1。在少數具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型載貨汽車上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。1-輪轂 2-橋殼 3-半軸 4-差速器 5-主減速器圖 2.1 非斷開式驅動斷開式驅動橋（如圖 2.2）的兩側驅動輪分別用彈性元件與車架相連，沒有一個連接左、右驅動車輪的剛性整體外殼或梁，橋殼是分段的，并且彼此之間可以作相對運動。一般將主減速器殼固定在車架或車身上，左、右驅動車輪的半軸必須分為兩段并用萬向節(jié)連接，半軸套管與主減速器殼也必須采用個鉸鏈

27、式連接，如圖 2.2 所示。斷開式驅動橋結構較為復雜，成本高，但利于改善汽車的平順性、操縱穩(wěn)定性和通過性，故適用于對行駛平順性要求較高的乘用車及通過性要求較高的越野汽車。 圖 2.2 斷開式驅動橋3 主減速器設計83 主減速器設計 3.1 主減速器結構方案的分析主減速器結構方案的分析 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，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后，便可使主減速器前面的傳動部件如變

28、速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力6-18。驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求：a. 所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經濟性。b. 外廓尺寸要小，保證有足夠的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。c. 在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構運動協(xié)調。d. 在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。e. 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。按參加減速傳動的齒輪副數目分，有單級式主減速器如圖 3.1.1 所示和雙級式主減速器如圖 3.1.2 所示。 圖 3.1 單級式主減速器 圖

29、3.2 雙級式主減速器為了清晰地講述單級式主減速器和雙級式主減速器的優(yōu)缺點，我們采用列9表的方法進行對比如表 3.1 所示。表 3.1 單級式與雙級式主減速器對比類別單級式主減速器雙級式主減速器結構簡單復雜質量較小較大成本較低較高減速比i07i07應用范圍轎車，輕、中型貨車中、重型貨車，大客車故本設計主減速器采用單級主減速器。按齒輪副結構型式分類，主減速器的齒輪傳動主要可分為螺旋錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪式傳動（如圖 3.3）等形式。在發(fā)動機橫置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動機縱置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準雙曲面齒輪式傳動。 （a）螺旋錐齒輪傳

30、動； （b）雙曲面齒輪傳動圖 3.3 齒輪副結構形式分類 主減速器傳動類下面將列表展示雙曲面齒輪傳動和螺旋錐齒輪傳動的優(yōu)缺點如表 3.2 所示。10表 3.2 雙曲面齒輪傳動和螺旋錐齒輪傳動比較類別雙曲面齒輪傳動螺旋錐齒輪傳動軸線垂直但不相交垂直且相交于一點偏移距有無螺旋角1212齒輪尺寸相同時傳動比大傳動比小從動齒輪尺寸相同時主動齒輪直徑大主動齒輪直徑小傳動比相同時主動齒輪尺寸相同時主動齒輪直徑小主動齒輪直徑大運轉平穩(wěn)性優(yōu)秀良好抗彎強度提高 30%較低滑動速度大小抗膠合能力較弱強軸承負荷小齒輪的軸向力大小齒輪的軸向力小傳動效率約 96%約 99%傳動比范圍4.50i4.50i潤滑油有多種添加

31、劑的特種潤滑油普通潤滑油由于本次畢業(yè)設計選擇的是微型客車后驅動橋設計，選擇單級式主減速器。且為保證有足夠的離地間隙，減小從動齒輪尺寸，選擇雙曲面齒輪傳動。3.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量裝配調整及軸承主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。要使主減速器良好工作，必須保證主、從動齒輪的良好嚙合。齒輪的嚙合狀況除與齒輪的加工質量、齒輪的裝配調整以及軸承、主減速器殼體的剛度有關外，還與齒輪的支承形式有關。主動錐齒輪支承有兩種型式：懸臂式支

32、承和跨置式支承兩種，如圖 3.4。11a）懸臂式支撐 b)跨置式支承圖 3.4 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安置方法懸臂式支承結構簡單、布置方便、結構緊湊及成本較低，并且也能滿足本課題設計要求，經方案論證，主減速器主動錐齒輪采用懸臂式支承。3.3 主減速器錐齒輪設計主減速器錐齒輪設計主減速比 i0、驅動橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設計的原始數據，應在汽車總體設計時就確定。3.3.1 主減速比主減速比 i0的確定的確定 主減速比 i0的大小，對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。i0的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動

33、比 i 一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌?i0下的功率平衡圖來研究 i0對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇 i0值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性13。對于具有較大功率儲備的客車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率 Pemax及其轉速 np的情況下，所選擇的 i0值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速 vamax。這時 i0值應按下式來確定： 0max0.377rPagHr nii（3.1）式中：車輪的滾動半徑，由 GB T 29781997 轎車輪胎系列查得 rr =0.273mrr12最大功率時的發(fā)動機轉速，=6000

34、r/min；pnpn汽車的最高車速，=125km/h；maxVmaxV變速器最高檔傳動比，=1。gHigHi 經計算，得 i0=4.94主減速比 i0=4.947.6 用單級主減速器，單級主減速器具有結構簡單、質量小、制造成本低等優(yōu)點。3.3.2 主減速器齒輪計算載荷的確定主減速器齒輪計算載荷的確定 除了主減速比 i0及驅動橋離地間隙外，另一項原始參數便是主減速器齒輪齒輪的計算載荷。由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準確地算出主減速器齒輪的計算載荷是比較困難的。通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪在良好的路面上開始滑轉時這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪上的轉矩（、

35、）的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在jeTjT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： max0/jeeTLTTTi Kn（3.2） 2rjLB LBGrTi（3.3）式中:發(fā)動機最大轉矩，=103Nm；maxeTmaxeT由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；TLi傳動系上述傳動部分的傳動效率，=0.9；TT由于“猛接合”離合器而產生沖擊載荷時的超載系數，對于載貨汽車，0K取=1；0K該汽車的驅動橋數目，=1；nn汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷, =12900N;2G2G輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85；車輪的

36、滾動半徑，=0.273m；rrrr，分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動LBLBi效率和傳動比。 =0.97, =0.95LBLBi13代入式（3.2） 、(3.3)，有：=2748 Nm；=3781 NmjeTjT由式（3.2） 、 （3.3）求得的計算載荷為最大轉矩，而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞的依據。但對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩根據所謂平均比牽引力的值來確定，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩為jmT ()()aTrjmRHpLBLBGGrTfffin（3.4）式中：汽車滿載總重量，=16200N；aGaG所牽引的掛車的滿載總重量

37、，單位為 N，僅用于牽引車的計算；TG車輪的滾動半徑，=0.273m；rrrr道路滾動系數，對于載貨汽車可取 0.0150.020，取=0.012；RfRf汽車正常使用時的平均爬坡能力系數，對載貨汽車取 0.050.09，取 Hf=0.08；Hf汽車或汽車列車的性能系數：pfmax0.195()116100aTpeGGfT將、代入上式得：=15.316，取=0.0061aGTGmaxeTmax0.195()aTeGGTpf代入（3.5） ，有：=442.2 Nm 。jmT3.4 主減速器齒輪基本參數的選擇主減速器齒輪基本參數的選擇在選定主減速比 i0、主減速器的減速形式、齒輪類型及計算載荷后，

38、便可根據這些已知參數選擇主減速齒輪的最主要的幾項參數。3.4.1 齒數的選擇齒數的選擇對于單級主減速器，首先應該根據 i0的大小選擇主減速器主、從動齒輪參數 z1、z2，為了使得磨合均勻，z1、z2之間應避免存有公約數；為了得到理想的齒面重疊系數，其齒數之和對于微型客車來說應保持在 4065。 可知 z1+z2=4060，z1=1014，則取 z1=8，z2=40。3.4.2 從動錐齒輪節(jié)圓直徑的選擇從動錐齒輪節(jié)圓直徑的選擇 螺旋錐齒輪從動齒輪的節(jié)圓直徑，可根據該齒輪的計算轉矩，按經驗公式選出：14 232djdKT（3.5）式中：從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；2d直徑系數，取=1316；2dK

39、2dK計算轉矩，=442.2 Nm：按式（3.2） 、 （3.3） 、 （3.4）求得，并取jTjT其中較小者。代入（3.5） ，有：=177mm203mm。2d3.4.3 從動錐齒輪端面模數的選擇從動錐齒輪端面模數的選擇從動錐齒輪節(jié)圓直徑選定后，可按算出大端端面模數，并進2d3jmmKT行校核：將、代入,有：=3.1，取=32d2z22/mdzmm則，= 180mm，=36mm22dmz11dmz用下式進行校核： 3mjmKT（3.6）式中：齒輪大端端面模數；m模數系數，取=0.30.4；mKmK從動齒輪的計算轉矩，Nm。jT代入（3.6） ，有：=2.63.4，滿足要求。m3.4.4 螺旋

40、錐齒輪齒寬螺旋錐齒輪齒寬 F 的選擇的選擇對于汽車工業(yè)，主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬為：F 20.155Fd（3.7）式中：從動齒輪節(jié)圓直徑，=180mm2d2d代入（3.7） ，有=27.9mm，主動齒輪 f 大于從動齒輪 F 的 10%，故 f=30.69mmF齒面寬過大和過小，都會降低齒輪的強度和壽命。齒面寬不能超過端面模數的 10 倍，否則，不但不能提高齒輪的強度和耐久性，還會給制造帶來困難。m3.4.5 螺旋錐齒輪的螺旋方向螺旋錐齒輪的螺旋方向選取主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋。153.4.6 螺旋角的選擇螺旋角的選擇螺旋錐齒輪的螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的。齒輪上任一點

41、 C處的螺旋角，是該點處的切線 T 與該點和節(jié)錐頂點的連線 OL 之間的夾角，如圖 3.5 所示。圖 3.5 螺旋角 “格里森”制推薦用下式來近似的預選主動齒輪螺旋角的名義值： 211225590ZEZd（3.8）式中：主動齒輪的名義（中點）螺旋角的預選值；1 、主、從動齒輪齒數，=8，=40；1z2z1z2z 從動齒輪的節(jié)圓直徑，=180mm2d2d 雙曲面齒輪的偏移量，mm；對螺旋錐齒輪取 E=0 mm。E代入（3.8） ，有：=34 ，一般與之差不超過 5 ，取=35 。113.4.7 齒輪法向壓力角的選擇齒輪法向壓力角的選擇法向壓力角大一些可以增加齒輪強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數

42、。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于輕負荷工作的齒輪一般采用小壓力角，可使齒輪運轉平穩(wěn)，噪聲低。對于螺旋錐齒輪，乘用車一般選用 1430或 16；商用車 為20；總質量較大的商用車 為 2230。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側壓力角是相同的，但小齒輪輪齒兩側壓力角是不等的，選取平均壓力角時，乘用車為 19或 20，商用車為 20或 2033。本車選取壓力角為 2230。163.5 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸按照“格里森”制圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算如表

43、 3.5 所示。表 3.5 “格里森”制圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算序號項目計算公式結果（1）主動齒輪齒數1z8（2）從動齒輪齒數2z40（3）端面模數m3（4）齒面寬20.155Fd28mm（5）齒工作高1ghH m8.8mm（6）齒全高2hH m10.125mm（7）法相壓力角19（8）軸交角90 （9）節(jié)圓直徑；11dmz22dmz=36 mm；=180mm1d2d（10）節(jié)錐角112arctanzz221arctanzz=11；=7912（11）節(jié)錐距120122sin2sinddA92mm（12）周節(jié)3.1416tm14.14mm（13）齒頂高；12ghhh 2ahk m =4.5

44、mm1h =0.81 mm2h （14）齒根高；11hhh 22hhh =5.625mm1h =4.5mm2h 17（15）徑向間隙gchh1.125mm（16）齒根角110arctanhA220arctanhA=2；=2 12（17）面錐角；01120221=21 ；=75 0102（18）根錐角；111R222R=15 ；=69 1R2R（19）齒頂圓直徑011112cosddh022222cosddh=44.8mm01d=181.76mm02d（20）節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離20111sin2dh10222sin2dh=56.33 mm01=15.72 mm02（21）理論弧齒厚；12st

45、S 2ksS m=6.5868 mm1s=2.8380 mm2s（22）齒側間隙B0.07 mm（23）螺旋角35 （24）螺旋方向主動齒輪左旋，從動齒輪右旋（25）驅動齒輪小齒輪（26）旋轉方向主動齒輪順時針，從動齒輪逆時針183.6 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算主減速器螺旋錐齒輪的強度計算3.6.1 單位齒長上的圓周力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，常常用在其輪齒上的假定單位壓力即單位齒長上的圓周力來估算，即： pPF（3.9）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PmaxeT兩種載荷工況進行計算，N；2rGr從動齒輪的齒面寬，mm。F按發(fā)動機

46、最大轉矩計算時： 3emax g1i10pd2TF（3.10）式中：發(fā)動機最大轉矩，=103 Nm；maxeTmaxeT變速器傳動比，=3.0；gigi主動齒輪節(jié)圓直徑，=36mm。1d1d代入（3.10） ，有：=2372.5N/mm。p 按最大附著力矩計算時： 32r2r10pd2GF（3.11）式中：汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，=12600N2G2G輪胎與地面的附著系數，=0.85輪胎的滾動半徑，=0.273mrrrr主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑，=180mm2d2d代入（3.11） ，有：=760 Nm。p19 查表許用 p=1429 Nm，故滿足設計要求。3.6.2 輪齒的

47、彎曲強度計算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力為： 3j0smw2v2 10mT K K KK FZJ（3.12）式中：該齒輪的計算轉矩，=442.2 Nm；jTjT超載系數, =1；0K0K尺寸系數，反應材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸與熱處理等有關。sK當端面模數1.6 時， 即，=0.586；m425.4smK sK載荷分配系數，當一個齒輪用跨置式支承時，=1.101.25，取mKmK=1.10；mK質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳vK動精度高時，可取=1；vK計算齒輪的齒面寬，=28mm；FF計算齒輪的齒數，=8，=40；z1z2z端面模

48、數，=3 mm；mm計算彎曲應力的綜合系數，它綜合考慮了齒形系數。對于小齒輪J=0.425，大齒輪=0.42。1J2J代入（3.12）有：大齒輪彎曲強度為=644 N/mm2。小于許用 700 w2N/mm2；滿足設計要求。3.6.3 輪齒的齒面接觸強度計算輪齒的齒面接觸強度計算 螺旋錐齒輪輪齒齒面的計算接觸應力為： 3p1max0smf13j1v1max210CTK K K KTK FJT（3.13）式中：主動齒輪最大轉矩；1maxT主動齒輪工作轉矩，Nm ；1T材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取 232.6N/mm；pC2/120主動齒輪節(jié)圓直徑，mm；1，見式（3.12）下的說明；0KvK

49、mK尺寸系數，它考慮了齒輪尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經驗的情sK況下，可取=1；sK表面質量系數，決定于齒面最后加工的性質，即表面粗糙度及表面fK覆蓋層的性質。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取=1；fK齒面寬，=28mm；取齒輪副中的較小值；FF計算接觸應力的綜合系數。它綜合地考慮了嚙合齒面的相對曲率半J徑、載荷作用位置、輪齒間的載荷分配、有效齒寬及慣性系數等因素的影響。取=0.162J 常常將式（3.13）簡化為： 3p0smfj1v210jzCT K K K KdK FJ（3.14）式中：主動齒輪計算轉矩，Nm jzT主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。代入（3.14） ，有：=1575

50、N/mm2；小于許用 1750 N/mm2；故滿足設計要求。j3.7 主減速器齒輪的材料及熱處理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相當繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、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（剝落） 、磨損和擦傷等。根據這些情況，對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：a.具有高的彎曲疲勞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；b.輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；c.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)律易控制，以提高產品

51、質量、縮短制造時間、減小生產成本并降低廢品率；d.選擇齒輪的合金元素時要適應我國的情況。例如，為了節(jié)約鎳、鉻等元素，我國發(fā)展了以錳、釩、鈦、鉬、硅為主的合金結構鋼系統(tǒng)。21 e.汽車主減速器用的雙曲面齒輪以及差速器的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。滲碳合金鋼經滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度為 3245 HRC，芯部硬度較低，滲碳層深度為 1.21.6 mm。 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達 25%。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。滲硫處理時的溫度低，故不會引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數可顯著降低，故即使使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產生。

52、3.8 主減速器軸承的計算主減速器軸承的計算 軸承的計算主要是計算軸承的壽命。影響主減速器軸承使用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，首先應求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力，然后再求出軸向反力，以確定軸承載荷。3.8.1 作用在主減速器主動齒輪上的力作用在主減速器主動齒輪上的力通常主減速器的主動齒輪為螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪的小齒輪，圖 3.6 給出了其受力簡圖。圖 3.6 主減速器主動齒輪的受力簡圖螺旋錐齒輪的螺旋方向：主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋。主動齒輪軸向力 111(tansinsincos)cosPA（3.15）主動齒輪徑向力 111(tancossins

53、in)cosPR（3.16）22從動齒輪軸向力 222(tansinsincos)cosPA（3.17）從動齒輪徑向力 222(tancossinsin)cosPR（3.18） 式中：齒廓表面的法向壓力角；齒面寬中點處的螺旋角；節(jié)錐角；齒面寬中點處的圓周力，N。P式（3.15） 、 （3.16） 、 （3.17） 、 （3.18）中齒面寬中點處的圓周力為：P m2TPd（3.19）式中：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；T該齒輪齒面寬重點的分度圓直徑。md而對于圓錐齒輪2m22=sinddF 11m2m2=zddz（3.20）式中：從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑；2m

54、d主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑；1md從動齒輪節(jié)圓直徑；2d從動齒輪齒面寬；F，主、從動齒輪齒數；1z2z從動齒輪的節(jié)錐角。2將=180 mm，=28 mm 帶入式（3.19） ，則 =10070 N（對于圓錐齒輪傳動2dFP來說，作用在主、從動齒輪上的圓周力相等） ，23代入（3.15） 、 （3.16） 、 （3.17） 、 （3.18） ，有：主動齒輪軸向力 =7819 N；主動齒輪徑向力 =1383 N1A1R從動齒輪軸向力 =1383 N；從動齒輪徑向力 =7819 N2A2R3.8.2 主減速器軸承載荷的計算主減速器軸承載荷的計算 a 懸臂式支承主動錐齒輪的軸承的徑向載荷懸臂式支

55、承主動錐齒輪的軸承的徑向載荷如圖 3.7 所示，軸承 A、B 的徑向載荷分別為圖 3.7 主減速器軸承的尺寸分布 221m1()(0.5)ARPbRbaAda（3.21） 221m1()(0.5)BRPcRcaAda（3.22）式中：、見式（3.15） 、 （3.16） 、 （3.19） ；PAR見式（3.20） 。1md這里取=130 mm，=50 mm，則=5086 N，=12956 N。abARBR b 主減速器軸承的當量載荷主減速器軸承的當量載荷汽車在行駛過程中，由于變速檔位的改變，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。實踐證明，軸承的主要損壞形式為疲

56、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dT動錐齒輪上的當量轉矩可按下式求得：dzT 133333max1100100100100100TTTTRdzeigigigiRgRffffTTfifififi24（3.23）式中：發(fā)動機最大轉矩，103Nm；emaxT，變速器在各擋的使用率；ifififRif，變速器各擋 I,II,III擋及倒擋傳動比；gigigigRi ，變速器在各擋時的發(fā)動機轉矩利用率。TfTfTfTRf式中各數據根據機械設計手冊可知=0.8 %，=2.5 %，=16 ififif%，=80.7 %,=16 %；=3，=1.562，=1，=0.697，=2.310

57、；IVifRifgigigig VigRi=65 %，=60 %，=50 %，=50 %，=50 %；得=3752.6 TfTfTfT VfTRfdzTNm。 按當量轉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RA的當量動載荷：Q （3.24）QXRYA式中：徑向系數；X軸向系數。Y這里選取型號為 30205 的軸承，查閱機械設計手冊可知 e=0.35，對于單列滾子軸承=5.650.35；取=0.4，=1.7。ARXY代入（3.24） ，有：=13845.5 N。Q3.8.3 主減速器軸承額定壽命的計算主減速器軸承額定壽命的計算 當量轉矩已考慮了變速器的各擋使用率及在各擋時的發(fā)動機轉

58、矩利用率，故可直接利用式（3.25）計算的值求出軸承的額定壽命：QL （3.25）610tpf CLf Q式中：額定動載荷，查閱機械設計手冊可知=68800 N；CC溫度系數，標準軸承的工作溫度可達 100,當超過 100時，值應tfC進行修正，取=1；tf載荷系數，考慮載荷性質平穩(wěn)性、振動的或劇烈沖擊的載荷對pf軸承壽命的不同影響，對于車輛，取=1.2；tf壽命指數，對滾子軸承取=10/3。代入（3.25） ，有：=8.53107 sL25在實際計算中，常以工作小時數表示軸承的額定壽命： h60LLn（3.26）式中：軸承的計算轉速，r/min；可根據汽車的平均行駛速度計算。對于namv無輪

59、邊減速器的驅動橋來說，主減速器從動錐齒輪（或差速器）軸承的計算轉速為2n （3.27）am22.66rvnr式中：汽車輪胎的滾動半徑，=0.273 m；rrrr汽車的平均行駛速度，km/h，對于微客車可取為 5055 km/h，這amv里取=55 km/h，則=454 r/min。amv2n則主動齒輪的軸承計算轉速為1520 r/min，將=1520 r/min 帶入102ni n1n式（3.26） ，=915 h。hL在設計時，軸承的壽命應該根據總成的大修間隔里來考慮，即應使軸承的額定壽命滿足： ham=SLv（3.28）式中：汽車的大修里程數，=50000 km。SS這里=909h915h

60、，固軸承滿足使用條件。hL3.9 主減速器的潤滑主減速器的潤滑主減速器及差速器的齒輪及其軸承，均應有良好的潤滑，否則極易引起早期磨損。其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承。對于軸承距油面及齒輪的距離較遠，潤滑條件極差的減速器，其潤滑不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn)，而必須采取加強潤滑的專門措施。通常是在從動錐齒輪的前端靠近主動齒輪處的主減速器殼內壁上設一專門的集油槽，后者將由旋轉的齒輪甩出并飛濺到殼體前面內壁上的部分潤滑油收集起來，在經過進油孔引至前軸承圓錐滾子小端處。由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的小端通向大端。而主動錐齒輪前軸承的前面應有回油孔，是經過前軸承的潤滑油再流回驅

61、動橋殼中間的油盆中。這樣，由于潤滑油軸承的進出油孔暢通無阻，使?jié)櫥偷玫?6循環(huán)，不僅可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護前端的油封不會因潤滑油有壓力而漏油和損壞。4 差速器設計274 差速器設計差速器是個差速傳動機構，用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動，用來保證各驅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。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。4.1 差速器結構形式的選擇差速器結構形式的選擇汽車在行駛過程中，左、右車輪在同一時間內所滾過的路程往往是不相等的，為了適應這一特點，在驅動橋的左右車輪之間都裝有差

62、速器。在多軸驅動的汽車上還常裝有軸間差速器，以提高通過性，同時可以避免在驅動橋間產生功率循環(huán)以及由此引起的附加裁荷，以減少傳動系零件的損傷、輪胎的磨損和燃料消耗。普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2 個半軸齒輪，4 個行星齒輪(少數汽車采用 3 個行星齒輪，小型、微型汽車多采用 2 個行星齒輪)，行星齒輪軸(不少裝 4 個行星齒輪的差速器采用十字軸結構)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。圖 4.1 為普通圓錐行星齒輪差速器的工作原理簡圖。圖 4.1 普通圓錐行星齒輪差速器的工作原理簡圖 大多數汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅動輪與路面的附

63、著系數變化很小，因此，幾乎都采用了結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、性能可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，作為安裝在左、右驅動輪間的輪間差速器使用，本次設計同樣選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。284.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計對稱式圓錐行星齒輪差速器在汽車上應用非常廣泛。由于在差速器殼上裝配著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪時，應考慮差速器的安裝。差速器殼的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支座及主動齒輪導向軸承支座的限制。4.2.1 差速器齒輪的基本參數選擇差速器齒輪的基本參數選擇 a 行星齒輪數目的選擇行星齒輪數目的選擇行星齒輪數目的選擇 乘用

64、車常用 2 個行星齒輪，載貨汽車和越野車多用 4個行星齒輪，少數汽車再用 3 個行星齒輪，本次取差速器行星齒輪數 n2。 b 行星齒輪球面半徑行星齒輪球面半徑 RB 的確定的確定圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪背面的球面半徑，BR它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上也代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。 球面半徑可按如下的經驗公式確定：BR 3BBjRKT（4.1）式中：行星齒輪球面半徑系數，=2.522.99，對于有 2 個行星齒輪的BKBK微客取小值，取=2.52；BK計算轉矩，=442.4 Nm。jTjT代入式（4.1） ，有：=42mmBR

65、差速器行星齒輪球面半徑確定后，可根據下式預選其節(jié)錐距：BR （4.2）0(0.98 0.99)BAR按計算，代入式（4.2） ，有：=41 mm00.99BAR0A c 行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇為了獲得較大的模數從而使齒輪油較高的強度，應是行星齒輪的齒數盡量少，但一般不應少于 10。半軸齒輪的齒數采用 1425。取半軸齒輪齒數為20，汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比應在 1.52 的范圍內，取行星齒輪齒數=10，滿足條件。1z 差速器的各個行星齒輪與 2 個半軸齒輪是同時嚙合的，因此在確定這兩種齒輪的齒數時，應考慮他們之間的裝配關系。在任何圓錐行星齒輪式差速器中

66、，左、右兩半軸齒輪的齒數、之和，必須能被行星齒輪的數目所整除，以2Lz2Rz便行星齒輪能均勻的分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則差速器將無法安裝。既29滿足的條件為 22LRzzIn（4.3）式中：，左右半軸齒輪的齒數，對于對稱式圓錐行星齒輪差速器來2Lz2Rz說，；22LRzz行星齒輪數目，=2；nn任意整數，=20。II取=20，代入（4.3） ，有：=20，滿足安裝要求22LRzzI d 差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定首先初步求出行星齒輪及半軸齒輪的節(jié)錐角、12 （4.4）132tanzarcz （4.5）241tanzarcz式中：，分別為行星齒輪和半軸齒輪齒數。1z 2z 代入（4.4） 、 （4.5） ，有：=33.7；=56.334 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數 m （4.6）002343422sinsinAAmZZ式中：、以在上面確定，代入（4.6） ，有；=2.5mm，確定半軸齒輪0A1z 2z 2m節(jié)圓直徑。 222dm z （4.7）代入（4.7） ，有：=50mm2d e 壓力角壓力角汽車差速齒