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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 題 目 驅動橋及輪邊減速器設計 　　 專 業(yè) 汽車運用工程 學　　 號 1079312302 學 生 孫永良 　　　 指 導 教 師 于連志 　　 答 辯 日 期 2010年12月29日 　　　 哈工大華德學院 哈工大華德學院畢業(yè)設計（論文）評語 姓名： 孫永良 學號： 1079312302 專業(yè)： 汽車運用工程 畢業(yè)設計（論文）題目： 驅動橋及輪邊減速器設計 工作起止日期 2010 年 10 月11日起 2010 年 12 月 29日止 指導教師對畢業(yè)設計（論文）進行情況，完成質量及評分意見： _______________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ 指導教師簽字： 指導教師職稱： 評閱人評閱意見： ____________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ ________________________________________________________________________________________________________________________________________ ____________________________________________________________________ ___________________________ 評閱教師簽字：_______________ 評閱教師職稱：_______________ 答辯委員會評語： ______________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ 根據(jù)畢業(yè)設計（論文）的材料和學生的答辯情況，答辯委員會作出如下評定： 學生 畢業(yè)設計（論文）答辯成績評定為： 對畢業(yè)設計（論文）的特殊評語： ____________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ 答辯委員會主任（簽字）： 職稱：________________ 答辯委員會副主任（簽字）： 答辯委員會委員（簽字）：___________ ___________ ___________ __________ __________ ___________ ___________ ___________ __________ __________ ___________ ___________ ___________ __________ __________ 年 月 日 哈工大華德學院畢業(yè)設計（論文）任務書 姓 名：孫永良 院 （系）：哈工大華德學院 專 業(yè)：汽車運用工程 班 號：0793123 任務起至日期：2010 年 10月 11 日至 2010 年 12 月 29 日 畢業(yè)設計（論文）題目： 驅動橋及輪邊減速器設計 立題的目的和意義：1）通過對重型卡車底盤設計和研究，可以加深對汽車設計理論，汽車技術發(fā)展方向和汽車構造的理解；提高自己的總體素質，為進入社會后的工作奠定堅實的基礎。2）在進行產(chǎn)品設計時，需要參考原型車輛測繪、轉配、設計、驗證，通過這個過程，可以了解研發(fā)流程，在進入工作崗位后很快適應研發(fā)工作。3）在進行性能研究時，需要掌握更深層的理論知識，進一步提高設計水平。 技術要求與主要內容：1）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(jīng)濟性。2）外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙，以滿足通過性要求。3）齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。4）在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。5）具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用與路面和車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，以減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車行駛平順性。6）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修、調整方便。 進度安排： 第1-2周（10月13日-10月22日）：收集資料，完成開題報告，完成總體設計方案并及時寫好畢業(yè)設計日志；10月22日開題檢查 第3-7周（10月23日-11月26日）：1、完成整體設計，材料的選擇和相關計算，完成所有草圖的繪制；2、11月19日指導教師進行中期檢查；3、11月26日全系中期檢查并及時寫好畢業(yè)設計日志。 第8-9周（11月27日-12月10日）：1、完成所有正式圖紙的繪制和論文草稿；2、12月10日結題檢查。 第10-11周（12月11日-12月16日）：1、對畢業(yè)設計論文的內容、格式、英、漢文摘要、畢業(yè)論文等內容進行修改，2、完成正式論文的裝訂；3、12月16日上交所有畢業(yè)設計相關材料。 第12周（12月17日-12月28日）：1、準備畢業(yè)設計答辯。2、12月28日答辯 同組設計者及分工： 指導教師簽字___________________ 年 月 日 系（教研室）主任意見： 系（教研室）主任簽字___________________ 年 月 日 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 摘 要 汽車后橋是汽車的主要部件之一，其基本的功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，再將轉矩分配給左右驅動車輪，并使左右驅動車輪具有汽車行駛運動所要求的差速功能:同時，驅動橋還要承受作用于路面和車架或承載車身之間的鉛垂力、縱向力，橫向力及其力矩。其質量，性能的好壞直接影響整車的安全性，經(jīng)濟性、舒適性、可靠性。 本文認真地分析參考了天龍重卡300雙驅動橋，在論述汽車驅動橋運行機理的基礎上，提練出了在驅動橋設計中應掌握的滿足汽車行駛的平順性和通過性、降噪技術的應用及零件的標準化、部件的通用化、產(chǎn)品的系列化等三大關鍵技術；闡述了汽車驅動橋的基本原理并進行了系統(tǒng)分析；根據(jù)經(jīng)濟、適用、舒適、安全可靠的設計原則和分析比較，確定了重型卡車驅動橋結構形式、布置方法、主減速器總成、差速器總成、半軸、橋殼及輪邊減速器的結構型式；并對制動器以及主要零部件進行了強度校核，完善了驅動橋的整體設計。 通過本課題的研究，開發(fā)設計出適用于裝置大馬力發(fā)動機重型貨車的雙級驅動橋產(chǎn)品，確保設計的重型卡車驅動橋經(jīng)濟、實用、安全、可靠。 關鍵詞： 驅動橋 主減速器 差速器 輪邊減速器 Abstract Drive axle is one of the most important parts of automobile. The function is to increase the torque from drive shaft or from transmission directly, and then distribute it to left and right wheels which have the differential ability automobile needed when driving. And the drive axle has to support the vertical force, longitudinal force, horizontal force and their moments between road and frame or body. Its quality and performance will affect the security, economic, comfortability and reliability. This article analyzes and refers to the drive axle of Tianlongtruck and the 300 drive axle of Hyundai seriously. Through the study of this topic, we can design the single driving axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable. On talking about the running principal of driving axle ,the three key techno ledge about vehicle traveling on the ride and through, and noise reduction technology applications and the standardization of parts, components of the universal, Products such as the serialization that we should master to meet, it describes and has a systematic analysis on the basic principles of viecle drive axle. According to the design principles and analysis and comparison of economy, application, comfortability, safety and reliability , the heavy truck drive axle structure, layout ways, and the final drive assembly, differential assembly, the bridge case and axle structure can be determined; and the strength checking of brake parts, as well as major components improves overall design of the driving axle. Through the study of this topic, we can design the single drive axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable. Keywords: Heavy truck Drive axle Final drive Differential 目 錄 摘 要．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．I Abstract．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．II 第1章 緒論．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．1 第2章 貫通橋主減速器設計．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．2 2.1 主減速器的結構形式．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．2 2.1.1 主減速器的齒輪類型．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．2 2.1.2 主減速器的減速形式．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．3 2.1.3 主減速器主從動錐齒輪的支承方案．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．4 2.2 主減速器基本參數(shù)選擇與計算載荷的確定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．5 2.2.1 主減速器齒輪計算載荷的確定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．5 2.2.2 錐齒輪主要參數(shù)的選擇．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．7 2.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．10 2.2.4 主減速器錐齒輪的強度計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．11 2.2.5 主減速器軸承載荷的計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．20 2.3 主減速器齒輪的材料及熱處理．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．23 2.4 主減速器的潤滑．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．24 2.5 本章小結．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．25 第3章 貫通橋差速器設計．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．26 3.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．26 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．27 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．28 3.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．28 3.3.2 差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．30 3.3.3 差速器齒輪的強度計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．32 3.4 差速器齒輪的材料．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．33 3.5 本章小結．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．33 第4章 半軸及貫通軸的設計．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．34 4.1 概述．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．34 4.2 全浮式半軸的設計與計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．34 4．2．1半軸的計算載荷的確定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．34 4.2.2半軸桿部直徑的選擇．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．35 4.2.3半軸強度計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．36 4.2.4花鍵軸的強度計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．36 4.3半軸材料與熱處理．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．38 4.4 本章小結．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．38 第5章 輪邊減速器設計．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．40 5.1 概述．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．40 5.2 輪邊減速器各參數(shù)的選擇．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．41 5.3 設計參數(shù)的優(yōu)化．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．42 5.4 輪邊減速器各齒輪強度校核．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．43 5.5 本章小結．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．45 結 論．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．46 致 謝．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．47 參考文獻．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．48 附 錄1．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．49 附 錄2．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．50 -53- 第1章 緒論 汽車的驅動后橋位于傳動系的末端，其基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，再將轉矩分配給左、右驅動車輪，并使左、右驅動車輪有汽車行駛運動所要求的差速功能;同時，驅動后架或承載車身之間的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩。 為了提高汽車行駛平順性和通過性，現(xiàn)在汽車的驅動橋也在不斷的改進。與獨立懸架相配合的斷開式驅動橋相對與非獨立懸架配合的整體式驅動橋在平順性和通過性方面都得到改進。 驅動橋是汽車傳動系統(tǒng)中主要總成之一。驅動橋的設計是否合理直接關系到汽車使用性能的好環(huán)。因此，設計中要保證:所選擇的主減速比應保證汽車在給定使用條件下有最佳的動力性能和燃料經(jīng)濟性： (1) 當左、右兩車輪的附著系數(shù)不同時，驅動橋必須能合理的解決左右車輪的轉矩分配問題，以充分利用汽車的牽引力； (2) 具有必要的離地間隙以滿足通過性的要求； (3) 驅動橋的各零部件在滿足足夠的強度和剛度的條件下，應力求做到質量輕，特別是應盡可能做到非簧載質量，以改善汽車的行駛平順性； (4) 能承受和傳遞作用于車輪上的各種力和轉矩； (5) 齒輪及其它傳動部件應工作平穩(wěn)，噪聲小； (6) 對傳動件應進行良好的潤滑，傳動效率要高； (7) 結構簡單，拆裝調整方便。 隨著科技的發(fā)展，汽車行業(yè)也越來越被重視，重型汽車的工作條件也越來越惡劣。近年來大多數(shù)重型汽車都向大功率和大扭矩方向發(fā)展，主要采取貫通式兩級減速的驅動橋（主減速器和輪邊減速器），以滿足惡劣的工作環(huán)境。 第2章 貫通橋主減速器設計 2.1 主減速器的結構形式 主減速器可根據(jù)齒輪類型、減速形式及主、從動齒輪的支撐形式不同分類。 2.1.1 主減速器的齒輪類型 主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和渦輪蝸桿等形式。 雙曲面齒輪傳動的特點是主從動齒輪的軸線相互垂直但不相交，且主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線向上或向下偏移一距離E，稱為偏移距，如圖2-1所示。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?zhèn)鲃育X輪副的法向模數(shù)或法向周節(jié)雖相等，但端面模數(shù)或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數(shù)或端面周節(jié)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?zhèn)鲃拥闹鲃育X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?shù)穆菪F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(chǎn)生根切的最少齒數(shù)可減少，所以可選用較少的齒數(shù)，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≥4.5的傳動有其優(yōu)越性。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相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。 圖2-1 雙曲面齒輪的偏移距和偏移方向 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(shù)要比螺旋錐齒輪相應的齒數(shù)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(wěn)、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。 2.1.2 主減速器的減速形式 主減速器的減速型式分為單級減速、雙續(xù)減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。 單級(或雙級)主減速器附輪邊減速器，礦山、水利及其他大型工程等所用的重型汽車，工程和軍事上用的重型牽引越野汽車及大型公共汽車等，要求有高的動力性，而車速則可相對較低，因此其傳動系的低檔總傳動比都很大。在設計上述重型汽車、大型公共汽車的驅動橋時，為了使變速器、分動器、傳動軸等總成不致因承受過大轉矩而使它們的尺寸及質量過大，應將傳動系的傳動比以盡可能大的比率分配給驅動橋。這就導致了一些重型汽車、大型公共汽車的驅動橋的主減速比往往要求很大。當其值大于12時，則需采用單級(或雙級)主減速器附加輪邊減速器的結構型式，將驅動橋的一部分減速比分配給安裝在輪轂中間或近旁的輪邊減速器。這樣以來，不僅使驅動橋中間部分主減速器的輪廓尺寸減小，加大了離地間隙，并可得到大的驅動橋減速比(其值往往在16~26左右)，而且半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件的尺寸也可減小。 綜合考慮整車成本和驅動橋的研發(fā)與制造成本及輸入?yún)?shù)主減速比的實際情況，選擇結構簡單，體積小，質量輕，制造成本低的單級貫通式主減速器附輪邊減速器。 2.1.3 主減速器主從動錐齒輪的支承方案 1. 主動錐齒輪的支承 現(xiàn)在汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有以下兩種，懸臂式與騎馬式如圖2-2所示。 懸臂式齒輪一側的軸頸懸臂式地支承于一對軸承上。為了增強支承剛度，應使兩軸承支承中心間的距離齒輪齒面寬中點的懸臂長度大兩倍以上，同時比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，并使齒輪軸徑大于等于懸臂長。當采用一對圓錐滾子軸承支承時，為了減小懸臂長度和增大支承間的距離，應使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內，而大端朝外，以縮短跨距，從而增強支承剛度。 圖2-2 主減速器主動齒輪的支承形式及安置方法 （a）懸臂式支承 （b）騎馬式支承 騎馬式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1／30以下．而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5~1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。 重型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。 2. 從動錐齒輪的支承 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c和d之比例而定。為了增強支承剛度，支承間的距離（c+d）應盡量縮小。然而，為了是從動錐齒輪背面的支承凸緣有足夠的位置設置加強筋及增強支承的穩(wěn)定性，距離（c+d）應不小于從動錐齒輪節(jié)圓直徑的70％。兩端支承采用圓錐滾子軸承，安裝時硬是它們的圓錐滾子大端朝內相向，小端朝外相背。為了是載荷能盡量均勻分布在兩軸承上，并且讓出位置來加強從動錐齒輪聯(lián)接凸緣的剛度，應盡量使尺寸c不小于尺寸d。 在具有大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輔助支承（圖2-3）。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應保證當偏移量達到允許極限，即與從動錐齒輪背面接觸時，能夠制止從動錐齒輪繼續(xù)偏移。主、從動齒輪在載荷作用下的偏移量許用極限值，如圖2-4所示。 圖2-3 從動錐齒輪輔助支承 圖2-4 主從動錐齒輪的許用偏移量 2.2 主減速器基本參數(shù)選擇與計算載荷的確定 2.2.1 主減速器齒輪計算載荷的確定 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計算轉矩Tce 從動錐齒輪計算轉矩Tce Tce= （2-1） 式中：Tce—計算轉矩，； Temax—發(fā)動機最大轉矩；Temax =1500； n—計算驅動橋數(shù)，2； if—變速器傳動比，if=1； i0—主減速器傳動比，i0=3.12； η—變速器傳動效率，取η=0.9； k—液力變矩器變矩系數(shù)，K=1； Kd—由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，Kd=1； i1—變速器最低擋傳動比，i1=12.11； 代入式（2-1），有： Tce=1×1500×1×12.11×1.×3.12×0.9=8174.25 主動錐齒輪計算轉矩T=7742.51 2. 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （2-2） 式中 ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，后橋所承載127400N的負荷； ——輪胎對地面的附著系數(shù)，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； ——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為GB516-82 9.0～20，則車論的滾動半徑為0.57m； ，——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； 所以==38376 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(jù)所謂的平均牽引力的值來確定： （2-3） 式中：——汽車滿載時的總重量，25400N； ——所牽引的掛車滿載時總重量，392000N，但僅用于牽引車的計算； ——道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.015~0.020；在此取0.016 ——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.05~0.09在此取0.07； ——汽車的性能系數(shù)在此取0； ——主減速器主動齒輪到車輪之間的效率； ——主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比； n——驅動橋數(shù)。 所以： ==18687.70 2.2.2 錐齒輪主要參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動齒輪的齒數(shù)和、從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數(shù)、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(shù)和 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素： （1）為了磨合均勻，，之間應避免有公約數(shù)。 （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(shù)和應不小于40。 （3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于卡車一般不小于6。 （4）主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。 （5）對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。 根據(jù)以上要求，這里取=9 =37，能夠滿足條件：+=46〉40 2. 從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù) 對于雙級主減速器，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即 （2-4） ——直徑系數(shù)，一般取13.0～15.3； ——從動錐齒輪的計算轉矩，，為Tce和Tcs中的較小者。 所以 =（13.0～15.3）=14.0×=280 初選=280 則=/=280/37=7.57 參考《機械設計手冊》選取 8，則=296 根據(jù)=來校核=8選取的是否合適，其中=（0.3～0.4） 此處，=0.35×=8.21，因此滿足校核條件。 3. 主、從動錐齒輪齒面寬和 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。 對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐的0.3倍，即，而且應滿足，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用： =0.155296=46 一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，通常使小齒輪的齒面比大齒輪大10%，在此取=54 4. 中點螺旋角 弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。 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37°。 5. 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。 6. 法向壓力角 法向壓力角大一些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，并使齒輪的端面重合度下降。對于弧齒錐齒輪這里取а＝20°。 7. 偏心距 E值過大將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；E值過小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動的特點。一般對于乘用車和總質量不大的商用車，E<0.2D；且E<40%A；對于總質量較大的商用車，E<（0.1~0.12）D，且E<20%A。另外，主傳動比越大，則E也越大，但應保證齒輪不發(fā)生根切。E=20%D=50。 2.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 表2-1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 1 主動齒輪齒數(shù) ９ 2 從動齒輪齒數(shù) ３７ 3 模數(shù) ８ 4 齒面寬 =54mm =46mm 5 工作齒高 12.8mm 6 全齒高 =14.4mm 7 法向壓力角 =20° 8 軸交角 EMBED Aquation.3 =90° 9 節(jié)圓直徑 = 72mm =296mm 10 節(jié)錐角 arctan =90°- =13.67° =76.33° 11 節(jié)錐距 A== A=152.54mm 12 周節(jié) t=3.1416 t=25.13mm 續(xù)表2-1主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 13 齒頂高 =6.4㎜ 14 齒根高 = =8㎜ 15 徑向間隙 c= c=1.6mm 16 齒根角 =3.01° 17 面錐角 ； =16.68° =79.34° 18 根錐角 = = =10.66° =73.32° 19 外圓直徑 = =84.43mm =299mm 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 =146.49mm =29.78mm 21 理論弧齒厚 =18.73mm =6.4mm 2.2.4主減速器錐齒輪的強度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 1. 齒輪的損壞形式及壽命 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。它們的主要特點及影響因素分述如下： （1）輪齒折斷 主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數(shù)從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。 ①疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的 彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產(chǎn)生初始的裂紋。隨著載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現(xiàn)裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。 ②過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側間隙調節(jié)不當、安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時，往往會使一端（經(jīng)常是大端）沿斜向產(chǎn)生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。 （2）齒面的點蝕及剝落 齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。 ①點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。由于接觸區(qū)產(chǎn)生很大的表面接觸應力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現(xiàn)象就稱為點蝕。一般首先產(chǎn)生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的范圍內適當加大齒面寬也是一種辦法。 ②齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。 （3）齒面膠合在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。它多出現(xiàn)在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產(chǎn)生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤滑條件等。 （4）吃面磨損這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。 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(xiàn)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20萬千米或以上時，其循環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅動橋齒輪的許用彎曲應力不超過210.9N／mm。 實踐表明，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(xiàn)的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸出轉矩Tec和最大附著轉矩Tcs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(jù)。 2. 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： (2-5) 式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩Temax和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N； ——從動齒輪的齒面寬。 按發(fā)動機最大轉矩計算時： （2-6） 式中：——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取1500 ——變速器的傳動比12.11 ——主動齒輪節(jié)圓直徑54 mm ——從動齒輪齒面寬46mm 按上式等于10969.2N／mm 按最大附著力矩計算時： （2-7）. 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127400N； ——輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85； ——輪胎的滾動半徑0.57m。 按上式等于9066.58N／mm。 在現(xiàn)代汽車的設計中，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提高許用數(shù)據(jù)的20%～25%。經(jīng)驗算以上兩數(shù)據(jù)都在許用范圍內。 3. 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 （2-8） 式中：——該齒輪的計算轉矩為8174.25N·m； ——超載系數(shù)；在此取1.0； 　 ——尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，當ｍ時，，在此等于1.0； 　 ——載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，＝1.00～1.10式式支承時取1.10～1.25。支承剛度大時取最小值； 　 ——質量系數(shù)，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1.0； 　 ——計算齒輪的齒數(shù)； ——端面模數(shù)； 　 ——計算彎曲應力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)?！　　? 載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應力計算的影響。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(shù)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進行修正。按圖五選取小齒輪的＝0.225，大齒輪＝0.195。 按上式＝173 N/< 210.3 N/ =199.7 N/<210.3 N/ 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。 4. 輪齒的表面接觸強度計算 錐齒輪的齒面接觸應力為 　　　 (2-9) 式中：——主動齒輪的計算轉矩； 　 ——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6/mm； ——齒輪的齒面寬54； 　 ，，——見前式的說明； ——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，可取1.0； ——表面質量系數(shù)，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取1.0； ——計算接觸應力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。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(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響。取0.225 按上式=1679 〈1750 N/ 主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。所以均滿足要求。 5. 貫通橋一級圓柱斜齒輪參數(shù)的運算 （1）選擇齒輪數(shù):Z1=Z2=23 大、小齒輪均選-45鋼，采用軟齒面。小齒輪調質處理，齒面硬度為217～255HBS平均硬度為:236HBS大齒輪正火處理，齒面硬度為162～217HBS平均硬度為190HBS，大、小齒輪齒面平均硬度差為46HBS，在30～50HBS范圍內，選用8級精度。 （2）齒輪傳遞的轉矩 = （2-10） =1836538.4×12.11×0.93×0.98=2135975.72 式中:：－傳遞的轉矩,N．mm； －傳動比 －軸承效率，取=0.98 －齒輪傳動效率取=93％ (3)初選載荷系數(shù) =1.6 (4)取齒寬系數(shù) =0.8 (5)彈性系數(shù) =189.8 (6)齒數(shù)比 u=1 (7)由公式 = (2-11) 得端面重合度 = =1.6 (8)由公式 =0.138=0.138×0.8×38×=0.89 (9)重合度系數(shù)=0.82 (10)螺旋角系數(shù) =0.99 (11)許用接觸應力由式: 算得接觸疲勞極限應力: (12)小、大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為： ==.1.56×10 (13)壽命系數(shù) =1.0 (允許有局部點蝕) (14)安全系數(shù) =1.0 = （15)初選齒輪分度圓直徑 (2-12) ==147.2 （16）計算載荷系數(shù) 使用系數(shù) 齒輪線速度如下式: (2-13) ==10 動載荷系數(shù)1.2 齒向載荷分布系數(shù) 1 齒間載荷分配系數(shù) 1.4 故: （17）確定模數(shù) m=d/z=3.87=4 （18）計算傳動尺寸中心距 （2-14） ==152 ?。篸1=d2=155mm （19）修正螺旋角 ==11.29 6. 斜齒輪的強度計算 （1） 校核齒根彎曲疲勞強度： 、 、 、 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) （2）彎曲疲勞極限應力： 壽命系數(shù) 安全系數(shù) 故： 因為經(jīng)過核算實用疲勞強度107.9＜許用應力，所以 滿足彎曲疲勞強度。 2.2.5 主減速器軸承載荷的計算 軸承的計算主要是計算軸承的壽命。設計時，通常是先根據(jù)主減速器的結構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. 錐齒輪齒面上的作用力 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。 （1） 齒寬中點處的圓周力 齒寬中點處的圓周力為： ＝ (2-15) 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； ——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑。 按上式主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力=41.73KN （2） 最齒輪的軸向力和徑向力 如圖2-5，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針，F(xiàn) 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平面內，F(xiàn)分解成兩個相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內。在此平面內又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母 線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F(xiàn)與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有： =Ftcos20cos37=55640 （2-16） 所以 Ft=55640 =55640×sin20 （2-17） 所以 Fn=19030 =20251.3 （2-18） 于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為： =19030×sin20+20251.3 ×cos20=25538 （2-19） =19030×cos20-20251.3×sin20=10956.35 （2-20） 圖2-5 主動錐齒輪齒面的受力圖 2. 主減速器軸承載荷的計算 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，還應考慮徑向力所應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確定，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從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖所示： 圖2-6 主減速器軸承的布置尺寸 軸承A，B的徑向載荷分別為： R= （2-21） （2-22） 根據(jù)上式已知=25538N，=10956.35N，a=105mm ，b=35mm，c=70mm 所以軸承A的徑向力=13927.84N 其軸向力為0 軸承B的徑向力R=18027.35N 對于軸承A，只承受徑向載荷 所以有公式 (2-23) 式中:——為溫度系數(shù)，在此取1.0； ——為載荷系數(shù)，在此取1.2。 所以==3.28×10s 所以軸承能工作的額定軸承壽命： (2-24) 式中: ——軸承的計算轉速。 有上式可得軸承A的使用壽命=6833h 若大修里程S定為100000公里，可計算出預期壽命即 = (2-25) 所以==3076.9 h 和比較，〉，故軸承符合使用要求。 2.3 主減速器齒輪的材料及熱處理 貫通式主減數(shù)器驅動橋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?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免輪齒折斷； (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。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。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)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(xiàn)象產(chǎn)生。 2.4 主減速器的潤滑 主減速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤滑不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn)。為此，通常是在從動齒輪的前端靠近主動齒輪處的主減速殼的內壁上設一專門的集油槽，將飛濺到殼體內壁上的部分潤滑油收集起來再經(jīng)過近油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的下端通向大端，并經(jīng)前軸承前端的回油孔流回驅動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但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被損壞。 2.5 本章小結 本章根據(jù)所給參數(shù)確定了主減速器計算載荷、并根據(jù)有關的機械設計、機械制造的標準對齒輪參數(shù)進行合理的選擇，最后對螺旋錐齒輪的相關幾何尺寸參數(shù)進行列表整理，并且對主動、從動齒輪進行強度校核。對主減速器齒輪的材料及熱處理，主減速器的潤滑給以說明。 第3章 貫通橋差速器設計 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不等。例如，轉彎時內、外兩側車輪行程顯然不同，即外側車輪滾過的距離大于內側的車輪；汽車在不平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會引起左、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產(chǎn)生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉向和操縱性能惡化。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。 差速器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。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。 3.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 圖3-1 差速器差速原理 如圖所示，對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構。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三點到差速器旋轉軸線的距離均為。 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同一 半徑上的A、B、C三點的圓周速度都相等（圖3-1），其值為。于是==，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。 當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時（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 （3-1） 若角速度以每分鐘轉數(shù)表示，則 （3-2） 式（3-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐