汽車-轎車驅動橋,汽車,轎車,驅動 廣西工學院學生畢業(yè)設計（論文）答辯申請表 課題名稱 轎車驅動橋設計 指導教師（職稱） 潘美俊 設計（論文）是否完成 是 材料是否完整規(guī)范 是 譯文是否完成 是 設計（論文）手冊是否填寫完畢 是 學生所在系 汽車漆 專業(yè) 汽車服務工程 學號 200700208021 學生簽名： 日期： 本科畢業(yè)設計（論文）指導教師評審表 序號 評審項目 指 標 滿分 評分 理 文 1 工作量、工作態(tài)度 按期圓滿完成規(guī)定的任務，難易程度和工作量符合教學要求；工作努力，遵守紀律；工作作風嚴謹務實；善于與他人合作。 20 20 2 調查論證 能獨立查閱文獻和調研；能較好地做出開題報告；有綜合、收集和正確利用各種信息及獲取新知識的能力。 10 20 3 設計、實驗方案，分析與技能 設計、實驗方案科學合理；數(shù)據(jù)采集、計算、處理正確；論據(jù)可靠，分析、論證充分；結構設計合理、工藝可行、推導正確或程序運行可靠；繪圖符合國家標準。 40 0 4 設計說明書論文質量 綜述簡練完整，有見解；觀點正確，論據(jù)充分，結論嚴謹合理；文理通順，技術用語準確，符合規(guī)范；圖表完備、正確。 20 40 5 創(chuàng) 新 工作中有創(chuàng)新意識；對前人工作有改進、突破，或有獨特見解，有一定應用價值。 5 10 6 譯 文 翻譯準確、通順，文筆流暢，譯文數(shù)量符合要求。 5 10 是否同意參加答辯： 總分 評語： 指導教師簽名： 日期： 廣西工學院 2011屆畢業(yè)設計說明書 課題名稱 汽車單級驅動橋總成設計 系 別 汽車工程系 專 業(yè) 汽車服務工程 班 級 汽服071 學 號 2007 姓 名 指導教師 2011 年 5 月 廣西工學院2010屆畢業(yè)設計說明書 廣 西 工 學 院 2010屆畢業(yè)設計（論文）任務書 汽車單級驅動橋總成設計 系 別 汽車工程系 專 業(yè) 汽車服務工程 班 級 汽1 學 號 200701 姓 名 指導教師 教研室主任 系 主 任 2011 年 3 月 摘 要 本次設計為參照乘用轎車驅動橋來進行的，目的是為了檢驗大學幾年的學習成果以及為將來的工作打下堅實的基礎。說明書中闡述了驅動橋殼的功能與作用、設計的要求及其工作原理，通過查閱大量的汽車設計資料，以及結合所學的知識，對該驅動橋殼進行了方案論證、結構方案分析以及設計計算。本次設計的驅動橋采用半浮式半軸的整體式橋殼單級螺旋錐齒輪傳動。普通對稱式圓錐行星齒輪（兩個）的差速形式。設計中包括了驅動橋殼、主減速器和差速器等各項參數(shù)的確定，其中包括主要參數(shù)的選擇計算、受力情況、強度校核等，并且還對一對齒輪上的支承軸承進行了壽命校核。以及對本次設計做出總結。整個畢業(yè)設計歷時兩個多月，在老師的悉心指導和同學的熱心幫助下得以順利完成。最后感謝在畢業(yè)設計期間給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W。從這次畢業(yè)設計中，我必將受益非淺。 關鍵詞： 乘用轎車 驅動橋設計 后橋 主減速器 Abstract The second-row seat designed for passenger car drive axle housing to carry out, . The purpose was to test the University of years of learning outcomesAs well as future work to lay a solid foundation for work. Set forth in the specification prepared by the drive axle housing function、The design requirements and its working principle, Through access to a large number of automotive design information, As well as the combination of learned knowledge, Of the drive axle housing program carried out feasibility studies, Structural analysis and design and calculation programs. The design of the drive axle with semi-floating axle as a whole Bridge Shell Single-stage spiral bevel gear. General symmetric cone planetary gear (2) in differential form. Design, including the drive axle housing, The parameters of the main reduction gear and differential determination of Including the main parameters of the choice of calculation, Force situation, Intensity calibration, etc. And also to the two pairs of gears on the supporting bearings of the life of checking. In the final, to sum up this design. Lasted for more than two months the whole graduation project, the teachers of your instructors and fellow students enthusiastic assistance has been completed smoothly. Finally thank for giving me during the graduation project to help teachers and students. Graduation from this design, I will greatly benefit from. Keywords: Passenger car Bridge Design Rear axle Main reducer IV  目錄 摘 要 I Abstract II 前 言 1 第一章 總體方案設計 2 1.1 車型參數(shù) 2 1.2 概 述 2 1.3 驅動橋結構型式及選擇 3 1.4 主減速器設計 4 1.4.1 主減速器結構方案分析 5 1.4.2 單級主減速器傳動形式分析 4 1.4.3 雙曲面齒輪傳動與螺旋錐齒輪傳動比較選擇 6 1.5主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 7 1.5.1主動錐齒輪的支承 7 1.5.2 從動錐齒輪的支承選擇 9 1.6 差速器設計 9 1.6.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器 9 1.6.2 強制鎖止式防滑差速器 9 1.6.3自鎖式差速器 10 1.7 驅動車輪的傳動裝置 10 1.7.1 半浮式半軸 11 1.7.2 3/4浮式 11 1.7.3 全浮式半軸 11 1.8 驅動橋殼設計 12 1.8.1 驅動橋殼應滿足如下設計要求 12 1.8.2 驅動橋殼結構方案分析 12 第二章 主減速器設計 14 2.1 錐齒輪計算載荷的確定 14 2.1.1 按日常行駛轉矩MGF確定從動錐齒輪計算載荷 14 2.1.2 按發(fā)動機最大使用轉矩來確定從動錐齒輪計算載荷MGe 15 2.1.3按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪計算載荷MGS 15 2.2 錐齒輪主要參數(shù)的選擇 16 2.1.1 主從動錐齒輪齒數(shù)Z1、Z2的選擇 16 2.2.2 從動錐齒輪大端節(jié)圓直徑和端面模數(shù)的選擇 17 2.2.3 齒面寬b的選取 17 2.2.4 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向 18 2.2.5 螺旋角βm的選擇 18 2.2.6 齒輪法向壓力角的選擇 18 2.3 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 19 2.3.1 單位齒長上的圓周力 21 2.3.2 輪齒的彎曲疲勞強度計算 22 2.3.3 輪齒接觸強度的計算 23 2.4主減速器軸承計算及選擇 24 2.4.1錐齒輪面上的作用力 24 2.4.2 主減速器軸承載荷的計算 27 2.4.3 錐齒輪軸承型號的確定 28 2.5主減速器齒輪的材料及熱處理 30 2.6主減速器的潤滑 31 第三章 差速器設計 32 3.1概述 32 3.2差速器的結構型式選擇 32 3.3圓錐行星齒輪差速器 32 3.4 差速器錐齒輪的強度計算 35 第四章 半軸的設計 38 4.1 概述 38 4.2半軸的計算 38 4.3 半軸花鍵的強度計算 40 4.4半軸的強度校核 41 4.5 半軸的結構設計及材料與熱處理 42 第五章 橋殼的設計 43 5.1驅動橋殼結構方案選擇 43 5.2 驅動橋殼強度計算 45 5.3 材料的選擇 48 結 束 語 50 致謝 51 參考文獻 52 廣西工學院2010屆畢業(yè)設計說明書 前 言 隨著經(jīng)濟和科學技術的不斷發(fā)展，汽車工業(yè)也逐漸成為我國的支柱產(chǎn)業(yè)，汽車已經(jīng)進入千家萬戶。而隨著我國加入了WTO，人民的生活水平得到不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等高級消費品已進入平常家庭。 在我國，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，我國的汽車工業(yè)面臨更多的機遇和挑戰(zhàn)，隨著改革開放，我國的汽車工業(yè)也將會有質的飛躍。隨著汽車工業(yè)的不斷壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設計出更經(jīng)濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當前汽車設計者的緊迫問題，也是我們作為汽車工程本科畢業(yè)生，必須肩負的重任。在面臨著前所未有的機遇的同時，我們要努力為我們的汽車工業(yè)做出應有的貢獻。經(jīng)過四年的刻苦學習，我掌握了多門基礎知識和專業(yè)知識。更閱讀了大量的專業(yè)書籍，為從事汽車行業(yè)的工作打下了堅實的基礎。在大學畢業(yè)，即將走向工作崗位之際，按國家教委的要求，進行了這次設計。畢業(yè)設計是對我們在大學期間所學知識的一次檢閱，充分體現(xiàn)了一個設計者的知識掌握程度和創(chuàng)新思想。畢業(yè)設計總體質量的好壞也直接體現(xiàn)了畢業(yè)生的獨立創(chuàng)造設計能力。由于畢業(yè)設計具有特殊的重要意義，在兩個多月的畢業(yè)設計時間里我們到單位實習，并閱讀了大量的汽車資料，虛心向老師請教，且在老師的指導下，將老師傳授的設計方法運用到自己的設計中，使本次畢業(yè)設計得以順利完成。 本人的設計題目、要求及任務是： 汽車單級驅動橋總成設計 第一章 總體方案設計 1.1 車型參數(shù)［1］ 本設計的車型：乘用轎車 參考車型：標致505GTi 型號：505GTi Estate 牌號：標致 名稱：乘用轎車 生產(chǎn)廠家：標致 本設計車型的主要參數(shù)： 外型尺寸（長寬高）： 4898×1730×1540 前后輪距：1470/1440mm 總質量：1580kg 整備質量：1393kg 最小離地間隙：130mm 最高車速：170km/h 發(fā)動機最大扭矩：188/4250（N.m/r/min） 最大功率：97kw/5750（r/min） 變速器速比：1檔3.59, 2檔2.09，3檔1.37，4檔1.00，5檔0.82 倒檔3.63 主減速器速比：4.11 輪輞規(guī)格：62J×14，輪胎類型與規(guī)格：195/70R14 1.2 概 述 驅動橋處于動力傳動系的末端，不僅是汽車的動力傳遞機構，也是行走機構。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、右驅動功能。 驅動橋是汽車傳動系中的主要總成之一。驅動橋的設計是否合理直接關系到汽車使用性能的好壞。 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。 主減速器：將低由傳動軸傳來的轉速并增大扭矩。 差速器：在兩輸出軸間分配轉矩并保證兩輸出軸可能以不同的轉速旋轉。 半軸：接受并傳遞轉矩到兩邊驅動車輪。 驅動橋殼：支承汽車整體質量，并承受由車輪傳來的由路面不平引起的反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳遞給支架或車身。 驅動橋設計應當滿足如下基本要求： 1.? 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(jīng)濟性。 2.? 外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 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.? 在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，以改善汽車平順性。 6.? 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。 7. 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。 1.3 驅動橋結構型式及選擇［2］ 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)，即驅動橋殼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(xié)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(lián)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節(jié)傳動；當車輪采用獨立懸架時，驅動橋應為斷開式。現(xiàn)把它們各自的結構特點分析（如：表1-1）： 表1-1驅動橋結構型式及選擇 形式 斷開驅動橋 非斷開驅動橋 特點 結構特點 橋殼分段，彼此之間用鉸鏈連接，可作相對運動；主減速器、差速器等固定在支架或車身上，兩側驅動輪通過獨立懸架與支架或車身連接，兩輪可彼此獨立地相對于支架或車身上下跳動 橋殼是一根支承在左、右驅動輪上的剛性空心梁，而主減速器、差速器和半軸等傳動部件都裝在其內(nèi)；整個驅動橋通過懸架與支架或車身連接 優(yōu)點 減低簧下質量從而改善汽車通過性，提高行使平順性，平均車速提高。降低車輪和車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命。與地面接觸良好，抗側滑能力提高，汽車的持縱穩(wěn)定性更好 結構簡單，制造工藝性好，成本低，工作可靠，維修和調整容易 缺點 結構復雜，成本較高 簧下質量大，對降低動載荷不利，平順性差，Hmin小，通過性不好 應用 越野車、轎車 各種貨車、客車及多數(shù)越野車和部分轎車 選取 非斷開驅動橋 1.4 主減速器設計 1.4.1 主減速器結構方案分析 汽車的主減速器有單級主減速器和雙級主減速器，減速型式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠已有的產(chǎn)品系列及制造條件有關，但它主要取決于由動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比i0的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數(shù)目及布置型式等。 本車型采用單級主減速器，由于單級主減速器具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊及制造成本低等優(yōu)點，因而廣泛地用在主減速比i0≤7.6的各種中小型汽車上。例如：轎車、輕型載貨汽車都是采用單級主減速器，大多數(shù)中型載貨汽車也采用這種型式。 1.4.2 單級主減速器傳動形式分析 單級主減速器傳動形式主要有四種：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［3］（1-1）： 圖1-1單級主減速器傳動形式 1） 雙曲面齒輪傳動 雙曲面齒輪傳動的主、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（偏移距），由于偏移距的存在，使主動齒輪螺旋角β1大于從動齒輪螺旋角β2，從而使雙曲面齒輪傳動比大于相同尺寸的螺旋錐齒輪傳動比。 2）螺旋錐齒輪傳動 而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉移向另一端，另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時齒合，所以它工作平穩(wěn)，能承受較大的負荷，制造也簡單。但在工作中噪聲大，對齒合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大而噪聲增大。為保證齒輪副的正確齒合，必須將支承軸承預緊，提高了支承剛度，增大殼體剛度。 3）蝸桿蝸輪傳動 蝸桿蝸輪傳動比較大（i0﹥7）在任何轉速使用下均能工作非常平穩(wěn)且無噪聲，便于汽車的總布置及貫通式多橋驅動的布置，能傳遞大的載荷，使用壽命長，結構簡單，折裝方便，調整容易。但制造成本高，傳動效率低，應用于重型多橋驅動汽車和具有高轉速發(fā)動機的大客車上。 4） 圓柱齒輪傳動 圓柱齒輪傳動一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅動的轎車驅動橋和雙級主減速器置通式驅動橋。 1.4.3 雙曲面齒輪傳動與螺旋錐齒輪傳動比較選擇 表1-2從動輪的選擇 類型 螺旋錐齒輪 雙曲面齒輪 優(yōu)點 由于螺旋角較大，摩擦損失較小，傳動效率高達99%，抗膠合能力強，軸承負荷小，潤滑成本低。工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。 兩者尺寸相同時，此種齒輪傳動比i0大，當i0一定且從動齒輪尺寸相同時，此類齒輪直徑大，輪齒強度大，剛度大。當i0一定，主動齒輪尺寸相同，此類齒輪Hmin較大。此類齒輪有側向滑動和縱向滑動，縱向滑動可使其運轉平穩(wěn)。β1>β2，重合度大，可提高傳動平穩(wěn)性和彎曲強度。其主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃壽命較長。 缺點 同尺寸時傳動比小，同傳動比時齒輪強度和剛度較小。Hmin小。在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。 沿齒長的縱向滑動會使摩擦損失增加，降低傳動效率。雙曲面齒輪副傳動效率約為96％，齒面間大的壓力和摩擦功，可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠合能力較低。雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油， 選 取 螺旋錐齒輪 1.5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，除與齒輪的加工質量、裝配調整及軸承、主減速器殼體的剛度有關以外，與齒輪的支承剛度密切相關。 1.5.1主動錐齒輪的支承［4］ 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。 圖1-2 主減速器錐齒輪的支承形式 a)主動錐齒輪懸臂式 b)主動錐齒輪跨置式 c)從動錐齒輪 懸臂式支承結構(圖1-2a)的特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩支承間的距離b，以改善支承剛度，應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應大于2.5倍的懸臂長度a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸a。為了方便拆裝，應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以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。 懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。 不跨置式支承結構(圖1-2b)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構復雜，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。跨置式支承中的導向軸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。 參考所選車型屬于乘用轎車且僅用于跑一般運輸，所需傳遞最大扭矩較小，因此主減速器主動錐齒輪采用懸臂式支承。 1.5.2 從動錐齒輪的支承選擇 從動錐齒輪的支承(圖1-2c)，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。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置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應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輔助支承。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應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（1-3c）所示。 ? 圖1-3a-b從動錐齒輪輔助支承 圖1-3c 主、從動錐齒輪的許用偏移量 1.6 差速器設計 差速器的結構型式選擇，應從所設計汽車的類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求［5］。 差速器的結構型式有多種。大多數(shù)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，各驅動車輪與路面的附著系數(shù)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、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，作為安裝在左、右驅動輪間的所謂輪間差速器使用；對于經(jīng)常行駛在泥濘、松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說，為了防止因某一側驅動車輪滑轉而陷車，則可采用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自鎖式兩類。自鎖式差速器又有多種結構型式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。 1.6.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器 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，2個行星齒輪(少數(shù)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個行星齒輪的差逮器采用十字軸結構)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上．有些越野汽車也采用了這種結構，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內(nèi)摩擦，提高其鎖緊系數(shù)；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置——差速鎖等。 由于整速器殼是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速界從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器殼的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪導向軸承支座的限制。 1.6.2 強制鎖止式防滑差速器［6］ 充分利用牽引力的最簡單的一種方法是在普通的圓錐齒輪差速器上加裝差速鎖，必要時將差速器鎖住。此時左、右驅動車輪可以傳遞由附著力決定的全部轉矩。 當汽車駛入較好的路面時，差速器的鎖止機構應即時松開，否則將產(chǎn)生與無差速器時一樣的問題，例如使轉彎困難、輪胎加速磨損、使傳動系零件過載和消耗過多的功率等。由于上述種種原因，強制鎖住差速器的方法未得到廣泛應用。 1.6.3自鎖式差速器 為了充分利用汽車的牽引力，保證轉矩在驅動車輪間的不等分配以提高抗滑能力，并避免上述強制鎖止式差速器的缺點，創(chuàng)造了各種類型的自鎖式差速器。 用以評價自鎖式差速器性能的主要參數(shù)，是它的鎖緊系數(shù)。為了提高汽車的通過性，似乎是鎖緊系數(shù)愈大愈好，但是過大的鎖緊系數(shù)如前所述，不但對汽車轉向操縱的輕便靈活性、行駛的穩(wěn)定性、傳動系的載荷、輪胎磨損和燃料消耗等，有不同程度的不良影響，而且無助于進一步提高驅動車輪抗滑能力。因此設計高通過性汽車差速器時，應正確選擇鎖緊系數(shù)值。 一般越野汽車的低壓輪胎與地面的附著系數(shù)的最大值為0.7~0.8(在于燥的柏油或混凝工路面上)，而最小值為0.1~0.2(在開始溶化的冰上)。可見相差懸殊的附著系數(shù)的最大比值為8。因此，為了充分利用汽車牽引力，差速器的鎖緊系數(shù)K實際上選定為8就已足夠。而汽車在不好的道路和無路地區(qū)行駛的實踐表明，各驅動車輪與地面附著系數(shù)不同數(shù)值之比，一般不超過3~4。因此選取K＝3~4是合適的，在這種情況下汽車的通過性可以得到顯著的提高，而其轉向操縱等使用性能實際上并不變壞。 自鎖式差速器有滑塊-凸輪式、蝸輪式、自由輪式等多種形式。 選?。浩胀▽ΨQ式圓錐行星齒輪。 1.7 驅動車輪的傳動裝置 驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中，驅動車輪的傳動裝置包括半軸和方向節(jié)傳動裝置且多采用等速方向節(jié)。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半軸齒輪與輪轂連接起來，在裝有輪邊減速器的驅動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器主動齒輪連接起來。 普通非斷開式驅動橋的半軸，根據(jù)其外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種。 如圖1-4所示： 圖1-4半軸支撐形式 1.7.1 半浮式半軸 半浮式半軸的內(nèi)端支承方式與上述相同，即半軸內(nèi)端不承受力及力矩。作用在車輪上的各反力及力矩都必須經(jīng)過半軸傳給驅動橋殼。因半軸內(nèi)端不受彎矩，而外端卻承受全部彎矩和轉矩，故稱為半浮式。 半浮式支承中，半軸與橋殼中的軸承一般只用一個，為使半軸和車輪不致于被向外的側向力拉出，該軸承必須承受向外的軸向力。 半浮式半軸支承結構簡單，廣泛用于承受載荷較小的轎車上。 1.7.2 3/4浮式 3/4浮式半軸的結構特點半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則一其端部凸緣與輪轂用螺釘連接，該形式半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕、一般僅用在轎車和輕型貨車上。 1.7.3 全浮式半軸 全浮式半軸支承廣泛應用在各種貨車上。輪轂通過兩個相距較遠的圓錐滾子軸承支承在半軸套管上。半軸內(nèi)端用花鍵與差速器的半軸齒輪連接。在外端，路面對驅動輪的作用力(垂直反力FZ、切向反力FX和側向反力Fr)以及由它們形成的彎矩，直接由輪轂通過兩個錐軸承傳給橋殼，完全不由半軸承受。同樣，在內(nèi)端作用在主減速器從動錐齒輪上的力及彎矩全部由差速器殼直接承受，與半軸無關。因此這樣的半軸支承形式，使半軸只承受轉矩，而兩端均不承受任何反力和反力矩，故稱為全浮式支承形式。所謂“浮”是對卸除半軸的彎曲負荷而言。 為防止輪轂及半軸在側向力作用下發(fā)生軸向竄動，輪轂內(nèi)的兩個錐軸承的安裝方向必須使它們能分別承受向內(nèi)和向外的軸向力。軸承的預緊度可調整，并有鎖緊螺母鎖緊。 優(yōu)點：全浮式支承的半軸易于拆裝，只需擰下半軸凸緣上的螺釘，就可將半軸從半軸套管中抽出，而車輪和車橋照樣能支持住汽車。 選取：全浮式半軸 1.8 驅動橋殼設計 驅動橋殼的主要功用是支承汽車質量，并承受由車輪傳來的路面反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳給車架（或車身）；它又是主減速器，差速器，半軸的裝配基體。 1.8.1 驅動橋殼應滿足如下設計要求［7］ （1）應具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪齒合正常并不使半軸產(chǎn)生附加彎曲應力。 （2）在保證強度和剛度的前提下，盡量減小質量以提高汽車行駛平順性。 （3）保證足夠的離地間隙。 （4）結構工藝性好，成本低。 （5）保護裝于其上的傳動系部件和防止泥水浸入。 （6）折裝、調整、維修方便。 1.8.2 驅動橋殼結構方案分析 驅動橋殼大致可分為可分式、整體式和組合式三種。 1） 可分式橋殼 可分式橋殼的整個橋殼由一個垂直接合面分為左右兩部分，每一部分均由一個鑄件殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成。半軸套管與殼體用鉚釘聯(lián)接。在裝配主減速器及差速器后左右兩半橋殼是通過在中央接合面處的一圈螺栓聯(lián)成一個整體。其特點是橋殼制造工藝簡單、主減速器軸承支承剛度好。但對主減速器的裝配、調整及維修都很不方便，橋殼的強度和剛度也比較低。過去這種所謂兩段可分式橋殼見于輕型汽車，由于上述缺點現(xiàn)已很少采用。 2）整體式橋殼 整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一整體的空心粱，其強度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的主減速殼里，構成單獨的總成，調整好以后再由橋殼中部前面裝入橋殼內(nèi)，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。 按制造工藝不同，整體式橋殼可分為鑄造式、鋼板沖壓焊接式和擴張成形式三種。鑄造式橋殼的強度和剛度較大，但質量大，加工面多，制造工藝復雜，主要用于中、重型貨車上。鋼板沖壓焊接式和擴張成形式橋殼質量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產(chǎn)，廣泛應用于轎車和中、小型貨車及部分重型貨車上。 3） 組合式橋殼 組合式橋殼是將主減速器殼與部分橋殼鑄造為一體而后用無縫鋼管分別壓入殼體兩端，兩者間用塞焊或銷釘固定，它的優(yōu)點是從動齒輪軸承的支承剛度較好，主減速器的裝配、調整比可分式橋殼方便，然而要求有較高的加工精度，常用于轎車、輕型貨車中。 選?。赫w式橋殼(鋼板沖壓焊接式) 本設計確定方案如下： 參考車型：標致505GTi 驅動形式：前置后驅動 驅動橋：非斷開式驅動橋 主減速器：單級主減速器（螺旋錐齒輪傳動） 主動齒輪支承方式：懸臂式支承 差速器：普通對稱式圓錐行星齒輪（兩個） 半軸：全浮式半軸 橋殼：整體式橋殼 (鋼板沖壓焊接式) 第二章 主減速器設計 2.1 錐齒輪計算載荷的確定［8］ 2.1.1對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的i值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時i值應按下式來確定： 式中 ---------車輪的滾動半徑，此處給定輪胎型號為195/70R14，查表得滾動半徑為305mm。 igh---------變速器量高檔傳動比。igh =0.82 把最大功率時轉速np=4250r/n ,最高車速=170km/h代入上式 計算得i=3.51 按日常行駛轉矩確定從動錐齒輪計算載荷 式中：----------汽車總重量，15800N； -----------車輪滾動半徑，0.306m； ------------從動錐齒輪到輪邊減速比，取1； -----------驅動軸傳動效率，圓弧錐齒輪取0.90； -----------公路坡度系數(shù)，它代表汽車在設計時要求能夠持續(xù)爬坡的能力，而不是公路的坡度系數(shù)，取0.08； -----------性能系數(shù)，代表汽車在坡度上的加速能力，取0.017； -----------道路滾動阻力系數(shù)，計算時轎車取f＝0.010~0.015；載貨汽車取0.015~0.020；越野汽車取0.020~0.035；該車取0.015 代入公式可得：=601.66 所以，N.m 最大計算扭矩取1，2計算的較小值，所以 2132.07N.m 計算轉矩： N.m 2.1.2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 Tce= 式中： Tce---------計算轉矩，Nm； Temax---------發(fā)動機最大轉矩；Temax =188N.m n---------計算驅動橋數(shù)， n= 1； if---------分動器傳動比， if= 1； i0---------主減速器傳動比， i0=3.51； η---------變速器傳動效率， η=0.90； 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=3.59； 將數(shù)據(jù)代入上式可得： Tce=2132.07 N.m 2.1.3按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪計算載荷 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 式中：--------每個驅動軸上的重量，為60%G=60%×15800=9480N --------加速時重量轉移系數(shù)，此處為1.1； ----------輪胎與路面的附著系數(shù)，對于一般輪胎的公路用汽車在良好的混凝土或瀝青路上可取0.85； ---------車輪滾動半徑，0.306m； ---------車輪到從動錐齒輪間的傳動比，取1； ----------車輪到從動錐齒輪間的傳動效率，一般為0.9； 將數(shù)據(jù)代入公式可得到=3013.69 N.m 2.2 錐齒輪主要參數(shù)的選擇［9］ 能夠表征齒輪副的參數(shù)有很多，主要參數(shù)有減速比（由總布置確定），主、從動齒輪齒數(shù)Z1、Z2，從動錐齒輪的節(jié)圓直徑d2、端面模數(shù)ms，法向壓力角αon，螺旋角βm等。 2.2.1 主從動錐齒輪齒數(shù)z1、z2的選擇 對于單級主減速器，當i0較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數(shù)取值小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙。當i0≥6時，z1的最小值可取為5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，z1最好大于5。當i0較小(如i0=3.5~5)時，引可取為7~12，但這時常常會因主、從動齒輪齒數(shù)太多、尺寸太大而不能保證所要求的橋下離地間隙。為了磨合均勻，主、從動齒輪的齒數(shù)z1，z2之間應避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和對于載貨汽車應不少于40，對于轎車應不少于50。在選取齒數(shù)時，應根據(jù)減速比的值和齒輪加工方法確定主動齒輪齒數(shù)z1，然后再選取z2。根據(jù)以上的說法，此車所選z1=10，z2取41。 所以計算得i=3.51，2132.07N.m，N.m。 2.2.2 從動錐齒輪大端節(jié)圓直徑和端面模數(shù)的選擇 從動錐齒輪的節(jié)圓直徑徑（又叫分度圓直徑）可以根據(jù)從動錐齒輪上的計算轉矩按經(jīng)驗公式確定［2］： d2=Kd2 （2-4） 式中：d2——從動錐齒輪大端節(jié)圓半徑mm； Kd2——直徑系數(shù)，取13～16 ——從動錐齒輪上的計算轉矩，取與中的最小值，N·m 初取d2=Kd2=210mm 從動錐齒輪的節(jié)圓半徑確定后，端面模數(shù)m2可按m= d2/z2計算得： m= d2/z2=5.12mm 根據(jù)較核公式較核［3］： m=Km （2-5） 式中：Km——模數(shù)系數(shù)，取0.3～0.4； ——從動錐齒輪上的計算轉矩，取與中的最小值，N·m ms=Km=（0.3～0.4）=4.050～5.400mm 計算后得較核m＞ d2/z2。故m=5mm 修正得 ： d2= ms/Z2=5×41=205mm 2.2.3 齒面寬b的選取 通常講齒面寬，指從動大齒輪的齒面寬F2，螺旋錐齒輪副的小齒輪齒面寬F1較F2大10﹪，齒面寬過寬并不能增加輪齒的強度及壽命，反而由于加工原因，易引起齒根處應力集中，一般齒面寬?。? F2=0.155 d2=0.155×205=31.775mm 圓整為32mm， 所以b1=1.1×32=35mm 2.2.4 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向 分為“左旋”與“右旋”兩種。對著齒面看去，如果輪齒的彎曲方向從其小端至大端為順時針走向時，則稱為右旋齒，反時針時則稱為左旋齒。主、從動齒輪的螺旋方向是不同的。 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪在傳動時所產(chǎn)生的軸向力，其方向決定于齒輪的螺旋方向和旋轉方向。螺旋方向的確定主要是根據(jù)所要求的軸向力的方向是離開錐頂，這樣可以使齒輪嚙合間隙有增大的趨勢，不致于使輪齒卡死而損壞。因此，一般汽車主減速器的主動錐齒輪為左旋方向，從動錐齒輪為右旋。 2.2.5 螺旋角β的選擇 螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的。節(jié)錐齒線(節(jié)錐表而與齒廓表面的交線)上任一點的螺旋角，是該點處的切線和節(jié)錐頂點與該點的連線之間的夾角。螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋角沿節(jié)錐齒線是變化的，齒面寬中點處的螺旋角稱為齒輪的中點螺旋角或名義螺旋角。 螺旋錐齒輪傳動主、從動齒輪的中點螺旋角或名義螺旋角是相等的。選擇齒乾的螺旋角時，應考慮到它對齒面(或縱向)重疊系數(shù)、輪齒強度和軸向力的大小有影響。螺旋角應足夠大以使重疊系數(shù)不小于1.25。因重疊系數(shù)愈大傳動就愈平穩(wěn)噪聲就愈低。對轎車應≥1.5～1.8。當≥2.0時可得到很好的結果。螺旋角過大時會引起軸向力亦過大，因此應有一個適當?shù)姆秶?。汽車主減速器錐齒輪的螺旋角多在35°~40°，轎車選擇較大的值來保證有較大的重疊系數(shù)。貨車通常取較小的值來防止軸向力過大。該車選為35° 2.2.6 齒輪法向壓力角的選擇 加大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，在此輕型轎車選擇壓力角 2.3 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 完成主減速器螺旋錐齒輪的幾何參數(shù)的計算后對其進行強度計算，以保證主減速器錐齒輪有足夠的強度和壽命，能安全可靠的工作。 參數(shù)及其計算確定 名 稱 代號 計 算 公 式 和 說 明 計算結果 軸交角 按需要確定，一般，最常用 螺旋角 通常，最常用。 大端分度圓直徑 按照經(jīng)驗公式初定，得到端面模數(shù)，然后 分錐角 ， 外錐距 齒寬系數(shù) 齒寬 中點模數(shù) 中點法向模數(shù) 中點分度圓直徑 中點錐距 頂隙 ，頂隙系數(shù) 齒頂高 ，齒頂高系數(shù) ， 齒根高 , 工作齒高 全齒高 齒根角 齒頂角 頂錐角 根錐角 2.3.1 單位齒長上的圓周力［10］ 1）按發(fā)動機最大轉速計算 （2-6） 式中： Temax——發(fā)動機最大轉矩，取188N/m； ig—— 變速器速比，取i1=3.59 ， i5=0.82； d1—— 主動齒輪節(jié)圓直徑，取50mm； F—— 從動齒輪的齒面寬，取32mm， =2× 188×3.59×1000/(50×32)=843.65N/mm =2×188× 0.82×1000/(50×32)=192.7N/mm 2）按輪胎的最大附著力矩計算 式中G2一—驅動橋對水平地面的負荷，N；該車為滿載量為1580kg，所以為15484/2=7742N ——輪胎與地面的附著系數(shù)；該車為0.85 rr——輪胎的滾動半徑，m；該車為0.306 d2——主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑，mm。該車為205 =2×7742×0.85×0.306×1000/(35×205)=561.31N/mm 表許用單位齒長上的圓周力2-2 按發(fā)動機最大轉矩計算 按最大附著力矩計算 附著系數(shù) 1檔 2檔 直接檔 轎車 893 536 321 893 0.85 貨車 1429 250 1429 0.85 公共汽車 982 214 0.85 牽引汽車 536 250 0.65 2.3.2 輪齒的彎曲疲勞強度計算 （2-7） 式中：—— 計算彎曲應力，N/mm2； —— 所討論的齒輪的計算轉矩，N·m,對于從動齒輪，按與中的最小值者和計算；對于主動齒輪，還需將上述計算轉矩換算到主動齒輪上； K0 ——載荷系數(shù)，對于汽車K0=1； Ks ——尺寸系數(shù)，它反映了材料的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，當ms≥1.6mm時，Ks=(ms/25.4)0.25 ；此車為：0.67 Km ——齒面載荷分配系數(shù)，對于懸臂式支承Km=1.10~1.25，對于跨置式支承，Km=1.0~1.1；該車為懸臂式支承，故選1.25 Kv ——質量系數(shù)，它與齒輪精度及齒輪分度圓上的切線速度對齒間載荷的影響有光關，接觸好、周接及同心度準確時，取Kv=1； ms ——端面模數(shù)，取5； F ——所討論的齒輪面寬；該車為F1=32, F2=35 Z ——所討論的齒輪的齒數(shù)； Z2=41, Z1=10 J ——所討論的齒輪的輪齒彎曲應力的綜合系數(shù)，計算彎曲應力用的綜合系數(shù)，大齒輪取0.235，小齒輪取0.230 按與中的最小值計算從動錐齒輪的彎曲疲勞應力： =2×2132.07×1×0.67×1.25×1000/（1×52×32×41×0.235） =463.45N/mm2 按計算： =2×607.43×1×0.67×1.25×1000/（1×52×32×41×0.235）=132.02N/mm2 主動錐齒輪的彎曲應力計算： =2132.07×10/41=500.01N·m =607.43×10/41=148.15N·m 按與中的較小值計算: =2×600.29×1×0.67×1.25×1000/（1×52×35×10×0.230） =416.16N/mm2 按計算： =2×121.98×1×0.67×1.25×1000/（1×52×35×10×0.230） =123.30N/mm2 根據(jù)公式，按與兩者的較小值計算是的最大彎曲應力，對于汽車主減速器齒輪，不應超過700 N/mm2（或不超過材料強度極限的75%）；按計算的彎曲應力不應超過210.9 N/mm2，破壞的循環(huán)次數(shù)為6×106。計算得出的值為都不超過極限值，是合格的。 2.3.3 輪齒接觸強度的計算 （2-8） 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32mm； Mp—— 主動齒輪計算轉矩，為TGF=148.15N·m，TG=500.01N·m； Ks —— 尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，取Ks=1；此車選為0.67 Kf —— 表面品質系數(shù)，它取決于齒面最后加工的性質，一般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，該車取1.25； Kv —— 質量系數(shù)，它與齒輪精度及齒輪分度圓上的切線速度對齒間載荷的影響有光關，接觸好、周接及同心度準確是時，取Kv=1; b —— 齒面寬，取50mm； J—— 齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取得0.230［3］。 按TGF計算： =741.1N/mm2 按TGe、TGs兩者的較小值計算： =1644.1N/mm2 主從動齒輪的接觸應力是相等的。按最大轉矩（TGe、TGs兩者的較小值）計算時，許用接觸應力為2800 N/mm2；按日常行駛轉矩TGF計算式1750 N/mm2。 按最大轉矩（TGe、TGs兩者的較小值）計算時值為1644.1N/mm2，不超過許用接觸應力2800 N/mm2；按日常行駛轉矩TGF計算時值為741.1N/mm2，不超過許用接觸應力1750 N/mm2。符合條件。 2.4 主減速器軸承計算及選擇 2.4.1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。 為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。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矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式計算： 　(2-11) 式中：——發(fā)動機最大轉矩，在此取188N·m； 　　　，…——變速器在各擋的使用率，可參考表2-3選??； 　　　，…——變速器各擋的傳動比； 　　　，…——變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表2-3選取； 表2-3　及的參考值 經(jīng)計算為119.28Ｎ·ｍ (1) 齒寬中點處的圓周力F ＝N　 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，為上式計算結果。 ——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑. 對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑 經(jīng)計算＝205-32.sin73.6°=174.30mm =42.51mm 按上式主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 ==1368.67N （2）錐齒輪的軸向力和徑向力 圖2-3 主動錐齒輪齒面的受力圖 如圖2-3，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(nèi)，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(nèi)。在此平面內(nèi)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： 作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為 由以上二式可計算得： =1109.01N =351.08N 以上二式參考《汽車設計》。 2.4.2主減速器軸承載荷的計算［11］ 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。 軸承布置圖如下： 其中：a=85mm，b=50mm，c=70mm，d=110mm。 軸承受力如下表 軸承號 力的名稱 公 式 計 算 結 果 第 I 條 A 徑向力 1859.02N 軸向力 1109.01N 第 II 條 B 徑向力 641.90N 軸向力 0 0 第 III 條 C 徑向力 1201.