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哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（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(dòng)軸或直接由變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，再將轉(zhuǎn)矩分配給左右驅(qū)動(dòng)車輪，并使左右驅(qū)動(dòng)車輪具有汽車行駛運(yùn)動(dòng)所要求的差速功能:同時(shí)，驅(qū)動(dòng)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(zhì)量，性能的好壞直接影響整車的安全性，經(jīng)濟(jì)性、舒適性、可靠性。
本文認(rèn)真地分析參考了天龍重卡300雙驅(qū)動(dòng)橋，在論述汽車驅(qū)動(dòng)橋運(yùn)行機(jī)理的基礎(chǔ)上，提練出了在驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)中應(yīng)掌握的滿足汽車行駛的平順性和通過性、降噪技術(shù)的應(yīng)用及零件的標(biāo)準(zhǔn)化、部件的通用化、產(chǎn)品的系列化等三大關(guān)鍵技術(shù)；闡述了汽車驅(qū)動(dòng)橋的基本原理并進(jìn)行了系統(tǒng)分析；根據(jù)經(jīng)濟(jì)、適用、舒適、安全可靠的設(shè)計(jì)原則和分析比較，確定了重型卡車驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)型式；并對(duì)制動(dòng)器以及主要零部件進(jìn)行了強(qiáng)度校核，完善了驅(qū)動(dòng)橋的整體設(shè)計(jì)。
通過本課題的研究，開發(fā)設(shè)計(jì)出適用于裝置大馬力發(fā)動(dòng)機(jī)重型貨車的雙級(jí)驅(qū)動(dòng)橋產(chǎn)品，確保設(shè)計(jì)的重型卡車驅(qū)動(dòng)橋經(jīng)濟(jì)、實(shí)用、安全、可靠。
關(guān)鍵詞： 驅(qū)動(dòng)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(shè)計(jì)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．2
2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)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(dòng)錐齒輪的支承方案．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．4
2.2 主減速器基本參數(shù)選擇與計(jì)算載荷的確定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．5
2.2.1 主減速器齒輪計(jì)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(jì)算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．10
2.2.4 主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．11
2.2.5 主減速器軸承載荷的計(jì)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(jié)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．25
第3章 貫通橋差速器設(shè)計(jì)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．26
3.1 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．26
3.2 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．27
3.3 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．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(jì)算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．30
3.3.3 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．32
3.4 差速器齒輪的材料．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．33
3.5 本章小結(jié)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．33
第4章 半軸及貫通軸的設(shè)計(jì)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．34
4.1 概述．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．34
4.2 全浮式半軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．34
4．2．1半軸的計(jì)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(qiáng)度計(jì)算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．36
4.2.4花鍵軸的強(qiáng)度計(jì)算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．36
4.3半軸材料與熱處理．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．38
4.4 本章小結(jié)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．38
第5章 輪邊減速器設(shè)計(jì)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．40
5.1 概述．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．40
5.2 輪邊減速器各參數(shù)的選擇．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．41
5.3 設(shè)計(jì)參數(shù)的優(yōu)化．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．42
5.4 輪邊減速器各齒輪強(qiáng)度校核．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．43
5.5 本章小結(jié)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．45
結(jié) 論．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．46
致 謝．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．47
參考文獻(xiàn)．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．48
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第1章 緒論
汽車的驅(qū)動(dòng)后橋位于傳動(dòng)系的末端，其基本功用是增大由傳動(dòng)軸或直接由變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，再將轉(zhuǎn)矩分配給左、右驅(qū)動(dòng)車輪，并使左、右驅(qū)動(dòng)車輪有汽車行駛運(yùn)動(dòng)所要求的差速功能;同時(shí)，驅(qū)動(dòng)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(qū)動(dòng)橋也在不斷的改進(jìn)。與獨(dú)立懸架相配合的斷開式驅(qū)動(dòng)橋相對(duì)與非獨(dú)立懸架配合的整體式驅(qū)動(dòng)橋在平順性和通過性方面都得到改進(jìn)。
驅(qū)動(dòng)橋是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中主要總成之一。驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)是否合理直接關(guān)系到汽車使用性能的好環(huán)。因此，設(shè)計(jì)中要保證:所選擇的主減速比應(yīng)保證汽車在給定使用條件下有最佳的動(dòng)力性能和燃料經(jīng)濟(jì)性：
(1) 當(dāng)左、右兩車輪的附著系數(shù)不同時(shí)，驅(qū)動(dòng)橋必須能合理的解決左右車輪的轉(zhuǎn)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(qū)動(dòng)橋的各零部件在滿足足夠的強(qiáng)度和剛度的條件下，應(yīng)力求做到質(zhì)量輕，特別是應(yīng)盡可能做到非簧載質(zhì)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(zhuǎn)矩；
(5) 齒輪及其它傳動(dòng)部件應(yīng)工作平穩(wěn)，噪聲小；
(6) 對(duì)傳動(dòng)件應(yīng)進(jìn)行良好的潤滑，傳動(dòng)效率要高；
(7) 結(jié)構(gòu)簡單，拆裝調(diào)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(jí)減速的驅(qū)動(dòng)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(shè)計(jì)
2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式
主減速器可根據(jù)齒輪類型、減速形式及主、從動(dòng)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(dòng)的特點(diǎn)是主從動(dòng)齒輪的軸線相互垂直但不相交，且主動(dòng)齒輪軸線相對(duì)從動(dòng)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(dāng)偏移距大到一定程度時(shí)，可使一個(gè)齒輪軸從另一個(gè)齒輪軸旁通過。這樣就能在每個(gè)齒輪的兩邊布置尺寸緊凄的支承。這對(duì)于增強(qiáng)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(dòng)齒輪的螺旋角大于從動(dòng)齒輪的螺旋角。因此，雙曲面?zhèn)鲃?dòng)齒輪副的法向模數(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(dòng)齒輪的端面模數(shù)或端面周節(jié)大于從動(dòng)齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪比相應(yīng)的螺旋錐齒輪傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪有更大的直徑和更好的強(qiáng)度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關(guān)。另外，由于雙曲面?zhèn)鲃?dòng)的主動(dòng)齒輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當(dāng)量曲率半徑較相應(yīng)的螺旋錐齒輪當(dāng)量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應(yīng)力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應(yīng)力相當(dāng)?shù)穆菪F齒輪比較，負(fù)荷可提高至175％。雙曲面主動(dòng)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(dòng)比傳動(dòng)。當(dāng)要求傳動(dòng)比大而輪廓尺寸又有限時(shí)，采用雙曲面齒輪更為合理。因?yàn)槿绻３謨煞N傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪直徑一樣，則雙曲面從動(dòng)齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小，這對(duì)于主減速比i0≥4.5的傳動(dòng)有其優(yōu)越性。當(dāng)傳動(dòng)比小于2時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪相對(duì)于螺旋錐齒輪主動(dòng)齒輪就顯得過大，這時(shí)選用螺旋錐齒輪更合理，因?yàn)楹笳呔哂休^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(dòng)齒輪螺旋角的增大，還導(dǎo)致其進(jìn)入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應(yīng)的齒數(shù)多，因而雙曲面齒輪傳動(dòng)比螺旋錐齒輪傳動(dòng)工作得更加平穩(wěn)、無噪聲，強(qiáng)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(jí)減速、雙續(xù)減速、雙速減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、主減速及輪邊減速等。
單級(jí)(或雙級(jí))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(dòng)力性，而車速則可相對(duì)較低，因此其傳動(dòng)系的低檔總傳動(dòng)比都很大。在設(shè)計(jì)上述重型汽車、大型公共汽車的驅(qū)動(dòng)橋時(shí)，為了使變速器、分動(dòng)器、傳動(dòng)軸等總成不致因承受過大轉(zhuǎn)矩而使它們的尺寸及質(zhì)量過大，應(yīng)將傳動(dòng)系的傳動(dòng)比以盡可能大的比率分配給驅(qū)動(dòng)橋。這就導(dǎo)致了一些重型汽車、大型公共汽車的驅(qū)動(dòng)橋的主減速比往往要求很大。當(dāng)其值大于12時(shí)，則需采用單級(jí)(或雙級(jí))主減速器附加輪邊減速器的結(jié)構(gòu)型式，將驅(qū)動(dòng)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(qū)動(dòng)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(qū)動(dòng)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(dòng)齒輪等零件的尺寸也可減小。
綜合考慮整車成本和驅(qū)動(dòng)橋的研發(fā)與制造成本及輸入?yún)?shù)主減速比的實(shí)際情況，選擇結(jié)構(gòu)簡單，體積小，質(zhì)量輕，制造成本低的單級(jí)貫通式主減速器附輪邊減速器。
2.1.3 主減速器主從動(dòng)錐齒輪的支承方案
1. 主動(dòng)錐齒輪的支承
現(xiàn)在汽車主減速器主動(dòng)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(cè)的軸頸懸臂式地支承于一對(duì)軸承上。為了增強(qiáng)支承剛度，應(yīng)使兩軸承支承中心間的距離齒輪齒面寬中點(diǎn)的懸臂長度大兩倍以上，同時(shí)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(dāng)采用一對(duì)圓錐滾子軸承支承時(shí)，為了減小懸臂長度和增大支承間的距離，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內(nèi)，而大端朝外，以縮短跨距，從而增強(qiáng)支承剛度。
圖2-2 主減速器主動(dòng)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(dòng)錐齒輪后軸承的徑向負(fù)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(dòng)齒輪都是采用騎馬式支承。但是騎馬式支承增加了導(dǎo)向軸承支座，是主減速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高。
2. 從動(dòng)錐齒輪的支承
主減速器從動(dòng)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(qiáng)支承剛度，支承間的距離（c+d）應(yīng)盡量縮小。然而，為了是從動(dòng)錐齒輪背面的支承凸緣有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)筋及增強(qiáng)支承的穩(wěn)定性，距離（c+d）應(yīng)不小于從動(dòng)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(shí)硬是它們的圓錐滾子大端朝內(nèi)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(qiáng)從動(dòng)錐齒輪聯(lián)接凸緣的剛度，應(yīng)盡量使尺寸c不小于尺寸d。
在具有大主傳動(dòng)比和徑向尺寸較大的從動(dòng)錐齒輪的主減速器中，為了限制從動(dòng)錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，在從動(dòng)錐齒輪的外緣背面加設(shè)輔助支承（圖2-3）。輔助支承與從動(dòng)錐齒輪背面之間的間隙，應(yīng)保證當(dāng)偏移量達(dá)到允許極限，即與從動(dòng)錐齒輪背面接觸時(shí)，能夠制止從動(dòng)錐齒輪繼續(xù)偏移。主、從動(dòng)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(dòng)錐齒輪輔助支承 圖2-4 主從動(dòng)錐齒輪的許用偏移量
2.2 主減速器基本參數(shù)選擇與計(jì)算載荷的確定
2.2.1 主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定
1. 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce
從動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce
Tce= （2-1）
式中：Tce—計(jì)算轉(zhuǎn)矩，；
Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；Temax =1500；
n—計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，2；
if—變速器傳動(dòng)比，if=1；
i0—主減速器傳動(dòng)比，i0=3.12；
η—變速器傳動(dòng)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(dòng)載系數(shù)，Kd=1；
i1—變速器最低擋傳動(dòng)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(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩T=7742.51
2. 按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩
（2-2）
式中 ——汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，后橋所承載127400N的負(fù)荷；
——輪胎對(duì)地面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用車，取=0.85；對(duì)于越野汽車取1.0；對(duì)于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級(jí)轎車，計(jì)算時(shí)可取1.25；
——車輪的滾動(dòng)半徑，在此選用輪胎型號(hào)為GB516-82 9.0～20，則車論的滾動(dòng)半徑為0.57m；
，——分別為所計(jì)算的主減速器從動(dòng)錐齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比，取0.9；
所以==38376
3. 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩
對(duì)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(zhuǎn)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(shí)的總重量，25400N；
——所牽引的掛車滿載時(shí)總重量，392000N，但僅用于牽引車的計(jì)算；
——道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于載貨汽車可取0.015~0.020；在此取0.016
——汽車正常行駛時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)，對(duì)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(dòng)齒輪到車輪之間的效率；
——主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比；
n——驅(qū)動(dòng)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(dòng)齒輪的齒數(shù)和、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數(shù)、主從動(dòng)錐齒輪齒面寬和、中點(diǎn)螺旋角、法向壓力角等。
1. 主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)和
選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素：
（1）為了磨合均勻，，之間應(yīng)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(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40。
（3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度對(duì)于卡車一般不小于6。
（4）主傳動(dòng)比較大時(shí)，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。
（5）對(duì)于不同的主傳動(dòng)比，和應(yīng)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(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)
對(duì)于雙級(jí)主減速器，增大尺寸會(huì)影響驅(qū)動(dòng)橋殼的離地間隙，減小又會(huì)影響跨置式主動(dòng)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(yàn)公式初選，即
（2-4）
——直徑系數(shù)，一般取13.0～15.3；
——從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(dòng)錐齒輪齒面寬和
錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會(huì)導(dǎo)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(huì)減小了齒根圓角半徑，加大了集中應(yīng)力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時(shí)有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時(shí)載荷集中于輪齒小端，會(huì)引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會(huì)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(qiáng)度會(huì)降低。
對(duì)于從動(dòng)錐齒輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐的0.3倍，即，而且應(yīng)滿足，對(duì)于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用：
=0.155296=46
一般習(xí)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(diǎn)螺旋角
弧齒錐齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是相等的，選時(shí)應(yīng)考慮它對(duì)齒面重合度，輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時(shí)嚙合的齒越多，傳動(dòng)越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強(qiáng)度越高，應(yīng)不小于1.25，在1.5～2.0時(shí)效果最好，但過大，會(huì)導(dǎo)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(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從動(dòng)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(qiáng)度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對(duì)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(duì)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(dòng)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(dòng)的特點(diǎn)。一般對(duì)于乘用車和總質(zhì)量不大的商用車，E<0.2D；且E<40%A；對(duì)于總質(zhì)量較大的商用車，E<（0.1~0.12）D，且E<20%A。另外，主傳動(dòng)比越大，則E也越大，但應(yīng)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(jì)算
表2-1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表
序號(hào)
項(xiàng) 目
計(jì) 算 公 式
計(jì) 算 結(jié) 果
1
主動(dòng)齒輪齒數(shù)
９
2
從動(dòng)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(jì)算用表
序號(hào)
項(xiàng) 目
計(jì) 算 公 式
計(jì) 算 結(jié) 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(diǎn)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(qiáng)度計(jì)算
在完成主減速器齒輪的幾何計(jì)算之后，應(yīng)對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，以保證其有足夠的強(qiáng)度和壽命以及安全可靠性地工作。在進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算之前應(yīng)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(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點(diǎn)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(qiáng)度不足而引起的過載折斷。折斷多數(shù)從齒根開始，因?yàn)辇X根處齒輪的彎曲應(yīng)力最大。
①疲勞折斷：在長時(shí)間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的
彎曲應(yīng)力。如果最高應(yīng)力點(diǎn)的應(yīng)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(kuò)大，最后導(dǎo)致輪齒部分地或整個(gè)地?cái)嗟?。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(gè)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(shè)計(jì)不當(dāng)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(qiáng)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(cè)間隙調(diào)節(jié)不當(dāng)、安裝剛度不足、安裝位置不對(duì)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(shí)，往往會(huì)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(yīng)使其具有足夠的彎曲強(qiáng)度，并選擇適當(dāng)?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(zhì)量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。
（2）齒面的點(diǎn)蝕及剝落
齒面的疲勞點(diǎn)蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報(bào)廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強(qiáng)度不足而引起的。
①點(diǎn)蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結(jié)果。由于接觸區(qū)產(chǎn)生很大的表面接觸應(yīng)力，常常在節(jié)點(diǎn)附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開始，形成極小的齒面裂紋進(jìn)而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點(diǎn)的現(xiàn)象就稱為點(diǎn)蝕。一般首先產(chǎn)生在幾個(gè)齒上。在齒輪繼續(xù)工作時(shí)，則擴(kuò)大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至?xí)饾u使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動(dòng)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(diǎn)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(yīng)力。在允許的范圍內(nèi)適當(dāng)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(diǎn)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(qiáng)度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會(huì)引起齒面剝落。當(dāng)滲碳齒輪熱處理不當(dāng)使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時(shí)，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?xí)r，因高溫、高壓而將金屬粘結(jié)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(qiáng)度是按齒面接觸點(diǎn)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(dòng)、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動(dòng)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(yīng)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(jìn)行清洗是防止不正常磨損的有效方法。
汽車驅(qū)動(dòng)橋的齒輪，承受的是交變負(fù)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(diǎn)蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時(shí)，其循環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅(qū)動(dòng)橋齒輪的許用彎曲應(yīng)力不超過210.9N／mm。
實(shí)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(jì)算轉(zhuǎn)矩）有關(guān)，而與汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動(dòng)橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩Tec和最大附著轉(zhuǎn)矩Tcs并不是使用中的持續(xù)載荷，強(qiáng)度計(jì)算時(shí)只能用它來驗(yàn)算最大應(yīng)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax和最大附著力矩 兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算，N；
——從動(dòng)齒輪的齒面寬。
按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)：
（2-6）
式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取1500
——變速器的傳動(dòng)比12.11
——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑54 mm
——從動(dòng)齒輪齒面寬46mm
按上式等于10969.2N／mm
按最大附著力矩計(jì)算時(shí)：
（2-7）.
式中：——汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，對(duì)于后驅(qū)動(dòng)橋還應(yīng)考慮汽車最大加速時(shí)的負(fù)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(dòng)半徑0.57m。
按上式等于9066.58N／mm。
在現(xiàn)代汽車的設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力有時(shí)提高許用數(shù)據(jù)的20%～25%。經(jīng)驗(yàn)算以上兩數(shù)據(jù)都在許用范圍內(nèi)。
3. 輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算
汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為
（2-8）
式中：——該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)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(guān)，當(dāng)ｍ時(shí)，，在此等于1.0；
——載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個(gè)齒輪均用騎馬式支承型式時(shí)，＝1.00～1.10式式支承時(shí)取1.10～1.25。支承剛度大時(shí)取最小值；
——質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，可取1.0；
——計(jì)算齒輪的齒數(shù)；
——端面模數(shù)；
——計(jì)算彎曲應(yīng)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(diǎn)的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應(yīng)力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對(duì)彎曲應(yīng)力計(jì)算的影響。計(jì)算彎曲應(yīng)力時(shí)本應(yīng)采用輪齒中點(diǎn)圓周力與中點(diǎn)端面模數(shù)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進(jìn)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(qiáng)度要求。
4. 輪齒的表面接觸強(qiáng)度計(jì)算
錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為
(2-9)
式中：——主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩；
——材料的彈性系數(shù)，對(duì)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(duì)其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗(yàn)的情況下，可取1.0；
——表面質(zhì)量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質(zhì)（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對(duì)于制造精確的齒輪可取1.0；
——計(jì)算接觸應(yīng)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(duì)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(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力相等。所以均滿足要求。
5. 貫通橋一級(jí)圓柱斜齒輪參數(shù)的運(yùn)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(diào)質(zhì)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(nèi)，選用8級(jí)精度。
（2）齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
= （2-10）
=1836538.4×12.11×0.93×0.98=2135975.72
式中:：－傳遞的轉(zhuǎn)矩,N．mm；
－傳動(dòng)比
－軸承效率，取=0.98
－齒輪傳動(dòng)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(yīng)力由式:
算得接觸疲勞極限應(yīng)力:
(12)小、大齒輪的應(yīng)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(diǎn)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(jì)算載荷系數(shù) 使用系數(shù)
齒輪線速度如下式:
(2-13)
==10
動(dòng)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(jì)算傳動(dòng)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(qiáng)度計(jì)算
（1） 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：
、 、 、
重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù)
（2）彎曲疲勞極限應(yīng)力：
壽命系數(shù) 安全系數(shù) 故：
因?yàn)榻?jīng)過核算實(shí)用疲勞強(qiáng)度107.9＜許用應(yīng)力，所以 滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。
2.2.5 主減速器軸承載荷的計(jì)算
軸承的計(jì)算主要是計(jì)算軸承的壽命。設(shè)計(jì)時(shí)，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸初步確定軸承的型號(hào)，然后驗(yàn)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(yàn)算軸承壽命之前，應(yīng)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(diǎn)處的圓周力
齒寬中點(diǎn)處的圓周力為：
＝ (2-15)
式中：——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩；
——該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑。
按上式主減速器主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)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(dòng)錐齒輪螺旋方向?yàn)樽笮瑥腻F頂看旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針，F(xiàn) 為
作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點(diǎn)A處的法向力，在A點(diǎn)處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)分解成兩個(gè)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O(shè)A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：
=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(dòng)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(dòng)錐齒輪齒面的受力圖
2. 主減速器軸承載荷的計(jì)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(shí)，還應(yīng)考慮徑向力所應(yīng)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(dāng)主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計(jì)算出軸承的徑向載荷。
對(duì)于采用跨置式的主動(dòng)錐齒輪和從動(dòng)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(duì)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(jì)算轉(zhuǎn)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(jì)算出預(yù)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(qū)動(dòng)橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動(dòng)系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時(shí)間長，載荷變化多，帶沖擊等特點(diǎn)。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對(duì)于驅(qū)動(dòng)橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求：
(1) 具有較高的疲勞彎曲強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應(yīng)有高的硬度；
(2) 輪齒心部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)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(zhì)量、縮短制造時(shí)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(shí)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(yīng)達(dá)到58～64HRC，而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù)〉8時(shí)，為29～45HRC。
對(duì)于滲碳深度有如下的規(guī)定： 當(dāng)端面模數(shù)m≤5時(shí)， 為0.9～1.3mm
當(dāng)端面模數(shù)m>5～8時(shí)，為1.0～1.4mm
由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運(yùn)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(dòng)副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對(duì)研磨）后均予與厚度0.005～0.010mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。對(duì)齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命達(dá)25％。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進(jìn)行滲硫處理。滲硫處理時(shí)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(huì)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(yīng)注意主減速器主動(dòng)錐齒輪的前軸承的潤滑，因?yàn)槠錆櫥荒芸繚櫥偷娘w濺來實(shí)現(xiàn)。為此，通常是在從動(dòng)齒輪的前端靠近主動(dòng)齒輪處的主減速殼的內(nèi)壁上設(shè)一專門的集油槽，將飛濺到殼體內(nèi)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(zhuǎn)時(shí)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(qū)動(dòng)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(hù)前端的油封不被損壞。
2.5 本章小結(jié)
本章根據(jù)所給參數(shù)確定了主減速器計(jì)算載荷、并根據(jù)有關(guān)的機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械制造的標(biāo)準(zhǔn)對(duì)齒輪參數(shù)進(jìn)行合理的選擇，最后對(duì)螺旋錐齒輪的相關(guān)幾何尺寸參數(shù)進(jìn)行列表整理，并且對(duì)主動(dòng)、從動(dòng)齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核。對(duì)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(shè)計(jì)
汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過的路程往往不等。例如，轉(zhuǎn)彎時(shí)內(nèi)、外兩側(cè)車輪行程顯然不同，即外側(cè)車輪滾過的距離大于內(nèi)側(cè)的車輪；汽車在不平路面上行駛時(shí)，由于路面波形不同也會(huì)造成兩側(cè)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(fù)荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會(huì)引起左、右車輪因滾動(dòng)半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅(qū)動(dòng)橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時(shí)不可避免地會(huì)產(chǎn)生驅(qū)動(dòng)輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)。這不僅會(huì)加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導(dǎo)致轉(zhuǎn)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(qū)動(dòng)輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅(qū)動(dòng)橋兩側(cè)車輪在行程不等時(shí)具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度，滿足了汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)要求。
差速器用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動(dòng)。差速器有多種形式，在此設(shè)計(jì)普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器。
3.1 對(duì)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(duì)稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機(jī)構(gòu)。差速器殼3與行
星齒輪軸5連成一體，形成行星架。因?yàn)樗峙c主減速器從動(dòng)齒輪6固連在一起，固為主動(dòng)件，設(shè)其角速度為；半軸齒輪1和2為從動(dòng)件，其角速度為和。A、B兩點(diǎn)分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點(diǎn)。行星齒輪的中心點(diǎn)為C，A、B、C三點(diǎn)到差速器旋轉(zhuǎn)軸線的距離均為。
當(dāng)行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時(shí)，顯然，處在同一
半徑上的A、B、C三點(diǎn)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(dāng)行星齒輪4除公轉(zhuǎn)外，還繞本身的軸5以角速度自轉(zhuǎn)時(shí)（圖），嚙合點(diǎn)A的圓周速度為=+，嚙合點(diǎn)B的圓周速度為=-。于是+=（+）+(-)
即 + =2 （3-1）
若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)表示，則
（3-2）
式（3-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對(duì)稱式圓錐齒輪差速器的運(yùn)動(dòng)特征方程式，它表明左右兩側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速之和等于差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍，而與行星齒輪轉(zhuǎn)速無關(guān)。因此在汽車轉(zhuǎn)彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應(yīng)轉(zhuǎn)速自轉(zhuǎn)，使兩側(cè)驅(qū)動(dòng)車輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動(dòng)而無滑動(dòng)。
有式（3-2）還可以得知：①當(dāng)任何一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時(shí)，另一側(cè)半軸齒輪的