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本科學生畢業(yè)設計
HLJ-QZ100整體式驅(qū)動橋設計
院系名稱： 汽車與交通工程學院
專業(yè)班級： 車輛工程B07-2班
學生姓名： 鄭重
指導教師： 崔宏耀
職 稱： 副教授
黑 龍 江 工 程 學 院
二○一一年六月
The Graduation Design for Bachelor's Degree
The Design for HLJ-QZ100 Integral Driving Axle
Candidate：Zheng Zhong
Specialty： Vehicle Engineering
Class：B07-2
Supervisor：Associate Prof Cui Hongyao
Heilongjiang Institute of Technology
2011-06·Harbin
黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
摘 要
驅(qū)動橋作為汽車底盤的重要組成部分，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于載重汽車顯得尤為重要。為滿足目前當前載貨汽車的快速、高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個高效、可靠的驅(qū)動橋。設計出結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、造價低廉的驅(qū)動橋，能大大降低整車生產(chǎn)的總成本，推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展，并且通過對汽車驅(qū)動橋的學習和設計實踐，可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車設計與機械設計的全面知識和技能，所以本題設計一款結(jié)構(gòu)優(yōu)良的載重汽車驅(qū)動橋具有一定的實際意義。
本文首先確定主要部件的結(jié)構(gòu)型式和主要設計參數(shù)，在分析驅(qū)動橋各部分結(jié)構(gòu)形式、發(fā)展過程及其以往形式的優(yōu)缺點的基礎上，確定了總體設計方案，采用傳統(tǒng)設計方法對驅(qū)動橋各部件主減速器、差速器、半軸、橋殼進行設計計算并完成校核。最后運用AUTOCAD完成裝配圖和主要零件圖的繪制。
關鍵詞：驅(qū)動橋；載重汽車；單級主減速器；差速器；半軸；橋殼
50
ABSTRACT
. Drive axle as an one important part of the car chassiss, its performance directly influence on the entire automobile, especially for the truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, high efficiency, high benefit today` truck, must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the trucks’ developing tendency. Design a simple, reliable, low cost of the drive axle, can greatly reduce the total cost of vehicle production, and promote the economic development of automobile and automotive drive axle of the study and design practice, can better learn and to master modern automotive design and mechanical design of a comprehensive knowledge and skills, so the title of the fine structure of the design of a vehicle drive axle has a certain practical significance.
In this paper, first of all determine the structure of major components and the main design parameters, the analysis of the various parts of the structure of the bridge drive type, the form of the development process and its advantages and disadvantages of the past, determined on the basis of the design program, using the traditional design method of various parts of the drive axle Main reducer, differential, axle, axle housing was designed to calculate and complete the check. Finally complete the final assembly drawing by using AUTOCAD and mapping the main components.
Keywords: Drive axle; Truck; Single reduction final drive; Differential; Axle; Drive axle housing
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 選題的背景目的及意義 1
1.2 國內(nèi)外驅(qū)動橋研究狀況 1
1.3 設計主要內(nèi)容和預期結(jié)果 3
第2章 驅(qū)動橋的總體方案確定 4
2.1驅(qū)動橋的種類結(jié)構(gòu)和設計要求 4
2.1.1汽車車橋的種類 4
2.1.2驅(qū)動橋的種類 4
2.1.3驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)組成 4
2.1.4 驅(qū)動橋設計要求 5
2.2 設計車型主要參數(shù) 5
2.3主減速器結(jié)構(gòu)方案的確定 6
2.3.1 主減速比的計算 6
2.3.2 主減速器的齒輪類型 7
2.3.3 主減速器的減速形式 7
2.3.4 主減速器主從動錐齒輪的支承形式及安裝方法 8
2.4 差速器結(jié)構(gòu)方案的確定 10
2.5半軸的形式確定 11
2.6 橋殼形式的確定 11
2.7本章小結(jié) 12
第3章 主減速器設計 13
3.1概述 13
3.2主減速器齒輪參數(shù)的選擇與強度計算 13
3.2.1 主減速器計算載荷的確定 13
3.2.2 主減速器齒輪參數(shù)的選擇 14
3.2.3 主減速器齒輪強度計算 17
3.2.4 主減速器軸承計算 23
3.3主減速器齒輪材料及熱處理 28
3.4主減速器的潤滑 29
3.5 本章小結(jié) 29
第4章 差速器設計 30
4.1概述 30
4.2對稱式圓錐行星齒輪差速器原理 30
4.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 31
4.4對稱圓錐行星錐齒輪差速器的設計 32
4.4.1 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 32
4.4.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算 34
4.4.3 差速器齒輪的強度計算 35
4.4.4 差速器齒輪的材料 37
4.5 本章小結(jié) 37
第5章 半軸設計 38
5.1概述 38
5.2半軸的設計與計算 38
5.2.1全浮式半軸的計算載荷的確定 38
5.2.2半軸桿部直徑的初選 40
5.2.3 全浮式半軸強度計算 40
5.2.4 全浮式半軸花鍵強度計算 40
5.2.5 半軸材料與熱處理 42
5.2.6 半軸有限元分析 42
5.3 本章小結(jié) 47
第6章 驅(qū)動橋橋殼的設計 48
6.1概述 48
6.2橋殼的受力分析及強度計算 48
6.2.1 橋殼的靜彎曲應力計算 48
6.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度 50
6.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼的強度計算 50
6.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 52
6.2.5 汽車受最大側(cè)向力時橋殼強度計算 53
6.3 本章小結(jié) 57
結(jié)論 58
參考文獻 59
致謝 60
附錄A 61
附錄B …………………………………………………………………………………………………64
第1章 緒 論
1.1 選題背景目的及意義
隨著汽車行業(yè)的迅猛發(fā)展，作為汽車關鍵零部件之一的汽車驅(qū)動橋也得到相應的提升，為滿足市場多樣化及用戶個性化的需求，驅(qū)動橋再也不能停留在載貨車單一的、低檔次的技術(shù)水平上，隨著新材料、新能源、電子測控及信息技術(shù)的迅猛發(fā)展，應用這些高新科技武裝和改造傳統(tǒng)的汽車工業(yè)，以新型的驅(qū)動橋大幅度地提高車輛的安全性、舒適性和經(jīng)濟性，為廣大消費者提供節(jié)能型和環(huán)保型的汽車產(chǎn)品。各生產(chǎn)廠家在研發(fā)和生產(chǎn)過程中基本上形成了專業(yè)化、系列化、批量化的局面，汽車驅(qū)動橋是汽車的重要總成，承載著汽車車架及承載式車身經(jīng)懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅(qū)動橋還傳遞著傳動系中的最大轉(zhuǎn)矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)型式和設計參數(shù)除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經(jīng)濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響[1]。
汽車驅(qū)動橋設計涉及的機械零部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要設計到所有的現(xiàn)代機械制造工藝，設計出結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、造價低廉的驅(qū)動橋，能大大降低整車生產(chǎn)的總成本，推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展，并且通過對汽車驅(qū)動橋的學習和設計實踐，可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車設計與機械設計的全面知識和技能，所以本題設計一款結(jié)構(gòu)優(yōu)良的微型貨車驅(qū)動橋具有一定的實際意義。而且由于我國的汽車行業(yè)發(fā)展日趨成熟，各汽車企業(yè)的競爭愈演愈烈，而提高其燃油經(jīng)濟性也是各汽車生產(chǎn)商來提高其產(chǎn)品市場競爭力的一個法寶。這就必須在發(fā)動機的動力輸出之后，在從離合器---變速器---萬向傳動裝置---驅(qū)動橋這一動力輸送環(huán)節(jié)中尋找減少能量在傳遞的過程中的損失。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅(qū)動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設計新型的驅(qū)動橋成為新的課題。本設計選取的是HLJ-QZ100整體式驅(qū)動橋設計。
1.2 國內(nèi)外驅(qū)動橋研究狀況
1、國外研究現(xiàn)狀
國外貨車驅(qū)動橋開發(fā)技術(shù)已經(jīng)非常的成熟，建立新的驅(qū)動橋開發(fā)模式成為國內(nèi)外驅(qū)動橋開發(fā)團體的新目標。驅(qū)動橋設計新方法的應用使得其開發(fā)周期縮短，成本降低，可靠性增加。國外的最新開發(fā)模式和驅(qū)動橋新技術(shù)包括：
(1) 并行工程開發(fā)模式
并行工程開發(fā)模式是對在一定范圍內(nèi)的不同功能或相同功能不同性能、不同規(guī)格的機械產(chǎn)品進行功能分析的基礎上,劃分并設計出一系列功能模塊,然后通過模塊的選擇和組合構(gòu)成不同產(chǎn)品的一種設計方法，能夠縮短新產(chǎn)品的設計時間、降低成本、提升質(zhì)量、提高市場競爭力,以DANA為代表的意大利企業(yè)多已采用了該類設計方法, 優(yōu)點是: 減少設計及工裝制造的投入, 減少了零件種類, 提高規(guī)模生產(chǎn)程度, 降低制造費用, 提高市場響應速度等。
(2) 模態(tài)分析
模態(tài)分析是對工程結(jié)構(gòu)進行振動分析研究的最先進的現(xiàn)代方法與手段之一。它可以定義為對結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的解析分析(有限元分析)和實驗分析(實驗模態(tài)分析)，其結(jié)構(gòu)動態(tài)特性用模態(tài)參數(shù)來表征。模態(tài)分析技術(shù)的特點與優(yōu)點是在對系統(tǒng)做動力學分析時，用模態(tài)坐標代替物理學坐標，從而可大大壓縮系統(tǒng)分析的自由度數(shù)目，分析精度較高。驅(qū)動橋的振動特性不但直接影響其本身的強度，而且對整車的舒適性和平順性有著至關重要的影響。因此，對驅(qū)動橋進行模態(tài)分析，掌握和改善其振動特性，是設計中的重要方面。
(3) 驅(qū)動橋殼的有限元分析方法
有限元法不需要對所分析的結(jié)構(gòu)進行嚴格的簡化，既可以考慮各種計算要求和條件，也可以計算各種工況，而且計算精度高。有限元法將具有無限個自由度的連續(xù)體離散為有限個自由度的單元集合體，使問題簡化為適合于數(shù)值解法的問題。只要確定了單元的力學特性，就可以按照結(jié)構(gòu)分析的方法求解，使分析過程大為簡化，配以計算機就可以解決許多解析法無法解決的復雜工程問題[2]。目前，有限元法己經(jīng)成為求解數(shù)學、物理、力學以及工程問題的一種有效的數(shù)值方法，也為驅(qū)動橋殼設計提供了強有力的工具。
(4) 高性能制動器技術(shù)
在發(fā)達國家驅(qū)動橋產(chǎn)品中, 已出現(xiàn)了自循環(huán)冷卻功能的濕式制動器橋、帶散熱風送的盤式制動器橋、適于ABS的蹄、鼓式和盤式制動器橋、帶自動補償間隙的盤式制動器等配置高性能制動器橋, 同時制動器的布置位置也出現(xiàn)了從橋臂處分別向橋包總成和輪邊端部轉(zhuǎn)移的趨勢。前種處理方式易于散熱, 后種處理方式為了降低成本, 甚至有廠商把制動器的殼體與橋殼鑄為一體, 既易于散熱，又利于降低材料成本, 但這對鑄造技術(shù)、鑄造精度和加工精度都提出了極高的要求。
(5) 電子智能控制技術(shù)進入驅(qū)動橋產(chǎn)品
電子智能控制技術(shù)已經(jīng)在汽車業(yè)得到了快速發(fā)展，如，現(xiàn)代汽車上使用的ABS(制動防抱死控制)、ASR（驅(qū)動力控制系統(tǒng)）等系統(tǒng)[2]。
2、國內(nèi)研究現(xiàn)狀
我國驅(qū)動橋制造企業(yè)的開發(fā)模式主要由測繪、引進、自主開發(fā)三種組成。主要存在技術(shù)含量低，開發(fā)模式落后，技術(shù)創(chuàng)新力不夠，計算機輔助設計應用少等問題。一些企業(yè)技術(shù)力量相對要好些的企業(yè)，測繪的是從國外引進的原裝橋，并且這些企業(yè)一般具有較為完善的開發(fā)體系和流程，也具有較完善的試驗手段，但是開發(fā)過程屬于對國外的仿制，對其逆向研究后結(jié)合自我情況生產(chǎn)。
總之，我國汽車驅(qū)動橋的研究設計與世界先進驅(qū)動橋設計技術(shù)還有一定的差距，我國車橋制造業(yè)雖然有一些成果，但都是在引進國外技術(shù)、紡制、再加上自己改進的基礎上了取得的。個別比較有實力的企業(yè)，雖有自己獨立的研發(fā)機構(gòu)但都處于發(fā)展的初期。在科技迅速發(fā)展的推動下，高新技術(shù)在汽車領域的應用和推廣，各種國外汽車新技術(shù)的引進，研究團隊自身研發(fā)能力的提高，我國的驅(qū)動橋設計和制造會逐漸發(fā)展起來，并跟上世界先進的汽車零部件設計制造技術(shù)水平[3]。
1.3 設計主要內(nèi)容和預期成果
1、驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)形式及布置方案的確定。
2、驅(qū)動橋零部件尺寸參數(shù)確定及校核：
（1）完成主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算；
（2）完成差速器的設計與計算；
（3）完成半軸的設計與計算與有限元分析；
（4）完成驅(qū)動橋橋殼的受力分析及強度計算。
3、完成驅(qū)動橋驅(qū)動橋裝配圖和主要部分零件合計A0圖紙2.5張。
第2章 驅(qū)動橋的總體方案確定
2.1 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)和種類和設計要求
2.1.1 汽車車橋的種類
汽車的驅(qū)動橋與從動橋統(tǒng)稱為車橋，車橋通過懸架與車架（或承載式車身）相連，它的兩端安裝車輪，其功用是傳遞車架（或承載式車身）于車輪之間各方向的作用力及其力矩。
根據(jù)懸架結(jié)構(gòu)的不同，車橋分為整體式和斷開式兩種。當采用非獨立懸架時，車橋中部是剛性的實心或空心梁，這種車橋即為整體式車橋；斷開式車橋為活動關節(jié)式結(jié)構(gòu)，與獨立懸架配用。在絕大多數(shù)的載貨汽車和少數(shù)轎車上，采用的是整體式非斷開式。斷開式驅(qū)動橋兩側(cè)車輪可獨立相對于車廂上下擺動。
根據(jù)車橋上車輪的作用，車橋又可分為轉(zhuǎn)向橋、驅(qū)動橋、轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋和支持橋四種類型。其中，轉(zhuǎn)向橋和支持橋都屬于從動橋，一般貨車多以前橋為轉(zhuǎn)向橋，而后橋或中后兩橋為驅(qū)動橋。
2.1.2 驅(qū)動橋的種類
驅(qū)動橋位于傳動系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并合理的分配給左、右驅(qū)動車輪，其次，驅(qū)動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的垂直力、縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩。
驅(qū)動橋分為斷開式和非斷開式兩種。驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式與驅(qū)動車輪的懸掛型式密切相關。當驅(qū)動車輪采用非獨立懸掛時，例如在絕大多數(shù)的載貨汽車和部分小轎車上，都是采用非斷開式驅(qū)動橋，其橋殼是一根支撐在左右驅(qū)動車輪上的剛性空心梁，主減速器、差速器和半軸等所有的傳動件都裝在其中；當驅(qū)動車輪采用獨立懸掛時，則配以斷開式驅(qū)動橋[4]。
2.1.3 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)組成
在多數(shù)汽車中，驅(qū)動橋包括主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置（半軸）及橋殼等部件如圖2.1所示。
1-橋殼 2-主減速器錐齒輪 3-差速器 4-驅(qū)動橋殼 5-輪轂
圖2.1 驅(qū)動橋
2.1.4 驅(qū)動橋設計要求
1、選擇適當?shù)闹鳒p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(jīng)濟性。
2、外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。
3、齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。
4、在各種載荷和轉(zhuǎn)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車架或車身間的各種力和
力矩；在此條件下，盡可能降低質(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。
6、與懸架導向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)。
7、結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。
2.2設計車型主要參數(shù)
表2.1 設計車型參數(shù)
輪胎
12.00R20
發(fā)動機最大功率
141/2500
Pemax kW/np （r/min）
發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩
593/1500
Temax N·m/nr （r/min）
裝載質(zhì)量
10000
kg
汽車滿載總質(zhì)量
16000
kg
滿載時軸荷分布
前軸6000 后軸10000
kg
最大車速
86
km/h
輪距
2200
mm
鋼板彈簧座中心距離
1180
mm
2.3 主減速器結(jié)構(gòu)方案的確定
2.3.1主減速比的計算
主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)形式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小影響很大。當變速器處于最高檔位時對汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系統(tǒng)的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌南碌墓β势胶鈭D來計算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(shù)作最佳匹配的方法來選擇值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。
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(zhuǎn)速的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時值應按下式來確定[5]：
=0.377 （2.1）式中：——車輪的滾動半徑，=0.527m
——變速器最高檔傳動比1.0（為直接檔）。
——最大功率轉(zhuǎn)速2500 r/min
——最大車速86km/h
對于與其他汽車來說，為了得到足夠的功率而使最高車速稍有下降，一般選得比最小值大10%～25%，即按下式選擇：
=（0.377~0.472） （2.2）
經(jīng)計算初步確定=5.78
按上式求得的應與同類汽車的主減速比相比較，并考慮到主、從動主減速齒輪可能的齒數(shù)對予以校正并最后確定。
2.3.2主減速器的齒輪類型
按齒輪副結(jié)構(gòu)型式分，主減速器的齒輪傳動主要有螺旋錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪式傳動、圓柱齒輪式傳動（又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉(zhuǎn)式齒輪傳動即行星齒輪式傳動）和蝸桿蝸輪式傳動等形式。
在發(fā)動機橫置的汽車驅(qū)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(qū)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。
在現(xiàn)代貨車車驅(qū)動橋中，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。
圖2.2螺旋錐齒輪傳動
螺旋錐齒輪如圖2.2所示，主、從動齒輪軸線交于一點，交角都采用90度。螺旋錐齒輪的重合度大，嚙合過程是由點到線，因此，螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉(zhuǎn)時其噪聲和振動也是很小的。
螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)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捏合，螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉(zhuǎn)時其噪聲和振動也是很小的。出于成本考慮，本次設計采用結(jié)構(gòu)簡單、成本低螺旋錐齒輪。
2.3.3主減速器的減速形式
主減速器的減速形式分為單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產(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io的大小及驅(qū)動橋下的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及布置形式等。通常單極減速器用于主減速比io≤7.6的各種中小型汽車上
（a） 單級主減速器 （b） 雙級主減速器
圖2.3主減速器
如圖2.3（a）所示，單級減速驅(qū)動車橋是驅(qū)動橋中結(jié)構(gòu)最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅(qū)動橋的基本型，在貨車車上占有重要地位。目前貨車車發(fā)動機向低速大扭矩發(fā)展的趨勢使得驅(qū)動橋的傳動比向小速比發(fā)展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，許多貨車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，產(chǎn)品不必像過去一樣，采用復雜的結(jié)構(gòu)提高其的通過性；與帶輪邊減速器的驅(qū)動橋相比，由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡化，單級減速驅(qū)動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性增加。
如圖2..3（b）所示，與單級主減速器相比，由于雙級主減速器由兩級齒輪減速組成，使其結(jié)構(gòu)復雜、質(zhì)量加大；主減速器的齒輪及軸承數(shù)量的增多和材料消耗及加工的工時增加，制造成本也顯著增加，只有在主減速比較大（7.6<）且采用單級主減速器不能滿足既定的主減速比和離地間隙等要求是才采用。通常僅用在裝載質(zhì)量10t以上的重型汽車上
本次設計貨車主減速比=5.78，所以采用單級主減速器。
2.3.4主減速器主從動錐齒輪的支承形式及安裝方法
1、主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇
現(xiàn)在汽車主減速器主動錐齒輪的支承形式有如下兩種：
（1）懸臂式
懸臂式支承結(jié)構(gòu)如圖2.4所示，其特點是在錐齒輪大端一側(cè)采用較長的軸徑，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩端的距離b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子向外。懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡單，支承剛度較差，多用于傳遞轉(zhuǎn)鉅較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。
圖2.4 錐齒輪懸臂式支承
（2）騎馬式
騎馬式支承結(jié)構(gòu)如圖2-5所示，其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，在需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩情況下，最好采用騎馬式支承。
圖2.5 主動錐齒輪騎馬式支承
采用騎馬式（跨置式）支承結(jié)構(gòu)時，齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾?，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。裝載質(zhì)量在2t以上的汽車，其主減速器主動錐齒輪都是采用騎馬式支撐得。所以本次設計采用騎馬式支撐。
2、主減速器從動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇
從動錐齒輪只有跨置式一種支撐形式如圖2.6所示，兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內(nèi)，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調(diào)整螺母調(diào)整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結(jié)構(gòu)并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上，從動齒輪節(jié)圓直徑較大時采用螺栓和差速器殼固定在一起[6]。
圖2.6 從動齒輪支撐形式
本次設計主動錐齒輪和從動錐齒輪都采用騎馬式支撐。
2.4 差速器結(jié)構(gòu)方案的確定
根據(jù)汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及它們之間的相互聯(lián)系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的行程往往是有差別的。例如，拐彎時外側(cè)車輪行駛總要比內(nèi)側(cè)長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求
車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅(qū)動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右車輪的轉(zhuǎn)速雖然相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅(qū)動車輪產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)或滑移。這不僅會是輪胎過早磨、無益地消耗功率和燃料及使驅(qū)動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉(zhuǎn)向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉(zhuǎn)彎時有大的滑轉(zhuǎn)或滑移，易使汽車在轉(zhuǎn)向時失去抗側(cè)滑能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動輪間都有差速器，后者保證了汽車驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有以下不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。
差速器的結(jié)構(gòu)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。
差速器的結(jié)構(gòu)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(qū)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(jié)構(gòu)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(qū)動車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(cè)驅(qū)動車輪滑轉(zhuǎn)而陷車，則可采用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自然鎖止式兩類。自鎖式差速器又有多種結(jié)構(gòu)式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的[7]。
本次設計選用：普通錐齒輪式差速器，因為它結(jié)構(gòu)簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設計的汽車驅(qū)動橋。
2.5 半軸形式的確定
驅(qū)動車輪的傳動裝置置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪。其結(jié)夠型式與驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式密切相關，在斷開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中，驅(qū)動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向接傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅(qū)動橋上，驅(qū)動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半鈾齒輪與輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅(qū)動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。根據(jù)半軸外端支撐形式分為半浮式，3/4浮式，全浮式。
半浮式半軸以其靠近外端的軸頸直接支撐在置于橋殼外端內(nèi)孔中的軸承上，而端部則以具有圓錐面的軸頸及鍵與輪轂相固定。具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。主要用于質(zhì)量較小，使用條件好，承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。
3/4浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅(qū)動橋殼半軸套管的端部，直接支撐著輪轂，而半軸則以其端部與輪轂想固定，因其側(cè)向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命，所以未得到推廣。
全浮式半軸的外端和以兩個軸承支撐于橋殼的半軸套管上的輪轂相聯(lián)接，由于其工作可靠，廣泛應用于輕型及以上的各類汽車上。
根據(jù)相關車型及設計要求，本設計采用全浮半軸。
2.6 橋殼形式的確定
橋殼的結(jié)構(gòu)型式大致分為可分式，組合式整體式三種。
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(diào)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、組合式
組合式橋殼又稱為支架式橋殼，對加工精度要求較高，剛度較差，通常用于微型汽車、轎車、輕型以下載貨汽車。
3、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(gòu)成單獨的總成，調(diào)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(diào)整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。
整體式橋殼按其制造工藝的不同又可分為鑄造整體式、鋼板沖壓焊接式和鋼管擴張成形式三種。
鋼板沖壓焊接整體式橋殼是由鋼板沖壓焊接成的橋殼主體、兩端再焊上帶凸緣的半軸套管及鋼板彈簧座組成。其制造工藝簡單、材料利用率高、廢品率低生產(chǎn)率高極、及制造成本低等優(yōu)點外，還有足夠的強度和剛度，特別是其質(zhì)量小，但是比有些鑄造橋殼可靠，由于鋼板沖壓焊接整體式橋殼有一系列優(yōu)點，近年來不但應用于轎車，輕型貨車、中型載貨車上得到了廣泛的應用。本次設計驅(qū)動橋殼就選用鋼板沖壓焊接式整體橋殼。
2.7 本章小結(jié)
本章首先確定了主減速比，用以確定其它參數(shù)。對主減速器型式確定中主要從主減速器齒輪的類型、主減速器的減速形式、主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇、從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇，從而確定逐步給出驅(qū)動橋各個總成的基本結(jié)構(gòu)，分析了驅(qū)動橋各總成結(jié)構(gòu)組成?；敬_定了驅(qū)動橋四個組成部分主減速器、差速器、半軸、橋殼的結(jié)構(gòu)。
第3章 主減速器設計
3.1概述
主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)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(qū)動輪上要求必須具有一定的驅(qū)動力矩和轉(zhuǎn)速，在動力向左右驅(qū)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(zhì)量減小、操縱省力。
3.2主減速器齒輪參數(shù)的選擇與強度計算
3.2.1主減速器齒輪計算載荷的確定
1、按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩
/n （3.1）
式中：——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩593；
——由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比
==9×5.78=52.02
變速器傳動比=9；
——上述傳動部分的效率，取=0.9；
——超載系數(shù)，取=1.0；
n——驅(qū)動橋數(shù)目1。
=593 52.021.00.9/1=27763.07
2、按驅(qū)動輪在良好路面上打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩
（3.2）
式中： ——汽車滿載時驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，N；但后橋來說還應考慮到汽車加速時負腷增大量，可初?。?
=10000×9.8=98000N；
——輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85；
對于越野汽車，取=1.0；
——車輪滾動半徑，0.527m；
——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率和傳動比，分別取0.9和1。
==48776.78
通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)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(zhuǎn)矩（）的較小者，作為載貨汽車計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。
由式（3.1），式（3.2）求得的計算載荷，是最大轉(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞依據(jù)。汽車的類型很多，行駛工況又非常復雜，轎車一般在高速輕載條件下工作，而礦用車和越野車在高負荷低車速條件下工作，對于公路車輛來說，使用條件較非公路用車穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均牽引力的值來確定的，即主減速器的平均計算轉(zhuǎn)矩。
3、按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩
= （3.3）
式中：——汽車滿載總重N, =16000×9.8=156800N；
——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取=0；
——道路滾動阻力系數(shù)，初取 =0.015；
——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。初取=0.05；
——汽車性能系數(shù)
（3.4）
當 =51.56>16時，取=0。
===9181.51
3.2.2 主減速器齒輪參數(shù)的選擇
1、 主、從動齒數(shù)的選擇
選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：為了磨合均勻，，之間應避免有公約數(shù)；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；為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6；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。對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。
主減速器的傳動比為5.78，初定主動齒輪齒數(shù)z1=7，從動齒輪齒數(shù)z2=40。
2、從動錐齒輪節(jié)圓直徑及端面模數(shù)的選擇
根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（見式3.1和式3.2并取兩式計算結(jié)果中較小的一個作為計算依據(jù)，按經(jīng)驗公式選出：
（3.5） 式中：——直徑系數(shù)，取=13～16；
——計算轉(zhuǎn)矩，，取，較小的。取=27763.07。
計算得，=393.64.～484.48mm，初取=480mm。
選定后，可按式算出從動齒輪大端模數(shù)，并用下式校核
（3.6）
式中：——模數(shù)系數(shù)，取=0.3~0.4；
——計算轉(zhuǎn)矩，，取。
==9.81~12.11
由GB/T12368-1990，取=12mm，滿足校核。
所以有：=84mm =480mm。
3、螺旋錐齒輪齒面寬的選擇
通常推薦圓錐齒輪從動齒輪的齒寬F為其節(jié)錐距的0.3倍。對于汽車工業(yè)，主減速器螺旋錐齒輪面寬度推薦采用：
F=0.155=74.4mm，可初取F=75mm。
一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大10%較為合適，在此取=80。
4、螺旋錐齒輪螺旋方向
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(zhuǎn)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。
所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅(qū)動汽車前進。
5、 旋角的選擇
螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的，齒面寬中點處為該齒輪的名義螺旋角。螺旋角應足夠大以使1.25。因越大傳動就越干穩(wěn)，噪聲就越低。在一般機械制造用的標準制中，螺旋角推薦用35°。
6、法向壓力角a的選擇
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，重型載貨汽車可選用22.5°壓力角[8]。
7、主從動錐齒輪幾何計算
計算結(jié)果如表3.1
表3.1 主減速器齒輪的幾何尺寸計算用表
序號
項 目
計 算 公 式
計 算 結(jié) 果
1
主動齒輪齒數(shù)
7
2
從動齒輪齒數(shù)
40
3
模數(shù)
12
4
齒面寬
=80mm
=75mm
5
工作齒高
18.72mm
6
全齒高
=20.796mm
7
法向壓力角
=22.5°
8
軸交角
=90°
9
節(jié)圓直徑
=
84mm
=480mm
10
節(jié)錐角
arctan
=90°-
=9.926°
=80.074°
11
節(jié)錐距
A==
A=243.65mm
12
周節(jié)
t=3.1416
t=37.699mm
13
齒頂高
=15.48mm
=3.24mm
14
齒根高
=
=5.316mm
=17.556mm
15
徑向間隙
c=
c=2.076mm
16
齒根角
=1.250°
=4.121°
17
面錐角
；
=14.047°
=81.324°
18
根錐角
=
=
=8.676°
=76.953°
19
外圓直徑
=
=114.496mm
=481.117mm
20
節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離
=237.332mm
=38.808mm
21
理論弧齒厚
=27.883mm
=9.816mm
22
齒側(cè)間隙
B=0.305~0.406
0.4mm
23
螺旋角
=35°
3.2.3螺旋錐齒輪的強度計算
1、損壞形式及壽命
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。
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。
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(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(jié)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(nèi)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(nèi)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(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）齒面磨損
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(nèi)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(qū)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(qū)動橋齒輪的許用彎曲應力不超過210.9N／mm.表3.2給出了汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應力數(shù)值。
表3.2汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應力 ( N／mm)
計算載荷
主減速器齒輪的許用彎曲應力
主減速器齒輪的許用接觸應力
差速器齒輪的許用彎曲應力
，中的較小者
700
2800
980
210.9
1750
210.9
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(zhuǎn)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(qū)動橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩和最大附著轉(zhuǎn)矩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)[9]。
2、主減速器螺旋錐齒輪的強度計算
（1）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
（3.7）
式中：——單位齒長上的圓周力，N/mm；
P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩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(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時：
（3.8）
式中：——發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取593；
——變速器的傳動比；
——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取84mm.；
按上式計算一檔時： N／mm
直接檔時： N／mm。
表3.3 許用單位齒長上的圓周力 (N／mm)
類別
檔位
一檔
二檔
直接檔
轎車
893
536
321
載貨汽車
1429
250
公共汽車
982
214
牽引汽車
536
250
現(xiàn)代汽車設計中，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可高出表中數(shù)據(jù)的20%到25%，即一檔圓周力可達到1886.25 N／mm。
按最大附著力矩計算時：
（3.9）
式中：——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅(qū)動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取98000N；
——輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85；
——輪胎的滾動半徑，在此取0.527m；
按上式=2438.83 N／mm。
雖然附著力矩產(chǎn)生p很大，但由于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制p最大只有1694. 3N/mm可知，校核成功。
（2）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
（3.10）
式中：——齒輪計算轉(zhuǎn)矩，對從動齒輪，取，較小的者即=27763.07和=9181.51來計算；對主動齒輪還應將上述計算轉(zhuǎn)矩換算到主動齒輪上；
——超載系數(shù)，1；
——尺寸系數(shù)==0.829；
——載荷分配系數(shù)取=1.05；
——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取1；
J——計算彎曲應力用的綜合系數(shù)，見圖3.1，=0.195，=0.222。
圖3.1 彎曲計算用綜合系數(shù)J
按計算： 主動錐齒輪彎曲應力=472.83 N／mm<700 N／mm
從動錐齒輪彎曲應力=577.77 N／mm<700 N／mm
按計算：主動錐齒輪彎曲應力=156.37 N／mm<210.9 N／mm
從動錐齒輪彎曲應力=189.75 N／mm<210.9N／mm
（3）輪齒的接觸強度計算
螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力（N／mm）為：
（3.11）
式中：——主動齒輪計算轉(zhuǎn)矩；
——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6；
——主動齒輪節(jié)圓直徑，84mm；
，，同3.10；
——尺寸系數(shù)，=1；
——表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取1；
F——齒面寬，取齒輪副中較小值即從動齒輪齒寬75mm；
J—— 計算應力的綜合系數(shù)，J =0.126，見圖3.2所示。
圖3.2 接觸強度計算綜合系數(shù)J
按計算，=2620.69<2800 N／mm
按計算，=1507.09<1750 N／mm
由表3.2輪齒齒面接觸強度滿足校核。
3.2.4主減速器的軸承計算
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(jié)構(gòu)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、作用在主減速器主動齒輪上的力
如圖3.4所示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。
圖3.4 主動錐齒輪工作時受力情況
為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩可按下式計算[10]：
(3.12)
式中：——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，在此取593N·m；
，…——變速器在各擋的使用率，可參考表3.4選取0.5％，2％，5％，15％，77.5％；
，…——變速器各擋的傳動比9，5.17，2.99，1.73，1；
，…——變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表3.4選取50％，60％，70％，70％，60％。
表3.4 及的參考值
變速器
檔位
車型
轎車
公共汽車
載貨汽車
III擋
IV擋
IV擋
IV擋帶
超速檔
IV擋
IV擋帶
超速檔
V擋
<80
>80
I
II
III
IV
V
1
9
90
1
4
20
75
0.8
2.5
16
80..7
2
6
27
65
1