CA1050汽车驱动桥主减速器设计【9张图纸】【优秀】
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CA1050汽车
驱动桥
主减速器
设计图纸
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CA1050汽车驱动桥主减速器设计
58页 23000字数+说明书+任务书+开题报告+9张CAD图纸【详情如下】
CA1050主减速器装配图.dwg
CA1050汽车驱动桥主减速器设计.doc
CA1050汽车驱动桥主减速器设计开题报告.doc
主动锥齿轮.dwg
从动锥齿轮.dwg
任务书.doc
十字轴.dwg
半轴.dwg
半轴齿轮.dwg
差速器右半壳.dwg
差速器左半壳.dwg
摘要+目录.doc
行星齿轮.dwg
说明书封皮.doc
目 录
摘要I
AbstractII
第1章 绪论1
1.1研究本课题的目的和意义1
1.2主减速器的定义种类功用1
1.3本次设计的主要内容3
第2章 主减速器的设计4
2.1主减速器的结构型式的选择4
2.1.1主减速器的减速型式4
2.1.2主减速器齿轮的类型的选择5
2.1.3主减速器主动锥齿轮的支承形式7
2.1.4主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法8
2.2主减速器的基本参数选择与设计计算9
2.2.1主减速器计算载荷的确定9
2.2.2主减速器基本参数的选择11
2.2.3主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算15
2.2.4主减速器双曲面齿轮的强度计算22
2.2.5主减速器齿轮的材料及热处理27
2.3主减速器轴承的选择28
2.3.1计算转矩的确定28
2.3.2齿宽中点处的圆周力28
2.3.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力29
2.3.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择30
2.4本章小结34
第3章 差速器设计35
3.1差速器结构形式的选择35
3.2对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理37
3.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构38
3.4对称式圆锥行星齿轮差速器的设计38
3.4.1差速器齿轮的基本参数的选择38
3.4.2差速器齿轮的几何计算40
3.4.3差速器齿轮的强度计算42
3.5本章小结43
第4章 驱动半轴的设计44
4.1半轴结构形式的选择44
4.2全浮式半轴计算载荷的确定45
4.3全浮式半轴的杆部直径的初选46
4.4全浮式半轴的强度计算47
4.5半轴花键的计算47
4.5.1花键尺寸参数的计算47
4.5.2花键的校核50
4.6本章小结50
结论52
参考文献53
致谢54
绪 论
研究本课题的目的和意义
主减速器是驱动桥的重要组成部分，其性能的好坏直接影响到车辆的动力性、经济性。目前,国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为我国汽车行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用，主减速器将有更进一步的发展。对主减速器的研究能极大地促进我国的汽车工业的发展。
主减速器的定义种类功用
主减速器是传动系的一部分，与差速器，车轮传动装置和桥壳共同组成驱动桥。主减速器的功用是增扭，降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩传递给差速器。
在现代汽车驱动桥上，主减速器种类很多，包括单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。其中应用得最广泛的是采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的单级主减速器。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮），或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮传动。
单级螺旋锥齿轮减速器其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用90o交角的布置。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续
- 内容简介：
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SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部汽车工程系专业、班级车辆工程B04-17指导教师姓名职称从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称CA1050主减速器设计一、课题研究现状、选题目的和意义在现代汽车驱动桥上，主减速器的功用是将输入的转距增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。单级主减速器通常由主动齿轮和从动齿轮组成。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。主减速器采用的最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在某些公共汽车和重型汽车上有时也选用蜗轮传动。通过本题目的设计，本人可综合运用机械原理、汽车构造、汽车理论、汽车设计、机械设计等课程的知识，达到综合训练的效果。由于本题目模拟工程一线实际情况，本人可通过毕业设计可与工程实践直接接触，从而提高解决实际问题的能力。目前,国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。当今世界各汽车生产国所生产的齿轮和齿轮减速器向着高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率；低噪声、低成本；标准化和多样化发展。由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用，齿轮减速器将有更进一步的发展。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题本设计是依据中国第一汽车制造厂生产的CA1050轻型车的主减速器作为设计原型，在给定变速器输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，独立设计出符合要求的主减速器和差速器，着重设计计算齿轮的结构参数及对其进行校核计算。在对各种结构件进行了分析计算后，绘制出主减速器装配图及主要零件的零件图。（一） 主减速器的结构形式（1）主减速器的齿轮类型的选择（2）主减速器主动锥齿轮的支承形式及安置方法（3）主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法（4）主减速器的减速形式（二） 主减速器基本参数的选择与设计计算 （1）主减速比的确定 （2）主减速器齿轮计算载荷的确定 （3）主减速器齿轮基本参数的选择 （4）主减速器齿轮的计算 （5）锥齿轮材料的选择 （6）主减速器轴承的计算 （7）主减速器的润滑三、技术路线（研究方法）本次设计主要是查阅近几年来有关国内外主减速器设计的文献资料，结合所学专业知识，在指导教师的指导下，通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行减速器的设计，主要对主减速器的齿轮的结构参数进行校核计算；同时对差速器、轴承等结构件进行分析计算；另外，对现有传统主减速器的结构进行改进、完善。然后利用CAD画出装配图和零件图，并编写说明书。四、进度安排1、第4周（2008年3月24日2008年3月30日） 调研、开题报告2、第5周（2008年3月31日2008年4月6日） 主减速器传动比计算及主、从动锥齿轮齿数分配3、第6第7周（2008年4月7日2008年4月20日） 主、从动锥齿轮设计计算4、第8周（2008年4月21日2008年4月27日） 差速器的设计及校核5、第9第10周（2008年4月28日2008年5月11日）轴承的选择与设计及完成装配图6、第11第12周（2008年5月12日2008年5月25日）完成零件图7、第13第14周（2008年5月26日2008年6月8日） 完成设计说明书8、第15周第16周（2008年6月9日2008年6月22日） 设计审核、修改9、第17周（2008年6月23日2008年6月29日） 毕业设计答辩准备及答辩五、参考文献1余志生汽车理论M北京：机械工业出版社，20002曾韬螺旋锥齿轮设计与加工M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，19893美 H. A. Rothbart. Cans. John Wiley and Sons,20044美 F. Y. Chen. Mechanism and Design of Cam Mechanisms,2006 5刘惟信驱动桥M北京：人民交通出版社，19876成大先机械设计手册M北京：化学工业出版社，20027刘品，李哲机械精度设计与检测基础M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，20048刘惟信机械设计M北京：清华大学出版社，20019刘惟信汽车车桥设计M北京：清华大学出版社，2004.10吴训成，毛世民点接触齿面啮合分析的基本公式及其应用研究J机械设计，2000，17(2)11王三民，诸文俊机械原理与设计M.北京：机械工业出版社，200012濮良贵，纪名刚机械设计M北京：高等教育出版社，199613刘惟信圆锥齿轮与双曲面齿轮传动M北京：人民交通出版社，198014曾韬螺旋锥齿轮设计与加工M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，198915陈家瑞汽车构造M北京：机械工业出版社，200516胡丽华，朗全汽车齿轮与花键测绘. 北京：人民交通出版社，198717汽车专业相关网站六、备注 指导教师意见：签字： 年 月 日黑龙江工程学院本科生毕业设计I摘要在现代汽车驱动桥上，主减速器的功用是将输入的转距增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。单级主减速器通常由主动齿轮和从动齿轮组成。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。主减速器采用的最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在某些公共汽车和重型汽车上有时也选用蜗轮传动。本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，全浮式半轴进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。本文采用传统的双曲面锥齿轮式单级主减速器作为 CA1050 的主减速器。关键词: CA1050； 主减速器； 双曲面锥齿轮； 轴承； 行星齿轮黑龙江工程学院本科生毕业设计IIABSTRACTNowadays, the main reducer, which on modern car driving axle, is used to increase the imported torque and correspond to decrease its speed, at the mean while, it also can change the direction of torque when engine is longitudinal. Single-stage reducer is usually composed of the main driving gear and driven gear. In main two-stage reducer, a spur gear or a group of planetary gear also included. In the wheel-side reducer, helical gears drive or planetary gear is adopted, which is laid of common parallel coaxial. spiral bevel gear gear and hypoid gears are broadly adopted by main reducer. Worm transmission is used by some buses and trucks. In this paper, the structure of main components and the main design parameters are first to confirm; and then refer to similar driving axle structure, and identify the design parameters; Finally, check the main, driven bevel gear, cone planetary differential gear, axle gear and the whole floating half-axle and then check the life of bearing. In this paper, using the traditional hypoid gears as the main CA1050 reducer.Key word: CA1050; Main reducer; Hypoid gears; Bearing; Planetary gear黑龙江工程学院本科生毕业设计III目录摘要IABSTRACTII第 1 章 绪论11.1 研究本课题的目的和意义11.2 主减速器的定义种类功用11.3 本次设计的主要内容3第 2 章 主减速器的设计42.1 主减速器的结构型式的选择42.1.1 主减速器的减速型式42.1.2 主减速器齿轮的类型的选择52.1.3 主减速器主动锥齿轮的支承形式72.1.4 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法82.2 主减速器的基本参数选择与设计计算92.2.1 主减速器计算载荷的确定92.2.2 主减速器基本参数的选择112.2.3 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算152.2.4 主减速器双曲面齿轮的强度计算222.2.5 主减速器齿轮的材料及热处理272.3 主减速器轴承的选择282.3.1 计算转矩的确定282.3.2 齿宽中点处的圆周力282.3.3 双曲面齿轮所受的轴向力和径向力292.3.4 主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择302.4 本章小结34第 3 章 差速器设计353.1 差速器结构形式的选择353.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理37黑龙江工程学院本科生毕业设计IV3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构383.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计383.4.1 差速器齿轮的基本参数的选择383.4.2 差速器齿轮的几何计算403.4.3 差速器齿轮的强度计算423.5 本章小结43第 4 章 驱动半轴的设计444.1 半轴结构形式的选择444.2 全浮式半轴计算载荷的确定454.3 全浮式半轴的杆部直径的初选464.4 全浮式半轴的强度计算474.5 半轴花键的计算474.5.1 花键尺寸参数的计算474.5.2 花键的校核504.6 本章小结50结论52参考文献53致谢54黑龙江工程学院本科生毕业设计1第 1 章 绪论1.1 研究本课题的目的和意义主减速器是驱动桥的重要组成部分，其性能的好坏直接影响到车辆的动力性、经济性。目前,国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为我国汽车行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用，主减速器将有更进一步的发展。对主减速器的研究能极大地促进我国的汽车工业的发展。1.2 主减速器的定义种类功用主减速器是传动系的一部分，与差速器，车轮传动装置和桥壳共同组成驱动桥。主减速器的功用是增扭，降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩传递给差速器。在现代汽车驱动桥上，主减速器种类很多，包括单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。其中应用得最广泛的是采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的单级主减速器。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮） ，或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮传动。 单级螺旋锥齿轮减速器其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用 90 交角的布置。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的。 单级双曲面齿轮其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都是采用 90。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副黑龙江工程学院本科生毕业设计2的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至 175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比大于 4.5的传动有其优越性。当传动比小于 2 时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。 由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。例如，在乘用车上当主减速器采用下偏置(这时主动齿轮为左旋)的双曲面齿轮时，可降低传动轴的高度，从而降低了车厢地板高度或减小了因设置传动轴通道而引起的地板凸起高度，进而可使车辆的外形高度减小。 单级圆柱齿轮主减速器只在节点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其他啮合点还伴随着沿齿廓的滑动一样，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动都有这种沿齿廓方向的滑动。此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。这种滑动有利于唐合，促使齿轮副沿整个齿面都能较好地啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声。但双曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点的温度升高，因而需要用专门的双曲面齿乾油来润滑，且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达 96。其传动效率与倔移距有关，特别是与所传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮也是一样，其效率可达 99。两种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏感性本质上是相同的。如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺旋角的平均值相同，则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大，而其从动齿轮的螺旋角则比螺旋锥齿轮的小，因而双曲面主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的大，而从动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的小。两种齿轮都在同样的机床上加工，加工成本基本相同。然而双曲面传动的小齿轮较大，所以刀盘刀顶距较大，因而刀刃寿命较长。单级蜗杆-蜗轮黑龙江工程学院本科生毕业设计3主减速器在汽车驱动桥上也得到了一定应用。在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎之间的配合要求有大的主减速比(通常 814)时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便，而采用其他齿轮时就需要结构较复杂、轮廓尺寸及质量均较大、效率较低的双级减速。与其他齿轮传动相比，它具有体积及质量小、传动比大、运转非常平稳、最为静寂无噪声、便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的布置、能传递大载荷、使用寿命长、传动效率高、结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。其惟一的缺点是耍用昂贵的有色金属的合金(青铜)制造，材料成本高，因此未能在大批量生产的汽车上推广。1.3 本次设计的主要内容本设计的目标是设计一种满载质量为 5t 的轻型载货汽车的主减速器，本设计主要研究的内容有：主减速器的齿轮类型、主减速器的减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支承形式、主减速器计算载荷的确定、主减速器基本参数的选择、主减速器齿轮的材料及热处理、主减速器轴承的计算、对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计、全浮式半轴计算载荷的确定、全浮式半轴的直径的选择、全浮式半轴的强度计算、半轴花键的强度计算。黑龙江工程学院本科生毕业设计4第 2 章 主减速器的设计2.1 主减速器的结构型式的选择主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。2.1.1主减速器的减速型式主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。(1)单级主减速器如图2.1所示为单级主减速器。由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比i7.6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。 图 2.1 单极主减速器 图 2.2 双级主减速器(2)双级减速如图 2.2 所示为双级主减速器。由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大(7.60 时可取=2.0；0kpf0k黑龙江工程学院本科生毕业设计10 16Tgm0.195 016Tgm0.195 Tgm0.195-161001emaxaemaxaemaxa当当pf（2.2）汽车满载时的总质量在此取 5455 ，此数据此参考解放 CA1050amgK轻型载货汽车；所以由式（2.2）得： 0.195 =3516 5455 10300即0 所以=1.0pf0k该汽车的驱动桥数目在此取 1；n传动系上传动部分的传动效率，在此取 0.9。T根据以上参数可以由(2.1）得：=6211ceT300 4.3 5.3 1.0 0.91mN （2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩csT （2.3）2/rLBLBcsTG ri式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取 32550N，2G此数据此参考解放 CA1051 轻型载货汽车； 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85；对越野汽车取=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取=1.25；在此取=0.85；车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 7.50-16，滚动半径为 rr0.394m； ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动LBLBi效率和传动比，取 0.9，由于没有轮边减速器取LBLBi1.0。所以由公式（2.3）得:黑龙江工程学院本科生毕业设计11=12112LBLBrcsirGT/232550 0.85 0.3940.9 1.0mN （3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cfT对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： （2.4）() NaTrcfRHPLBLBGG rTfffmin式中：汽车满载时的总重量，在此取 54550N;aG所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；TG道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此取Rf0.018； 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取 0.050.09Hf在此取 0.07；汽车的性能系数在此取 0；pf，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动LBLBi效率和传动比，取 0.9，由于没有轮边减速器取LBLBi1.0；该汽车的驱动桥数目在此取 1；n 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 7.50-16，滚动半径为 rr0.394m。所以由式（2.4）得： )(PHRLBLBrTacffffnirGGT =2101.554550 0.3940.0180.0700.9 1.0 1mN 2.2.2主减速器基本参数的选择（1）主、从动锥齿轮齿数和1z2z选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：黑龙江工程学院本科生毕业设计12为了磨合均匀，之间应避免有公约数；1z2z为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于 40；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于 6；1z主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；0i1z对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。1z2z （2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数2Dm对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影2D2D响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即2D （2.5）322cDTKD 直径系数，一般取 13.016.0；2DK从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者取其值为 6221cTmN ceTcsT；mN 由式（2.5）得： =（13.016.0）=（239.09294.27）；2D36221mm初选=260 则齿轮端面模数=/=260/35=7.432Dmmm2D2zmm=35 7.43=260.052Dm2zmm（3）主，从动齿轮齿面宽的选择。F齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。 另外,由于双曲面齿轮的几何特性,双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。黑龙江工程学院本科生毕业设计13一般取大齿轮齿面宽=0.155=0.155 260.05=38.09mm，小齿轮齿面宽cF2d=1.1=1.1 38.09=41.90mmzFcF（4）小齿轮偏移距及偏移方向的选择载货汽车主减速器的 E 值，不应超过从从动齿轮节锥距的 20%（或取 E 值为 d的 10%12%，且一般不超过 12%） 。传动比愈大则 E 值也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距 E 可达从动齿轮节圆直径的 2030。但当 E 大干的 202d2d时，应检查是否存在根切。E=(0.10.12) =(0.10.12) 260.05=26.0131.20mm:2d:初选 E=30mm a b c d图 2.7 双曲面齿轮的偏移方式双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种，如图 2.7 所示：由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。其中 a、b 是下偏移，c、d 是上偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。本减速器采用下偏移。（5）螺旋角的选择黑龙江工程学院本科生毕业设计14双曲面齿轮螺旋角是沿节锥齿线变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端0螺旋角最小，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮中点螺旋角。螺旋锥齿轮中点处im的螺旋角是相等的。二对于双曲面齿轮传动，由于主动齿轮相对于从动齿轮有了偏移距，使主动齿轮和从动齿轮中点处的螺旋角不相等。且主动齿轮的螺旋角大，从动齿轮的螺旋角小。 选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则fm也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，fm应不小于 1.25，在 1.52.0 时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。fm 汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角多为 3540。主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:=+ （2.6）z25521zz902Ed-主动轮中点处的螺旋角，mm；z，主、从动轮齿数；分别为 8，35；1z2z双曲面齿轮偏移距, 30mm；E从动轮节圆直径，260.05mm；2d由式（2.6）得:=+=45.84z2553589030260.05从动齿轮中点螺旋角可按下式初选:c230sin0.20260.0538.092222EdF双曲面齿轮传动偏移角的近似值；双曲面从动齿轮齿面宽为 38.09mm；F11.61黑龙江工程学院本科生毕业设计15=-=45.84-=34.23cz11.61、从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。cz平均螺旋角=40.04。+ 2zc45.84 +34.322（6）螺旋方向的选择。 图 2.8 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。如图 2.8 所示，螺旋方向与双曲面齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。（7）法向压力角 加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用 2230或 20的平均压力角，在此选用 20的平均压力角。黑龙江工程学院本科生毕业设计162.2.3主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算（1）大齿轮齿顶角与齿根角22图 2.9（a）标准收缩齿和 （b）双重收缩齿标准收缩齿和双重收缩齿各有其优缺点，采用哪种收缩齿应按具体情况而定。双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序的效率。双重收缩齿的轮齿参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的，不是这种情况而要采用双重收缩齿，齿高的急剧收缩将使小端的齿轮又短又粗。标准收缩齿在齿高方向的收缩好，但可能使齿厚收缩过多，结果造成小齿轮粗切刀的刀顶距太小。这种情况可用倾锥根母线收缩齿的方法或仔细选用刀盘半径加以改善，即当双重收缩齿会使齿高方向收缩过多，而标准收缩齿会使齿厚收缩过多时，可采用倾锥根母线收缩齿作为两者之间的这种。大齿轮齿顶角和齿根角为了得到良好的收缩齿,应按下述计算选择应采用采22用双重收缩齿还是倾锥根母线收缩齿。用标准收缩齿公式来计算及22223843 mmhA （2.6）黑龙江工程学院本科生毕业设计17223438 mmhA （2.7）2mgmahh K （2.8）21.1500.15mgmhh （2.9）222cosmgmKRhz （2.10）222sin2.0cimdFR （2.11）122arccot1.2izz （2.12）22sinmmRA （2.13） 221arctanzz （2.14）由（2.6）与（2.14）联立可得:1222sinarccot1.22.0cmzdFzR （2.15） 12222(sinarccot1.2)cos2.0cgmzK dFzhz（2.16）黑龙江工程学院本科生毕业设计18 122222(sinarccot1.2)cos2.0acmzK K dFzhz（2.17） 2(1.15)magmhKh（2.18） 22221cos3438sin arctanaKzKzz（2.19）式中： ,小齿轮和大齿轮的齿数；1z2z大齿轮的最大分度圆直径,已算出为 260.05mm；2d大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径；2mR在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距 mm；mA大齿轮齿面宽中点处的齿工作高；gmh大齿轮齿顶高系数取 0.15；aK大齿轮齿宽中点处的齿顶高；2mh大齿轮齿宽中点处的齿跟高；2mh大齿轮齿面宽中点处的螺旋角；2大齿轮的节锥角；2齿深系数取 3.7；K从动齿轮齿面宽。cF所以：28260.0538.09sinarccot(1.2)35111.662.0mR黑龙江工程学院本科生毕业设计1983.7260.0538.09 sinarccot(1.2) cos34.23359.762.0 35gmh280.15 3.7260.0538.09 sinarccot(1.2) cos34.23351.462.0 35mh29.76 (1.150.15)9.76mh8260.0538.09sinarccot(1.2)35114.54sin77.122.0mA 43.820.7323.7 cos34.233534380.15sin arctan3581222222sinarccot1.2cos3438 1.1500.152.0sinczdFKzz 1222222sinarccot1.2cos3438 1.1500.152.0sinczdFKzz8260.0538.09sinarccot1.23.7 cos34.23353438 1.1500.1535352.0sinarctan8 292.954.88计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和。 2243.82292.95336.77s DRRsTT:（2.20）黑龙江工程学院本科生毕业设计20 22222tansincos10560tanmdDRrz（2.21） 222sincosmR（2.22） 10.021.06RTz（2.23）由式（2.19）与（2.23）联立可得: 2222212sinsintancoscos10560(0.021.06)tandRsrTzz:（2.24） 刀盘名义半径,按表选取为 114.30mmdr 轮齿收缩系数RTsin77.12sin77.12tan34.23cos34.23cos34.23114.3010560(0.02 8 1.06)337.77 35 tan20RT : 0.050当为正数时,为倾根锥母线收缩齿，应按倾根锥母线收缩齿重新计算RTs及。22按倾根锥母线收缩齿重新计算大齿轮齿顶角及齿跟角。 22 22TR （2.25） 2aTRK（2.26） 黑龙江工程学院本科生毕业设计21 TRRST（2.27） 10.021.06RTz（2.28） 由式（2.25）与（2.25）联立可得: 21(0.021.06)aSKz（2.29） 212(0.021.06)Sz（2.30）大齿轮齿顶高系数取 0.15aK倾根锥母线收缩齿齿根角齿顶角之和TR20.15 336.77 (0.02 8 1.06)67.121.12 2(0.02 8 1.06) 336.7767.12380.346.34 （2）大齿轮齿顶高2h 2202()sinmmhhAA （2.30） 2020.5sindA（2.31）大齿轮节锥距.0A由式（2.30） ， （2.31）得：00.5 260.05133.38sin77.12A21.46(133.38 114.54) sin1.121.77h （3）大齿轮齿跟高.2h 2202()sinmmhhAA（2.32）黑龙江工程学院本科生毕业设计22大齿轮齿宽中点处齿跟高2mh由式（2.32）得：29.76(133.38 114.54) sin6.3411.84h （4）径向间隙0.150.050.15 9.760.051.51gmCh（5）大齿轮齿全高2221.17 11.8413.01hhh（6）大齿轮齿工作高2213.01 1.5111.5ghhC（7）大齿轮的面锥角022277.121.12（8）大齿轮的根锥角22277.126.3470.78R （9）大齿轮外圆直径22022 cos1.77 cos77.12260.05260.840.50.5hdd（10）小齿轮面锥角012sincoscoscos70.78cos11.610.32R 0118.81（11）小齿轮的根锥角102sincoscoscos78.24cos11.610.20R 111.52R（12）小齿轮的齿顶高和齿根高齿顶高:111.51.515.7522ghhCmm齿根高；1113.01 7.265.75hhhmm 表 2.2 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表5序 号项 目符号数值黑龙江工程学院本科生毕业设计231主动齿轮齿数1z82从动齿轮齿数2z353端面模数m7.43 mm4主动齿轮齿面宽ZF41.90 mm5从动齿轮齿面宽CF38.09 mm6主动齿轮节圆直径1d59.43 mm7从动齿轮节圆直径2d260.05mm8主动齿轮节锥角112.889从动齿轮节锥角277.1210节锥距 0A133.31mm11 偏移距E30mm12主动齿轮中点螺旋角 145.84序 号项 目符号数值13从动齿轮中点螺旋角234.2314平均螺旋角40.0415刀盘名义半径dr114.30mm16从动齿轮齿顶角21.1217从动齿轮齿根角26.3418主动齿轮齿顶高1h7.26mm19从动齿轮齿顶高2h1.77 mm20主动齿轮齿根高1h5.75mm黑龙江工程学院本科生毕业设计2421从动齿轮齿根高 1h11.84mm22螺旋角3523径向间隙 C1.51mm24从动齿轮的齿工作高gh11.5mm25主动齿轮的面锥角0118.81 26从动齿轮的面锥角0278.2427主动齿轮的根锥角1R11.5228从动齿轮的根锥角2R70.7829最小齿侧间隙允许值minB0.175mm2.2.4主减速器双曲面齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。1齿轮的损坏形式及寿命齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下： （1）轮齿折断 主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。 疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。 过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次黑龙江工程学院本科生毕业设计25性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。 为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。 （2）齿面的点蚀及剥落 齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的 70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。（3）齿面胶合 在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。（4）齿面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未黑龙江工程学院本科生毕业设计26清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为 20 万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。 2.实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩 Tec 和最大附着转矩 Tcs 并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。 主减速器双曲面齿轮的强度计算（1） 单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 Nmm (2.33)2bPp 式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩 Temax 和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，N； rrG2 从动齿轮的齿面宽，在此取 38.09mm. 2b按发动机最大转矩计算时 Nmm 213max210bdiTpge（2.34）式中： 发动机输出的最大转矩，在此取 300；maxeTmN 变速器的传动比在此取 4.3；gi 主动齿轮节圆直径，在此取 59.43mm；1d按式（2.34）得： Nmm3300 4.3 10115059.4338.092p在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的 20%25%。经验算以上数据在许用范围内。黑龙江工程学院本科生毕业设计27（2）轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 N/ （2.35） JmzbKKKKTvms2031022mm式中：该齿轮的计算转矩，Nm,Nm;T300ceT 88cfT 超载系数；在此取 1.0;0K尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，sK 当时，在此0.8296 . 144 .25mKs47.4325.4sK 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，mK1.001.10 式式支承时取 1.101.25。支承刚度大时取最mK小值;质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向vK跳动精度高时，可取 1.0; 计算齿轮的齿面宽 38.09mm;b计算齿轮的齿数 8;z端面模 7.43mm;m计算弯曲应力的综合系数（或几何系数） ，它综合考虑了齿形系数、J 载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。参照图 2.10 取=0.28J图 2.10 计算用弯曲综合系数J黑龙江工程学院本科生毕业设计28按Nm 计算疲劳弯曲应力88cfT135 N/ 210 N/322 1088 4.3 0.9 1 0.74 1.21 38.09 8 0.28 7.43 2mm2mm 按 Nm 计算疲劳弯曲应力300ceT 479 N/ 700 N/322 10300 4.3 0.9 1 0.74 1.21 38.09 8 0.28 7.43 2mm2mm所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 (3) 轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为 N/ (2.36)bJKKKKTKdCvfmspj3011022mm式中：主动齿轮的计算转矩；T材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6/mm;pC21N ，见式(2.35)下的说明;0KvKmK 尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验sK的情况下，可取 1.0; 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等） ，fK即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等） 。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取 1.0; 计算接触应力的综合系数（或称几何系数） 。它综合考虑了啮合齿J面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图 2.11 选取=0.17。J黑龙江工程学院本科生毕业设计29图 2.11 接触计算用综合系数按计算：ceT=2027 2800N/3232.62 300 0.9 4.3 1 0.74 1.2 1 1059.431 38.09 0.20j 2mm2mm按计算：cfT=1109 1750N/3232.62 88 0.9 4.3 1 0.74 1.2 1 1059.431 38.09 0.20j 2mm2mm2.2.5主减速器齿轮的材料及热处理驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落） 、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：a.具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；b.轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断c.钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率； d.选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为 20CrMnTi用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到黑龙江工程学院本科生毕业设计305864HRC，而心部硬度较低，当端面模数8 时为 2945HRC11。m由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度 0.0050.0100.020mm 的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑3。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达 25。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生5。2.3 主减速器轴承的选择2.3.1计算转矩的确定锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算:dT (2.37)313333332223111max1001001001001001TRgRiRTgiTgiTgiedfiffiffiffifTT式中：发动机最大转矩，在此取 300Nm；maxeT，变速器在各挡的使用率，可参考表表 2.4 选取；1 if2ifiRf，变速器各挡的传动比；1gi2gigRi ，变速器在各挡时的发动机的利用率。1Tf2TfTRf经计算为 261dT主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径mm1111sin59.4341.90sin18.2250.27mddb 2.3.2齿宽中点处的圆周力 ZN (2.38)F12mTd黑龙江工程学院本科生毕业设计31式中： 作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩。Td1m该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。按(2.38)计算主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 Z =10.38KNF2 26150.272.3.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力图 2.12 主动锥齿轮齿面的受力图如图 3.1，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F 为作T用在节锥面上的齿面宽中点 A 处的法向力，在 A 点处的螺旋方向的法平面内，F 分T解成两个相互垂直的力 F和，F垂直于 OA 且位于OOA 所在的平面，位于NfFNfF以 OA 为切线的节锥切平面内。在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力 F 和沿节fF圆母线方向的力。F 与之间的夹角为螺旋角，F 与之间的夹角为法向压力FsfFTfF角，这样就有： coscosTFF （2.39） cos/tansinFFFTN（2.40） tansincosFFFTS（2.41）于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力 A 和径向力 R 分别为 1111sincostansinsincoscosZazNSFFFF（2.42）黑龙江工程学院本科生毕业设计32 （2.431111cossintancossinsincosZNSrzFFFF）由式（2.42）可计算 10.80KN10.38tan20 sin18.81sin40.04 cos18.8145.84azF 由式（2.43）可计算=2.06KNrzF10.38tan20 cos18.8140.04 sin18.8145.842.3.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷7。对于采用悬臂式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承载荷，如图 2.13 所示。图 2.13 主减速器轴承的布置尺寸(1)主动齿轮轴承的选择初选 a=65,b=40轴承 A，B 的径向载荷分别为 （2.44）2212ZrzazmArFabFabF dFaaa黑龙江工程学院本科生毕业设计33 （2.45）2212azmZrzBrF dF bF bFaaa已知 =10.80KN，=2.06KN，a=65mm,b=40mm, 所以由式（2.44）和（2.45）aZFRZF得:轴承 A 的径向力 2210.3865402.06 654010.8 50.216.8365652 55ArFKN轴承 B 的径向力KN2210.38 402.06 4010.38 50.277.0265652 65BrF轴承 A，B 的径向载荷分别为 KN10.8AaazFF 0BaF对于轴承 A，承受轴向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷 Q=XR+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 10.80.6416.83AeR此时 X=0.4，Y=1.96所以 Q=16.830.4+10.81.9=27.25根据公式： (2.46)610tpfCLf Q式中: 为温度系数，在此取 1.0;tf为载荷系数，在此取 1.2pf寿命指数，取 =103所以=2.70310 sL6310310159762 . 11085.10218假设汽车行驶十万公里大修，对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的主黑龙江工程学院本科生毕业设计34动锥齿轮轴承的计算转速为2n (2.47)2.66amrvnr式中： 轮胎的滚动半径为 390mmrr n轴承计算转速 汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取amv3035 km/h，在此取 35km/h。所以有上式可得=238.72 r/minn2.66 350.39所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (2.48) 60hLnL式中: 轴承的计算转速，r/min。n由上式可得轴承 A 的使用寿命7100000 60 238.724.1 1035Lr代入公式(2.46)得 103761.04.1 10101.2 27.25CC=97.86KNA 轴承选 32307 GB/T 297-946对于轴承 B，承受径向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=XR+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 0AR Q=7.02KN根据公式(2.46)得 103761.04.1 10101.2 7.02CC=25.66KNB 轴承选 30208 GB/T 297-946（2）从动齿轮轴承的选择初选 c=75mm,d=85mm.黑龙江工程学院本科生毕业设计35KN21coscos34.2310.3812.32coscos45.84czFF从动齿轮轴向力 (2.49)2222tansinsincoscoscacFF从动齿轮中点螺旋角，其值为 34.23；2从动齿轮根锥角，其值为 70.78。2KN12.32tan20sin70.78sin34.23cos70.782.31cos34.23acF 从动齿轮径向力2222tancossinsincoscrcFF 12.32tan20cos70.78sin34.23sin70.78cos34.23 KN9.70从动轮齿宽中点处分度圆直径mm222sin260.0538.09 sin70.78225.84mDdF 对于轴承 C,径向力 (2.50)2222crcacmRcF dF dF DFcdcdcdKN2212.32 859.70 852.31 225.849.42758575852 7585RcF轴向力2.31AcacFFKN当量动载荷 Q=XR=YA 2.310.259.42AeR 其中 e=0.36此时 X=1,Y=0, 所以 Q=9.42KN。根据公式(2-46)得： 103761.04.1 10101.2 9.42C黑龙江工程学院本科生毕业设计36C=28.56KN选取 30210 圆锥滚子轴承6。对于轴承 D,径向力 (2.51)2222crcacmRdF cF dF DFcdcdcdKN2212.32 759.70 752.31 225.846.47758575852 7585RcF轴向力 FAc=0当量动载荷 Q=XR=YA 2.3109.42AeR e=0.36此时 X=1,Y=0, 所以 Q=6.47KN。根据公式(2.46)得 103761.04.1 10101.2 6.47CC=24.52KN轴承 D 选取 30210 圆锥滚子轴承6。2.4 本章小结本章介绍了单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等主减速器的减速形式，由于本车是轻型载货汽车，通过对比决定采用单级主减速器；然后对采用何种齿轮类型进行了讨论，最后根据实际情况决定采用双曲面齿轮。以上问题解决后，对齿轮的具体参数进行了设计计算，并对其进行了校核。校核合格以后，进行了轴承的选择和校核。黑龙江工程学院本科生毕业设计37黑龙江工程学院本科生毕业设计38第 3 章 差速器设计3.1 差速器结构形式的选择汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器主要有以下几种形式。（1）对称式圆锥行星齿轮差速器图 3.1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器图 3.1 所示，普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2 个半轴齿轮，4 个行星齿轮(少数汽车采用 3 个行星齿轮，小型、微型汽车多采用 2 个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装 4 个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其黑龙江工程学院本科生毕业设计39内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置差速锁等。 由于整速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速界从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。 （2）强制锁止式防滑差速器 图 3.2 强制锁止式防滑差速器如图 3.2 所示，强制锁止式防滑差速器就是在普通的圆锥齿轮差速器上加装差速锁，必要时将差速器锁住。此时左、右驱动车轮可以传递由附着力决定的全部转矩。 当汽车驶入较好的路面时，差速器的锁止机构应即时松开，否则将产生与无差速器时一样的问题，例如使转弯困难、轮胎加速磨损、使传动系零件过载和消耗过多的功率等。 （3）自锁式差速器为了充分利用汽车的牵引力，保证转矩在驱动车轮间的不等分配以提高抗滑能力，并避免上述强制锁止式差速器的缺点，创造了各种类型的自锁式差速器。 用以评价自锁式差速器性能的主要参数，是它的锁紧系数。为了提高汽车的通过性，似乎是锁紧系数愈大愈好，但是过大的锁紧系数如前所述，不但对汽车转向操纵的轻便灵活性、行驶的稳定性、传动系的载荷、轮胎磨损和燃料消耗等，有不黑龙江工程学院本科生毕业设计40同程度的不良影响，而且无助于进一步提高驱动车轮抗滑能力。因此设计高通过性汽车差速器时，应正确选择锁紧系数值。因为本车属于轻型载货汽车，主要在较好的路面上行驶，所以采用成本低廉、结构简单的对称式圆锥行星齿轮差速器。3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图 3.3 差速器差速原理如图 3.4 所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳 3 与行星齿轮轴 5 连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮 6 固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮 1 和 2 为从动件，其角速度为和。012A、B 两点分别为行星齿轮 4 与半轴齿轮 1 和 2 的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C 三点到差速器旋转轴线的距离均为 。r 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的 A、B、C 三点的圆周速度都相等（图 3.4） ，其值为。于是=，即r0r120差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳 3 的角速度。当行星齿轮 4 除公转外，还绕本身的轴 5 以角速度自转时（图 3.4） ，啮合点4A 的圆周速度为=+，啮合点 B 的圆周速度为=-。于是1r0r4r2r0r4r+=（+）+(-)1r2r0r4r0r4r即 + =2 （3.1120） 若角速度以每分钟转数表示，则n 0212nnn黑龙江工程学院本科生毕业设计41（3.2）式（3.2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式（3.2）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时） ，若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图 3-2 所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。图 3.2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右半壳3.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。黑龙江工程学院本科生毕业设计423.4.1差速器齿轮的基本参数的选择（1）行星齿轮数目的选择 载货汽车采用 4 个行星齿轮。 （2）行星齿轮球面半径的确定BR 圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径，BR它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。 球面半径可按如下的经验公式确定：BR mm (3.3) 3TKRBB式中：行星齿轮球面半径系数，可取 2.522.99，对于有 4 个行星齿轮BK的载货汽车取小值； T计算转矩，取 Tce 和 Tcs 的较小值，Nm.根据上式=2.7=47.62mm 所以预选其节锥距BR3300 4.3 5.20 0.9 0.9A =48mm0（3）行星齿轮与半轴齿轮的选择为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于 10。半轴齿轮的齿数采用 1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 z1/z2在 1.52.0 的范围内。差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数Lz2，Rz2之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： InzzRL22（3.4）式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，Lz2Rz2=Lz2Rz2 行星齿轮数目；n黑龙江工程学院本科生毕业设计43 任意整数。I在此=11，=20 满足以上要求。1z2z（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角，12 =28.81 =90-=61.19211arctanzz11arctan2012 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m m=4.16mm110sin2zA220sin2zA2 47.5sin28.8111得=45.77mm =4.1620=83.21mm114.16 11dmz22mzd （5）压力角目前，汽车差速器的齿轮大都采用 22.5的压力角，齿高系数为 0.8。最小齿数可减少到 10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为 20的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选 22.5的压力角。（6）行星齿轮安装孔的直径 及其深度 L行星齿轮的安装孔的直径 与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取：1 . 1L nlTLc302101 . 1 nlTc1 . 11030 （3.5） 0T差速器传递的转矩，Nm；在此取 5433Nm n行星齿轮的数目；在此为 4 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， ，为半轴l20.5ld2d齿轮齿面宽中点处的直径，而；220.8dd 支承面的许用挤压应力，在此取 69 MPaX黑龙江工程学院本科生毕业设计44根据上式=66.57mm =0.566.57=33.28mm20.8 83.21dl 23.19mm 取=20mm35433 101.1 69 4 33.28 22mm1.1 20L 3.4.2差速器齿轮的几何计算差速器齿轮参数计算见表 3.1。表 3.1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数10，应尽量取最小值1z=101z2半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（3-4）2z=202z3模数m=4.16m4齿面宽b=(0.250.30)A ;b10m013.38mm5工作齿高mhg6 . 1=6.66gh6全齿高051. 0788. 1mh7.497压力角22.58轴交角=909节圆直径； 11mzd 22mzd 145.77d 283.21d 10节锥角，211arctanzz1290=28.81=61.191211节锥距22110sin2sin2ddA=47.5mm0A12周节=3.1416tm=13.11mmt13齿顶高;21agahhhmzzha212237. 043. 0=4.41mm1ah=2.25mm2ah黑龙江工程学院本科生毕业设计4514齿根高=1.788-;=1.788-1fhm1ah2fhm2ah=3.03mm;1fh=4.89mm2fh15径向间隙=-=0.188+0.051chghm=0.83mmc16齿根角=01arctanAhf;022arctanAhf1=3.65; =5.881217面锥角；211o122o=34.69=64.841o2o18根锥角；111R222R=25.16=55.311R2R序号项目计算公式计算结果19外圆直径；1111cos2aohdd22202cos2ahddmm0153.50dmm285.38d 20节圆顶点至齿轮外缘距离11201sin2hd22102sin2hdmm0142.39mm0224.8321理论弧齿厚 21stsmhhtstan2212=8.46 mm1s=7.39 mm2s22齿侧间隙B=0.250mmB23弦齿厚26213BdssSiiii=8.49mm1S=6.61mm2S24弦齿高iiiiidshh4cos2=5.93mm1h=2.92mm2h3.4.3差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为w = MPa (3.6) wJmbzKKKTKvms2203102式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩,在此为 1006 TTNm；黑龙江工程学院本科生毕业设计46 差速器的行星齿轮数；n 半轴齿轮齿数；2z 、见式（2.9）下的说明；0KvKsKmK 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图 3-2 可得J=0.225J根据式(3.6)得:=971 MPa980 MPaw32 101006 1.00.64 1.011 13.38204.164.160.289所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求15。图 3.2 弯曲计算用综合系数3.5 本章小结本章主要进行了差速器的设计，首先是结构形式的选择，差速器分为对称式圆锥行星齿轮差速器、强制锁止式防滑差速器、自锁式差速器。考虑到成本和使用状况，选用最简单的对称式圆锥行星齿轮差速器。差速器结构形式确定后，对差速器行星齿轮和半轴齿轮进行设计计算，并进行校核。黑龙江工程学院本科生毕业设计47第 4 章 驱动半轴的设计4.1 半轴结构形式的选择驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，半轴将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来，半轴的形式主要取决半轴的支承形式：普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式，3/4 浮式和全浮式。其具体结构如下：（1）半浮式半轴图 4.1 半浮式半轴如图 4.1 所示，半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接)。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的乘用车。 （2）3/4 浮式半轴图 4.2 3/4 浮式半轴黑龙江工程学院本科生毕业设计48如图 4.2 所示，3/4 浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即 3/4 浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。 （3）全浮式半轴 图 4.3 全浮式半轴如图 4.3 所示，全浮式半轴的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为 570MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故轿车及其他小型汽车不采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于各类载货汽车上。综合考虑各种半轴的优缺点和本车的实际情况，本设计采用全浮式半轴。4.2 全浮式半轴计算载荷的确定设计半轴的主要尺寸是其直径的设计，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以纵向力最大、侧向黑龙江工程学院本科生毕业设计49力最大、垂向力最大三种可能的载荷工况：纵向力（驱动力或制动力）最大时，其最大值为，附着系数在计算2X2Z时取 0.8，没有侧向力作用；侧向力最大时，其最大值为（发生于汽车侧滑时） ，侧滑时轮胎与地2Y2Z1面的侧向附着系数在计算时取 1.0，没有纵向力作用；1 垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时） ，其值为，其中为车轮对地面的垂直载荷，为动载荷系数，这时不考虑纵向dwkgZ 2wgdk力和侧向力的作用。由于车轮承受的纵向力，侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，2X2Y即有 (4.1)22222YXZ故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。全浮式半轴只承受转矩，可根据以下方法计算 max0eTTi i（4.2） 差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取 0.6； 发动机最大转矩，Nm；maxeT 汽车传动效率，计算时可取 1 或取 0.9； 传动系最低挡传动比；i 主减速器传动比0i根据式（4.2）可得：=3060 Nm0.6 300 4.3 5.20 0.9 0.90.527T4.3 全浮式半轴的杆部直径的初选全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行 （4.3） 333)18. 205. 2(196. 010TTd黑龙江工程学院本科生毕业设计50根据（4.3）可得:=（30.432.3）mm
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