汽車專業(yè)畢業(yè)設(shè)計

1、緒 論11.1 主減速器分析21.1.1 單級主減速器31.1.2 雙級主減速器31.1.3 雙速主減速器41.1.4 貫通式主減速器41.2 差速器結(jié)構(gòu)形式選擇41.3 結(jié)構(gòu)形式分析61.4 驅(qū)動橋殼結(jié)構(gòu)方案分析7可分式橋殼71.4.2 整體式橋殼71.4.3 組合式橋殼81.5 汽車的主要參數(shù)82主減速器設(shè)計92.1 主減速器結(jié)構(gòu)分析92.1.1 螺旋錐齒輪傳動92.1.2 雙曲面齒輪傳動92.1.3 圓柱齒輪傳動112.1.4 蝸桿傳動122.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案122.2.1 主動錐齒輪的支承122.2.2 從動錐齒輪的支承132.3 主減速器錐齒輪主要參數(shù)選擇142.

2、3.1 主減速比i0 的確定142.3.2 主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2152.3.3 從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)m152.3.4 主、從動錐齒輪齒面寬b1和b216中點螺旋角162.3.6 螺旋方向172.3.7 法向壓力角172.4 主減速器錐齒輪強度計算182.4.1 計算載荷的確定182.4.2 主減速器錐齒輪的強度計算192.5 主減速器錐齒輪和軸承的載荷計算21齒輪軸齒面載荷與強度校核212.5.2 錐齒輪軸承的載荷262.6 錐齒輪的材料293 差速器設(shè)計313.1 差速器齒輪主要參數(shù)選擇313.2 差速器直齒錐齒輪的強度計算354 車輪傳動裝置設(shè)計364.1全浮式半軸計

3、算364.2 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計375 驅(qū)動橋殼設(shè)計385.1 驅(qū)動橋殼強度分析計算386發(fā)動機的選擇416.1發(fā)動機最大功率和相應(yīng)轉(zhuǎn)速416.2 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax及相應(yīng)轉(zhuǎn)速nT41結(jié) 論43參考文獻44緒 論驅(qū)動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉(zhuǎn)矩,并將動力合理地分配給左、右驅(qū)動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力。驅(qū)動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅(qū)動橋殼等組成。驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式與驅(qū)動車輪的懸架形式密切相關(guān)。當(dāng)車輪采用非獨立懸架時，驅(qū)動橋應(yīng)為非斷開式（或稱為整體式），即驅(qū)動橋殼是一跟連接左右驅(qū)動車輪的剛性空心梁（圖1.1），

4、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(dāng)采用獨立懸架時，為保證運動協(xié)調(diào)，驅(qū)動橋應(yīng)為斷開式，這種驅(qū)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(cè)驅(qū)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與車架或車身作上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向節(jié)傳動（圖1.2）。為了防止運動干涉，應(yīng)采用滑動花鍵軸或一種允許兩軸能有適量軸向移動的萬向移動的萬向傳動機構(gòu)。1-后橋殼；2-差速器殼；3-差速器行星齒輪；4-差速器半軸齒輪；5-半軸； 6-主減速器從動齒輪齒圈；7-主減速器主動小齒輪圖1.1后輪驅(qū)動驅(qū)動橋的主要部件輸入驅(qū)動橋的動力首先傳到主減速器主動小齒輪7，經(jīng)

5、主減速器減速后轉(zhuǎn)矩增大，再經(jīng)差速器分配給左右兩半軸5，最后傳至驅(qū)動車輪。具有橋殼的非斷開式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)簡單、制造工藝性好、成本低、工作可靠、維修調(diào)整容易，廣泛應(yīng)用于各種載貨汽車、客車及多數(shù)的越野汽車和部分小轎車上。但整個驅(qū)動橋均屬于簧下質(zhì)量，對汽車平順性和降低動載荷不利。斷開式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，成本較高，但它大大地增加了離地間隙；減小了簧下質(zhì)量，從而改善了行使平順性，提高了汽車的平均車速；減小了汽車在行使時作用于車輪和車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命；由于驅(qū)動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應(yīng)性較好，大大增加了車輪的抗側(cè)滑能力；與之相配合的獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計得合理，可增加汽車的不足轉(zhuǎn)

6、向效應(yīng)，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。這種驅(qū)動橋在轎車和高通過性的越野汽車上應(yīng)用相當(dāng)，比較可知，本設(shè)計采用非斷開式驅(qū)動橋比較合適。 為了與獨立懸架相適應(yīng)，驅(qū)動橋殼需要分為用鉸鏈連接的幾段，更多的是只保留主減速器殼（或帶有部分半軸套管）部分，主減速器殼固定在車架或車身上，這種驅(qū)動橋稱為斷開式驅(qū)動橋。為了適應(yīng)驅(qū)動輪獨立上下跳動的需要，差速器與車輪之間的半軸也要分段，各段之間用萬向節(jié)連接。1-主減速器；2-半軸；3-彈性元件；4-減振器；5-車輪；6-擺臂；7-擺臂軸圖1.2 斷開式驅(qū)動橋的構(gòu)造1.1 主減速器分析主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速器形式不同而不同。主減速器的齒輪主要有旋錐齒輪、雙曲

7、面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。主減速器的減速形式可分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單雙級貫通、單雙級減速配以輪邊減速等。 單級主減速器單級主減速器(圖1.3)可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。但是其主傳動比扎不能太大，一般7，進一步提高將增大從動齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動齒輪熱處理困難。單級主減速器廣泛應(yīng)用于轎車和輕、中型貨車的驅(qū)動橋中。雙面齒輪單級主減速器用于貫通橋時應(yīng)使 圖 1.3單級主減速器1.1.2 雙級主減速器雙級主減速器與單級相比，在保證離地間隙相同時可得到大的傳動比，一般為712。但是尺寸、質(zhì)量均較大，成

8、本較高。它主要應(yīng)用于中、重型貨車、越野車和大客車上。在具有錐齒輪和圓柱齒輪的雙級主減速器中分配傳動比時，圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動比的比值一般為1420，而且錐齒輪副傳動比一般為1733，這樣可減小錐齒輪嚙合時的軸向載荷和作用在從動錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時可使主動錐齒輪的齒數(shù)適當(dāng)增多，使其支承軸頸的尺寸適當(dāng)加大，以改善其支承剛度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性。1.1.3 雙速主減速器雙速主減速器內(nèi)由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動比。它與普通變速器相配合，可得到雙倍于變速器的擋位。雙速主減速器的高低擋減速比是根據(jù)汽車的使用條件、發(fā)動機功率及變速器各擋速比的大小來選定的。大的主減速比用于汽車滿載行

9、駛或在困難道路上行駛，以克服較大的行駛阻力并減少變速器中間擋位的變換次數(shù)；小的主減速比則用于汽車空載、半載行駛或在良好路面上行駛，以改善汽車的燃料經(jīng)濟性和提高平均車速。1.1.4 貫通式主減速器貫通式主減速器根據(jù)其減速形式可分成單級和雙級兩種。單級貫通式主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單，體積小，質(zhì)量小，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性等優(yōu)點，主要用于輕型多橋驅(qū)動的汽車上。根據(jù)減速齒輪形式不同，單級貫通式主減速器又可分為雙曲面齒輪式及蝸輪蝸桿式兩種結(jié)構(gòu)。對于中、重型多橋驅(qū)動的汽車，由于主減速比較大，多采用雙級貫通式主減速器。根據(jù)齒輪的組合方式不同，可分為錐齒輪一圓柱齒輪式和

10、圓柱齒輪一錐齒輪式兩種形式。1.2 差速器結(jié)構(gòu)形式選擇 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小等優(yōu)點，應(yīng)用廣泛。他又可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器等1 普通錐齒輪式差速器由于普通錐齒輪式差速器結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)可靠，所以廣泛應(yīng)用于一般使用條件的汽車驅(qū)動橋中。 圖1.4 差速器（圖1.4）為其示意圖，圖中0為差速器殼的角速度；1、2分別為左、右兩半軸的角速度；To為差速器殼接受的轉(zhuǎn)矩； 普通錐齒輪差速器的鎖緊系數(shù)是一般為005015，兩半軸轉(zhuǎn)矩比kb=111135，這說明左、右半軸的轉(zhuǎn)矩差別不大，故可以認為分配給兩半軸的轉(zhuǎn)矩大致相等，這樣的

11、分配比例對于在良好路面上行駛的汽車來說是合適的。但當(dāng)汽車越野行駛或在泥濘、冰雪路面上行駛，一側(cè)驅(qū)動車輪與地面的附著系數(shù)很小時，盡管另一側(cè)車輪與地面有良好的附著，其驅(qū)動轉(zhuǎn)矩也不得不隨附著系數(shù)小的一側(cè)同樣地減小，無法發(fā)揮潛在牽引力，以致汽車停駛。2 摩擦片式差速器為了增加差速器的內(nèi)摩擦力矩，在半軸齒輪7與差速器殼1之間裝上了摩擦片2。兩根行星齒輪軸5互相垂直，軸的兩端制成V形面4與差速器殼孔上的V形面相配，兩個行星齒輪軸5的V形面是反向安裝的。每個半軸齒輪背面有壓盤3和主、從動摩擦片2，主、從動摩擦片2分別經(jīng)花鍵與差速器殼1和壓盤3相連。圖1.5摩擦片式差速器當(dāng)傳遞轉(zhuǎn)矩時，差速器殼通過斜面對行星齒

12、輪軸產(chǎn)生沿行星齒輪軸線方向的軸向力，該軸向力推動行星齒輪使壓盤將摩擦片壓緊。當(dāng)左、右半軸轉(zhuǎn)速不等時，主、從動摩擦片間產(chǎn)生相對滑轉(zhuǎn)，從而產(chǎn)生摩擦力矩。這種差速器結(jié)構(gòu)簡單，工作平穩(wěn)，可明顯提高汽車通過性。3 強制鎖止式差速器當(dāng)一個驅(qū)動輪處于附著系數(shù)較小的路面時，可通過液壓或氣動操縱，嚙合接合器(即差速鎖)將差速器殼與半軸鎖緊在一起，使差速器不起作用，這樣可充分利用地面的附著系數(shù)采用差速鎖將普通錐齒輪差速器鎖住，可使汽車的牽引力提高，從而提高了汽車通過性。當(dāng)然，如果左、右車輪都處于低附著系數(shù)的路面，雖鎖住差速器，但牽引力仍超過車輪與地面間的附著力，汽車也無法行駛。強制鎖止式差速器可充分利用原差速器結(jié)

13、構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡單，操作方便。目前，許多使用范圍比較廣的重型貨車上都裝用差速鎖。1.3 結(jié)構(gòu)形式分析半軸根據(jù)其車輪端的支承方式不同，可分為牛浮式、浮式和全浮式三種形式。圖1.6半浮式半軸半浮式半軸(圖1.6a)的結(jié)構(gòu)特點是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內(nèi)孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結(jié)構(gòu)簡單，所受載荷較大，只用于轎車和輕型貨車及輕型客車上。 浮式半軸(圖1.6b)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，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘聯(lián)接。該形式半軸受載情況與半浮式相似，只是載

14、荷有所減輕，一般僅用在轎車和輕型貨車上。全浮式半軸(圖1.6c)的結(jié)構(gòu)特點是半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相聯(lián)，而輪轂又借用兩個圓錐滾子軸承支承在驅(qū)動橋殼的半軸套管上。理論上來說，半軸只承受轉(zhuǎn)矩，作用于驅(qū)動輪上的其它反力和彎矩全由橋殼來承受。但由于橋殼變形、輪轂與差速器半軸齒輪不同女、半軸法蘭平面相對其軸線不垂直等因素，會引起半軸的彎曲變形，由此引起的彎曲應(yīng)力一般為570MPa。全浮式半軸主要用于中、重型貨車上。1.4 驅(qū)動橋殼結(jié)構(gòu)方案分析驅(qū)動橋殼大致可分為可分式、整體式和組合式三種形式?？煞质綐驓た煞质綐驓び梢粋€垂直接合面分為左右兩部分，兩部分通過螺栓聯(lián)接成一體。每一部分均由一鑄造殼體和一個壓入

15、其外端的半軸套管組成，軸管與殼體用鉚釘連接。這種橋殼結(jié)構(gòu)簡單，制造工藝性好，主減速器支承剛度好。但拆裝、調(diào)整、維修很不方便，橋殼的強度和剛度受結(jié)構(gòu)的限制，曾用于輕型汽車上，現(xiàn)a)鑄造式 b)鋼板沖壓焊接式圖1.7整體式橋殼已較少使用。 整體式橋殼整體式橋殼的特點是整個橋殼是一根空心梁，橋殼和主減速器殼為兩體。它具有強度和剛度較大，主減速器拆裝、調(diào)整方便等優(yōu)點。按制造工藝不同，整體式橋殼可分為鑄造式(圖1.7a)、鋼板沖壓焊接式(圖1.7b)和擴張成形式三種。鑄造式橋殼的強度和剛度較大，但質(zhì)量大，加：上面多，制造工藝復(fù)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(zhì)量小，

16、材料利用率高，制造成本低，適于大量生產(chǎn)，廣泛應(yīng)用于轎車和中、小型貨車及部分重型貨車上。 組合式橋殼組合式橋殼是將主減速器殼與部分橋殼鑄為一體，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(diào)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。1.5 汽車的主要參數(shù)變速箱：機械，5檔同步，直接操縱，1個倒檔。性能（標(biāo)準(zhǔn)型輪胎和后橋速比時）擋位 變速箱速比 最大速度1 6.194 255 1.000 110車輪/輪胎（標(biāo)準(zhǔn)）車輪 5JK*16H輪胎 6.50R16C 無內(nèi)胎子午線輪胎前輪胎： 單胎后輪胎： 雙胎發(fā)動機

17、：最大輸出功率 76/4000（KW/r/min）最大扭矩 235/2000（N.m/r/min）車架寬： 862mm最大截面積尺寸： 182*70*4mm載重： 4.2t*70%給定參數(shù)： 后輪載荷 2940N輪距 1.4m2主減速器設(shè)計2.1 主減速器結(jié)構(gòu)分析 螺旋錐齒輪傳動螺旋錐齒輪傳動(圖2.1a)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嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，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

18、損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預(yù)緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。a)螺旋錐齒輪傳動 b)雙曲面齒輪傳動 c)圓柱齒輪傳動 d)蝸桿傳動圖2.1 主減速器齒輪傳動形式 雙曲面齒輪傳動雙曲面齒輪傳動（2.1b）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，此距離稱為偏移距。由于偏移距正的存在，使主動齒輪螺旋角大于從動齒輪螺旋角 (2.2圖)。根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比 圖2.2 （2.1）式中，、分別為主、從動齒輪的圓周力；、分別為主、從動齒輪的螺旋角。螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開圖上的齒線任意一點A的切

19、線TT與該點和節(jié)錐頂點連線之間的夾角。在齒面寬中點處的螺旋角稱為中點螺旋角。通常不特殊說明，則螺旋角系指中點螺旋角。雙曲面齒輪傳動比為： （2.2）式中，為雙曲面齒輪傳動比；、分別為主、從動齒輪平均分度圓半徑。螺旋錐齒輪傳動比為： （2.3）令，則。由于，所以系數(shù)K>1，一般為125150。這說明： 1)當(dāng)雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動有更大的傳動比。 2)當(dāng)傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應(yīng)的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 3)當(dāng)傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪直徑比相應(yīng)的螺旋錐齒輪為小，因而有較

20、大的離地間隙。 另外，雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下優(yōu)點： 1)在工作過程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側(cè)向滑動，而且還有沿齒長方向的縱向滑動?？v向滑動可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性。 2)由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的大于從動齒輪的，這樣同時嚙合的齒數(shù)較多，重合度較大，不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30。 3)雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當(dāng)量曲率半徑較相應(yīng)的螺旋錐齒輪為大，其結(jié)果使齒面的接觸強度提高。 4)雙曲綿主動齒輪的變大，則不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)可減少，故可選用較少的齒數(shù)，有利于增加傳動比。 5

21、)雙曲面齒輪傳動的主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃壽命較長。6)雙曲面主動齒輪軸布置在從動齒輪中心上方，便于實現(xiàn)多軸驅(qū)動橋的貫通，增大傳動軸的離地高度。布置在從動齒輪中心下方可降低萬向傳動軸的高度，有利于降低轎車車身高度，并可減小車身地板中部凸起通道的高度。 但是，雙曲面齒輪傳動也存在如下缺點： 1)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，螺旋錐齒輪副的傳動效率約為99。 2)齒面間大的壓力和摩擦功，可能導(dǎo)致油膜破壞和齒面燒結(jié)咬死，即抗膠合能力較低。 3)雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。 4)雙曲面齒輪傳動必須采用可改善

22、油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油，螺旋錐齒輪傳動用普通潤滑油即可。 由于雙曲面齒輪具有一系列的優(yōu)點，因而它比螺旋錐齒輪應(yīng)用更廣泛。 一般情況下，當(dāng)要求傳動比大于45而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更合理。這是因為如果保持主動齒輪軸徑不變，則雙曲面從動齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。當(dāng)傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對螺旋錐齒輪主動齒輪顯得過大，占據(jù)了過多空間，這時可選用螺旋錐齒輪傳動，因為后者具有較大的差速器可利用空間。對于中等傳動比，兩種齒輪傳動均可采用。 圓柱齒輪傳動圓柱齒輪傳動(圖2.1c)一般采用斜齒輪，廣泛應(yīng)用于發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動的轎車驅(qū)動橋和雙級主減速器貫通式驅(qū)動橋。 蝸桿傳動

23、蝸桿(圖2.1d)傳動與錐齒輪傳動相比有如下優(yōu)點：1)在輪廓尺寸和結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下，可得到較大的傳動比(可大于7)。2)在任何轉(zhuǎn)速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲。3)便于汽車的總布置及貫通式多橋驅(qū)動的布置。4)能傳遞大的載荷，使用壽命長。5)結(jié)構(gòu)簡單，拆裝方便，調(diào)整容易。但是由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低。蝸桿傳動主要用于生產(chǎn)批量不大的個別重型多橋驅(qū)動汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動機的大客車上。 2.2 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(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、主

24、減速器殼體的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。 主動錐齒輪的支承a)主動錐齒輪懸臂式 b)主動錐齒輪跨置式 c)從動錐齒輪圖2.3 主減速器錐齒輪的支承形式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。懸臂式支承結(jié)構(gòu)(圖2.3a)的特點是在錐齒輪大端一側(cè)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凸b，以改善支承剛度，應(yīng)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(yīng)大于25倍的懸臂長度a，且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70還大，另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小

25、于尺寸a。為了方便拆裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些?？拷X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(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關(guān)?？缰檬街С薪Y(jié)構(gòu)(圖2.3b)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(cè)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

26、在主減速器殼體上有支承導(dǎo)向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結(jié)構(gòu)復(fù)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(dǎo)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?？缰檬街С兄械膶?dǎo)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。在需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩情況下，最好采用跨置式支承。 從動錐齒輪的支承從動錐齒輪的支承(圖2.3c)，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(guān)。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(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面

27、的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應(yīng)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(yīng)盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。圖2.4 從動錐齒輪輔助支承 圖2.5 主、從動錐齒輪的許用偏移量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(shè)輔助支承(圖2.4)。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應(yīng)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2.5）所示。2.3 主減速器錐齒輪主要參數(shù)選擇 主減速比i0 的確定對具有較大功率

28、儲備的轎車，尤其是賽車，在給定發(fā)動機最大功率Pemax及其轉(zhuǎn)速np時，所選擇的i0應(yīng)能保證汽車有盡可能的最高速Vamax，這時i0由下式確定： （2.4）式中，i0 汽車主減速器的主減速比rr 車輪的滾動半徑（m）np 為最大功率轉(zhuǎn)速（r/min）Vamax 純發(fā)動機驅(qū)動要求汽車達到的最高速度（km/h）igh 汽車變速器最高擋傳動比代入數(shù)據(jù)計算得：選擇減速器的形式：由一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪組成；在前橫置發(fā)動機前輪驅(qū)動的汽車上則由一對斜齒圓柱齒輪組成；對貫通式驅(qū)動橋也有采用蝸輪蝸桿傳動的。其結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量及體積小、造價低，廣泛用于主減速比的各種中、小型汽車及帶有輪邊減速器的重型汽車，雙曲面

29、齒輪單級主減速器用于貫通橋時應(yīng)使。主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)、主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角、法向壓力角等。 主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素：1)為了磨合均勻,z1、z2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度，主、從動齒輪齒數(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度，對于貨車，z1一般不少于6。4)當(dāng)主傳動比較大時，盡量使z1取得小些，以便得到滿意的離地間隙。5)對于不同的主傳動比， z1和z2應(yīng)有適宜的搭配。

30、取11；取49，=4.44= 從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)m對于單級主減速器，D2對驅(qū)動橋殼尺寸有影響，D2大將影響橋殼的離地間隙；D2小則影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。D2可根據(jù)經(jīng)驗公式初選=120.13147.85 （2.5）式中，D2為從動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）；為直徑系數(shù)，一般為13.015.3；Tc為從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（Nm）。Tc=minTce, Tcs初取=136.2m由下式計算 =3.405 式中，m為齒輪端面模數(shù)。同時，m還應(yīng)滿足=2.7723.696 （2.6）式中，Km為模數(shù)系數(shù)，取0.30.4。 主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2錐齒輪

31、齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓半徑，加大了應(yīng)力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，在安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間的減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。從動錐齒輪齒面寬b2推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2<=0.3A2，而且b2應(yīng)滿足b2<=10 m，一般也推薦b2=o.155D2。對于螺旋錐齒輪，b1一般比b2大10%。中點螺旋角螺旋角沿齒寬是變化的，輪

32、齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小?；↓X錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，雙曲面齒輪副的中點螺旋角是不相等的，而且1>2,1與2之差稱為偏移角。 選擇時，應(yīng)考慮它對齒面重合度F、輪齒強度和軸向力大小的影響。越大，則F也越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般F應(yīng)不小于1.25，在1.52.0時效果最好。但是過大，齒輪上所受的軸向力也會過大。a)、b)主動齒輪軸線下偏移 c)、d)主動齒輪軸線上偏移圖2.6 雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為轎車選用較大的值以保證較大的，使運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；貨車選用較小

33、聲值以防止軸向力過大，通常取35°。 螺旋方向從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。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)方向影響其所受軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進擋時，應(yīng)使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。 法向壓力角法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于輕負荷工作的齒輪一般采川小壓力角， 町使齒輪運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪小低。對于弧齒錐齒輪，轎車:一般選用或16°；貨車:為2

34、0°；重型貨車:為。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側(cè)壓力角是相同的，但小齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是不等的，選取平均壓力角時，轎車為19°或20°，貨車為20°或。這里取2.4 主減速器錐齒輪強度計算 計算載荷的確定汽車主減速器錐齒輪的切齒法有格里森和奧里康兩種方法，這里僅介紹格里森齒制錐齒輪計算載荷的三種確定方法。（1）按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩TCE （2.7）式中，-為計算轉(zhuǎn)矩230（N.m）；-為猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，貨車： =1；-為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；n為計算驅(qū)動橋數(shù)；-為變速器一檔傳動比；-為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳

35、動效率0.9。（2)按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tcs （2.8）式中，Tcs-為計算轉(zhuǎn)矩（N.m）；G2-為滿載狀況下一個驅(qū)動橋上的靜載荷11907（N）；-為汽車最大加速度時的后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車：m2=1.21.4，貨車：D=1.11.2；-為輪胎與路面間的附著系數(shù)0.85；為車輪滾動半徑0.3409（m）；為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比1.5；m為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率0.98。參數(shù)按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時的P(N·mm-1)按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩計算時的p/(N.mm-1)輪胎與地面的附著系數(shù)汽車類別 一擋 二擋 直接擋 轎車 893 536 32

36、1 893 貨車 1429 - 250 1429 085 大客車 982 - 214 - 牽引車 536 - 250 -065 主減速器錐齒輪的強度計算在選好主減速器錐齒輪主要參數(shù)后，表2.1 單位齒長圓周力許用值p單位齒長上的圓周力按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時p 為： （2.11）式中，變速器傳動比，常取一擋及直接擋的；主動齒輪節(jié)圓直徑，mm。 代入數(shù)據(jù)計算得：按最大附著力矩計算時p 為： （2.12）式中，G2 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給地面的最大負荷，N； 輪胎對路面的附著系數(shù)，安裝一般輪胎的公路用汽車取=0.85；rr 車輪的滾動半徑，m；代入數(shù)據(jù)計算得 （2.13）p- 常用做估算齒輪表面耐磨

37、性，載貨汽車許用單位齒長上的圓周力=1429， 2）輪齒彎曲強度錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為 （2.14） 滿足要求式中，w為錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力(MPa)；T為所計算齒輪的計算轉(zhuǎn)矩(N·m)，對于從動齒輪，T=minTce,Tcs和Tcf，對于主動齒輪，T還要按式換算；Ko為過載系數(shù)，一般取1；Ks-為尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)， 當(dāng)m.1.6mm時，當(dāng)m<16mm時，ks=05；Km-為齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu)：km1011，懸臂式結(jié)構(gòu)：km110125；Kv-為質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，kr10；b-為

38、所計算的齒輪齒面寬(mm)；D-為所討論齒輪大端分度圓直徑(mm)；Jw-為所計算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)0.22。上述按minTce,Tcs計算的最大彎曲應(yīng)力不超過=700MPa；按Tcf計算的疲勞彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過210MPa，破壞的循環(huán)次數(shù)為6x106。3）輪齒接觸強度錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為 （2.15）式中， 主動齒輪計算轉(zhuǎn)矩，（從動齒輪按、兩者中較小者），=220.1N·m；為錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力(MPa)；D1為主動錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；b取b1和b2的較小值(mm)；ks為尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取10；kf為齒面品質(zhì)系數(shù)，它取決于

39、齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)(如鍍銅、磷化處理等)，對于制造精確的齒輪取1；Cp為綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪Cp取2326N1/2mm；為齒面接觸強度的綜合系數(shù)0.22， ko=0.1、km=1.101.00、kv=1。 上述按minTce,Tcs計算的最大接觸應(yīng)力不應(yīng)超過2800MPa，按Tcf計算的疲勞接觸應(yīng)力不應(yīng)超過1750MPa。主、從動齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的.2.5 主減速器錐齒輪和軸承的載荷計算齒輪軸齒面載荷與強度校核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線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。圖2.15主動錐齒

40、輪齒面受力分析 圖2.16單級主減速器軸承布置尺寸（1）齒輪的受力分析 （2.16） （2.17） （2.18）（2）繪制齒輪軸的受力簡圖，如圖所示，由圖得，求支座反力水平面支反力：由，得： （2.19） 圖2.17軸的載荷分布圖（M，T的單位為N·m）由，得： （2.20）垂直面支反力： 由，得： （2.21） （2.22）由，得： （2.23）（3）作彎矩圖： 水平面彎矩圖： （2.24） 垂直面彎矩圖： （2.25） 合成總彎矩M圖： （2.26）（4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度： 進行校核時，通常是校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B的強度）。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)

41、變應(yīng)力時，取，由(1)中公式15-5得，軸的計算應(yīng)力為： （2.27）式中：軸的計算應(yīng)力，單位為； 軸所受的彎矩，單位為； 軸所受的扭矩，單位為；軸的抗彎截面系數(shù)，單位為；對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力；前已選定軸的材料為，由機械設(shè)計書中表15-1查得，因此，故安全。（5）精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 在-截面上，既有較大的彎矩，又有扭矩，所以校核-截面。雖然-截面承受的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且軸徑最大，故-截面不必校核。只校核-截面： 在-截面 抗彎截面系數(shù)為： （2.28） 抗扭截面系數(shù)為： （2.29） 彎矩M及彎曲應(yīng)力為： （2.30） （2.31） 扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為

42、： （2.32）軸的材料為，由機械設(shè)計書中表15-1查得，HBS = 5662。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按機械設(shè)計中附表3-2查取。因為，經(jīng)插值后可查得又由機械設(shè)計書中附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)按(1)中式(附3-4)為 （2.33） （2.34）由機械設(shè)計書中附圖3-2得尺寸系數(shù) ；由機械設(shè)計書中附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) ；軸按磨削加工，由機械設(shè)計書中附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按(1)中式(3-12)及(3-12a)得綜合系數(shù)值為 （2.35） （2.36）又由機械設(shè)計書中3-1及3-2得特性系數(shù) ，取 ，取于是，計算安全系

43、數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得 （2.37） （2.38） （2.39）故可知其安全。 錐齒輪軸承的載荷當(dāng)錐齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。（圖2.16）為單級主減速器的懸臂式支承的尺寸布置圖。 1) 滾動軸承的選擇 軸承為圓錐滾子軸承，型號為30204。查得基本額定動載荷,，型號30205，基本額定徑向靜載荷 ，額定工作壽命。2）壽命驗算設(shè)軸承所受的支反力合力為，由軸的校核可知水平方向支反力為： 垂直方向支反力為：支反力合力為： （2.40） （2.41）派生軸向力： （2.42） （2.43）則 軸右移 2軸

44、承成為“緊軸承”，1軸承成為“松軸承” 緊軸承 （2.44） 松軸承 （2.45）查得 在中等沖擊情況下取 載荷系數(shù) 1軸承： 則 （2.46） （2.47）2軸承： 則 （2.50） （2.51）因為 ，所以按軸承1的受力大小驗算。由(1)中表13-4查得 溫度系數(shù) ，對于滾子軸承，。 （2.52）由于 ，故選用的型號為30204和30205軸承安全可靠，是適用的。表2.3汽車主減速器錐齒輪集合尺寸計算用表項目結(jié)果行星齒輪齒數(shù)可以取11半軸齒輪齒數(shù)應(yīng)不少于49模數(shù)齒面寬=13.62； 取9齒工作高5. 448齒全高壓力角一般汽車，軸交角節(jié)圓直徑；節(jié)錐角；=77.35節(jié)錐距周節(jié)齒頂高；齒根高；

45、徑向間隙齒根角；面錐角；根錐角；外圓直徑理論弧齒厚；齒側(cè)間隙采用格里森制圓錐齒輪推薦的齒側(cè)間隙B=0.1524弦齒厚；弦齒高；2.6 錐齒輪的材料 驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。它是傳動系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應(yīng)滿足如下要求： 1)具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。 2)輪齒芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 3)鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 4)選擇合金材料時，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而選用含錳、釩、硼

46、、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV等。 滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層(一般碳的質(zhì)量分數(shù)為0.812)，具有相當(dāng)高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性，故這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲透層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現(xiàn)

47、早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為00050020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應(yīng)力噴丸處理，可提高25的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低，即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。3 差速器設(shè)計汽車在行駛過程中，左、右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，如轉(zhuǎn)彎時內(nèi)側(cè)車輪行程比外側(cè)車輪短；左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行駛阻力不等等。這樣，如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行駛或直線行駛，均會引起

48、車輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉(zhuǎn)向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅(qū)動橋的左、右車輪間都裝有輪間差速器。在多橋驅(qū)動的汽車上還常裝有軸間差速器，以提高通過性，同時避免在驅(qū)動橋間產(chǎn)生功率循環(huán)及由此引起的附加載荷、傳動系零件損壞、輪胎磨損和燃料消耗等。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角速度轉(zhuǎn)動。差速器按其結(jié)構(gòu)特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。3.1 差速器齒輪主要參數(shù)選擇1行星齒輪數(shù)n 行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來選擇。通常情況下，轎車：n=2；貨車或越野車：n=4。 2行星齒輪球面半徑 Rb 牙嵌

49、式自由輪差速器行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定=31.5 （3.1） 式中，Kb-為行星齒輪球面半徑系數(shù)，Kb =2530，對于有四個行星齒輪的轎車和公路用貨車取小值，對于有兩個行星齒輪的轎車及四個行星齒輪的越野車和礦用車取大值；Td為差速器計算轉(zhuǎn)矩(N·m)，Td=minTce,Tcs: Rb 為球面半徑(mm)。行星齒輪節(jié)錐距A0為 (3.2)所以可以初取3行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)Z1、Z2 為了使輪齒有較高的強度，希望取較大的模數(shù)，但尺寸會增大，于是又要求行星齒輪的齒數(shù)Z1應(yīng)取少些，但Z1一般不少于10。半軸齒輪齒數(shù)Z2在1425選用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比Z2Z1在1520的范圍內(nèi)。為使兩個或四個行星齒輪能同時與兩個半軸齒輪嚙合，兩半軸齒輪齒數(shù)和必須能被行星齒輪數(shù)整除，否則差速齒輪不能裝配。取Z2=18.Z1=124.行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角1、2及模數(shù)m行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角1、2分別為 （3.3）錐齒輪大端端面模數(shù)m為 取3 （3.4）5壓力角汽車差速齒輪大都采用壓力角為、齒高系數(shù)