汽車主減速器與差速器設(shè)計說明書

1、 .PAGE40 / NUMPAGES46畢業(yè)設(shè)計說明書BJ2022汽車單級主減速器與差速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度分析機電工程學(xué)院0801074117歐陽劍學(xué)生： 學(xué)號：地面武器機動工程學(xué) 院：崔志琴專 業(yè)：指導(dǎo)教師：2012年 6月BJ2022汽車單級主減速器與差速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度分析摘要汽車主減速器與差速器是汽車傳動中最重要的部件之一。它能夠?qū)⑷f向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩傳給驅(qū)動車輪，以實現(xiàn)降速增扭。本次設(shè)計的是有關(guān)BJ2022汽車的主減速器和差速器，并要使其具有通過性。本次設(shè)計的容包括有：方案選擇，結(jié)構(gòu)的優(yōu)化與改進。齒輪與齒輪軸的設(shè)計與校核。并且在設(shè)計過程中，描述了主減速器的組成和差速器的差

2、速原理和差速過程。方案確定主要依據(jù)原始設(shè)計參數(shù)，對比同類型的減速器與差速器，確定此輪的傳動比，并對其中重要的齒輪進行齒面接觸和齒輪彎曲疲勞強度的校核。而對軸的設(shè)計過程中著重齒輪的布置，并對其受最大載荷的危險截面進行強度校核。主減速器與差速器對提高汽車行駛平穩(wěn)性和其通過性有著獨特的作用，是汽車設(shè)計的重點之一。關(guān)鍵詞：驅(qū)動橋，主減速器，差速器，半軸BJ2022 car single stage and the structure of the main reducer differential design and strength analysisABSTRACTAutomobil reduct

3、ion final drive and differential is one of the best impossible parts in automobile gearing. It can chang speed and driving tuist within a big scope .The problem of this design is BJ2022 car differential unit ,it s properly in common use . The design of scheme, the better design and improvement of st

4、ructure ,the design and calibration of gear and gear shiftes , and the select of bearings , and also the design explain the construction of differential action .The ting of the scheme desierment main deside. The drive ratio of gear,according to orginal design parameter and constrasting the same type

5、 reduction final drive ang differential assay . It realize planet gear in the design of structure . It put to use alteration better gears transmission in the design of gear , and compare the root contact tired strength of some important gears and the face twirl tired strength . It eraphaize pay atte

6、ntion to the place of gears. Compare the strength of the biggest load dangraes section. It require structure simple and accord with demand in select of bearings .The Lord reducer to improve the car driving and differential stability and its through sex has a unique function, is one of the focal poin

7、ts of automotive design.Key words :Drive axle,Main reducer,Differential,AxleTOC o 1-3 h z u目錄HYPERLINK l _Toc325446726第一章緒論 PAGEREF _Toc325446726 h 1HYPERLINK l _Toc3254467271.1 選題的背景與意義 PAGEREF _Toc325446727 h 1HYPERLINK l _Toc3254467281.2 研究的基本容 PAGEREF _Toc325446728 h 1HYPERLINK l _Toc3254467291.

8、2.1 主減速器的作用 PAGEREF _Toc325446729 h 1HYPERLINK l _Toc3254467301.2.2 主減速器的工作原理 PAGEREF _Toc325446730 h 2HYPERLINK l _Toc3254467311.2.3 國主減速器的狀況 PAGEREF _Toc325446731 h 2HYPERLINK l _Toc3254467321.2.4 國與國外差距 PAGEREF _Toc325446732 h 2HYPERLINK l _Toc3254467331.3 課題研究容 PAGEREF _Toc325446733 h 3HYPERLINK

9、 l _Toc325446734第二章主減速器的設(shè)計 PAGEREF _Toc325446734 h 4HYPERLINK l _Toc3254467352.1 主減速器概述 PAGEREF _Toc325446735 h 4HYPERLINK l _Toc3254467362.2 主減速器方案的選擇 PAGEREF _Toc325446736 h 4HYPERLINK l _Toc3254467372.3 主減速器主從動齒輪的支承方案 PAGEREF _Toc325446737 h 4HYPERLINK l _Toc3254467382.31 主動雙曲面錐齒輪 PAGEREF _Toc325

10、446738 h 4HYPERLINK l _Toc3254467392.32 從動雙曲面錐齒輪 PAGEREF _Toc325446739 h 5HYPERLINK l _Toc3254467402.4 基本參數(shù)的選擇與計算載荷的確定 PAGEREF _Toc325446740 h 5HYPERLINK l _Toc3254467412.41 齒輪計算載荷的確定 PAGEREF _Toc325446741 h 5HYPERLINK l _Toc3254467422.42 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 PAGEREF _Toc325446742 h 8HYPERLINK l _Toc325446

11、7432.43 主減速器準(zhǔn)雙曲面圓錐齒輪的集合計算 PAGEREF _Toc325446743 h 11HYPERLINK l _Toc3254467442.44 主減速器錐齒輪強度計算 PAGEREF _Toc325446744 h 14HYPERLINK l _Toc3254467452.45 主減速器齒輪的材料與熱處理 PAGEREF _Toc325446745 h 17HYPERLINK l _Toc325446746第三章差速器的設(shè)計 PAGEREF _Toc325446746 h 19HYPERLINK l _Toc3254467473.1 差速器概述 PAGEREF _Toc32

12、5446747 h 19HYPERLINK l _Toc3254467483.2 差速器的結(jié)構(gòu)形式選擇 PAGEREF _Toc325446748 h 19HYPERLINK l _Toc3254467493.3 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 PAGEREF _Toc325446749 h 20HYPERLINK l _Toc3254467503.31 行星齒輪數(shù)目的選擇 PAGEREF _Toc325446750 h 20HYPERLINK l _Toc3254467513.32 行星齒輪球面半徑的選擇 PAGEREF _Toc325446751 h 20HYPERLINK l _Toc3254

13、467523.33 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 PAGEREF _Toc325446752 h 21HYPERLINK l _Toc3254467533.34 差速器圓錐齒輪模數(shù)與半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 PAGEREF _Toc325446753 h 21HYPERLINK l _Toc3254467543.35 壓力角 PAGEREF _Toc325446754 h 22HYPERLINK l _Toc3254467553.36 行星齒輪軸直徑與支承長度 PAGEREF _Toc325446755 h 22HYPERLINK l _Toc3254467563.4 差速器齒輪的集合計算

14、PAGEREF _Toc325446756 h 23HYPERLINK l _Toc3254467573.5 差速器齒輪的強度計算 PAGEREF _Toc325446757 h 24HYPERLINK l _Toc325446758第四章軸的設(shè)計 PAGEREF _Toc325446758 h 26HYPERLINK l _Toc3254467594.1 主動錐齒輪軸的設(shè)計 PAGEREF _Toc325446759 h 26HYPERLINK l _Toc3254467604.11 錐齒輪齒面上的作用力 PAGEREF _Toc325446760 h 26HYPERLINK l _Toc3

15、254467614.12 齒寬中點處的圓周力 PAGEREF _Toc325446761 h 27HYPERLINK l _Toc3254467624.13 錐齒輪的軸向力和徑向力 PAGEREF _Toc325446762 h 28HYPERLINK l _Toc3254467634.14 軸和軸承的計算 PAGEREF _Toc325446763 h 29HYPERLINK l _Toc3254467644.15 齒輪軸承徑向載荷的計算 PAGEREF _Toc325446764 h 30HYPERLINK l _Toc3254467654.16 主動錐齒輪軸參數(shù)設(shè)計 PAGEREF _T

16、oc325446765 h 30HYPERLINK l _Toc3254467664.17 主動錐齒輪軸的校核 PAGEREF _Toc325446766 h 31HYPERLINK l _Toc3254467674.2 行星齒輪軸的設(shè)計 PAGEREF _Toc325446767 h 33HYPERLINK l _Toc3254467684.21 行星齒輪軸直徑與支承長度 PAGEREF _Toc325446768 h 33HYPERLINK l _Toc3254467694.22 普通平鍵的選擇 PAGEREF _Toc325446769 h 34HYPERLINK l _Toc32544

17、67704.23 圓柱銷的選擇 PAGEREF _Toc325446770 h 34HYPERLINK l _Toc3254467714.24 計算載荷的確定 PAGEREF _Toc325446771 h 34HYPERLINK l _Toc3254467724.25 行星齒輪軸的強度計算 PAGEREF _Toc325446772 h 35HYPERLINK l _Toc3254467734.3 半軸的設(shè)計 PAGEREF _Toc325446773 h 35HYPERLINK l _Toc3254467744.31 半軸概述 PAGEREF _Toc325446774 h 35HYPER

18、LINK l _Toc3254467754.32 半軸計算載荷的確定 PAGEREF _Toc325446775 h 36HYPERLINK l _Toc3254467764.33 半軸桿部直徑的選擇 PAGEREF _Toc325446776 h 36HYPERLINK l _Toc3254467774.34 半軸的強度計算 PAGEREF _Toc325446777 h 36HYPERLINK l _Toc325446778第五章結(jié)論 PAGEREF _Toc325446778 h 38HYPERLINK l _Toc325446779參考文獻 PAGEREF _Toc325446779

19、h 39HYPERLINK l _Toc325446780致 PAGEREF _Toc325446780 h 40第一章 緒論1.1 選題的背景與意義通過學(xué)校的實習(xí)我對汽車的構(gòu)造與各總成的原理有了一定的了解，同時結(jié)合以前課堂學(xué)習(xí)的理論知識，對于進行汽車一些總成的設(shè)計有了一定的理論基礎(chǔ)，現(xiàn)選擇課題容為對BJ2022汽車的使用性能的驅(qū)動橋（主減速器與差速器）進行設(shè)計。通過本課題可以進一步加深對汽車構(gòu)造、汽車設(shè)計與汽車各總成的工作原理，特別是本課題驅(qū)動橋中的主減速器與差速器與半軸的認識和了解；同時經(jīng)過設(shè)計過程，了解學(xué)習(xí)一些現(xiàn)代汽車工業(yè)的新設(shè)計方法與新技術(shù)，對于即將從事汽車行業(yè)工作的我也是一種鍛煉，為

20、即將的工作做鋪墊。1.2 研究的基本容1.2.1 主減速器的作用汽車傳動系的總?cè)蝿?wù)是傳遞發(fā)動機的動力，使之適應(yīng)于汽車行駛的需要。在一般汽車的機械式傳動中，有了變速器還不能解決發(fā)動機特性與汽車行駛要求間的矛盾和結(jié)構(gòu)布置上的問題。而主減速器是在汽車傳動系中起降低轉(zhuǎn)速，增大轉(zhuǎn)矩作用的主要部件。當(dāng)發(fā)動機縱置時還具有改變轉(zhuǎn)矩旋轉(zhuǎn)方向的作用。它是依靠齒數(shù)少的齒輪帶齒數(shù)多的齒輪來實現(xiàn)減速的，采用圓錐齒輪傳動則可以改變轉(zhuǎn)矩旋轉(zhuǎn)方向。汽車正常行駛時，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速通常比較高，如果將很高的轉(zhuǎn)速只靠變速箱來降低下來，那么變速箱齒輪副的傳動比則需要很大，齒輪的半徑也相應(yīng)加大，也就是說變速箱的尺寸會加大。另外，轉(zhuǎn)速下降，

21、扭矩必然增加，也加大了變速箱與變速箱后一級傳動機構(gòu)的傳動負荷。所以，在動力向左右驅(qū)動輪分流的差速器之前設(shè)置一個主減速器，可以使主減速器前面的傳動部件，如變速箱、分動器、萬向傳動裝置等傳遞的扭矩減小，同時也減小了變速箱的尺寸和質(zhì)量，而且操控靈敏省力。1.2.2 主減速器的工作原理從變速器或分動器經(jīng)萬向傳動裝置輸入驅(qū)動橋的轉(zhuǎn)矩首先傳到主減速器，主減速器的一對齒輪增大轉(zhuǎn)矩并相應(yīng)降低轉(zhuǎn)速，以與當(dāng)發(fā)動機縱置時還具有改變轉(zhuǎn)矩的旋轉(zhuǎn)方向。1.2.3 國主減速器的狀況現(xiàn)在國家大力發(fā)展高速公路網(wǎng)，環(huán)保、舒適、快捷成為汽車市場的主旋律。對整車主要總成之一的驅(qū)動橋而言，小速比、大扭矩、傳動效率高、成本低逐漸成為汽車

22、主減速器技術(shù)的發(fā)展趨勢。在產(chǎn)品上，國汽車市場用戶主要以承載能力強、齒輪疲勞壽命高、結(jié)構(gòu)先進、易維護等特點的產(chǎn)品為首選。目前己開發(fā)的產(chǎn)品，如漢德引進德國撇N公司技術(shù)的485單級減速驅(qū)動橋，一汽集團和東風(fēng)公司的13噸級系列車橋為代表的主減速器技術(shù)，都是在有效吸收國外同類產(chǎn)品新技術(shù)的基礎(chǔ)上，針對國市場需求開發(fā)出來的高性能、高可靠性、高品質(zhì)的車橋產(chǎn)品。這些產(chǎn)品基本代表了國車用減速器發(fā)展的方向。通過整合和平臺化開發(fā)，目前國市場形成了457、460、480、500等眾多成型穩(wěn)定產(chǎn)品，并被用戶廣泛認可和使用。設(shè)計開發(fā)上，CAD、CAE等計算機應(yīng)用技術(shù)，以與AUT優(yōu)AD、UG16、CATIA、proE等設(shè)計軟

23、件先后應(yīng)用于主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計和齒輪加工中，有限元分析、數(shù)模建立、虛擬試驗分析等也被采用;齒輪設(shè)計也初步實現(xiàn)了計算機編程的電算化。新一代減速器設(shè)計開發(fā)的突出特點是:不僅在產(chǎn)品性能參數(shù)上進一步進設(shè)計上完全遵從模塊化設(shè)計原則，產(chǎn)品配套實現(xiàn)車型的平臺化，造型和結(jié)構(gòu)更加合理，更宜于組織批量生產(chǎn)，更適應(yīng)現(xiàn)代工業(yè)不斷發(fā)展，更能應(yīng)對頻繁的車型換代和產(chǎn)品系列化的特點，這些都對基礎(chǔ)件產(chǎn)品提出愈來愈高的配套要求，需要在產(chǎn)品設(shè)計上不斷地進行二次開發(fā)和持續(xù)改進，以滿足快速多變的市場需求。1.2.4 國與國外差距我國的車用減速器開發(fā)設(shè)計不論在技術(shù)上、制造工藝上，還是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齒輪制造技術(shù)缺乏獨

24、立開發(fā)與創(chuàng)新能力，技術(shù)手段落后(國外己實現(xiàn)計算機編程化、電算化)。目前比較突出的問題是，行業(yè)整體新產(chǎn)品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新與管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放，相當(dāng)比例的產(chǎn)品仍為中低檔次，缺乏有國際影響力的產(chǎn)品品牌，行業(yè)整體散亂情況依然嚴重。這需要我們加快技術(shù)創(chuàng)新、技術(shù)進步的步伐，提高管理水平，加快與國際先進水平接軌，開發(fā)設(shè)計適應(yīng)中國國情的高檔車用減速器總成，由仿制到創(chuàng)新，早日縮小并消除與世界先進水平的差距。目前，上汽集團、東風(fēng)、一汽、北汽等各大汽車集團也正在開展合作項目，希望早日實與世界先進技術(shù)的接軌，爭取設(shè)計開發(fā)的新突破。1.3 課題研究容 汽車主減速器是汽車驅(qū)動橋中的一個重要部件，汽車驅(qū)動

25、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，并將動力合理的分配給左、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立、縱向力和橫向力。驅(qū)動橋一般由主減速器、差速器、半軸和驅(qū)動橋殼組成。本次設(shè)計主要先了解驅(qū)動橋的原理，對BJ2022汽車驅(qū)動橋中的主減速器、差速器、半軸等重要部件等進行了詳細的設(shè)計。在設(shè)計過程中，根據(jù)汽車設(shè)計的原則與步驟，進行了詳細的計算，還對各部件進行了強度的校核。在本設(shè)計中還采用了AutoCAD繪圖軟件進行了零件圖的繪制，通過對AutoCAD的編輯工具與命令的運用，掌握了從AutoCAD基礎(chǔ)零件的繪制到各類零件圖的創(chuàng)建與繪制的方法，并且理解了機械圖

26、繪制的工作流程。為今后更好的學(xué)習(xí)和掌握各種應(yīng)用軟件和技能打下堅實的基礎(chǔ)。第二章 主減速器的設(shè)計2.1 主減速器概述汽車主減速器有單級式、雙級式等幾種。由于單級式主減速器結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊以與造價低。廣泛用在主減速比的各種中、小型汽車上。這次設(shè)計的為四輪驅(qū)動越野汽車，主傳動比不到7.6，故這次設(shè)計采用單級主減速器。單級主減速器有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪等兩種形式。主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選用準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動，雙曲面齒輪與弧齒錐齒輪尺寸一樣時，雙曲面齒輪齒輪傳動具有更大的傳動比。此外由于偏移距地存在，使得雙曲面齒輪比相應(yīng)的弧齒錐齒輪的尺寸要小，從

27、而可以獲得更大的離地間隙。還有就是雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃渝F齒輪的螺旋角較大，同時嚙合的齒數(shù)較多，重合度更大，即可提高傳動的平穩(wěn)性。 2.2 主減速器方案的選擇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。所以一般情況下，當(dāng)要求傳動比大于4.5而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更合理。2.3 主減速器主從動齒輪的支承方案2.31 主動雙曲面錐齒輪對于在轎車和裝載質(zhì)量在2T以下的載貨汽車上，由于載荷較小，主減速器主動齒輪的軸線偏轉(zhuǎn)角的絕對值不大，所以主動錐齒輪最好采用結(jié)構(gòu)簡單，布置方便與成本較低的懸臂式支承，這樣既保證了支承剛度又能使結(jié)構(gòu)簡單，方便制造。2.32 從動雙曲面錐齒輪

28、從動錐齒輪的支承選擇跨置式的，這種支承可以增大支承剛度，使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善。2.4 基本參數(shù)的選擇與計算載荷的確定2.41 齒輪計算載荷的確定由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準(zhǔn)確地算出主減速器齒輪的計算載荷是比較困難的。通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低擋傳動比時和驅(qū)動車輪在良好路面上開始滑轉(zhuǎn)時這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的載荷。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： (2-1)式中，為計算轉(zhuǎn)矩(Nm)；為猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，液力自動變矩器：=1，

29、具有手動操縱的機械變速器的高性能賽車：=3，一般情況下取=2。本文取=2；為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=180Nm，為液力變矩器變矩系數(shù)，=1.7 ；為低擋傳動比，=3.93 ；為分動器傳動比，=2.6；為總傳動比，=4.55；為傳動效率，=0.9；為計算驅(qū)動橋數(shù)；=2。帶入公式得：2）、 按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩(2-2)式中：負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)1.2；汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，對后橋來說還應(yīng)考慮到汽車加速時的負荷增大量；14600N；輪胎對路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，??；對越野汽車?。粚τ诎惭b專門的肪滑寬輪胎的高級轎車?。淮塑嚾?；車輪的滾動半徑；0.36

30、5m；，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減速比(例如輪邊減速器等)。該車無輪邊減速器，故，；帶入公式得：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)矩汽車的類型很多，行駛工況又非常復(fù)雜，轎車一般在高速輕載條件下工作，而礦用汽車和越野汽車則常在高負荷低車速條件下工作，沒有簡單的公式可算出汽車的正常持續(xù)使用轉(zhuǎn)矩。但對于公路車國來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂平均比牽扯引力的值來確定，即主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩： (2-3)式中：汽車滿載總重量；所牽引的掛車的滿載總重量，但僅用于牽引車的計算；道路滾動陰力系數(shù)，計算時對于轎車可取；對于載貨汽

31、車可取0.0150.020；對于越野汽車可取0.0200.035；汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，通常對轎車取0.08載貨汽車和城市公共汽車取0.050.09；對長途公共汽車取0.060.10；對越野汽車取0.090.30；汽車或汽車列車的性能系數(shù)；當(dāng)時，取帶入公式得：在上述確定從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩的三種方法中，第1、2兩種方法用于確定最大計算轉(zhuǎn)矩，應(yīng)該取他們之中較小的數(shù)值。設(shè)是確定的最大計算轉(zhuǎn)矩，則用于進行靜強度計算和用做選擇錐齒輪主要參數(shù)的依據(jù)。利用第3種方法確定的計算轉(zhuǎn)矩（日常行駛平均轉(zhuǎn)矩）則用來進行錐齒輪的疲勞強度計算。4）、主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為： (2-4)式中，為主動錐齒輪的計算

32、轉(zhuǎn)矩()；為從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩即；為主傳動比；為主、從動錐齒輪間的傳動效率。計算時，對于弧齒錐齒輪副，取95%；對于雙曲面齒輪副，當(dāng)時，取85%，當(dāng)時，取90%。本文取90%。將各數(shù)據(jù)代入公式得：2.42 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇在選定主減速比，主減速器的減速形式，齒輪類型與計算載荷以后，可根據(jù)這些已知參數(shù)選擇主減速器齒輪的最主要的幾項參數(shù)。主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動齒輪的齒數(shù)和，主、從動錐齒輪大端分度圓直徑、，端面模數(shù)，主、從動錐齒輪齒面寬和，中點螺旋角，法向壓力角等。1）、主、從動錐齒輪齒數(shù)和選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素：1)為了磨合均勻，、之間應(yīng)避免有公約數(shù)；2)為

33、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)不少于40；3)為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于轎車，一般不少于9；對于貨車，一般不少于6；4)當(dāng)主傳動比主較大時，盡量使取得少些，以便得到滿意的離地間隙；5)對于不同的主傳動比，和應(yīng)有適宜的搭配。傳動比（）推薦的主動齒輪最小齒數(shù)（）主動齒輪齒數(shù)允許圍（）2.01715192.51512163.01110143.5109124.098104.58795.07696.06587.06578.0556表2.1參考表2.1，選取=8 ，=372）、從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即(2-5) 式中：直徑系

34、數(shù)，一般取13.016.0；從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，為和中的較小者。所以 初選 則 并用下式較核：(2-6)所以滿足要求，則。式中：- 齒輪大端端面模數(shù)；- 模數(shù)系數(shù)，??；3）、從動齒輪齒面寬 雙曲面齒輪的齒面寬一般取為：故初取從動齒輪齒面寬4）、雙曲面齒輪的偏移距E 對于轎車、輕型客車、貨車，E值不應(yīng)超過從動齒輪節(jié)錐距的40%，或接近于的20%。故偏移距E可取 故初取偏移距5）、中點螺旋角的選擇 雙曲面齒輪傳動由于有了偏移距E，使主、從動齒輪的中點螺旋角不等，且主動齒輪的大，從動齒輪的小。但是，在選擇螺旋角的時，應(yīng)考慮它對齒面重疊系數(shù)輪齒強度和軸向力的影響。螺旋角應(yīng)足夠大，但螺旋角過大會使軸向

35、力過大，因此兼顧考慮。汽車主減速器錐齒輪的平均螺旋角為3540，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35，在此初選用為35。 6）、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(dāng)變速器掛前進擋時，應(yīng)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。 7）、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)生根切得最少齒數(shù)。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖與刀尖寬度過小，并使齒輪端面

36、重合度下降。因此，對于小負荷工作的齒輪，一般采用小壓力角，可使齒輪運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。對于雙曲面齒輪，從動齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是相等的，但是主動齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是不相等的。選取平均壓力角時，乘用車為19或20，商用車為20或2233 。本設(shè)計是BJ2022越野車，因此法向壓力角為為20。2.43 主減速器準(zhǔn)雙曲面圓錐齒輪的集合計算表 2.2 主減速器錐齒輪的幾何尺寸參數(shù)表序號計算公式數(shù)值注 釋18小齒輪齒數(shù)237大齒輪齒數(shù)37mm模數(shù)440mm大齒輪齒面寬520壓力角611.27mm齒工作高,查表2.3取1.61712.52mm齒全高,查表2.3取1.788890軸交角956mm小齒輪分度圓

37、直徑1012.2小齒輪節(jié)錐角1177.8大齒輪節(jié)錐角12132.50mm節(jié)錐距1321.99周節(jié)142.275mm大齒輪齒頂高,查表2.3取0.325158.995mm小齒輪齒頂高163.525mm小齒輪齒根高1710.245mm大齒輪齒根高181.25mm徑向間隙19152小齒輪齒根角204.42大齒輪齒根角2116.62小齒輪面錐角 2279.32大齒輪面錐角2310.68小齒輪根錐角2473.38大齒輪根錐角2573.58mm小齒輪外緣直徑26259.96mm大齒輪外緣直徑27127.60mm小齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離2825.78mm大齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離295.859mm大齒

38、輪理論齒厚，查表2.4取0.8373016.131mm小齒輪理論齒厚3135螺旋角表2.3 載貨、公共、牽引汽車或壓力角為20的其他汽車錐齒輪的、和主動齒輪齒數(shù)567891011從動齒輪最小齒數(shù)34333231302926法向壓力角20螺旋角 354035齒工作高系數(shù)1.4301.5001.5601.6101.6501.6801.9561.700齒全高系數(shù)1.5881.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888大齒輪齒頂高系數(shù)0.1600.2150.2700.3250.3800.4350.4900.46+表2.4 錐齒輪的大齒輪理論齒厚z67891011300.9110

39、.9570.9750.9971.0231.053400.8030.8180.8370.8600.8880.948500.7480.7570.7770.8280.8840.946600.7150.7290.7770.8280.8830.9452.44 主減速器錐齒輪強度計算在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，要驗算其強度，以保證其有足夠的強度和壽命以與安全可靠地工作。齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕與剝落、齒面膠合、齒面磨損等。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。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(guān)

40、，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(yīng)力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。1）、主減速器準(zhǔn)雙曲面齒輪的強度計算 1、單位齒長上的圓周力 在汽車工業(yè)中，主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用在其齒輪上的假定單位壓力即單位齒長的圓周力來估算，即(2-7)式中：作用在齒輪上的圓周力，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； 從動齒輪的齒面寬，在此取。按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算：(2-8)式中：發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此為；變速器的傳動比，在此取一檔傳動比；主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取。帶入公式得：按最大附著力矩

41、計算：(2-9)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(yīng)考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此為；輪胎與地面的附著系數(shù)，在此?。惠喬サ臐L動半徑，在此取。帶入公式得：參數(shù)按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩計算時輪胎與地面的附著系數(shù)汽車類別一擋二擋直接擋轎車 893 536 321 893 085貨車 1429 250 1429 085大客車 982 214 牽引車 536 250 065表2.5 許用單位齒長上的圓周力在現(xiàn)代汽車設(shè)計中，由于材質(zhì)與加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力有時高出表的。故上述兩種計算方法均符合標(biāo)準(zhǔn)。2、輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器錐

42、齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為：(2-10)式中： 該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩；超載系數(shù)；在此?。怀叽缦禂?shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關(guān)， 當(dāng)時，在此；載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，當(dāng)一個齒輪用騎馬式支承時取，支承剛度大時取最小值；質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)與徑向跳動精度高時，可?。挥嬎泯X輪的齒數(shù)；端面模數(shù)；計算彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)）。計算彎曲應(yīng)力時本應(yīng)采用輪齒中點圓周力與中點端面模數(shù)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進行修正。選取小齒輪的大齒輪。帶入公式得：所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。3、輪齒的表面接觸強度計算雙曲面齒輪輪齒齒面的計算接觸應(yīng)力為(

43、2-11)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??；尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，可??；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），即表面粗糙度與表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可??；計算接觸應(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)、有效尺寬與慣性系數(shù)的因素的影響，選取。帶入公式得：由于主、從動齒輪大小幾乎相當(dāng)，所以均滿足接觸強度要求。2.45 主減速器齒輪的材料與熱處理汽車驅(qū)動橋主減速器的工作繁重，與傳動系其他齒輪比較，具有

44、載荷大、作用時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕、磨損和擦傷等。所以，多驅(qū)動橋齒輪的材料與熱處理應(yīng)有以下要求：1、具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度，以與較好的齒面耐磨性，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，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；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、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并降低廢品率；4、選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。 汽車主減速器用的螺旋錐齒輪、雙曲面錐齒輪以與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

45、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)達到5864HRC，而芯部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù)時為3245HRC。 由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理與經(jīng)加工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度0.0050.0100.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應(yīng)用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，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，也會防止齒輪咬死、膠合

46、和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。第三章 差速器的設(shè)計3.1 差速器概述汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎的氣壓不等、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，行使阻力不等等。這樣，如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行使或直線行使，均會引起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。差速器是個差速傳動機構(gòu)，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，用來保證各驅(qū)動輪在各種運動條件下的動

47、力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。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。3.2 差速器的結(jié)構(gòu)形式選擇普通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。它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。普通齒輪式差速器的傳動機構(gòu)為齒輪式。齒輪差速器分圓錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設(shè)置差速鎖。當(dāng)一側(cè)驅(qū)動輪滑轉(zhuǎn)時，可利用差速鎖使差速器不起差速作用。差速鎖在軍用汽車上應(yīng)用較廣。查閱汽車車橋設(shè)計，經(jīng)方案論證，差速器結(jié)構(gòu)形式選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差

48、速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪(少數(shù)汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用2個行星齒輪)，行星齒輪軸(不少裝4個行星齒輪的差速器采用十字軸結(jié)構(gòu))，半軸齒輪與行星齒輪墊片等組成。由于其結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車以與一些越野汽車上，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。3.3 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇3.31 行星齒輪數(shù)目的選擇轎車常用2個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用4個行星齒輪，故在此選用4個行星齒輪的形式。3.32 行星齒輪球面半徑的選擇圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑，它

49、就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。 球面半徑可按如下的經(jīng)驗公式確定：(3-1)式中：行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2.522.99，對于有4個行星齒輪的轎車和公路載貨汽車取小值；對于有2個行星齒輪的轎車以與越野汽車、礦用汽車取最大值；??；計算轉(zhuǎn)矩，取和的較小值。帶入公式得：差速器行星齒輪球面半徑確定以后，可根據(jù)，來預(yù)選其節(jié)錐距。帶入公式得：(3-2)初步取3.33 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應(yīng)使行星齒輪的齒數(shù)盡量少。但一般不少于。半軸齒輪的齒數(shù)采用，大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比在的

50、圍。差速器的四個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數(shù)時，應(yīng)考慮它們之間的裝配關(guān)系。在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數(shù)、之和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝。初步定、。3.34 差速器圓錐齒輪模數(shù)與半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角，：(3-3)(3-4)再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)：(3-5)由于強度的要求在此取得： 3.35 壓力角目前，汽車差速器的齒輪大都采用的壓力角，齒高系數(shù)為。最小齒數(shù)可減少到，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還

51、可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。3.36 行星齒輪軸直徑與支承長度行星齒輪軸直徑為(3-6)式中： 差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm；在此?。恍行驱X輪的數(shù)目，在此為；行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，mm， ，為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而；支承面的許用擠壓應(yīng)力，在此取。帶入公式得：行星齒輪在軸上的支承長度為(3-7)3.4 差速器齒輪的集合計算表3.1 半軸齒輪與行星齒輪參數(shù)序號項目計算公式計算結(jié)果1行星齒輪齒數(shù)，應(yīng)盡量取最小值2半軸齒輪齒數(shù)3模數(shù)4齒面寬，5齒工作高6齒全高7壓力角一般汽車：8軸交角9節(jié)圓直徑，10節(jié)錐角，11節(jié)錐距12周節(jié)13齒頂高，14齒根高

52、，15徑向間隙16齒根角，17面錐角，18根錐角，19外圓直徑，20節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離，3.5 差速器齒輪的強度計算由于行星齒輪在差速器的工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，只有左、右驅(qū)動車輪有轉(zhuǎn)速差時行星齒輪和半軸齒輪之間才有相對滾動，所以差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，而對于疲勞壽命則不予考慮。汽車差速器的彎曲應(yīng)力應(yīng)為：(3-8)式中：半軸齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，在此為；半軸齒輪齒數(shù)；半軸齒輪齒寬，在此為；行星齒輪數(shù)；汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，查得。帶入公式得：所以差速器齒輪滿足彎曲強度要求。第四章 軸的設(shè)計4.1 主動錐齒輪軸的設(shè)計4.11 錐齒輪齒面上的作用力錐齒輪在工作過程中，相互

53、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與垂直于齒輪軸線的徑向力。為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉(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(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計算：(4-1)式中：發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，在此取180；，變速器在各擋的使用率，可參考表4.1選??；，變速器各擋的傳動比；，變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表4.1選取；表4.1 與的參考值 車 型 變速器

54、擋位轎車公共汽車載貨汽車擋 擋擋擋帶超速擋擋擋帶超速擋擋8080擋擋擋擋擋超速擋19901420750.82.51680.7262765141550301311850.53.5759300.5251577.5擋擋擋擋擋超速擋60605070656060656050507070606070706060755060706050607070705060707060注：表中，其中發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；汽車總重力。經(jīng)計算為171.98。4.12 齒寬中點處的圓周力齒寬中點處的圓周力為 (4-2)式中：作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩；該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑；式中：，主、從動齒面寬中點分度圓的直徑

55、；從動齒輪齒寬；從動齒輪節(jié)圓直徑；，主、從動齒輪齒數(shù)；從動齒輪的節(jié)錐角。由上式可以算出：，。主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力4.13 錐齒輪的軸向力和徑向力一級減速機構(gòu)作用在主、從動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為： (4-3) (4-4)由上面已知可得：4.14 軸和軸承的計算主動錐齒輪軸的設(shè)計計算：對于軸是用懸臂式支撐的，如圖4.1所示，齒輪以其齒輪大端一側(cè)的軸頸懸臂式地支承于一對軸承上。為了增加支承剛度，應(yīng)使兩軸承的支承中心距比齒輪齒面寬中點的懸臂長度大兩倍以上，同時尺寸應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，并使齒輪軸徑大于或小于懸臂長。為了減小懸臂長度和增大支承間距，應(yīng)使兩軸承圓錐滾

56、子的小端相向朝，而大端朝外，以使拉長、縮短，從而增強支承剛度。由于圓錐滾子軸承在潤滑時，潤滑油只能從圓錐滾子軸承的小端通過離心力流向大端，所以在殼體上應(yīng)該有通入兩軸承間的右路管道和返回殼體的回油道。圖4.1 主動齒輪的支持型式另外，為了拆裝方便，應(yīng)使主動錐齒輪后軸承（緊靠齒輪大端的軸承）的支承軸徑大于其前軸承的支持軸徑。根據(jù)上面可算出軸承支承中心距，在這里取。軸承的的選擇，在這里選擇主動錐齒輪后軸承為圓錐滾子軸承30209型，前軸承為圓錐滾子軸承30207型。由此可得到： (4-5)式中：軸承的最小安裝尺寸，由機械設(shè)計課程設(shè)計書可查得。則，取=31.4。4.15 齒輪軸承徑向載荷的計算軸承A、

57、B的徑向載荷分別為： (4-6) (4-7)式中：帶入公式得：4.16 主動錐齒輪軸參數(shù)設(shè)計圖4.2主減速器錐齒輪軸此軸為花鍵軸，初選為 (4-8)取4.0，為變速器輸出的最大轉(zhuǎn)矩，則由于花鍵為標(biāo)準(zhǔn)件，所以查表得花鍵徑，外徑。其軸的各段的尺寸為：第1段：主動錐齒輪，其齒寬為44，大端分度圓直徑為56，齒頂圓直徑為73.58；第2段：直徑為47，寬度為4；第3段：直徑為41,長4mm；第4段：這段與軸承相配合，其選用的軸承代號為30209,，其小徑為45，大徑為85，小徑寬為20.75，其軸的直徑為45，寬度為20；第5段：直徑為41，長30mm；第6段：這段與軸承配合，其選用的軸承代號為302

58、07，其小徑為35，大徑為72，小徑寬度為18.25。其軸的直徑為35，寬度為16；第7段：花鍵軸，花鍵小徑為32，大徑為35，花鍵軸寬為40；第8段：螺栓軸，螺栓直徑為M30。螺栓長度為40。由此計算可得主動錐齒輪的總長度為201。4.17 主動錐齒輪軸的校核齒輪上受到的計算轉(zhuǎn)矩為1609.91，齒輪的圓周力，軸向力，徑向力，并還知道兩軸承受徑向力和軸向力分別為，；，。其軸承所受的軸向力與軸受到的軸向力是一對作用力與反作用力，徑向力也是一對作用力與反作用力。規(guī)定齒輪受的軸向力和徑向力為正，前、后軸承給軸的力的方向分別與錐齒輪受的力方向相反，則為負；徑向力為正，為負。后面花鍵軸和螺栓軸可以不用

59、計算，其結(jié)果不受多大影響。 圖4.3 主動錐齒輪軸受力圖求出水平面上的彎矩并畫出彎矩圖：規(guī)定順時針方向為負，其齒輪受到的彎矩為正，后齒輪受到的彎矩為負，前齒輪受到的彎矩為正，如圖4.4所示：圖4.4 垂直面上彎矩圖求出垂直面上的彎矩并畫出彎矩圖：根據(jù)上面的方向，彎矩圖如圖4.5所示：圖4.5 垂直面上彎矩圖合成彎矩可得：由上面的圖可知，在后軸承受力點上的彎矩最大。 計算危險截面上的軸的直徑，軸的材料選擇20CrMnTi，經(jīng)過調(diào)質(zhì)等處理，彎曲許用應(yīng)力，則： (4-9)由于軸最小處的直徑也大于28.35，所以校核成功。4.2 行星齒輪軸的設(shè)計4.21 行星齒輪軸直徑與支承長度行星齒輪軸直徑為 (4

60、-10)式中： 差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，在此??；行星齒輪的數(shù)目，在此為；行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x， ，為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而；支承面的許用擠壓應(yīng)力，在此取。帶入公式得：圓整后取行星齒輪軸徑為20mm。行星齒輪在軸上的支承長度為4.22 普通平鍵的選擇由于軸徑在1722這個圍，根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計手冊選擇為的普通平鍵，鍵的長度為20。4.23 圓柱銷的選擇參照機械設(shè)計課程設(shè)計手冊選擇公稱直徑為6的圓柱銷。4.24 計算載荷的確定 (4-11)式中：-發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；-變速器一擋傳動比；-主減速比。4.25 行星齒輪軸的強度計算扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： (4-12)取，則，即滿足強度要求。式中：-行星