【正文】 Fz1=將各參數分別代入式(39) 與式(310)中，有：Faz= 2752N，F(xiàn)rz=142N 錐齒輪軸承的載荷當錐齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，根據主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。差速器設計汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時間內所滾過的路程往往不等。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。 圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑，它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。=176。6. 行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L行星齒輪的安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常取： （15）式中：——差速器傳遞的轉矩，N在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半軸齒輪與輪轂連接起來。由于一個軸承的支承剛度較差，因此這種半軸除承受全部轉矩外，彎矩得由半軸及半軸套管共同承受，即3/4浮式半軸還得承受部分彎矩，后者的比例大小依軸承的結構型式及其支承剛度、半軸的剛度等因素決定。但由于其工作可靠，故廣泛用于輕型以上的各類汽車上。 將數據帶入式（55）、（56）得：=68Mpa=169MPa半軸的最大扭轉角為 （57）式中T——半軸承受的最大轉矩，T=12215Nm；l——半軸長度，l=900mm；G——材料的剪切彈性模量，MPa；J——半軸橫截面的極慣性矩， mm4。 半軸的結構設計及材料與熱處理為了使半軸的花鍵內徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做得粗些，并適當地減小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數必須相應地增加，通常取10齒(轎車半軸)至18齒(載貨汽車半軸)。這種處理方法使半軸表面淬硬達HRC52～63，硬化層深約為其半徑的1／3，心部硬度可定為HRC30—35；不淬火區(qū)(突緣等)的硬度可定在HB248～277范圍內。在選擇橋殼的結構型式時，還應考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。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，構成單獨的總成，調整好以后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用螺栓固定在一起。設計介紹了后橋驅動的結構形式和工作原理，計算了差速器、主減速器以及半軸的結構尺寸，進行了強度校核，并繪制了有關零件圖和裝配圖?？慑懺鞓驓と≥^小值，鋼板沖壓焊接橋殼取最大值。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。為了減小汽車的簧下質量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質量．橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。半軸的熱處理過去都采用調質處理的方法，調質后要求桿部硬度為HB388—444(突緣部分可降至HB248)。當傳遞最大轉矩時，；擠壓應力不應該超過196MPa，半軸單位長度的最大轉角不應大于8176。根據上式帶入T＝12215 Nm，得：≤d≤取：d=33mm給定一個安全系數 k=d=kd =33 =50mm全浮式半軸支承轉矩，其計算轉矩為： （53）三種半軸的扭轉應力由下式計算： （54）式中——半軸的扭轉應力，MPa；T—一半軸的計算轉矩，T=12215Nm；d——半軸桿部直徑，d=50mm。但在實際工作中由于加工和裝配精度的影響及橋殼與軸承支承剛度的不足等原因，仍可能使全浮式半軸在實際使用條件下承受一定的彎矩，彎曲應力約為5～70MPa。用于質量較小、使用條件較好、承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。5 驅動車輪的傳動裝置設計驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。176。 首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角， ==176。由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。驗算7206E圓錐滾子軸承的壽命Lh = （323）將各參數代入式（321）中，有： Lh =4151h5000h所選擇7206E圓錐滾子軸承的壽命低于預期壽命，故選7207E軸承,經檢驗能滿足。a） 齒寬中點處的圓周力F = (37)式中：T—作用在從動齒輪上的轉矩；Dm2—從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑，由式（38）確定，即Dm2=D2b2sinγ2 (38)式中：D2—從動齒輪大端分度圓直徑；D2=304mmb2—從動齒輪齒面寬；b2=47mmγ2—從動齒輪節(jié)錐角；γ2=76176。為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以及精加工后，～、鍍錫處理。b） 齒輪芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。對于貨車弧齒錐齒輪，α一般選用20176。21′根錐角δf11176。h2=齒根高hf=齒頂圓直徑da=d+2hacosδ90376齒根圓直徑df=d2hfcosδ60270齒頂角θa2176。 主減速比i0的確定在給定發(fā)動機最大功率Pemax及轉速時，所選擇i0應能盡可能保證汽車有最高車速Vamax，這時i0可以根據以下經典公式確定i0=式中，i0 汽車主減速器的主減速比 rr 車輪滾動半徑m Np 為最大功率轉速（r/min） Vamax 純發(fā)動機驅動要求汽車達到的最高車速km/hIgh 汽車變速器的最高擋傳動比代人公式即可得 i0≈數據是查找預定車型的基本參數，根據整車和發(fā)動機對后驅動橋的要求，確定主減速器傳動比 計算載荷通常將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用下用于主減速器從動齒輪上的轉矩Tce，Tce中的較小者，作為載貨汽車或者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力載荷。m/r/min）：175 N2ψrrimηm=1425*10***=式中： G2為滿載狀態(tài)一個驅動橋上的靜載荷（N） m39。21′2176。汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角的平均螺旋角一般為35176。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。汽車主減速器錐齒輪與差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。 主減速器錐齒輪的強度計算 單位齒長圓