【正文】 K — 超載載系數(shù)； sK — 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，當 m ≥ 時， sK =(m ／ ) 。有 。許用單位齒長上的圓周力 [p ]見表 表2021 屆畢業(yè)設計說明書 16 181。 雙曲面齒輪的強度計 算 單位齒長上的圓周力 單位齒長上的圓周力 ： Pp F? （ ） 式中 p — 單位齒長的圓角力； P — 作用在齒輪上的圓周力； F — 從動齒輪的齒面寬度； 按發(fā)動機最大轉矩計算時 ： m ax12 1 0 0 0egTip dF??? ? （ ） 式中： maxeT — 發(fā)動機最大轉矩； gi — 變速器傳動比，通常取Ⅰ檔及直接檔進行計算； 1d — 主動齒輪分度圓直徑；對于雙曲面齒輪分度圓直徑有： 01 2 21 021 c o s 7 4 8 4 c o s 2 8 . 7 2 9 5 . 5 0 9 6c o s 4 4 c o s 4 5zdd z ???? ??? ? ? ??? 按最大附著力矩計算時有 ： 222 1 0 0 0rGp dF??? ? ?? ? （ ） 式中： 2G — 滿載下驅(qū)動橋上的靜載荷； ? — 輪胎與地面的附著系數(shù)； r? — 輪胎的滾動半徑； 2d — 主減速器從動齒輪分度圓半徑 。 13 1?（ 小 齒 輪 節(jié) 錐 角 ） 100（大約） 14 2?（ 大 齒 輪 節(jié) 錐 角 ） 790（大約） 15 02 ()? 大 齒 輪 面 錐 角 800（大約） 16 2R? （ 大 齒 輪 根 錐 角 ） 740（大約） 17 ?（ 偏 移 角 ） 18 1 ()mR 小 齒 輪 齒 面 中 心 處 分 度 圓 40 19 aK 大 齒 輪 齒 頂 高 系 數(shù) 20 2?（ 大 齒 輪 齒 頂 角 ） 43（單位為分） 2021 屆畢業(yè)設計說明書 15 21 2?（ 大 齒 輪 的 齒 根 角 ） 279（單位為分） 22 螺旋方向 主動齒輪左旋，從動齒輪 右旋。因此本次設計選取 22176。當 1z ≥ 8時，其平均壓力角均選用 21176。的平均壓力角，載貨汽車選用 22176?；?22176。 30′或 16176。 表 177b 螺旋角選擇參考表 所得的螺旋角應按表 177c 來檢驗 Fm 的大小，使其不小于 坐標 F/m 是齒面寬與模數(shù)之比。1? — 主動齒輪名義（中點）螺旋角的預選值； 1z 、 2z — 主、從動齒輪齒數(shù)； 2d — 從動齒輪的分度圓直徑； E — 雙曲面齒輪副的偏移距。但是 ?過大，齒輪上所受的軸向力也會過大 [3]。 ?越大，則 Fm 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。螺旋錐齒輪副的中點螺旋角是相等的， 而雙曲面齒輪副由于存在偏移距 E ，而使其中點螺旋角不相等，且主動齒輪螺旋角 1? 要比從動齒輪螺旋角 2? 大 ,兩者之差稱為偏移角 ? 。只有這樣才能使汽車掛前進擋時主動齒輪軸向力離開錐頂方向。而主動齒輪從大端看向小端應為順時針旋轉。都應該遵循的原則是； 當變速器掛前進擋時，應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。由從動齒輪的錐頂2021 屆畢業(yè)設計說明書 10 向其齒面看去，并使主動齒輪處于右側，如果主動齒輪在從動齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動齒輪中心線下方，則為下偏移。因此有： E = d2= 484=,取整有 E=48mm。最后取整 F1=88mm 雙曲面齒輪的偏移距 E 與偏移方向的選擇 [1] 轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的 E 值，不應超過從動齒輪節(jié)錐距0A 的 40%（接近于從動齒輪大端分度圓直徑 2d 的 20%）；而載貨汽車、越野汽車和公交車等重負荷傳動， E 則不應超過從動齒輪節(jié)錐距 0A 的 20%（或取 E 為 2d 的10%～ 12%，一般不超過 12%）。 因此從動齒輪齒寬 F= （ ） 最后得： F= 484=；最后取整： F=80mm。另外，齒面過寬也會引起裝配空間的減小。這樣，不但減小了齒根圓半徑，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。 2021 屆畢業(yè)設計說明書 9 代入數(shù)字有： ≤ m≤ ,因此符合要求，又根據(jù)下表 173 選擇合適的模數(shù)； 表 173 錐齒輪模數(shù)（ mm） 最后選取 m=11mm,反算有 d2=44 11=484mm。 jT — 計算轉矩取式子 、 中較小者。 2. io≥ 6 時， z1最小可以去到 5，但為了嚙合平穩(wěn)與提高疲勞強度， z1最好大于 5； ，主、從動齒輪齒數(shù)之間應避免公約數(shù)； ，其齒數(shù)之 和對于轎車不應小于 40；對于轎車不應小于 50； 因此根據(jù)齒數(shù)選擇的要求及下表 171，可以選 z1 為 7，則 z2=7 =2021 屆畢業(yè)設計說明書 8 ≈ 44。一般轎車取 ；載貨汽車和城市公共汽車取 ~；長途汽車取 ~；越野車取 ~ 。 最后代入數(shù)字得： jeT =. jT? = 2021 屆畢業(yè)設計說明書 7 對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩是根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定，主減速器從動齒輪輪的平均計算轉矩。本次設計取 ? =. r — 車輪的滾動半徑，本次設計取 . Tη — 汽車傳動比，在此取 LB LBiη ， — 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。 m TLi — 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，本次設計取 ＝ . 0K — 超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野車以及液力傳動的各類汽車取 fp 2. ma=12021kg . fp 0K =1. N— 該車的驅(qū)動橋數(shù)目；本次設計取 1. 2G — 汽車滿載時后驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷；平頭貨車且 4X2 型后雙胎，后橋應達到總質(zhì)量的 65%.[2] 2G =12021 =76440N. m2—— 最大加速度時后軸負荷增大量，一般乘用車取 ~,。 主減速器主、從動齒輪在載荷下作用下的偏移容許極限值見圖 16 圖 16 偏移容許極限值 主減速器齒輪計算荷載的確定 一般將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時與驅(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矩（ Tje、 Tjφ）的較小者， 作為載貨汽車在強度計算用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。因為雙曲面齒輪具有對安裝誤差敏感的特點。 止推裝置 對從動齒輪外緣背面加以支承，使其在大的負荷下不產(chǎn)生較大的變形。中型或重型多采用有輻條式結構，用螺栓或鉚釘與差速器殼固定。 ，應使 c≥ d[1]。 ， c+d應盡量小，但應使從動齒輪背面有足夠的空間設置加強筋。所以選擇跨置式。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。另外，因主、 從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導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。此外，由于齒輪大端一側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。應注意，對于圓錐滾子軸承來說，由于潤滑油只能從圓錐滾子軸承的小端在離心力的作用下流向大端，因此在殼體上應有通入兩軸承的進油道級使?jié)櫥头祷氐幕赜偷馈？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。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離 b 應大于 2． 5 倍的懸臂長度 a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的 70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸 a。 主減速器主動齒輪的支承型式 懸臂式支承結構 (圖 14a)的特點是在主動齒輪大端一側采用 較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。 主減速器主動齒輪的支承型式選擇 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。 當傳動比 2＞ io時，螺旋錐齒輪更為合適。 當傳動比 io≥ 時，雙 曲面齒輪更具優(yōu)勢。 ，便于實現(xiàn)多軸驅(qū)動橋的貫通，增大傳動軸的離地高度。 ，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。 ，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角，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％。 2021 屆畢業(yè)設計說明書 3 雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下優(yōu)點 ，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側向滑動，而且還有 沿齒長方向的縱向滑動。 ，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應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。保證齒輪正確嚙合從而提高齒輪壽命都有好處。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊湊的支承。但其具有偏移距離。 圖 13 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動 （ a） 螺旋錐齒輪傳動 （ b）雙曲面齒輪齒輪傳動 雙曲面齒輪如圖 13（ b）所 示。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，并伴隨磨損增大和噪聲增大。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上齒輪同時嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受較大的負荷。其主、從動齒輪軸線線相較于一點。2021 屆畢業(yè)設計說明書 2 在貨車驅(qū)動橋設計中通常在雙級主減速器才會出現(xiàn)圓柱齒輪，因此也不需要考慮。 主減速器齒輪型式的選擇 現(xiàn)代汽車驅(qū)動橋上，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。又因本次設計參考的車型為中型貨車。但是它的缺點也是明顯的。也就說雙級主減速器在相同的主減速比的情況下，可以大大縮小驅(qū)動橋的尺寸從而增大了最小離地間隙。大多數(shù)中型貨車都采用這種型式。 單級主減速器具有結構簡單。減速型式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠已有的產(chǎn)品系列及制造條件有關，由于本次設計參考的車輛驅(qū)動形式為 4X2，所以不用考慮單級貫通主減速器。 按齒輪副的形式分，有圓柱齒輪、錐齒輪、雙曲面齒輪、蝸桿齒輪 [6]。 按主減速器主傳動比擋數(shù)分，有單速式和雙速式。 按參加減速的齒輪副數(shù)目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器。2021 屆畢業(yè)設計說明書 I ABSTRACT The design is a reference to the traditional axle design. Access to a lot of information in the design process. This design is the first demonstration program. Followed by the structure of the drive axle design. Including the choice of the number of gear pairs, the choice of gear type differential design, the choice of the differential gear, axle housing structure. Which force the check: the main driven gear check, check, bearing axle spline and gear shaft spline checking, axle check under different working environments. In the design process in accordance with the conditions of use of design reference models, purpose, and select the appropriate structure. Taking into account the practicality, economy, stability of the drive axle. 3D modeling software for , and catiaV5 2D drawings drawn mainly use catiaV5. Use of assembly simulation exercise. And detect the spatial relationships of various parts in the 3D modeling process. Appropriate changes to the parameters of the primary. The design seeks to meet the case, the axle structure is simplified. Try to reduce costs and improve the stability of the d