【正文】 矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動。由于軸承B承受主傳動輪機構(gòu)上最大的力，并且考慮到主傳動輪是加工成齒輪軸，為了便于安裝，因此選擇軸承A也為圓錐滾子軸承，型號30206。則主動齒輪的計算轉(zhuǎn)速。 ——載荷系數(shù)。軸承B的徑向力= =軸承B的軸向力為0。 主減速器齒輪軸承的選擇本設(shè)計主減速器的軸承布置圖如下： 主減速器的軸承布置上圖中各參數(shù)尺寸：a=66mm，b=45mm，c=80mm，d=140mm，=342mm。在此平面內(nèi)又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。 錐齒輪齒面上的作用力齒寬中點處的圓周力為 ＝ ()式中：——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩；——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑，由公式確定。 主減速器齒輪軸承的載荷計算錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。為了使主減速器從動錐齒輪所對的差速器殼體有足夠的位置設(shè)置加強肋以增加支承穩(wěn)定性，距離c+d應(yīng)不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的%70。 從動齒輪支承形式從動齒輪采取跨置式支承方式，選擇圓錐滾子軸承。 主減速器齒輪支承形式的選擇主動錐齒輪的支承形式主要有兩種：懸臂式和跨置式。查表取。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取——齒面寬，mm；齒輪副中的較小值（一般為從動齒輪齒面寬）；——計算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。查表得此種條件下的許用彎曲應(yīng)力，本設(shè)計，所以滿足強度要求。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)，今用大端數(shù)值，而在綜合系數(shù)中進行修正。當端面模數(shù)時，；——載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，=～；當一個齒輪用騎馬式支承時，=～。查表可得，許用單位齒長上的圓周力： （）以上兩式，所以滿足要求。按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時： （）式中：——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，； ——變速器傳動比； ——主減速器主動齒輪節(jié)圓直徑。 本設(shè)計中，齒輪材料采用滲碳合金鋼，鋼號為20CrMnTi。汽車主減速器用的準雙曲面齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。根據(jù)這些情況，對于驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應(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，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應(yīng)有高的硬度；②輪齒心部應(yīng)有適當?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)成本并將低廢品率；④選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。 齒輪的幾何尺寸計算 主減速器齒輪參數(shù)及幾何尺寸計算序號名稱計算公式計算結(jié)果1主減速比2主動齒輪齒數(shù)63從動齒輪齒數(shù)384端面模數(shù)9mm5節(jié)圓直徑6齒面寬7節(jié)錐距8偏移距9螺旋角10法向壓力角11軸交角12節(jié)錐角13齒工作高14齒全高15周節(jié)16齒頂高17齒根高18徑向間隙19齒根角20面錐角21根錐角22外圓直徑23節(jié)錐頂至齒輪外緣距離24齒側(cè)間隙25理論弧齒厚 主減速器齒輪的材料選擇與傳動系的其它齒輪相比，驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件相當繁重，它具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。30′的法向壓力角。的法向壓力角；載貨汽車和重型汽車則分別選用20176。一般情況下，轎車主減速器螺旋錐齒輪選用14176。.）本設(shè)計中，選取。通常，螺旋錐齒輪用35176。轎車應(yīng)選用較大值，以保證有較大的，以使運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音低。（.）本設(shè)計選取下偏移，主動齒輪左旋，從動齒輪右旋。由從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側(cè)，這時如果主動齒輪在從動齒輪中心線上方時，則為上偏移，在下方時則為下偏移。（3）偏移距E及偏移方向和齒輪螺旋方向?qū)τ谥行图耙陨系妮d貨汽車、越野汽車和公共汽車等重負荷傳動，E則不應(yīng)超過從動齒輪節(jié)錐距A0的20%（或取E值為從動齒輪d2的10%～12%，且一般不超過12%）。（3）計算主從動錐齒輪齒面寬和，即F=，但F不應(yīng)超過端面模數(shù)的10倍，即。（2）確定從動錐齒輪節(jié)圓直徑和端面模數(shù)從動錐齒輪節(jié)圓直徑可根據(jù)以上公式（）（）的計算轉(zhuǎn)矩中取較小值按經(jīng)驗公式選出： ()式中：——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；——直徑系數(shù)， =13~16；——計算轉(zhuǎn)矩，；根據(jù)以上公式（）（）的計算轉(zhuǎn)矩，取其較小值；從動錐齒輪端面模數(shù)，取整數(shù)，可用下列公式校核： ()式中：——齒輪大端端面模數(shù)，mm；——計算轉(zhuǎn)矩，根據(jù)公式（）（）的計算轉(zhuǎn)矩，取其較小值；——模數(shù)系數(shù)，取=~；因此是合格的。④為了嚙合平穩(wěn)和提高的疲勞強度，一般大于5。②為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，對于載貨汽車，主、從動齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40，對于轎車應(yīng)不小于50。在這里，所以取。GT——所牽引的掛車滿載總重量，N，但僅用于牽引車的計算；——車輪的滾動半徑，m； ——道路滾動阻力系數(shù)，計算時轎車取fR＝～；～；～； ——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。（.）即： () () 式中: ——發(fā)動機量大轉(zhuǎn)矩，；——由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低擋傳動比； ——傳動系上述傳動部分的傳動效率，取=；——由于“猛結(jié)合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速的各類汽車取=1；——該汽車驅(qū)動橋的數(shù)目；——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，N——輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路汽車，取=； ——車輪的滾動半徑，m——主減速器從動齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率，=；——主減速器從動齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動比，=1；以上求得的計算載荷，是最大轉(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計計算 主減速齒輪計算載荷的確定通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時這兩種情況下。（2）準雙曲面齒輪優(yōu)點：重心降低，行駛穩(wěn)定，較大傳動比，較小的機構(gòu)尺寸，齒輪彎曲強度高，承載能力強。 螺旋圓錐齒輪（左）和準雙曲面齒輪（右）（1）螺旋圓錐齒輪優(yōu)點：同時嚙合齒數(shù)多，壽命長，制造簡單，質(zhì)量小。按齒輪副結(jié)構(gòu)形式分，有圓柱齒輪式、圓錐齒輪式和準雙曲面齒輪式。按主減速器傳動比的擋數(shù)，可分為單速式和雙速式主減速器。主減速器的結(jié)構(gòu)型式主要是根據(jù)其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。（許兆棠，（下冊））綜合分析以上驅(qū)動橋的兩種類型，結(jié)合本次驅(qū)動橋設(shè)計所參考車型及其參數(shù)，選擇驅(qū)動橋類型為非斷開式驅(qū)動橋。（許兆棠，（下冊））1— 主減速器；2—半軸；3—彈簧；4—減振器；5—驅(qū)動輪；6—擺臂；7—擺臂軸。 非斷開式驅(qū)動橋非斷開式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)簡單，制造工藝性好，維修調(diào)整容易，廣泛應(yīng)用于各種載貨汽車、客車上。驅(qū)動橋有類型有非斷開式和斷開式兩種，非斷開式驅(qū)動橋的左、右驅(qū)動輪直接通過驅(qū)動橋殼相聯(lián)，斷開式驅(qū)動橋的左、右驅(qū)動輪不直接通過驅(qū)動橋殼相聯(lián)[2]。汽車的驅(qū)動橋位于傳動系的末端，其基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左、右驅(qū)動車輪，并使左、右驅(qū)動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能。對各主要部件和總裝圖進行二維圖的繪制進行三維實體造型仿真。 本課題研究的主要任務(wù)完成主減速器總成的總體結(jié)構(gòu)設(shè)計。公路狀況的改善，使得對汽車通過性的要求降低，因此，載貨汽車產(chǎn)品不必像過去一樣，采用復(fù)雜的結(jié)構(gòu)提高其通過性。隨著我國公路條件的改善提高和物流業(yè)對車輛性能要求的變化，載重汽車驅(qū)動橋的技術(shù)已呈現(xiàn)出向單級化的發(fā)展趨勢，單級驅(qū)動橋的使用比例越來越高，技術(shù)方面的輕