【正文】 彎曲應(yīng)力 w? （ N/mm2） 3 022 1 0 j s mw vT K K KK F zm J???? （ ） 式中： w? — 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力； jT — 所計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 ()；從動(dòng)齒輪按 ,je jTT? 中較小和 jmT 計(jì)算（一般由于從動(dòng)齒輪受力較主動(dòng)齒輪大，常只校核從動(dòng)齒輪）； 0K — 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(guān)，當(dāng) m ≥ 時(shí)， sK =(m ／ ) 。有 。許用單位齒長(zhǎng)上的圓周力 [p ]見表 表. . 181。 雙曲面齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 單位齒長(zhǎng)上的圓周力 單位齒長(zhǎng)上的圓周力 ： Pp F? （ ） 式中 p — 單位齒長(zhǎng)的圓角力； P — 作用在齒輪上的圓周力； F — 從動(dòng)齒輪的齒面 寬度； 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) ： m ax12 1 0 0 0egTip dF??? ? （ ） 式中： maxeT — 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； gi — 變速器傳動(dòng)比，通常?、駲n及直接檔進(jìn)行計(jì)算； 1d — 主動(dòng)齒輪分度圓直徑；對(duì)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(jì)算時(shí)有 ： 222 1 0 0 0rGp dF??? ? ?? ? （ ） 式中： 2G — 滿載下驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷； ? — 輪胎與地面的附著系數(shù)； r? — 輪胎的滾動(dòng)半徑； 2d — 主減速器從動(dòng)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） . . 21 2?（ 大 齒 輪 的 齒 根 角 ） 279（單位為 分） 22 螺旋方向 主動(dòng)齒輪左旋，從動(dòng)齒輪 右旋。因此本次設(shè)計(jì)選取 22176。當(dāng) 1z ≥ 8時(shí)，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(yīng)按表 177c 來(lái)檢驗(yàn) Fm 的大小，使其不小于 坐標(biāo) F/m 是齒面寬與模數(shù)之比。1? — 主動(dòng)齒輪名義（中點(diǎn)）螺旋角的預(yù)選值； 1z 、 2z — 主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)； 2d — 從動(dòng)齒輪的分度圓直徑； E — 雙曲面齒輪副的偏移距。但是 ?過(guò)大，齒輪上所受的 軸向力也會(huì)過(guò)大 [3]。 ?越大，則 Fm 也越大，同時(shí)嚙合的齒數(shù)越多，傳動(dòng)就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強(qiáng)度越高。螺旋錐齒輪副的中點(diǎn)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(diǎn)螺旋角不相等，且主動(dòng)齒輪螺旋角 1? 要比從動(dòng)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(jìn)擋時(shí)主動(dòng)齒輪軸向力離開錐頂方向。而主動(dòng)齒輪從大端看向小端應(yīng)為順時(shí)針旋轉(zhuǎn)。都應(yīng)該遵循的原則是；當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離趨勢(shì)，防止輪齒卡死而損壞。由從動(dòng)齒輪的錐頂. . 向其齒面看去，并使主動(dòng)齒輪處于右側(cè)，如果主動(dòng)齒輪在從動(dòng)齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動(dòng)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(yīng)超過(guò)從動(dòng)齒輪節(jié)錐距0A 的 40%（接近于從動(dòng)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(fù)荷傳動(dòng)， E 則不應(yīng)超過(guò)從動(dòng)齒輪節(jié)錐距 0A 的 20%（或取 E 為 2d 的10%～ 12%，一般不超過(guò) 12%）。 因此從動(dòng)齒輪齒寬 F= （ ） 最后得： F= 484=；最后取整： F=80mm。另外，齒面過(guò)寬也會(huì)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(yīng)力集中，還降低了刀具的使用壽命。 . . 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(jì)算轉(zhuǎn)矩取式子 、 中較小者。 2. io≥ 6 時(shí)， z1最小可以去到 5，但為了嚙 合平穩(wěn)與提高疲勞強(qiáng)度， z1最好大于 5； ，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)之間應(yīng)避免公約數(shù)； ，其齒數(shù)之和對(duì)于轎車不應(yīng)小于 40；對(duì)于轎車不應(yīng)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 =. . ≈ 44。一般轎車取 ；載貨汽車和城市公共汽車取 ~；長(zhǎng)途汽車取 ~；越野車取 ~ 。 最后代入數(shù)字得： jeT =. jT? = . . 對(duì)于公路車輛來(lái)說(shuō)，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均比牽引力的值來(lái)確定，主減速器從動(dòng)齒輪輪的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩。本次設(shè)計(jì)取 ? =. r — 車輪的滾動(dòng)半徑，本次設(shè)計(jì)取 . Tη — 汽車傳動(dòng)比，在此取 LB LBiη ， — 分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)效率和減速比。 m TLi — 由發(fā)動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪之間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比，本次設(shè)計(jì)取 ＝ . 0K — 超載系數(shù)，對(duì)于一般載貨汽車、礦用汽車和越野車以及液力傳動(dòng)的各類汽車取 fp 2. ma=12020kg . fp 0K =1. N— 該車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目；本次設(shè)計(jì)取 1. 2G — 汽車滿載時(shí)后驅(qū)動(dòng)橋給 水平地面的最大負(fù)荷；平頭貨車且 4X2 型后雙胎，后橋應(yīng)達(dá)到總質(zhì)量的 65%.[2] 2G =12020 =76440N. m2—— 最大加速度時(shí)后軸負(fù)荷增大量，一般乘用車取 ~,。 主減速器主、從動(dòng)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(jì)算荷載的確定 一 般將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比時(shí)與驅(qū)動(dòng)車輪打滑時(shí)這兩種情況下作用于主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩（ Tje、 Tjφ）的較小者，作為載貨汽車在強(qiáng)度計(jì)算用以驗(yàn)算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷。因?yàn)殡p曲面齒輪具有對(duì)安裝誤差敏感的特點(diǎn)。 止推裝置 對(duì)從動(dòng)齒輪外緣背面加以支承，使其在大的負(fù)荷下不產(chǎn)生較大的變形。中型或重型多采用有輻條式結(jié)構(gòu)，用螺栓或鉚釘與差速器殼固定。 ，應(yīng)使 c≥ d[1]。 ， c+d應(yīng)盡量小，但應(yīng)使從動(dòng)齒輪背面有足夠的空間設(shè)置加強(qiáng)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(gè)軸承。另外，因主、 從動(dòng)齒輪之間的空間很小，致使主動(dòng)齒輪的導(dǎo)向軸承尺寸受到限制，有時(shí)甚至布 置不下或使齒輪拆裝困難。此外，由于齒輪大端一側(cè)軸頸上的兩個(gè)相對(duì)安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動(dòng)齒輪軸的長(zhǎng)度，使布置更緊湊，并可減小傳動(dòng)軸夾角，有利于整車布置。應(yīng)注意，對(duì)于圓錐滾子軸承來(lái)說(shuō)，由于潤(rùn)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(yīng)有通入兩軸承的進(jìn)油道級(jí)使?jié)櫥头祷氐幕赜偷??？拷X輪的支承軸承有時(shí)也采用圓柱滾子軸承，這時(shí)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(yīng)大于 2． 5 倍的懸臂長(zhǎng)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)不小于尺寸 a。 主減速器主動(dòng)齒輪的支承型式 懸臂式支承結(jié)構(gòu) (圖 14a)的特點(diǎn)是在主動(dòng)齒輪大端一側(cè)采用較長(zhǎng)的軸頸，其上安裝兩個(gè)圓錐滾子軸承。 主減速器主動(dòng)齒輪的支承型式選擇 主減速器中必須保證主、從動(dòng)齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的 工作。 當(dāng)傳動(dòng)比 2＞ io時(shí)，螺旋錐齒輪更為合適。 當(dāng)傳動(dòng)比 io≥ 時(shí)，雙曲面齒輪更具優(yōu)勢(shì)。 ，便于實(shí)現(xiàn)多軸驅(qū)動(dòng)橋的貫通，增大傳動(dòng)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(dòng)比。 ，雙曲面齒輪副使其主動(dòng)齒輪的螺旋角大于從動(dòng)齒輪的螺 旋角，這樣同時(shí)嚙合的齒數(shù)較多，重合度較大， 不僅提高了傳動(dòng)平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強(qiáng)度提高約 30％。 . . 雙曲面齒輪傳動(dòng)比螺旋錐齒輪傳動(dòng)還具有如下優(yōu)點(diǎn) ，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側(cè)向滑動(dòng)，而且還有 沿齒長(zhǎng)方向的縱向滑動(dòng)。 傳動(dòng)比一定，從動(dòng)齒輪尺寸相同時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪比相應(yīng)的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強(qiáng)度以及較大的主動(dòng)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(gè)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(dòng) （ a） 螺旋錐齒輪傳動(dòng) （ b）雙曲面齒輪齒輪傳動(dòng) 雙曲面齒輪如圖 13（ b）所示。對(duì)嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會(huì)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(duì)以上齒輪同時(shí)嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受較大的負(fù)荷。其主、從動(dòng)齒輪軸線線相較于一點(diǎn)。. . 在貨車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)中通常在雙級(jí)主減速器才會(huì)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(dòng)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(shè)計(jì)參考的車型為中型貨車。但是它的缺點(diǎn)也是明顯的。也就說(shuō)雙級(jí)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(dòng)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(jí)主減速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。減速型式的選擇與汽車的類型及使用條件有關(guān)，有時(shí)也與制造廠已有的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān)，由于本次設(shè)計(jì)參考的車輛驅(qū)動(dòng)形式為 4X2，所以不用考慮單級(jí)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(dòng)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(jí)式主減速器和雙級(jí)式主減速器。. . 摘要 . . 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 pr