【正文】 理。)~( 0 ?? ； m —— 端面模數(shù)， mm； 參數(shù)的選取與計算： ? ? 1 6 1, ??jje TTM IN N當端面模數(shù) mmm ? 時， 4 ?； mK —— 載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承式時， mK =～ ； 當一個齒輪用騎馬式支承時， mK =～ 。 0K ， vK ， sK ， mK ， F， m—— 見參考文獻 [3]式（ 344）下說明； 按上式并以 jmT 計算所得的汽車差速器齒輪輪齒的彎曲應力 w? ，不應大于 ； 按 jeT ， ?jT 兩種計算轉(zhuǎn)矩中的較小值進行計算時，彎曲應力 w? 不應大于 980MPa。 m； 其計算式為 ： nTT j ?? （ 47） 式中： jT —— 計算轉(zhuǎn)矩，按 jeT 、 ?jT （見式（ 32）、式（ 33））兩者中的較小者和 jmT （式（ 34））計算， N m； 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） 18 ? ? mmnlT c 10 330 ???? ???? ?? 取 ?? 。2 dd ? （如參考文獻 [3]圖 46）； dl? ； ? ?c? —— 支承面的許用擠壓應力，取為 98MPa。 dl? , 39。 m； n —— 行星齒輪 數(shù)目； l —— 如圖 46 所示，為行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x， mm。 6）行星齒輪安裝孔直徑 ? 及其深度 L 行星齒輪安裝孔的直徑 ? 與行星齒輪軸的名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度 L 就是行星齒輪在其軸上的支承長度。 本設計中選用壓力角為 22176。某些重型汽車和礦用汽車的差速器也可采用 20176。由于這種齒形的最少齒數(shù)比壓力角為 20176。目前大都選用 22176。 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù) m: i n2s i n2 22 011 0 ??? ?? ZAZAm 考慮到差速齒輪彎曲應力的校核，取 ?m 求出模數(shù) m后，節(jié)圓直徑 d即可根據(jù)齒數(shù) z及模數(shù) m由下式求得： mzd? 5)壓力角 ? 汽車差速器齒輪過去都選用 20176。即應滿足的安裝條件為 In ZZ RL ?? 22 （ 42） 式（ 42）中： RL ZZ 22 、 —— 左、右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐行星齒輪差速器來說， RL ZZ 22 ? ； n —— 行星 齒輪的數(shù)目； I—— 任意整數(shù)； 由于本設計選用的差速器為對稱式圓錐行星齒輪差速器，選定半軸齒輪齒數(shù)為1622 ?? RL ZZ ，行星齒輪數(shù)目 4?n ，行星齒輪齒數(shù)為 10。 差速器的各個行星齒輪與 2 個半軸齒輪是同時嚙合的，因此在確定這兩種齒輪的齒數(shù)時，應考慮它們之間的裝配關(guān)系。半軸齒輪的齒數(shù)采用 14～ 25。 m； 取 ??jT N 2）行星齒輪球面半徑 BR 的確定 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背面的球面半徑 BR ，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上也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。 由于所設計的是中級轎車，故優(yōu)先采用 2 個行星齒輪的結(jié)構(gòu)。 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 1）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，少數(shù)汽車采用 3個行星齒輪。 普通錐齒輪式差速器齒輪設計 由于在差速器殼上裝著主減速器的從動齒輪，所以在確定主減速器從動尺寸時，應考慮差速器的安裝。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上．有些越野汽車也采用了這種結(jié)構(gòu)，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。 差速器結(jié)構(gòu)形式選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。當一側(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。齒輪差速器要圓錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。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。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。為此，在驅(qū)動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） 14 主減速器齒輪參數(shù)表 表 31 主減速器斜齒輪的參數(shù)： 分度圓直徑 mmZmd n 4 3 4 6 5 ???? ? mmZmd n *3c o s/22 ??? ? 齒頂高 mmmhhh nanaa 3*21 ??? 齒頂圓直徑 mmmhZmd nanna os *11 ??? ? mmmhZmd nanna 89 os *22 ??? ? 齒根圓直徑 mmmchZmd nnannf )(2c os **11 ???? ? mmmchZmd nnannf )(2c os **22 ???? ? 全齒高 mmmchhhh nnanfa )2( ** ????? 端面齒厚 mmmSSntt os/2121 ??? ?? 端面齒距 mmmp nt 7 5 7 o s/ ?? ?? 法面齒距 mmmp nn 4 2 4 ?? ? 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） 15 4. 差速器的設計 汽車在行使過程 中，左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內(nèi)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。 6）確定復合系數(shù) 因兩輪所選材料及熱處理相同，則 FP? 相同，故設計時按小齒輪的復合齒形系數(shù) 1FSY 代入即可。 當為硬齒面時，上述 d? 值相應減小 50%。 m 3） 選取載荷系數(shù) K 因為是斜齒輪傳動，且加工精度為了 7級，故 K可選小些，取 K= 4）初步選定齒輪參數(shù) 取 231?Z , ????? ZiZ . 取 842 ?Z ， 5）齒寬系數(shù) d? 的選擇： d? 選大值時，可減小直徑，從而減小傳動的中心距，并在一定程度上減輕包括箱體在內(nèi)的整個傳動裝置的重量，但是卻增大了齒寬和軸向尺寸，增加了載荷分布的不均勻性。當考慮齒輪工作在有限壽 命時，彎曲 疲勞許用應力可以提高的系數(shù)，查參考文獻 [4]圖 534； minFS —— 彎曲強度的最小安全系數(shù)。 先按輪齒彎曲疲勞強度設計，再較核齒面接觸強度，其設計步驟如下： 先 選擇齒輪材料，確定許用應力 ： 均選用 20CrMnTi 鋼滲碳淬火，硬度 56～ 62HRC。為了使磨合均勻， 21,ZZ 之間應避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和對于載貨汽車應不小于 40，對于轎車應不小于 50。 邁騰 的整車整備質(zhì)量為 1540Kg； 故 Kgm a 19155105651540 ?????? ； 即 KgG a 1 9 1 5 0101 9 1 5 ??? ； 由于是轎車， 所以 0?rG ； 由上 得： 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） 10 ?rr ； 轎車選用 ~?Rf ，取 ?Rf ； 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，通常對轎車取 ?Hf ； 經(jīng)計算 )(m a x ???eTaT GG 則按 ?????? ???m a x)(eTap T GGf 計算得： 01 06 )(19 01ma x??????? ???eTap T GGf 把各參數(shù)代入式（ 34）中得到： )( )019150()()( ????? ??????? pHRLBLB rTajm fffni rGGT ? N 乘用車的總質(zhì)量 am 由整備質(zhì)量 0m 、乘員和駕駛員質(zhì)量以及乘員的行李質(zhì)量三部分組成。 m （ 34） 式中： aG —— 汽車滿載總重量， N； rG —— 所牽引的掛車的滿載總重量， N，但僅用于牽引車的計算； r —— 車輪的滾動半徑， m； Rf —— 道路滾動阻力系數(shù)，計算時對于轎車可取 Rf =～ ；對于載貨汽車可取 ～ ；對城越野汽車可取 ～ ； Hf —— 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，通常對轎車取 ；對載貨汽車和城市公共汽車取 ～ ；對長途公共汽車取 ～ ；對越野汽車取～ ； pf —— 汽車或汽車列車的性能系數(shù)： ?????? ???m a x)(eTap T GGf (35) 當 16)(m ax ??eTaT GG 時，取 0?pf LBi 、 LB? 、 n 、 maxeT 和等見式 (32)和式（ 33）下的說明。 m 汽車的類型很多，行駛工況又非常復雜，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。本設計中取 58%， NG 1 1 1 0 9 1 5 02 ??? 由于該轎車是安裝一般輪胎的公路用汽車，則： ?? 由上面計算可得： ?rr m 由經(jīng)驗得： ?LB? 由于該轎車無輪邊減速器，則： 1?LBi 將上述參數(shù)值代入公式 （ 32）、（ 33） 中計算得： a x ?????? nKiTT TTLeje ?N m； TLi —— 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檔傳動比； T? —— 傳動 系上述傳動部分的傳動效率，取 ?T? ； 0K —— 由于“猛接合”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器的各類汽車取 10?K ；當性能系數(shù) 0?pf 時，可取 20?K ，或由實驗決定； n—— 該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目； 2G —— 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給 水平地面的最大負荷（對于驅(qū)動橋來說，應考慮到汽車最大加速時的負荷增大量）， N； ? —— 輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取 ?? ；對LBLBrj irGT ? ?? 2?nKiTT TTLeje ?0m ax?武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） 8 于越野汽車，取 ?? ；對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取 ?? ； r —— 車輪的滾動半徑， m； LBLBi,? —— 分別為由所 計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動橋之間的傳動效率和傳動比（例如輪邊減速等） 查資料得： 250max ?eT N即： ghapr iV nrim ax0 ??武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） 7 mrr ? 查資料得 ： 最大功率時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速為： rpmn p )6200~5000(? 暫取 rpmnp 5321? 汽車最高車速為： hKmva /211m ax ? 變速器最高檔傳動比為： ?ghi 代入公式 (31)得 m a x0?? ?????ghapr iV nri 為計算方便取 ?i 主減速器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，因此要準確地算出主減速器齒輪的計算載荷是比較困難的。但通常不計它們的差別統(tǒng)稱為車輪半徑 r。這時 0i 值就按下式來確定： （ 31） 式中： r —— 車輪的滾動半徑， m； pn —— 最大功率時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速， r/min； maxav —— 汽車的最高車速， km/h； ghi —— 變速器最高擋傳動比，通常為 1。由于發(fā)動機的工作條件和汽車傳動系的傳動比（包括主減速比）有關(guān)，可以采用優(yōu)化設計方法 對發(fā)動機參數(shù)與傳動系的傳動比及主減速比 0i 進行最優(yōu)匹配，以使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 主減速器的基本參數(shù)選 擇與計算 主減速比 0i 的確定 主減速比 0i 的大小對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量以及變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接的影響。 采用騎馬式支承結(jié)構(gòu)，可以使剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式 支承的