【正文】 軸齒輪， 4個行星齒輪 (少數(shù)汽車采用 3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用 2 個行星齒輪 )，行星齒輪軸(不少裝 4 個行星齒輪的差逮器采用十字軸結構 )，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。差速鎖在軍用汽車上應用較廣。 強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設置差速鎖。 普通齒輪式差速器的傳動機構為齒輪式。 差速器結構形式選擇 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結構簡單、質(zhì)量較小等優(yōu)點，應用廣泛。 差速器是個差速傳動機構，用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動，用來保證各驅(qū)動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。這樣，如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉(zhuǎn)向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。 本章小結 本章是對主減速器的設計，確定主減速器結構形式，以及通過確定主減速比，對主減速 器主、從動錐齒輪參數(shù)的確定及強度的校核；軸承型號確定及校核都進行了嚴格的計算。 驗算 7206E 圓錐滾子軸承的壽命 Lh = εtrrfC16667nP?????? () 將各參數(shù)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(jīng)檢驗能滿足。另外查得載荷系數(shù) fp=。 由主動錐齒輪齒面受力簡圖（圖 35所示），得出各軸承所受的徑向力與軸向力。 錐齒輪的軸向力 Faz和徑向力 Frz（主動錐齒輪） 作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力 Faz和徑向力分別為 Faz= F ta n α s in γ+ F ta n β c o sγc o sβ () Frz= F ta nα c o sγF ta nβ sin γc o sβ () 將各參數(shù)分別代入式 (39) 與式 (310)中，有： Faz= 2752N， Frz=142N 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 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(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。 齒寬中點處的圓周力 F F=m22TD () 式中： T— 作用在從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩； Dm2— 從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑，由式（ 38）確定，即 Dm2=D2b2sinγ 2 () 式中 ： D2— 從動齒輪大端分度圓直徑； D2=304mm b2— 從動齒輪齒面寬； b2=47mm γ 2— 從動齒輪節(jié)錐角；γ 2=76176。 主減速器錐齒輪軸承的設計計算 錐齒輪齒面上的作用力 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。 齒輪彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力 為： wζ = 30 s mv s w2Tk k k 10k m bDJ () 式中： wζ — 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力， MPa； T— 齒輪的計算轉(zhuǎn)矩， Nm； k0— 過載系數(shù)，一般取 1； ks— 尺寸系數(shù)， ； km— 齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結構， km=； kv— 質(zhì)量系數(shù)，取 1； b— 所計算的齒輪齒面寬； b=47mm D— 所討論齒輪大端分度 圓直徑； D=304mm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 Jw— 齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取 ； 對于主動錐齒輪， T= Nm；從動錐齒輪， T=10190Nm； 將各參數(shù)代入式（ 35），有： 主動錐齒輪， wζ =478MPa； 從動錐齒輪， wζ =466MPa； 按照文獻 [1], 主從動錐齒輪的 wζ ≤ [ wζ ]=700MPa，輪齒彎曲強度滿足要求。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。 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，作厚度為 ～ 的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質(zhì)量分數(shù)為 %～ %），具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。 選擇合金材料是，盡量少用含 鎳、鉻呀的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 齒輪芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。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，這樣可以使主、從動齒輪有 分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。對于貨車弧齒錐齒輪，α一般選用 20176。取β =35176?！?40176。 19′ 錐距 R= d2sinδ 132 132 分度圓齒厚 S= 9 9 齒寬 B= 47 47 3）中點螺旋角β 弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的。 21′ 根錐角 δ f 11176。 頂錐角 δ a 15176。 41′ 分錐角 δ =arctan21zz 14176。 21′ 齒根角 θ f=arctan Rh2 3176。h2= 齒根高 hf= 齒頂圓直徑 da=d+2hacosδ 90 376 齒根圓直徑 df=d2hfcosδ 60 270 齒頂角 θ a 2176。 2）主、從動錐齒輪齒形參數(shù)計算 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 按 照文獻 [3]中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表 31。 把 nn=3000r/n , amaxv =85km/h , rr = , igh=1代入（ 31） 計算出 i0 = 從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩 Tce Tce= d emax 1 f 0k T ki i i ηn () 式中： Tce— 計算轉(zhuǎn)矩， Nm； Temax— 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； Temax =430 Nm n— 計算驅(qū)動橋數(shù)， 1； if— 變速器傳動比， if=； i0— 主減速器傳動比， i0=； η — 變速器傳動效率，η =； k— 液力變矩器變矩系數(shù)， K=1； Kd— 由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)， Kd=1； i1— 變速器最低擋傳動比， i1=1； 代入式（ 33），有： Tce=10190 Nm 主動錐齒輪計 算轉(zhuǎn)矩 T= Nm 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 1)主、從動錐齒輪齒數(shù) z1和 z2 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素； 為了嚙合平穩(wěn)、噪音小和具有高的疲勞強度，大小齒輪的齒數(shù)和不少于 40 在轎車主減速器中，小齒輪齒數(shù)不小于 8。 igh =1 對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降， i0 一般選擇比上式求得的大 10％～ 25％，即按下式選擇： rp0a m a x g h F h L Brni = ( 0 .3 7 7 ~ 0 .4 7 2 ) v i i i () 式中 i—— 分動器或加力器的高檔傳動比 iLB—— 輪邊減速器的傳動比。 對于具有很大 功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率 amaxP 及其轉(zhuǎn)速 pn 的情況下，所選擇的 i0 值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速 amaxv ?？衫迷诓煌?i0 下的功率平衡田來研究 i0 對汽車動力性的影響。 主減速比 i 0的確定 主減速比對主減速器的結構型 式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是 c 等于或大于 d。為了增加支承剛 度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內(nèi)，以減小尺寸 c+d。本課題所設計的貨車裝載質(zhì)量為 5t，所以選用 跨置式 。齒輪承載能力較懸臂式可提高 10%左右。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端 支承式。 主動錐齒輪的支承 圖 32 主動錐齒輪跨置式 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。 主 減速器主、從動錐齒輪的支承方案 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。單級主減速器由一對圓錐齒輪組成，具有結構簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。雙級式主減速器應用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側(cè)車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速器。 結構形 式 為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時捏合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。 查閱文獻 [1]、 [2]，經(jīng)方案論證，主減速器的齒輪選用螺旋錐齒輪傳動形式（如圖 31 示）。但是，準雙曲面齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，齒面間有較大的相對滑動，且齒面間壓力很大，齒面油膜很容易被破壞。當主動準雙曲面齒輪軸線向下偏移時，可降低主動錐齒輪和傳動軸位置，從而有利于降低車身及整車重心高度，提高汽車行使的穩(wěn)定性。 近年來，有些汽車的主減速器采用準雙曲面錐齒輪（車輛行業(yè)中簡稱雙曲面?zhèn)鲃樱﹤鲃?。因為螺旋錐齒輪不發(fā)生根切（齒輪加工中產(chǎn)生輪齒根部切薄現(xiàn)象，致使齒輪強度大大降低）的最小齒數(shù)比直齒輪的最小齒數(shù)少，使得螺旋錐齒輪在同樣的傳動比下主減速器結構較緊湊。 在發(fā)動機橫置的汽車驅(qū)動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 機縱置的汽車驅(qū)動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準雙曲面齒輪式傳動。 主減速器結構方案分析 主減速器的結構形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。 d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。 b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。由于汽車在各種道路上行使時，其驅(qū)動輪上要求必須具有一定的驅(qū)動力矩和轉(zhuǎn)速，在動力向左右驅(qū)動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質(zhì)量減小、操縱省力。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 第 3章 主減速器設計 主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐 齒輪。這雖然使汽車的簧下質(zhì)量增大，但是鑒于上述的優(yōu)點，可在驅(qū)動橋的主減速器以及驅(qū)動橋橋殼上優(yōu)選以減輕質(zhì)量，這樣可彌補不足。因為它結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 應用于各種載貨汽車。 其結構如