【正文】 ， 即差速器不起作用，而半軸角速度等于差速器殼 3 的角速度。行星齒輪的中心點(diǎn)為 C， A、 B、 C 三點(diǎn)到差速器旋轉(zhuǎn)軸線的距離均為 r 。因?yàn)樗峙c主減速器從動齒輪 6 固連在一起，固為主動件，設(shè)其角速度為 0? ；半軸齒輪 1 和 2 為從動件，其角速度為 1? 和 2? 。 [20] 對稱式圓錐行星齒輪差速器原理 對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機(jī)構(gòu)。 差速器是個差速傳動機(jī)構(gòu)，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(yùn)動條件下的動力傳遞，避免輪胎與 25 地面間打滑。 主 減速器相關(guān)零部件的設(shè)計 差速器的設(shè)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(fù)荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；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，另一方面會使轉(zhuǎn)向 沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。對于主減速器主動齒輪軸承的計算轉(zhuǎn)速 n 為 ramrvn ? = min/r （ ） 式中： r ——輪胎滾動半徑， m； amv ——汽車的平均行駛速度， km/h；對于載貨汽車可取為 3035 km/h。 所以對于前軸承 C 來說， eRAC ?? ，所以 X =， Y =； 4 3 02 ??? YAXRQ CC N （ ） 在實(shí)際中，常以小時數(shù)表示軸承的額定壽命： 對于軸承 C： nLL ChC 60? = h h= hL39。 24 對單列圓錐滾子軸承來說，當(dāng) eRA?時， X =1， Y =0；當(dāng) eRA?時， ?X ， Y 值及判斷參數(shù) e 見軸承手冊或產(chǎn)品樣本。 軸承 C,D 的徑向載荷 ? ? ? ? 212 mC AdPbPbaR ??? = N （ ） ? ? ? ?212 mD AdPcPcaR ??? = N （ ） 上式 a =210 ㎜ b=120 ㎜ c=90 ㎜ 因?yàn)檩S承 C， D 是對稱安裝，且型號承受載荷相同，所以 C,D 的軸承壽命相同，所以計算軸承 C的壽命即可。 對于軸承 B，徑向力 RB=，軸向力 A=，所以 A/R=e X=,Y= 當(dāng)量動載荷 ： Q= fd(XRB+YA) 式中： fd——沖擊載荷系數(shù)在此取 ； 所以， Q=（ +） = hL = ???????? ?QCrn60106 = 9 7 1 5 25 4 2 0 3 1 0 6 6 6 6 ?????? ?= h h= hL39。 當(dāng)量動載荷 ： Q=RA= () 所以軸承的使用壽命為： hL = ε66010 ???????? ?QCrn= h= hL39。 = 35100000 = h 23 對于軸承 A 和 B， 分別 是單獨(dú)一個軸承，根據(jù)尺寸，在此 軸承 A 選用 N205E 型軸承， d=25mm,D=52mm， Cr=[14]。 若大修里程 S 定為 100000 公里，可計算出預(yù)期壽命即 ： amvSL ?h39。 所以有上式可 得 n2= ? = r/min 主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)速 n1== r/min。 此外對于無輪邊減速器的驅(qū)動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉(zhuǎn)速 2n為 ： ramrvn ? r/m () 式中： rr——輪胎的滾動半徑， ； vam——汽車的平均行駛速度， km/h。 對于采用 跨置 式的 主動錐齒輪和跨置式的從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖 所示 軸承 A， B 的徑向載荷分別為 ： 22 AR = ? ? ? ?21112 mdAbRbPa ????? () ? ? ? ? 21112 mB dAcRcPaR ?????? () 式中：已知 P， R1， A1 , d1m , a=35mm， b=20mm， c=15mm。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。 因?yàn)檩斎胼S的軸向力等于輸出軸的徑向力，輸入軸的徑向力等于輸出軸的軸向力，所以： ?? RA N ?? RA N 主減速器軸承載荷的計算 圖 主減速器軸承的布置尺寸 軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。 對于螺旋錐齒輪 ： 2222 s in ?Fdd m ?? 2121 zzdd mm ? 由此可得 ： d1m＝ d2m =； 計算錐齒輪的軸向力與徑向力根據(jù)條件選用表 中公式。m 齒面寬中點(diǎn) 的圓周力 P 為： mdTP 2? = () 式中： T——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。 m； Ga——汽車總重， kN。m； fi1， fi2… fi2R——變速器在各擋的使用率，可參考選取 ％， 2％， 5％， 15％， ％ ； ig1， ig2… igR——變速器各擋的傳動比 ， ， ， ， ； fT1， fT2… fTR——變速器在各擋時的發(fā)動機(jī)的利用率，可參選取 50％， 60％， 70％，70％， 60％ 。實(shí)踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩 dT 進(jìn)行計算。 小齒輪齒數(shù) 1z 接觸強(qiáng)度計算用 J 19 變速器 檔位 if Tf 圖 主動錐齒輪工作時受力情況 為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉(zhuǎn)矩。 作用在主減速器主動齒輪上的力 如圖 所示錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。設(shè)計時，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸初步確定軸承的型號，然后驗(yàn)算軸承壽命。 大齒輪齒數(shù) 2z 18 圖 接觸強(qiáng)度計算綜合系數(shù) J 按 Tje 計算 ： σ j=2800 N／ mm2 按 Tjm 計算 ： σ j=1750N／ mm2 接觸強(qiáng)度滿足校核。 輪齒的彎曲強(qiáng)度計算 汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應(yīng)力 σ w(N／ mm2)為 ： JmzFK KKKTv mSjw ???? ?????? 203102? () 類別 檔位 17 式中： jT ——齒輪計算轉(zhuǎn)矩 mN? ； K0——超載系數(shù)， ； Ks——尺寸系數(shù) 4 ?； Km——載荷分配系數(shù)取 Km =1； Kv——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取 1； J——計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)， 查表得 ， J= 按 Tje 計算： 主動錐齒輪彎曲應(yīng)力 σ w1= N／ mm2 700 N／ mm2 從動錐齒輪彎曲應(yīng)力 σ w2= N／ mm2 700 N／ mm2 按 Tjm 計算 ： 主動錐齒輪彎曲應(yīng)力 σ w1= N／ mm2 ／ mm2 從動錐齒輪彎曲應(yīng)力 σ w2= N／ mm2 ／ mm2 綜上所述計算的齒輪滿足彎曲強(qiáng)度的要求。 m； ig —— 變速器的傳動比； d1 —— 主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 49mm。 單位齒長上的圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 ： FPp? () 式中： p——單位齒長上的圓周力， N/mm； P——作用在齒輪上的圓周力， N，按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 Te max 和最大附著力矩G2Φ rr 兩種載荷工況進(jìn)行計算。 對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當(dāng)端面模數(shù) m≤5時， 為 ～ 當(dāng)端面模數(shù) m5～ 8 時，為 ～ 由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運(yùn)行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對 16 研磨）后均予與厚度 ～ 的磷化處理或鍍銅、鍍錫。 汽車主減速器用的螺旋錐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 。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕（剝落） 、磨損和擦傷等。 2? =176。 15 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結(jié) 果 8 節(jié)圓直徑 d =m z ?1d 49mm 2d =287mm 9 節(jié)錐角 ?1? arctan 21zz 2? =90176。壓力角。 所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運(yùn)動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅(qū)動汽車前進(jìn)。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時，應(yīng)使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。對于汽車工業(yè)，主減速器螺旋錐齒輪面寬度推薦采用： F= 2d =45mm 錐齒輪螺旋方 向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。 計算得， d2= d2 選定后，可按式 m=d2/z2 算出從動齒輪大端模數(shù)，并用下式校核 : 73 ???jmt TKm () 所以有 ： d1=49mm d2=287mm。 從動錐齒輪節(jié)圓直徑 d2及端面模數(shù) mt的選擇 根據(jù)從動錐齒輪的 計算轉(zhuǎn)矩 見式 計算依據(jù)，按經(jīng)驗(yàn)公式選出： 322 jd TKd ?? () 式中： 14 Kd2——直徑系數(shù)，取 Kd2=13～ ； Tj——計算轉(zhuǎn)矩， N對于不同的主傳動比， z1 和 z2 應(yīng)有適宜的搭配 [12]。 主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為 ： 90)()(LB ????? PHRLBrTajm fffni rGGT ? mN? () 式中 : Ga 汽車滿載總質(zhì)量， N； GT 所牽引的掛車的滿載總質(zhì)量 ， N； 但僅用于牽引車的計算； rr 車輪滾動半徑， m； fR 道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取 ~； fH 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車取 ~。對主減速器型式確定中主要從主減速器齒輪的類型、主減速器的減速形式、主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇、從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 。 綜上分析，本設(shè)計中采用單級減速器就能滿足要求。另外，半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件由于所受載荷大為減小，使它們的尺寸可以減小。當(dāng)主減速比大于 12 時，一般的整體式雙級主減速器難以達(dá)到要求，此時常采用輪邊減速器。錐齒輪一圓柱齒輪式雙級貫通式主減速器 (圖 )可得到較大的主減速比，但是結(jié)構(gòu)高度尺寸大，主動錐齒輪工藝性差，從動錐齒輪采用懸臂式支承，支承剛度差，拆 裝也不方便 [11]。 對于中、重型多橋驅(qū)動的汽車，由于主減速比較大，多采用雙級貫通式主減速器。另外，它還具有工作平滑無聲、便于汽車總布置的優(yōu)點(diǎn)。蝸輪蝸桿式單級貫通式主減速器 (圖 b)在結(jié) 構(gòu)質(zhì)量較小的情況下可得到較大的速比。但是這種結(jié)構(gòu)受主動齒輪最少齒數(shù)和偏移距大小的限制，而且主動齒輪工藝性差，主減速比最大值僅在 5 左右，故多用于輕型汽車的貫通式驅(qū)動橋上。 根據(jù)減速齒輪形式不同，單級貫通式主減速器又可分為雙曲面齒輪式及蝸輪蝸桿式兩種結(jié)構(gòu)。 (a) (b) (c) (d) (e) 11 圖 雙級主減速器布置方案 貫通式主減速器 貫通式主減速器 (圖