【正文】 算來確定。通過優(yōu)化設(shè)計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 主減速器計算載荷的確定 （）式中： —傳動系的最低擋傳動比，；—發(fā)動機的輸出的最大轉(zhuǎn)矩350；—傳動系上傳動部分的傳動效率，；—該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取1；— 由以上各參數(shù)可求== （） （）式中：—汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷， 取40000N—輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用車，取=；—車輪的滾動半徑，滾動半徑為 ；，—分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比， 所以==對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂的平均牽引力的值來確定： （）式中：—汽車滿載時的總重量，此取802000N；—所牽引的掛車滿載時總重量，0N，但僅用于牽引車的計算；—道路滾動阻力系數(shù)，~；—汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，~—汽車的性能系數(shù)，取0；，n—見式（），（）下的說明。 主減速器基本參數(shù)的選擇、從動錐齒輪齒數(shù)和選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素：（1）為了磨合均勻，之間應(yīng)避免有公約數(shù)。（3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6。（5）對于不同的主傳動比，和應(yīng)有適宜的搭配。可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即 （）—直徑系數(shù)，～ —從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，為Tce和Tcs中的較小者，所以在此取==（～）=（～382）初選=370 則=/=370/40=有參考《機械設(shè)計手冊》[2] ， 則=360根據(jù)=來校核=9選取的是否合適，其中=（～）此處，=（～）=（～），因此滿足校核。汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35176。而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35176。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應(yīng)使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。 加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，176。 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表序 號項 目計 算 公 式計 算 結(jié) 果1主動齒輪齒數(shù)92從動齒輪齒數(shù)403端面模數(shù)9㎜4齒面寬=80㎜ =62㎜5工作齒高㎜6全齒高=㎜7法向壓力角=176。9分度圓直徑=86㎜=380㎜序 號項 目計 算 公 式計 算 結(jié) 果10節(jié)錐角arctan=90176。=176。17面錐角=176。18根錐角===176。19齒頂圓直徑==㎜=㎜20節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離=㎜=㎜21理論弧齒厚 ==22齒側(cè)間隙B=～23螺旋角=35176。m?！嬎泯X輪的齒面寬，mm?！嬎銖澢鷳?yīng)力的綜合系數(shù)，它綜合考慮了齒形系數(shù)。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)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進行修正。 彎曲計算用綜合系數(shù)J(3)輪齒的表面接觸強度計算　　錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 N/　　　　　 ()式中：—主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩；—材料的彈性系數(shù)。一般情況下，—計算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。所以均滿足要求。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩可按下式計算：　()式中：—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，在此取350Nｍ對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑經(jīng)計算＝ =式（）參考《汽車車橋設(shè)計》［１］?！擙X輪的齒面寬中點處的分度圓直徑.按上式圓周力 ==（2）錐齒輪的軸向力和徑向力 主動錐齒輪齒面的受力圖，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向為逆時針，F(xiàn) 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)分解成兩個相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以O(shè)A為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。F與之間的夾角為螺旋角，F(xiàn)與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有： （） （） （）于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為 （） （）有式（316）可計算20201N有式（317）可計算=9661N式（312）～式（317）參考《汽車設(shè)計》[3]。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應(yīng)考慮徑向力所應(yīng)起的派生軸向力的影響。對于采用騎馬式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷， 主減速器軸承的布置尺寸軸承A，B的徑向載荷分別為R= （） （） 根據(jù)上式已知=20201N，=9661N，a=134mm ，b=84mm，c=50mm 所以軸承A的徑向力= =15975N 其軸向力為0 軸承B的徑向力R= =13364N（1）對于軸承A，只承受徑向載荷所以采用圓柱滾子軸承N307E，所承受的當量動載荷Q=X所以有公式 s ()式中:—為溫度系數(shù)。所以==10s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)速為 r/min ()式中：—輪胎的滾動半徑，m—汽車的平均行駛速度，km/h。所以有上式可得== r/min而主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)速==728 r/min所以軸承能工作的額定軸承壽命： h () 式中:—軸承的計算轉(zhuǎn)速，r/min。（2）對于軸承B，選用圓錐滾子軸承33217。對于從動齒輪的軸承C，D的徑向力計算公式見式（）和式（）已知F=25450N，=9662N，=20202N，a=410mm，b==250mm所以，軸承C的徑向力： == 軸承D的徑向力： ==軸承C，D均采用圓錐滾子軸承32218，其額定動載荷Cr為134097N（3）對于軸承C，軸向力A=9662N，徑向力R=，并且=〉e，由《機械設(shè)計》[6]=，Y==所以Q==(9662＋)= ===28963 h所以軸承C滿足使用要求。此節(jié)計算內(nèi)容參考了《汽車車橋設(shè)計》[1]和《汽車設(shè)計》[3]關(guān)于主減速器的有關(guān)計算。第4章 差速器設(shè)計差速器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。 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。其廣泛用于各類車輛上。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導(dǎo)向軸承座的限制。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的背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上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。m.根據(jù)上式==62mm 所以預(yù)選其節(jié)錐距A=62mm為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應(yīng)使行星齒輪的齒數(shù)盡量少。半軸齒輪的齒數(shù)采用14～25，大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比/～。 在此=18，=12 滿足以上要求。 =90176。 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m m==== 由于強度的要求在此取m=8mm 得=80mm =818=144mm目前，176。最小齒數(shù)可減少到10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。的少，故可以用較大的模數(shù)以提高輪齒的強度。的壓力角。m；b≤10m15mm 續(xù)表 序號項目計算公式計算結(jié)果5工作齒高=16mm6全齒高7壓力角176。9分度圓直徑； 10節(jié)錐角，=176。==14齒根高=。=15徑向間隙==+=16齒根角=。 =176。=176。=176。因此對于差速器齒輪主要應(yīng)進行彎曲強度校核。m；—差速器的行星齒輪數(shù)；—半軸齒輪齒數(shù)；、—見式（）下的說明；—計算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，= 彎曲計算用綜合系數(shù)根據(jù)上式== MPa〈 MPa所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。 本章小結(jié)本章主要針對差速器進行了設(shè)計和校核，確定其結(jié)構(gòu)、尺寸。第5章 驅(qū)動半軸的設(shè)計驅(qū)動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器的半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪。設(shè)計半軸的主要尺寸是其直徑，在設(shè)計時首先可根據(jù)對使用條件和載荷工況相同或相近的同類汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個驅(qū)動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對它進行強度校核。 由于車輪承受的縱向力，側(cè)向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即有 故縱向力最大時不會有側(cè)向力作用，而側(cè)向力最大時也不會有縱向力作用。 若按最大附著力計算，即 （）式中：—；—汽車加速或減速時的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，～。m；—汽車傳動效率，；—傳動系最低擋傳動比；—輪胎的滾動半徑，m。根據(jù)上式= N N = N 全浮式半軸的強度計算 首先是驗算其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： （）式中：—半軸的計算轉(zhuǎn)矩，Nm；—半軸桿部的直徑，mm。 半軸花鍵的強度計算在計算半軸在承受最大轉(zhuǎn)矩時還應(yīng)該校核其花鍵的剪切應(yīng)力和擠壓應(yīng)力。m ，—半軸花鍵的外徑，mm，在此取51mm?！ㄦI齒數(shù)；在此取16—花鍵工作長度，mm，在此取130mm?！d荷分布的不均勻系數(shù)。 此節(jié)的有關(guān)計算參考了《汽車車橋設(shè)計》［１］中關(guān)于半軸的計算的內(nèi)容。第6章 驅(qū)動橋殼的設(shè)計驅(qū)動橋殼的主要功用是支承汽車質(zhì)量，并承受有車輪傳來的路面反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳給車身，它同時又是主減速器，差速器和半軸的裝配體。考慮的設(shè)計的是載貨汽車，驅(qū)動橋殼的結(jié)構(gòu)形式采用鑄造整體式橋殼。%的鎳，解決了球鐵低溫（41176。為了進一步提高其強度和剛度，鑄造整體式橋殼的兩端壓入較長的無縫鋼管作為半軸套筒，并用銷釘固定。鋼板彈簧座與橋殼鑄成一體，故在鋼板彈簧座附近橋殼的截面可根據(jù)強度要求鑄成適當?shù)男螤?，通常多為矩形。橋殼中部前端的平面及孔用于安裝主減速器及差速器總成，后端平面及孔可裝上后蓋，打開后蓋可作檢視孔用。 鑄造整體式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)鑄造整體式橋殼的主要優(yōu)點在于可制成復(fù)雜而理想的形狀，壁厚能夠變化，可得到理想的應(yīng)力分布，其強度及剛度均較好，工作可靠，故要求橋殼承載負荷較大的中、重型汽車，適于采用這種結(jié)構(gòu)。除了優(yōu)點之外，鑄造整體式橋殼還有一些不足之處，主要缺點是質(zhì)量大、加工面多，制造工藝復(fù)雜，且需要相當規(guī)模的鑄造設(shè)備，在鑄造時質(zhì)量不宜控制，也容易出現(xiàn)廢品，故僅用于載荷大的重型汽車。汽車驅(qū)動橋的橋殼是汽車上的主要承載構(gòu)件之一，其形狀復(fù)雜，而汽車的行駛條件如道路狀況、氣候條件及車輛的運動狀態(tài)又是千變?nèi)f化的，因此要精確地計算出汽車行駛時作用于橋殼各處的應(yīng)力大小是相當困難的。我國通常推薦：計算時將橋殼復(fù)雜的受力狀況簡化成三種典型的計算工況，即當車輪承受最大的鉛錘力（當汽車滿載并行駛與不平路面，受沖擊載荷）時；當車輪承受最大切應(yīng)力（當汽車滿載并以最大牽引