1、遼寧工程技術(shù)大學(xué) 課 程 設(shè) 計(jì) 題 目： 中型貨車主減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 班級(jí)： 汽車 08-2 學(xué) 號(hào)： 姓名： 指導(dǎo)教師： 完成日期： 2011.12.25 一、設(shè)計(jì)題目一、設(shè)計(jì)題目 中型貨車主減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中型貨車主減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 二、設(shè)計(jì)參數(shù)二、設(shè)計(jì)參數(shù) 驅(qū)動(dòng)形式:4*2 后驅(qū)最高車速:98km/h 軸距: 4700mm最大爬坡度:30% 輪距: 1900mm/1900mm汽車長(zhǎng)寬高: 7000mm/2000mm/2300mm 整備質(zhì)量:3650kg變速器傳動(dòng)比:5.06 4.016 3.09 1.71 1 4.8 額定載質(zhì)量:4830kg輪胎型號(hào): 8.25-16 前后軸負(fù)荷: 1900

2、kg/1750kg 3060kg/5420kg離地間隙:300mm 前后懸架長(zhǎng)度:1100mm/1200mm 三、設(shè)計(jì)要求三、設(shè)計(jì)要求 （1）總裝圖 1 張 （2）零件圖 2 張 （3）課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（50008000 字） 1 份 四、進(jìn)度安排（參考）四、進(jìn)度安排（參考） （1）熟悉相關(guān)資料和參考圖 2 天 （2）確定基本參數(shù)和主要結(jié)構(gòu)尺寸 2 天 （3）設(shè)計(jì)計(jì)算 3 天 （4）繪制總裝配草圖 4 天 （5）繪制總裝配圖 2 天 （6）繪制零件圖 2 天 （7）編寫(xiě)說(shuō)明書(shū) 3 天 （8）準(zhǔn)備及答辯 3 天 五、指導(dǎo)教師評(píng)五、指導(dǎo)教師評(píng) 成成 績(jī)：績(jī)： 指導(dǎo)教師指導(dǎo)教師 日日期期 摘要 主減速

3、器是汽車驅(qū)動(dòng)橋的重要組成部分，本設(shè)計(jì)通過(guò)對(duì)國(guó)內(nèi)外汽車主減速器結(jié)構(gòu)和 特點(diǎn)的分析和根據(jù)給定數(shù)據(jù)的計(jì)算，從發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率和最大轉(zhuǎn)矩入手，估算主減速 器的傳動(dòng)比并選定減速器的類型。設(shè)計(jì)主減速器齒輪，校核其強(qiáng)度并選定減速器主動(dòng)錐 齒輪、差速器半軸齒輪和行星齒輪等。通過(guò)理論的計(jì)算和對(duì)主減速器實(shí)際工作情況的分 析，設(shè)計(jì)了能夠滿足中型貨車使用要求的單級(jí)主減速器。 關(guān)鍵詞：主減速器；錐齒輪；減速裝置；差速器；驅(qū)動(dòng)橋 Abstract Vehicle drive axle final drive is an important part of the design of domestic and foreig

4、n cars through the main gear box structure and characteristics of the analysis and calculations based on the given data, from the engines maximum power and maximum torque to start, to estimate the main reducer transmission ratio and the type of the selected gear. Design of the final drive gear, chec

5、k its strength and selected active bevel gear reducer, differential axle gears and planetary gears. Through theoretical calculations and the main gear box analysis of the actual work, a medium goods vehicle designed to meet the requirements of the single-stage main reduction gear. Keywords: final dr

6、ive; bevel gear; deceleration devices; differential; drive axle 目錄 1 前言.1 2 主減速器設(shè)計(jì).2 2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率的計(jì)算.2 2.2 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的計(jì)算.2 2.3 主減速比的確定.2 2.4 主減速器計(jì)算載荷的確定.3 2.5 錐齒輪主要參數(shù)的選擇.4 2.6 主減速器錐齒輪輪齒強(qiáng)度的計(jì)算.7 3 差速器設(shè)計(jì).10 3.1 差速器齒輪主要參數(shù)選擇.10 3.2 差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算.12 4 齒輪的材料的選擇及熱處理.13 5 結(jié)論.14 參考文獻(xiàn).15 1 前言 全世界范圍內(nèi)的汽車數(shù)量越來(lái)越多，汽車工業(yè)的發(fā)展水平

7、成為了衡量一個(gè)國(guó)家整體 工業(yè)水平和綜合經(jīng)濟(jì)實(shí)力的標(biāo)志之一，充分顯示出其巨大的經(jīng)濟(jì)效益和社會(huì)效益。隨著 科學(xué)技術(shù)的不斷進(jìn)步,和高尖端技術(shù)在各個(gè)方面更為廣泛的應(yīng)用,機(jī)械系統(tǒng)和機(jī)械產(chǎn)品對(duì) 于傳動(dòng)裝置尤其是減速器等減速裝置的要求也在不斷的提升,那些能在小空間小體積下提 供大傳動(dòng)比、高輸出扭矩、低輸出轉(zhuǎn)速的減速器將成為未來(lái)減速裝置的主流 減速器是一種動(dòng)力傳達(dá)機(jī)構(gòu)，利用齒輪的速度轉(zhuǎn)換器，將發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)的回轉(zhuǎn)數(shù)減速到 所要的回轉(zhuǎn)數(shù)，并得到較大轉(zhuǎn)矩的機(jī)構(gòu)。在目前用于傳遞動(dòng)力與運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)中，減速器 的應(yīng)用范圍相當(dāng)廣泛。幾乎在各式機(jī)械的傳動(dòng)系統(tǒng)中都可以見(jiàn)到它的蹤跡，從交通工具 的船舶、汽車、機(jī)車，建筑用的重型機(jī)具，機(jī)

8、械工業(yè)所用的加工機(jī)具及自動(dòng)化生產(chǎn)設(shè)備， 到日常生活中常見(jiàn)的家電，鐘表等等.其應(yīng)用從大動(dòng)力的傳輸工作，到小負(fù)荷，精確的角 度傳輸都可以見(jiàn)到減速器的應(yīng)用，且在工業(yè)應(yīng)用上，減速器具有減速及增加轉(zhuǎn)矩功能。 因此廣泛應(yīng)用在速度與扭矩的轉(zhuǎn)換設(shè)備 減速器和齒輪的設(shè)計(jì)與制造技術(shù)的發(fā)展，在一定程度上標(biāo)志著一個(gè)國(guó)家的工業(yè)水平， 因此，開(kāi)拓和發(fā)展減速器和齒輪技術(shù)在我國(guó)有廣闊的前景 2 主減速器設(shè)計(jì) 2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率的計(jì)算 若給出了預(yù)期的最高車速，選擇的汽車發(fā)動(dòng)機(jī)功率應(yīng)大體等于，但不小于以最高車 速行駛時(shí)行駛阻力之和，即 (2-1) max 3 max max 761403600 1 a D a T e v A

9、C v Gf P A 為迎風(fēng)面積。； 26 58 . 3 10*2300*2000*78. 0h78. 0mBA 空氣阻力系數(shù) 貨車選為 0.8； D C 對(duì)于載貨汽車可取 0.015-0.020，這里取 0.019； f 算的 Pemax=81.6kw 貨車柴油機(jī)達(dá)到最大功率時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍是 1800r/min-2600r/min 在此選擇 np=2600r/min 存在不同種類，不能用同一機(jī)理去解釋不同礦震的成因和現(xiàn)象。更不能用單一方法 或措施去預(yù)測(cè)和防治礦震。因此要對(duì)礦震進(jìn)行分類，并且出現(xiàn)了多種分類方法 2.2 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 (2-2) p e e n P T max max

10、 9549 為轉(zhuǎn)矩適應(yīng)性系數(shù)，一般在 1.1-1.3 之間選取，此處取 1.1。 =329 maxe T mN. 2.3 主減速比的確定 對(duì)于具有很大功率的轎車、客車、長(zhǎng)途公共汽車，值應(yīng)按下式來(lái)確定 0 i (2-3) gHa pr iv nr i max 0 377 . 0 車輪的滾動(dòng)半徑，在此選用輪胎型號(hào)為 8.25-16，滾動(dòng)半徑為 0.407m； r r 最大功率時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，在此取 2600r/min； p n 汽車的最高車速，在此為 98Km/min； maxa v 變速器最高擋傳動(dòng)比，為 1； gH i 對(duì)于其他汽車來(lái)說(shuō)，為了用稍微降低最高車速的辦法來(lái)得到足夠的功率儲(chǔ)備，主減

11、速比一般比求得的要大 10%25% 0 i 取=5.089 0 i 2.4 主減速器計(jì)算載荷的確定 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tce (2-4) n iikiTk T fed ce 01max 式 3.2 變矩系數(shù)，由于不采用液力變矩器，所以為 1； d k 1 i 變速器一擋傳動(dòng)比，在此取 5.06; 0 i 主減速器傳動(dòng)比在此取 5.089; 分動(dòng)器傳動(dòng)比；由于不采用分動(dòng)器，所以為 1； f i 發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取 329; maxeTmN 0 k 結(jié)合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時(shí)的超載系數(shù)，對(duì)于一般的載貨汽車取 k0=1.0， k 為 1； 該汽車的驅(qū)

12、動(dòng)橋數(shù)目在此取 1； n 傳動(dòng)系上傳動(dòng)部分的傳動(dòng)效率，在此取 0.96 算得: Tce=8134.6Nm 按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 csT (2-5) mm 22 i r cs rmG T 滿載狀態(tài)下，一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷，該車為后輪驅(qū)動(dòng)，故驅(qū)動(dòng)橋的靜載荷 2G 即為后軸的載荷。為 53116N 取 1.2 2 m 輪胎對(duì)路面的附著系數(shù)，在此取=0.85； 分別為所計(jì)算的主減速器從動(dòng)錐齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng) mm i、 比，均取 1. 算得： Tcs=22050Nm 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 cfT (2-6) ni rF T mm rt cf

13、 Ft日常行駛時(shí)的牽引力。取 6246N 算得： = 2542Nm cf T 由式 3.2 和式 3.3 求得的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，是作用到從動(dòng)錐齒輪上的最大轉(zhuǎn)矩，不同于用 式 3.4 求得的日常行駛平均轉(zhuǎn)矩。當(dāng)計(jì)算錐齒輪最大應(yīng)力時(shí)，計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tc應(yīng)取前面兩種 的較小值；當(dāng)計(jì)算錐齒輪疲勞壽命時(shí)，TC取 Tcf。 主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 (2-7) g0 i T T c z 式中，io為主減速比；g為主、從動(dòng)錐齒輪間的轉(zhuǎn)動(dòng)效率，對(duì)于雙曲面齒輪副，當(dāng) i06 時(shí)，取 85%，當(dāng) i06 時(shí)，取 90%。這里結(jié)合已有數(shù)據(jù)，取 90%。 算得： 當(dāng) Tc=minTce,Tcs=8134.6 時(shí)，=1776Nm

14、z T 當(dāng) Tc=時(shí)，=555Nm cf T z T 2.5 錐齒輪主要參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)和、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓 1 z 2 z 直徑 D2和端面模數(shù) ms、主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬 b1和 b2、雙曲面齒輪副的偏移距 E、中點(diǎn) 螺旋角 、法向壓力角 等。 2.5.1 主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù) z1和 z2 因設(shè)計(jì)的車輛為商用車，所以原則上 z16 又因主傳動(dòng)比為 5.089 z1=6， z2=6*5.089=30.534 z1=7，z2 =7*5.089=35.623 z1=8，z2 =8*5.089=40.712 z1=9，z2 =9*5.089=45.901

15、 分析以上數(shù)據(jù)，當(dāng) z1=9 時(shí)，取得 z2=45.901，取 46，z1不是很大，且 9 與 46 沒(méi)有公 約數(shù)經(jīng)過(guò)驗(yàn)證負(fù)荷要求。因此初選 z1=9，z2 =46。 2.5.2 從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑 D2和端面模數(shù) ms 對(duì)于單級(jí)主減速器，增大尺寸 D2會(huì)影響驅(qū)動(dòng)橋殼的離地間隙，減小 D2又會(huì)影響跨置 式主動(dòng)齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 D2可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即 (2-8) 3 22 cDTKD 直徑系數(shù)，一般取 13.016.0； 2DK Tc從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，為 Tce和 Tcs中的較小者取其值為 3229.27Nm； 由式 3.10 得： =（13.015.3）=

16、（261.45321.78）； 2 D 3 6 . 8134mm 初選 D2=310，則齒輪端面模數(shù) ms=D2/z2=310/46=6.739 mmmm 同時(shí) ms還應(yīng)滿足 (2-9) 3 Cms TKm 為模數(shù)系數(shù)，取 0.30.4. m K 033 . 6 min s m 045 . 8 max s m 6.739,8.045,故滿足設(shè)計(jì)要求。 2.5.3 主、從動(dòng)齒輪齒面寬 b1、b2的選擇 對(duì)于從動(dòng)錐 齒輪齒面寬 b2，推薦不大于其節(jié)錐距 A2的 0.3 倍，即，而且 22 3 . 0Ab 應(yīng)滿足，一般也推薦 b2=0.155D2=0.155*310=48mm 2 b s mb10

17、2 小齒輪齒面寬 b1=1.148.05=52.8mm。 2.5.4 雙曲面齒輪副偏移距E 對(duì)于總質(zhì)量較大的商用車 E(0.10-0.12)D2,取 E=0.1d2=31mm 且取 E20%A2,E=31mm 2.5.5 中心螺旋角 主動(dòng)齒輪中點(diǎn)處的螺旋角可按下式初選: =25+5 2 1 z z +90 2 E d (2-10) 1 算得=45.30，選用 45 度。 1 (2-11)1733 . 0 2 05.48 2 310 31 22 sin 22 bD E 得=9.97 =35.03 初選 35 12 其平均螺旋角為（）=40 2 1 21 2.5.6 螺旋方向 通常來(lái)說(shuō)，汽車主減速

18、器小錐齒輪一般為左旋，而大齒輪為右旋。 2.5.7 法向壓力角 載貨汽車一般選用 22.5的壓力角，所以在這里初選 22.5。 2.5.8 齒輪基本參數(shù) 表 3-1 雙曲面齒輪主要參數(shù) 序號(hào)項(xiàng)目名稱數(shù)值 1 小齒輪齒數(shù) Z19 2 大齒輪齒數(shù) Z246 3 大齒輪齒面寬 F48 4 小齒輪軸線偏移距 E31 5 大齒輪分度圓直徑 d2310 6 刀盤名義半徑 rd152.4 7 小齒輪節(jié)錐角 r11252 21 8 小齒輪中點(diǎn)螺旋角 145 9 大齒輪中點(diǎn)螺旋角 314554 10 大齒輪節(jié)錐角 r2764718 11 大齒輪節(jié)錐角頂點(diǎn)到小齒輪節(jié)錐軸線 的距離 Z-0.02 12 大齒輪節(jié)錐距

19、 A0 159.34 13 大齒輪齒頂角 2 0.904 14 大齒輪齒根角 2 4.414 15 大齒輪齒頂高 h21.868 16 大齒輪齒根高 h2 10.481 17 徑向間隙 C1.364 18 大齒輪齒全高 h12.349 19 大齒輪齒工作高 hg10.985 20 大齒輪面錐角 r02774133 21 大齒輪根錐角 rR2722224 22 大齒輪外圓直徑 d02310.854 23 大齒輪外緣至小齒輪軸線的距離 X0234.591 24 大齒輪面錐頂點(diǎn)至小齒輪軸線的 距離 Z0-0.682 25 大齒輪根錐頂點(diǎn)至小齒輪軸線的距離 Zr1.840 26 小齒輪面錐角 r011

20、7114 27 小齒輪面錐頂點(diǎn)至大齒輪軸線的距離 G0-3.592 28 小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離 BR151.803 29 小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線的距離 B1101.584 30 小齒輪的外圓直徑 d0191.671 31 小齒輪根錐頂點(diǎn)至大齒輪軸線的距離 GR3.767 32 小齒輪根錐角 rR1115923 33 最小齒側(cè)間隙允許值 Bmin0.200 34 最大齒側(cè)間隙允許值 Bmax0.270 2.6 主減速器錐齒輪輪齒強(qiáng)度的計(jì)算 2.6.1 單位齒長(zhǎng)上圓周力 主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用單位齒長(zhǎng)圓周力來(lái)估算，即 Nmm (2-12) 2 b F p F作用在輪齒上圓周力

21、。 從動(dòng)齒輪的齒面寬，在此取 52.8mm。 2b 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) (2-13) 21 max 2 bnD ikiTk p fged D1為主動(dòng)齒輪分度圓直徑，D1的值不容易直接確定，但=60.651mm，計(jì) 1 D 1 D 1 zms 算時(shí)將 D1代入計(jì)算，D1由于為最小值，如 D1滿足設(shè)計(jì)要求，則 D1必定滿足要求。 當(dāng)貨車掛一檔時(shí)， *10 =1097.9N/mm 48*651.60*1 96 . 0 *1*06 . 5 *329*1*2 p 3 當(dāng)貨車掛直接檔時(shí)， *10 =216.9N/mm 48*651.60*1 96 . 0 *1*1*329*1*2 p 3 按驅(qū)動(dòng)輪打滑

22、計(jì)算： (2-14) 發(fā)現(xiàn)不滿足許用應(yīng)力值，但是，在現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)中，由于材料加工工藝等制造質(zhì)量 的提高，許用應(yīng)力有時(shí)高出 20%-25%。而且，對(duì)于驅(qū)動(dòng)輪打滑這種極限工況，在現(xiàn)代汽車 應(yīng)用中，發(fā)動(dòng)機(jī)不可能提高這樣大的轉(zhuǎn)矩。因此此項(xiàng)值僅為極限工況下的一種檢驗(yàn)，在 計(jì)算數(shù)值偏差不是很大的情況下，可以認(rèn)為滿足設(shè)計(jì)要求。 2.6.2 輪齒彎曲強(qiáng)度 錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為 (2-15) = 2 103 KS為尺寸系數(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)， 在這里 kS=（6.739/25.4）0.25=0.72.km 為齒輪分配系數(shù)取 1.kV為質(zhì)量系數(shù)當(dāng)接觸良好 齒距及徑向跳動(dòng)精

23、度高時(shí)，取 1.b 為齒輪吃面寬。D 為齒輪的大端分度圓直徑。JW為齒輪 的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)。J（小齒輪）=0.3，J（大齒輪）=0.252. 對(duì)于從動(dòng)齒輪，當(dāng) Tc=8314N*m 時(shí)， a700a 7 . 430 310*48252 . 0 739 . 6 1 172 . 0 18134102 3 2w MPMP 當(dāng) Tc=2542N*m 時(shí) a200a 0 . 127 310*48252 . 0 739 . 6 1 172 . 0 12452102 3 w2 MPMP 對(duì)于主動(dòng)齒輪，當(dāng) Tc（換算后）=1581N*m a700a 6 . 351 651.60* 8 . 523 . 0

24、739 . 6 1 172. 011581102 3 2w MPMP 當(dāng) Tc（換算后）=494N*m 時(shí) mmN ibD rmG p mm r /196310* 2 3 22 22 a200a 8 . 109 651.60* 8 . 523 . 0739 . 6 1 172 . 0 1494102 3 2w MPMP 2.6.3 輪齒的接觸強(qiáng)度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為 (2-16) bJK KKKTK d C v fmsp j 3 0 1 102 T 為主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩；材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取 232.6/mm. pCN 表面質(zhì)量系數(shù)，取 1.0；J 計(jì)算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)它

25、綜合考慮了嚙合齒面的相對(duì)曲率 fK 半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響， 選取 J=0.172。b 為 b1 和 b2 中較小的一個(gè)，取 48mm。 上述按 minTCE,TcS計(jì)算最大接觸應(yīng)力不應(yīng)超過(guò) 2800MPa，按 Tcf 計(jì)算疲勞接觸強(qiáng)度 盈利不應(yīng)超過(guò) 1750MPa。主從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的。 對(duì)于主動(dòng)齒輪，當(dāng) Tc=1581N*m a2800a 3 . 2373 172 . 0 481 10111115812 651.60 6 .232 3 MPMP j 當(dāng) Tc（換算后）=494N*m 時(shí) a1750a1326 172 . 0 4

26、81 1011114942 651.60 6 . 232 3 MPMP j 由以上結(jié)果可知，所選的各項(xiàng)參數(shù)滿足設(shè)計(jì)要求。 3 差速器設(shè)計(jì) 3.1 差速器齒輪主要參數(shù)選擇 3.1.1 行星齒輪數(shù)n 行星齒輪數(shù)需根據(jù)承載情況來(lái)選擇。通常情況下，轎車 n=2，貨車和越野車 n=4.此 n 次設(shè)計(jì)的普通對(duì)稱式圓錐行星差速器的行星齒輪數(shù)取 4。 n 3.1.2 行星齒輪球面半徑 Rb的確定 行星齒輪球面半徑 Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公 式來(lái)確定： (3-1) 3 dbb TKR 式中： 行星齒輪球面半徑系數(shù)，對(duì)于有 4 個(gè)行星齒輪的載貨汽車取小值； b K99 . 2 5

27、2 . 2 b K 差速器計(jì)算轉(zhuǎn)矩,Td=minTce,Tcf=8134N*m d T 代入上式， Rb=50.68mm 行星齒輪節(jié)錐距 A0為：A0=(0.980.99)Rb=(49.6750.17)mm 取 A0=50mm 3.1.3 行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)的選擇 為了使輪齒有較高的強(qiáng)度，行星齒輪的齒數(shù) Z1應(yīng)取少些，但 Z1一般不少于 10。半軸 齒輪齒數(shù) Z2在 1425 選用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比 Z2Z1在 1520 的范圍內(nèi)。模數(shù) m 應(yīng)不小于 2. 初取 Z1 =12，Z2=18，則 Z2Z1=1.5，2Z2Z1為整數(shù)的條件。 3.1.4 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)

28、錐角及模數(shù) 21, m 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角分別為： 21, (3-2) )/arctan( )/arctan( 122 211 zz zz 計(jì)算得： ， 69.33 18 12 arctan 1 31.56 12 18 arctan 2 錐齒輪大端端面模數(shù) m 為： 2 2 0 1 1 0 sin 2 sin 2 z A z A m =4.62 取 m 為 5mm 行星齒輪節(jié)圓直徑：d1=mz1=5*12=60mm 半軸齒輪節(jié)圓直徑：d2=mz2=5*18=90mm 3.1.5 壓力角 目前，汽車差速器的齒輪大都采用 22.5的壓力角，齒高系數(shù)為 0.8。最小齒數(shù)可 減少到 10，并且在

29、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(qiáng)度。由于這種齒形的最小齒數(shù)比壓 力角為 20的少，故可以用較大的模數(shù)以提高輪齒的強(qiáng)度。在此選 22.5的壓力角。 3.1.6 行星齒輪軸直徑 d 及其深度 L 的確定 行星齒輪軸直徑 d(mm)為： (3-3) nl T d c 1 . 1 103 0 式中： 差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm；由上可知為 8134Nm； 0T 行星齒輪的數(shù)目；在此為 4； n l行星齒輪支承面中點(diǎn)至錐頂?shù)木嚯x,l0.5d2,d2為半軸齒輪齒面寬中點(diǎn)處 的直徑而 d20.8d2； 支承面的許用擠壓應(yīng)力，在此取 98

30、 MPa； c 算得 d=29.55mm。 行星齒輪在軸上的支承長(zhǎng)度 L 為： (3-4)mm 5 . 321 . 1dL 表 3-1 差速器半軸齒輪及行星齒輪參數(shù)表 序 號(hào)項(xiàng) 目行星齒輪半軸齒輪 1齒輪齒數(shù) z1218 2端面模數(shù) m55 3節(jié)圓直徑 d6090 4節(jié)錐距 A05050 5節(jié)錐角 r33.6956.31 6齒面寬 F1515.7 7法向壓力角 25 25 8齒頂高 h5.0282.972 9齒根高 h”3.9125.968 10徑向間隙 c0.9910.991 11齒工作高 hg88 12齒全高 h8.9918.991 13齒根角 4.4746.807 14面錐角 r038.

31、16460.784 15根錐角 rR29.21649.503 16 外圓直徑 d0168.30793.297 3.2 差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算 輪齒彎曲應(yīng)力 w ()為: MPa (3-5) 3 22 10 2 Jndmbk kkT v ms w 式中： n行星齒輪數(shù)； J為綜合系數(shù)，取 0.225； b2半軸齒輪齒寬。 d2半軸齒輪大端分度圓直徑； T半軸齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩，T=0.6T0； ks、km、kv 按主減速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算的有關(guān)數(shù)值選取。 當(dāng) ,min 0csce TTT 時(shí)， 980 w MPa ； 計(jì)算得： MPaMPa ww 980 6 . 478 350 . 0 270285 . 30 . 1 1 . 1666 . 0 0 . 11028.5942 3 所以，符合要求。 4 齒輪的材料的選擇及熱處理 a.主減速器錐齒輪的損壞形式