迈腾18T轿车转向驱动桥设计

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1、摘要驱动桥的基本功用是将传动轴或变速器传来的转矩增大并适当降低转速后分配给左、 右驱动车轮，其次驱动桥还要承受路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力，以 及制动力和反作用力矩等。转向驱动桥在驱动桥的基础上增添了转向的功能，使汽车按照 驾驶员的要求行驶。转向驱动桥组成包括主减速器、差速器、半轴、万向节、驱动桥桥壳 等。驱动桥是汽车传动系中主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性 能的好坏，驱动桥是汽车中的重要部件，它承受着来自路面和悬架之间的一切力和力矩， 是汽车中工作条件最恶劣的总成之一，如果设计不当会造成严重的后果。本文以驱动桥的传统设计方法为基础，详细研究了迈腾 1.8

2、T 轿车的转向驱动桥的设计 方法，提出了比较可行的设计思路。根据这一思路设计计算出数据并画出转向驱动桥的各 零件图。同时我也查找了现有的迈腾1.8T轿车的驱动桥的结构原理，从样车对驱动桥的整 体构造加深了解，结合最新有关驱动桥的信息和汽车设计书本上的知识来设计计算、绘制 草图，然后运用AUTOCAD软件绘制总装配图，从而提了设计工作效率。关键词：汽车 驱动桥 主减速器 差速器 半轴L0总装團AutoCAD 閤形DWG :-34 菇1主減速器犬斜齿轮Aut oCAD 图形1差速器左亮AutoCAB 图形DWGi 81 即9半轴凸緣AutoCAD 圉形DWG 74 坯行星齿轮十字轴 AutoCAD

3、 閤刑 73 KBDW(V 57锥齿轮差速器半轴齿 轮AutoCAD 图那行星齿轮 AutoCAD 團形73 KB调整鸞母AutoCAD 图形 起理迈謄1.8T轿车转向呃动桥设计Microsqft Wori 9.:设计说明书Microsoft Word 9.1,347 KB任务书Midrosuft Word 9.41 KB幵题报告MicruEuft Ward 9.3 4 KB封面Microsoft Word 9.92 KB1.8t轿车转向驰 动桥设计WinJiAR压缩文件AbstractThe basic function of the Drive Axle is increasing tor

4、que which is from drive shaft or transmission and reducing the speed ,then drive it to the left and right driving wheel; secondly drive axle still withstand the vertical force ,longitudinal force and transverse force between the road and bridge or the body frame ,and braking force , reaction torque

5、,etc. Steering Drive Axle adds the function of shift under the basic of the Drive Axle, so that the car can run according to the driver. Steering Drive Axle include the main drive component, Differential, half axel, universal, Drive Axle Housing, etc. Driving Axle is one of the main assemble of the

6、automotive power train. Whether the design of the Driving Axle is reasonable or not, affect the use of the cars. Driving Axle is the important part of the cars, it withstands the all force and torque between the road and the suspension and its working condition is the worst in cars. If the design is

7、 not right it will cause serious consequences.On the base of the Driving Axle traditional design methods, study the Steering Drive Axle design methods of the Magotan 1.8T carefully and give the practical design methods in this paper. According to this idea and the design data I draw out the parts di

8、agram of the Steering Drive Axle. At the same time I also find the existing Magotan 1.8T sedan Driving Axle structure principle, and better understand the overall structure from the sample car. Combined with the latest information of the Driving Axle and the book of Vehicle Design to design and calc

9、ulation, draw sketches, and them draw the general assembly drawing with auto CAD software, which raised the rate of the design.Keywords: Automotive Driving Axle The Main Drive Component Differential Half Axel目录摘要 0Abstract 11 绪论 12 驱动桥结构方案的选定 13 主减速器设计 33.1 主减速器的结构形式 33.2 主减速器的类型 33.3 主减速器主、从动圆柱齿轮的支

10、承形式 43.4 主减速器的基本参数选择与计算 54. 差速器的设计 144.1 差速器结构形式选择 144.2 普通锥齿轮式差速器齿轮设计 145 驱动车轮的传动装置设计 205.1 半轴的型式 205.2 半轴的设计计算 205.3 半轴的强度较核 215.4 半轴的结构设计及材料与热处理 236 万向节设计 246.1 万向节结构选择 246.2 万向节的材料及热处理 257 驱动桥壳设计 258 转向节设计 269 结论与展望 27参考文献 28附录 29致谢 331 绪论汽车驱动桥位于传动系的末端。其基本功用是增扭、降速和改变转矩的传递方向，即 增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，

11、并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次， 驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作 用力矩等。驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。设计驱动桥时应当满足如下基本要求：1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。3）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。4）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。5）具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩； 在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高 汽

12、车的平顺性。6）与悬架导向机构运动协调。7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。 驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为非断开式驱动桥和断开式驱动桥两大 类。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥，称为非独立悬架驱动桥； 当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥，称为独立悬架驱动桥。独立悬架 驱动桥结构较复杂，但大大提高了汽车在不平路面上的行驶平顺性。2 驱动桥结构方案的选定本次设计的课题为轿车转向驱动桥的设计。现在轿车多采用发动机前置前轮驱动的布置型式，只有高级轿车出于动力性和舒适性 方面的考虑才采用后轮驱动的型式。由于汽车都把前轮作为转向轮，故轿车的驱动

13、桥大多 数为转向驱动桥。首先转向驱动桥在轿车中是指具有转向功能的驱动桥。其主要功能有：一是把变速器 传出的功率经其减速后传递给车轮使车轮转动；二是通过转向器把方向盘所受的转矩传递 给转向杆从而使车轮转向。由于要求设计的是家用汽车的前驱动桥，要设计这样一个级别 的驱动桥，一般选用断开式驱动桥以与独立悬架相适应。该种形式的驱动桥没有一个连接 左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做 相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立 悬架驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架或车厢底板上，或与脊梁 式车架相联。主减速器

14、、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。 两侧的驱动车轮由于采用独立悬架则可以彼此独立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应 地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。综上所述，本设计选择断开式驱动桥的形式。断开式驱动桥结构复杂，成本较高，但 它大大增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车 速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于 驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增加了车轮的抗侧滑能力； 与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增中汽车的不足转向效应，提高汽车的操 纵稳定性。

15、这种驱动桥在轿车和高通过性的越野汽车上应用相当广泛。3 主减速器设计3.1 主减速器的结构形式主减速器的结构型式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及 减速型式的不同而异。影响主减速型式选择的因素有汽车类型、使用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及主减速比i，其中i的大小影响汽车的动力性和经济性。00驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：1）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。2）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。3）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。4）在保证足够的强度、

16、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。5）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。3.2 主减速器的类型按主减速器的类型分，驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：1）中央单级减速器。此是驱动桥结构中最为简单的一种，更具有质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点，是驱动桥的基本形式，因而广泛用于主传动比i W7的汽车上。0因为乘用车一般i = 34.5，所以在主传动比较小的情况下，应尽量采用中央单级0减速驱动桥。2）中央双级主减速器。由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数 值或牵引总质量较大时，合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发 展，而是作为某一特

17、殊考虑而派生出来的驱动桥存在。3）中央单级、轮边减速器。其中，中央单级主减速器在轿车中应用广泛。它有以下几点优点：a 结构最简单，制造工艺简单，成本较低，是驱动桥的基本类型，在传动比较小的乘用 车应用广泛；b 乘用车发动机前置前驱，使得驱动桥的布置形式要求简单，而且结构紧凑；c 随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，汽车使用条件对汽车通过性的要 求降低。d 与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提 高，易损件减少，可靠性提高。按主减速器齿轮的类型的来分，主减速器分为：螺旋锥齿轮传动主减速器，双曲面齿 轮传动主减速器，圆柱齿轮传动主减速器，蜗轮蜗杆传动主

18、减速器。1）螺旋锥齿轮传动；其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上， 主减速齿轮副都采用 90交角的布置方案。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的 轮齿同时啮合，因此螺旋锥齿轮能承受较大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮 合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另一端，因此其工作平稳，即使在高速动转 时，噪声和振动也很小。2）双曲面齿轮传动：其特点是主、从动齿轮的轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都采用 90夹角。 主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上的偏移，称为上偏置或下偏置。该偏移量称为双曲面 齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮

19、轴从另一个齿轮轴的上面或下面 通过。这样就能在每个齿轮的两侧布置尺寸紧凑的支承。这对于增强支承刚度，保证齿轮 正确啮合，从而提高齿轮寿命大有益处。与螺旋锥齿轮由于齿轮副的轴线相交而使主、从 动齿轮的螺旋角相等的情况不同，双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动 齿轮的螺旋角，因此，双曲面齿轮传动副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端 面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这就使双曲面齿轮传 动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度及刚度。其 增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面齿轮传动的主动齿轮的直径及螺旋角 都较大，所

20、以相啮合轮齿的当量曲率半径比相应的螺旋锥齿轮当量半径大，其结果是齿面 间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负 荷可提高达 175%。如果双曲面主动齿轮的螺旋角变大，则不产生根切的最少齿数可减小， 所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比的传动。当要求传动比较大而轮廓尺寸有限时， 采用双曲面齿轮传动更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮轴径相等，则双曲面从 动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的小。3）蜗杆-蜗轮传动简称蜗轮传动：蜗轮传动在汽车的驱动桥上也有所应用。蜗轮传动相对于螺旋锥齿轮及双曲面齿轮传 动有一系列的优点。首先，在结构质量较小的情况下，采用蜗轮传动时单

21、级减速即可得到 大的传动比。因此，在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎直径之间 的配合要求有大的主减速比（通常菁814 ）时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便, 这时就不需要有第二级减速了。而主减速器采用其他类型的齿轮时，就需要用结构较复杂、 轮廓尺寸及质量均较大且传动效率较低的双级减速；其次，蜗轮传动在整个使用期间在任 何转速下都能工作得非常平稳、最为静寂无噪声；再者，与锥齿轮传动相比，蜗轮传动更 便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的布置。另外，蜗轮传动还具有：能传递大的载荷， 使用寿命长，在整个使用期间有高的传动效率，结构简单、拆装方便、调整容易等一系列 的优点。与螺旋锥齿

22、轮及双曲面齿轮主减速器相比，其惟一的缺点是要用昂贵的有色金属 （青铜）制造，材料成本高，因此未能在大批量生产的汽车上推广应用。由于迈腾 1.8T 的轿车的发动机采用的是横置的形式，变速器也采用横置式，所以动 力输出的方向正好与前桥轴线的方向平行。因此，此设计不必采用圆锥齿轮来改变动力旋 转的方向，采用圆柱齿轮传动就可以满足要求。一般采用斜齿圆柱齿轮传动，驱动桥为断 开式。动力通过左右两根半轴传递给车轮。3.3 主减速器主、从动圆柱齿轮的支承形式现代汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种：1） 悬臂式：齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承的外侧；2） 骑马式：齿轮前后两端的轴颈均

23、以轴承支承，故又称为“两端支承式”。 采用骑马式支承结构，可以使刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小， 约减小到悬臂式支承的 1/30 以下。由于结构的原因，主减速器的小斜齿轮采用骑马式安 装，而主减速器的大齿轮也采用骑马式安装。3.4 主减速器的基本参数选择与计算3.4.1 主减速比 i 的确定0主减速比 i 的大小对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量以及变速器处于最高档位 0时汽车的动力性和燃料经济性都有直接的影响。主减速比 i 的选择，应在汽车总体设计时 0和传动系的总传动比（包括变速器、分动器和取力器、驱动桥等传动装置的传动比）一起 由汽车的整车动力计算来确定。由于发动机的工

24、作条件和汽车传动系的传动比（包括主减 速比）有关，可以采用优化设计方法对发动机参数与传动系的传动比及主减速比 i 进行最 0 优匹配，以使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。对于具有很大功率储备的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率P 的情况下，所选择的i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速 e max0V 。这时 i 值就按下式来确定：a max0rn3-1)i = 0.377 x-p -0V ia max gh式中：r车轮的滚动半径，m；rn 最大功率时发动机的转速， r/min；pv 汽车的最高车速， km/h；a maxi 变速器最高挡传动比，通常为 1

25、。 gh查阅迈腾 1.8T 轿车的有关资料得：轮胎类型与规格： 215/55 R16其中：215为轮胎名义断面宽度（mm）；55 为轮胎名义高宽比（扁平率）；R 为子午线结构代号；16为轮辋名义直径（in）；查长度单位换算表得： 1 英寸=2.54 厘米因此：轮辋名义尺寸直径16in=2.54 *16cm=40.64cm所以车轮的自由半径为r=40.64*10/2+215*0.55=321.45mm对汽车作静力学分析时，应该用静力学半径；而作运动学分析时，应该用滚动半径但通常不计它们的差别统称为车轮半径r。在本设计中认为二者数值相同。即：r = 0.32145mr查资料得：最大功率时发动机的转

26、速为：n = (50006200)rpm暂取n = 5321rpm pp汽车最高车速为： v = 211Km / ha max变速器最高档传动比为： i = 0.838 gh代入公式(3-1)得rni = 0.377 x -0V ia max gh= 0.377x0.32145x5321211x 0.838= 3.4669为计算方便取i = 3.64703.4.2 主减速器齿轮计算载荷的确定由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路 面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的

27、转矩( T 、T )的较小者，je用作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷， 即：T i K 耳 /(32)T e max TL 0 T J,G(33)=2rj9耳 iLB LB式中：T发动机最大转矩，Nm；e maxiTL由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；耳传动系上述传动部分的传动效率，取耳=0.9 ；TTK 由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车、0矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取K = 1 ；当性 0能系数f 0时，可取K = 2，或由实验决定； p0n该汽车的驱动桥数目；G

28、汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷(对于驱动桥来说，应考虑到2汽车最大加速时的负荷增大量)， N；申一一轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取9 = 0.85 ；对于越野汽车，取申二1.0;对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取申二1.25 ；r 车轮的滚动半径， m；r耳,i 分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动桥之间的传动效率和传LB LB 动比（例如轮边减速等） 查资料得：T 二 250 N me maxi = 3.467 x 3.778 = 13.77792TL耳=0.9T由后面式（3-5）计算得f 0，故：K = 2 p0由于该轿车只有一个驱动桥则：

29、n = 1由后面计算得：汽车满载有总重量为G = 1915x 10 = 19150Kg ,a 查参考文献1汽车轴荷分配中乘用车发动机前置前驱满载时前轴分配为 47% 60%。本设计中取58%， G =19150x0.58=11107N2由于该轿车是安装一般轮胎的公路用汽车，贝U： 9 = 0.85由上面计算可得： r = 0.32145mr由经验得：耳 =0.96LB由于该轿车无轮边减速器，贝： i =1LB将上述参数值代入公式（3-2）、（3-3）中计算得jeT i K耳e max TL0250 x 13.77792 x 2 x 0.91=6200 N j9G 9r2 rn iLB LB11

30、107 x 0.85 x 0.321450.96 x 1=3161.2 N m汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车贝在高负荷低车速条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用 转矩。但对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩T为 mjm巴 +G” (f + f + f ) N m i 耳 n R H pLB LB3-4)式中：G汽车满载总重量，N；aG 所牵引的挂车的满载总重量，N,但仅用于牵引车的计算; rr 车轮的滚动半径， m；r道路滚动阻力系数，计算

31、时对于轿车可取f =0.0100.015；对于载货汽车RR可取0.0150.020；对城越野汽车可取0.0200.035；汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08；对载货汽车和城 H市公共汽车取0.050.09；对长途公共汽车取0.060.10；对越野汽车取0.090.30；汽车或汽车列车的性能系数：p律 0.195(G + G )16 aT-Te max(3-5)0.195(G + G )aTTe max 16时，取fpi 、耳、n、T 和等见式（3-2）和式（3-3）下的说明。 LB LBe max由参考文献1得查得汽车总质量m的计算方法: a乘用车的总质量m是指装备齐全，并

32、按规定装满客、货时的整车质量。 a乘用车的总质量m由整备质量m、乘员和驾驶员质量以及乘员的行李质量三部分组成。 a0其中，乘员和驾驶员每人质量按每人质量按65kg计，于是：m 二 m + 65n + a na0该式中，n为包括驾驶员在内的载客数；a为行李系数，可按参考文献1表1-5提供的数 据取用。迈腾1.8T的整车整备质量为1540Kg；故 m 二 1540 + 65 x 5 +10 x 5 二 1915Kg ；a即 G 二 1915 x 10 二 19150Kg ；a由于是轿车，所以G =0 ；r由上得：r 二 0.32145 ；r轿车选用 f 二 0.010 0.015，取 f 二 0.

33、0125 ；RR汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取f二0.08；HTe max1则按fp =而律 0.195(G + G16 aT-Te max _ 1 P _而计算得：16 Of 十Gt)Te max=0.01063经计算 .195(G + Gt)二 14.937 12.431 fsn 屮 Z 2b d 1 FP1）确定轮齿的许用弯曲应力bFP 按参考文献4（5-26）计算两齿轮的许用弯曲应力b, b （ MPa ）分别按下式确定FP1FP 2G = F lim ST Y(3 7)FP SNF min式中：b 试验齿轮齿根的弯曲疲劳极限，查参考文献4图5-32；F limY 试验

34、齿轮的应力修正系数，本书采用国家标准给定的 b 值计算时， STF limY = 2 ；STY 弯曲疲劳强度计算的寿命系数，一般取Y = 1。当考虑齿轮工作在有限寿NN 命时，弯曲疲劳许用应力可以提高的系数，查参考文献4图 5-34；S弯曲强度的最小安全系数。一般传动取S =1.31.5 ；重要传动取F minF minS=1.63.0；F min由上得：b二430MPaFlin取 Y 二 2 , Y 二 1, S = 1.8STNF min把各参数代入式(3-7)中得：b Y430 x 2b = flim stY =x 1 = 477.7778MPaFP S N 1.8F min2) 计算小

35、齿轮的名义转矩T1T = 661.3/3.467 = 190.7413N m13）选取载荷系数 K因为是斜齿轮传动，且加工精度为了 7级，故K可选小些，取K=1.44）初步选定齿轮参数取 Z = 23, Z = i x Z = 3.647 x 23 = 83.881.1 2 1取 Z = 84，25）齿宽系数屮的选择：d屮选大值时，可减小直径，从而减小传动的中心距，并在一定程度上减轻包括箱体在内的d 整个传动装置的重量，但是却增大了齿宽和轴向尺寸，增加了载荷分布的不均匀性。屮的推荐值为：d当为软齿面时，齿轮相对于轴承对称布置时，屮=0.81.4；d非对称布置时，屮=0.61.2；d悬臂布置或开

36、式传动时，屮=0.30.4。d当为硬齿面时，上述屮值相应减小50%。d取屮=0.5，并取0二15。；d得到 u=84/23=3.652。6）确定复合系数因两轮所选材料及热处理相同，则G相同，故设计时按小齿轮的复合齿形系数Y代FP FS 1入即可。而Z 二Z/ 二 23/25.52093V1/ COS3 0 COS3 15。由参考文献4图5-38查得Y =4.18FS1将上述参数代入式（3-6），得二 12.4犖 KTJfs3 屮 z 2Gd 1 FP12：1，4 x190,7413 x 4，181 0.5 x 232 x 477.7778二 2.56323mm按参考文献4表5-1取标准模数，取

37、m = 3 mm n则中心距m (Z + Z )3 x (23 + 84)a = n 12 =2 CoS 02 x CoS15。=166.1618mm为了便于加工和校验，取中心距a=166.1618mmm (Z + Z )3 x (23 + 84)COS 0 = n 12 =2a2 x 166.1618= 0.9659故得到0 = arCCOS（0.96559） =15.00572。7）计算其它几何尺寸mZd = n_11 COS 03 x 230.9659= 71.4341mmmZd =n_22COS 03 x 840.9659= 260.8966mmb =屮 d = 0.5 x 71.43

38、597 = 35.71799mm 取 b = 36mm2 d 12b = b + (5 10)mm = 41 46mm 取 b = 45 mm1 2 13.4.3.2.2 校核齿面的接触强度由参考文献4式(5-47)可知q = 109ZHKT u +11-E bd 2 u3-8)ZE 二 189& MPaZ 为弹性系数，当齿轮都为钢制， E代入公式（3-8）得1：36 x 71.4359623.652Q H =叫薛字=109x 189.8筑64X7釁=890.2347MPa齿面许用接触应力q 按参考文献4 式（5-27）计算，因为主减速器为较重要传动，取最HP小安全系数S = 1.4，Z二1，

39、Z二1，则H minNwQ H4im0 X1X1 1071MPaHP S N w 1.4H min因为Q 1.6mm时,25.4K 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承式时，K =1.001.10；mm当一个齿轮用骑马式支承时，K =1.101.25支承刚度大时取小值。mF计算齿轮的齿面宽,mm；F 二（0.25 0.30）A ; F 10m ；0m 端面模数， mm； 参数的选取与计算： MINT , T L 3161.2 N mje 用T 二 661.3 N m jmn = 10Z = 162J 二 0.2255K 二 20K 二 1VK =车上=车-55 = 0.682154s 4 2

40、5.44 25.4K =1.05mF =13m = 5.5以 T 计算所得的汽车差速器齿轮轮齿的弯曲应力 jm=200.3024MPa 210.9MPa2 x 103 TKKK2 x 103 x 661.3 x 2 x 0.682154 x 1.05j_0sm MPa =K FZ m2J1x13x16x5.52x0.2255v2按Te，J两种计算转矩中的较小值进行计算所得的汽车差速器齿轮轮齿的弯曲应力:2x103T K K K2x103x3161.2x2x0.682154x1.05=957.5020MPa 取许用应力L = 500MPa代入计算得：二 27.6mm,16 x T x 1000 _ 16 x 2066.755 x 1000 i1 点 3.1415926 x 500 出于对安全系数以及半轴强度的较核的考虑，取 d=36mm。