壓縮包內含CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985
摘 要
驅動橋是汽車傳動系的重要組成部分，它主要由主減速器、差速器、半軸和橋殼等組成。其主要作用是降低轉速、增大轉矩，以及實現(xiàn)汽車行駛運動學所要求的差速功能，并且還要承受作用于路面與車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力等。
根據(jù)類似車型并參考《汽車設計》《汽車理論》等書籍確定了驅動橋各部件的設計方案。本次設計車型為微型貨車，采用非斷開式驅動橋、單級主減速器、對稱式錐齒輪差速器、全浮式半軸、整體鑄造式橋殼。在本次設計中完成了主減速器、差速器、半軸、橋殼及軸承的設計計算及校核。利用MATLAB對差速器進行優(yōu)化，結果差速器的體積減少16%。利用AutoCAD繪制了驅動橋零件及總成的二維圖，利用SolidWorks軟件對驅動橋進行了三維建模。該驅動橋結構簡單、工作可靠、制造成本低。
關鍵詞：微型貨車，整體式驅動橋，差速器優(yōu)化，SolidWorks三維建模
ABSTRACT
The drive axle is an important part of the automotive powertrain. It is mainly composed of the main reducer, differential, axle and axle housing. Its main role is to reduce the speed, increase the torque, and to achieve the required differential function of the vehicle kinematics, and also to withstand the vertical force, longitudinal force and lateral force acting between the road and the frame or body.
According to similar models reference "car design" "car theory" and other books to determine the design of the drive axle components. The design of this model is a mini-van, using a non-disconnected drive axle, a single-stage main reducer, a symmetric bevel gear differential, a full-floating axle shaft, and an integrally cast axle housing. In this design, the design, calculation and verification of the final reducer, differential, axle, axle housing and bearing were completed. Using MATLAB to optimize the differential, the result is a 16% reduction in the volume of the differential. The two-dimensional maps of the drive axle parts and assembly were drawn using AutoCAD, and the three-dimensional modeling of the drive axle was performed using SolidWorks software. The drive axle has a simple structure, reliable operation and low manufacturing cost.
Keywords: mini-truck，integral drive axle，differential optimization，SolidWorks 3D modeling
目 錄
第1章 緒論 1
1.1 概述 1
1.1.1 汽車驅動橋設計要求 1
1.1.2 國內外汽車驅動橋發(fā)展現(xiàn)狀 1
1.2 設計內容及方法 2
第2章 汽車總體設計 3
2.1 汽車形式選擇 3
2.1.1 軸數(shù) 3
2.1.2 驅動形式 3
2.1.3 布置形式 3
2.2 汽車主要參數(shù)選擇 4
2.2.1 汽車主要尺寸確定 4
2.2.2 汽車質量參數(shù)確定 5
2.2.3 汽車性能參數(shù)確定 7
2.2.4 發(fā)動機的選擇及參數(shù)確定 9
2.3 輪胎的選擇 11
2.4 本章小結 11
第3章 驅動橋總成的結構方案分析和選擇 12
3.1 非斷開式驅動橋 12
3.2 斷開式驅動橋 12
3.3 本章小結 13
第4章 主減速器設計 14
4.1 主減速器結構形式選擇 14
4.1.1 主減速器減速形式選擇 14
4.1.2 主減速器齒輪類型選擇 16
4.1.3 主減速器主從動錐齒輪支撐方式選擇 17
4.2 主減速器齒輪計算與校核 19
4.2.1 主減速比確定 19
4.2.2 變速器傳動比及各擋傳動比確定 20
4.2.3 主減速器齒輪載荷確定 20
4.2.4 主減速器錐齒輪基本參數(shù)確定 22
4.2.5 主減速器弧齒錐齒輪幾何尺寸計算 25
4.2.6 主減速器弧齒錐齒輪強度計算 26
4.2.7 主減速器齒輪材料選擇及熱處理 30
4.3 主減速器軸承計算 31
4.4 錐齒輪軸承型號確定 35
4.5. 主減速器錐齒輪軸設計 38
4.5.1 主減速器錐齒輪軸結構設計 38
4.5.2 主減速器主動齒輪軸的校核 38
4.6 主減速器的潤滑 42
4.7 本章小結 42
第5章 差速器設計及優(yōu)化 43
5.1 差速器結構及形式選擇 43
5.2 差速器齒輪主要參數(shù)選擇 44
5.2.1 行星齒輪數(shù) 44
5.2.2 行星齒輪球面半徑 44
5.2.3 行星齒輪與半軸齒輪參數(shù)確定 44
5.2.4 差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的確定 45
5.2.5 壓力角 45
5.3 差速器的優(yōu)化設計 45
5.3.1 優(yōu)化函數(shù)設計 45
5.3.2 行星齒輪安裝孔直徑及深度確定 45
5.4 差速器齒輪強度計算 48
5.5 差速器齒輪材料選擇 49
5.6 本章小結 49
第6章 驅動半軸設計 50
6.1 半軸結構形式選擇 50
6.2 半軸的設計與計算 50
6.2.1 半軸桿部徑確定 50
6.2.2 半軸的強度校核 51
6.3 半軸花鍵設計計算 51
6.3.1 半軸花鍵尺寸參數(shù)計算 51
6.3.2 半軸花鍵強度校核 52
6.4 半軸花鍵結構設計及材料選擇 52
6.5 本章小結 53
第7章 驅動橋殼設計 54
7.1 橋殼結構形式選擇 54
7.2 橋殼的強度計算和校核 54
7.2.1 橋殼的靜彎曲應力計算 54
7.2.2 汽車在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度計算 56
7.2.3 汽車以最大牽引力行駛時橋殼的強度計算 57
7.2.4 汽車緊急制動時橋殼的強度計算 58
7.3 本章小結 60
第8章 驅動橋三維建模 61
8.1 SolidWorks簡介 61
8.2 主減速器齒輪建模 61
8.3 差速器建模 63
8.4 驅動橋整體建模 65
8.5 本章小結 66
第9章 結論 67
參考文獻 68
致 謝 69
附錄A：差速器優(yōu)化設計程序 70
89
XXXX學院XX設計
第1章 緒論
1.1 概述
驅動橋是汽車傳動系的重要組成部分。它位于傳動系的末端，其基本功用首先是增扭、減速，改變轉矩的傳遞方向，并允許左右車輪以不同的轉速旋轉，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，并將轉矩合理地分配給左、右驅動車輪；其次，驅動橋還要承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。
汽車驅動橋結構型式和設計參數(shù)除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。另外，汽車驅動橋在汽車的各種總成中也是涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成。例如，驅動橋包含主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置（半軸及輪邊減速器）、橋殼和各種齒輪。因此，通過對汽車驅動橋的設計，能夠更好地掌握汽車與機械之間更為全面的知識。
1.1.1 汽車驅動橋設計要求
設計驅動橋時應當滿足如下基本要求：
1、選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。
2、外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性要求。
3、齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。
4、在各種載荷和轉速工況下有高的傳動效率。
5、具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，以減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車行駛平順性。
6、與懸架導向機構運動協(xié)調；對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調。
7、結構簡單，加工工藝好，制造容易，維修、調整方便。
1.1.2 國內外汽車驅動橋發(fā)展現(xiàn)狀
目前我國正在大力發(fā)展汽車產業(yè)，采用后輪驅動汽車的平衡性和操作性都將會有很大的提高。后輪驅動的汽車加速時，牽引力將不會由前輪發(fā)出，所以在加速轉彎時，司機就會感到有更大的橫向握持力，操作性能變好。維修費用低也是后輪驅動的一個優(yōu)點，盡管由于構造和車型的不同，這種費用將會有很大的差別。如果變速器出了故障，對于后輪驅動的汽車就不需要對差速器進行維修，但是對于前輪驅動的汽車來說也許就有這個必要了，因為這兩個部件是做在一起的。所以后輪驅動必然會使得乘車更加安全、舒適，從而帶來可觀的經濟效益。目前國內研究的重點在于:?從橋殼的制造技術上尋求制造工藝先進、制造效率高、成本低的方法；從齒輪減速形式上將傳統(tǒng)的中央單極減速器發(fā)展到現(xiàn)在的中央及輪邊雙級減速或雙級主減速器結構；從齒輪的加工形式上車橋內部的的主從動齒輪、行星齒輪及圓柱齒輪逐漸采用精磨加工，以滿足汽車高速行駛要求及法規(guī)對于噪聲的控制要求。
總之，我國汽車驅動橋的研究設計與世界先進驅動橋設計技術還有一定的差距，我國車橋制造業(yè)雖然有一些成果，但都是在引進國外技術、紡制、再加上自已改進的基礎上了取得的。個別比較有實力的企業(yè)，雖有自己獨立的研發(fā)機構但都處于發(fā)展的初期。在科技迅速發(fā)展的推動下，高新技術在汽車領域的應用和推廣，各種國外汽車新技術的引進，研究團隊自身研發(fā)能力的提高，我國的驅動橋設計和制造會逐漸發(fā)展起來，并跟上世界先進的汽車零部件設計制造技術水平。
1.2 設計內容及方法
本設計的主要內容及方法包括以下六個方面:
(1)驅動橋和主減速器、差速器、半軸、驅動橋橋殼的結構形式選擇；
(2)主減速器的參數(shù)選擇與設計計算及主減速齒輪強度校核；
(3)差速器的設計與計算，并利用MATLAB對差速器進行優(yōu)化；
(4)半軸的設計與計算；
(5)驅動橋橋殼的結構設計及強度校核；
(6)CAD繪制裝配圖、零件圖；
(7)利用SolidWorks建立三維模型 。
第2章 汽車總體設計
2.1 汽車形式選擇
不同形式的汽車，主要體現(xiàn)在軸數(shù)、驅動形式以及布置形式上有區(qū)別。
2.1.1 軸數(shù)
汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸。影響選取軸數(shù)的因素主要由汽車的總質量、道路法規(guī)對軸載質量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結構等。
隨著設計汽車的乘員數(shù)增多或裝載質量增加，汽車的整備質量和總質量也增大。在汽車軸數(shù)不變的情況下，汽車總質量增加以后，使公路承受的負荷增加。當這種負荷超過了公路設計的承載能力以后，公路會被破壞，使用壽命也將縮短。為了保護公路，有關部門制定了道路法規(guī)，對汽車的軸載質量加以限制。當所設計的汽車總質量增加到軸荷不符合道路法規(guī)的限定值時，設計師可選擇增加汽車軸數(shù)來解決。汽車軸數(shù)增加以后，不僅軸，而且車輪、制動器、懸架等相應增多，使整車結構變得復雜，整備質量以及制造成本增加。若轉向軸數(shù)不變，汽車的最小轉彎直徑又增大，后軸輪胎的磨損速度也加快，所以增加汽車軸數(shù)是不得已的選擇?？傎|量小于19t的商用車一般采用結構簡單、成本低廉的兩軸方案?？傎|量在19~26t的，一般采用三軸形式，總質量更大的汽車宜采用四軸和四軸以上的形式[1]。由于本車的最大總質量為3.1t，故采用兩軸式。
2.1.2 驅動形式
汽車的驅動形式有很4×2、4×4、6×2、6×4、6×6、8×4、8×8等，其中前一位數(shù)字表示汽車車輪總數(shù)，后一位數(shù)字表示驅動輪數(shù)。汽車的用途、總質量和對車輛通過性的要求等，是影響選取驅動形式的主要因素。增加驅動輪數(shù)能夠提高汽車的通過能力，驅動輪數(shù)越多，汽車的結構越復雜，整備質量和制造成本也隨之增加，同時也使汽車的總體布置工作變得困難。乘用車和總質量小些的商用車，多采用結構簡單、制造成本低的4×2驅動形式。總質量在19~26t的公路用車輛，采用6×2或6×4驅動形式。對于越野車，為提高其通過性，可采用4×4、6×6、8×8的驅動形式[1]。本設計微型貨車采用結構簡單、制造成本低的4×2后雙胎的驅動形式。
2.1.3 布置形式
汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅動橋和車身（或駕駛室）的相互關系和布置特點而言。汽車的使用性能除取決于整車和各總成的有關參數(shù)以外，其布置形式對使用性能也有很重要影響。本車采用平頭式貨車，發(fā)動機前置后橋驅動設計。
2.2 汽車主要參數(shù)選擇
汽車的主要參數(shù)包括尺寸參數(shù)、質量參數(shù)和汽車性能參數(shù)。
2.2.1 汽車主要尺寸確定
汽車的主要參數(shù)有外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸、車頭長度和車廂尺寸等。
1、外廓尺寸
汽車的主要尺寸參數(shù)有外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸、貨車車頭長度和車廂尺寸等。
汽車的長、寬、高稱為汽車的外廓尺寸。影響確定汽車外廓尺寸的因素除法規(guī)和汽車的用途外，還有載客量或裝載質量及涵洞和橋梁等道路尺寸條件。汽車長度尺寸小些不僅可以減少形式期間需要占用的道路長度，同時還可以增加車流密度，在停車時占用的停車面積也小。除此之外，汽車的整備質量相應減少，這對提高比功率，比轉矩和燃油經濟性有利。
GB1589-1989汽車外廓尺寸限界規(guī)定如下：貨車、整體式客車總長不應超過12m，單鉸接式客車不超過18m，半掛汽車列車不超過16.5m，全掛汽車列車不超過20m；不包括后視鏡，汽車寬不超過2.5m；空載、頂窗關閉狀態(tài)下，汽車高不超過4m；后視鏡等單側外伸量不得超過最大寬度處250mm；頂窗、換氣裝置開啟時不得超出車高300mm[1]。根據(jù)設計要求，并參考同類車型，本車的外廓尺寸如下：5300×1735 ×2050（mm）。
2、軸距
軸距L對整備質量、汽車總長、汽車最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。
原則上對發(fā)動機排量大的乘用車、載質量或載客量多的貨車或客車，軸距取得越長。對機動性要求高的汽車，軸距宜取短些。根據(jù)本車設計要求，汽車總質量3000kg，參考表2-1，取軸距L=2800 mm。
表2-1 汽車的軸距和輪距
車型
類別
軸距L/mm
輪距B/mm
4x2貨車
1.8~6.0
2300~3600
1300~1650
6.0~14.0
3600~5500
1700~2000
3、前輪距和后輪距
改變汽車輪距B會影響車廂或駕駛室內寬、汽車總寬、總質量、側傾剛度、最小轉彎直徑等因素發(fā)生變化。受汽車總寬不得超過2.5m限制，輪距不宜過大。但在選定的前輪距范圍內，應能布置下發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙。在確定后輪距時，應考慮車架兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度及它們之間應留有必要的間隙。根據(jù)表2-1并參考同類型車。取前輪距，后輪距。
4、前懸和后懸
前懸尺寸對汽車通過性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板彈簧床度、上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。初選的前懸尺寸，應當在保證能布置總成、部件的同時盡可能短些。
后懸尺寸對汽車通過性、汽車追尾時的安全性、貨箱長度或行李箱長度、汽車造型等有影響，并取決于軸距和軸荷分配的要求。總質量在1.8~14.0t的貨車后懸一般在1200~2200mm之間。參考同類車型并根據(jù)本車特點確定前懸：=1200mm，后懸：=1300mm。
5、貨車車頭長度
貨車車頭長度系指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。車身形式，即長頭型還是平頭型對車頭長度有絕對影響。此外，車頭長度尺寸對汽車外觀效果、駕駛室居住性、汽車面積利用率和發(fā)動機的接近性等有影響。
平頭型貨車一般在1400~1500mm之間。參考同類車型并根據(jù)本車特點確定本設計車頭長度為1450mm。
6、貨車車廂尺寸
對于能達到較高車速的貨車，使用過寬的車廂會增加汽車迎風面積，導致空氣阻力增加。車廂內長應在滿足運送貨物達到額定噸位的條件下盡可能取短些，以利于減小整備質量。
根據(jù)本車設計和參考其他同類型貨車，取長為3.4mm。
2.2.2 汽車質量參數(shù)確定
1、質量系數(shù)
質量系數(shù)是指汽車載質量與整車整備質量的比值，即。該系數(shù)反映了汽車的設計水平和工藝水平，值越大，說明該汽車的結構和制造工藝越先進。
根據(jù)表2-2可知裝汽油機的貨車為0.80~1.10，則取=1.00。
表2-2 貨車的質量系數(shù)
車型
參數(shù)
總質量/t
貨 車
1.8
0.80~1.10
6.0<
1.20~1.35
14.0
1.30~1.70
注：裝柴油機的貨車為0.80~1.00。
2、整車整備質量
整車整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人時的整車質量。由初始設計數(shù)據(jù)可知貨車最大總質量為12t即由式（2-1）可算得。
（2-1）
其中，為包括駕駛員及隨行人員數(shù)在內的人數(shù)，應等于座位數(shù)，本設計車輛準載人數(shù)為2人，故=2。由上一小節(jié)可知，故。帶入數(shù)據(jù)解得整車整備質量=1485kg。
3、汽車的載質量
汽車的載質量是指在硬質良好路面上行駛時所允許的額定載質量。由上一小節(jié)可知=1485kg。
4、軸荷分配
汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支撐平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載總質量的百分比來表示。各類汽車的軸荷分配見表2-3。
表2-3 各類汽車的軸荷分配
車 型
滿載
空載
前軸
后軸
前軸
后軸
商
用
貨
車
后輪單胎
32%~40%
60%~68%
50%~59%
41%~50%
后輪雙胎，長、短頭式
25%~27%
73%~75%
44%~48%
51%~56%
后輪雙胎，平頭式
30%~35%
65%~70%
48%~54%
46%~52%
后輪雙胎
19%~25%
75%~81%
31%~37%
63%~69%
根據(jù)設計要求，采用的是商用車后輪雙胎，平頭式。則取滿載時，前后軸分別為30%、70%。取空載時前后軸分別為48%、52%。
2.2.3 汽車性能參數(shù)確定
1、動力性參數(shù)
汽車動力性參數(shù)包括最高車速、加速時間t、上坡能力、比功率和比轉矩等。
（1）最高車速 隨著道路條件的改善，特別是高速公路的修剪，汽車尤其是發(fā)動機排量大些的乘用車最高車速有逐漸提高的趨勢。乘用車的最高車速大于商用貨車和客車的最高車速。排量大些乘用車的最高車速要大于排量小些乘用車的最高車速?？傎|量小些的商用貨車最高車速稍大于總質量大些商用貨車的最高車速。不同車型的最高車速的范圍見表2-4。
表2-4 汽車動力性參數(shù)范圍
汽 車 類 型
最高車速km/h
比功率kw/t
比轉矩N·m/t
貨 車
最大總質量
/t
80~135
16~28
30~44
15~25
38~44
根據(jù)所設計的要求，貨車最大總質量為3.1t，則最高車速在80~135之間，取=100km/h。
（2）加速時間t 汽車在平直的良好路面上，從原地起步開始以最大加速度加速到一定車速所用去的時間，稱為加速時間。對于最高車速>100km/h的汽車，加速時間常用加速到100km/h所需的時間來評價。對于低于100km/h的汽車，加速時間可用加速到60km/h所需的時間來評價。
（3）上坡能力 用汽車滿載時在良好路面上的最大坡度阻力系數(shù)來表示汽車的上坡能力。因乘用車、貨車、越野汽車的使用條件不同，對它們的上坡能力要求也不一樣。通常要求貨車能克服30%坡度，越野汽車能克服60%坡度。
（4）汽車比功率和比轉矩 比功率是汽車所裝發(fā)動機的標定額定功率與汽車最大總質量之比，即。它可以綜合反映汽車的動力性，比功率達的汽車加速性能、速度性能要好于比功率小些的汽車。
比轉矩是汽車所裝發(fā)動機的最大轉矩與汽車總質量之比，=/。它能反映汽車的牽引能力。
2、燃油經濟性參數(shù)
汽車的燃油經濟性用汽車在水平的水泥或瀝青路面上，以經濟車速或多工況滿載行駛百公里的燃油消耗量（L/100km）來評價。該值越小燃油經濟性越好。未來的發(fā)展趨勢是百公里燃油消耗量繼續(xù)減少，如正在研制的超經濟型乘用車的目標百公里燃油經濟消耗量為3L/100km。貨車有時用單位質量的百公里油耗量來評價，如表2-5所示。
表2-5 貨車單位質量百公里燃油消耗量
總質量/t
汽油機
柴油機
6~12
2.68~2.82
1.55~1.86
>12
2.50~2.60
1.43~1.53
3、轉向盤轉至極限位置時，汽車前外轉向輪輪轍中心在支承平面平面上的軌跡元直徑，成為汽車最小轉彎直徑。它是用來描述汽車轉向機動性，是汽車轉向能力和轉向安全性能的一項重要指標。貨車的最小轉彎直徑見表2-6。
表2-6 貨車的最小轉彎直徑
車 型
級 別
/m
商
用
貨
車
最大總質量
/t
1.8
8.0~12.0
1.8<6.0
10.0~19.0
6.0<14.0
12.0~20.0
>14.0
13.0~21.0
4、通過性幾何參數(shù)
總體設計要確定的通過性幾何參數(shù)有：最小離地間隙、接近角、離去角、縱向通過半徑等。貨車的通過性參數(shù)視車型和用途而異，其范圍見表2-7。
表2-7 汽車通過性的幾何參數(shù)
車 型
/mm
/( °)
/( °)
/m
4×2貨車
180~300
40~60
25~45
2.3~6.0
4×4貨車、6×6貨車
260~350
45~60
35~45
1.9~3.6
根據(jù)上表中的范圍，可分別取最小離地間隙=200、接近角=50、離去角=30、縱向通過半徑=4.0。
5、操作穩(wěn)定性參數(shù)
（1）轉向特性參數(shù)為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車應具有一定程度的不足轉向。通常用汽車以0.4g的向心加速度沿定圓轉向時，前、后側偏角之差作為評價參數(shù)。此參數(shù)在1°~3°為宜。
（2）車身側傾角汽車以0.4g的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側傾角控制在3°以內較好，最大不允許超過7°。
（3）制動前俯角為了不影響乘坐舒適性，要求汽車以0.4g的減速度制動時，車身的前俯角不大于1.5°。
6、制動性參數(shù)
汽車制動性是指汽車在制動時，能在盡可能短的距離內停車且保持方向穩(wěn)定，下長坡時能維持較低的安全車速并有一定坡道上長期駐車的能力。GB7258-1997《機動車運行安全條件》中規(guī)定的路試檢驗行車制動和應急制動性能要求，列于表2-8中。
表2-8 路試檢驗行車制動和應急制動性能要求
車 輛 類 型
行 車 制 動
應 急 制 動
制動初車速（km/h）
制動距離
/m
FMDD/(m/s)
試車道寬度/m
踏板力/N
制動初車速（km/h）
制動距離/m
FMDD/(m/s)
操縱力/N()
其他總質量的汽 車
滿載
50
2.5
700
30
18
2.6
手600
腳700
空載
450
7、舒適性
汽車應為乘員提供舒適的乘坐環(huán)境和方便的操縱條件，稱之為舒適性。其中，汽車行駛平順性常用垂直振動參數(shù)評價，包括頻率和振動加速度等，此外懸架動撓度也用來作為評價參數(shù)之一。貨車的懸架動撓度、靜撓度和偏振見表2-9。
表2-9 懸架的靜撓度、動撓度和偏振n
車 型
參 數(shù)
靜撓度/mm
動撓度/mm
偏振n/Hz
貨 車
50~110
60~90
1.5~2.2
2.2.4 發(fā)動機的選擇及參數(shù)確定
1、發(fā)動機最大功率和相應轉速
根據(jù)所設計汽車應達到的最高車速(km/h),用式（2-2）估算發(fā)動機最大功率
(2-2)
式中：—發(fā)動機最大功率(kw)；
—傳動效率，，為五擋變速器傳動效率，為輔助變速器傳動效率，為單級減速主減速器傳動效率，為傳動軸的萬向節(jié)傳動效率；
—汽車總質量3100kg；
g—重力加速度9.8m/s；
—滾動阻力系數(shù)，對乘用車，對貨車取0.02，礦用自卸車取0.03，用代替，=100km/h，；
—空氣阻力系數(shù)，乘用車取0.30~0.35，貨車取0.80~1.00，客車取0.60~0.70，取=1；
A—汽車正面投影面積，A==1.7352.05=3.577。
把=0.86、=3100kg、g=9.8m/、=0.02、=100km/h、=1、A=3.577代入式（2-2）中，算得=73kw。
貨車還能根據(jù)同樣總質量與同樣類型車輛的比功率統(tǒng)計數(shù)據(jù)，選擇發(fā)動機的功率。查《汽車理論》第五版圖3-1a）可得，當汽車總質量為3.1t時，對應的汽車比功率為20kw/t，故。
綜上所述，選擇發(fā)動機的最大功率為73kw。
最大功率對應轉速的范圍如下：汽油機的在3000~7000r/min，因乘用車最高車速高，值多在4000r/min以上；總質量小些的貨車的值在4000~5000r/min之間，總質量居中貨車的值更低些。柴油機的值在1800~4000r/min之間。乘用車和總質量小些的貨車用高速柴油機，值取在3200~4000r/min之間；總質量大些的貨車的柴油機值在1800~2600r/min之間。由于本次設計的貨車總質量為3100kg，故取值為5000r/min。
2、發(fā)動機最大轉矩及相應轉速
按式（2-3）計算
（2-3）
式中：—最大轉矩（）；
—轉矩適應性系數(shù)，一般在1.1~1.3之間選取，取=1.1；
—為發(fā)動機最大功率（kw）；
—最大功率轉速（r/min）。
將=1.1、=74kw、=5000r/min代入式（2-3）算得。
根據(jù)以上計算得出的數(shù)據(jù)選擇發(fā)動機的型號為五菱柳機LJ469Q-AE8，對應的最大輸出功率=74kw、、=5000r/min。
2.3 輪胎的選擇
輪胎及車輪用來支撐汽車，承受汽車重力，在車橋（軸）與地面之間傳力，駕駛人員經操縱轉向輪可實現(xiàn)對汽車運動方向的控制。子午線輪胎的特點是滾動阻力小、溫升低、胎體緩沖性能和胎面附著性能都比斜交輪胎要好，裝車后油耗低、耐磨損壽命長、高速性能好。因此，選擇子午線輪胎。
根據(jù)前面對軸荷的分配可知本車型為42后輪雙胎平頭式，滿載時前軸為30%，后軸為70%，則：
前軸單輪：
后軸單輪：
式中，=3100kg，n為汽車輪胎數(shù)。根據(jù)，選擇子午線輪胎，輪胎型號為185/65 R14，胎壓為320kpa，層數(shù)為6層,輪胎使用直徑480mm。
2.4 本章小結
對汽車的總體布局進行設計，并確定了一些所需要的參數(shù)，為后面驅動橋的設計作出了鋪墊。本章中所設計出的汽車的參數(shù)都符合實際情況，故對于后續(xù)的內容設計更為明了。
第3章 驅動橋總成的結構方案分析和選擇
3.1 非斷開式驅動橋
普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠、維修方便，所以廣泛用在各種載貨汽車、大型客車和公共汽車上。非斷開式驅動橋的橋殼是一根支撐在左右驅動車輪上的剛性空心梁，主減速器、齒輪車速器和半軸安裝在空心鋼梁里面，這樣的話，驅動橋、驅動車輪均屬簧下質量，從而增大了簧下質量，故而車橋要承受不平路面的沖擊載荷，從而不利于汽車的平順性、通過性和操縱穩(wěn)定性，這是其缺點。非斷開式驅動橋結構如圖3-1所示。
圖3-1 非斷開式驅動橋
1-主減速器；2-套筒；3-差速器；4、7-半軸；5-調整螺母；6-橋殼
3.2 斷開式驅動橋
斷開式驅動橋與非斷開式驅動橋的區(qū)別在于，斷開式驅動橋沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，兩側的驅動車輪還可以相對與車架或車廂做上下擺動。
所以這種驅動橋有較高的通過性、平順性和乘坐舒適性，另外它基本上全是與獨立懸架相匹配，故又為獨立懸架驅動橋。那么在這種橋的中段，主減速器和差速器等是懸置在車架橫梁或車廂的底板上，或與脊梁式車架相連接，所以主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪裝置的質量均為簧上質量，從而大大減少了簧下質量。汽車懸架總成的類型及減震裝置的工作特性是影響汽車行駛平順性的主要原因，而簧下質量的大小對其平順性也有顯著影響。由于斷開式驅動橋簧下質量小，由于獨立懸架相匹配，致使車輪與地面的接觸情況和適應各種地形路況較好，由此可大大減少汽車在不平路面上行駛時的振動和車箱傾斜度，從而提高了汽車的行駛平順性和平均速度，減少了車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞。但是由于斷開式驅動橋及想配合的獨立懸架結構復雜，成本高，故這種結構主要用于對行駛平順性要求較高的部分轎車和越野車上。斷開式驅動橋結構如圖3-2所示。
圖3-2 斷開式驅動橋
綜上所述，考慮到所設計的是微型載貨汽車的載重和各種設計要求，故本設計采用非斷開式驅動橋。
3.3 本章小結
分析非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋特點，確定了本設計采用非斷開式驅動橋。
第4章 主減速器設計
4.1 主減速器結構形式選擇
主減速器的結構形式主要是根據(jù)主動齒輪和從動齒輪的安裝方法、齒輪類型以及減速形式的不同而不同。
4.1.1 主減速器減速形式選擇
主減速器的減速形式分為單級減速、雙級減速、雙數(shù)減速、單機貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速器等。
1、單級主減速器
如圖4-1所示為單級主減速器、由于單級主減速器結構簡單、質量小、尺寸緊湊及制造成本低等的優(yōu)點，故而廣泛用在主加速比各種中小型汽車上。單級主減速器大部分是采用一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪傳動，當然也有采用渦輪傳動。
圖4-1 單級主減速器 圖4-2 雙級主減速器
2、雙級主減速器
如圖4-2所示為雙速主減速器，有兩級減速齒輪組成，其結構復雜、質量大制造成本也較高，因此此主減速器主要用于主減速比在7.6~12，且采用單級主減速器不能滿足既定的主減速比的重型汽車上。
3、雙速主減速器
雙速主減速器主要用于載荷及道路狀況變化大、只用條件非常復雜和惡劣的重型載貨汽車。其中低速大傳動比，主要用于車輛滿載并牽引車輛爬陡坡或通過壞路面時具有足夠的動力性；高速小傳動比，主要用于車輛在良好的硬質路面高速行駛，從而保證其有良好的經濟性，當然也提高了車輛的適應性。但因其增加了復雜結構和操縱機構，從而加大了驅動橋的質量，提高了制造成本，因此，有時也被多擋變速器所取代。
4、單級貫通式主減速器
單級貫通式主減速器主要用于多橋驅動汽車的貫通橋上，其優(yōu)點是結構相對簡單、主減速器尺寸緊湊、質量較小，并可以使用后橋的大部分的零件，尤其是橋殼半軸等主要零件，所以其通用性較好。
5、雙級貫通式主減速器
主要用于傳動比以上的中型汽車的貫通橋上。主要有錐齒輪-主齒輪式和圓柱齒輪-錐齒輪式兩種結構形式。
其中，錐齒輪-圓柱齒輪雙級貫通式主減速器的特點是有較大的主減速比，其結構的高度尺寸大，主動錐齒輪的工藝性差，然而從動錐齒輪有需要采用懸臂安裝，導致支撐剛度差、同時拆卸也不方便。
那么圓柱齒輪-錐齒輪式雙級貫通式主減速器它結構緊湊、高度尺寸小，但是其第一級斜齒圓柱齒輪副的減速比較小，為此，在采用這種布置形式時的汽車，為了增大驅動橋的減速比，須增加輪邊減速器。
6、單級（或雙級）主減速器附輪邊減速器
此類主減速器還是主要用于礦山、水利及其他大型工程等所有的重型載貨汽車上，還有工程和軍事上用的重型牽引越野汽車及大型公共汽車上等，要求有較高的機動性，和較強的通過性，而車速可相對較低，所以其抵擋的傳動比都比較大。在重型汽車、大型公共汽車的驅動橋的設計時，為了使分動器、減速器、車速器、傳動軸等總成不因承受過大的轉矩而使他們的尺寸和質量過大，應將傳動系的傳動比盡可能多的分配給驅動橋，從而會導致其主減速比要求會過大。當其值>12時，就需采用單級（或雙級）主減速器附加輪邊減速器的結構形式，將驅動橋一部分減速比分給安裝在輪轂中間或輪邊減速器。從而這樣就減小了驅動橋中部主減速器的輪廓尺寸、增加了離地間隙，還可得到大的驅動橋減速比。但是加裝輪邊減速器的車橋會使驅動橋的結構復雜、成本提高，因此只有當驅動橋的主減速比大于12時才采用輪邊減速器。
綜上所述，由于本設計是微型載貨汽車，要求的傳動比小于7，且由于單級主減速器具有結構簡單。質量小、尺寸緊湊以及制造成本低的優(yōu)點，故本設計采用單級主減速器驅動橋傳動。
4.1.2 主減速器齒輪類型選擇
按照齒輪副的結構形式分類，主減速器的齒輪傳動可分為弧齒錐齒輪傳動、雙曲面齒輪傳動、圓柱齒輪傳動（可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉式齒輪傳動也就是行星齒輪傳動）和蝸桿渦輪傳動等形式[1]，如圖4-3所示。
a）弧齒錐齒輪傳動 b）雙曲面齒輪傳動 c）圓柱齒輪傳動 d）蝸桿-渦輪傳動
圖4-3 減速器齒輪傳動形式
1、弧齒錐齒輪傳動
弧齒錐齒輪傳動的特點是主、從動齒輪的軸線是相較于一點的，軸交角是可以任意選取的，但是大多數(shù)都是選擇軸交角為90度的布置方案。由于齒輪端面重疊的影響，在齒輪嚙合傳動時至少是有兩對以上的齒輪同時嚙合參與傳動，再加之齒輪不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的轉向另一端，因此，弧齒錐齒輪承受載荷大，傳動平穩(wěn)，噪音和振動小，但其對嚙合的精度要求高，錐頂稍有不吻合就會使工作條件惡化，從而加劇此輪的磨損，噪音變大[1]。
2、雙曲面齒輪傳動
雙曲面齒輪傳動的特點：雙曲面齒輪傳動時其主、從動齒輪的軸線是不相較于一點，而是呈空間交叉，即主動齒輪軸線相對于從動齒輪軸線向上或向下偏移了一定的距離E，稱為偏移距[1]。當偏移距達到一定的程度，就可以使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過，這樣可以在每個齒輪的兩邊布置尺寸更加緊湊的支撐，從而可以增強支撐剛度、保證齒輪正常嚙合，以提高齒輪的壽命。
雙曲面齒輪的偏移距使得其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。因此，雙曲面?zhèn)鲃育X輪副的法向模數(shù)或法向周節(jié)雖相等，但端面模數(shù)或端面周節(jié)是不相等的。因為主動齒輪的端面模數(shù)大于從動齒輪，這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比弧齒錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和剛好的剛度與強度。其增大的程度與偏移距有關。另外，由于雙曲面齒輪傳動的主動齒輪的直徑和螺旋角都比較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應弧齒錐齒輪大，從而降低了齒面間的接觸應力。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當?shù)穆菪F齒輪比較，負荷可提高至175%。
雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，還可減少不發(fā)生跟切的最小齒數(shù)，從而有利于增大傳動比。當要求傳動比較大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動比較合理。當兩種傳動的主動齒輪直徑一樣時，則雙曲面從動齒輪的直徑要比弧齒錐齒輪的要小，這對于主減速比的傳動有優(yōu)勢。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪就顯得過大，這是選用螺旋錐齒輪更加合理，因為后者具有更大的差速器利用空間。
因為雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，導致進去嚙合的平均齒數(shù)增加，因而雙曲面齒輪傳動要比螺旋錐齒輪傳動更加平穩(wěn)、噪音更加低、強度也相應增大。雙曲面齒輪還可以給汽車的總體布置帶來方便，如：“當主減速器采用下偏置的雙曲面車輪時，可降低轎車傳動軸的高度，從而可以降低車廂里面地板的高度，從而提高舒適性，并降低轎車的外形高度”。
3、圓柱齒輪傳動
圓柱齒輪傳動廣泛用于發(fā)動機橫直，且是前置前驅的乘用車驅動橋上和雙級主減速器驅動橋以及輪邊減速器上。此時，齒輪皆應采用斜齒輪，以增大重合度，使齒輪在嚙合傳動時更加平穩(wěn)、噪音更加小。
4、蝸桿-渦輪傳
蝸桿-渦輪傳動簡稱蝸輪傳動。主要是用在有較大的傳動比的載重汽車上，與其他齒輪傳動相比較，她具有質量及體積均較小、傳動比大、工作穩(wěn)定、無噪音、便于布置在貫通式多級驅動橋上，易于汽車的總體布置，還有結夠簡單、傳遞載荷大、使用壽命長 、拆卸方便、調整容易等有點，但其缺點是：要用昂貴的有色金屬青銅，故而成本高，還有傳動效率低。
綜上：基于本設計的是微型載貨汽車，傳動比小于7，為中等傳動比設計傳動，故本設計采用弧齒錐齒輪傳動。
4.1.3 主減速器主從動錐齒輪支撐方式選擇
1、主動錐齒輪的支撐
主減速器必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使他們彼此很好的工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量、裝配調整以及軸承、主減速器殼體的剛度有關外，還與齒輪的支撐剛度有關。
現(xiàn)代汽車主減速器主動齒輪的支撐形式主要有以下兩種：
（1）懸臂式
圖4-4 懸臂支撐
如圖4-4所示，懸臂式支撐的結構特點是，在錐齒輪大端一側有較長的軸，并在上面安裝一對圓錐滾子軸承。為了改善支撐剛度，因減小懸臂長，并增加兩端支撐的距離b，還應使兩端圓錐滾子軸承的大端朝外，是作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力又靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力有另一軸承承受。為了進一步增加支撐剛度，支承距離b應大于2.5倍的懸臂長度，且應比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸。為了方便拆裝，靠近齒輪的軸承軸徑比另一軸承的支撐軸徑要打一些。懸臂式支撐其特點是結構簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉矩較小的主減速器上、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器上。
（2）跨置式
圖4-5 跨置式支撐
如圖4-5所示，齒輪兩端都是以軸承支撐，故又稱為兩端支撐。那么跨置式支撐的特點是：在錐齒輪的兩端上均有軸承，這樣的話可以大大增加支撐剛性，又使軸承負荷較小，齒輪的嚙合條件就得到了改善，因此齒輪的承載能力是要高于懸臂式支撐。由于此輪大端一側軸徑上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承指間距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更加緊湊，并可減小傳動軸的夾角，有利于整車布置。
2、從動錐齒輪的支撐
從動錐齒輪多采用圓錐滾子軸承支撐如圖4-6所示。為了增加支撐剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸c+d，為了是從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋，以加強支撐剛性和穩(wěn)定性。c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能夠均勻的分配兩軸承上，應是c大于d。
圖4-6 從動錐齒輪支撐形式
4.2 主減速器齒輪計算與校核
主減速比，驅動橋的離地間隙和計算載荷，為汽車主減速器設計的原始數(shù)據(jù)，在汽車總體設計時已經確定了。
4.2.1 主減速比確定
主減速比對汽車主減速器的結構形式、質量大小、輪廓尺寸以及變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃油經濟性都有直接的影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的傳動比一起由整車動力計算來確定。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機和傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇值，可以使汽車獲得最佳的動力性和燃油經濟性。
對于具有很大功率儲備的轎車、長途汽車，尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的車速。此時應按照式（4-1）來確定：
（4-1）
式中：—車輪的滾動半徑，；
—最高車速（公里/小時）；
—最大功率時的發(fā)動機轉速（轉/分）；
—變速器最高檔傳動比，。
將以上數(shù)據(jù)帶入式（4-1）中得
對于貨車而言，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，一般選得比上式求得的大10%~25%，故的取值變?yōu)?.95~5.62，取=5.3。按以上所得出的主減速器的傳動比還需根據(jù)主減速齒輪可能有的齒數(shù)予以校正。
4.2.2 變速器傳動比及各擋傳動比確定
在確定變速器傳動比時，需考慮驅動條件和附著條件。
1、為了滿足驅動條件，其值應符合式（4-2）的要求：
（4-2）
式中，G為汽車總質量31009.8=30380N；為滾動阻力系數(shù)，取0.02；為最大爬坡度對應的角度，取為16.7°，為車輪滾動半徑，取為0.24m；為發(fā)動機最大轉矩，取為153N·m；為主減速器傳動比，取為5.3；為傳動系的傳動效率，取為0.86。
將數(shù)據(jù)G=30380N、=0.02、=16.7°、=0.24m、=153N·m、=5.3、=0.86代入上式算得。
2、為了滿足附著條件，其值應符合式（4-3）的要求：
（4-3）
式中，驅動輪所承受的靜載荷，；為輪胎與地面的附著系數(shù)，取為0.8。
把數(shù)據(jù)=21266N、=0.8、=0.24m、=153N·m、=5.3、=0.86代入式（4-3）算得5.85。取得。
按等比數(shù)列分配其他各擋傳動比，，則，=5，=3.3，=2.2，=1.46，=1。
4.2.3 主減速器齒輪載荷確定
1、從動錐齒輪的轉矩計算
主減速器計算載荷通常是將發(fā)動機最大轉矩來匹配傳動系最低擋傳動比時和驅動輪打滑時這兩種情況下，作用于主減速器從動齒輪上的轉矩的較小值，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。
根據(jù)發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比計算轉矩，按式（4-4）計算。
（4-4）
式中：—計算轉矩，；
—發(fā)動機最大轉矩，，；
—計算驅動橋數(shù)；
—分動器的傳動比，因無分動器，故；
—主減速器傳動比；
—變速器最低檔傳動比；
—發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，一般??；
—液力變矩器變矩系數(shù)，因無液力變矩器，故；
—由于猛抬離合而產生的動載荷系數(shù)，。
將、、、代入式（4-4）得：
2、由驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩，按式（4-5）計算：
（4-5）
式中:—汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，；
—汽車最大加速度時后軸負荷轉移系數(shù)，對于商用車，在此取1.1；
—輪胎的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路 用汽車，取；
—輪胎的滾動半徑，；
，—分別是有所計算的主減速器從動齒輪到驅動齒輪之傳動效率和減速比（如：輪邊減速器）。該車無輪邊減速器，故取
將數(shù)據(jù)代入式（4-5）得：
3、上述所獲得的計算載荷，是在最大轉矩時而不是在正常持續(xù)運轉下的轉矩，故不能用作疲勞損壞的依據(jù)。對于公路車來說，按照汽車日常行駛時的平均轉矩來確定從動錐齒輪的計算轉矩，按式（4-6）計算。
（4-6）
式中：—汽車日常行駛平均牽引力，，(其中為滿載總重，，為汽車正常使用時的爬坡能力，一般轎車取0.08；載貨汽車和公共汽車取0.05~0.09；長途汽車取0.06~0.10；越野車取0.09~0.30。在此取0.08；為性能系數(shù)，取為0)故；
、、見式（4-3）和（4-4）。
將，等參數(shù)代入式（4-6）得：
由于，所以
主減速器主動齒輪的轉矩計算按式（4-7）和式（4-8）確定
（4-7）
（4-8）
式中：，—從動錐齒輪最大轉矩和平均轉矩；
—主減速比；
—主、從動錐齒輪間的傳動效率，對于弧齒錐齒輪?。?.95.
4.2.4 主減速器錐齒輪基本參數(shù)確定
主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動齒輪的齒數(shù)、，主、從動錐齒輪大端分度圓直徑、、端面模數(shù)，主、從動錐齒輪齒面寬、，中點螺旋角、法向壓力角等。
1、主、從動錐齒輪齒數(shù)和的選擇。
對于單級主減速器，當較大時，則應該使主動齒輪的齒數(shù)取得較小一點，以增加驅動橋的離地間隙。當時，最小值可以取5，但是為了使嚙合平穩(wěn)和提高疲勞強度，最好大于5；當較小時，即時，可取7~12，但是這常會因主、從動齒輪齒數(shù)太多，尺寸太大而影響所要求車橋的最小離地間隙。為了使兩次輪磨合均勻，主、從動齒輪的齒數(shù)、之間應避免有公約數(shù)；另外得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和對于貨車來說應不小于40，對于轎車應不小于50。
本設計的汽車的主減速比為5.3，主減速比較小，選擇，因為，，所以：，取
因此實際的主減速比為5.375；，所以滿足要求。
2、從動齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)的確定。
對于單級減速器，增大尺寸就會影響驅動橋殼的最小離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前端支撐座的安裝空間以及差速器的安裝。
根據(jù)式（4-9）初選：
（4-9）
式中：—從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；
—直徑系數(shù)，一般取13~16；
—從動錐齒輪的就算轉矩，。
代入數(shù)據(jù)得：
又因為要滿足式（4-10）：
（4-10）
同時，還要滿足式（4-11）：
（4-11）
式中：—模數(shù)系數(shù)，取0.3~0.4。
代入數(shù)據(jù)得：
取：，代入式（4-10）得：，在范圍之內，滿足條件。
3、主、從動錐齒輪齒面寬度和的確定。
錐齒輪齒面過寬的話并不能增大齒輪的強度和剛度，反而會導致因齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及倒圓角過小，這樣不但會減小齒根圓角半徑，還增加了集中應力，降低了刀具的使用壽命。另外，因為安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因會使齒輪工作時載荷集中于齒輪小端，從而引起齒輪小端過早損壞和疲勞損傷。齒面過寬會引起裝配空間減小，齒面過窄齒輪表面的耐磨性和齒輪的強度會降低。
對于從動錐齒輪的齒面寬度，推薦不大于其節(jié)錐距的0.3倍，而且應滿足，一般也推薦，取。
一般習慣是錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪額兩端都超過一定的寬度，通常小齒輪的齒面寬度加大到大齒輪的齒面寬度的10%較為合適，所以在此取。
4、中點螺旋角的確定。
螺旋角沿齒寬是變化的，齒輪大端的螺旋角更大，齒輪小端的螺旋角最小，弧齒錐齒輪的中點螺旋角是相等的。那么在選擇時我們應充分考慮他對齒面重合度的影響，還有齒輪強度和軸向力大小的影響，越大，則越大，同時嚙合的齒數(shù)就越多，那么傳動就越平穩(wěn)，噪音也就越低，并且齒輪的強度也就越高。
汽車主減速器錐齒弧齒輪的平均螺旋角為