主减速器设计学习资料.doc

Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。主减速器设计-图书分类号：密级：毕业设计(论文)主减速器设计DESIGNOFFINALDRIVE学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用或参考的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品或成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标注。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。论文作者签名：日期：学位论文版权协议书本人完全了解关于收集、保存、使用学位论文的规定，即：本校学生在学习期间所完成的学位论文的知识产权归所拥有。有权保留并向国家有关部门或机构送交学位论文的纸本复印件和电子文档拷贝，允许论文被查阅和借阅。可以公布学位论文的全部或部分内容，可以将本学位论文的全部或部分内容提交至各类数据库进行发布和检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。论文作者签名：导师签名：日期：年月日日期：年月日摘要主减速器是组成汽车驱动桥装置很重要的一部分，在汽车设计制造领域有至关重要的发展地位。汽车主减速器的设计的主要项目有主减速器参数的选择、差速器参数的选择与驱动半轴参数的选择，并且分配有各自的工作要求。其中，对于主减速器的类型选择、结构型式、参数计算、强度校核是需要着重处理的环节。不管是对于型式的选择还是参数的计算，都要进行初选、验证、校核的过程，来保证本次的设计能够达到符合的要求。设计的参数在经过检验后，需要确定主减速器的传动比，保证方案的最优化。同时，本次设计的理念也包含绿色、环保、高效率的原则，最大程度使得主减速器的设计能够结构明确、理念新颖。关键词：主减速器；驱动桥；传动比ABSTRACTAsanimportantpartofthefinaldrivecardriveaxle,inthefieldofautomotivedesignandmanufacturingdevelopmenthasacrucialposition.AutomobileMainReducerofmajorprojectsdesignedtoselectivelyfinaldriveparameters,selecttheparameterselectionanddriveaxledifferentialparameters,andassignedtheirjobrequirements.Amongthem,themainreducertypeselection,structuraltype,parametercalculation,strengthcheckisrequiredfocusingonlinks.Whetherorcalculationparametersforselectingthetype,shouldbeprimary,validation,verificationprocess,toensurethatthisisdesignedtoachievecompliancewiththerequirements.Designparametersafteratest,weneedtodeterminethefinaldriveratio,optimizationassuranceprogram.Atthesametime,thisdesignconceptalsoincludestheprinciplesofgreen,environmentalprotection,highefficiency,maximumextentsothatthemaingearunitisdesignedtostructureaclear,innovativeideas.Keywords:MainreducerDriveaxleratiooftransmission全套图纸外文文献扣扣1411494633-目录摘要3ABSTRACT41绪论61.1主减速器的功用与发展61.2整体方案设计62主减速器设计72.1主减速器结构型式的选择72.1.1主减速器概述72.1.2主减速器的齿轮类型选择82.1.3主减速器主动锥齿轮的支承形式102.1.4主减速器从动齿轮的支承型式及安置方法112.2主减速器的基本参数选择与设计计算112.2.1主减速器计算载荷的确定122.2.2主减速器齿轮基本参数的选择132.2.3主减速器准双曲面圆锥齿轮的集合计算152.3主减速器准双曲面圆锥齿轮的强度计算212.3.1对主减速器双曲面齿轮进行强度计算232.3.2主减速器齿轮的材料及热处理262.4主减速器轴承的计算262.4.1计算转矩的确定262.4.2齿宽中点处的圆周力272.4.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力272.4.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择282.5本章小结333差速器设计343.1差速器结构形式的选择343.2对称式圆锥行星齿轮差速器的设计353.2.1差速器齿轮的基本参数的选择353.2.2差速器齿轮的强度计算373.3本章小结384驱动半轴的设计394.1半轴结构形式的选择394.2全浮式半轴计算载荷的确定404.3对全浮式半轴杆部直径计算414.4对全浮式半轴的强度进行计算414.5本章小结41结论42致谢43参考文献441绪论1.1主减速器的功用与发展汽车的主减速器和差速器是汽车传动系统中的重要组成部件，而且主减速器作为传动系统的一个重要组成部分，也是驱动桥的一个重要组成。主减速器的主要功用就是传递扭矩，在减速的同时，与差速器联动，改变转矩，达到主减速器的工作目的。为了能够更好地了解本次设计的内容，我通过参照已学过的机械设计、机械制造技术基础等书本，并在学校图书馆查阅了电子文献，对主减速器设计以及汽车的总成有了一定的文本了解，针对性的进行了方案的选择与优化，也了解了有关差速器与驱动半轴的设计方法。设计方案的过程中，需要在不同类型的主减速器中进行对比，确定相应的齿轮传动比，并进行疲劳强度的计算校核。近些年来，汽车行业的发展可谓是日新月异，从引进国外汽车到自主研发国产汽车，已经有了相当大的进步。在主减速器的制造过程中，我们需要着重与对扭矩的传输能力以及工作时的机械效率。双曲面齿轮在现代汽车行业得到广泛的应用，这对于主减速器的设计具有重要意义。消除噪声这一性能也逐渐成为一种关键指标，磨齿齿轮工艺可以较好的做到这一点，并且能获得比较符合要求的精度。1.2整体方案设计汽车主减速器的结构型式繁多，然而齿轮的类型与位置，是决定使用哪种主减速器的重要依据，选择不同的安置位置与减速型式是达到不同工作要求的主要方案。所以，根据已知一系列规则，可以得到一些设计的基本要求：1）首先，为需要设计的汽车择取一个合适的主减速比。主减速比对汽车的动力性有重要的作用，能使汽车在不同的条件下保证较高的燃油经济性；2）其次，还需要设计有适合的强度和刚度。汽车运动时会承受汽车与路面之间和整个车架之间的各类力和力矩，需要一定的刚度与强度来保证汽车的正常行驶；3）正常路面行驶时，驱动桥的零部件在强度与刚度满足的条件下，能够有一定工作载荷，这时的使用寿命也可以满足需求。当冲击载荷较大时，驱动桥的设计需要减轻非悬挂质量，来使汽车的乘坐更为舒适；4）主减速器的外廓尺寸应尽量小，保证离地间隙足够，使汽车能够更平稳的运行；5）运行过程中齿轮、差速器等一系列传动件能够平稳工作，最好达到无噪声或低噪声的要求；6）在驱动桥总成的设计中，各项零件需要择取标准的要求，同时，各部件的更换要达到互相通用的原则；现代化的汽车为了获得较大驱动力，都是选用多桥驱动方式，这样能够提升一定的装载量。经常采用的多桥驱动型式有4×4、6×6、8×8等，在此不一一列举。多桥驱动型的汽车，动力传动给驱动桥的方式也会有所区别。其中，最主要就是非贯通式与贯通式。非贯通式的传动轴数量较多，相互之间的零件无法通用，所以现代汽车不习惯采用这样的方式。现代多桥驱动汽车通常都是采用贯通式驱动桥的布置型式，这样的驱动方式传动轴数量不多，属于串联布置，相互之间的零件也有一定的通用性，结构制造简单，易于设计改造，方便了制造与维修。2主减速器设计2.1主减速器主要结构型式的分类2.1.1主减速器的分类叙述传动件是减速器的主要构成，而传动件可以是齿轮或者蜗杆等器件，并与轴承、箱体装置等组合成主减速器。根据不同的要求和类型，减速器有多种结构型式。(1)单级主减速器如图2.1所示为单级主减速器。这样的主减速器结构相对简单化，尺寸设计也较为紧凑，所以设计制造的成本也较为低廉，一般只用在主减速比较小的汽车中。通常，单级直齿圆柱齿轮为剖分式结构，单级斜齿圆柱齿轮减速器，双齿面单级主减速器，或者采取两个螺旋锥齿轮组合。图2.1单级减速主减速器图2.2双级减速主减速器(2)双级主减速器如上图所示就是一种双级主减速器。两级展开式圆柱齿轮减速器，由两级齿轮减速器组成，电动机直接固定在减速器壳体上，输入轴就是电动机轴，这种减速器质量偏大，结构也显得复杂化，因此这样的结构型式只适合于主减速比较大的重型汽车上，所以本车不采用。(3)双速主减速器双速主减速器在使用是常常伴随的承载校核比较大，也适合于重型车，所以本次设计中不适于采取。(4)贯通式主减速器贯通式主减速器的使用情况出现在多桥驱动车，对于本次设计采取的单桥驱动不适用，所以在此也不采用。(5)主减速器附轮边减速器主减速器附轮边减速器应用于大型工程等所用的重型汽车，本车不能采用。所以，在本次设计中，采用单级主减速器。2.1.2主减速器的齿轮类型选择在现代汽车驱动桥上，螺旋锥齿轮和双曲面齿轮这两种是采用的最为广泛的主减速器齿轮。然而，蜗杆传动时传动比很大，比较重型的汽车上可以使用，这样的减速器使用范围比较狭隘。先参考下列的各项齿轮类型：螺旋锥齿轮双曲面齿轮圆柱齿轮传动蜗杆传动图2.1.2通常主减速器的齿轮类型（1）螺旋锥齿轮螺旋锥齿轮通常分为两种，大轮线与小轮线相交的是弧齿锥齿轮，大轮线和小轮线有一定位置距离的是准双曲面螺旋锥齿轮，然而主、从动齿轮轴线都能相交于一点。通常在汽车的驱动桥上，主减速齿轮副都采用90º的交角，按齿轮的齿长方向分为直齿轮和曲线齿轮。螺旋锥齿轮的端面受到角度的影响，就有可能会出现重叠的现象，这时候就需要齿轮同时啮合，且至少要有两对齿轮。但是，此时齿轮需要承受的载荷会比较大，轮齿的传动形式是由轮齿的一端较为平稳的转向另一端，不会同时啮合，能够有较小的噪声和振动，工作时比较平稳。（2）双曲面齿轮双曲面齿轮是轴线偏置的锥齿轮，而主动齿轮轴线和从动齿轮轴线在空间交叉，通常也是90º。偏移距是双曲面齿轮的重要定义，有上偏置和下偏置，当主动齿轮的轴和从动齿轮之间有偏差的时候，它们两个方向之间有相对距离，这个距离就叫做偏移距。偏移距离较大的时候，齿轮之间可以互相通过，通过添加支承，能够提升支承性能并且能保护齿轮的使用。由于双曲面齿轮的主动齿轮螺旋角比从动齿轮的螺旋角要大，所以，双曲面传动齿轮副的端面模数或端面周节是不一样的。双曲面齿轮传动系统比螺旋锥齿轮传动系统更优异，表现在强度和刚度上，与偏移距也有很大关系。一般情况下，双曲面齿轮的传动性能相比较于其他的会显得很平稳，并且啮合齿数变多，使得强度也会得到提高，所以，双曲面齿轮在汽车后桥总成开发中的重要性越来越受到开发组的重视，而且双曲面齿轮的偏移距对于汽车的总布局还更方便。（3）圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动按不同形式区分有直齿、斜齿和人字齿圆柱齿轮传动，大多数情况选用斜齿轮，多用于前驱动类型的汽车驱动桥，本次设计不予采用。（4） 蜗杆传动蜗杆传动相对于锥齿轮以及其它齿轮也有很多优点：蜗杆传动适应很多不同的转速，应用的条件也广泛，而且在很多转速环境下都运转的很平稳，噪声很低。蜗杆传动适用于贯通式多桥驱动的布置型式，同时方便于汽车的总体布置，能够运作的传动比较大，能传递较大的载荷，寿命也相对较长。制作要求高，所以成本也高，传动效率却不高，所以不适用于本次设计。本次设计的车型属于轻型车，为了能够增大一定的离地间隙，保证足够的传动比，这时可以设立传动比大于5，因此，螺旋锥齿轮就不适合本次设计，并结合以上不同齿形的优缺点，所以我选择这次采用的主减速器为双曲面齿轮。2.1.3主减速器主动锥齿轮的支承形式在本次对于减速器的选择中，主动齿轮的各项参数对于整个设计尤为重要。然而，锥齿轮的支承型式在选择上也有一定的方法。先从资料上查阅，通常的支承型式有悬臂式和跨置式，在此，要根据具体情形选择。（1）悬臂式图2.1.3悬臂式支承型式如图2.1.3所示，此图描绘的是悬臂式支承的简图。图中，悬臂长度为a，支承距离为b，两者满足的形式应当是，并且支承距离要大于齿轮节圆直径的，支承刚度的要求也与支承距离和悬臂长度以及配合紧度有关。悬臂式支承的结构相对简单，但是支承刚度不足，通常会用在传递力矩小的车型上。（2）跨置式如图2.1.4所示，图示为跨置式支承，顾名思义为前后两端有轴承来支承作用，这样能使得跨置式支承的支承刚度加大，相比于悬臂式支承型式，齿轮的承载能力有所提高，对齿轮变形也起到一定的减小作用。图2.1.4跨置式支承型式因此，跨置式支承经常用于载重较大的重型汽车，并且成本较高，而且结构复杂，对于小型车很不实用。本次的设计则选取悬臂式结构，减轻质量，简化结构，减少成本。2.1.4主减速器从动齿轮的支承型式及安置方法图2.1.5从动双曲面齿轮的支承型式主减速器的从动齿轮的支承型式也是重要的一方面。图中c与d的距离在一定程度上决定了从动齿轮的支承刚度。另外，选择一种适合的从动齿轮轴承型式也能从一方面影响支承刚度，或者选择不同的支承载荷。可以采取缩小支撑件之间距离来一定量的增加支承刚度；或者减小c+d的尺寸，也能增加一定支承刚度。从动双曲面齿轮的支撑轴两端大多采用圆锥滚子轴承，可以减少摩擦力。由于球类圆锥滚子能够自动调位，对轴的歪斜不能很好地辨别，所以要保证主减速器从动齿轮轴承的尺寸。综上原因，本次设计不宜选用向心球轴承设计，而是采用圆锥滚子轴承，用螺栓将差速器与之壳突缘连接。2.2主减速器的基本参数选择与设计计算2.2.1主减速器计算载荷的确定1)、计算转矩时，需要知道发动机的最大转矩和最低档位的传动比，从而能够确定从动锥齿轮的转矩。(2-1)式中:表示主减速器从动锥齿轮与发动机之间的最低档传送比，本次设计中取表示输出最大转矩（发动机），本次取值；表示传动系统中的传动效率，本次设计取值；表示设计汽车的驱动桥数目，取1；表示超载系数，载重汽车、越野型汽车等汽车取，而当性能系数时可取。在此由以上各参数可求(2-3)2)、从动锥齿轮转矩的计算是根据驱动轮打滑转矩的数值2-4）式中:G2表示汽车承载最大重量的时候驱动桥给地面的最大负荷，单位为N；假设值为；表示汽车轮胎相对地面的附着系数，对于有防滑而且相对比较宽的汽车轮胎取；本次设计取值；表示汽车的滚动半径，单位为；本次设计中选取的半径为；、表示主减速器从动齿轮与驱动轮的传动效率；表示主减速器从动齿轮与驱动轮的减速比；本次设计的取值为，；所以得到：3）、从上述计算可以求得计算载荷，没有加上疲劳损坏的计算，最大转矩不能代表现实持续转矩。对于现在的汽车来说，需要计算主减速器从动齿轮的平均计算转矩(N·m)：(2-5)式中：表示设计汽车的全载重量，；本次设计取值；表示牵引车的全载重量，但是只使用在牵引车上；表示汽车行驶时对路面的滚动受到的阻力系数，一般按车型选择，普通汽车计算取；本次设计中取值；表示设计汽车的爬坡能力系数（在正常使用情况）。根据不同车型的取值，轻型汽车取值，较重型汽车取值，本次设计时取；表示汽车的设计性能系数，本次取值为0；，见上式的说明。所以2.2.2主减速器齿轮基本参数的选择（1）主减速器齿数计算在单级主减速器运作中，数值较大的时候需要对主动齿轮的齿数取尽量小的数值，满足驱动桥离地间隙的要求。当时，最小取值可以取大于5，能够提高抗疲劳强度，并且使得齿轮啮合更加平稳。但是当，驱动桥的离地间隙不能得到满足，主动、从动齿轮的数量较多，同时避免之间有公约数，齿数的和需要大于40，达到磨合均匀的目的。本次设计的主减速比较小，为所以，相对的（2）对于分度圆直径的计算在从动锥齿轮上有公式可得式中：表示从动锥齿轮节圆的直径，单位为；表示从动齿轮的直径系数，；表示计算转矩，单位是；选取和中相对小的值。初选值（3）对于齿轮端面模数的计算d2选定后，可算出，参考书本后，可取故选，校核是否合适，其中式中：表示计算转矩，单位为；为表示模数系数，可以取。故得因此能够满足计算校核（4）、从动齿轮齿面宽对于双曲面齿轮从动齿轮齿面宽计算为：（5）、双曲面齿轮的偏移距计算在一般情况下，不同的车型的值不应该超从动齿轮节锥距的40%，或接近于的20%。故可以计算出偏移距故初取得到偏移距数值（6）、中点螺旋角的计算在双曲面齿轮中，偏移距E会使得主动齿轮与从动齿轮的中点螺旋角有偏差，导致主动齿轮的偏移距大于从动齿轮的偏移距。但是，考虑到齿面重叠系数的影响，应当选取足够大的螺旋角，使其能满足。并且，螺旋角选取过大时，会使得轴向力也变大，所以要取值准确，本次设计中，主减速器弧齿锥齿轮的螺旋角的平均值也取为。（7）、螺旋方向选择主减速器中，主动锥齿轮与从动锥齿轮的螺旋方向是完全相反的。然而在变速器前进时，齿轮的旋转方向会受到轴向力的影响。为了防止齿轮被卡住受到损坏，可以将主动锥齿轮轴向力改变出锥顶方向，选择主动锥齿轮左旋，使汽车在前进时锥顶逆时针运动，从动锥齿轮向右旋转。（8）、法向压力角的选择参照手册选用或者的法向压力角。2.2.3主减速器准双曲面圆锥齿轮的集合计算综合计算后，能得到的参数如下表：序号名称代号数值说明1小齿轮的齿数选择2大齿轮的齿数选择34大齿轮齿面宽距B2265小齿轮轴线偏移距E306大齿轮分度圆直径1707刀盘名义半径628小齿轮螺旋角50.59正切值1.21310初选大轮分度锥角余切值0.29311的正弦值0.96012大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径72.52013大、小轮螺旋角的正弦值0.39714的余弦值0.91815初定小轮扩大系数1.31516小轮中点分度圆半径换算值17.68817初定小轮中点分度圆半径23.26018轮齿收缩系数；当时，；当时，1.2619近似计算公法线K1K2在大轮轴线上的投影281.00720大轮轴线在小轮回转平面内偏置角正切0.10721角余弦值1.05222正弦值0.10223大轮轴线在小轮回转平面内偏置角5.61224初算大轮回转平面内偏置角正弦0.38125角正切0.41226初算小轮分锥角正切0.24827角余弦0.97128第一次校正螺旋角差值的正弦0.39229角余弦0.92030第一次校正螺旋角正切1.00831扩大系数的修正量0.11532大轮扩大系数的修正量的换算值KH0.02833校正后大轮偏置角的正弦值0.37834正切0.40835校正后小轮偏置角的正切值0.25036小齿轮节锥角14.15437角的余弦0.97038第二次校正螺旋角差值的正弦0.37339值21.91340的余弦0.92741第二次校正螺旋角差值的正弦1.21242小齿轮中点螺旋角值，应与（8）项的预选值非常接近50.49543的余弦0.63644确定大轮螺旋角28.58145的余弦0.87846的正切0.54447大轮分锥角的余切0.26948大齿轮节锥角74.90049的正弦0.96550的余弦0.26051B1c24.48852B2c293.60153两背锥之和B12318.08954大轮锥距在螺旋线中点切线方向上投影T269.56555小轮锥距在螺旋线中点切线方向上投影T162.23156极限齿形角正切负值0.11857极限齿形角负值6.73858的余弦0.99359BG10.005860BG10.00021961BG24329.17962BG30.0016963BG40.0077664BG586.03965齿线曲率半径86.63766比较与比较值0.73267A670.058668A68A871.2760.24269A691.02470R圆心至轴线交叉点的距离23.64271大齿轮节锥顶点至小齿轮轴线的距离；“+”表示节锥顶点越过了小齿轮的轴线，“-”边式节锥顶点在大齿轮轮体和小齿轮轴线之间-3.005972在节平面内大齿轮面宽中点锥距79.21973大齿轮节锥距93.21874大锥轮上齿宽之半13.999375：大齿轮在齿面宽度中点处的工作齿高；：齿高系数，0K76A760.65677A770.443在本次设计中，取下偏移主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋2.3主减速器准双曲面圆锥齿轮的强度计算以上的表格里，我进行了主减速器齿轮各项参数的选择，现在，需要开始进行本次设计中齿轮强度的校核计算。齿轮强度的计算决定了齿轮的使用寿命，能够使主减速器更可靠地进行工作。同时，也需要了解主减速器工作工程中齿轮会受到的破坏原因以及影响因素。1齿轮常见的损坏原因、计算使用寿命由于齿轮设计或使用不当等原因，造成齿轮轮齿磨损折断、齿面磨损点蚀失效剥落、齿面塑性失效、齿面胶合、齿面断裂等常见的损坏形式。所以，需要分析这几种损坏的原因和影响因素：（1）轮齿折断齿轮的轮齿折断分为疲劳折断和过载折断；疲劳折断表现在断口呈现疲劳特征，当载荷较大时，且长时间变换不停，轮齿弯曲应力也变换，轮齿根部开始产生裂纹，并且不断扩大，直至齿轮部分断掉。裂纹端面经过摩擦之后形成的端面区域会显得光亮，这就是疲劳折断的一个重要特征。过载折断表现在断口较为粗糙，一般由于齿轮材料的热处理工序不合格，齿轮工作的载荷超过齿轮弯曲强度的最高承受范围，弯曲应力较大处而弯曲强度不足就会导致断口，多表现为一次性折断，一般过载折断的端面是粗糙的新端面。以上两种齿轮折断方式可以通过简易的振动检测仪器来简单的检测齿轮的振动信号，则能判断齿轮的寿命情况。因此，如果能够增强齿轮的弯曲强度，并修改或选择适当的参数要求，例如齿轮的模数、压力角等，就可以尽量减少齿轮折断的可能性。（2）齿面磨损点蚀剥落相比于轮齿折断，齿轮的齿面磨损点蚀剥落才是使齿轮报废的真正原因。齿轮的点蚀现象是由于各个轮齿的表面受到重压接触，并且经过长期的运转之后，齿面接触疲劳损坏，在齿轮的表面形成了点状的小坑，从单个小区域的轮齿会影响到更大的区域，甚至会引起噪声。针对这种现象所采取的有效措施有两种，一个是增强齿轮表面的润滑程度，还有就是减小轮齿齿面的压力。齿面剥落现象主要是由于齿轮的表面层太薄且过于脆弱，在沿着齿面宽方向发生点蚀现象，并由此形成较深的凹坑，以至于齿轮表面陷下去甚至剥落，可以采取加强齿轮表面强度、增强心部硬度、选取较好的热处理反应。（3）齿面胶合现象齿面胶合是一种发生在轮齿齿顶部的损坏现象，发生的环境为高压或者摩擦产生的局部高温，金属被高温高压从金属表面撕裂下来，致使齿轮表面磨损损坏。可以采取提高齿轮表面润滑度的方法来解决这一问题，在一定程度上能减少齿面胶合的现象。（4）齿面磨损现象齿面磨损是一种发生齿轮各种轮齿表面互相摩擦的损坏现象，通常的轮齿面磨损是不可避免的，但是由于工作环境的问题，掺杂入齿轮工件里的比较坚硬杂物时，会造成齿面的不正常磨损，这是轮齿工作是应该尽量避免的。所以对于主减速器的运作，需要定时定期的进行清洗并更换所需的润滑油来保证润滑程度。对于现代汽车来说，汽车驱动桥的载荷属于交变负载和，所以各个汽车公司针对汽车行驶的路程要求会作出定期的更换修理方案，以防止汽车主减速器里的工件循环次数过多造成严重的损坏。2.通过以往的各项实践，可以知道，汽车主减速器齿轮的疲劳寿命与汽车的最大持续载荷有很重要的关系，而汽车的最大持续载荷表现于平均计算转矩。同时，汽车驱动桥的最大输出转矩和最大附着转矩不是汽车行驶中的持续载荷。轴向力A主动齿轮A=从动齿轮A=径向力R主动齿轮R=从动齿轮R=2.3.1对主减速器双曲面齿轮进行强度计算（1）计算单位齿长圆周力单位齿长圆周力一定程度决定了齿轮表面的耐磨性通过公式(2.6)式中：表示每个齿轮单位上的圆周力，单位表示；表示从动齿轮轮齿的齿面宽距，在这项公式里取值由此，我能得到公式的计算（2.7)式中：表示汽车发动机最大输出转矩，本次设计取值；表示汽车的传动比，主要为变速器，在这项公式里取值；表示主减速器的主动齿轮的节圆直径，本次设计取值；由公式（2.7）计算可得：经过验算，上述所求数据都满足了现代汽车设计中材料加工工艺的要求，数值均可用。（2）主减速器轮齿对于弯曲强度的计算方法经过资料查阅，可以得到公式：（2.8）式中：表示所需计算齿轮的转矩，,；表示超载系数；本次设计中取值；表示尺寸系数；当时，在本次设计中表示载荷分配系数，与支承型式有关，当支承刚度大的时候取值；表示主减速器齿轮质量系数，在该公式中取值；表示所需计算齿轮的齿面宽，在该公式中取值；表示所需计算齿轮的齿数，在该公式中取；表示计算的端面模，在该公式中取；表示计算弯曲应力时应考虑的综合系数；计算时参照图2.10，考虑各项因素对本次计算的影响，可以取图2.10参考值弯曲综合系数按，可以按照公式：按，可得：所以，可以知道，本次设计的主减速器齿轮符合要求。(3)接下来需要考虑对表面接触强度的计算：首先，齿面接触应力可以按公式计算(2.11)式中：表示主减速器主动齿轮在公式中选得计算转矩；表示材料的弹性系数，按照公式所选；，在上一节有说明；表示锥齿轮尺寸系数，按公式要求选值；表示锥齿轮表面质量系数，本次设计中取值；表示计算接触应力的综合系数，兵考虑齿面的综合影响，按图2.11选取；图2.11接触计算用综合系数按计算：按计算：2.3.2主减速器齿轮的材料及热处理在上述过程中，对传动系齿轮进行了强度的校核，分析了齿轮损坏的原因，所以针对驱动桥主减速器工作的特点，我们需要对驱动桥齿轮的材料选取有一定的要求，并且注重对其热处理的过程。1、齿轮的轮齿设计有高硬度、高耐磨性的特点，能够适应较大的疲劳弯曲强度和接触疲劳强度；2、设计齿轮轮齿心部时需要增加韧性，能够抵挡冲击载荷，有效的避免齿轮的折断；3、提高生产效率、降低生产成本，对于生产过程中的热处理制造工艺需要容易控制，提升性能；4、需要合理的选择齿轮制造材料的合金元素。现代汽车制造业中，渗碳合金钢是用来制造主减速器中各种锥齿轮的主要材料，采用的钢为20CrMnTi，在经过渗碳、淬火、回火等热处理工艺制造后，能使硬度达到5864HRC；而芯部硬度较低，端面模数时，为3245HRC。新齿轮进行运作时，可以在热处理工艺后进行表面镀层处理，来防止新齿轮产生损伤；并且通过进行渗硫处理，能够提高新齿轮的耐磨性，再经过润滑处理，可以预防齿轮的变形、胶合与卡死现象。2.4主减速器轴承的计算2.4.1计算转矩的确定在汽车正常行驶时，发动机并不是全程出于最大转矩的状态，所以工作转矩一直在变化，而且，轴承的疲劳损坏需要按当量转矩计算，由此可得：（2.12)式中：表示发动机工作时的最大转矩，在此取；，表示变速器在每个档位时使用率，可参考选取；，表示变速器每个档位的的传动比；，表示变速器在每个档位时发动机的利用率。经计算计算主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径2.4.2齿宽中点处的圆周力(2.13)式中：表示作用在该齿轮上的当量转矩；表示该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。按(2.13)计算主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力2.4.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力图2.12主动锥齿轮齿面的受力图如图2.12所示，这是主动锥齿轮齿面的受力图，图中反映出了力与、与之间的位置关系；从顶部方向看，旋转方向为逆时针。这样就有：（2.15）（2.16）（2.17）于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为（2.18）（2.19）由式可计算由式可计算2.4.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择由上式可以知道，上述所求的轴向力就是轴向载荷，同时需要考虑派生轴向力的影响。现在需要计算轴承的径向载荷。本次设计采用的悬臂式主动锥齿轮的轴承载荷，如下图：图2.13主减速器轴承的布置尺寸(1)对主动齿轮轴承的计算初选，所以，能计算出轴承A，B的径向载荷（2.21）（2.22）已知，,所以由式（2.21）和（2.22）得:轴承A的径向力轴承B的径向力轴承A，B的径向载荷分别为对于轴承A，所承受的当量动载荷Q表示当量动载荷X表示径向系数Y表示轴向系数所以，所以根据公式：(2.23)式中:表示温度系数，本次取值；表示载荷系数，本次取值；表示寿命指数，本次取值；在此，驱动桥在汽车每次十万公里检修一次，并且计算主动锥齿轮轴承转速为(2.24)式中：表示轮胎的滚动半径，本次取值为；表示轴承的计算转速；表示汽车的平均行驶速度，单位为；本次取值为；综合上式，可得由此也可以对额定轴承寿命进行计算：h(2.25)式中:表示轴承的计算转速，单位为轴承A的使用寿命代入公式(2.23)得经过查阅资料，本次设计的轴承A选取32307GB/T297-94型号。同样地，我们可以对轴承B进行相同的计算：根据公式(2.23)得对于轴承B选取30208GB/T297-94型号。（2）对于从动齿轮轴承的计算与选择初选,从动齿轮轴向力的计算(2.26)表示从动齿轮中点螺旋角，本次取值；表示从动齿轮的根锥角，其值为；从动齿轮径向力的计算从动轮齿宽中点处分度圆直径的计算对于轴承C径向力(2.27)轴向力当量动载荷其中此时，所以。根据公式(2-22)得：求得经查资料，选取圆锥滚子轴承。对于轴承D,径向力的计算(2.28)轴向力计算当量动载荷此时,所以由公式(2.22)得求得经查资料，轴承D圆锥滚子轴承。2.5本章小结通过在图书馆查阅书籍，我简单的知道主减速器的构造型式、分法种类，并以此确定本次设计采用的单级主减速器；然而对于主减速器齿轮的分类也进行了了解，对于齿轮的选用经过了详细的计算以及校核，最终选用出双曲面齿轮。最后，再对于轴承的选用也进行了一些了解，通过学习书上的知识，对其进行选择并且校核。在这一章节，对主减速器的形成有了比较深入的认识，也为了下一环节的顺利开展有了一个良好的开头。3差速器设计3.1差速器结构形式的选择为了满足汽车在行驶时符合动力要求，我们需要在驱动轮上装有轮间差速器，使得两侧的车轮在运动距离不相等时能有满足要求的不相等旋转角速度，这样的装置，能够有效地防止汽车轮胎的磨损消耗以及在路面行驶过程中的滑移现象。通过查阅资料，先了解差速器的几种不同形式。（1）对称式圆锥行星齿轮差速器图3.1普通的对称式圆锥行星齿轮差速器如图3.1，这是一个较为普通的对称式圆锥行星齿轮差速器，图中显示有两个差速器外壳，两个半轴齿轮以及四个行星齿轮，并且组成行星齿轮轴。需要注意的是，差速器的安装过程需要同时兼顾主、从动齿轮的位置限制。（2）强制锁止式防滑差速器图3.2强制锁止式防滑差速器如上图3.2，这是一种强制锁止式防滑差速器，它是在普通的圆锥齿轮差速器上添加安装差速锁而形成，能在特殊的情况下将差速器锁住，比如路面转弯较为困难、载荷较大时。（3）自锁式差速器自锁式差速器是一种有上述两种差速器演变创新而来的新型差速器，能够克服上述两种的缺点，并且自锁式差速器种类多，能够适用于多种情况。但是本次设计中不需采用。为了节约成本，我们采用价格略便宜的对称式圆锥行星齿轮差速器。