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XX理工大學學士學位論文
摘 要
隨著近年來油價的上漲，汽車的使用成本也越來越高，因此在保證汽車的動力性的前提下，提高其燃油經(jīng)濟性也變得非常重要。為了降低油耗，就應該尋找減少能量在傳遞過程中的損失。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。
本文根據(jù)整車輸入?yún)?shù)首先用傳統(tǒng)的計算方法對驅動橋中主要零件進行詳細的尺寸計算及強度校核；其次利用CATIA軟件對各個零件進行三維建模及DMU仿真，同時繪制主要零件二維圖及后橋總成裝置圖，為后期的整車布置及樣車試制打下基礎；最后利用ANSYS有限元分析軟件對橋殼進行強度分析校核，經(jīng)校核橋殼強度滿足設計要求。
關鍵詞：驅動橋；CATIA；ANSYS；有限元分析
Abstract
With?the?recent?rise?in?oil?prices,?the?cost?of?car?use?is?also?more?and?more?high,?so?in?the?premise?of?ensuring?the?power?car,?improve?the?fuel?economy?is?very?important.?In?order?to?
reduce?the fuel?consumption,?they?should?be?looking?to?reduce?the?energy??in?the?process?of?
transmission?loss.?Therefore,?in?the?case?of?the?same?engine,?with?excellent?performance?and?matching?of?drive?axle?is?relatively?high?and?the?car engine?has?become?one?of?the?effective?
energy?saving?measures.
In?this?paper,?the?traditional?method?is?firstly?used?to?input?parameters?according?to?the?
vehicle?to?drive?axle in?the?main?parts?size?calculation?and?strength?check?detailed?secondly,?
using?CATIA?software?for?3D?modeling?and?DMU?simulation?of?various?parts;?At?the?same
?time,?rendering?the?main?parts?of?two-dimensional?graph?and?the?rear?axle?assembly?diagram??and?laying?the?foundation?for?the??arrangement?and?prototype?trial?period;Finally?analyze?the?
strength of?the?bridge?shell?by?using?the?ANSYS?finite?element?analysis?software,?checking
the?bridge?shell?strength?to?meet?the?design?requirements.
Key words: drive axle;CATIA;ANSYS;finite element analysis
II
目 錄
1 緒論 1
1.1 課題研究背景及意義 1
1.2 驅動橋總成概述 1
1.3 驅動橋分類 2
1.4 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 3
1.5 課題研究內(nèi)容 4
2 后橋總成初步選型設計 5
2.1 主減速器結構方案確定 5
2.1.1 減速形式確定 6
2.1.2 齒輪類型確定 6
2.1.3 主動齒輪支承方式和安裝方式確定 6
2.1.4 從動齒輪支承方式和安裝方式確定 7
2.1.5 軸承預緊及齒輪嚙合調整 8
2.2 差速器結構方案確定 8
2.3 半軸型式確定 9
2.4 橋殼型式確定 10
2.5 本章小結 11
3 主減速器設計 12
3.1 主減速比確定 12
3.2 齒輪計算載荷確定 12
3.3 齒輪參數(shù)確定 14
3.4 主減速器齒輪幾何尺寸計算 19
3.5 齒輪強度校核 20
3.5.1 單位齒長圓周力校核 20
3.5.2 輪齒彎曲強度校核 22
3.5.3 輪齒接觸強度校核 23
3.6 齒輪材料及熱處理 24
3.7 主減速器潤滑 25
3.8 主減速軸承校核 26
3.8.1 軸承載荷計算 26
3.8.2 軸承校核 29
3.9 本章小結 30
4 差速器設計 31
4.1 普通對稱式圓錐行星齒輪差速器 31
4.2 差速器齒輪主要參數(shù)確定 31
4.3 差速器齒輪幾何計算 34
4.4 差速器齒輪強度校核 36
4.5 本章小結 37
5 半軸設計 38
5.1 半軸設計與計算 38
5.1.1 半浮式半軸尺寸計算 38
5.1.2 半浮式半軸三種工況校核 39
5.1.3 半軸花鍵強度校核 42
5.2 半軸結構設計及材料與熱處理 43
5.3 半軸軸承確定 44
5.4 本章小結 44
6 橋殼設計 45
6.1 概述 45
6.2 橋殼強度計算 45
6.3 ANSYS橋殼強度分析 47
6.4 本章小結 51
結 論 52
致 謝 53
參考文獻 54
附錄A 55
附錄B 59
73
1 緒論
1.1 課題研究背景及意義
隨著汽車工業(yè)的發(fā)展及汽車技術的提高，驅動橋的設計、制造工藝都在日益完善，驅動橋也和其他汽車總成一樣，除了廣泛采用新技術外，在機構設計中日益朝著“零件標準化、部件通用化、產(chǎn)品系列化”的方向發(fā)展及生產(chǎn)組織的專業(yè)化目標前進[1]。
近年來油價上漲迅速，汽車的使用成本也越來越高，因此在保證汽車的動力性的前提下，提高其燃油經(jīng)濟性也變得非常重要。為了降低油耗，不僅要在發(fā)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。這就必須在發(fā)動機的動力輸出之后，在從發(fā)動機—傳動軸—驅動橋這一動力輸送環(huán)節(jié)中尋找減少能量在傳遞的過程中的損失[2]。在這一環(huán)節(jié)中，發(fā)動機是動力的輸出者，也是整個機器的心臟，而驅動橋則是將動力轉化為能量的最終執(zhí)行者[3]。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。
同時，人們對于汽車的行駛平順性、操作穩(wěn)定性和平均行駛速度有了更高的要求，這都和汽車驅動橋的選擇有著非常重要的關系。
在過去的幾十年里我國的驅動橋開發(fā)主要是針對卡車、客車及一些重型工程車，針對乘用車開發(fā)的驅動橋卻少之又少。但是隨著時代的發(fā)展，汽車的作用日益明顯，特別是乘用車已成了我們?nèi)粘Ｉ畋夭蝗鄙俚慕煌üぞ?，汽車也發(fā)展程度也成為衡量一個國家工業(yè)發(fā)展程度的重要標志[4]。
綜上所述，設計開發(fā)一款適合大型乘用車（SUV）的后驅動橋則顯得尤為重要。
1.2 驅動橋總成概述
驅動橋作為汽車四大部件之一，其性能的好壞直接影響整車性能，而對于載重汽車和大型乘用車(SUV)顯得尤為重要。
汽車驅動橋位于傳動系的末端，一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和橋殼組成，如圖1.1。其基本功用是減速增扭和改變轉矩的傳遞方向，即增大由萬向傳動裝置或直接從變速器傳來的轉矩，并將轉矩合理的分配給左右驅動車輪，使汽車行駛，并允許左右驅動輪以不同的轉速旋轉；其次，驅動橋還要承受作用于路面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[1,2]。
1—輪轂 2—橋殼 3—半軸 4—差速器 5—主減速器
圖1.1 驅動橋的組成
1.3 驅動橋分類
按懸架結構不同，驅動橋可分為非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋兩種。
（1）非斷開式驅動橋 非斷開式驅動橋又稱整體式驅動橋，它采用非獨立懸架，如圖1.2。整個驅動橋通過彈性懸架與車架連接，由于半軸套與主減速器殼是剛性連成一體的，因此，左右半軸始終在一條直線上，即左、右驅動輪不能相互獨立地跳動，整個車橋和車身會隨著路面的凹凸變化而發(fā)生傾斜。這種驅動橋結構簡單、造價低廉、工作可靠，被廣泛地用于汽車的后橋上。
1—主減速器 2—主減速器殼 3—差速器 4—半軸 5—橋殼 6—輪邊減速器
圖1.2 非斷開式驅動橋
（2）斷開式驅動橋 有些汽車為了提高行駛平順性和通過性，全部或部分驅動輪采用獨立懸架，如圖1.3。其主減速器固定在車架上，驅動橋殼制成分段并用鉸鏈連接，半軸也分段并用萬向節(jié)連接，驅動橋兩端分別用懸架與車架連接。這樣，兩側的驅動輪及橋殼可以彼此獨立地相對于車架上下跳動。
1—主減速器 2—半軸 3—彈性元件 4—減振器 5—驅動車輪 6—擺臂 7—擺臂軸
圖1.3 斷開式驅動橋
現(xiàn)代汽車的斷開式驅動橋更多的是省去了橋管，主減速器與驅動輪之間通過擺臂鉸鏈連接，半軸分段并用萬向節(jié)相連接[1]。
一般大型乘用車(SUV)多以前橋為轉向橋，而后橋為驅動橋。其中后橋常用非斷開式驅動橋配合多連桿懸架機構，這樣既提高了汽車的通過性和越野性又不犧牲其作為乘用車的舒適性，同時也達到了結構簡單、造價低廉、工作可靠的效果[5]。
1.4 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
隨著國際上卡拉羅、ZF公司、德納公司、AVL等知名企業(yè)對驅動橋技術研發(fā)的日益深入，時至今日，在國際上驅動橋的開發(fā)技術也呈現(xiàn)了許多新特點。
一是利用三維設計、有限元分析等手段，不斷優(yōu)化相關殼體設計，使其結構簡單且承載能力強。二是制動形式由鉗盤式制動向濕式制動發(fā)展，使制動系統(tǒng)逐步具有免維護、噪音小、壽命長、防爆等特點，大大降低主機的使用維護費用。三是逐步集行車制動與駐車制動與一體，既提高了整機安全性，又使結構更緊湊。四是防滑差速器及液壓差速鎖技術的應用，提高了整機在特殊環(huán)境下工作的能力。五是中置式轉向油缸在轉向驅動橋中的運用越來越普遍，使轉向更靈活可靠、結構更緊湊。六是機電液一體化程度越來越高，通過傳感技術來控制轉向系統(tǒng)和承載等使得操作更簡單，效率更高。七是產(chǎn)品系列化、模塊化程度越來越高，既適應了多變的市場需求，又提高了生產(chǎn)效率[4]。
目前國內(nèi)重型車橋生產(chǎn)企業(yè)也主要集中在中信車橋廠、東風襄樊車橋公司、濟南橋箱廠、漢德車橋公司、重慶紅巖橋廠和安凱車橋廠幾家企業(yè)。這些企業(yè)幾乎占到國內(nèi)卡車橋90%以上的市場。其中乘用車車橋廠主要有四川建安、上海匯眾、柳汽五菱、天津曙光、陜西東風常和車橋公司，這些車橋廠一般都是專門服務于某一整車廠或者隸屬于整車廠，這些生產(chǎn)廠中具有研發(fā)能力的廠家還不多,大多數(shù)廠家還停留在組裝階段,另外設備較國外也有不小的差距,所以導致國內(nèi)車橋廠生產(chǎn)規(guī)模不大，工藝水平、生產(chǎn)效益相對國外也是比較落后。
1.5 課題研究內(nèi)容
本課題根據(jù)整車輸入?yún)?shù)首先用傳統(tǒng)的計算方法對驅動橋（后橋）中主要零件進行詳細的尺寸計算及強度校核；其次利用CATIA軟件對各個零件進行三維建模及DMU仿真，同時重要零件出了二維圖及總成裝配圖；最后利用ANSYS有限元分析軟件對橋殼進行強度分析校核，經(jīng)校核橋殼強度滿足設計要求。
2 后橋總成初步選型設計
驅動橋的結構型式與驅動車輪的懸掛型式密切相關。當驅動車輪采用非獨立懸掛時，例如在絕大多數(shù)的載貨汽車和部分乘用車上，都是采用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸掛時，則配以斷開式驅動橋。
本課題是針對某大型乘用車(SUV)開發(fā)一款后驅動橋，對乘坐舒適性方面有較高的要求，多連桿懸在穩(wěn)定性以及可調?？臻g方面都要明顯優(yōu)于麥弗遜、縱臂扭連桿等懸掛，特別是在舒適性方面有突出表現(xiàn)，所以該后橋初步選擇非斷開式驅動橋配合多連桿懸架結構。設計初期輸入的具體參數(shù)如表2.1所示[5]。
表2.1設計輸入基本參數(shù)表
名稱
參數(shù)值
名稱
參數(shù)值
發(fā)動機排量
1.8T
變速器型式
6檔 手動
驅動型式
適時四驅
滿載質量
2000kg
最高車速
240KM/h
長/寬/高
4640/1825/1690
軸距
2680
最小離地間隙
220
最大功率
110KW
最大功率—轉速
5700r/min(rpm)
最大扭矩
210N·m
最大扭矩—轉速
2200-4500r/min(rpm)
前輪胎規(guī)格
225/60 R17
后輪胎規(guī)格
225/60 R17
前橋載荷
8820N
后橋載荷
10780N
變速器速比： 一檔：3.583 二檔：1.947 三檔：1.379 四檔：1.0 五檔：0.820 倒檔：3.363
2.1 主減速器結構方案確定
主減速器的功用是減速增扭，以及當發(fā)動機縱向布置時將傳遞方向改變90°后傳給差速器。
為滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也有所不同。
按參加減速傳動的齒輪副數(shù)目分有單級式主減速器和雙極式主減速器。有些重型汽車又將雙級式主減速器的第二級齒輪傳動設置在兩側驅動輪處，稱為輪邊減速器[6]。
按主減速器傳動比個數(shù)分有單速式和雙速式主減速器。單速式主減速器的傳動比是固定的，而雙速式主減速器有兩個傳動比供駕駛員選擇。
按齒輪副結構形式分有圓柱齒輪式（又可分為定軸輪系式和行星輪系式）主減速器和錐齒輪式（又可分為曲線齒錐齒輪式和準雙曲面錐齒輪式）主減速器。
2.1.1 減速形式確定
減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產(chǎn)品系列及制造條件有關，但它主要取決于動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數(shù)目及布置形式等[1]。
本課題針對一款大型乘用車后橋，選用單級主減速器即可滿足汽車動力性的要求。同時單級主減速器還具有結構簡單、體積小、質量小和傳動效率高等優(yōu)點，這樣又提高了汽車通過性和燃油經(jīng)濟性，另外也降低了制造成本和維修成本。
2.1.2 齒輪類型確定
現(xiàn)代汽車單級主減速器中多采用螺旋錐齒輪和準雙曲面齒輪兩種，如圖2.1所示。
(a)螺旋錐齒輪 (b)準雙曲面齒輪
圖2.1 主減速器齒輪類型
準雙曲面齒輪較螺旋錐齒輪有以下優(yōu)點:
1）準雙曲面齒輪傳動的重疊系數(shù)更大，傳動更加平穩(wěn)，而且齒面所受的正壓力小。
2）由于軸線位置的偏置，使傳動在空間的布置具有了更大的自由度。如下偏可以用于降低汽車的重心增加平穩(wěn)性；也可以用來增加車身的高度，增加汽車的越野性。綜合上述特點該課題主減速器齒輪選用準雙曲面齒輪類型[7]。
2.1.3 主動齒輪支承方式和安裝方式確定
主動齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種，如圖2.2所示。
1）懸臂式支承如圖2.2(a)所示，其特點是主動齒輪軸上兩圓錐滾子軸承的大端向外，以減少懸臂長度，增加支承距，提高支承剛度；為了盡可能地增加支承剛度，支承距應大于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?？拷X輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。懸臂式支承結構簡單，但支承剛度較差，用于傳遞轉矩較小的轎車、輕型貨車的主減速器。
(a)懸臂式支承 (b)跨置式支承
圖2.2 主動齒輪的支承方式
2）跨置式支承如圖2.2(b)所示，支承強大高,但加工和安裝不便。通常裝載質量2噸以上的貨車才采用此支承方式[8]。
本課題針對的是乘用車，所以選用結構簡單、質量較小、成本較低的由一對圓錐滾子軸承組成的懸臂式支承即可。
2.1.4 從動齒輪支承方式和安裝方式確定
從動齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內(nèi)，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調整螺母調整。主減速器從動齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上，如圖2.3所示[8]。
圖2.3 從動錐齒輪的支承方式
2.1.5 軸承預緊及齒輪嚙合調整
支承主減速器的圓錐滾子軸承需要預緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知，當軸向力于彈簧變形呈線性關系時，預緊使軸向位移減小至原來的1/2。預緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當預緊力超過某一理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預緊值可取為以發(fā)動機最大轉矩時換算所得軸向力的30％。
齒輪嚙合間隙的調整方法是擰動軸承調整螺母，以改變從動錐齒輪的位置。輪齒嚙合間隙應在0.15~0.40mm范圍內(nèi)。若間隙大于規(guī)定值，應使從動錐齒輪靠近主動錐齒輪，反之則離開。為保持已調整好的差速器圓錐滾子軸承預緊度不變，一端調整螺母擰入的圈數(shù)應等于另一端調整螺母擰入的圈數(shù)[6]。
2.2 差速器結構方案確定
汽車在行駛過程中，左、右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，如轉彎時內(nèi)側車輪行程比外側車輪短；左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行駛阻力不等等。這樣，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行駛或直線行駛，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞[1]。為此，在驅動橋的左、右車輪間都裝有輪間差速器。在多橋驅動的汽車上還常裝有軸間差速器，以提高通過性，同時避免在驅動橋間產(chǎn)生功率循環(huán)及由此引起的附加載荷、傳動系零件損壞、輪胎磨損和燃料消耗等。
差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式[5]。
對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅動車輪與路面的附著系數(shù)變化很小，因此本課題選用結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，如圖2.4所示。
1—軸承 2、8—差速器殼 3、5—調整墊片 6—行星齒輪 7—從動錐齒輪
4—半軸齒輪 9—行星齒輪軸
圖2.4 圓錐行星齒輪差速器
2.3 半軸型式確定
半軸是在差速器與驅動輪之間傳遞力的實心軸，如圖2.5所示半軸可分為全浮式、半浮式、3/4浮式。現(xiàn)代汽車基本上采用全浮式半軸支承和半浮式支承兩種支承形式。半浮式半軸的結構特點是半軸外端的支承軸承位于半軸套管外端的內(nèi)孔中，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩[6]。由于半浮式半軸結構簡單而廣泛應用于承受反力和彎矩較小的各類轎車上。本課題是針對乘用車開發(fā)的后驅動橋，所以也選用這種半浮式半軸支承方式。
a)全浮式半軸 b)半浮式半軸 c)3/4浮式半軸
圖2.5 半軸的三種型式
2.4 橋殼型式確定
驅動橋殼既是傳動系的組成部分，同時也是行駛系的組成部門，作為傳動系的組成部分，其功能是用來安裝并保護主減速器、差速器和半軸。作為行駛系的組成部分，其功能是用來安裝懸架或輪轂，與從動橋一起支承汽車懸架以上各部分質量，承受驅動輪傳來的反力和力矩，并在驅動輪與懸架之間傳力。由于驅動橋殼承受較復雜的載荷，因此，要求橋殼應具有足夠的強度和剛度，質量小，便于制造，便于主減速器的拆裝和調整[8]。
驅動橋殼可分為整體式橋殼和分段式橋殼兩種類型。
a)鑄造式 b)鋼板沖壓焊接式
圖2.6整體式橋殼
整體式橋殼（圖2. 6）的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一個整體的空心梁，其強度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的主減速殼里，構成單獨的總成，調整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內(nèi)，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。
分段式橋殼（圖2.7）的特點是由一個垂直接合面分為左右兩部分，兩部分通過螺栓聯(lián)接成一體。每一部分均由一鑄造殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成，軸管與殼體用鉚釘連接。這種橋殼結構簡單，制造工藝性好，主減速器支承剛度好。但拆裝、調整、維修很不方便，橋殼的強度和剛度受結構的限制，曾用于輕型汽車上，現(xiàn)已較少使用。
綜上所述本課題選用整體式橋殼。
圖2.7 分段式橋殼
2.5 本章小結
本章主要內(nèi)容是根據(jù)給定的整車參數(shù)對主減速器、差速器、半軸和橋殼這四大部分進行了初步的結構型式的確定，另外也選定了主減速器的支承方式和安裝方式。同時對主減速和差速器的齒輪類型也進行了初步選型。
3 主減速器設計
3.1 主減速比確定
主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌碌墓β势胶馓飦硌芯繉ζ噭恿π缘挠绊?。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性[8]。
對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共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最高車速。這時值應按下式來確定：
(3.1)
式中—車輪的滾動半徑，m；
—變速器量高檔傳動比。
對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，一般選擇比上式求得的大10％~25％，即按下式選擇：
(3.2)
式中—分動器或加力器的高檔傳動比；
—輪邊減速器的傳動比。
本課題開發(fā)的后驅動橋服務于大型乘用車,需要很大的功率儲備，所以在計算過程中應選用公式(3.1)。根據(jù)第2章給出的輸入?yún)?shù)可知最大功率對應轉速=5700r/min；最高車速=240km/h；最高檔傳動比=0.820；輪胎規(guī)格為225/60 R17，查閱相關資料可查出=341mm;
將上述數(shù)據(jù)代入公式(3.1)可求得=3.723。
3.2 齒輪計算載荷確定
通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車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(、)的較小者，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[8]。即
(3.3)
(3.4)
式中—發(fā)動機最大轉矩，=210N·m;
—變速器1檔速比，=3.583；
—主減速器傳動比，=3.723；
—液力變矩器變矩系數(shù)，=1.7；
—分動器傳動比，=1;
—上述傳動部分的傳動效率，取=0.9;
—超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動的各類汽車取=1；
—汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，N；對后橋來說還應考慮到汽車加速時的負荷增大量，取=10780N；
—輪胎對路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85；對越野汽車取=1.0；對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車取=1.25；
—最大加速時后軸負荷轉移系數(shù)，一般乘用車為1.2～1.4，貨車為1.1～1.2，本課題取=1.2；
—車輪的滾動半徑，=0.341m；
—驅動橋數(shù)目，=2；
,—分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比，取=0.96，=1；
將上述數(shù)據(jù)代入公式(3.3)、(3.4)可求得：=2142.992N·m；=3905.729N·m。
上面求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。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)轉矩是根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩為
(3.5)
式中—汽車滿載總重，=19600N；
—所牽引的掛車滿載總重，N，但僅用于牽引車，本課題中=0；
—道路滾動阻力系數(shù)，計算時轎車取＝0.010~0.015；載貨汽車取0.015~0.020；越野汽車取0.020~0.035，本課題初選=0.025；
—汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。通常，轎車取0.08；載貨汽車和城市公共汽車取0.05~0.09；長途公共汽車取0.06~0.10，越野汽車取0.09~0.30，本課題初選=0.1。
—汽車或汽車列車的性能系數(shù)：
式中計算為負時，取0值。
=0.01×[16－0.195×19600/210]=‐0.022<0
所以本課題取=0;
將上述數(shù)據(jù)代入公式(3.5)得=435.130N·m。
對于主減速器主動齒輪，應將（3.3）、（3.4）和（3.5）式分別除以主減速比和傳動效率（對于螺旋錐齒輪=0.95；對于雙曲面齒輪，當＞6時，=0.85，當＜6時，=0.90）。本課題采用雙曲面齒輪且主減速比＜6，所以取=0.90。
1） 計算主動齒輪最大應力
從動齒輪：=2142.992N·m；= 3905.729N·m；取=2142.992N·m作為計算載荷。主動齒輪的計算載荷:
(3.6)
將上述數(shù)據(jù)代入公式(3.6)可求得=639.565N·m。
2） 計算主動齒輪疲勞壽命齒輪
計算載荷=435.130N·m，將數(shù)據(jù)代入公式(3.6)可求得=129.862N·m。
3.3 齒輪參數(shù)確定
（1）齒數(shù)的確定
對于單級主減速器，當較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數(shù)取值小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙。當≥6時，的最小值可取為5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，最好大于5。當較小(如=3.5~5)時，引可取為7~12，但這時常常會因主、從動齒輪齒數(shù)太多、尺寸太大而不能保證所要求的橋下離地間隙[2]。為了磨合均勻，主、從動齒輪的齒數(shù)、之間應避免有公約數(shù)[9]；為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和對于載貨汽車應不少于40，對于轎車應不少于50。對于雙曲面齒輪單級貫通式主減速器來說，通常主動齒輪的最小齒數(shù)為8。
表3.2 格里森推薦的小輪的最小齒輪
傳動比(/)
2
2.5
3
4
5
6 ~8
小輪最小齒輪
17
15
13
8
7
6
本課題主減速器傳動比為3.723，介于3 ~4之間，結合上邊的要求初步選定為11，為41。
（2）齒輪節(jié)圓直徑的確定
根據(jù)從動錐齒輪的計算轉矩（見式3.3，式3.4并取兩者中較小的一個為計算依據(jù)）按經(jīng)驗公式選出：
(3.7)
式中—從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；
—直徑系數(shù)，取=13~16；
—計算轉矩，N·m。
將上述數(shù)據(jù)代入公式(3.7)求得=167.604~206.281mm，初取=200mm。
（3）齒輪端面模數(shù)的選擇
選定后，可按式=/=200/41≈5算出從動錐齒輪大端端面模數(shù)，并用下式校核：
(3.8)
式中—計算轉矩，N·m；
—模數(shù)系數(shù)，取=0.3~0.4。
將上述數(shù)據(jù)代入公式(3.8)可求得=3.868~5.157，取為5，則反推=205mm。
（4）齒面寬的確定
汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬：=0.155=31.775mm，滿足≤10的條件,圓整后初取=35mm。
（5）雙曲面齒輪偏距E的確定
E值過大將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；E值過小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動的特點。一般對于乘用車和總質量不大的商用車，E≤0.2，且E≤40%；對于總質量較大的商用車，E≤(0.10~0.12)，且E≤20%。另外，主動比越大，則E也越大，但應保證齒輪不發(fā)生根切[7]。
本課題針對的乘用車，且，初選E=0.152=31.2mm＜0.2，由于未知，所以在后續(xù)的工作中做出E≤40%的驗證，所以初步選定偏置距E=31.2mm。
（6）雙曲面齒輪螺旋方向及偏移方向的確定
雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種。由從動齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動齒輪處于右側，如果主動齒輪在從動齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動齒輪中心線下方，則為下偏移。如果主動齒輪處于左側，則情況相反。圖3.1a)、b)為下偏移，圖3.1c)、d)為上偏移[7]。
a)、b)主動齒輪下偏置 c)、d)主動齒輪上偏置
圖3.1 雙曲面齒輪的偏移方向和螺栓方向
本課題選主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋的下偏置，如圖3.1a)所示。
（7）螺旋角的確定
雙曲面齒輪傳動，由于有了偏移距而使主、從動齒輪的名義螺旋角不等，且主動齒輪的大，而從動齒輪的小。選擇齒乾的螺旋角時，應考慮到它對齒面(或縱向)重疊系數(shù)、輪齒強度和軸向力的大小有影響。螺旋角應足夠大以使重疊系數(shù)不小于1.25。因重疊系數(shù)愈大傳動就愈平穩(wěn)噪聲就愈低。但是螺旋角過大時會引起軸向力亦過大，因此應有一個適當?shù)姆秶??；↓X錐齒輪多采用35°螺旋角，準雙曲面齒輪小輪多選用50°螺旋角。按以下經(jīng)驗公式可得到合理的小輪螺旋角b1
(3.9)
計算出的角度可以圓整,一般選取的小輪螺旋角與上式計算得到的值之差不要超過50，否則將難于達到等強度齒設計要求。此外，計算完后大輪的螺旋角不能超過35°,否則要重新選取小輪的螺旋角。
將上述數(shù)據(jù)代入公式(3.9)的=48.4°, 準雙曲面齒輪小輪多選用50°螺旋角，所以初選為50°。根據(jù)公式
(3.10)
k—準雙曲面齒輪加大系數(shù)，將k控制在1.3~1.5之間。
所以可求得=15.4°~33.3°，符合雙曲面齒輪大輪的螺旋角要求。
（8）平均壓力角的確定
格里森制規(guī)定轎車主減速器螺旋錐齒輪選用14°30′，或16°的法向壓力角；載貨汽車和重型汽車則應分別選用20°、22°30′的法向壓力角。對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側的法向壓力角不等，因此應按平均壓力角考慮，載貨汽車選用22°30′的平均壓力角，轎車選用19°的平均壓力角。
本課題開發(fā)的后橋是針對乘用車，所以初選平均壓力角為19°。
（9）齒高系數(shù)和齒頂高系數(shù)的確定
格里森推薦標準齒高系數(shù)，如表3.3所示。表中的值是在確保不發(fā)生齒頂變尖、根切，相對安全、可靠的情況下給出的，因此表中的值并非不能突破。在進行高齒的設計中，經(jīng)過齒頂不變尖、不根切的檢驗，可以取較大的值，表中的值有一定更改余量的。
表3.3 格里森推薦的齒高系數(shù)
小齒輪齒數(shù)
齒高系數(shù)
汽車
一般工業(yè)
5
3.4
3.4
6
3.5
3.5
7
3.6
3.6
8
3.8
3.7
9
3.9
3.8
10
4.0
3.9
11
4.1
4.0
＞12
4.2
4.0
本課題小齒輪齒數(shù)為11，所以初選齒高系數(shù)為4.1。
當齒數(shù)比大于2:1，小輪齒數(shù)Z1≤20時，無論大輪用何種方法加工，齒頂高系數(shù)均按表3.4選取。
表3.4 Z1≤20的齒頂高系數(shù)
小齒輪齒數(shù)
齒頂高系數(shù)
5
0.090
6
0.110
7
0.130
8
0.150
9 ~20
0.170
本課題小齒輪齒數(shù)為11，所以初選齒頂高系數(shù)為0.170。
從表中的標準齒頂高系數(shù)來看，為避免齒輪發(fā)生根切，同時滿足大輪、小輪輪齒等強度要求，準雙曲面齒輪高度方向進行了一定的修正，有意增加了小輪的強度。設計中若發(fā)現(xiàn)小輪的強度仍然不夠，可取更小的齒頂高系數(shù)。少數(shù)情況也會出現(xiàn)大輪的強度不夠，為增加大輪彎曲強度，可選取較大的齒頂高系數(shù)。當然如果通過調整大輪的刀頂距，平衡兩輪的強度也是可以的。如果要使兩輪的強度同時增加，則要采用“非零變位”方法。
（10）刀盤半徑的確定
表3.5格里森公司推薦刀盤半徑
大輪直徑（mm）
刀盤半徑（mm）
127~165
76.2
165~216
92.25
217~279
114.3
279~381
152.4
381~482
203.2
＞482
228.6
刀盤半徑根據(jù)大輪節(jié)圓直徑d2選取，刀盤半徑已經(jīng)標準化，表3.5格里森公司為準雙曲面齒輪加工推薦的標準刀盤半徑[9]。從調整靈活性及強度觀點，選小的刀盤半徑比較有利。對于大量生產(chǎn)，為增加刀盤使用壽命，選大的刀盤半徑更有利。
本課題d2=205mm，配合加工的通用性選擇刀盤半徑選擇為92.25mm。
3.4 主減速器齒輪幾何尺寸計算
由于準雙曲面齒輪的參數(shù)較多，所以論文中只列出重要的一些參數(shù)如表3.6所示[9]。
表3.6 準雙曲面齒輪輪坯尺寸
項目
計算公式
結果
主動齒輪齒數(shù)
11
從動齒輪齒數(shù)
41
從動齒輪端面模數(shù)
5mm
從動齒輪齒面寬
35mm
主動齒輪偏置距
31.2mm
主動齒輪壓力角-凸面
-25.29°
主動齒輪壓力角-凹面
12.71°
極限壓力角
-6.29°
軸交角
90°
從動齒輪外錐距
108.15mm
從動齒輪中點錐距
90.58mm
主動齒輪節(jié)圓直徑
55mm
從動齒輪節(jié)圓直徑
205mm
中點齒頂高
1.26mm
中點齒根高
7.33mm
工作齒高
9.10mm
全齒高
10.26mm
主動齒輪外圓直徑
89.00mm
從動齒輪外圓直徑
205.96mm
從動齒輪節(jié)錐點到交叉點距離
-1.91mm
主動齒輪頂錐頂點到交叉點距離
11.96mm
從動齒輪頂錐頂點到交叉點距離
-1.94m
主動齒輪根錐頂點到交叉點距離
13.11mm
從動齒輪根錐頂點到交叉點距離
-1.92mm
主動齒輪輪冠到交叉點距離
98.23mm
從動齒輪輪冠到交叉點距離
34.98mm
主動齒輪前錐到交叉點距離
60.54mm
主動齒輪節(jié)錐角
17.56°
從動齒輪節(jié)錐角
71.40°
主動齒輪頂錐角
21.99°
從動齒輪頂錐角
72.21°
主動齒輪根錐角
16.79°
從動齒輪根錐角
66.76°
主動齒輪螺旋角
49.99°
從動齒輪螺旋角
30.11°
允許的最小法向側隙
0.15mm
允許的最大法向側隙
0.20mm
3.5 齒輪強度校核
在選好齒輪的主要參數(shù)后，為了保證齒輪有足夠的強度和壽命要對齒輪進行強度驗算。齒輪損壞的主要形式有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損。
3.5.1 單位齒長圓周力校核
主減速器齒輪的表面耐磨性常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算，即
(3.11)
式中p—單位齒長上的圓周力(N/mm);
F—作用在輪齒上的圓周力(N)，按發(fā)動機的最大轉矩和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算；
—從動齒輪的齒面寬=35mm。
按發(fā)動機計算轉矩計算時：
(3.12)
式中—發(fā)動機最大轉矩，=210N·m
—變速器傳動比，常取1檔及直接檔進行計算；
—超載系數(shù)，取=1；
—液力變矩器變矩系數(shù)，=1.7；
—分動器傳動比, =1;
—上述傳動部分的傳動效率，取=0.9;
—驅動橋數(shù)目，=2;
—從動齒輪的齒面寬，=35mm;
—主動齒輪節(jié)圓直徑，=55mm。
許用的單位齒長圓周力[p]見表3.7。在現(xiàn)代汽車設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，[p]有時高出表中數(shù)據(jù)的20%~25%[8]。
表3.7 單位齒長圓周力許用值[p]
參數(shù)
汽車類別
[p]/(N/mm)（按發(fā)動機最大扭矩計算時）
[p]/(N/mm)（按驅動輪打滑轉矩計算時）
輪胎與地面的附著系數(shù)
一檔
二檔
直接檔
乘用車
893
536
321
893
0.85
商用車
貨車
1429
—
250
1429
客車
982
—
214
—
當取1檔進行計算，=3.583，將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.12）可求得p=598.04N/mm＜[p]=893N/mm。
當取直接檔進行計算，，將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.12）可求得p=166.91N/mm＜[p]=321N/mm。
按驅動輪打滑的轉矩計算時
(3.13)
式中—汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，=10780N；
—最大加速時后軸負荷轉移系數(shù)，取=1.2；
—輪胎對路面的附著系數(shù)，取=0.85；
—車輪的滾動半徑，=0.341m；
—從動齒輪節(jié)圓直徑，=205mm;
—從動齒輪的齒面寬，=35mm;
,—分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比，取=0.96，=1；
將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.13）可求得p=1088.70N/mm＜1.25[p]=1116.25 N/mm。
經(jīng)過上述驗算可知雙曲面齒輪的單位齒長圓周力滿足設計需求。
3.5.2 輪齒彎曲強度校核
雙曲面齒輪輪齒的齒根彎曲應力為
(3.14)
式中—雙曲面齒輪輪齒的齒面接觸應力（MPa）；
—計算齒輪的計算轉矩，min[,]計算的最大接觸應力計算轉矩==2142.992N·m，疲勞接觸應力計算轉矩==435.130N·m；
—過載系數(shù)，一般取1；
—尺寸系數(shù)，當≥1.6mm時，，當＜1.6mm時，；該課題=5mm，所以取=0.666；
—齒面載荷分布系數(shù)，跨置式結構：=1.0~1.1，懸臂式結構：=1.00~1.25；本課題為懸臂式結構，取=1.0；
—質量系數(shù)，當齒輪接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，=1.0；
—斷面模數(shù)，=5mm；
—計算齒輪的齒面寬，=42mm，=35mm；
—齒輪的大端分度圓直徑，=55mm，=205mm；
—計算齒輪彎曲應力綜合系數(shù)，從圖3.2中查出主動齒輪=0.33，從動齒輪=0.27。
圖3.2齒輪彎曲應力綜合系數(shù)
將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.14）可得按計算的疲勞彎曲應力=157.84MPa＜210MPa；按min[,]計算的最大彎曲應力=294.68MPa＜700MPa，符合設計要求。
3.5.3 輪齒接觸強度校核
雙曲面齒輪的齒面接觸應力為
(3.15)
式中—雙曲面齒輪齒面接觸應力（MPa）；
—綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪：取232.6N1/2/mm;
—主動齒輪大端分度圓直徑，=55mm；
—計算齒輪的計算轉矩，min[,]計算的最大接觸應力計算轉矩==2142.992N·m，疲勞接觸應力計算轉矩==435.130N·m；
—過載系數(shù)，一般取1；
—尺寸系數(shù)，取=1.0；
—齒面載荷分布系數(shù)，跨置式結構：=1.0~1.1，懸臂式結構：=1.00~1.25；本課題為懸臂式結構，取=1.0；
—齒面品質系數(shù)，取=1.0；
—質量系數(shù)，當齒輪接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，=1.0；
—和中的較小值，去==35mm；
—齒面接觸強度的綜合系數(shù)，從圖3.3中查出齒輪=0.26。
圖3.3 齒輪接觸強度計算用綜合系數(shù)
將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.15）可求得按計算的疲勞彎曲應力=1395.10MPa＜1750MPa；按min[,]計算的最大彎曲應力=2315.28MPa＜2800MPa，計算可知輪齒接觸強度符合設計要求[8]。
3.6 齒輪材料及熱處理
汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、作用時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒板彎曲折斷、齒面疲勞點蝕、磨損和擦傷等。據(jù)此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：
（1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度；
（2）輪齒芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；
（3）鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律性易控制，以提高產(chǎn)品質量、減少制造成本并降低廢品率；
（4）選擇齒輪材料的合金元素時要適應我國的情況。例如，為了節(jié)約鎳、鉻等我國發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金結構鋼。
汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號有20CrMnTi、22CrMnMo、16SiMn2WMoV、20MnVB和20Mn2TiB。
用滲碳合金鋼制造齒輪，經(jīng)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度可高達HRC58～64，而芯部硬度較低，當端面模數(shù)m>8時為HRC29~45，當m<8時為HRC32~45。其主要缺點是熱處理費用高；表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產(chǎn)生塑性變形；如果滲透層與芯部的碳含量相差過多便會引起表面硬化層的剝落[1]。
對于滲碳層深度有如下的規(guī)定：當端面模數(shù)m≤5時，為0.9~1.3mm；m>5～8時，為1.0~1.4mm；m>8時，為1.2~1.6mm。
由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪副(或僅大齒輪)在熱處理及精加工(如磨齒或配對研磨)后均予以厚度為0.005~0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。
對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25%。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性可進行滲硫處理。滲硫處理時的溫度低，故不會引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生[2]。
3.7 主減速器潤滑
主減速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應注意主減速器主動齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤堵不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn)。為此，通常是在從動齒輪的前端近主動齒輪處的主減速殼的內(nèi)壁上設一專門的集油槽，將飛濺到殼體內(nèi)壁上的部分潤滑油收集起來再經(jīng)過進油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的小端通向大端，并經(jīng)前軸承前端的回油孔流回驅動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護前端的油封不被損壞。
為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內(nèi)部壓力增高所引起的滲油，應在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應避開油濺所及之處。加油孔應設置在加油方便之處，開孔位置也決定了油面位置低處，但也應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。
3.8 主減速軸承校核
3.8.1 軸承載荷計算
1、齒輪齒面上作用力計算
齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上租用有一法向力。該法向力可以分解為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。
(1) 齒寬中點處的圓周力
齒寬中點處的圓周力為
(3.16)
式中—作用在從動齒輪上的轉矩，=66.9 N·m；
—從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑。
(3.17)
式中—從動齒輪大端分度圓直徑，=205mm；
—從動齒輪齒面寬，=35mm；
—從動齒輪節(jié)錐角，=71.40°。
綜合上述公式（3.16）、（3.17）可得從動齒輪齒寬中點處的圓周力=778.7N。
(3.18)
根據(jù)公式（3.18）可得主動齒輪齒寬中點處的圓周力=1569.6N。
(2) 主動齒輪的軸向力和徑向力
本課題主動齒輪為左旋，其受力如圖3.4所示。
從錐頂看旋轉方向為逆時針。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)，分解成兩個相互垂直的力和，垂直于A且位于∠OO′A所在的平面，位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。在此平面內(nèi)又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，與之間的夾角為法向壓力角，這樣有
(3.19)
(3.20)
(3.21)
圖3.4 主動齒輪齒面受力圖
于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為:
(3.22)
(3.23)
整理上述公式可得出主動齒輪的軸向力和徑向力分別為
(3.24)
將表3.6中的數(shù)據(jù)代入公式（3.24）可得主動齒輪齒面上的軸向力=-1419.11N，徑向力=1479. 65N。
從動齒輪的軸向力和徑向力分別為
(3.25)
將表3.6中的數(shù)據(jù)代入公式（3.25）可得從動齒輪齒面上的軸向力=-140.59N，徑向力=2457.81N。
2、齒輪軸承載荷計算
本課題主減速器軸承布置如圖3.5所示，圖中=67mm、=45mm、=65mm、=80mm。根據(jù)主減速器軸的尺寸及布置要求初選軸承A、B的型號分別為33207、32308，軸承C、D的型號為33110。
圖3.5 主減速器軸承布置尺寸
軸承A的徑向力為
(3.26)
軸向力=-1419.11N。
軸承B的徑向力為
(3.27)
軸向力=0。
軸承C的徑向力為
(3.28)
軸向力=-140.59N
軸承D的徑向力為
(3.29)
軸向力=0。
將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.26）、（3.27）、（3.28）、（3.29）可求得軸承A、B、C、D的徑向力分別為3198.59N、1534.0N、1343.30N、1076.65N。
3.8.2 軸承校核
（1）對于軸承A
軸承A選用33207型圓錐滾子軸承，此類軸承的額定動載荷為82.5KN，=1419.11/3198.59=0.44＞0.35，取徑向動載荷系數(shù)X=1，軸向動載荷系數(shù)Y=0。
軸承A的當量動載荷為
(3.30)
式中—載荷系數(shù)，取=1.2.
將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.30）得當量動載荷=3838.31N。
以小時數(shù)表示的軸承基本額定壽命為
(3.31)
式中—軸承轉速；
—軸承額定動載荷，=82.5KN；
—指數(shù)，本課題=10/3。
從動齒輪軸承的轉速為
(3.32)
式中—汽車平均車速，本課題取=55km/h;
將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.32）可得=429r/min，則主動齒輪軸承轉速=1599r/min。
將求得的數(shù)據(jù)代入公式（3.31）得軸承基本額定壽命=287770.7h。
若大修里程S定為200000公里，軸承預期壽命為
(3.33)
將數(shù)據(jù)代入公式（3.33）得軸承預期壽命=3636.36h。
比較得，故軸承符合設計要求[10]。
（2）對于軸承B、C、D
軸承B選用32308型圓錐滾子軸承、軸承C、D選用33110型圓錐滾子軸承。軸承B的額定動載荷為115KN，軸承C、D的額定動載荷為89.2KN，校核過程與軸承A完全相同，經(jīng)校核軸承B、C、D的額定壽命，滿足設計要求，詳細校核過程不予逐一敘述。
3.9 本章小結
本章首先選定了主減速齒輪的幾個基本參數(shù)，然后經(jīng)過大量的計算過程得出了主減速器齒輪輪坯尺寸計算卡。接下來對計算所得的齒輪進行強度校核，經(jīng)校核滿足設計要求。本章第二部分內(nèi)容是主減速器軸承的選擇及校核，經(jīng)過一系列的校核得出選配的軸承滿足設計要求。
4 差速器設計
4.1 普通對稱式圓錐行星齒輪差速器
本課題采用的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器由1個整體式的左殼、1個右殼、2個半軸齒輪、4個行星齒輪、1個十字行星齒輪軸及行星齒輪墊片等組成，具體如圖4.1所示。這種差速器具有結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上可靠的優(yōu)點。
圖4.1普通對稱式圓錐行星齒輪差速器
由于差速器殼是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到從動齒及主動齒輪導向軸承支座的限制。普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖如圖4.2所示[1]。
圖4.2