轎車-桑塔納3000汽車主減速器及差速器設計含4張CAD圖

轎車-桑塔納3000汽車主減速器及差速器設計含4張CAD圖,轎車,桑塔納,3000,汽車,減速器,差速器,設計,CAD There is an increasing trend toward introducing mechatronic systems wherever possible. It is, therefore, no wonder that a certain type of mechatronic system is an integral part of every manufactured car. To speed up the development of such systems, new methods and various sophisticated tools are constantly being designed, with the aim to reduce the time and cost of development. Many intelligent mechatronic systems [1–6] being developed are related to the chassis and powertrain of vehicles. This article also deals with the development of a system associated with the powertrain of vehicles or, more specifically, the development of a mechatronic system for an automatic differential lock. The basic function of this system is to evaluate the slip of the wheels and powertrain shafts. The control system evaluates sensor signals from wheel speed sensors, the vehicle pedals, an air pressure sensor in the pneumatic circuit, feedback sensors, control switches and buttons, Controller Area Network—CAN messages from other Electronic Control Units—ECUs, and touch displays. The system then sends the signals to the actuators which are assembled from the electrovalve, the pneumatic circuit, a feedback sensor, and a special dog clutch. When the electrovalve is opened, pressurized air is introduced into the pneumatic cylinder, thereby moving its piston with the bracket; this locks the special dog clutch. These actuators are located in the appropriate differentials or used to connect the front axle input shafts to the transfer case of the vehicle to activate all-wheel drive. The driver controls the system with three switches and one button. The first switch is used to set the automatic and manual control modes. The two other switches and the button are used to activate all-wheel drive and lock the rear inter-differentials, the rear axle-differentials, and the front axle differentials in manual control mode. Another option is to set up three driving modes for road, field, and terrain/snow on the touch display. Information on all-wheel drive activation or locking the relevant differentials is also provided on the display. This system was developed to improve the properties of the vehicle’s powertrain, improve fuel economy, and reduce tire wear. A vehicle fitted with this system is more environmentally friendly and protects the powertrain against inappropriate differential lock control by inexperienced drivers, therefore, the system is controlled automatically. The testing and the evaluation of this system was carried out in the form of prototyping, where a controller with a control algorithm was connected to the vehicle prototype. The powertrain of the vehicle prototype consisted of an engine, a transmission, a transfer case, a rear inter-differential, and four axles with an axle-differential. The powertrain enabled the front axles drive to be activated. In the area of drive control, differential lock, and all-wheel drive activation, the Zahnradfabrik Friedrichshafen Automatic Drive-Train Management—ZF ADM differential locking system described in [7,8] can be used for trucks. Another system is the Meritor driver-controlled differential lock (DCDL) . These two companies created a new ZF Meritor, so it can be assumed that DCDL is the same system as ZF ADM, i.e., a system that evaluates wheel slip. The control algorithm evaluates slip and locks or unlocks the relevant differentials. A dog clutch is used in the differential. There are a number of systems on the market that control torque distribution and the locking of differentials in passenger cars, such as Torque Vectoring. However, these systems cannot currently be used for trucks or special vehicles due to their high transmission torque. For this reason, it is necessary to use a dog clutch for differential locking. A similar system is introduced in this article describing the principle of the developed control algorithm and prototype testing on a vehicle 6 在可能的情況下，引入機電一體化系統(tǒng)的趨勢越來越明顯。因此，難怪某一類型的機電系統(tǒng)是每一輛汽車的組成部分。為了加快這類系統(tǒng)的開發(fā)，正在不斷設計新的方法和各種復雜的工具，目的是減少開發(fā)的時間和成本。許多正在開發(fā)的智能機電系統(tǒng)[1–6]都與車輛的底盤和動力系統(tǒng)有關。本文還論述了與車輛動力總成相關的系統(tǒng)的開發(fā)，或者更具體地說，自動差速鎖機電一體化系統(tǒng)的開發(fā)。該系統(tǒng)的基本功能是評估車輪和動力傳動軸的打滑。控制系統(tǒng)評估來自車輪轉速傳感器、車輛踏板、氣動回路中的空氣壓力傳感器、反饋傳感器、控制開關和按鈕、控制器局域網(wǎng)CAN信息（來自其他電子控制單元ECU）和觸摸顯示屏的傳感器信號。然后，系統(tǒng)將信號發(fā)送到執(zhí)行器，執(zhí)行器由電動閥、氣動回路、反饋傳感器和專用爪形離合器組裝而成。當電動閥打開時，壓縮空氣進入氣缸，從而使氣缸的活塞與支架一起移動；這將鎖定特殊的爪形離合器。這些執(zhí)行器位于相應的差速器中，或用于將前橋輸入軸連接到車輛的分動箱，以啟用全輪驅動。駕駛員用三個開關和一個按鈕控制系統(tǒng)。第一個開關用于設置自動和手動控制模式。其他兩個開關和按鈕用于啟用全輪驅動，并在手動控制模式下鎖定后差速器、后軸差速器和前軸差速器。另一個選項是在觸摸屏上設置道路、野外和地形/雪地三種駕駛模式。顯示屏上還提供了有關全輪驅動激活或鎖定相關差速器的信息。開發(fā)該系統(tǒng)是為了改善車輛動力系統(tǒng)的性能，提高燃油經(jīng)濟性，減少輪胎磨損。安裝此系統(tǒng)的車輛更環(huán)保，并保護動力總成免受無經(jīng)驗駕駛員不適當?shù)牟钏冁i控制，因此，系統(tǒng)是自動控制的。該系統(tǒng)的測試和評估是以原型的形式進行的，在原型上連接一個帶有控制算法的控制器。車輛原型的動力系統(tǒng)由發(fā)動機、變速器、分動箱、后差速器和四個帶軸差速器的軸組成。動力總成使前橋驅動被激活。在驅動控制、差速鎖和全輪驅動激活方面，[7,8]中描述的Zahnradfabrik Friedrichshafen自動傳動系管理ZF ADM差速鎖系統(tǒng)可用于卡車。另一個系統(tǒng)是美馳驅動器控制差速鎖（DCDL）。這兩家公司創(chuàng)建了一個新的ZF Meritor，因此可以假設DCDL與ZF ADM是同一個系統(tǒng)，即評估車輪打滑的系統(tǒng)?？刂扑惴ㄔu估打滑并鎖定或解鎖相關差速器。差速器中使用爪形離合器。市場上有許多系統(tǒng)可以控制扭矩分配和客車差速器的鎖定，例如扭矩矢量控制。然而，這些系統(tǒng)目前不能用于卡車或特殊車輛，因為它們的高傳輸扭矩。因此，有必要使用爪形離合器進行差速鎖止。本文介紹了一個類似的系統(tǒng)，描述了所開發(fā)的控制算法的原理，并在一輛汽車上進行了原型測試 摘要 汽車的驅動橋位于傳動系的末端，其基本功用是增大由傳動軸或者直接由變速器傳來的轉矩，將轉矩分配給左右車輪，并獲得差速要求。在驅動橋中，實現(xiàn)這一系列功用的主要部件有主減速器、差速器、半軸，還包括其他傳動裝置和橋殼。本設計主要就驅動橋的原理進行了仔細的了解與陳述，對桑塔納3000的驅動橋中的主減速器、差速器、半軸等重要部件等進行了詳細的設計。在設計過程中，根據(jù)汽車設計的原則與步驟，進行了詳細的計算。在設計過程中，還分析了有關部件需要采用的方法、可行性方案討論等，并對可能出現(xiàn)的故障進行了思考，最后就重要的部件與裝配用工程圖紙的方式展示。 關鍵詞：驅動橋 主減速器 差速器 有限元分析 引言 汽車自誕生以來到現(xiàn)在己有一個多世紀，隨著社會發(fā)展的日新月異，汽車的購買量和使用越來越多，己然成為人民生活的必需品。車輛越來越面臨由監(jiān)管和市場力量驅動的嚴格性能、排放和燃油經(jīng)濟性標準(例如歐洲的ACEA標準、排放交易政策等)，汽車行業(yè)創(chuàng)新和改革刻不容緩。我國大力推動汽車行業(yè)向節(jié)能汽車、新能源汽車轉型，推動汽車產(chǎn)業(yè)可持續(xù)發(fā)展。這種戰(zhàn)略舉措不僅能加快我國汽車行業(yè)發(fā)展，還能培育新的經(jīng)濟增長點，激發(fā)我國創(chuàng)造活力，提升我國汽車行業(yè)在國際的競爭優(yōu)勢。 車用變速器是汽車的關鍵部件之一，它用于協(xié)調(diào)發(fā)動機的速度和車輪的實際速度，能夠用于發(fā)揮發(fā)動機最佳性能，傳動性能直接影響整車的動力性能。因此其技術創(chuàng)新是我國汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展的關鍵之一。目前我國各大汽車廠商和一些科研院校均積極開展了能夠形成自主知識產(chǎn)權的變速器基礎創(chuàng)新技術研究和開發(fā)工作，爭取領先各國掌握變速器創(chuàng)新關鍵技術。 正文 國內(nèi)外對載貨汽車輪邊減速器的研究較少，結合本課題研究的方向，行星齒輪機構動力學性能做為本課題研究的重點。 國外研究動態(tài) 世界上一些工業(yè)發(fā)達國家，如日本、德國、英國、美國和俄羅斯等國家對行星齒輪的應用、生產(chǎn)和研究都十分重視，在結構優(yōu)化、傳動性能、傳遞功率、轉矩和速度等方面均處于領先地位，并研究出一些新的行星傳動技術，如封閉行星齒輪傳動、行星齒輪變速傳動和微型行星傳動等早已在現(xiàn)代化的機械傳動設備中獲得了成功的應用。1999年，Jian Lin等研究了行星齒輪機構的純扭轉模型和扭轉橫向耦合模型的自由振動特性，分析了行星齒輪傳動的固有頻率和主模態(tài)的特性；2001年，Robert G.Parker研究特殊的諧波相位嚙合頻率，可以減少行星齒輪傳動裝置的振動，改善系統(tǒng)動力學性能。2001年，Ahmet Kahraman研究了復式行星齒輪系統(tǒng)的自由振動特性。2002年，Jose M對行星齒輪系統(tǒng)傳動效率進行了分析；2004年，Cheon Gill-Jeong研究了具有制造誤差的行星齒輪系統(tǒng)在靜態(tài)特性下對軸承剛度的影響；2009年，W.Bartelmus研究了在外載荷變化的情況下對行星齒輪系統(tǒng)的檢測。 國內(nèi)研究動態(tài) 行星齒輪傳動在我國已有許多年的發(fā)展史，很早就有了應用，自20世紀60年代以來，我國對行星齒輪傳動進行了較深入、系統(tǒng)地研究和試制工作。但無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了許多創(chuàng)新性的研究成果。1998 年，沈允文等應用結構動力學修改重分析的思想和復模態(tài)的矩陣攝動法理論，提出了一整套齒輪系統(tǒng)振動分析和減振研究的理論計算方法；第二年，他們又利用行星架附加阻尼對行星齒輪系統(tǒng)的減振，提出了一種粘性阻尼線性系統(tǒng)的動態(tài)分析和減振設計的有效方法；同一年，朱才朝等研究了運動副間隙對內(nèi)齒行星齒輪傳動特性的影響及傳動機理。2000 年，張策等通過對齒輪、軸與軸承所組成的齒輪傳動系統(tǒng)中彎曲振動、扭轉振動和橫向振動問題的分析，并考慮到齒輪質量偏心和輪齒嚙合摩擦力對系統(tǒng)振動的影響，應用拉格朗日方程，建立了一對漸開線直齒輪傳動系統(tǒng)振動的數(shù)學模型；同年，楊建明研究了行星齒輪機構彈性動力學建模問題；2005 年，楊建明研究了內(nèi)齒行星齒輪變速器的彈性動力學的問題，分析了行星齒輪軸承與球軸承的承載能力的比較及初始頻率對振動噪聲的影響；2008 年，天津大學葛楠、張俊在高速行星齒輪機構中內(nèi)齒輪的有限元分析，研究了齒的厚度對內(nèi)齒輪剛度的影響；同年，Shuting Li 研究了少齒差行星齒輪驅動的接觸問題和數(shù)值方法，以及齒的接觸個數(shù)對系統(tǒng)動力學性能的影響。 齒輪動力學模型 在分析理論方面，齒輪動力學起初是以沖擊理論為基礎，在二十世紀 50年代以前人們以嚙合沖擊作為描述、解釋齒輪動態(tài)激勵和動態(tài)響應的基礎，用沖擊作用下的單自由度系統(tǒng)的動態(tài)響應來近似齒輪系統(tǒng)的動力學行為。后來發(fā)展到以振動理論為基礎，將3 齒輪系統(tǒng)作為彈性的機械振動系統(tǒng)分析其動力學特性。1950年，Tuplin提出了第一個齒輪動力學模型，開創(chuàng)了齒輪動力學研究的新紀元。此后相繼出現(xiàn)了若干振動模型，并開始考慮齒形誤差、時變嚙合剛度等參數(shù)激勵對動載荷的影響。 60年代以后，在齒輪動力學理論和實驗上取得了大量成果，在理論研究上主要是圍繞動力學建模、激勵形式、求解方法等方面展開。在振動理論的框架內(nèi)，齒輪系統(tǒng)的動力學模型經(jīng)歷了由線性振動理論到非線性振動理論，由定常系統(tǒng)向變參數(shù)系統(tǒng)的發(fā)展，可以歸結4種類型：線性時不變模型、線性時變模型、非線性時不變模型、非線性時變模型。 課題研究內(nèi)容 車用減速器發(fā)展趨勢和特點是向著六高、二低、二化方向發(fā)展，即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高傳動效率，低噪聲、低成本，標準化、多樣化，計算機技術、信息技術、自動化技術廣泛應用。從發(fā)動機的大馬力、低轉速的發(fā)展趨勢以及商用車的最高車速的提升來看，公路用車橋減速器應該向小速比方向發(fā)展:在最大輸出扭矩相同時齒輪的使用壽命要求更高(齒輪疲勞壽命平均可達50萬次以上);在額定軸荷相同時，車橋的超載能力更強;主減速器齒輪使用壽命更長、噪音更低、強度更大，潤滑密封性能更好;整體剛性好，速比范圍寬。 汽車主減速器的汽車驅動橋中的一個重要部件，汽車驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩，并將動力合理的分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直立、縱向力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼組成。設計主減速器時應滿足如下基本要求： 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(jīng)濟性； 2）在各種足夠的強度和剛度，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； 3）驅動橋各零部件在強度高、剛性好、工作可靠及使用壽命長的條件下，應力求做到質量小，特別是非懸掛質量應盡量小，以減少不平路面給驅動橋的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性； 4）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； 5）齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，無噪聲或低噪聲； 6）驅動橋總成及零部件的設計應能盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產(chǎn)品的系列化及汽車變型的要求； 7）在各種載荷和轉速工況下有高的傳動效率； 8）結構簡單，維修、保養(yǎng)方便；機件工藝性好，制造容易。 由于要求設計的是家用型轎車，要設計這樣一個級別的驅動橋，一般選用非斷開式結構以與非獨立懸架相適應，該種形式的驅動橋的橋殼是一根支撐在左右驅動車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成，主減速器，差速器和半軸等所有傳動件都裝在其中，此時驅動橋，驅動車輪都屬于簧下質量。 驅動橋的結構形式有多種，基本形式有三種如下： 1)中央單級減速驅動橋。此是驅動橋結構中最為簡單的一種，是驅動橋的基本形式， 在載重汽車中占主導地位。一般在主傳動比小于6的情況下，應盡量采用中央單級減速驅動橋。目前的中央單級減速器趨于采用雙曲線螺旋傘齒輪，主動小齒輪采用騎馬式支承， 有差速鎖裝置供選用。 2)中央雙級驅動橋。在國內(nèi)目前的市場上，中央雙級驅動橋主要有2種類型：一類如伊頓系列產(chǎn)品，事先就在單級減速器中預留好空間，當要求增大牽引力與速比時，可裝入圓柱行星齒輪減速機構，將原中央單級改成中央雙級驅動橋，這種改制“三化”（即系列化，通用化，標準化）程度高， 橋殼、主減速器等均可通用，錐齒輪直徑不變；另一類如洛克威爾系列產(chǎn)品，當要增大牽引力與速比時，需要改制第一級傘齒輪后，再裝入第二級圓柱直齒輪或斜齒輪，變成要求的中央雙級驅動橋，這時橋殼可通用，主減速器不通用， 錐齒輪有2個規(guī)格。 由于上述中央雙級減速橋均是在中央單級橋的速比超出一定數(shù)值或牽引總質量較大時，作為系列產(chǎn)品而派生出來的一種型號，它們很難變型為前驅動橋，使用受到一定限制；因此，綜合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅動橋存在。 3)中央單級、輪邊減速驅動橋。輪邊減速驅動橋較為廣泛地用于油田、建筑工地、礦山等非公路車與軍用車上。當前輪邊減速橋可分為2類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋；另一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅動橋。 ①圓錐行星齒輪式輪邊減速橋。由圓錐行星齒輪式傳動構成的輪邊減速器，輪邊減速比為固定值2，它一般均與中央單級橋組成為一系列。在該系列中，中央單級橋仍具有獨立性，可單獨使用，需要增大橋的輸出轉矩，使牽引力增大或速比增大時，可不改變中央主減速器而在兩軸端加上圓錐行星齒輪式減速器即可變成雙級橋。這類橋與中央雙級減速橋的區(qū)別在于：降低半軸傳遞的轉矩，把增大的轉矩直接增加到兩軸端的輪邊減速器上 ，其“三化”程度較高。但這類橋因輪邊減速比為固定值2，因此，中央主減速器的尺寸仍較大，一般用于公路、非公路軍用車。 ②圓柱行星齒輪式輪邊減速橋。單排、齒圈固定式圓柱行星齒輪減速橋，一般減速比在3至4.2之間。由于輪邊減速比大，因此，中央主減速器的速比一般均小于3，這樣大錐齒輪就可取較小的直徑，以保證重型汽車對離地問隙的要求。這類橋比單級減速器的質量大，價格也要貴些，而且輪穀內(nèi)具有齒輪傳動，長時間在公路上行駛會產(chǎn)生大量的熱量而引起過熱；因此，作為公路車用驅動橋，它不如中央單級減速橋。 由于隨著我國公路條件的改善和物流業(yè)對車輛性能要求的變化，驅動橋技術已呈現(xiàn)出向單級化發(fā)展的趨勢，主要是單級驅動橋還有以下幾點優(yōu)點： (l) 單級減速驅動橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝簡單，成本較低， 是驅動橋的基本類型，在重型汽車上占有重要地位； (2) 汽車發(fā)動機向低速大轉矩發(fā)展的趨勢，使得驅動橋的傳動比向小速比發(fā)展； (3) 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，汽車使用條件對汽車通過性的要求降低。因此，汽車不必像過去一樣，采用復雜的結構提高通過性； (4) 與帶輪邊減速器的驅動橋相比，由于產(chǎn)品結構簡化，單級減速驅動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性提高。 單級橋產(chǎn)品的優(yōu)勢為單級橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產(chǎn)品設計的角度看， 本設計主減速比小于6下，應盡量選用單級減速驅動橋。對行星齒輪振動、噪聲的研究歸根結底屬于對齒輪動力學的研究。隨著齒輪技術的發(fā)展，傳動載荷和傳動速度提高很快，同時齒輪的振動與噪聲問題也日益嚴重。齒輪傳動在強度方面的問題己經(jīng)基本解決，目前有待解決的重大技術課題是齒輪傳動的振動和噪聲問題。目前在這方面的研究還不夠深入，在通常的齒輪設計方法中，多是只進行齒輪的運動和強度方面的設計，幾乎不考慮齒輪的噪聲、振動問題，這往往不能滿足齒輪傳動性能上的要求。機械在工作過程中所產(chǎn)生的振動，惡化了設備的動態(tài)性能，影響了設備原有的精度、生產(chǎn)效率和使用壽命。同時，機械振動所產(chǎn)生的噪聲，又使環(huán)境受到了嚴重污染。齒輪系統(tǒng)是各種機器和機械設備中應用最為廣泛的動力和運動傳遞裝置，其動力學行為和工作性能對整個機器有著重要影響，而且，機械的振動和噪聲大部分來源于齒輪傳動工作時產(chǎn)生的振動，因此，機械產(chǎn)品對齒輪系統(tǒng)動態(tài)性能方面的要求就更為突出。 行星齒輪機構是一種復雜的動力傳動系統(tǒng)，傳統(tǒng)研究工作主要局限于均載性研究。近年來，研究工作轉向動態(tài)特性方面并已取得重要研究成果。齒輪傳動系統(tǒng)在動態(tài)激勵作用下產(chǎn)生動態(tài)響應，齒輪系統(tǒng)的動態(tài)激勵有內(nèi)部激勵和外部激勵兩類。與一般機械系統(tǒng)的主要不同之處在于它的內(nèi)部激勵，即輪齒嚙合時產(chǎn)生的激勵，由于行星齒輪傳動結1構復雜且為過約束傳動，對結構進行動力學研究時應該考慮零件或運動副的彈性，根據(jù)建立動力學模型時考慮的因素和所使用的方法不同，一般將行星齒輪傳動的動力學模型分為如下兩類：即集中參數(shù)模型和有限元模型，由于集中參數(shù)模型與實際情況相差較遠，因而有必要建立行星齒輪機構的有限元分析模型。 在汽車上，作為雙級減速驅動橋的第二級減速器，輪邊減速器一般安裝在輪轂中間或附近，采用輪邊減速器可以使中間主減速器的外形尺寸減小，保證車輛具有足夠的離地間隙，由于輪邊是最后的一級減速，其前面的半軸、差速器及主減速器的從動輪等零件的尺寸都可以減小。這種二級減速裝置一般使用直齒圓柱行星齒輪傳動，然而由于輪邊減速器在汽車上要受到半軸傳動、路面顛簸及制動時對輪轂所產(chǎn)生力的影響等，故而所受到的力學環(huán)境非常復雜。在許多應用場合，行星齒輪傳動系統(tǒng)的振動和噪聲是影響系統(tǒng)可靠性、壽命及操作環(huán)境的關鍵因素。因此，有必要利用現(xiàn)代設計方法，利用目前比較成熟的 ANSYS 等有限元分析軟件對輪邊減速器的行星齒輪系統(tǒng)的動力學性能進行分析。 參考文獻 [1]王望予.汽車設計(第4版〉[M].機械工業(yè)出版社，2018 [2]劉惟信.汽車設計[M].清華大學出版社，2018 [3]劉惟信編著.汽車設計叢書驅動橋[M].清華大學出版社，2018 [4] 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊[M]：設計篇.北京：人民交通出版社，2001. 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[13] 莫文超. 船用汽輪機-行星齒輪減速器軸系動力學特性研究. 哈爾濱工業(yè)大學.2020 [14] 肖瑋. 某汽車減速器殼體加工工藝及關鍵夾具仿真分析. 南昌大學.2020 [15] 周鋐. 桑塔納2000型轎車后橋道路譜研究. 同濟大學.2002 [16] 張 越. 軸間差速鎖對重型越野車駐車能力的影響.汽車實用技術，2019，第22期，78-80 [17] 張 越. 精密減速器傳動誤差測量精度分析. 機械傳動，2020，第44卷 第6期，121-125 [18] 屠志平. 低噪聲車輛減速器降噪效果預測分析. 機械設計與制造，2021，第3期，15-17 [19] 張 越. 桑塔納汽車后橋強度有限元分析及改進方案.汽車工程，2020，第26卷 第4期，497-491 [20]秦軍磊. 車輛液壓自動差速鎖系統(tǒng)模型設計與研究. 內(nèi)燃機與配件，2017，15-17 [21] 黃一鳴. 有限元分析在汽車主減速器殼設計中的應用. 大眾科技，2016，207：40-43 [22]盛陽. 半開放式差速器的技術優(yōu)勢及實踐應用探討. 汽車零部件，2021，119-120 [23]陳熙. 北京汽車BJ80. 先鋒試駕，2021，26-31 成績評定表 班級 姓名 畢業(yè)設計 （論文）題目 桑塔納 3000 汽車主減速器及差速器設計 指導教師姓 名 指導教師職 稱 指導教師評分 （滿分 30 分） 指導教師評語： 論文選題符合專業(yè)培養(yǎng)要求，能夠達到綜合訓練目的，題目有一定難度，工作量較大。該生查閱文獻資料能力較強，能較為全面收集與研究內(nèi)容相關的文獻資料，寫作過程中能綜合運用所學專業(yè)技能，綜合運用知識能力較強。 文章篇幅符合學院規(guī)定，內(nèi)容較為完整。語言表達流暢，格式完全符合規(guī)范要求，未發(fā)現(xiàn)抄襲現(xiàn)象。 簽名： 2021 年 6 月 4 日 評閱教師姓 名 評閱教師職 稱 評閱教師評分 （滿分 30 分） 22 評閱教師評語： 論文選題符合專業(yè)培養(yǎng)要求，工作量適中。 該生查閱文獻資料能力較好，能較為全面收集與研究內(nèi)容相關的文獻資料，寫作過程中能綜合運用所學專業(yè)技能，具備綜合運用知識能力。 文章篇幅符合學院規(guī)定，內(nèi)容較為完整。語言表達流暢，格式完全符合規(guī)范要求。 畢業(yè)設計說明書題目：桑塔納 3000 汽車主減速器及差速器的設計 畢業(yè)設計說明書要求及原始數(shù)據(jù)（資料）： 1、原始數(shù)據(jù)（資料）： 車載總重 1640kg， 變速器一檔傳動比 3.455， 發(fā)動機最大扭矩 155 N · m /3800 ， 車輪滾動半徑 0.286， 傳動系機械效率 0.89 ， 最大道路阻力系數(shù) 0.472 ， 最 高 車 速 170km/h. 2、畢業(yè)設計說明書要求： （1）、任務要求 全面了解設計任務書，掌握設計意圖，明確設計任務，根據(jù)原始數(shù)據(jù)與有關資料，開展文獻檢索、調(diào)查分析。綜合所學的基礎理論知識和專業(yè)知識，擬定該車型的變速器設計方案，完成變速器齒輪、軸的參數(shù)，包括變速器齒輪的接觸力、彎曲應力、軸的輸出扭轉力，計算及強度校核。繪制裝配圖、部件圖和部分零件圖。同時完成相應的計算說明過程。主要任務如下： ①畢業(yè)設計說明書開題報告； ②文獻綜述&外文翻譯； ③設計、計算、繪制相應設計內(nèi)容的技術圖紙； ④畢業(yè)設計說明書。 （2）、時間進度要求 序號 時間 周次 指導教師工作及要求 1 2021.3.22- 2021.3.28 第 1 周 按任務書，查閱相關文獻、撰寫文獻綜述、翻 譯外文資料 2 2021.3.29- 2021.4.4 第 2 周 開題報告的攥寫 3 2021.4.5- 2021.4.11 第 3 周 審核開題報告，進行開題答辯 4 2021.4.12- 2021.5.9 第 4-7 周 試驗研究或設計階段，繪制相關圖紙，編寫設計說明書 5 2021.5.10- 2021.5.16 第 8 周 畢業(yè)設計期中檢查 6 2021.5.17- 2021.5.30 第 9-10 周 修改相關圖紙，完善畢業(yè)設計說明書 7 2021.5.31- 2021.6.6 第 11 周 論文查重、修改論文 8 2021.6.7- 2021.6.13 第 12 周 打印裝訂、指導老師與評閱老師賦分、畢業(yè)答辯 畢業(yè)設計說明書主要內(nèi)容： 1、設計圖樣要求： 設計原理正確，運用相關標準、查閱相關手冊，正確處理好圖、數(shù)字、符號、標準等的關系，圖樣完整準確?？傮w設計完整、圖紙表達清晰、標注采用國家最新標準；完成整機裝配圖紙設計，保證結構方案確定最優(yōu)化；完成部件圖設計及傳動系統(tǒng)設計；完成零件圖設計。 2、畢業(yè)設計說明書： 設計依據(jù)可靠，參數(shù)選用合理，結構設計強度及剛度校核、計算準確，內(nèi)容完整，中英文摘要與科技論文必須做到準確無誤。對主要傳動方案進行比較和選擇、并可行性論證。對主要的零部件進行動力的計算，強度、剛度的校核。 畢業(yè)設計說明書參考文獻 15 篇以上，原則上所涉及的參考文獻論文資料為近 5 年出版發(fā)表。 學生應交出的設計文件（論文）： 設計成果要求：提交紙質資料（打印和部分手工繪制圖紙）和電子文檔資料。圖紙使用 AutoCAD 軟件繪制，文件為*.dwg 格式。設計說明書資料為*.doc 格式。 1、畢業(yè)設計說明書開題報告。 2、畢業(yè)設計說明書 1 份，字數(shù) 2-2.5 萬字。按《山西能源學院本科畢業(yè)設計說明書撰寫規(guī)范》執(zhí)行。 3、圖紙： (1) 變速器總成裝配圖（A0 號）1-2 張； (2) 變速器總成裝配圖（A0 號）1-2 張； (3) 主要零部件圖（A2 號）3-5 張； 4、文獻綜述&外文翻譯：按《山西能源學院本科畢業(yè)設計說明書撰寫規(guī)范》執(zhí)行。 (1) 文獻綜述：字數(shù)不少于 3000 字； (2) 外文翻譯：外文翻譯必須與畢業(yè)設計課題相關，字數(shù)不少于 5000 字，并標明文章出處。 主要參考文獻（資料）： [1]王望予.汽車設計(第 4 版)[M].機械工業(yè)出版社，2018. [2]劉惟信.汽車設計[M].清華大學出版社，2018. [3]劉惟信編著.汽車設計叢書驅動橋[M].清華大學出版社，2018. [4]汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊[M]：設計篇.北京：人民交通出版社2001. [5]余志生. 汽車理論[M]. 北京：機械工業(yè)出版社, 1990. [6]王望予 .汽車設計(第四版).北京:機械工業(yè)出版社，2004. [7]朱孝錄 .齒輪傳動設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2005. [8]邱宣懷 .機械設計.北京：高等教育出版社，1997. [9]陳家瑞.汽車構造[M].機械工業(yè)出版社，2018. [10]志生.汽車理論（第 3 版）[M].機械工業(yè)出版社，2018. [11]濮良貴,紀名剛主編．機械設計（第七版〉[M]．高等教育出版社．2018. [12]于嬌. 電動汽車用行星齒輪無級變速器設計及仿真研究.大連交通大學.2019. [13]莫文超. 船用汽輪機-行星齒輪減速器軸系動力學特性研究. 哈爾濱工業(yè)學.2020. [14]肖瑋. 某汽車減速器殼體加工工藝及關鍵夾具仿真分析. 南昌大學.2020. [15]周鋐. 桑塔納 2000 型轎車后橋道路譜研究. 同濟大學.2002. [16]柴少彪.重型載貨汽車行星齒輪輪邊減速器動力學性能分析與研究.太原理工大學.2010. [17]張 越. 精密減速器傳動誤差測量精度分析. 機械傳動，2020，第 44 卷 第 6 期 121-125. [18]屠志平. 低噪聲車輛減速器降噪效果預測分析. 機械設計與制造，2021，第 3 期，15-17. [19]張 越. 桑塔納汽車后橋強度有限元分析及改進方案.汽車工程，2020，第 26 卷 第 4 期，497-491. [20]秦軍磊. 車輛液壓自動差速鎖系統(tǒng)模型設計與研究. 內(nèi)燃機與配件，2017， 15-17. [21]黃一鳴. 有限元分析在汽車主減速器殼設計中的應用. 大眾科技，2016， 207：40-43. [22]盛陽. 半開放式差速器的技術優(yōu)勢及實踐應用探討. 汽車零部件，2021， 119-120. [23]陳熙. 北京汽車 BJ80. 先鋒試駕，2021，26-31. [24]張 越. 軸間差速鎖對重型越野車駐車能力的影響.汽車實用技術，2019，第 22 期，78-80. 桑塔納3000汽車主減速器及差速鎖設計 Design of the main reducer and differential lock of Sangtana 3000 摘 要 汽車的正常運行離不開驅動橋，驅動橋位于主減速器之后用于進一步降低轉速以減輕主減速器降速增扭的壓力，便于汽車可以將由發(fā)動機產(chǎn)生的高轉速低扭矩的動力轉換為可以使汽車正常行駛的驅動力。并且可以把其分配并傳送到兩邊的車輪上，以使其具有差速的功能保證汽車可以正常的轉彎。驅動橋由半軸、橋殼等裝置組成，他們共同工作相互配合使得汽車正常行駛。此次設計通過細致地闡述分析驅動橋的原理，并以桑塔納3000車型為例做具體研究說明，其中對驅動橋中的主減速器、差速器等重要部件進行研究與設計。通過對原始數(shù)據(jù)的分析對比同類型的減速器和差速鎖，確定主減速器的傳動比，初步確定設計方案。然后根據(jù)設計汽車所使用的原則與步驟，詳細計算了相關數(shù)據(jù)，然后詳細的編寫說明書。在設計過程中，設計相關部件采用的方法、方案可行性進行了必要的分析。最后繪制裝配圖和部分必要部件的零件圖。 關鍵詞：驅動橋 主減速器 差速器 傳動比  Abstract The normal operation of a car is inseparable from the drive axle. The drive axle is located after the final drive to reduce the pressure of the final drive to reduce the speed and increase the torque, so that the vehicle can convert the high-speed and low-torque power generated by the engine into the vehicle. The driving force for normal driving. And it can be distributed and transmitted to the wheels on both sides, so that it has a differential function to ensure that the car can turn normally. There are also half shafts, axle housings and other devices in the drive axle. They work together to make the car run normally. The drive axle is an indispensable driving mechanism in the car. In this design, the principle of the drive axle is elaborated and analyzed, and the Santana 3000 model is taken as an example to do specific research and explanation. Among them, the main reducer, differential and other important components in the drive axle are researched and designed. Through the analysis of the original data and comparison of the same type of reducer and differential lock, the transmission ratio of the main reducer is determined, and the design scheme is preliminarily determined. Then according to the principles and steps used in the design of the car, the relevant data was calculated in detail, and then the manual was written in detail. In the design process, necessary analysis was carried out on the method and the feasibility of the design related components. Finally, draw assembly drawings and parts drawings of some necessary components. Key words: drive axle； main reducer；differential transmission；ratio  目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 第一章 緒論 1 1.1課題研究內(nèi)容 1 1.2研究的基本內(nèi)容 1 1.2.1主減速器的作用 1 1.2.2主減速器的工作原理 2 1.2.3國內(nèi)主減速器的狀況 2 1.2.4國內(nèi)與國外差距 3 1.3研究內(nèi)容總結 4 第二章 驅動橋結構方案分析 5 第三章 主減速器的設計 8 3.1主減速器概述 8 3.2主減速器方案的選擇 8 3.3主減速器主從動齒輪的支撐形式 8 3.3.1主動雙曲面齒輪 8 3.3.2從動齒輪 9 3.4主減速器基本參數(shù)選擇與設計計算 9 3.4.1主減速器計算載荷的確定 11 3.4.2主減速器基本參數(shù)的選擇 13 3.4.3主減速器雙曲面圓錐齒輪相關參數(shù)的集合計算（由EXCEL生成） 16 3.4.4主減速器雙曲面錐齒輪的強度計算 22 3.4.5主減速器齒輪材料及其熱處理 27 3.4.6主減速器軸承的計算 28 第四章 差速器設計 35 4.1差速器的結構形式選擇 35 4.2差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 35 4.2.1行星齒輪數(shù)目的選擇 35 4.2.2行星齒輪球面半徑RB的計算 36 4.2.3行星齒輪齒數(shù)的選擇 36 4.2.4差速器圓錐齒輪模數(shù)的初步確定 37 4.2.5壓力角 38 4.2.6行星齒輪安裝孔直徑φ與其深度L 38 4.3差速器齒輪的集合計算 39 4.4差速器齒輪的強度計算 41 第五章 結論 42 參考文獻 44 致 謝 46 VI 第一章 緒論 1.1課題研究內(nèi)容 自從汽車研制成功到今天優(yōu)秀的工程師已經(jīng)將汽車逐漸完善，現(xiàn)在汽車用減速器研制的目標是；六高、二低、二化，是車用減速器的發(fā)展趨勢大家都在為實現(xiàn)這一目標努力，六高指的是高傳動效率、高齒面硬度、高可靠性、高承載能力、高精度、高速度，二低指的是低噪聲、低成本，二化指的是標準化、多樣化。以上特點廣泛應用于現(xiàn)代汽車制造業(yè)中使得現(xiàn)代汽車更加舒適安全。由于生活的進步人們對于代步汽車的要求越來越高，所以大馬力、低轉速的的發(fā)動機更受大家的喜愛，這也成為發(fā)動機的發(fā)展趨勢，由于發(fā)動機的轉速降低所以普通家用汽車車橋中主減速器的速比也應該相應的減小。由于技術的進步材料的性能得以在更高程度上發(fā)揮因此對齒輪的使用壽命的要求更進一步，使其的疲勞壽命達到50萬次以上才符合要求。在軸的額定載荷相同時，車橋的承載能力更為強大。在本次課程設計中驅動橋的傳動齒輪選為錐齒輪，之所以選擇錐齒輪是應為它的使用噪音更低、壽命更長，潤滑密封性大大好于直齒輪，剛性好，速比范圍寬。希望通過這次畢業(yè)設計，對所學習的專業(yè)知識進行有效的鞏固復習提升自己專業(yè)方面實用的技能，為我今后的職業(yè)生涯打下堅實的基礎以至今后可以在機械行業(yè)為國家貢獻一份自己微薄的力量。 1.2研究的基本內(nèi)容 1.2.1主減速器的作用 改變動力的傳輸方向、為變速器的各個傳動擋位提供傳動比，是主減速器的的兩大作用。由于汽車變速器輸出的動力是垂直于橫向軸線的，同時驅動輪是在車輛的水平軸線上旋轉，所以應該有一個機構改變變速器動力的傳輸方向。設計中采用圓錐齒輪來實現(xiàn)這一目的，并通過一對不同齒數(shù)的齒輪相互嚙合以實現(xiàn)主減速器的功能降低轉速，由于錐齒輪的傳動特點同時亦可以將傳動的方向改變。汽車發(fā)動機正常工作時的轉速在200至3000r/min之間，現(xiàn)在某些汽車的發(fā)動機轉速甚至可以達到5000 r/min，要想僅通過變速箱來降低速度是不現(xiàn)實的，要是沒有主減速器與變速箱的配合，變速箱的傳動比將會大大增大，所以就要使用半徑更大的齒輪與半徑小的齒輪配合實現(xiàn)，這就會導致變速箱尺寸變大重量變大等一系列的問題。主減速器的原理是，無論變速器處于什么擋位，主減速器都將會提供一個恒定的傳動比用于降低轉述提高扭矩。變速器與主減速器的配合會使得主減速器的尺寸減小，車輛結構更加科學車體總重得以減輕。此外由于發(fā)動機的功率恒定，所以減速器將轉速降下來之后主減速器輸出軸的轉矩必將會變大，與此同時變速箱和減速器的之后機構的負載必將會變大。在驅動輪之前布置一個主減速器這樣可以使主減速器之前傳動零件傳遞的壓力減小，進而使得汽車整體的可靠性增強，也會減小整部汽車的大小和質量，使得操作更加靈敏舒適且迅速方便。 1.2.2主減速器的工作原理 發(fā)動機做活塞運動產(chǎn)生的高速低扭的動力經(jīng)過變速箱或分動器傳至減速器，主減速器由自身的速比關系再次降低轉速增加扭矩，從主減速器出來的扭矩進而傳遞到差速器，此時的動力即變成可使汽車正常行駛的動力。 1.2.3國內(nèi)主減速器的狀況 行星齒輪傳動在我國已有許多年的發(fā)展史，很早就有了應用，自20世紀60年代以來，我國對行星齒輪傳動進行了較深入、系統(tǒng)地研究和試制工作。但無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了許多創(chuàng)新性的研究成果。1998 年，沈允文等應用結構動力學修改重分析的思想和復模態(tài)的矩陣攝動法理論，提出了一整套齒輪系統(tǒng)振動分析和減振研究的理論計算方法；第二年，他們又利用行星架附加阻尼對行星齒輪系統(tǒng)的減振，提出了一種粘性阻尼線性系統(tǒng)的動態(tài)分析和減振設計的有效方法；同一年，朱才朝等研究了運動副間隙對內(nèi)齒行星齒輪傳動特性的影響及傳動機理。2000 年，張策等通過對齒輪、軸與軸承所組成的齒輪傳動系統(tǒng)中彎曲振動、扭轉振動和橫向振動問題的分析，并考慮到齒輪質量偏心和輪齒嚙合摩擦力對系統(tǒng)振動的影響，應用拉格朗日方程，建立了一對漸開線直齒輪傳動系統(tǒng)振動的數(shù)學模型；同年，楊建明研究了行星齒輪機構彈性動力學建模問題；2005 年，楊建明研究了內(nèi)齒行星齒輪變速器的彈性動力學的問題，分析了行星齒輪軸承與球軸承的承載能力的比較及初始頻率對振動噪聲的影響；2008 年，天津大學葛楠、張俊在高速行星齒輪機構中內(nèi)齒輪的有限元分析，研究了齒的厚度對內(nèi)齒輪剛度的影響；同年，Shuting Li 研究了少齒差行星齒輪驅動的接觸問題和數(shù)值方法，以及齒的接觸個數(shù)對系統(tǒng)動力學性能的影響。 [16]柴少彪.重型載貨汽車行星齒輪輪邊減速器動力學性能分析與研究.太原理工大學.2010. （這節(jié)均引用于柴少彪的碩士論文） 1.2.4國內(nèi)與國外差距 到目前為止由于我國的歷史原因導致工業(yè)制造開始的時間落后于其他國家近百年時間，所以在車用主減速器的開發(fā)設計上還遠落后于其他國家。其中生產(chǎn)技術上于國外又較大的差距、在制造工藝上還是又許多不足、在成本控制上做的還不夠精確、齒輪制造的技術及其創(chuàng)新能力還較為缺乏、在技術的信息化上還是被國外甩得遠遠的。我國現(xiàn)在在汽車制造方面面臨的主要問題是，產(chǎn)品開發(fā)和創(chuàng)新能力遠遠不足、產(chǎn)品中屬于中低端的產(chǎn)品屬于多數(shù)的缺少擁有自主知識產(chǎn)權的高檔產(chǎn)品、行也的管理水平不足缺乏統(tǒng)一的領導。這需要學習先進技術，加快技術創(chuàng)新，各領導層分工明確提高管理水平，了解國際步伐緊隨加快與國際先進水平接軌，由模仿制做到創(chuàng)新開發(fā)，再到開發(fā)設計適合中國國情的高檔車用減速器總成，早日形成自己的新技術，縮短與世界先進水平的差距。目前，上汽集團、東風集團、一汽集團、北汽集團等各大汽車集團積極合作共同開展項目，希望在汽車設計與制造方面早日實與世界先進技術的接軌，并爭取有新的突破。 1.3研究內(nèi)容總結 主要設計的是家用轎車的主減速器和差速器（以桑塔納3000為例），且要使其可以在家用轎車中正常使用。此設計的主要任務有：選擇適合與家用轎車的方案，設計減速器與差速鎖的機構并對其進行優(yōu)化和改進，對關鍵的齒輪進行設計和對其危險截面的校核，在設計中穿插進去對家用轎車的主減速器和差速鎖的組成和原理的介紹以至說明說更加的詳細。  第二章 驅動橋結構方案分析 驅動橋是汽車最重要的機構之一，以桑塔納3000車型為依據(jù)結合任務書中的參數(shù)進行設計。驅動橋作為汽車傳輸和分配動力設計的一個機構，對其設計時其中有很多專業(yè)相關的知識需要用到，這也可以當作是對之前專業(yè)課知識的一種復習，同時也會接觸到一些課堂上沒有的實際問題，希望通過這次設計可以提高將來會用于工作中所需技能的熟悉程度，并鍛煉獨立思考和獨立工作的能力。 在本次畢業(yè)設計中驅動橋的結構是行星齒輪和移位錐齒輪相結合的傳動形式，整個設計中需要對一些關鍵部位的齒輪進行齒面接觸校核和疲勞強度校核以檢驗之前的學習成果和所設計產(chǎn)品的可靠性；根據(jù)老師提供的原始數(shù)據(jù)確定方案，通過查閱大量的文獻資料和機械設計手冊，并于前人的經(jīng)驗分析對比得出總傳動比；差速器根據(jù)以往的經(jīng)驗選用行星齒輪結構，行星齒輪的選擇應參考同類型設計中前人所用的參數(shù)。而且，軸的設計主要集中在齒輪的配置上。檢查最大負荷危險區(qū)的強度。軸承的選擇要求結構簡單，符合要求。 因為要設計家用轎車，根據(jù)經(jīng)驗這種工況下工作的驅動橋一般設計為非斷開式結構，選用這種結構的目的是為了適應家用轎車的非獨立式懸架，這種結構與驅動輪的剛性空心梁相得益彰是最有用的組合形式，剛性空心梁多為鑄造而成由于大批量生產(chǎn)時鑄造比較經(jīng)濟這也可以使得整車成本降低。由于主要減速器、差動裝置和半軸等所有傳動部件總和而成為驅動橋。因此驅動橋的驅動輪均則不在避震器之上，繼而考慮避震器所承受的總重時不必考慮驅動輪的重量。 為了減輕主減速器的整體尺寸，當下家用轎車中不在使用直齒圓錐齒輪。所以在總傳動比相同的情況下我們大多選用結構相對緊湊的螺旋錐齒輪。從前人的檢驗可知螺旋式錐齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)要比直齒輪的小。另外，還有運行穩(wěn)定、噪音小的優(yōu)點。所以曾經(jīng)大部分汽車都采用此結構。近年來，由于技術的進步雙曲面齒輪的制造成本大大降低，并且在客車上得到了廣泛的應用，在國內(nèi)家用轎車上的應用也越來越廣泛深受廣大消費者的喜愛。 中央二級減速橋僅在中央一級橋的速比過大或牽引總質量較大的時候所采用的一種結構形式，總的來說中央二級減速橋不用于家用轎車這種正常工況下工作的機械產(chǎn)品之中，它的設計是為特殊工況下工作的機械產(chǎn)品可以在惡略的環(huán)境中正常工作并保證一定的工作壽命。因此，作為系列產(chǎn)品衍生出來的模型這使得其具有天生的缺陷，因此它們很難變形為進驅動橋，在使用這種驅動橋時應當考慮其因此所受到的限制。 由上述的結果可以得知，本次畢業(yè)設計所設計的以桑塔納3000為原型的減速器和差速鎖所總成的驅動橋的傳動比為4.444，小于6。并且近年來我國道路條件變好，再根據(jù)家用轎車的工作環(huán)境所決定的對汽車性能的要求。所以大多數(shù)的家用轎車已經(jīng)采用單級驅動橋的結構。且單級驅動橋有以下優(yōu)點： (1)制造工藝簡單、成本低。是一種基本的驅動橋形式，在家用轎車中起著重要作用； (2) 單級驅動橋的機械傳動效率比其他形式的驅動橋高，減少了磨損件，提高了可靠性，增加了主減速器的使用壽命，比之前所使用的帶輪減速器相比要好的多。 (3) 由其中的差速器實現(xiàn)兩側驅動輪以不同的轉速工作，更好的保證了汽車在轉彎時的穩(wěn)定性。 (4) 將主減速器、差速器、半軸等傳動機構集成到統(tǒng)一的驅動橋中，減少了占用的空間。 綜上所述，本設計主減速比小于6下，故選用單級減速驅動橋。  第三章 主減速器的設計 3.1主減速器概述 本次畢業(yè)設計的參考對象桑塔納3000驅動橋采用單級主傳動，但主傳動比i0不能太大，因為如果傳動比過大減速器從動輪的直徑將會增大，會導致減速器軸與軸之間的距離會減小增加從動輪熱處理的難度，或是會增大主減速器的體積，所以一般i0≤7.6，而轎車一般為3~4.5，單級驅動橋為最新型使用結構，其具有結構簡單，質量小，成本低，使用方便的優(yōu)點。 由上述分析結果主減速器的傳動齒輪可以選用弧齒錐齒輪傳動。 3.2主減速器方案的選擇 由于雙曲面齒輪傳動時如果齒輪的嚙合點保持不變，那么雙曲面齒輪傳動的直徑將會小于旋轉齒輪的直徑。因此一傳動比必須大于4.5，并且圓周尺寸受到限制，則雙曲線齒輪更為合理。 3.3主減速器主從動齒輪的支撐形式 3.3.1主動雙曲面齒輪 對于裝載質量小于2T的卡車和質量不足2T家用汽車。這種類型的汽車載荷較小，所以主減速器軸偏角角?的絕對值以可選用較小的值。因此，選擇懸臂支撐是最經(jīng)濟最方便的支撐方式。 3.3.2從動齒輪 從動齒輪的支承剛度被多種因素影響，影響支承剛度的重要因素主要由軸承的類型、支撐的距離和軸承之間的載荷分布這幾個因素影響。其中載荷的分布是負載和兩端支撐中心之間的距離和圖中的d的比例所影響的。如果想使得軸承的穩(wěn)定性提高，則可以再從動輪后面的差速器殼體增加加強筋以使得整體的剛度變大。本次設計中選用圓錐滾子軸承，其多用于兩端支撐，安裝的時候必須讓大頭向里小頭向往這樣才可以使得圓錐滾子軸承的軸向力得到平衡。如圖所示兩個軸承之間的距離應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%，為了使兩個軸承所承受的載荷相同，應使c大于d。 圖3-1 從動錐齒輪支承形式 3.4主減速器基本參數(shù)選擇與設計計算 由汽車型號，查閱相關資料，按實際需要，桑塔納3000為前驅汽車，初步確定主減速比為4.5，因為這是一輛比較普通的家用車，查閱桑塔納3000具體的相關參數(shù)，并與山西能源學院本科畢業(yè)設計（論文）任務書中的數(shù)據(jù)相結合繪制下表： 表3-1 桑坦納3000有關參數(shù) 發(fā)動機最大功率/kw及轉速/r/min 發(fā)動機最大扭轉矩/N?m轉速/r/min 主減速比i0 輪胎型號 變速器傳動比ig Pemax-np Pemax-nT 第一檔 最高檔 參數(shù) 72KW-5200r 155N·m-310 4.444 195/60R1486H 3.455 0.8 車載總重 最高車速 傳動系機械效率 車輪滾動半徑 最大道路阻力系數(shù) 參數(shù) 1640kg 170km/h 0.89 0.286m 0.472 根據(jù)公式i0=0.377~0.427rnnpvamaxighifhiLB=0.377~0.4270.272×5200170×0.8=3.8~4.8，由于4.444符合標準，故取主減速比為4.444. 3.4.1主減速器計算載荷的確定 1）、發(fā)動機最大扭矩和最低擋傳動比是確定從動齒輪的計算轉矩Tce的主要因素 Tce=Te max?iTZ?K0?ηTn(N?m) (3-1) 式中: iTZ——為汽車整體傳動系統(tǒng)的最低擋傳動比，參考桑塔納3000車型iTZ在此取15.354； Te max——為發(fā)動機最大輸出扭矩，此數(shù)據(jù)參考桑塔納3000車型Te max在此取150 N?m； ηT——為傳動系統(tǒng)的傳動效率，在此取0.9； n——該汽車的驅動橋數(shù)目在此取1； K0——為超載系數(shù)，超載系數(shù)是由結合離合器過快產(chǎn)生的沖擊載荷導致的。對于一般的家用汽車和越野汽車以及液力傳動以及新型自動變速器的各類汽車取K0=1.0，當性能系數(shù)fp>時可取K0=2.0。 fp=110016-0.195magTemax 當0.195magTemax>6 0 當0.195magTemax<6 (3-2) （汽車滿載時的總質量在此取1640Kg） 因為 0.195×1640×10150=21.32≥16 所以 fp=-0.191≤0 即K0=1 由以上各參數(shù)可求Tce Tce=150×15.354×1×0.91N?m=2072.9N?m (3-3) 2）、 驅動輪打滑時，確定從動錐齒輪計算轉矩Tcs的方法 Tcs=G2φrrηLBiLB (3-4) 式中 : G2 ——汽車滿載時驅動橋給水平地面的最大載荷，假設前橋所承載7301N的負荷； φ——輪胎的附著系數(shù)，安裝一般輪胎的普通家用轎車，取0.85；越野汽車取1.0；安裝有專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取1.25；故取值0.85 rr——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為195/60R14，滾動半徑為0.286m； ηLB，iLB——分別為減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和傳動比，ηLB取0.9，由于沒有輪邊減速器iLB取1.0。 所以 Tcs=G2φrrηLBiLB=7310×0.8×0.2870.9×1N?m=1862.6N?m 3）、確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcf 正常行駛的扭矩根據(jù)平均拉力來確定： f=Ga+GTrriLB?ηLB?n(fR+fH+fP)(N?m) (3-5) 式中：Ga——汽車滿載時的總重量，參考桑塔納3000在此取14602N； GT——牽引掛車滿載時重量，僅用于牽引車的計算，故式中為0； fR——道路滾動阻力系數(shù)，對于轎車可取0.010～0.015；在此取0.012 fH——為汽車正常行駛的平均爬坡能力系數(shù)，對于轎車可取0.08，故在此取0.08； fP——汽車的性能系數(shù)在此取0； iLB?，ηLB，n——見上式的說明。 所以 f=Ga+GTrriLB?ηLB?n(fR+fH+fP) =14900×0.2870.9×1×1×（0.012+0.08+0）N?m=474.6N?m 以上公式參考《汽車設計(第4版)》式（3-10）～式（3-12） 3.4.2主減速器基本參數(shù)的選擇 1）、錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2，選擇錐齒輪齒數(shù)時應該考慮下面的影響因素： 1、應使Z1，Z2互為質數(shù)以使得主從動錐齒輪均勻磨合； 2、齒面重合度與輪齒彎曲強度要是想得到理想的值，應使齒輪齒數(shù)的和大于或等于50； 3、主傳動比不大時，Z1可取7～12； 4、不同的主傳動比，應對應不同的齒數(shù)； 以上參考《汽車設計(第4版)》中表3-12、表3-13得出, 取Z1=9、Z2=40。 2）、從動錐齒輪大端分度圓直徑d2和端面模數(shù)mt的計算 d2可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即 d2=Kd23Tj （3-6）式中：Kd2——直徑系數(shù)，一般取13.0～16.0； Tj——從動錐齒輪的計算轉矩，為Tce和Tcs中的較小者。 所以 d2=Kd23Tj=(13~16)×31862.6mm=160~196mm 初選 d2=180mm 則 mt=d2Z2=18040=4.5 參考《汽車設計(第4版)》，mt=4.5可取 故初選，mt=4.5 d2=180mm 校核mt=4.5是否合適，其中Km=0.3~0.4 故此處 mt=Km3Tc=(0.3~0.4)×31862.6=3.69~4.92，因此滿足校核。 3）、從動齒輪齒面寬F 雙曲面齒輪的齒面寬一般取為：F=0.155d2=0.155×180mm=27.8mm 4）、雙曲面齒輪的偏移距E 家用轎車中雙齒面齒輪的偏移距離E一般不可以超過減速器過從動齒輪節(jié)錐距A0的40%，或者是接近于d2的20%。 故偏移距E可取 E≈20%×180mm=36mm 故初取偏移距E=30mm 5）、中點螺旋角β的選擇 使主減速器傳動更平穩(wěn)、噪聲更低的方法為選用大的螺旋角，以使mF≥1.25。選用螺旋角時應對齒面的重疊系數(shù)、齒輪強度和軸向力的影響做好充分的考慮，這樣從才可以選出最為適合的螺旋角。由于雙曲面齒輪傳動中存在偏移距E，因此主、從動齒輪中點應選不同的螺旋角，同時主動齒輪的螺旋角應較大。在家用轎車中，應使mF處于1.5~1.8中。當mF≥2.0時主減速器產(chǎn)生的噪音較小。然而，螺旋角過大，雙曲面齒輪的軸向力變大，所以選擇螺旋角時應該充分考慮現(xiàn)狀。 主減速器齒輪的平均螺旋角為35°～40°，但是大型汽車為了防止軸向力過大一般選用較小的值，一般取為35°，在此初選用為40°。 6）、螺旋方向 兩個相互嚙合的齒輪的螺旋角應該相反，螺旋角不同時驅動輪和從動輪之間卡頓的顯現(xiàn)減輕，避免因齒輪卡死而無法正常工作導致減速器的報廢，以至增加減速器的使用壽命。 7）、法向壓力角α 對“格里森” 型主減速器螺旋錐齒輪來說，規(guī)定轎車選用14°30′或16°的法向壓力角。選用此壓力角的可以在不產(chǎn)生根切的情況下選取更小的齒數(shù)，同時也可以增加壓力角和齒輪的強度。為了防止工作面壓力角過大，現(xiàn)代轎車用的“格里森”制雙曲面齒輪的平均壓力角為19°。 3.4.3主減速器雙曲面圓錐齒輪相關參數(shù)的集合計算（由EXCEL生成） 表3-2 雙曲面齒輪具體參數(shù) 序號 名稱 代號 數(shù)值 說明 1 小輪齒數(shù) Z1 9 2 大輪齒數(shù) Z2 40 3 齒數(shù)比的倒數(shù) Z1/Z2 0.225 4 齒寬 b2 28 5 偏置距 E 30 6 大輪分度圓直徑 de2 180 7 刀盤名義直徑 rb 63.5 8 初選小輪螺旋角 βm1c 50.5 9 βmic正切值 tan βm1c 1.2130969669 10 初選大輪分度錐角之余切值 cotδ2c 0.27 74.890424878 11 δ2c之正弦值 sinδ2c 0.96542908256 12 初定大輪中點分度圓半徑 rm2c 76.483992844 13 大、小輪螺旋角差角正弦值 sin△βc 0.37867887645 14 △βc之余弦值 cos△βc 0.92552812412 15 初定小輪擴大系數(shù) Kc 1.3849023206 16 小輪小點分度圓半徑換算值 rm1H 17.20889839 17 初定小輪中點分度圓半徑 rm1c 23.832643315 18 輪齒收縮系數(shù) H 1.28 19 近似計算公法線K1K2在大輪軸線上的投影 Q 307.10669089 20 大輪軸線在小輪回轉平面內(nèi)偏置角正切 tanη 0.097685921181 21 η角余弦 cosη 1.0047599411 22 η角正弦 sinη 0.09722314474 23 大輪軸線在小輪回轉平面內(nèi)偏置角 η 5.5792890756 24 初算大輪回轉平面內(nèi)偏置角正弦 sinεc 0.36194391061 25 εc角正切 tanεc 0.38826856837 26 初算小輪分錐角正切 tanε1c 0.25040179057 27 δ1c角余弦 cosδ1c 0.97005072321 28 第一次校正螺旋角差值△β′的正弦 sin△β 0.37311854108 29 △β′角余弦 cos△β′ 0.92778367862 30 第一次校正小輪螺旋角正切 tanβ′m1 1.2251297956 31 擴大系數(shù)的修正量 △K -0.0044896714784 32 大輪擴大系數(shù)修正量的換算值 △KH -0.0010101760826 33 校正后大輪偏置角的正弦值 sinε 0.36204212311 34 ε角正切 tanε 0.38838981405 35 校正后小輪分度錐角正切 tanδ1 0.25032362133 36 δ1角 δ1 14.053693561 37 δ1角的余弦 cosδ1 0.97006858812 38 第二次校正后小輪螺旋角的正切值 sin△β 0.37321291251 39 △β值 △β 21.913902911 40 △β角余弦 cos△β 0.92774572051 41 第二次校正后小輪螺旋角的正切值 tanβm1 1.2128919269 42 βm1值 βm1 50.4952455 43 βm1余弦 cosβm1 0.63614224879 44 確定大輪螺旋角 βm2 28.581342589 45 βm2余弦 cosβm2 0.87813880686 46 βm2正切 tanβm2 0.54479534259 47 大輪分錐角余切 cotδ′2 0.26981921424 48 δ′2值 δ′2 74.900079768 49 δ′2正切 sinδ′2 0.96547299356 50 δ′2余切 cosδ′2 0.2605031645 51 Bic 24.488351963 52 B2c 293.60101246 53 兩背錐之和 B12 318.08936442 54 大輪錐距在螺旋線中點切線方向投影 T2 69.565448923 55 小輪錐距在螺旋線中點切線方向投影 T1 62.231743072 56 極限齒形角正切負值 Tanа0 0.11814744657 57 極限齒形角負值 а0 6.7381138688 58 △а0的余弦 cos△а0 0.99309281897 59 B59 0.0058517651306 60 B60 0.00021923009765 61 B61 4329.1791441 62 B62 0.0016940176434 63 B63 0.0077650128716 64 B64 86.03934022 65 齒形中點曲率半徑 r′0 86.637762932 66 比較r′0與r0比值 V 0.73293674549 67 A67 0.058613212011 A7 0.775 68 A68 71.276110927 A8 0.24283108191 69 A69 1.0244467447 70 rm2圓心至軸線交叉點距離 Am2 23.642842477 71 大輪分錐頂點至軸線交叉點距離 Ao2 -3.005991626 72 大輪分錐上中點錐距 Rm2 79.219194482 73 大輪分錐上外錐距 R2 93.218557744 74 大輪分錐上齒寬之半 0.5bm 13.999363261 75 大輪在平均錐距上工作齒高 h′m 0 K 76 A76 0.65619091471 77 A77 0.44326282315 78 兩側壓力角總和 аc 38 查表所得 79 sinаc 0.61566147533 80 平均壓力角 а 19 81 cosа 0.9455185756 82 tanа 0.34432761329 83 A83 1.2873287127 84 齒頂角與齒根角總和 θ∑ 5.6642463357 85 大輪齒頂高系數(shù) h＊a2 0.17 查表所得 86 大輪齒根高系數(shù) h＊f2 0.98 87 大輪中點齒頂高 ham2 0 88 大輪中點齒根高 hfm2 0.05 89 大輪齒頂角 θa2 0.96292187707 90 sinθa2 0.016805366064 91 大輪齒根角 θf2 4.7013244586 92 sinθf2 0.081961547041 93 大輪大端齒頂高 hae2 0.23526442427 94 大端齒根高 hfe2 1.1974094705 95 徑向間隙 c 0.05 96 大端齒高 he2 1.4326738948 97 大輪大端工作齒高 h′e2 1.3826738948 98 大輪頂錐角 δa2 75.863001645 99 sinδa2 0.96971450037 100 cosδa2 0.24424124912 101 大輪根錐角 δf2 70.19875531 102 sinδf2 0.94087341001 103 cosδf2 0.33875835981 104 cotδf2 0.36004669301 105 大輪大端齒項圓直徑 dae2 180.12257425 106 大端分度圓中心至軸線交叉點距離 Akm2 27.289720908 107 大輪輪冠至軸線交叉點距離 AKe2 27.06257946 108 大端頂圓齒頂與分度圓處齒高之差 △ham 1.3728861042 109 大端分度圓處與根圓處在齒高方向上高度差 △hmf 6.847815728 110 大輪頂錐錐頂?shù)捷S線交叉點距離 Aoa2 -4.3788777302 111 大輪根錐頂點到軸線交叉點的距離 Aof2 3.8418241021 112 A112 84.996520091 113 修正后小輪軸線在大輪回轉平面內(nèi)的偏置角正弦 sinε 0.35295562651 114 cosε 0.93564006205 115 tanε 0.37723440971 116 sinδa1 0.31695589279 117 小輪頂錐角 δa1 18.47892971 118 cosδa1 -0.99885023274 119 tanδa1 0.33418645322 120 A120 10.817947476 121 小輪頂錐頂點到軸線交叉點的距離 Aoa1 -0.24505008951 122 A122 0.021353191544 123 A123 1.2232618582 A3 0.99977209854 124 A124 20.690641052 A4 0.9355017565 125 A125 4.4252361493 A5 0.99701886432 126 A126 0.030709528631 A6 -0.51637169246 127 A127 1.0687014659 128 A128 71.276110927 129 A129 -1.0018368443 130 A130 14.961140039 131 小輪輪冠到軸線交叉點的距離 AKe1 56.287489603 132 14.962501006 133 小輪前輪冠到軸線交叉點的距離 Aki1 86.264732251 134 56.042439514 135 小輪大端齒頂圓直徑 dae1 37.457248182 136 82.438897486 137 在大輪回轉平面內(nèi)偏置角正弦 sinε 0.36390588563 138 大輪回轉平面內(nèi)偏置角 ε 21.340264541 139 cosε 0.93143572317 140 -17.180804821 141 從小輪根錐頂點到軸線交叉點距離 Aof1 30.166312812 142 0.2274950245 143 小輪根錐角 δf1 13.14963809 144 cosδf1 0.97377924286 145 tanδf1 0.23362073711 146 允許的最小側隙 jnmin 查表所得 147 允許的最大側隙 jnmax 查表所得 148 0.098766913106 149 -1.3327996722 150 大輪安裝距 65.218557744 3.4.4主減速器雙曲面錐齒輪的強度計算 為使主減速器具有足夠的的強度和使用壽命，使主減速器安全可靠地運行，在完成以上計算后，還應分析其關鍵部位并就此部位進行強度校核。 齒輪常見的失效形式有斷齒、齒面點蝕剝落、齒面粘著、齒面磨損等。由于橋的變速器承受著不同的載荷，因此其損傷的主要形式是疲勞折斷，這樣容易引起表面點蝕導致的麻點更嚴重的可能會使齒根疲勞斷裂結。由于壽命要求在20萬km及以上，這將使制造齒輪材料的長期疲勞次數(shù)低于主減速器齒輪的循環(huán)次數(shù)。由此原因應將主減速器中所有齒輪的許用應力定為小于210.9N/mm2，本次設計中如何選用齒輪的需用應力可以參考下表。 3-3 汽車驅動橋的許用應力 Nmm2 計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應力 主減速器齒輪的許用接觸應力 差速器齒輪的許用彎曲應力 最大計算轉矩Tce，Tcs中的較小者 700 2800 980 平均計算轉矩Tcf 210.9 1750 210.9 汽車驅動橋的最大輸出轉矩Tce和最大附著轉矩Tcf與汽車正常工作中的持續(xù)載荷不同。最大載荷僅可根據(jù)強度計算進行分析和估值，通常情況西不用于疲勞損傷的估計依據(jù)。由上可得主減速器的壽命主要和計算的平均扭矩有關所以應將注意力放在平均扭矩的計算上。 1）、主減速器準雙曲面齒輪的強度計算 1、單位齒長上的圓周力 汽車制造業(yè)中根據(jù)單位齒長的圓周力來計算主減速器齒輪表面的耐磨性，即 P=PFNmm （3-7） 式中：P——齒輪上的圓周力，根據(jù)發(fā)動機最大轉矩Temax和發(fā)動機最大附著力矩G2φrr兩種工況下的載荷計算N； F ——從動齒輪的齒面寬，在此取28mm。 按發(fā)動機最大轉矩計算： P=Temaxig×103d12F （3-8） 式中：Temax——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取150N?m； ig——變速器的傳動比，在此為3.455； d1——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取40.5mm。 故上式 P=Temaxig×103d12F=150×3.455×10340.52×28Nmm≈914 按最大附著力矩計算： P=G2φrr×103d22FNmm （3-9） 式中：G2——驅動橋給水平地面的壓力，當驅動橋后置時還得考慮汽車最大加速度的增量，在此取7301N； φ——輪胎與地面之間著系數(shù)，在此取0.85； rr——輪胎的滾動半徑，在此取0.278m。 故上式 P=G2φrr×103d22F=7301×0.85×0.287×1031802×18=706.8Nmm 以上公式參考《汽車設計(第4版)》。 表3-4 汽車車橋設計表 參數(shù)汽車 類別 按發(fā)動機最大轉矩計算時 按驅動輪打滑轉矩計算時 輪胎與地面的附著系數(shù) 一擋 二擋 直接擋 轎車 893 536 321 893 0．85 貨車 1429 --- 250 1429 0．85 大客車 982 --- 214 --- 牽引車 536 --- 250 --- 0．65 在技術發(fā)展到今天時，單位齒輪上的圓周力可由提高材料的質量和完善加工工藝與熱處理方式等方式來完成，有時可以高出原來的的20%~30%。 因此，上述兩種計算方法均符合標準。 2、輪齒的彎曲強度計算 汽車減速器端錐齒輪齒根彎曲應力為： σ=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J (3-10) 式中：T——該齒輪的計算轉矩，N?m； K0——超載系數(shù)；在此取1.0； Ks——是尺寸系數(shù)，此系數(shù)體現(xiàn)的時減速器材料的均勻性，尺寸系數(shù)與齒輪尺寸和熱處理工藝有關，當m≥1.6時，Ks=4m25.4，在此；Ks=4m25.4-0.65 Km——載荷分配系數(shù)，當齒輪都采用兩端支承的形式時Km=1.00~1.10，當僅有一個齒輪用兩端支承的形式時Km=1.10~1.25，支承剛度大時取最小值； Kv——是質量系數(shù)，汽車驅動橋齒輪觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv=1.0； z——計算齒輪的齒數(shù)； m——端面模數(shù)； J——計算彎曲應力系數(shù)。彎曲應力的計算需要用輪齒中點圓周力和齒輪中點端面模量計算彎曲應力。此時對總系數(shù)修正時應采用大終端模塊的數(shù)據(jù)。按《汽車車橋設計》的圖2-114選取小齒輪的J=0.322大齒輪J=0.276。 故上式： σ1=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J=2×103×1862.6×1×1.1×0.651×28×40×4.52×0.276=425.5Nmm2≤700Nmm2 σ1'=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J=2×103×474.6×1×1.1×0.651×28×40×4.52×0.276=108.4Nmm2≤210Nmm2 σ2=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J=2×103×465.7×1×1.1×0.651×28×9×4.52×0.322=405.3Nmm2≤700Nmm2 σ2'=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J=2×103×118.66×1×1.1×0.651×28×9×4.52×0.322=103.27Nmm2≤210Nmm2 因此，主減速器滿足抗彎強度要求。 3、輪齒的表面接觸強度計算 雙曲面齒輪輪齒齒面的計算接觸應力為 σj=Cpd12TjzK0KsKmKf103KvbJNmm2 （3-11）式中： Tjz——主動齒輪計算轉矩，N?m； Cp——為材料的彈性系數(shù)，鋼制齒輪??；232.6N12mm2 Ks——尺寸系數(shù)，考慮了齒輪尺寸對其硬化的影響，若沒有前人的經(jīng)驗可供借鑒時，尺寸系數(shù)可取1.0； Kf——是表面質量系數(shù)，表面質量系數(shù)只與齒面追后的性質有關系，與表面涂層性能沒有關系。一般用于生產(chǎn)精密齒輪時表面質量系數(shù)可取1.0； J——計算接觸應力系數(shù)。此系數(shù)與相對曲率半徑、載荷位置、載荷在齒間的分布系數(shù)、有效尺寬和慣性系數(shù)有關，由《汽車車橋設計圖》中的式3-131選取J=0.233。 故上式 σj=Cpd12TjzK0KsKmKf103KvbJNmm2=232.640.52×118.67×1×1×1.1×1×1031×28×0.233=1156.4Nmm2≤1750Nmm2 綜上所述他們滿足所有接觸強度要求。 3.4.5主減速器齒輪材料及其熱處理 單級驅動橋中的雙曲面齒輪的材料和熱處理要符合下面的要求： 1、齒輪材料應具有良好的鍛造性能、切削性能、良好的熱處理性能等； 2、齒輪在處理完畢以后應達到芯部韌表面硬的效果，以適應在主減速器工況下的沖擊載荷避免齒輪的失效； 3、選擇的材料應在提高產(chǎn)品質量的同時，還應做到減少制造時間、降低廢品率、降低生產(chǎn)成本，以減少對資源的浪費； 4、材料的抗彎曲疲勞強度的能力應比一般材料的強，表面接觸疲勞強度應高于其他材料，且其表面硬度應較高以使其具有較好的耐磨性； 綜上所述，本次畢業(yè)設計中的主減速器和差速器所選用的材料為20CrMnTi 制造齒輪的材料經(jīng)過必要的熱處理后，齒面硬度可以達到58～64HRC，但是此時齒輪芯部的韌性還不夠，若端面模數(shù)m≤8時齒面硬度約為32～45HRC。 主減速器工作初期由于處于磨合期齒輪的表面比較粗糙，齒輪表面比較粗糙時容易產(chǎn)生膠合、咬死或劃傷的情況、磨合期的過度磨損，所以在磨合期時應防止這些情況的發(fā)生。圓錐齒輪傳動中的大齒輪，在熱處理后進行配對研磨。最后可以涂上厚度為0.005～0.010～0.020mm的銅涂層。這種圖層不可用于補償零件的公差尺寸、不可代替潤滑，僅可用于對齒輪的表面強化。 3.4.6主減速器軸承的計算 由于主減速器的壽命還受到它的工作量和工作條件這種非人為控制的影響，因此在校核軸承的使用壽命前應準確分析該軸承上的受力情況，其中應包括軸向力、徑向力、圓周力、軸承反作用力的計算。最后確定軸承實際載荷。 1）、錐齒輪齒面上的作用力 汽車正常運行時由于變換擋位會導致傳送到主減速器的轉速發(fā)生改變，此外由于發(fā)動機的轉速是處于動態(tài)平衡中的，所以位于發(fā)動機之后的主減速器的工作扭矩也是處于不斷變化中的。確定計算轉矩以后在計算作用在齒輪上的圓周力。經(jīng)驗表明，軸承的主要失效形式為疲勞損傷，所以應按輸入當量轉矩Td進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式計算： Td=Temax1100fi1ig1fT11003+fi2ig2fT21003+fi3ig331003+?+fiRigRfTR100313（3-12） 式中：Temax——桑塔納3000發(fā)動機最大扭矩，在此取150N?m； fi1，fi2? fiR——為變速器處于不同擋位的使用率，可參考汽車車橋設計表3-41選??； ig1，ig2? igR——變速器各擋的傳動比； fT1，fT2? fTR——變速器在不同擋位時發(fā)動機產(chǎn)生扭矩的利用率，參考《汽車設計(