某型汽车双级主减速器的设计

某型汽车主减速器设计摘要:本设计是对某汽车设计一个结构合理、工作性可靠的双级主减速器。它是由两级齿轮减速组成。相比单级的优势很明显，离地间隙比较大，并且设计得到的传动比也较高，并且还具有构造简单，工作安静，应用年限足够等优点。本次设计的内容包括有：对设计方法进行研究，对设计的不合理之处进行改进分析。齿轮与齿轮轴的设计与校核，以及轴承的选用与校核。为了更好的确定方案。充分对原来的参数进行应用，对比同级车型的主减速器的发展技术，优化匹配传动比，并对功能效果影响很大的强度参数进行了校核。对轴承进行设计布置，保证工作更安全高效，完成设计标准。关键词：主减速器；改进；校核；设计 Design of Main Reducer for a AutomobileAbstract: This design is an automotive design a rational structure, reliable work of the two.stage primary reducer. It is composed of a two.stage gear reduction. Compared to single.stage advantage is obvious, ground clearance is relatively large, and is designed to give a higher gear ratio, and also has a simple structure, and quiet operation, the application of sufficient age and so on. The content of the design include: the design method study of unreasonable designed to improve analysis. Design and Verification gear and the gear shaft and the bearing selection and verification.In order to better determine the program. Full parameters of the original application, compared to similar models of the main reducer technology development, and optimize the matching ratio, and features a great influence on the effect of strength parameters were checked. The bearing arrangement is designed to ensure work more safely and efficiently complete the design standards.Keywords: Final reduction drive; Gear; Check; DesignII目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1概述11.1.1 主减速器的概述11.1.2 主减速器设计的要求11.2 主减速器型式及其现状21.2.1 主减速器齿轮的类型21.2.2 主、从动锥齿轮支撑措施31.2.3轴承的预紧 41.3 主要涉及内容及方案4第2章主减速器的结构设计与校核52.1 设计题目的主要参数52.2主减速比的确定52.3 主减速器结构方案确定52.3.1 主减速器齿轮的类型及支撑方式52.3.2从动锥齿轮支撑的方法及支撑方式52.3.3 轴承的预紧52.4 主减速齿轮计算载荷的计算62.6 主减速器齿轮基本参数的选择72.6.1 双级主减速器传动比分配72.6.2 齿数的选择82.6.3 节圆直径地选择82.6.4 齿轮端面模数的选择82.6.5 齿面宽的选择92.6.6 螺旋锥齿轮螺旋方向92.6.7 螺旋角的选择92.7 锥齿轮的尺寸与强度设计92.7.2 锥齿轮强度设计112.8 第二级齿轮模数的确定152.9 圆柱齿轮参数的确定172.9.1 按齿轮齿根弯曲强度校核182.9.2 按齿面接触疲劳强度进行校核192.10 主减速器齿轮的材料及热处理202.11 主减速器的润滑21第3章轴承的选择和校核223.1 主减速器锥齿轮上作用力的计算223.1.1 锥齿轮齿面上的作用力223.1.2 齿宽中点处的圆周力223.1.3 锥齿轮的轴向力和径向力233.2 轴和轴承的设计计算243.3 主减速器齿轮轴承的校核243.3.1 齿轮轴承径向载荷的计算243.3.2轴承的校核25第4章 轴的设计294.1 一级主动齿轮轴的机构设计294.2 中间轴的结构设计30第5章 轴的校核325.1 主动锥齿轮轴的校核325.2中间轴的校核34第6章结论38参考文献39致谢40IV1 绪论1.1概述1.1.1 主减速器的概述 主减速器是汽车传动系中具有重要作用的部件，它是既能使转动速度降低，并且又能使转矩提高的部件，使传递的转矩由齿数少的锥齿轮传向齿数多的锥齿轮。当发动机纵向放置时，其主减速器也可以实现改变动力方向的功能。车辆的运行工况比较复杂，行驶路面的种类也比较繁多，驱动轮上的驱动力矩和转速必须达到使用要求，并且必须足够大，差速器的作用主要是使动力分流，而合理安装一个主减速器后，这样传递的扭矩变小，可使结构紧凑，质量不至于超标，且使在汽车行驶时的操作很简单易行。1.1.2 主减速器设计的要求主减速机设计应满足以下要求：1）为了提高爬坡能力应该选择合适的传动比。2）尺寸要小，距离地面要符合要求; 减少振动和冲击的传播，使工作顺利1。3）在任何使用条件下，都可以调整以确保最佳的工作效率。4）同时只要符合设计标准，就要降低质量，使车更加稳定工作。5）构造简单，易于制做和维护。主要设计的主要两级主减速机设计，并设计了良好的有效检测模式。1.2减速器减速形式主减速机的主要形式主要是根据其减速特性分为单级主减速机，二级主减速机，二速，二级通式，单级通过和边减速等形式。1.2.1 主减速器齿轮的类型 螺旋锥齿轮如图1.2(a)所示，大部分情况下，其主、从动齿轮轴线在汽车驱动桥上交合一点。交角可以任意的，主减速齿轮副都必须进行垂直安装2。轮齿断面重叠对结构产生的效果很大，大部分情况先下同时啮合的对数应该在两对以上，因此，螺旋锥齿轮在很大的作用载荷下，能保证不失效。齿轮啮合情况下，能保证高校稳定工作，即使在高速运转时，振动和噪音都能达标。自身润滑效果特别好，工作过程安静平稳，加工精度高。 双曲面齿轮见图1.2(b)。其优点有以下几个方面3： 在尺寸一样的情况下，双曲面齿轮的传动比优势更加的明显。 在保持传动比维持一定数字的情况下，如果主动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比轴径更大，结构刚强度更加有优势，。 传离地间隙。双曲面齿轮传动有如下缺点4： 方向的纵向滑动承受的摩擦作用大，工作效率也随之降低。 曲面主动齿轮沿轴的作用力比较充足。 双曲面齿轮采用的润滑油应保证有特殊需要的特征。 齿轮之间的载荷过大，容易发生磨损破坏，使齿轮不能很好的配合。1.2.2 主、从动锥齿轮支撑措施 主要分为悬臂式和跨置式两种，首先应该确保主从啮合齿轮要很好啮合，才能保证平稳的工作状态。合理规范的啮合，使他们承受足够的工作载荷5。 悬臂式 主要不一样的地方是在锥齿轮大面一边的轴的直径尺寸比较大，在它上面 装配的两个圆锥滚子轴承。为达到减低臂长a和加大两边的尺寸b，保证足够的工作刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。悬臂式支承占空间小，支撑的能力往往比较小，在较小的轿车、轻型货车中应用比较广泛，因为他们传递的转矩不是很大相比其他车型。图1.3悬臂式支承跨置式 其结构的支撑结构如图1.4所示，两侧显然不一样可以固定，这样可以提高工作载荷能承受的强度和强度，使齿轮啮合更合理平滑， 当扭矩是工作环境和条件的类型时，骑行支撑可以很好地实现这一效果6。图1.4跨置式支承1.2.3 轴承的预紧 圆锥滚子轴承需除掉安装的原始距离，磨合的时候该间隙会加多7。分析可知，当轴向力随弹簧变形线性变化时，轴向位移就会缩小原来的一半。预紧力在此种情况下，能使工作更加稳定可靠，齿面更加坚硬，改善啮合的工作环境，使工作平稳高效，但当预紧力也应该不能超过一定的限值，否者其使用年限会大大减低。对轴承的所受力的值要合理选取，极限工况下，转矩最大，在这种情况下，轴向力的三分之一即是轴承力。1.3 主要涉及内容及方案重点研究内容：一级、二级齿轮传动的设计和校核；轴承的选择和校核。为了使底盘离地面远一些以及满足功能要求，对主减速比的分配就显得尤其举足轻重，从头到尾对整个规划进行校正。主要方案：运用齿轮传动原理，改变转矩的传递方向，此时也能进行降低速度，增大转矩的效果，满足设计要求。2主减速器的结构设计与校核2.1 设计题目的主要参数表2.1 技术参数：名称代号参数整车载重量/t14.5主减速比7.31发动机额定转速下功率155kw/2100(r/min)发动机最大转矩784Nm/1700(r/min)轮胎型号11.00.R20变速器1档传动比6.332.2主减速比的确定主减速比为7.31。2.3 主减速器结构方案确定2.3.1 主减速器齿轮的类型及支撑方式螺旋锥齿轮工作平稳无冲击，传动效率高。 即使速度很高，也是安静平稳，没有影响的工作。 该设计采用螺旋锥齿轮。2.3.2 从动锥齿轮支撑的方法及支撑方式安装时滚子的端口方向要满足要求。保证从动锥齿轮在力的作用下不发生向下移动 8。从动锥齿轮的结构比较特殊，安装在壳的边界上，安装要求很高，必须满足精度和安装标准。2.3.3 轴承的预紧分析可知，当轴向力随弹簧变形线性变化时，轴向位移就会缩小原来的一半。预紧力在此种情况下，能使工作更加稳定可靠，齿面更加坚硬，改善啮合的工作环境，使工作平稳高效，但当预紧力也应该不能超过一定的限值，否者其使用年限会大大减低。对轴承的所受力的值要合理选取，极限工况下，转矩最大，在这种情况下，轴向力的三分之一即是轴承力7。2.3.4 主减速器的减速形式选择减速形式需要考虑的因素很多，汽车的类型及工作条件，有时也要考虑加工制造标准和加工环境条件，但它主要取决于决定、整车性能的结构参数和形式等，包括的方面众多9。本次设计采用双级减速。2.4 主减速齿轮计算载荷的计算由于汽车运行工况下传动系承受的载荷是时刻变化的，则：/n= 32824 （2.1）= 40650 （2.2）式中： 发动机最大扭矩756 ；=7.316.33=46.27上述传动部分的效率，取=0.9；超载系数，取=1.0；n 驱动桥数目1；汽车在最大装载量时驱动桥给地面的最大负载，：=9.8160%=14.510009.8160=85347 N轮胎在地面的附着系数， 采用=0.80；车轮的滚动半径,=0.52；驱动效率和减速比 ;由公式（2.1）、（2.2）求得的计算载荷为最大转矩，而不是正常工作下的转矩，不能给分析疲劳破坏提供帮助。汽车的类型很多，工作环境有多样，轿车工作条件和环境比较好，所受载荷比较小，而矿用汽车和越野汽车运行工况条件比较恶劣，各种条件都是变化的极为复杂，很少有简便的公式对汽车的正常持续转矩进行计算。公路车辆正常持续转矩可用主减速器从动齿轮的平均计算转矩计算10：= 7014.15（） （2.3）式中：汽车满载总重1450009.81N= 142245 N挂车总重N, 仅用于牵引车取=0；货车一般取0.0150.020，可选择 =0.018；货车一般取0.050.09，可选择=0.07；汽车性能系数 （2.4）当=36.6016时，取=0。2.6 主减速器齿轮参数的选择在合理选定以上论述的参数以后，便可对选择主减速齿轮的最主要的几何参数进行合理是选取。2.6.1 双级主减速器传动比分配对传动比值的选取要特别严密，满足正常工作需要。第二级的减速比比第一级的之间的比值(通常/ 1.42.0)，取较大值的优势十分明显，以减小锥齿轮啮合时所承受的载荷11。在这种情况下主减速比不会太小，为了确保二级的从动齿轮的半径再降低一些，在进行/选取的时候，较低值比较合适， 1.5会达到很好的效果。在通常情况下，双级的第级锥齿轮的齿数取915之间比较合适，通常情况下汽车最大可取到11，为了使齿轮变得更硬，可以采取最大=15，计算：=2.24，其=3.34，总传动比固定=7.31。2.6.2 齿数的选择 第一级主动锥齿轮可以选择大一些的齿数，约在915范围内12。第二级齿轮的齿数和可选在68的范围内。在这里我们选择=15。=152.24=33.6，我们取=34。修正第一级的传动比=2.27；=3.30。2.6.3 节圆直径地选择按经验公式选出13：=（1316）22.63=276341mm （2.5）式中：直径系数，计算扭矩，取，中小一些的：= 9827.5（） （2.6）计算得，=278347 mm ,初取=280mm。2.6.4 齿轮端面模数的选择，选择好之后，可依照式子算出从动齿轮大端模数，=28034=8.24。初取=8。并用下式校核 （2.7）式中：模数系数，取=0.30.4；计算转矩，选择其中相对较小的。=6.79.04所以所选模数合格。2.6.5 齿面宽的选择这次设计主减速器齿轮齿面宽度=43.4mm从动齿轮节圆直径，mm。可初取=44mm。=49mm。2.6.6 螺旋锥齿轮螺旋方向一般来说，驱动齿轮和从动齿轮的方向是左旋和右旋。2.6.7 螺旋角的选择螺旋角应足够大以使=1.25。因愈大工作就不安静也不平稳。螺旋角过大会增大轴的作用载荷，因此必须在设计上满足要求，不能超过限值。螺旋角推荐用35。2.7 锥齿轮的尺寸与强度设计2.7.1 锥齿轮的尺寸设计双重收缩齿的齿轮参数的选定是考虑到很多方面设计参数。下面的表2.2是用于主减速器锥齿轮计算的。 序号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数152从动齿轮齿数343模数84齿面宽=49=445工作齿高13.66全齿高=15.17法向压力角=208轴交角=909节圆直径=120=27210节锥角arctan=90.=23.75=66.2511节锥距A=A=148.9812周节t=3.1416 t=25.16813齿顶高=9.3mm=4.3mm14齿根高=5.8mm=10.8mm15径向间隙c=c=1.516齿根角=2.23=4.1217面锥角；=27.87=64.4818根锥角=21.52=62.1319齿顶圆直径=137=275.4620节锥顶点止齿轮外缘距离=132.25=56.0621理论弧齿厚=16.744mm=8.424mm22齿侧间隙B=0.3050.4060.356mm23螺旋角=352.7.2 锥齿轮强度设计基本参数设计好以后，要保证其承受载荷的能力满足条件，稳定可靠的工作，必须对其强度进行合理设计计算。在进行强度计算之前，应全面了解各种参数和作用环境条件。螺旋锥齿轮的强度计算：(1) 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 单位齿长上的圆周力式中：单位齿长上的圆周力，N/mm; P作用在齿轮上的圆周力，N。按发动机最大转矩计算时：=1407N/mm （2.8）按最大附着力矩计算时: =590 （2.9）计算之后最大的附着力矩p为590N/mm,虽然很大，但没超过发动机的最大转矩可知，校核成功。 汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为14 （2.10）式中：该齿轮的计算扭矩； 超载系数1.0；尺寸系数=0.792121；载荷分配系数1.11.25；质量系数，档齿轮接触良好、运行工况平稳时，取1；计算齿轮的齿面宽，mm.计算齿轮的齿数；m端面模数，mm。J计算弯曲应力的综合系数。见图3.1，。图2.1 弯曲计算用综合系数J作用下：从动齿轮上的应力=102.33MPa700MPa；作用下：从动齿轮上的应力=26.05MPa210.9MPa；所以，齿轮满足强度要求。在负荷过大时，汽车主减速器会很容易发生工作失效，其使用年限与汽车的运行情况密切相关，即平均计算转矩有关，只能用来检验最大应力，不足以为疲劳寿命提供参考。(2)轮齿的接触强度计算螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力()为15： （2.11）式中：材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6；=1, =1, =1.11, =1表面质量系数，如果齿轮制造精确的话可以选择1； J 计算应力的综合系数，=0.176，见图2.2所示；=1079MPa=1750MPa =2335MPa=2800MPa图2.2 接触强度计算综合系数J2.8 第二级齿轮模数的确定由=3.30，=68=5878取=68得=15.81，=52.19，取=16，=53修正传动比=3.31，其二级从动齿轮所受的转矩=8373.473.31=27632.45N/m （2）齿轮副中心距A法面模数及螺旋角中心距A可按如下经验公式预选16： A（10.5111.92）（10.5111.92）（237.90269.82）mm 式中，计算转矩=11695m在这里我们选择=17。 对于斜齿圆柱齿轮 A= 故： （6.597.47）取mm 则 7.32mm A= =252.54圆整后取A=253m=1780(3)齿宽b的选择 可按如下经验公式预选齿宽b 17： b(0.380.41)A(0.380.41)253(96.14103.73mm 则：选=100mm =110mm (4)重合度 对于斜齿圆柱齿轮=0.71+0.81+1.5=3.02 式中：、分别为齿轮副主从动齿轮的端面重合度 查机械设计手册图16.2.10得2.9 圆柱齿轮参数的确定表2.3 此齿轮传动的几何尺寸计算结果列于下表：名 称代 号计算公式结 果小齿轮大齿轮中心距AAA=253.64传动比=3.31法面模数7端面模数7.35发面压力角标准值=20螺旋角16201780齿数z1653分度圆直径d=117.6mm=389.55mm齿顶圆直径=132.6mm=404.55mm齿根圆直径=100.1mm=372.05mm齿 宽b(0.380.41)A=110mm=100mm螺旋角方向左旋右旋2.9.1 按齿轮齿根弯曲强度校核根据齿轮材料为渗碳合金钢查机械设计手册图16.2.26 h)得该齿轮副的需用弯曲应力=900MPa.接下来我们计算斜圆柱齿轮的弯曲校核，使用以下公式 (2.12)式中：计算齿轮弯曲强度时使用的载荷系数，；使用系数，查机械设计手册表16.2.36、16.2.37取1.75； 动载系数，选择1.1；齿间载荷分配系数，查得=1.1；齿向载荷分布系数，得=1.09得=1.12；、齿形系数和应力校正系数，近似地按当量齿数，=1.72；螺旋角影响系数，取=0.80；主动齿轮： （2.13） =787.05 =900MPa从动齿轮： （2.14） = = 748.36MPa=900MPa故：校核合格。2.9.2 齿面接触疲劳强度进行校核根据齿轮材料为渗碳合金钢查机械设计手册图16.2.17 h)得该齿轮副的需用接触应力=1500MPa。对于斜齿圆柱齿轮可按如下公式进行疲劳强度校核： (2.15)式中：下面我们来计算载荷系数，当中、与按齿根弯曲强度计算时相同，=1.34;下面我们来计算齿轮受到的径向力， =3650N；区域系数，查机械设计图10.30得=2.4；弹性影响系数=165.8； u齿轮副传动比，3.4；主动齿轮： （2.16） =851.47MPa=1500MPa从动齿轮： (2.17)= =463.62MPa=1500MPa故：校核合格。2.10 主减速器齿轮使用材料的选择和热处理汽车驱动桥主减速器的工作环境相当恶劣，它具有承受的载荷数值大，且持续作用，变化比较快等特点。其损坏形式主要有三种。所以当我们在制造主减速器齿轮的时候要满足1）各种刚强度指标必须满足标准，且必须经得起摩擦损伤，保证工作条件的平稳可靠；2）在受到足够打冲击的时候，轮齿芯部要有足够的柔性； 3）选择齿轮材料选取必须根据国家对材料的规定和使用状况来考虑。 号，及，在本设计中采用了。 2.11 主减速器的润滑润滑油并不是唯一润滑途径。为此，为保证润滑效果，就需要设置集油槽，收集部分飞溅的润滑油，再到达前轴承圆锥滚子的小端处，有通向其大端处，最后又流回驱动桥壳中间的油盆中，循环进行，效果良好。这样优势很明显，不但能达到很好的润滑效果，而且起到很好的保护作用，使工作可靠平稳。在内部压力的作用下，会产生很高的温度，润滑油就会溢出，安装通气塞对于解决这个问题是非常有帮助的。加油孔和放油孔的设置，应该根据安装条件和使用工况合理设置。3 轴承的选择和校核3.1 锥齿轮上作用力设计3.1.1 锥齿轮齿面上的作用力车辆在工作时候，遇到的情况比较多，运行工况多样，因为强度不足而引起的疲劳断裂可能出现，所以作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算18： （3.1）式中：发动机最大转矩，在此取784；，变速器在各挡的使用率；，变速器各挡的传动比；3.1.2 齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为 N （3.2）式中：发生在主减速器齿轮上的扭矩可参考式(3.1)；该齿轮的齿面宽处的分度圆直径；对于螺旋锥齿轮 （3.3）式中：为分度圆直径；从动齿轮齿宽；从动齿轮节圆直径；主、从动齿轮齿数；从动齿轮的节锥角。由式（4.3）可以算出：93.20，245.71。按式（4.2）主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力=14283.17N圆周力= =14352.36N。3.1.3 锥齿轮的轴向力和径向力主，从动齿轮轴向力A和径向力R分别为： （3.4） （3.5）= （3.6）= （3.7）由上面已知可得：=8142.10N=1768.81N由式（3.6）、（3.7）可算得：=1768.81N; =8142.45N二级减速齿轮的圆周力为 N （3.8）式中：作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩=1277.45；齿轮齿面最宽处分度圆直径。可算出=16170.25 N轴向力A和径向力R分别为：= （3.9）= (3.10)式中：齿轮的螺旋角，；把已知条件代入式（3.9）和式（3.10）可算出=4636.74，=6122.67。3.2 轴和轴承的设计计算一级主动锥齿轮轴的计算：不同形式的轴设计方法也不同。由于圆锥滚子轴承要进行必要的防摩擦措施，润滑油流向要特别注意，只能从其的小的端面经过结构传输到达大的端面。多余的润滑油会经过另外的特殊装置流回油路。另外，便于维护保养，应对前后轴的尺寸进行计算设计，确保润滑达到做够的水平。由以上理论可算出轴承支承中心距70%=77，在这里取=80mm。由此可得到： 式中：轴承的最小安装尺寸，可查。及=33.47取=34。3.3 主减速器齿轮轴承的校核3.3.1 齿轮轴承径向载荷的计算轴承A、B的径向载荷分别为：= (3.11) = (3.12)根据上式已知=2538.14N，=11682.26N，=14415.78N，=34mm ，=80mm，=114mm。后轴承径向力=9267.07N 前轴承径向力=21011.51N3.3.2轴承的校核当量动载荷 Q= (3.13)式中、，、。根据式（3.13）可得当量动载荷Q=XR=19016.12=9016.12N再由公式： s (3.14)式中：为温度系数，在此取1.0；为载荷系数，在此取1.2。所以=3.82s主减速器锥齿轮轴承的转速 r/min (3.15)式中：轮胎的滚动半径，m；汽车的平均行驶速度，km/h，在此取35 km/h。所以由式（3.11）可得=169.27r/min；所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (3.16)式中：轴承的计算转速，r/min。轴承A的使用时间=136273.5h。如果修理里程为十万公里，这可算出寿命= h (3.17)所以=2857.14h和比较，故轴承符合使用要求。关于后轴承的选择，我们选用30216型轴承，它的额定动载荷为150kN，在此径向力=20117.51N，轴向力=11267.26N，所以=0.556=0.42查得=0.4，=1.4。由式（3.11）可得当量动载荷Q=0.421011.51+1.411682.26=24759.77N。所以轴承的使用寿命：=2.737s=9871.39h所以轴承符合使用要求。如图3.1，从动锥齿轮的周向力，径向力和轴向力由公式得出=1346.51N，=1536.24N，=2234.14N，两个部分组合变为一个。根据轴承和齿轮的尺寸，如下图设,。 如上图所示，可算得：117.25，207.25，126.75，197.75,。所以，轴承C的径向力： = (3.18)轴承D的径向力：= (3.19)式中：,第一级从动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力；第一级减速从动锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径；第二级减速主动齿轮（斜齿圆柱齿轮）的节圆直径；第二级主动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力。根据上面所算得的数据代入式（3.16），（3.17）可得：=6827.31=9094.95对于轴承C，在此选用30316型轴承对于轴承D，在此选用30316型轴承。所以轴承的使用寿命：=2.93s=2884937.28h所以轴承C和D符合使用要求。4 轴的设计4.1 一级主动齿轮轴的机构设计根据上面的设计的具体参数，应在接下来的设计中作出具体安排，依据当下车型对轴进行计算分析，我们可以算出一级主从动齿轮的尺寸，并且达到合适的条件。图4.1 一级主动齿轮轴其轴的各段的尺寸为：第1段：这一段是主动齿轮，齿宽为53，大端的分度圆半径55，130.91；第2段：这一段是和轴承想配，直径为68第3段：大端半径为40，小端半径为30；第4段：轴直径为60；第5段：大端半径为35mm。第6段：其小径为70mm，大径为125mm，小径宽度为24mm。其轴的半径为35mm，宽度为26mm；第7段：花键轴，花键分度圆半径径为29mm，第8段：螺栓轴，螺栓半径为18M。螺栓长度为60mm。因此可算出主动锥齿轮的总长度为256mm。4.2 中间轴的结构设计关于中间轴的构造，设计如图4.2所示：图4.2中间轴的结构尺寸其轴的各段尺寸为：第1段：轴承宽度为38mm，第2段：其直径设计为90mm，宽度为28mm；第3段：二级主动齿轮，其它的结构尺寸为，齿宽为110mm，分度圆直径为117.6mm，齿顶圆直径为132.6mm；第4段：轴直径为80mm；第5段：其直径为150mm，轴宽为38mm；第6段：其轴的直径为232mm，轴宽为22mm；第7段：目的是为了维护保养，使承载负荷降低，这个轴尺寸为轴宽为13.5mm，轴的半径为35mm；第8段：和第1段一样与相同的轴承配合，设计的时候应该保留适当的距离，设计尺寸为轴宽为41mm，轴半径为40mm。5 轴的校核5.1 主动锥齿轮轴的校核，；，。规定齿轮受到的轴向力和径向力为正，图5.1，前轴承、后轴承给轴的力的方向分别与圆锥齿轮受到的力方向相反，则为负；径向力为正，为负。 图6.1 主动锥齿轮轴受力图算出弯矩并画出弯矩图：=1680.92 （5.1） 图5.2 垂直面上弯矩图算出弯矩并画出弯矩图：=934.58 （5.2）依照上面的方向，弯矩图如图6.3所示：图5.3 垂直面上弯矩图合成弯矩可得：= =1923.26 （5.3）由上面的图可知，弯矩最大为：弯曲许用应力，则： =59.79 （5.4）5.2中间轴的校核如图5.4从动锥齿轮所接受到的圆周力，轴向力，径向力；主动圆柱齿轮受到的圆周力15641.25，轴向力，径向力；轴承C所受的轴向力，径向力；轴承D所受的轴向力，径向力。图5.4 中间轴受力图求出弯矩并画弯矩图： =1066.38=659.91 =409.71 =1152.78所受力矩如图5.5所示：5.5 垂直面上弯矩图算出垂直面上的弯矩并画出弯矩图： =0=891.569=.587.707依据规定的方向，如图5.6所示：图5.6 垂直面上的弯矩图 从上图可以看出，在垂直方向上的点A处具有高的弯曲力矩，使得作用效果不可靠。 这是弯矩的合成： =1497.83 （5.5）弯曲许用应力，则：=50.01 对比数据后，校核成功。6 结论车辆的运行工况比较复杂，行驶路面的种类也比较繁多，驱动轮上的驱动力矩和转速必须达到使用要求，并且必须足够大，差速器的作用主要是使动力分流，而合理安装一个主减速器后，这样传递的扭矩变小，可使结构紧凑，质量不至于超标，且使在汽车行驶时的操作很简单易行。本设计相比单级的优势很明显，离地间隙比较大，并且设计得到的传动比也较高，并且还具有构造简单，工作安静，应用年限足够等优点。本次设计的内容包括有：对设计方法进行研究，对设计的不