【奔驰E260L汽车主减速器的结构设计13000字】

另外，国内主减速器在材料和工艺的发展水平上还有很多弱点，问题比较突出，导致主减速器的使用寿命不长。而且国内使用的主减速器多是从国外进口，费用较为昂贵。国内的防滑差速器应用较少，大多数汽车仍然使用机械式差速器，如上汽大众辉昂用的是托森式自锁中央差速器、采用摩擦片式自锁差速器的大众高尔夫、途达使用的是牙嵌式自由轮后差速锁。电子防滑差速器目前在我国应用十分稀少，因此，国内与国外的差速器发展差距也比较明显。2.1.2国外研究现状国外的主减速器的发展领先于国内，尤其是德国和日本的主减速器发展较为领先，在材料的运用与零部件的加工方面做的十分突出，并且还在不断的发展与完善中。但在体积与质量的设计方面还是不够好，仍然是以传统的定轴齿轮为中心传动的，没有在一定程度上减小它的体积与质量，汽车需求的增加直接带来能耗和排放的增长，这与国际节能减排的发展潮流相违背。要解决这种矛盾，除了在整车设计过程中大量采用节能技术以降低汽车能耗、减少排放外，降低汽车整体重量也成为一条必选之路REF_Ref8816\r\h[8]。如果可以设计出质量轻的主减速器，可以很大程度上减小它的重量，增大传动过程中的机械效率，满足轻量化的设计目标，那么未来的应用前景必定无限远大。2.2研究内容及研究技术路线2.2.1研究内容根据驱动桥内主减速器的设计要求，首先确定该设计车型主减速器的结构型式，通过查阅《机械设计》、《汽车设计》等专业文献，结合原始设计参数，最后得到主要的结构参数。2.2.2研究技术路线（1）根据题目、参考文献和主要参数，了解目前国内外主减速器的发展情况，完成开题报告。（2）根据制定的多种设计方案，通过比较分析选出一种最合适的方案，修改后确定出整体设计方案。（3）完成主减速器以及差速器主要零件的设计过程。（4）对重要零部件进行强度校核计算，使设计的结果合理可行。（5）绘制该主减速器的总装图、零件图，以及差速器相关零件图，完成所设计的总图纸量。（6）整理该主减速器设计过程中的所有资料，完成论文。2.3本章小结本文结合该课题设计的相关文献，论述了主减速器在国内外的发展现状，发现国内主减速器在材料与工艺上有许多弱点，且体积与质量较大，正在朝轻量化的方向发展。此外，本章介绍了研究内容及研究路线，明确了本文设计计算目标。

第3章主减速器的结构方案设计选择轿车主减速器的结构型式可以根据以下三种类型分别选择。3.1根据减速型式选择汽车主减速器的结构型式是根据其性能要求和整车布置型式选择的。轿车或中型汽车传动比相对来说很小，常常采用结构较简单的单级主减速器，例如桑塔纳2000GSI、奥迪100汽车。传动比相对来说很大的汽车，常常采用结构复杂的双级主减速器，例如菲亚特越野车、682N3、重型载重车以及大型客车等REF_Ref8878\r\h[9]。图3-1为单级主减速器，这种型式的减速器质量与体积较小、成本较低，广泛用于传动比（i0＜7.6）的所有小、中型的汽车上，从动齿轮的中心线在主动齿轮中心线的下面一小截，使驱动轮离地面距离较近，主动轮与斜齿轮啮合时的接触面积较大，增大了动力传输过程中的机械效率，也提高了工作的平稳性。差速器架上安装主、从动锥齿轮和差速器，主减速器桥壳的前端安装了轴承座，并且固定放置，轴承座与主减速器桥壳之间有一个调整垫片，用来调整轴承的预紧度，同时也可以将主动锥齿轮与从动锥齿轮的位置作调整，最终动力经差速器传到驱动轮。本设计采用的即为单级主减速器。图3-1单级主减速器图3-2所示为双级主减速器，该主减速器的传动比较大（i0＞7），且有较大的减速比，由于零件较为繁多，所以质量较大，成本较高，一般适用于重型驱动汽车、客车和货车等。本轿车不采用。图3-2双级主减速器单、双级贯通式主减速器的结构与单、双级主减速器相比较之下过于简单，本车不采用。3.2根据齿轮传动方式选择螺旋锥齿轮传动、双曲面齿轮传动、蜗杆传动和圆柱齿轮传动是单级主减速器的四种传动方式。螺旋锥齿轮和双曲面齿轮在汽车中的应用是最多的。螺旋锥齿轮的两条轴线的垂心相交在一个点上，齿轮与齿轮之间没有完全啮合，但至少有两组齿轮啮合到一起，以保证传递过程中的稳定性。由于较大的螺旋角的存在，降低了摩擦造成的损失，提高了传动效率REF_Ref8944\r\h[10]。螺旋锥齿轮副是汽车主减速器的组成部件之一，其中主动锥齿轮轴由一对背靠背的圆锥滚子轴承支撑在主减速器外壳上REF_Ref9009\r\h[11]。但本轿车的主减速比较大，因此不采用。双曲面齿轮的两条轴线并不相交但是相互垂直，导致两条轴线间有一个偏移距，因为有了这个偏移距，主动齿轮的螺旋角与从动齿轮的螺旋角不相等，所以这两个传动比的差值比较大。这种齿轮适用于有限的轮廓尺寸，主减速比为中等大小的主减速器中。因为本轿车的主减速器主减速比为中等大小，而且双曲面齿轮的性能更好，所以本轿车采用的是双曲面齿轮。蜗杆传动在寿命以及性能方面都是十分理想的。考虑到蜗杆传动性能的优劣，以及蜗杆传动能否成功，蜗杆传动需要合理布置REF_Ref9110\r\h[12]。但由于蜗杆的齿圈是用较为昂贵的锡青铜制成，制造成本较高，所以该传动方式一般用于重型驱动汽车和高转速运转的发动机的大型客车内。因此，该轿车主减速器不采用。该轿车驱动桥驱动型式是前置后驱，圆柱齿轮传动的驱动桥驱动型式在这里不适用。因此，本车主减速器不采用。3.3根据主、从动齿轮的支承方案主动齿轮有悬臂式和跨置式两种支承方式。悬臂式支承与跨置时支承相比结构较简单，成本也较低，适用于单级主减速器中。轿车和轻型载货汽车一般采用悬臂式支承，本轿车即采用悬臂式支承。如图3-3所示，a是悬臂长度，b是支承距离，为了增大齿轮的刚度和增加齿轮的寿命，应是b>a图3-3悬臂式支承从动锥齿轮采用了圆锥滚子轴承。如图3-4所示，加入了圆锥滚子轴承。轴承载荷的增加直接影响其轴向预紧量，进而影响轴承的寿命REF_Ref7003\r\h[13]。c+d较小时，两个滚子的大端都向里，支承刚度较大。为了受力尽可能一样和支承比较稳定，应是c等于d或者c大于d，c+d大于等于从动轮较大一侧分度圆的半径的百分之三十五。图3-4从动齿轮的支承3.4本章小结本章针对主减速器的结构型式，从三个方面展开对比分析，依据结构优势和成本，确定了该轿车主减速器为单级主减速器，齿轮传动方式为双曲面齿轮传动，主动齿轮支承采用悬臂式支承，从动齿轮的支承采用圆锥滚子轴承。

第4章主减速器的结构设计4.1原始设计参数根据本次设计车型（奔驰E260L运动轿车）的参数配置，本课题设计原始参数如表4-1所示。表4-1设计主要参数表主要参数值品牌奔驰E级级别中大型车外型尺寸长5024发动机最大功率（kw）155最高车速（km/h）243整备质量（kg）1769满载质量（kg）26000发动机最大转矩N350发动机最大功率下转速（r/min)5500轴距（mm）3014前后轮距（mm）1578/1594道路最大阻力系数0.23根据原始设计参数可确定以下参数：确定车轮的滚动半径rr根据该轿车的轮胎型号255/40R18计算：rr=255 确定主减速器传动比i0i0=0.377rrn上式中：rr是车轮的滚动半径，为0.3306np是发动机最大功率下转速，为5500Vamax是轿车的最高车速，为243igℎ将以上参数代入式（4-1）计算可得：i确定变速器一档传动比：i1≥mgφmaxrrTemax上式中：m是汽车质量，m=g是重力加速度,g=φmax是道路最大阻力系数，φrr是车轮滚动半径，rTemax是发动机最大转矩，为350N⋅mi0η是传动系传动效率，取为0.9。将以上参数代入式（4-2）计算可得：i取i4.2齿轮的设计计算4.2.1齿轮载荷的设计计算（1）计算在变速器处于最低档时的传动比和发动机的转矩最大时，从动锥齿轮的转矩TceTce=Temax⋅i1⋅上式中：Temax是发动机的最大转矩，等于350N⋅mi1是变速器处于一档的传动比，等于1.48i0传动轴必须满足临界转速与扭转强度的要求REF_Ref9260\r\h[14]。传动比的确定要满足:1)最高车速;2)最大爬坡度;3)电机工作速度快;4)电机一直正常运转REF_Ref9309\r\h[15]。k0是最大变距系数，根据变矩器性能较好可取为传动系的传动效率ηT，根据当i0≤6时，可取0.9轿车驱动桥数目n，等于1。将以上参数代入到式（4-3）得：T（2）计算当汽车驱动轮在理想路面开始打滑时，从动锥齿轮的计算转矩TcsTcs=G2m'2φr上式中：G2是满载状态下一个驱动桥上的静载荷,取为Gm'2是汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，根据乘用车的选取范围选取，此处可取m'rr车轮的滚动半径，rr=0.3306m；ηLB是从动轮到驱动轮之间的传递效率，根据当i0≤6时，iLB是从动轮到驱动轮之间的传动比，因为是无轮边减速器，所以φ是附着系数，根据汽车在良好道路上行驶可取为0.85。将以上参数代入到式（4-4）得：T

==8118.07N⋅m（3）计算当轿车正常行驶时，发动机转矩是平均转矩的状态下，从动锥齿轮的转矩TTcf=(Ga+G上式中：GaGT是牵引的车的满载质量fR是道路滚动阻力系数,根据《机械设计手册》取为fH是平均爬坡能力系数,根据《机械设计手册》取为fP是汽车的性能系数，此处取为ηLiLB=1.0，n是驱动桥数，n=1；车轮的滚动半径r将以上参数代入式（3-4）可得：T==840.46N⋅m4.2.2齿轮主要参数的设计计算（1）选取主动齿轮的齿数Z1和从动齿轮的齿数Z在选择与确定齿数的时候，Z1和Z2相加的和要大于等于四十，而且两个数是互为互质的，Z1要大于六且接近六，Z（2）计算从动齿轮较大一侧的分度圆直径d2和端面模数md2=kd上式中：kd是直径系数，应在13Tc是Tce和Tcs中的较小值,为代入式（4-6）可以求出：d2=（13.0~选取d2为143所以，m=d结合以上数据可以求出d2等于143.15（3）计算齿轮的齿面宽F：齿轮小端面刀尖的宽窄与齿面宽窄有关，刀尖分度圆半径过小，刀尖的弯曲应力过大会减少其使用寿命。而且会因为误差、热处理和变形等原因使小端承载较大的载荷，最终导致刀尖过早损坏。参考《汽车设计》可得：从动齿轮的齿面宽Fc为：0.155×主动齿轮的齿面宽Fz为：1.1×计算双曲面齿轮副偏移距：根据《汽车设计》中偏移距选取公式E≤0.10~（5）计算齿轮的螺旋角：因为有偏移距的产生，最小的螺旋角为从动齿轮的螺旋角，最大的螺旋角为主动齿轮的螺旋角。中点螺旋角是处于齿面中点的螺旋角。参考《汽车设计》中主减速器中点螺旋角计算公式计算：主动齿轮的中点螺旋角：βz=25∘+上式中：Z1=8,d2E是双曲面齿轮偏移距，E=17将以上参数代入式（4-7）可以求出：β从动齿轮的中点螺旋角：sin上式中：ε是齿轮偏移的角度；Fc是计算得：ε=1β主动齿轮和从动齿轮两个中点螺旋角的平均值：β=根据《汽车设计》主减速器双曲面齿轮的平均螺旋角的选取区间35°~40°，选取齿轮的螺旋角为40°。（5）选择齿轮的螺旋方向：图4-1螺旋方向图该齿轮的螺旋方向如图4-1所示。法向压力角查阅《汽车设计》，由于齿轮两侧的法向压力角不一样，所以应该用平均压力角代替，此处选用的平均压力角为20°。4.2.3齿轮几何尺寸的设计计算根据《机械设计》中主减速器齿轮的几何尺寸计算公式进行如下计算：（1）计算从动齿轮的齿顶角θ2和齿根角δ①为了保证收缩齿的优良性，用标准的收缩齿公式来计算从动齿轮的齿顶角和齿根角。θ2=3843ℎmδ2=3438ℎmℎm2'=ℎℎm2''=1.150ℎℎgm=KRmRm2=d2γ2i=arccot⁡1.2z1Am=Rm2γ2=arctanz2将以上公式转化为：Rm2=d2−Fcsin⁡arccot⁡1.2zℎgm=K(d2−ℎm2'=KaKℎm2''=(1.15−Ka)θ2=3438Kcos⁡β2z上式中：Z1=8,d2是从动齿轮分度圆直径,dAmRm2ℎgmka是从动齿轮齿顶高系数，根据《机械设计手册》，kℎm2'是从动齿轮ℎmβc是从动齿轮的中点γ2FcK是齿深系数，根据《机械设计手册》，K=3.7将以上参数代入到上面公式中计算得出：RℎℎℎγAθδ=②计算齿顶角与齿根角的和：δ③ΔTRΔTR=∑δ∑δD=10560sinγRm2=sinγ2cosβTR=0.02z+1.06（由公式（4-22）与公式（4-23）可得：ΔTR=10560sinγ2cos上式中：rd是刀盘名义半径，根据《机械设计手册》刀盘名义半径表选：rTR是将参数代入式（4-26）可以求出ΔTΔ④根据《机械设计》，当∆TR>0时,∑δδ2=∑δTR−θ2=Ka∑δTR=TR∑δTR=0.02z+1.06（4-由（4-27）与（4-28）可以得到：θ2=Ka∑δ2=(0.02z+1.06)∑δ上式中：Ka是主动齿轮的齿顶高系数，根据《机械设计手册》中主动齿轮齿顶高系数表，取KδTR所以：θδ（2）计算从动齿轮的齿顶高ℎ2'：ℎ2'=ℎmA0=0.5d2代入数据求出：Aℎ（3）计算从动齿轮的齿跟高ℎ2ℎ2''=ℎmℎm代入数据可以得到：ℎ（4）计算径向间隙C：C（5）计算从动齿轮的齿全高ℎ2ℎ（6）计算从动齿轮的工作高ℎ2gℎ（7）计算从动齿轮外圆直径d02d（8）计算从动齿轮面锥角γ02γ（9）计算从动齿轮的根锥角γR2γ（10）计算主动齿轮面锥角sinγsinγ（11）计算主动齿轮根锥角sinγsinγ（12）计算主动齿轮的齿顶高ℎ1ℎ1'（13）计算主动齿轮的齿根高ℎ1ℎ14.2.4齿轮的材料及热处理参考《机械设计手册》可知，齿轮的常用材料一种是渗碳钢，一般承受较小载荷，具有抗疲劳，耐磨性较好的性能；另一种是调质钢，可承受较大的载荷。本次设计齿轮承受较小的载荷，对性能有一定的要求，故选择材料为渗碳钢。齿轮的热处理采用渗碳淬火，可以获得较高精度的齿轮。参照不同材料的热处理资料可以知道：材料热处理过后最主要的组织是回火马氏体组织REF_Ref9424\r\h[16]。4.3轴承的设计计算与选型4.3.1主动齿轮轴承的载荷计算与轴承的选型（1）计算作用在主动齿轮上的转矩Td查阅《汽车设计》，由于在转动过程中会发生损坏变形，所以按等效转矩计算。主动锥齿轮上的等效转矩为：Td=Temax⁡{式中：Temax是发动机最大转矩，Temax=350N∙mfi1，fi2…ig1，ig2…fT1,fT2…fTR是变速器在每个档位通过计算求出：T根据《汽车设计》，计算作用在主动齿轮齿面宽中心处的圆周力FFZ式中：T是主动齿轮上的转矩,T=d1m查阅《汽车设计》，由公式：d1md代入式(4-37)得：FZ(3)计算主动齿轮的轴向力Faz和径向力F图4-2主动齿轮齿面宽中心处的受力图根据图4-2得：F=FNFS所以有：主动齿轮齿面上的轴向力为：Faz主动齿轮齿面上的径向力为：Frz经过计算（4-41）可得：F经过计算（4-42）可得：F图4-3主动齿轮轴承的尺寸（4）选择主动齿轮轴承：查阅《机械设计》，初选为：a=6（5）计算轴承A的径向力FAr与轴承B的径向力FFAr=[FzFBr=(Fz因为Faz=32.83KN,Frz=5.84FF（6）确定轴承A的径向载荷FAa与轴承B的径向载荷FFF（7）计算轴承A所承受的当量动载荷:Q=XR+YA径向系数X根据《机械设计手册》，取X轴向系数Y根据《机械设计手册》，取Y查阅《机械设计手册》：A计算得：Q=16.83×0.4++10.8×1.9=27.25根据《汽车设计》轴承的使用寿命L为：L=(ftCfρQ上式中：ft是温度系数，根据《机械设计手册》，取ffρ是载荷系数，根据《机械设计手册》，取fε是寿命系数，根据《机械设计手册》，ε=10将以上参数代入式（4-45）得：=(1×102.85×计算无轮边减速器的主动齿轮的转速n：n=2.66Vamrr上式中：rrVam是轿车行驶时的平均速度，查阅相关资料，取V将以上参数代入到式（4-46）得：n=根据《汽车设计》轴承的寿命为：L=60nLℎ轴承A的寿命：L=代入到式（4-45）计算可得：C=104.31KN对于轴承B：（8）计算轴承B承受的当量动载荷：Q=XR+YA式中:X、Y同上；AR计算得出：Q=7.02代入到公式(4-45)中计算可得：C=26.87KN4.3.2从动齿轮轴承的载荷计算与轴承的选型（1）查阅《机械设计》，初选从动齿轮轴承：c=75F（2）计算从动齿轮轴向力Fac与从动齿轮径向力FFac=FCcosFrc上式中：β2是从动齿轮的中点螺旋角，βγ2是从动齿轮的节锥角，γ所以：Fac从动齿轮径向力为：Frc从动轮齿面中心分度圆的直径为：Dm2对于轴承C：轴承C的径向力为：FRc=(Fc所以：F轴承C的轴向力为：FAC当量动载荷：Q查阅《机械设计手册》：A因为X=1,Y=1,所以Q=9.42KN代入式（4-45）得：C=36.06KN对于轴承D:轴承D的径向力为：FRd=(FdF轴承D的轴向力为：F当量动载荷：QAX=1,Y=0,所以：代入式（4-45）计算可得：C=24.77KN4.4本章小结本章针对主减速器的主从动齿轮和主从动齿轮轴承的几何尺寸展开了设计计算，以及材料选择，为了满足主减速器的设计要求，在选用参数时查阅了《汽车设计》、《机械设计手册》等相关资料。

第5章齿轮的应力计算与强度校核轮齿在工作时会受到冲击载荷的作用，增大了弯曲强度，使齿根折断，当受到再次冲击载荷的冲击作用，齿轮齿根部裂开，第一种情况发生较少，第二种情况发生较多。齿轮运转时齿轮表面会疲劳，通常是将齿面小裂缝发展为浅坑，这就是点腐蚀，随着齿轮继续工作，点腐蚀会越来越大，最终齿根折断REF_Ref9509\r\h[17]。5.1齿轮单位齿上的圆周力的计算P=Fb2N/mm(上式中：P是齿轮单位齿上的圆周力；F是齿轮齿上的圆周力；b2是从动齿轮的齿面宽，b2=22.19根据《汽车设计》计算公式：P=2KdT上式中：Temax是发动机最大转矩，Tig是变速器传动比，一般取一档传动比，in是驱动桥数，n=d1是主动齿轮的节圆直径，根据公式d1=m将以上参数代入式（5-2）求出：P=在实际应用中，许用数据有时会提高20%～25%，经验算设计的数据结果在许用范围内。5.2齿轮弯曲强度的校核主减速器的弯曲应力σ为：σ=2×103×上式中：T是齿轮的计算转矩，Tk0、ks、kmk0是超载系数，取kks是尺寸系数，Ks按下式计算Kkm是载荷分配系数，Km=1.10~1.25kv是质量系数，取Kb是主动齿轮的齿面宽,b=Z是主动齿轮的齿数,Z=m是端面模，m=4.09JW是弯曲综合系数，根据图5-1取为0.28图5-1弯曲综合系数J将以上参数代入式（5-3)求出：σ齿轮满足弯曲强度要求。5.3齿轮表面接触强度的校核齿轮的表面接触应力σjσj=Cpd1上式中：T是主动齿轮的计算转矩；Cp是齿轮的弹性系数，该轿车采用钢制齿轮副，所以选取为：CK0、Kv、Ks是尺寸系数，取为：KKf是齿轮表面质量系数，取为：KJJ是接触计算综合系数，根据图5-2取为0.17图5-2接触计算综合系数将以上参数代入式（5-4）中得：=25.4本章小结本章节对主减速器齿轮单位轮齿上的应力进行了计算，对齿轮的弯曲强度以及表面接触强度进行了校核，验证了前文中齿轮结构尺寸的设计以及材料的选择是合理可行的。第6章差速器主要零件的结构设计6.1齿轮主要参数的设计计算6.1.1选取行星齿轮数n根据齿轮承受载荷的大小选取REF_Ref9642\r\h[18]，本轿车选取为n=4;6.1.2确定行星齿轮球面半径Rb与节锥距ARb=K上式中：Kb是行星齿轮球面半径系数，参考《汽车设计》，KT是差速器计算转矩，取较小值T所以：Rb=2.7根据《汽车设计》节锥距A0的选取范围:A0=0.98~0.996.1.3行星齿轮与半轴齿轮的设计计算（1）确定行星齿轮与半轴齿轮的齿数：根据《汽车设计》中：z1尽可能取少一点，但不少于10，z且要满足：z1+z2n=选取为：Z1=1（2）计算行星齿轮与半轴齿轮的节锥角γ1，γγ1=arctanZ1Z2γ2=arctanZ2Z将Z1=12,Z2=20代入式（γ（3）计算圆锥齿轮较大一侧端面模数m：m查阅《机械设计手册》取m=3所以：d1=（4）查阅《机械设计手册》，压力角α选取22.5°。（5）根据《汽车设计》行星齿轮安装孔的直径d及其支承长度L的公式：L=1.1d（6-d=T0×10Ld=1.1d2=T上式中：T0是差速器传递的转矩，取为：Tn是行星齿轮的数目，n=4l是锥顶与行星齿轮之间的长度，mm，约等于半轴齿轮齿宽中点处直径d’2的一半，半轴齿轮齿宽中点处直径的计算公式为：σc是支承面的许用挤应压力,根据《机械设计手册》取为：σc=所以，d’2将以上参数代入式(6-5)和式（6-6）计算得出：d6.1.4差速器几何计算图表根据《机械设计》和《机械设计手册》，结合前面参数的计算结果，差速器几何尺寸的计算公式与计算结果如表6-1所示。表6-1差速器几何尺寸计算序号名称公式结果1行星齿轮齿数Z1≥Z2半轴齿轮齿数Z2Z3齿面宽bb4工作尺高ℎℎ5全齿高ℎh6周节 tt7齿顶高ℎa1ℎℎℎ8齿根高ℎf1ℎℎℎ9面锥角γ01γγ01γ10根锥角γR1γγR1γ11外圆直径d01dd01d12节圆顶点到齿轮外缘距离X01XX01X13齿侧间隙BB6.1.5差速器齿轮的材料选择考虑到齿轮的许用应力和弯曲强度，查阅《工程材料》及相关资料，齿轮的材料选用20CrMnTi,20CrMnTi的许用应力是210MPa~6.2齿轮的强度校核齿轮弯曲强度为:σw=2Tkskm上式中：参考《汽车设计》，T=n是行星齿轮数；b2是半轴齿轮的齿宽，d2是较大一侧分度圆直径，ks、km、J是差速器齿轮弯曲应力综合系数，参考图5-1选取为：J=0.225将以上参数代入式（6-8）：σ齿轮满足弯曲强度要求。6.3差速器十字轴的设计6.3.1十字轴的选用行星齿轮的种类繁多，但一字轴和十字轴是最受欢迎的，查阅《机械设计》，由于本车转矩较小，所以选用行星齿轮一字轴REF_Ref9708\r\h[19]。6.3.2十字轴的尺寸设计根据行星齿轮的支承长度L=14mm，选取轴颈的长度时考虑到更加方便的安装，所以取L1=45mm，行星齿轮安装孔直径d1为22mm，,所以轴颈的长度为L2=22mm。6.3.3选择十字轴的材料轴的材料，碳素钢与合金钢是应用最多的REF_Ref7809\r\h[20]。对于承受较大或重要的轴应选用35或45优质碳素钢材料，两种材料的机械性能如表6-2所示：表6-2材料机械性能材料抗拉强度（MPa）屈服强度（MPa）断面收缩率（％）硬度（HB）45≥600≥355≥40≤22935≥530≥315≥45≤197通过表6-2可以看出，45号钢具有较高的强度和硬度，本次设计的十字轴需要较高的强度和硬度，故选择材料为45号钢。6.4本章小结本章节对差速器行星齿轮与半轴齿轮的几何尺寸展开了设计计算，并对其进行了材料的选择与强度的校核，并根据行星齿轮的相关参数设计十字轴的尺寸，最后选择十字轴的材料。

结论与展望本文结合国内外研究现状，介绍并分析了该轿车主减速器的结构型式的选择以及主减速器的设计计算过程。本次设计主要的研究工作可作如下总结：首先明确主减速器的组成以及在轿车中的功用，主减速器的结构型式是分类选择的，每一种类型分别分析比较后，最后选取较为合适的一种，然后参照本设计车型的原始数据以及主要参数，确定该主减速器的计算载荷，然后对锥齿轮进行设计计算，确定其参数之后对重要零部件进行强度校核与寿命计算，以满足设计要求。最后根据设计结果对齿轮进行热处理与选择材料。同理，差速器的相关零部件在设计计算后进行强度校核，最后选择材料。通过不断地设计计算与修改，使设计结果更加理想化。基于本次设计过程中用到的理论知识与方法，本设计还有许多新的问题需要解决，还有提高的余地，需要在以后的日子里积累很多经验，进一步的使其得到完善，我会继续学习主减速器的有关理论知识，不断地查找收集资料，并且在查找的过程中一边分析，一边理解，使自己在主减速器知识方面更加专业化，能够达到一个较高的水平，也希望未来可以在所学行业内有所成就。

参考文献王继宇.汽车主减速器在线自动检测技术与系统研究[J].科技展望,2016,26(017):167.贾西亚,关同立.汽车主减速器常见故障的分析与研究[J].中小企业管理与科技(上旬刊),2015(11):273.戴军康.汽车主减速器总成综合性能试验台的研究[D].合肥工业大学,2008.成林,王谷娜,王茂美.矿用自卸车驱动桥主减速器优化设计[J].汽车实用技术,2018,278(23):147-148.李红渊,李萍锋.载重汽车驱动桥主减速器设计[J].农业装备与车辆工程,2009(10):