驅動橋主減速器的設計計算案例綜述1.1主減速比的計算主從減速量確定汽車主從減速器系統的質量大小比、各個基本的結構形式等指標及它對保證當從主變速器系統始終處于發動機最高速度檔位時汽車傳動系統中的各種總傳動力性能參數和對汽車燃料經濟性影響等指標都是會有的很重要直接影響。最正確的選擇確定方法應是指在汽車進行汽車總體發動機型式設計及試驗分析時減速器比和汽車從各個傳動系統輸出中取得的最大總速傳動比也應包括一起并由各種整車動力系數及計算等方法組合來正確加以分析確定。可進一步考慮到利用各個發動機系統在行駛速度及不同排放等級要求的行駛環境情況下所形成的汽車總軸功率的平衡關系圖等數據來分析直接定量計算各發動機特性對整體汽車行駛動力性統的各種影響。通過優化發動機的系統設計,對上述各種汽車發動機特性值與各個汽車傳動系參數值之間作了一種最佳經濟的匹配或組合優化的方法來進行計算和選擇值,可是能夠確保每個汽車系統均獲得到一個最佳經濟的系統整體動力性參數值和獲得最高燃料經濟性。表1.1基本參數表為了保證得到一個足夠高的發動機功率比而又使其最高的車速比稍小有下降,一般要選得功率比的最小值稍大的10%~25%,即可以按下式選擇:(2·1)計算得=6.402。1.2主動減速齒輪計算載荷值的最終確定法通常都是指以將載貨汽車發動機所輸出之最大的工作轉矩在配以之以傳動系的最低檔位傳動比時和當被載驅動系統車輪發生嚴重打滑和故障時產生的在這兩種前后兩種的極端情況條件下分別作用之于發動機主汽減速器齒輪和主從汽動減速器的齒輪軸向上所傳遞最大的工作轉矩()中的任何一個較小數值者,作為在一般的載貨汽車中的計算荷載系統中的一種用之以來驗算發動機主從減速器的從差動減速齒輪上承受最大工作應力時傳遞的最小計算載荷。/n=2401.285（）（2·2）=5727.5（MBEDEquation.3）（2·3）由上式內定義(1.2)式可知,通過定義(1.3)公式可求得的計算載荷,是可以計算得到最大的持續工作轉矩值的而它并就不是最大和正常最大的持續的工作的轉矩,不能因此單地用它去直接地作為計算疲勞損傷和機械損壞力矩的計算依據。對于一般普通的公路車輛加速器系統來說,使用的工況條件要求遠比較于一般的非公有汽路車加速器倆穩定,其系統最大牽引正常及持車轉矩一般都是由要根據加速器的所謂的最大平均牽引最大牽引力的實際計算扭矩值來加以綜合比較確定才能得出計算結果的,即主動力加速器所謂的系統最大的平均最大牽引的計算牽引轉矩值為

==989.812（）（2·4）表1.2驅動橋質量分配系數1.3主減速器齒輪參數的選擇1）齒數值的適當大小與選擇方法對于一臺普通的單級齒輪的主從減速器，應考慮采取下列措施盡量適當的使位于其主動從齒輪位置上的齒數值取得的盡量的小一些,以能確保其得到的較為接近滿意值的轉矩驅動車橋的最小齒離與近地間隙。2）單節圓直徑平地齒輪轉矩選擇計算方法依次按以下的公式計算選出:mm（2·6）初取=200mm。齒輪端面模數的選擇在選定齒輪端面后,可首先按上式=4.5算出從動的齒輪的最大齒端模數,并便于最后分別用下式進行校核4）輪齒面邊寬尺寸的正確選擇汽車齒輪主齒減速器螺旋齒面寬度尺寸推薦尺寸為:得5）螺旋角的正確選擇。在中國一般工業機械制造中用的標準制軸承中,螺旋角一般推薦應選用為35°。1.4主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算1.4.1主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算表1.3主減速器齒輪的幾何尺寸計算用表1.4.2主減速器螺旋錐齒輪的強度計算螺旋錐齒輪的強度計算：（1）主減速器螺旋錐齒輪的強度計算①單位齒長上的圓周力（2·7）按汽車引擎最大轉矩得N/mm（2·8）——為最高傳動比，取=3.967按最大抓地力得：（2·9）②汽車齒輪主軸減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力表為（2·10）一般狀況下:應力做功時態:被動齒輪軸上的在計算主動齒輪時，/Z與從動齒輪相當，而，故<，<輪齒面的計算接觸強度的計算螺旋錐齒輪齒面強度的試驗計算接觸應力強度（MPa）為：（2·11）相嚙合齒輪的齒數求綜合系數J的齒輪齒數求綜合系數J的齒輪齒數圖1.1彎曲計算用綜合系數J=1750Mpa==1750MPa=2745.473MPa<=2800MPa，所以適合校核完成。大齒輪齒數小齒輪齒數小齒輪齒數圖1.2接觸強度計算綜合系數K1.5主減速器軸承的計算設計的時候，,通常我們也是根據要求先確定要先根據主從減速器齒輪上相應的齒輪結構尺寸數據來經過初步計算分析以確定適合該套軸承設計的軸承規格型號,然后據此來進行驗算確定整個齒輪軸承壽命。影響著一個特殊軸承壽命高低變化的最后一種或主要一個力學外因件主要是指同它所相應軸承的最大實際最大工作載荷范圍及其正常實際工作負荷狀態條件,因此我們一般建議在計算正確的驗算確定該特定軸承壽命大小變化之前,應考慮盡量地先進行計算求測出外力作用點施加的在對該特殊齒輪轉子軸線上所施加到的最大軸向力、徑向力、圓周力,然后根據計算結果再進一步計算求測出對該特定軸承產生的最大反力,以求得合理地確定其實際軸承載荷。（1）力被作用在主傳動器主動齒輪上齒面寬中點的圓周力P為（2·12）應由以下方程式求出:（2·13）對旋轉錐齒輪（mm）（2·14）（mm）（2·15）計算得：旋轉錐齒輪的軸、徑向力矩向左旋轉的是主動齒輪：（N）（2·16）=5367.54（N）（2·17）向右旋轉的是從動齒輪：（2·18）（2·19）（2）主齒輪主動力減速器軸承載荷系數的計算減速機軸承載荷中涉及的副齒輪的軸向載荷,就是我們上述中所說到的減速主齒輪的軸向力。而在減速器軸承負荷中計算的減速機軸承的徑向載荷系數則是實際上都是指由于上述的主齒輪徑向力、圓周力及主減速器的軸向力等與這其中前的三者之間作用力等所引起相互作用后引起的形成的主減速器軸承徑向負荷及減速支承的徑向負荷反力矩等的向量和。當分析確定了主軸承傳動齒輪減速器軸承內支承的主傳動齒輪尺寸、支承型試件類型和減速器主軸旁承的位置范圍等條件已能初步的確定,并可測算求出主減速器齒輪減速器受承的主要載荷徑向力、軸向力矩值及載荷徑向圓周力的值等以后,則我們才又可據此正確地計算或分析確定出由該齒輪軸承所受支承的徑向載荷。①騎馬式支承主動行星錐齒輪減速器的軸承其徑向載荷為如下圖中3.3(a)項所示的軸承中A、B兩種的其徑向載荷為（2·20）（2·21）（a）(b)圖1.3主減速器軸承的布置尺寸其尺寸為：懸臂式支撐的主動齒輪a=101.5，b=51，c=151.5;1.6主減速器的潤滑主齒傳動的加速器軸及中央差速器軸等的主齒輪、軸承端面處以及其他主要的齒輪摩擦傳動元件表面處也均須都要需進行加強的潤滑,其中我們尤其應還應要著重注意對于主動齒輪減速器軸或主動行星減阻錐齒輪機組的主軸的前齒輪嚙合和軸承表面處的進行加強的潤滑,因為要對軸承其端面進行的潤滑則絕對地不能只單地靠減少潤滑油顆粒上的液體橫向的飛濺現象而來的進行來實現。為此,通常的作法通常是首先應在緊靠主從的主動齒輪減速殼齒輪軸上的軸前端處及向靠近主從的主動從減速器齒輪處所伸出一部分的前主從齒輪減速殼軸端的軸外面內壁中心線處上各分別應設有一相對而專門又獨立存在的兩個集油槽,將先前已被飛濺拋射噴到主軸承殼體內外壁表面中心線上來的那兩部分潤滑油收集或貯存集中起來后再分別依次地經過上述兩個近油孔并依次地引至最靠近其前的主軸外承圓錐滾子端面處的一個小端處,由于主軸承圓錐滾子前端在做順時針往復旋轉運行工作時而形成良好的徑向泵出油作用,使有一部分潤滑油流動得以直接由主軸承圓錐滾子端位的軸承中的下端直通流向最后一個軸承大端,并以此形成一條經向前向主軸橋承軸前端方向旋轉工作的徑向回油槽的孔油流回到位于驅動差速器和橋殼軸承端中間位