輕型商用車主減速器設計,輕型商用車主減速器設計,輕型,商用,車主,減速器,設計 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘 要 I AbstractII 第 1 章 緒 論 1 1.1 國內外主減速器行業(yè)現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢1 1.2 本設計的目的和意義2 1.3 本次設計的主要內容2 第 2 章 主減速器的設計 3 2.1 主減速器的結構型式的選擇3 2.1.1 主減速器的減速型式3 2.1.2 主減速器齒輪的類型的選擇4 2.1.3 主減速器主動錐齒輪的支承形式6 2.1.4 主減速器從動錐齒輪的支承形式及安置方法7 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算8 2.2.1 主減速比的確定8 2.2.2 主減速器計算載荷的確定9 2.2.3 主減速器基本參數(shù)的選擇11 2.2.4 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算15 2.2.5 主減速器雙曲面齒輪的強度計算23 2.2.6 主減速器齒輪的材料及熱處理27 2.3 主減速器軸承的選擇28 2.3.1 計算轉矩的確定28 2.3.2 齒寬中點處的圓周力28 2.3.3 雙曲面齒輪所受的軸向力和徑向力29 2.3.4 主減速器軸承載荷的計算及軸承的選擇30 2.4 本章小結34 第 3 章 差速器設計 35 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3.1 差速器結構形式的選擇35 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理37 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構38 3.4 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計38 3.4.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇38 3.4.2 差速器齒輪的幾何計算40 3.4.3 差速器齒輪的強度計算42 3.5 本章小結43 第 4 章 驅動半軸的設計 44 4.1 半軸結構形式的選擇44 4.2 全浮式半軸計算載荷的確定46 4.3 全浮式半軸的桿部直徑的初選47 4.4 全浮式半軸的強度計算47 4.5 半軸花鍵的計算47 4.5.1 花鍵尺寸參數(shù)的計算47 4.5.2 花鍵的校核49 4.6 本章小結50 結 論 51 參考文獻 52 致 謝 53 附錄 A： 54 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘要 本設計的任務是設計一臺用于輕型商用車上的主減速器，采用單級主減速器，該 減速器具有結構簡單、體積及質量小且成本低等優(yōu)點，因此廣泛用于各種中、小型汽 車上。例如，轎車、輕型載貨汽車都是采用單級主減速器，大多數(shù)的中型載貨汽車也 采用這種形式。 根據(jù)輕型載貨汽車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉彎半徑、車輛重 量、滿載重量以及最高車速、發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)，選 擇適當?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結合汽車設計、汽車理論、汽車構造、機械設 計等相關知識，計算出相關的主減速器參數(shù)并論證設計的合理性。 它功用是：將輸入的轉矩增大并相應降低轉速；當發(fā)動機縱置時還具有改變轉矩 旋轉方向的作用。 本設計主要內容有：主減速器的齒輪類型、主減速器的減速形式、主減速器主動 齒輪和從動錐齒輪的支承形式、主減速比的確定、主減速器計算載荷的確定、主減速 器基本參數(shù)的選擇、主減速器齒輪的材料及熱處理、主減速器軸承的計算、對稱式圓 錐行星齒輪差速器的差速原理、對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構、對稱式圓錐行星 齒輪差速器的設計、全浮式半軸計算載荷的確定、全浮式半軸的直徑的選擇、全浮式 半軸的強度計算、半軸花鍵的強度計算。 關鍵詞: 主減速比；主動齒輪；從動齒輪；差速器；行星齒輪 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 ABSTRACT The design task is to design for a light commercial vehicle on the main reducer, using a single-stage main reducer, the reducer is simple in structure, size and quality of small and low cost, it is widely used in a variety of small and medium-sized car. For example, car, li- ght truck and are based on single-stage main reducer, the majority of medium-laden vehic- les were also using this form. According to the shape of light truck, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and the maximum speed, the engI- nes maximum power, maximum torque, displacement and other important parameters, se- lect the appropriate The main reduction ratio. Based on the above parameters, combined w- ith the car design, automotive theory, automobile construction, mechanical design and oth- er related knowledge, to calculate the relevant parameters of the main reducer and demon- strate the rationality of the design. Its purpose is to: increase the input torque and lower speed; when the motor home also has a vertical change in the direction of the role of spin torque. The main elements of design are: the main type of gear reducer, speed reducer forms the main, the main driving gear reducer and the driven bevel gear supporting the form of the determination of the main reduction ratio, the main reducer of the calculation to deter- mine the load, the main reducer Basic parameters of the choice of the main reduce-r gear materials and heat treatment, the calculation of the main bearing reducer, pla-ne tary gear symmetric conical differential of the differential principle, symmetric co-ne of the structure of planetary gear differential, planetary symmetric cone different-ial gear design, the whole floating axle load calculation to determine the whole dia-mete r floating axle option, all the strength of floating axle, the axle spline strength calcu lation. Key words: The main reduction ratio; gear; driven gear; differential; Planetary Gear 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 0 第 1 章 緒論 1.1 國內外主減速器行業(yè)現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 中國汽車主減速器產(chǎn)業(yè)是緊隨桑塔納等合資項目的國產(chǎn)化配套戰(zhàn)略成長起來的， 發(fā)展時間不長。相比跨過公司，我國汽車主減速器企業(yè)多年來定位于汽車集團內部 配套或服務于地方區(qū)域市場，國內競爭不充分，發(fā)展明顯滯后于整車。主要表現(xiàn)在 以下幾個方面：一是市場競爭不充分，產(chǎn)業(yè)集中度低，企業(yè)規(guī)模效益普遍不高，不 能適應零部件業(yè)規(guī)?；?、低成本的發(fā)展要求。二是受體系供應鏈條的限制，不同地 區(qū)的主減速器供應體系之間的供應鏈互相不交叉。三是主減速器供應以外資或合資 企業(yè)為主，本土企業(yè)的專業(yè)化水平不高，產(chǎn)品技術含量低。 國外汽車主減速器行業(yè)現(xiàn)狀：一是零部件市場投資集中，易于形成較大經(jīng)濟規(guī) 模，生產(chǎn)成本降低，利于實現(xiàn)通用化共享平臺；二是主減速器企業(yè)產(chǎn)品研發(fā)投入力 度大，便于技術水平提升，形成與主機廠的同步開發(fā)能力；三是這種現(xiàn)象導致其他 國家主減速器企業(yè)跨地區(qū)、跨集團的資產(chǎn)重組難以實現(xiàn)上規(guī)模、上水平的目標，其 后果是其產(chǎn)品的技術水平、生產(chǎn)成本、產(chǎn)品質量以及營銷服務網(wǎng)絡等與跨國公司的 差距進一步拉大。 由于新的競爭環(huán)境的形成，以歐美日為代表的全球性汽車產(chǎn)業(yè)鏈正在逐步構成 一個新型的汽車工業(yè)零整關系，我們可以清楚地看到世界汽車零部件企業(yè)正紛紛從 整車企業(yè)中獨立出來， 這極大地改變了原有汽車產(chǎn)業(yè)的垂直一體化分工協(xié)作模式， 零部件企業(yè)與整車企業(yè)形成了對等合作、戰(zhàn)略伙伴的互動協(xié)作關系。根據(jù) Wards AutoWorld 的最新調研表明，日本汽車業(yè)在近幾年來通過建立起一種以追求團隊精神 和協(xié)調意識，運用戰(zhàn)略聯(lián)盟或外包的形式，加強與供應商和承銷商之間合作的新型 零整體系顯得尤為富有成效。經(jīng)由細致的功能與成本比較，研究自身優(yōu)勢所在，或 有可能建立起的競爭優(yōu)勢，并集中力量發(fā)展這種優(yōu)勢；同時，從維護企業(yè)品牌角度 研究企業(yè)的核心環(huán)節(jié)，保留并增強這些環(huán)節(jié)上的能力，把不具有優(yōu)勢的或非核心的 一些環(huán)節(jié)分離出去，同時不斷尋求能與之達到協(xié)同的合作伙伴，共同完成價值鏈的 全過程。日本企業(yè)的做法，擺脫了“縱向一體化” 的負面影響，將資源得以外延，借 助零部件企業(yè)的資源達到快速響應市場的目的，于是出現(xiàn)了這一新型的“橫向一體化” 模式。 發(fā)展趨勢：世界汽車工業(yè)的全球化重組和我國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，使汽車主 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 減速器產(chǎn)業(yè)處于快速變化的環(huán)境中，我國汽車主減速器企業(yè)在發(fā)展戰(zhàn)略的制定和實 施過程中，還會不斷出現(xiàn)新的問題，對已有問題的認識也在不斷深化。這就要求我 們與時俱進，開拓思想，不斷提高對問題的認識，及時調整對策措施，從容應對， 使企業(yè)穩(wěn)步健康發(fā)展。 當今世界各國齒輪和齒輪減速器向著六高、二低、二化方向發(fā)展的總趨勢，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；標準化和多樣化。由于計算機技術、信息技術和自動化技術的廣泛應用，齒 輪減速器的發(fā)展將躍上新的臺階，從經(jīng)濟指標、產(chǎn)業(yè)鏈、宏觀政策等多個角度刻畫 汽車主減速器發(fā)展變化，洞察行業(yè)發(fā)展動向，精確把握發(fā)展規(guī)律，可見中國本土汽 車主減速器存在巨大發(fā)展空間。因此，此題目的設計尤為重要。 1.2 本設計的目的和意義 隨著加入 WTO 以來我國汽車市場的進一步開放，跨國汽車集團及零部件供應 商紛紛調整了在華戰(zhàn)略，將過去相對獨立的“中國戰(zhàn)略” 轉變?yōu)榉掀溟L遠利益和整 體利益的“全球戰(zhàn)略 ”，中國市場逐步成為其 “全球戰(zhàn)略”的重要組成部分，它們對中國 市場的投資會進一步加大?？梢灶A見，跨國汽車集團及核心零部件供應商對我國汽 車產(chǎn)業(yè)的控制力會進一步增強。 主減速器是驅動橋的重要組成部分，其性能的好壞直接影響到車輛的動力性、 經(jīng)濟性。目前,國內減速器行業(yè)重點骨干企業(yè)的產(chǎn)品品種、規(guī)格及參數(shù)覆蓋范圍近幾 年都在不斷擴展，產(chǎn)品質量已達到國外先進工業(yè)國家同類產(chǎn)品水平，完全可承擔起 為我國汽車行業(yè)提供傳動裝置配套的重任，部分產(chǎn)品還出口至歐美及東南亞地區(qū)。 由于計算機技術、信息技術和自動化技術的廣泛應用，主減速器將有更進一步的發(fā) 展。對主減速器的研究能極大地促進我國的汽車工業(yè)的發(fā)展。 1.3 本次設計的主要內容 本設計的目標是設計一種輕型商用車的主減速器，本設計主要研究的內容有： 主減速器的齒輪類型、主減速器的減速形式、主減速器主動齒輪和從動錐齒輪的支 承形式、主減速比的確定、主減速器計算載荷的確定、主減速器基本參數(shù)的選擇、 主減速器齒輪的材料及熱處理、主減速器軸承的計算、對稱式圓錐行星齒輪差速器 的差速原理、對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構、對稱式圓錐行星齒輪差速器的設 計、全浮式半軸計算載荷的確定、全浮式半軸的直徑的選擇、全浮式半軸的強度計 算、半軸花鍵的強度計算。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 第 2 章 主減速器的設計 根據(jù)輕型載貨汽車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉彎半徑、車輛 重量、滿載重量以及最高車速、發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)， 選擇適當?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結合汽車設計、汽車理論、汽車構造、機 械設計等相關知識，計算出相關的主減速器參數(shù)并論證設計的合理性。 2.1 主減速器的結構型式的選擇 主減速器的結構型式，主要是根據(jù)其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方 法以及減速型式的不同而異。 2.1.1 主減速器的減速型式 主減速器的減速型式分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫 通、主減速及輪邊減速等。 (1)單級主減速器 如圖2.1所示為單級主減速器。由于單級主減速器具有結構簡單、質量小、尺寸 緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點，廣泛用在主減速比i7.6的各種中、小型汽車上。單級 主減速器都是采用一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪，也有采用蝸輪傳動的。 圖 2.1 單極主減速器 圖 2.2 雙級主減速器 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 (2)雙級減速 如圖 2.2 所示為雙級主減速器。由兩級齒輪減速器組成，結構復雜、質量加大， 制造成本也顯著增加，因此僅用于主減速比較大(7.60 時可取 =2.0；0pf0k 汽車滿載時的總質量在此取 5455 ；amgK 該汽車的驅動橋數(shù)目在此取 1；n 傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取 0.9。T 根據(jù)以上參數(shù)可以由(2.3）得： = =6211ce304.51.09mN （2）按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 csT LBrcs iGT/2 （2.4） 式中： 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，在此取 32550N，2G 此 數(shù)據(jù)參考同類車型； 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，可以 取 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 =0.85；對越野汽車取 =1.0；對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取 =1.25； 在此取 =0.85； 車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為 7.50-16，則有其滾動半徑r 為 0.394m； ， 分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動LBi 效率和傳動比， 取 0.9，由于沒有輪邊減速器 取 1.0。LBi 所以由公式（2.4）得: = =12112LBrcs iGT/23250.83941mN （3）按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 cfT 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)的轉矩根據(jù)所謂 的平均牽引力的值來確定： () NaTrcf RHPLBffmin （2.5） 式中： 汽車滿載時的總重量，在此取 54550N;aG 所牽引的掛車滿載時總重量，N，但僅用于牽引車的計算；T 道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取 0.0150.020；在此取Rf 0.018； 汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車可取 0.05Hf 0.09 在此取 0.07； 汽車的性能系數(shù)在此取 0；pf ， 分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動LBi 效 率和傳動比， 取 0.9，由于沒有輪邊減速器 取 1.0；LB LBi 該汽車的驅動橋數(shù)目在此取 1；n 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為 7.50-16，則有其滾動半徑r 為 0.394m。 所以由式（2.5）得： )(PHRLBrTacf ffniG = =2101.5540.39.180.7mN 2.2.3 主減速器基本參數(shù)的選擇 （1）主、從動錐齒輪齒數(shù) 和1z2 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素： 為了磨合均勻， ， 之間應避免有公約數(shù)；1z2 為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應不 小于 40； 為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車 一般不小于 6；1z 主傳動比 較大時， 盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙；0i1z 對于不同的主傳動比， 和 應有適宜的搭配。2 （2）從動錐齒輪大端分度圓直徑 和端面模數(shù)Dm 對于單級主減速器，增大尺寸 會影響驅動橋殼的離地間隙，減小 又會影2 2D 響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即2D （2.6）322cDTK 式中： 直徑系數(shù)，一般取 13.016.0；2DK 從動錐齒輪的計算轉矩， ，為 和 中的較小者取其值為 6221cTmNcesT ；mN 由式（2.6）得： =（13.016.0） =（239.09294.27） ；23621 初選 =260 則齒輪端面模數(shù) = / =260/35=7.43Dmm2Dzm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 = =35 7.43=260.052Dmzm （3）主，從動齒輪齒面寬 的選擇F 齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變 窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加 大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、 熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端會引起輪齒小端過早損壞和疲 勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性 和輪齒的強度會降低。 另外,由于雙曲面齒輪的幾何特性,雙曲面小齒輪齒面寬比大齒輪齒面寬要大。 一般取大齒輪齒面寬 =0.155 =0.155 260.05=38.09mm，小齒輪齒面寬cF2d =1.1 =1.1 38.09=41.90mmzFc （4）小齒輪偏移距及偏移方向的選擇 載貨汽車主減速器的 E 值，不應超過從從動齒輪節(jié)錐距的 20%（或取 E 值為 d 的 10%12%，且一般不超過 12%） 。傳動比愈大則 E 值也應愈大，大傳動比的雙曲面 齒輪傳動，偏移距 E 可達從動齒輪節(jié)圓直徑 的 2030。但當 E 大干 的 202d2 時，應檢查是否存在根切。 E=(0.10.12) =(0.1 0.12) 260.05=26.0131.20mm2d 初選 E=30mm 雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種，如圖 2.7 所示：由從動齒輪的 錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側，這時如果主動齒輪在從動齒輪中心線上 方時，則為上偏移，在下方時則為下偏移。其中 a、b 是下偏移，c、d 是上偏移。雙 曲面齒輪的偏移方向與其輪齒的螺旋方向間有一定的關系：下偏移時主動齒輪的螺 旋方向為左旋，從動齒輪為右旋；上偏移時主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋。本 減速器采用下偏移。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 （a） （b） （c） （d） 圖 2.7 雙曲面齒輪的偏移方式 （5）螺旋角 的選擇 雙曲面齒輪螺旋角是沿節(jié)錐齒線變化的，輪齒大端的螺旋角 最大，輪齒小端0 螺旋角 最小，齒面寬中點處的螺旋角 稱為齒輪中點螺旋角。螺旋錐齒輪中點處i m 的螺旋角是相等的。二對于雙曲面齒輪傳動，由于主動齒輪相對于從動齒輪有了偏 移距，使主動齒輪和從動齒輪中點處的螺旋角不相等。且主動齒輪的螺旋角大，從 動齒輪的螺旋角小。 選時應考慮它對齒面重合度 ，輪齒強度和軸向力大小的影響， 越大，則f 也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，fm 應不小于 1.25，在 1.52.0 時效果最好，但 過大，會導致軸向力增大。f 汽車主減速器雙曲面齒輪大小齒輪中點處的平均螺旋角 多為 3540。 主動齒輪中點處的螺旋角可按下式初選: = + + z2521z902Ed （2.7） 式中： 主動輪中點處的螺旋角，mm；z ， 主、從動輪齒數(shù)；分別為 8，35；12 雙曲面齒輪偏移距, 30mm；E 從動輪節(jié)圓直徑，260.05mm；2d 由式（2.7）得: 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 = + + =45.84z25389026.5 從動齒輪中點螺旋角 可按下式初選 :c23sin0.260.58.9EdF 雙曲面齒輪傳動偏移角的近似值； 雙曲面從動齒輪齒面寬為 38.09mm；1.6 = - =45.84- =34.23cz1. 、 從動齒輪和主動齒輪中點處的螺旋角。z 平均螺旋角 = = =40.04。+ 2zc45.83.2 （6）螺旋方向的選擇 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。如圖 2.8 所示，螺旋方向與雙曲面齒輪 的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的 軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損 壞。所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋， 從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 圖 2.8 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力 （7）法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸 小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降， 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 2230或 20的平均壓力角，在此選用 20的平均壓力角。 2.2.4 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算 （1）大齒輪齒頂角 與齒根角22 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 圖 2.9 收縮齒兩種形式 標準收縮齒（a）和雙重收縮齒(b)各有其優(yōu)缺點，采用哪種收縮齒應按具體情 況而定。雙重收縮齒的優(yōu)點在于能提高小齒輪粗切工序的效率。雙重收縮齒的輪齒 參數(shù)，其大、小齒輪根錐角的選定是考慮到用一把使用上最大的刀頂距的粗切刀， 切出沿齒面寬方向正確的齒厚收縮來。當大齒輪直徑大于刀盤半徑時采用這種方法 是最好的，不是這種情況而要采用雙重收縮齒，齒高的急劇收縮將使小端的齒輪又 短又粗。標準收縮齒在齒高方向的收縮好，但可能使齒厚收縮過多，結果造成小齒 輪粗切刀的刀頂距太小。這種情況可用傾錐根母線收縮齒的方法或仔細選用刀盤半 徑加以改善，即當雙重收縮齒會使齒高方向收縮過多，而標準收縮齒會使齒厚收縮 過多時，可采用傾錐根母線收縮齒作為兩者之間的這種。 大齒輪齒頂角 和齒根角 為了得到良好的收縮齒,應按下述計算選擇應采用采22 用雙重收縮齒還是傾錐根母線收縮齒。 用標準收縮齒公式來計算 及2 22384mhA （2.8） 22348mh （2.9） 2mgahK （2.10） 21.50.gm （2.11） 2cosgmKRhz （2.12） 22sin.0cimdF （2.13） 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 122arcot.i z （2.14） 2sinmRA （2.15） 221arctz （2.16） 由（2.12）與（2.13）聯(lián)立可得: 122sinarcot.0mzdFR （2.17） 12 22(sinarcot.)s0gmzKdFh （2.18） 12 22 2(sinarcot.)s .0amzdFh （2.19） 2(1.5)magmKh （2.20） 222 1cos348inrctaazz （2.21） 式中： , 小齒輪和大齒輪的齒數(shù)；1z2 大齒輪的最大分度圓直徑,已算出為 260.05mm；d 大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑；2mR 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 在節(jié)錐平面內大齒輪齒面寬中點錐距 mm；mA 大齒輪齒面寬中點處的齒工作高；gh 大齒輪齒頂高系數(shù)取 0.15；aK 大齒輪齒寬中點處的齒頂高；2m 大齒輪齒寬中點處的齒跟高；h 大齒輪齒面寬中點處的螺旋角；2 大齒輪的節(jié)錐角； 齒深系數(shù)取 3.7；K 從動齒輪齒面寬。cF 所以： 2 860.538.9sinarcot(1.2)351.60mR.7.sirt(.)cos34.29.76235gmh 2 80.15360.8.9sinarct(1.)cs.35 1.4m 29.7(.15).7h860.38.sinarcot(.2)3514.0 mA 43.82 0.732.74.41sirtan58122 22 sircot.cos381.0.5.0nzdFKz 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 122 22 sinarcot.cos3481.50.15.0zdFKz 826.538.9sinarcot1.7cos34. 35348150.10 29. 計算標準收縮齒齒頂角與齒根角之和。 243.829.536.7s DRRsT （2.22） 22tanicos1056mdDrz （2.23） 22sincomR （2.24） 10.6RTz （2.25）由式（2.19）與（2.23）聯(lián)立可得: 2221sinitancos1056(0.6)dRrTzz （2.26） 刀盤名義半徑,按表選取為 114.30mmdr 輪齒收縮系數(shù)RTsin7.12sin7.12tan34.2co34c301056 (0.81.6).5tR 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 0.5 當 為正數(shù)時 , 為傾根錐母線收縮齒，應按傾根錐母線收縮齒重新計算RTs 及 。2 按傾根錐母線收縮齒重新計算大齒輪齒頂角 及齒跟角 。 22 22TR （2.27） 2aTRK （2.28） TRS （2.29） 10.2.6Rz （2.30） 由式（2.27）與（2.28）聯(lián)立可得: 21(0.2.6)aSKz （2.31） 212(.)Sz （2.32） 大齒輪齒頂高系數(shù)取 0.15aK 傾根錐母線收縮齒齒根角齒頂角之和TR20.1536.7(0.281.6)7.21.(8)38046 （2）大齒輪齒頂高 2h （2.33）202()sinmA 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 21 20.5sindA （2.34） 大齒輪節(jié)錐距0 由式（2.33） ， （2.34）得：0.526.13.8sin7A21.4(.45)sin1.2.7h （3）大齒輪齒跟高 2h 20()simA （2.35） 大齒輪齒寬中點處齒跟高2h 由式（2.35）得：29.76(13.84.5)sin6.341.8 （4）徑向間隙 0.5.0.97.05gmCh （5）大齒輪齒全高 221.8413. （6）大齒輪齒工作高 23.05.ghC （7）大齒輪的面錐角 0227.1.2 （8）大齒輪的根錐角 22.6.3470.8R （9）大齒輪外圓直徑 202cos1.cos.26.520.84.55hdd （10）小齒輪面錐角 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 22 012sincoscos70.8cs1.60.32R8. （11）小齒輪的根錐角 102sincoscos78.24cs1.60.2R.5 （12）小齒輪的齒頂高和齒根高 齒頂高: 11.5 .72ghCm 齒根高； 113.0.26 表 2.2 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸參數(shù)表 序 號 項 目 符號 數(shù)值 1 主動齒輪齒數(shù) 1z8 2 從動齒輪齒數(shù) 235 3 端面模數(shù) m7.5 4 主動齒輪齒面寬 ZF41.90 mm 5 從動齒輪齒面寬 C38.09 mm 6 主動齒輪節(jié)圓直徑 1d60.00 mm 7 從動齒輪節(jié)圓直徑 2262.5mm 8 主動齒輪節(jié)錐角 112.88 9 從動齒輪節(jié)錐角 277.12 10 節(jié)錐距 0A133.31mm 11 偏移距 E30mm 12 主動齒輪中點螺旋角 145.84 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 23 13 從動齒輪中點螺旋角 234.23 14 平均螺旋角 40.04 15 刀盤名義半徑 dr114.30mm 16 從動齒輪齒頂角 21.12 17 從動齒輪齒根角 6.34 18 主動齒輪齒頂高 1h5.75mm 19 從動齒輪齒頂高 2 1.77 mm 20 主動齒輪齒根高 1 7.26mm 21 從動齒輪齒根高 2h11.84mm 22 螺旋角 35 23 徑向間隙 C1.51mm 24 從動齒輪的齒工作高 gh11.5mm 25 主動齒輪的面錐角 0118.81 26 從動齒輪的面錐角 278.24 27 主動齒輪的根錐角 1R11.52 28 從動齒輪的根錐角 270.78 29 最小齒側間隙允許值 minB0.175mm 2.2.5 主減速器雙曲面齒輪的強度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠 的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞 形式及其影響因素。 1、齒輪的損壞形式及壽命 齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 它們的主要特點及影響因素分述如下： （1）輪齒折斷 主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數(shù)從齒根開 始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。 疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的彎曲應力。 如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產(chǎn)生初始的裂紋。隨 著載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開 始出現(xiàn)裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦， 形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故 為粗糙的新斷面。 過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性 的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次 性突然折斷。此外，由于裝配的齒側間隙調節(jié)不當、安裝剛度不足、安裝位置不對 等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時，往往會使一 端（經(jīng)常是大端）沿斜向產(chǎn)生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新 斷面。 為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當?shù)哪?shù)、壓力角、 齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質量等。齒根圓角盡可能加大， 根部及齒面要光潔。 （2）齒面的點蝕及剝落 齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的 70% 以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。 點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。由于接觸區(qū)產(chǎn)生 很大的表面接觸應力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內開始， 形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現(xiàn)象就稱為點蝕。 一般首先產(chǎn)生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至會 逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。 減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增 大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的范圍內適當加大齒 面寬也是一種辦法。 齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點 蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 25 度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒 輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮 也將從齒輪心部剝落下來。 （3）齒面膠合 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞 形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造 成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。它多出現(xiàn)在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂 直方向產(chǎn)生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減 小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤滑條件等。 （4）齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內的正常 磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未 清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。汽車主減 速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行 清洗是防止不正常磨損的有效方法。 汽車驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒 根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為 20 萬千米或以上時，其循 環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。 2、實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉 矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸 出轉矩 Tec 和最大附著轉矩 Tcs 并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來 驗算最大應力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。 主減速器雙曲面齒輪的強度計算 （1） 單位齒長上的圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位 齒長圓周力來估算，即 Nmm (2.36)2bPp 式中：P作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩 Temax 和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N； rG2 從動齒輪的齒面寬，在此取 38.09mm. 2b 按發(fā)動機最大轉矩計算時 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 26 Nmm 21 3max0bdiTpge （2.37） 式中： 發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取 300 ；maxeT N 變速器的傳動比在此取 4.3；gi 主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 59.43mm；1d 按式（2.36）得： Nmm 304.1505982p 在現(xiàn)代汽車的設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，單位齒長上的 圓周力有時提高許用數(shù)據(jù)的 20%25%。經(jīng)驗算以上數(shù)據(jù)在許用范圍內。 （2）輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為 N/ （2.38） JmzbKTvs20 3122m 式中： 該齒輪的計算轉矩， Nm, Nm;T3ce8cfT 超載系數(shù)；在此取 1.0;0 尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，sK 當 時， ，在此 0.8296.14.25ms47.325sK 載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時， 1.00mK 1.10 式式支承時取 1.101.25。支承剛度大時取最小值; 質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向vK 跳 動精度高時，可取 1.0; 計算齒輪的齒面寬 38.09mm;b 計算齒輪的齒數(shù) 8;z 端面模 7.5mm;m 計算彎曲應力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)） ，它綜合考慮了齒形系數(shù)、J 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 27 載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等 對彎曲應力計算的影響。參照圖 2.10 取 =0.28J 圖 2.10 計算用彎曲綜合系數(shù) J 按 Nm 計算疲勞彎曲應力8cfT 135 N/ 210 N/ 322104.091.74832m2 按 Nm 計算疲勞彎曲應力ce 479 N/ 700 N/ 3 2.1097422m 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。 (3) 輪齒的表面接觸強度計算 錐齒輪的齒面接觸應力為 N/ (2.39)bJKTdCvfmspj 301122 式中： 主動齒輪的計算轉矩；T 材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取 232.6 /mm;p 2 1N ， ， 見式(2.38)下的說明;0Kvm 尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗s 的 情況下，可取 1.0; 表面質量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質（如銑齒，磨齒等） ，fK 即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質（如鍍銅，磷化處理等） 。一般情況下，對于 制造精確的齒輪可取 1.0; 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 28 計算接觸應力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)） 。它綜合考慮了嚙合齒J 面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系 數(shù)的因素的影響，按圖 2.11 選取 =0.17。J 圖 2.11 接觸計算用綜合系數(shù) 按 計算：ceT =2027 2800N/ 323.60.94310.72105948j 2m2 按 計算：cfT =1109 1750N/ 323.60.9431.721059480j 22 2.2.6 主減速器齒輪的材料及熱處理 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，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輪根部彎曲折 斷、齒面疲勞點蝕（剝落） 、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對于驅動橋齒輪的材料 及熱處理應有以下要求： a.具有較高的疲勞彎曲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； b.輪齒心部應有適當?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 c.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)律易于 控制，以提高產(chǎn)品的質量、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率； d.選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 29 汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合 金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為 20CrMnTi 用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到 5864HRC，而心部硬度較低，當端面模數(shù) 8 時為 2945HRC 11。m 由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防 止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或 配對研磨）后均予與厚度 0.0050.0100.020mm 的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種 表面不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑 3。 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，可以進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后 摩擦系數(shù)可以顯著降低，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 5。 2.3 主減速器軸承的選擇 2.3.1 計算轉矩的確定 錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為 沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由 于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作 轉矩處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入 的當量轉矩 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:dT (2.40) 3133231max 010001 TRgiTgiTgiTgied ffff 式中： 發(fā)動機最大轉矩，在此取 300Nm；aeT ， 變速器在各擋的使用率，可參考表表 2.4 選?。?if2iiRf ， 變速器各擋的傳動比；gg ， 變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率。1Tf2TRf 經(jīng)計算 為 261d 主動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑 mm11sin59.431.0sin8.250.7mb 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 30 2.3.2 齒寬中點處的圓周力 Z N (2.41)F12mTd 式中： 作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩。T d1m該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑。 按(2.41)計算主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 Z = =10.38KNF26150.7 2.3.3 雙曲面齒輪所受的軸向力和徑向力 圖 2.12 主動錐齒輪齒面的受力圖 如圖 2.12，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針，F(xiàn) 為作T 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，F(xiàn) 分 解成兩個相互垂直的力 F 和 ，F(xiàn) 垂直于 OA 且位于OOA 所在的平面， 位于NfN fF 以 OA 為切線的節(jié)錐切平面內。 在此平面內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 ，F(xiàn) 與 之間的夾角為法向壓力sf Tf 角 ，這樣就有： cosT （2.42） s/taniFTN （2.43） tanicoTS （2.44） 于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力 A 和徑向力 R 分別為 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 31 111sincostansiicosZazNSFF （2.45） （2.46111csitacsinscosZNSrz ） 由式（2.45）可計算 10.80KN 10.38tan2si8.sin40.cos18.45azF 由式（2.46）可計算 =2.06KNrz.tco1.i. 2.3.4 主減速器軸承載荷的計算及軸承的選擇 軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時， 還應考慮徑向力所應起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑 向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的 齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計算出軸承的徑向載荷 7。 對于采用懸臂式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承載荷，如圖 2.13 所示。 圖 2.13 主減速器軸承的布置尺寸 (1)主動齒輪軸承的選擇 初選 a=65,b=40 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 32 軸承 A，B 的徑向載荷分別為 （2.47） 2 21ZrzazmArFabbFd 221azZrzBra （2.48） 已知 =10.80KN， =2.06KN，a=65mm,b=40mm, 所以由式（2.47）和（2.48）aZFRZF 得: 軸承 A 的徑向力 2 210.38654.065410.8516.83r KN 軸承 B 的徑向力 KN 2 210.384.0641.3850.7.6556rF 軸承 A，B 的徑向載荷分別為 KN.Aaz 0BF 對于軸承 A，承受軸向載荷和徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承，所承受的當量 動載荷 Q=XR+YA （2.49） 式中： Q當量動載荷 X徑向系數(shù) Y軸向系數(shù) 10.8643AeR 此時 X=0.4，Y=1.9 6 所以 Q=16.830.4+10.81.9=27.25 根據(jù)公式： (2.50)610tpfCLQ 式中: 為溫度系數(shù)，在此取 1.0;tf 為載荷系數(shù)，在此取 1.2p 壽命指數(shù)，取 = 103 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 33 所以 = =2.70310 sL63 105972.188 假設汽車行駛十萬公里大修，對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的主 動錐齒輪軸承的計算轉速 為2n (2.51).6amrv 式中： 輪胎的滾動半徑為 390mmr n軸承計算轉速 汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取amv 3035 km/h，在此取 35km/h。 所以有上式可得 = =238.72 r/minn2.63509 所以軸承能工作的額定軸承壽命： h (2.52) 60Ln 式中: 軸承的計算轉速， r/min。n 由上式可得軸承 A 的使用壽命 71238.4.105r 代入公式(2.49)得 10376.4.102C C=97.86KN A 軸承選 32307 GB/T 297-94 6 對于軸承 B，承受徑向載荷和徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承，所承受的當量動載荷 Q=XR+YA Q當量動載荷 X徑向系數(shù) Y軸向系數(shù) 0AR Q=7.02KN 根據(jù)公式(2.49)得 10376.4.102C 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 34 C=25.66KN B 軸承選 30208 GB/T 297-94 6 （2）從動齒輪軸承的選擇 初選 c=75mm,d=85mm. KN21coscos34.20.81.5zF 從動齒輪軸向力 (2.53)222tansiicoscosa 從動齒輪中點螺旋角，其值為 34.23；2 從動齒輪根錐角，其值為 70.78。 KN 1.3tan20si7.8sin34.2cos70.82.31cos4aF 從動齒輪徑向力 222tcsisscrc 1.3tan0o7.8in34.si70.8o4 KN9.7 從動輪齒寬中點處分度圓直徑 mm22sin60.538.9sin70.825.4mDdF 對于軸承 C, 徑向力 (2.54) 22crcacmRcdFD KN 221.3859.7085.31.849.75RcF 軸向力 .AcaKN 當量動載荷 Q=XR=YA 2.310.594eR 其中 e=0.36 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 35 此時 X=1,Y=0, 所以 Q=9.42KN。 根據(jù)公式(2.49)得： 10376.4.10294C C=28.56KN 選取 30210 圓錐滾子軸承 6。 對于軸承 D, 徑向力 (2.55) 22crcacmRdFdFD KN 221.3759.075.31.846.7885RcF 軸向力 FAc=0 當量動載荷 Q=XR=YA 2.31094AeR e=0.36 此時 X=1,Y=0, 所以 Q=6.47KN。 根據(jù)公式(2.49)得 10376.4.1024C C=24.52KN 軸承 D 選取 30210 圓錐滾子軸承 6。 2.4 本章小結 本章介紹了單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及 輪邊減速等主減速器的減速形式，由于本車是輕型載貨汽車，通過對比決定采用單 級主減速器；然后對采用何種齒輪類型進行了討論，最后根據(jù)實際情況決定采用雙 曲面齒輪。以上問題解決后，對齒輪的具體參數(shù)進行了設計計算，并對其進行了校 核。校核合格以后，進行了軸承的選擇和校核。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 36 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 37 第 3 章 差速器設計 3.1 差速器結構形式的選擇 汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時間內所滾過的路程往往不等。例如，轉彎 時內、外兩側車輪行程顯然不同，即外側車輪滾過的距離大于內側的車輪；汽車在不 平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側車輪滾過的路程不等；即使在平直 路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影 響，也會引起左、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅動橋的 左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產(chǎn)生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。這 不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉向和操縱性能惡化。為 了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅動橋 兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。 差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉 動。差速器主要有以下幾種形式。 （1）對稱式圓錐行星齒輪差速器 圖 3.1 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 圖 3.1 所示，普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2 個半軸齒 輪，4 個行星齒輪(少數(shù)汽車采用 3 個行星齒輪，小型、微型汽車多采用 2 個行星齒 輪)，行星齒輪軸(不少裝 4 個行星齒輪的差逮器采用十字軸結構)，半軸齒輪及行星 齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可 靠等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上有些越野汽車也采 用