《重型汽車(chē)雙級(jí)主減速器設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《重型汽車(chē)雙級(jí)主減速器設(shè)計(jì)（40頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、中北大學(xué)2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 1 引言 1.1 概述 主減速器是汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋中的重要部件。驅(qū)動(dòng)橋主要包括主減速器總成、差速器、驅(qū)動(dòng)橋殼等。主減速器的功用是將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應(yīng)降低轉(zhuǎn)速，以及當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱向布置時(shí)還具有改變旋轉(zhuǎn)方向的作用。為滿足不同的使用要求，主減速器的結(jié)構(gòu)形式也是不同的。按參加減速傳動(dòng)的齒輪副數(shù)目分，有單級(jí)式主減速器和雙級(jí)式主減速器，在雙級(jí)式主減速器中，若第二級(jí)減速器齒輪有兩對(duì)，并分置于兩側(cè)車(chē)輪附近，實(shí)際上成為獨(dú)立部件，則稱為輪邊減速器。按主減速器傳動(dòng)比擋數(shù)分，有單速式減速器和雙速式減速器，前者的傳動(dòng)比是固定的，后者有兩個(gè)傳動(dòng)比供駕駛員選擇，以適應(yīng)不同行駛條件的需要。按

2、齒輪副結(jié)構(gòu)形式分，減速器有圓柱齒輪式、圓錐齒輪式和準(zhǔn)雙曲面齒輪式等。 1.2 主減速器發(fā)展趨勢(shì) 20世紀(jì)70－80年代，世界上減速器技術(shù)有了很大的發(fā)展，且與新技術(shù)革命的發(fā)展緊密結(jié)合。通用減速器的發(fā)展趨勢(shì)如下： ①高水平、高性能。圓柱齒輪普遍采用滲碳淬火、磨齒，承載能力提高4倍以上，體積小、重量輕、噪聲低、效率高、可靠性高。 ②積木式組合設(shè)計(jì)。基本參數(shù)采用優(yōu)先數(shù)，尺寸規(guī)格整齊，零件通用性和互換性強(qiáng)，系列容易擴(kuò)充和花樣翻新，利于組織批量生產(chǎn)和降低成本。 ③型式多樣化，變型設(shè)計(jì)多。擺脫了傳統(tǒng)的單一的底座安裝方式，增添了空心軸懸掛式、浮動(dòng)支承底座、電動(dòng)機(jī)與減速器一體式聯(lián)接，多方位安裝面

3、等不同型式，擴(kuò)大使用范圍。 促使減速器水平提高的主要因素有： ①理論知識(shí)的日趨完善，更接近實(shí)際（如齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法、修形技術(shù)、變形計(jì)算、優(yōu)化設(shè)計(jì)方法、齒根圓滑過(guò)渡、新結(jié)構(gòu)等）。 ②采用好的材料，普遍采用各種優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛件，材料和熱處理質(zhì)量控制水平提高。 ③結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)更合理。 ④加工精度提高到ISO5－6級(jí)。 ⑤軸承質(zhì)量和壽命提高。 ⑥潤(rùn)滑油質(zhì)量提高。 自20世紀(jì)60年代以來(lái)，我國(guó)先后制訂了JB1130－70《圓柱齒輪減速器》等一批通用減速器的標(biāo)淮，除主機(jī)廠自制配套使用外，還形成了一批減速器專業(yè)生產(chǎn)廠。目前，全國(guó)生產(chǎn)減速器的企業(yè)有數(shù)百家，年產(chǎn)通用減速器25萬(wàn)臺(tái)左右，

4、對(duì)發(fā)展我國(guó)的機(jī)械產(chǎn)品作出了貢獻(xiàn)。 20世紀(jì)60年代的減速器大多是參照蘇聯(lián)20世紀(jì)40－50年代的技術(shù)制造的，后來(lái)雖有所發(fā)展，但限于當(dāng)時(shí)的設(shè)計(jì)、工藝水平及裝備條件，其總體水平與國(guó)際水平有較大差距。 改革開(kāi)放以來(lái)，我國(guó)引進(jìn)一批先進(jìn)加工裝備，通過(guò)引進(jìn)、消化、吸收國(guó)外先進(jìn)技術(shù)和科研攻關(guān)，逐步掌握了各種高速和低。 速重載齒輪裝置的設(shè)計(jì)制造技術(shù)。材料和熱處理質(zhì)量及齒輪加工精度均有較大提高，通用圓柱齒輪的制造精度可從JB179－60的8－9級(jí)提高到GB10095－88的6級(jí)，高速齒輪的制造精度可穩(wěn)定在4－5級(jí)。部分減速器采用硬齒面后，體積和質(zhì)量明顯減小，承載能力、使用壽命、傳動(dòng)效率有了較大的提高，

5、對(duì)節(jié)能和提高主機(jī)的總體水平起到很大的作用。 我國(guó)自行設(shè)計(jì)制造的高速齒輪減（增）速器的功率已達(dá)42000kW ，齒輪圓周速度達(dá)150m/s以上。但是，我國(guó)大多數(shù)減速器的技術(shù)水平還不高，老產(chǎn)品不可能立即被取代，新老產(chǎn)品并存過(guò)渡會(huì)經(jīng)歷一段較長(zhǎng)的時(shí)間。 1.3 汽車(chē)主減速器的作用組成及分類 1.3.1 主減速器的作用 汽車(chē)正常行駛時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速通常在2000至3000r/min左右，如果將這么高的轉(zhuǎn)速只靠變速箱來(lái)降低下來(lái)，那么變速箱內(nèi)齒輪副的傳動(dòng)比則需很大，而齒輪副的傳動(dòng)比越大，兩齒輪的半徑比也就越大。換句話說(shuō)，也就是變速箱的尺寸也會(huì)越大。另外，轉(zhuǎn)速下降，而扭矩必然增加，也就加大了變速箱

6、與變速箱后一級(jí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)負(fù)荷。所以，在動(dòng)力向左右驅(qū)動(dòng)輪分流的差速器之前設(shè)置一個(gè)主減速器，可使主減速器前面的傳動(dòng)部件如變速箱、分動(dòng)器、萬(wàn)向傳動(dòng)裝置等傳遞的扭矩減小，也可使變速箱的尺寸質(zhì)量減小，并且使操縱省力。 所以說(shuō)主減速器是驅(qū)動(dòng)橋中重要的傳力部件，其基本功用是降低傳動(dòng)軸輸入的轉(zhuǎn)速，同時(shí)增大由傳動(dòng)軸或直接由變速器傳來(lái)的轉(zhuǎn)矩。達(dá)到減速增扭動(dòng)作用。還具有改變轉(zhuǎn)矩旋轉(zhuǎn)方向的作用。經(jīng)過(guò)減速以后，再將轉(zhuǎn)矩分配給左、右車(chē)輪，并使左右車(chē)輪能夠正常行駛。 1.3.2 主減速器的分類 主減速器的結(jié)構(gòu)形式也是不同的。按參加減速傳動(dòng)的齒輪副數(shù)目分，有單級(jí)式主減速器和雙級(jí)式主減速器，在雙級(jí)式主減速器中，

7、若第二級(jí)減速器齒輪有兩對(duì)，并分置于兩側(cè)車(chē)輪附近，實(shí)際上成為獨(dú)立部件，則稱為輪邊減速器。按主減速器傳動(dòng)比擋數(shù)分，有單速式減速器和雙速式減速器，前者的傳動(dòng)比是固定的，后者有兩個(gè)傳動(dòng)比供駕駛員選擇，以適應(yīng)不同行駛條件的需要。按齒輪副結(jié)構(gòu)形式分，減速器有圓柱齒輪式、圓錐齒輪式和準(zhǔn)雙曲面齒輪式等。 1.3.3 主減速器的組成 雙級(jí)主減速器由兩級(jí)齒輪組構(gòu)成。一般由螺旋錐齒輪和圓柱齒輪和若干齒輪軸及軸承組成。錐齒輪可以在減速增矩的同時(shí)改變傳動(dòng)的方向，在減速器中作用非常重要。近年來(lái)，以準(zhǔn)雙曲面齒輪為代表的錐齒輪廣泛用于中型、重型貨車(chē)上。這是因?yàn)闇?zhǔn)雙曲面齒輪與普通錐齒輪齒輪相比，不僅齒輪的工作平穩(wěn)性更好，輪

8、齒的彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度更高，還具有主動(dòng)齒輪的軸線可相對(duì)從動(dòng)齒輪軸線偏移的特點(diǎn)。當(dāng)主動(dòng)錐齒輪軸線向下偏移時(shí)，在保證一定離地間隙的情況下，可降低主動(dòng)錐齒輪和傳動(dòng)軸的位置，因而使車(chē)身和整個(gè)重心降低。這有利于提高汽車(chē)行駛穩(wěn)定性。在近些年來(lái)的汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋上，應(yīng)用最廣泛的主減速器錐齒輪是格里森制或奧利康制螺旋錐齒輪。因?yàn)槠渲鲃?dòng)與從動(dòng)齒輪的軸線不相交而呈90度角度夾角，這對(duì)于增強(qiáng)支撐剛度，保證齒輪的正確嚙合從而提高齒輪壽命有很大益處。雙級(jí)減速器中的圓柱齒輪一般選用斜齒圓柱齒輪。因?yàn)樾饼X輪可以抵消一部分因使用錐齒輪而產(chǎn)生的軸向力，且使傳動(dòng)工作過(guò)程更加平穩(wěn)。 1.4 國(guó)內(nèi)外發(fā)展動(dòng)態(tài) 隨著科技的發(fā)展，汽車(chē)主減

9、速器也有了長(zhǎng)足的進(jìn)步，汽車(chē)的主減速器已廣泛采用雙曲面齒輪。雙曲面齒輪有的也叫準(zhǔn)雙曲面齒輪，是螺旋錐齒輪的一種，一般的錐齒輪是齒輪軸線垂直相交，而準(zhǔn)雙曲面齒輪的軸線垂直不相交，有一定的偏置量。雙曲面齒輪傳動(dòng)主減速器主要有以下幾個(gè)方面的特點(diǎn)：同樣體積能夠?qū)崿F(xiàn)較大的傳動(dòng)比；小輪的螺旋角加大，因此提高了小輪的強(qiáng)度； 因?yàn)槠昧康拇嬖跁?huì)改變整個(gè)地盤(pán)的重心高度，所以一般采用下偏置來(lái)提高平穩(wěn)性。但是對(duì)于越野車(chē)來(lái)說(shuō)要采用上偏置來(lái)提高越野性能。 在制造工藝上，齒輪普遍采用滲碳淬火，磨齒，承載能力進(jìn)步4倍以上，使減速器體積小，重量輕，噪聲低，效率更高，可靠性更高。在設(shè)計(jì)上，與日益成熟的計(jì)算機(jī)設(shè)計(jì)相結(jié)合，可以更

10、快捷，更科學(xué)，更可靠。 總體來(lái)說(shuō)，車(chē)用減速器發(fā)展趨勢(shì)和特點(diǎn)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(dòng)效率，低噪聲、低成本，標(biāo)準(zhǔn)化、多樣化，計(jì)算機(jī)技術(shù)、信息技術(shù)、自動(dòng)化技術(shù)廣泛應(yīng)用。從發(fā)動(dòng)機(jī)的大馬力、低轉(zhuǎn)速的發(fā)展趨勢(shì)以及商用車(chē)的最高車(chē)速的提升來(lái)看，公路用車(chē)橋減速器應(yīng)該向小速比方向發(fā)展:在最大輸出扭矩相同時(shí)齒輪的使用壽命要求更高(齒輪疲勞壽命平均可達(dá)50萬(wàn)次以上);在額定軸荷相同時(shí)，車(chē)橋的超載能力更強(qiáng);主減速器齒輪使用壽命更長(zhǎng)、噪音更低、強(qiáng)度更大，潤(rùn)滑密封性能更好;整體剛性好，速比范圍寬。 1.5 該項(xiàng)目的研究意義與目的 本項(xiàng)目的題目是，EQ1

11、090貨車(chē)雙級(jí)主減速器設(shè)計(jì)，通過(guò)該項(xiàng)目，我們可以了解汽車(chē)的主要構(gòu)造，及各個(gè)構(gòu)件部件的作用，對(duì)本科期間的課程，有更好的消化。 2 雙級(jí)主減速器的選擇與設(shè)計(jì) 2．1 雙級(jí)主減速器的選擇 2.1.1 雙級(jí)主減速器的方案分析 主減速器是汽車(chē)傳動(dòng)系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動(dòng)齒數(shù)多的錐齒輪。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的汽車(chē)，其主減速器還利用錐齒輪傳動(dòng)以改變動(dòng)力方向。由于汽車(chē)在各種道路上行使時(shí)，其驅(qū)動(dòng)輪上要求必須具有一定的驅(qū)動(dòng)力矩和轉(zhuǎn)速，在動(dòng)力向左右驅(qū)動(dòng)輪分流的差速器之前設(shè)置一個(gè)主減速器后，便可使主減速器前面的傳動(dòng)部件如變速器、萬(wàn)向傳動(dòng)裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質(zhì)量

12、減小、操縱省力。 驅(qū)動(dòng)橋中主減速器設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下基本要求： a）所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車(chē)既有最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動(dòng)件工作平穩(wěn)，噪音小。 c）在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動(dòng)效率；與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與動(dòng)協(xié)調(diào)。 d）在保證足夠的強(qiáng)度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，以改善汽車(chē)平順性。 e）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。 按齒輪副結(jié)構(gòu)型式分，主減速器的齒輪傳動(dòng)主要有螺旋錐齒輪式傳動(dòng)、雙曲面齒輪式傳動(dòng)、圓柱齒輪式傳動(dòng)（又可分為軸線固定式齒輪傳動(dòng)和軸線旋轉(zhuǎn)式

13、齒輪傳動(dòng)即行星齒輪式傳動(dòng)）和蝸桿蝸輪式傳動(dòng)等形式。 對(duì)一些載質(zhì)量較大的載貨汽車(chē)和公共汽車(chē)，越野車(chē)來(lái)說(shuō)，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)特性和使用條件，要求主減速器具有較大的傳動(dòng)比，由一對(duì)錐形齒輪構(gòu)成的單級(jí)主減速器已不能保證足夠的離地間隙，這時(shí)則需要用兩對(duì)減速齒輪降速增矩的雙級(jí)主減速器。 2.1.2 雙級(jí)主減速器傳動(dòng)形式 整體式雙級(jí)主減速器主要有三種結(jié)構(gòu)方案： a）第一級(jí)螺旋齒輪或雙曲面齒輪、第二級(jí)圓柱齒輪(圖2.1a) 圖2.1a 減速器結(jié)構(gòu)1 b)第一級(jí)行星齒輪、第二級(jí)螺旋或雙曲面齒輪(圖2.1b)

14、 圖2.1b 減速器結(jié)構(gòu)2 c）第一級(jí)圓柱、第二級(jí)螺旋或雙曲面齒輪(圖2.1c) 圖2.1c 減速器結(jié)構(gòu)3 2.1.3 雙級(jí)主減速器布置形式 a）縱向水平布置：使總成的垂向輪廓尺寸減小，從而降低汽車(chē)的質(zhì)心高度，但使縱向尺寸增加，用在長(zhǎng)軸距汽車(chē)上可適當(dāng)減小傳動(dòng)軸長(zhǎng)度，但不利于短軸距汽車(chē)的總布置，會(huì)使傳動(dòng)軸過(guò)短，導(dǎo)致萬(wàn)向傳動(dòng)軸夾角加大(圖2.2a)。 圖2.2a 齒輪布置方案1 b）垂向布置：使驅(qū)動(dòng)橋縱向尺寸減小，可減小萬(wàn)向傳動(dòng)軸夾角，但由于主減速器殼固定在橋殼的上方，不僅使垂向輪廓尺寸增大，而且降低了橋殼剛度，不利

15、于齒輪工作。這種布置可便于貫通式驅(qū)動(dòng)橋的布置。（圖2.2b） 圖2.2b齒輪布置方案2 c）斜向布置：有利傳動(dòng)軸布置和提高橋殼剛度（圖2.2c） 圖2.2c 齒輪布置方案3 2.1.4 雙級(jí)主減速器的結(jié)構(gòu) 圖2.3所示的雙級(jí)主減速器仿真圖。第一級(jí)為錐齒輪傳動(dòng)，第二級(jí)為圓柱斜齒輪傳動(dòng)。第一級(jí)從動(dòng)錐齒輪16加熱后套在中間軸14的凸緣上并用鉚釘鉚緊。第二級(jí)主動(dòng)圓柱齒輪與中間軸制成一體。中間軸兩端通過(guò)錐形軸承支承在主減速器殼上，由于其右端靠近從動(dòng)錐齒輪受力大，故該端的軸承大于左端的軸承。圓柱從動(dòng)齒輪夾在兩半差速器殼之間，用螺栓與差速器殼緊固在一起。 圖2.3雙級(jí)主減速器仿真圖

16、 1-第二級(jí)從動(dòng)齒輪；2-差速器殼；3-調(diào)整螺母；4、15-軸承蓋；5-第二級(jí)主動(dòng)齒輪；6、7、8、13-調(diào)整墊片；9-第一級(jí)主動(dòng)錐齒輪軸；10-軸承座；11-第一級(jí)主動(dòng)錐齒輪；12-主減速器殼；14-中間軸；16-第一級(jí)從動(dòng)錐齒輪；17-后蓋 雙級(jí)主減速器主要有如下結(jié)構(gòu)特點(diǎn)： (1)第一級(jí)為圓錐齒輪傳動(dòng)，其調(diào)整裝置與單級(jí)主減速器類同。 (2)第二級(jí)為圓柱齒輪傳動(dòng)。圓柱齒輪多采用斜齒或人字齒，傳力干穩(wěn)。人字齒輪傳動(dòng)消除斜齒輪產(chǎn)生軸向力的缺點(diǎn)。 (3)由于雙級(jí)減速，減小了從動(dòng)錐齒輪的尺寸，其背面一般不需要止推裝置。 (4)主動(dòng)錐齒輪后方的空間小，常為懸臂式支承。 (5)因

17、有中間軸，故多了一套調(diào)整裝置。但第二級(jí)圓柱齒輪的軸向移動(dòng)只能調(diào)整齒的嚙合長(zhǎng)度，使嚙合副互相對(duì)正，不能調(diào)整嚙合印痕和間隙。 (6)雙級(jí)主減速器的減速比為兩對(duì)齒輪副減速比的乘積。設(shè)第一級(jí)的減速比為、第二級(jí)的減速比為，則雙級(jí)主減速器的總傳動(dòng)比＝.。主減速器也需要調(diào)整，調(diào)整方法參考東風(fēng)EQ1090E主減速器的調(diào)整，第一級(jí)主動(dòng)錐齒輪軸承預(yù)緊度用軸肩前面調(diào)整墊片8調(diào)整；軸向位置用調(diào)整墊片7移動(dòng)軸承座10來(lái)調(diào)整；中間軸軸承預(yù)緊度及從動(dòng)錐齒輪的軸向位置利用軸兩端軸承蓋處的墊片6和13調(diào)整；墊片厚度增減--調(diào)整預(yù)緊度；墊片等量地從一邊調(diào)到另一邊--調(diào)整從動(dòng)錐齒輪的軸向位置。 由于一般中重型載貨汽車(chē)和大

18、型客車(chē)，越野車(chē)需要較大的傳動(dòng)比，增大離地間隙，提高汽車(chē)通過(guò)性，所以本設(shè)計(jì)采用縱向水平布置的第一級(jí)螺旋齒輪、第二級(jí)圓柱齒輪的雙級(jí)主減速器。 2.2 雙級(jí)主減速器的設(shè)計(jì) 已知數(shù)據(jù)： EQ1090貨車(chē)； 自重4000Kg； 滿載質(zhì)量9000Kg； 最高車(chē)速100Km/h； 一檔傳動(dòng)比ig1=6.24； 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩Tmax=31Kgfm； 滾動(dòng)半徑r=0.5m。 2.2.1 傳動(dòng)比的分配 設(shè)一級(jí)減速齒輪的傳動(dòng)比為i1；二級(jí)減速齒輪的傳動(dòng)比為i2。根據(jù)汽車(chē)二級(jí)主減速器的傳動(dòng)比分配要求，有：i2/i1=1.

19、4~2.0 且i1i2=7.63 根據(jù)上述兩式可初選得：i12.2 ; i23.4 2.2.2 一級(jí)減速即螺旋錐齒輪的設(shè)計(jì) 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)z11和z12、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D12和端面模數(shù)m、主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬b11和b12、中點(diǎn)螺旋角β、法向壓力角α等。 1．主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)z11和z12 選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素： 1)為了磨合均勻,z11、z12之間應(yīng)避免有公約數(shù)； 2)為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40； 3)為了嚙合平穩(wěn)、噪

20、聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度，對(duì)于貨車(chē)，z11一般不少于6； 4)當(dāng)主傳動(dòng)比i1較大時(shí)，盡量使z11取得小些，以便得到滿意的離地間隙； 5) z11和z12應(yīng)有適宜的搭配。 根據(jù)《汽車(chē)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》138頁(yè)表6-4、6-5：選一級(jí)減速齒輪的主動(dòng)齒輪齒數(shù)為Z11=11，從動(dòng)錐齒輪的齒數(shù)Z12=25； i1=25/11=2.2727。 則i2=7.63/2.2727=3.36 i2/i1=1.4772,符合要求。 2計(jì)算載荷的確定： a：按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tce =

21、 (2.1) 其中通過(guò)已知數(shù)據(jù)并查表可得： Temax=31Kgfm9.81=304Nm；Kd=1；=90%；K=1；i1=6.24；i0=2.2727；if=1；n=1。 Tce=3880N·m b:按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcs (2.2) 式中Tcs為計(jì)算轉(zhuǎn)矩N.m；G2為滿載狀況下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷N， m2′為汽車(chē)最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，由于是貨車(chē)，所以：m'2=1.1～1.2；φ為輪胎與路面間的附著系數(shù)

22、；rr為車(chē)輪滾動(dòng)半徑m；im為主減速器從動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)比；ηm為主減速器主動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)效率。根據(jù)已知數(shù)據(jù)，?。?0.85；im=3.36；m'2=1.1;r=0.5m; m=90%; G2=6300 Tcs=973.958 3按汽車(chē)日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcf Tcf = (2.3) Ga=9000*9.8=88200N;r=0.5;fr=0.016;fH=0.07;fi=0;im=3.36 =90%;n=1. Tcf=1254.1667 式中，Tcf為計(jì)算轉(zhuǎn)矩N.m；Ft為汽

23、車(chē)日常行駛平均牽引力N。 用式(2.1)和式(2.2)求得的計(jì)算轉(zhuǎn)矩是從動(dòng)錐齒輪的最大轉(zhuǎn)矩，不同于用式(2.3)求得的日常行駛平均轉(zhuǎn)矩。當(dāng)計(jì)算錐齒輪最大應(yīng)力時(shí)，計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc取前面兩種的較小值，即Tc=min[Tce,Tcs]；當(dāng)計(jì)算錐齒輪的疲勞壽命時(shí)，Tc取Tcf。 主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 式中，Tz為主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N.m）；io為主傳動(dòng)比；ηG為主、從動(dòng)錐齒輪間的傳動(dòng)效率。計(jì)算時(shí)，對(duì)于弧齒錐齒輪福，ηG取95%；對(duì)于雙曲面齒輪副，當(dāng)io>6時(shí)，ηG取85%，當(dāng)io<=6時(shí)，ηG取90%. Tc=973.958時(shí)，Tz=476.163 Tc=1254.1667時(shí)，

24、Tz=613.1555 2 .從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D12和端面模數(shù)m D12對(duì)驅(qū)動(dòng)橋殼尺寸有影響，D12大將影響橋殼的離地間隙；D12小則影響跨置式主動(dòng)齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 D12可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選 (2.4) 代入數(shù)值得D12=250 式中，D2為從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑（mm）；為直徑系數(shù)，一般為13.0～15.3；Tc為從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（）。Tc=min[Tce, Tcs](見(jiàn)本節(jié)計(jì)算載荷確定部分) 由下式計(jì)算

25、 （2.5） 式中，m為齒輪端面模數(shù)。 同時(shí)，還應(yīng)滿足 (2.6) 式中，Km為模數(shù)系數(shù)，取0.3～0.4。 計(jì)算并圓整，得ms=10。 3 主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬b1和b2 錐齒輪齒面過(guò)寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會(huì)導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過(guò)窄及刀尖圓角過(guò)小。這樣，不但減小了齒根圓半徑，加大了應(yīng)力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，在安裝時(shí)有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時(shí)載荷集中于輪齒小端，會(huì)引起輪齒小端過(guò)早損壞和疲勞損傷。另外，齒面

26、過(guò)寬也會(huì)引起裝配空間的減小。但是齒面過(guò)窄，輪齒表面的耐磨性會(huì)降低。 從動(dòng)錐齒輪齒面寬b2推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2<=0.3A2，而且b2應(yīng)滿足b2<=10 m，一般也推薦b2=0.155D2。對(duì)于螺旋錐齒輪，b1一般比b2大10%。 b2=40，所以主動(dòng)錐齒輪齒面寬b1=44 4.中點(diǎn)螺旋角β 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。 弧齒錐齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是相等的，雙曲面齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是不相等的，而且β1>β2,β1與β2之差稱為偏移角因擬采用螺旋錐齒輪故不考慮偏移角。 選擇β時(shí)，應(yīng)考慮它對(duì)齒面重合度εF、輪齒強(qiáng)度和軸

27、向力大小的影響。β越大，則εF也越大，同時(shí)嚙合的齒數(shù)越多，傳動(dòng)就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強(qiáng)度越高。一般εF應(yīng)不小于1.25，在1.5～2.0時(shí)效果最好。但是β過(guò)大，齒輪上所受的軸向力也會(huì)過(guò)大。汽車(chē)主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°～40°。轎車(chē)選用較大的β值以保證較大的εf，使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；貨車(chē)選用較小聲值以防止軸向力過(guò)大，通常取=35°。 5螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)齒輪的軸向

28、力離開(kāi)錐頂方向，這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離趨勢(shì)，防止輪齒卡死而損壞.為使其能與斜齒圓柱齒輪得到較好的配合，減少軸向及徑向力，故主動(dòng)輪左旋，從動(dòng)錐齒輪的旋向選右旋。 6法向壓力角。 法向壓力角大一些可以增加輪齒強(qiáng)度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對(duì)于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過(guò)小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對(duì)于輕負(fù)荷工作的齒輪一般采川小壓力角， 町使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪小低。對(duì)于弧齒錐齒輪，轎車(chē):α一般選用14°30′或16°；貨車(chē):α為20°；重型貨車(chē):α為22°30′。對(duì)于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側(cè)壓力角是相同的，但小齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是不等的，選取平均

29、壓力角時(shí)，轎車(chē)為19°或20°，貨車(chē)為20°或22°30′。因?yàn)镋Q1090為中型貨車(chē)，故可取其法向壓力角為20o。根據(jù)上述數(shù)據(jù)可得: 從動(dòng)錐齒輪：齒頂高5.3， 齒全高18.88 ， 齒側(cè)間隙0.35，理論齒厚12. 主動(dòng)錐齒輪：大端分度圓直徑110，旋向左旋，齒頂高11.65，齒全高18.88，齒側(cè)間隙0.35，理論弧齒厚19.4。 2.2.3主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 （1) 單位齒長(zhǎng)圓周力 主減速器錐齒輪的表面耐磨性長(zhǎng)用輪齒上的單位齒長(zhǎng)圓周力來(lái)估算 = (2.7)

30、 式中，F(xiàn)為作用在輪齒上的圓周力；b2為從動(dòng)齒輪的齒面寬。 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) 式中，ig為變速器傳動(dòng)比；D1為主動(dòng)錐齒輪中點(diǎn)分度圓直徑（mm）。帶入數(shù)值，得p=854.61。比較查表所得[p]=1429，可知符合要求。 按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)： 帶入數(shù)值得：p=1467.6。比較查表所得[p]=1429，但1.25[p]=1786，于是p小于1.25[p]，符合要求。 （2）輪齒彎曲強(qiáng)度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為 (2.8) 式中：σw—彎曲應(yīng)力，N /mm2；

31、 M —所討論的齒輪上的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N.m，對(duì)于從動(dòng)齒輪，M=11723.88 N.m和Mcf=2170.19N.m；對(duì)于主動(dòng)齒輪，M=1987.44和Mcf=367.89N.m； K0—超載系數(shù)，對(duì)于汽車(chē)K0=1； Ks—尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，當(dāng)ms≥1.6mm時(shí)，Ks =（ms /25.4）0.25=0.792121； Km—齒面載荷分配系數(shù)，對(duì)于懸臂式支承，Km =1.0～1.25，主動(dòng)齒輪，取1.2；對(duì)于騎馬式支承，Km =1.0～1.1，從動(dòng)齒輪取1.05; Kv—質(zhì)量系數(shù)，它與齒輪精度及齒輪分度圓上的切線速度對(duì)齒間載荷的影響

32、有關(guān)，接觸好，周節(jié)及同心度準(zhǔn)確時(shí)，取Kv =1； ms—端面模數(shù)，10mm； b—所討論的齒輪的齒面寬,主動(dòng)齒輪b=44mm；從動(dòng)齒輪b=40mm; Z—所討論的齒輪的齒數(shù),z1=11,z2=25 J—所討論的齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)，取J大齒輪J=0.206，小齒輪J=0.273； 上述按min[Tce,Tcs]計(jì)算的最大彎曲應(yīng)力符合要求；按Tcf計(jì)算的疲勞彎曲應(yīng)力210Mpa符合要求。所以，錐齒輪的設(shè)計(jì)可以滿足設(shè)計(jì)需要，可用。 （3）輪齒接觸強(qiáng)度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為 (2.9) 式中，σ

33、J為錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力(MPa)；D1為主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；b取b1和b2的較小值(mm)；J為齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)；ks、k0、km、kv等為系數(shù) K0—超載系數(shù)，對(duì)于汽車(chē)K0=1； Ks—尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，當(dāng)ms≥1.6mm時(shí)，Ks =（ms /25.4）0.25=0.792121； Km—齒面載荷分配系數(shù)，對(duì)于懸臂式支承，Km =1.0～1.25，主動(dòng)齒輪，取1.2；對(duì)于騎馬式支承，Km =1.0～1.1，從動(dòng)齒輪取1.05; KV—質(zhì)量系數(shù)，它與齒輪精度及齒輪分度圓上的切線速度對(duì)齒間載荷的影響有關(guān)，接觸好，

34、周節(jié)及同心度準(zhǔn)確時(shí)，取KV=1； 計(jì)算并查表得，Tc按min[Tce,Tcs]計(jì)算的最大接觸應(yīng)力1374.27Mpa不超過(guò)許用應(yīng)力[2800]，符合要求，按Tcf計(jì)算的疲勞接觸應(yīng)力1750Mpa，亦符合要求，主、從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的.所以錐齒輪符合要求。 錐齒輪的材料及處理方法 驅(qū)動(dòng)橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動(dòng)系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時(shí)間長(zhǎng)、變化多、有沖擊等特點(diǎn)。它是傳動(dòng)系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應(yīng)滿足如下要求： 1)具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。 2)輪齒芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖

35、擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 3)鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 4)選擇合金材料時(shí)，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車(chē)主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造， 主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV等。滲碳合金鋼的優(yōu)點(diǎn)是表面可得到含碳量較高的硬化層(一般碳的質(zhì)量分?jǐn)?shù)為0.8％～1．2％)，具有相當(dāng)高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性，故這類材料的彎曲強(qiáng)度、表面接觸強(qiáng)度和承受沖擊的能力均較好。由于較低的含碳量，

36、使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點(diǎn)是熱處理費(fèi)用高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時(shí)可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲透層與芯部的含碳量相差過(guò)多，便會(huì)引起表面硬化層剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在運(yùn)行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0．005～0．020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對(duì)齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理，可提高25％的齒輪壽命。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪，可進(jìn)行滲硫處理以提高耐磨性。滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低，即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。 精度等級(jí)：選取精度等級(jí)。因?yàn)橛帽砻娲慊?，齒輪的變形不大，不須磨削，初選其等級(jí)精度為

37、8級(jí)精度（GB10095-88）； 2.2.4斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì) 根據(jù)機(jī)械原理和機(jī)械設(shè)計(jì)的知識(shí)，由i2=3.36，且根據(jù)《齒輪書(shū)冊(cè)》中斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)方法及要求，初選二級(jí)斜齒圓柱齒輪組的主動(dòng)齒輪齒數(shù)Z21= 14，從動(dòng)齒輪齒數(shù)為Z22=47則i2=Z22/Z21=47/14=3.357143 則實(shí)際i2/i1=3.357143/2.2727=1.4772>1.4，且14與47沒(méi)有公約數(shù)，符合要求。 斜齒圓柱齒輪具體參數(shù)的確定： 選用推薦模數(shù)mn=6，取n=20o，因?yàn)榈耐扑]值一般為15o～20o，故初選=15。 齒頂高系數(shù)han*=1,頂隙系數(shù)cn*=0.25, 則分度圓直徑

38、d21=Z21mt=Z21mn/cos= 87.43 ，d22=Z22mt=293.5 齒距p=mn=18.84； 齒頂高h(yuǎn)a=han*mn=6； 齒根高 hf=cn*mn=7.5,齒全高h(yuǎn)=(han*+cn*)mn =13.5。 計(jì)算中心距 推薦值a=380，符合推薦值。 根據(jù)已初選數(shù)據(jù)可計(jì)算得： 從動(dòng)齒齒頂圓直徑da=d22+2ha=305.5 主動(dòng)齒齒頂圓直徑da=d21+2ha=99.43 主動(dòng)齒齒根圓直徑df=d-2hf=72 從動(dòng)齒齒根圓直徑df=d-2hf=278 齒寬的確定：b=dd,其中d為齒寬系數(shù)，d 為小齒輪分度圓直徑，根據(jù)已知

39、數(shù)據(jù)，查《機(jī)械手冊(cè)》可得： b1=0.85×87.43=74.32圓整為b1=75, 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式， b2=75-5=70 因?yàn)閺膭?dòng)錐齒輪旋向?yàn)橛倚?，為抵消部分軸向力，故主動(dòng)斜齒輪的旋向應(yīng)為左旋，從動(dòng)斜齒輪旋向應(yīng)為右旋。 2.2.5 圓柱齒輪的損壞形式及材料選擇 圓柱齒輪的損壞形式常見(jiàn)的有輪齒折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點(diǎn)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(qiáng)度不足而引起的過(guò)載折斷。折斷多數(shù)從齒根開(kāi)始，因?yàn)辇X根處齒輪的彎曲應(yīng)力最大。 為了防止輪齒折斷，應(yīng)使其具有足夠的彎曲強(qiáng)度，并選擇

40、適當(dāng)?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(zhì)量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。 （2）齒面的點(diǎn)蝕及剝落 齒面的疲勞點(diǎn)蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報(bào)廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強(qiáng)度不足而引起的。 （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(rùn)滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦?xí)r，因高溫、高壓而將金屬粘結(jié)在一起后又撕下來(lái)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(qiáng)度是按齒面接觸點(diǎn)的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤(rùn)滑條件

41、等。 （4）齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動(dòng)、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動(dòng)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(yīng)予避免。汽車(chē)主減速器及差速器齒輪在新車(chē)跑合期及長(zhǎng)期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤(rùn)滑油并進(jìn)行清洗是防止不正常磨損的有效方法。 （5）鑒于減速器的工作狀況，擬選用用低碳合金鋼，調(diào)質(zhì)后滲碳淬火，硬度HRC58~63。 2.2.6斜齒圓柱齒輪的強(qiáng)度校核： 斜齒齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算： （2.10） 查表Kc=8.0 K=

42、2.0 K=1.5 其中cos=cos15o=0.96593 =6 = =587.244Mpa （2.11） 符合彎曲強(qiáng)度要求。 輪齒接觸強(qiáng)度計(jì)算： （2.12） 式中，是輪齒的接觸應(yīng)力，MPa；F為齒面上的法向力；E為齒輪材料的彈性模量，E=2.1×105MPa，并且： (2.13) （2.14） （2.15） 帶入數(shù)據(jù)得= 1253.6 因

43、為其許用應(yīng)力的范圍（滲碳）是1300～1400，所以滲碳處理的齒輪符合接觸強(qiáng)度要求。 斜齒圓柱齒輪材料的選擇：由上面計(jì)算可知，采用滲碳合金鋼可滿足設(shè)計(jì)要求。 在選用鋼材及熱處理時(shí)，對(duì)切削加工性能及成本也要考慮，值得提出的是，對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)力噴丸處理后，齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。在同樣負(fù)荷條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高。 3 軸與軸承的設(shè)計(jì)選用 3.1 支撐方式選擇： 主減速器中必須保證主、從動(dòng)齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。 3.1

44、.1 錐齒輪的支撐方案 主動(dòng)錐齒輪可以采用懸臂式支撐結(jié)構(gòu)，懸臂式支承結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)是在錐齒輪大端一側(cè)采用較長(zhǎng)的軸頸，其上安裝兩個(gè)圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長(zhǎng)度a和增加兩支承間的距離凸b，以改善支承剛度，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開(kāi)錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應(yīng)大于2．5倍的懸臂長(zhǎng)度a，且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸a。為了方便拆裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。靠近齒輪的支承軸承有時(shí)也采用圓柱滾子軸承，這時(shí)另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸

45、承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長(zhǎng)度有關(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關(guān)。 主動(dòng)錐齒輪的另一種支撐方式是跨置式，跨置式支承結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負(fù)荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側(cè)軸頸上的兩個(gè)相對(duì)安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動(dòng)齒輪軸的長(zhǎng)度，使布置更緊湊，并可減小傳動(dòng)軸夾角，有利于整車(chē)布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導(dǎo)向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加工成本提高。另外，因主、從動(dòng)齒輪之間的空間很小，致使主動(dòng)齒輪的導(dǎo)向

46、軸承尺寸受到限制，有時(shí)甚至布置不下或使齒輪拆裝困難?？缰檬街С兄械膶?dǎo)向軸承都為圓柱滾子軸承，并且內(nèi)外圈可以分離或根本不帶內(nèi)圈。它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個(gè)軸承。 綜上所述，主動(dòng)圓錐齒輪的支撐方式為懸臂式軸承支撐。如圖3.1所示 圖3.1 錐齒輪軸軸承布置方案 從錐齒輪的支承，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關(guān)。從動(dòng)錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動(dòng)錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)肋以增強(qiáng)支承穩(wěn)定性，c十d應(yīng)不小于從動(dòng)

47、錐齒輪大端分度圓直徑的70％。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應(yīng)盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。 3.1.2 斜齒圓柱齒輪的支撐方案 圓柱齒輪軸上只有一個(gè)斜齒圓柱齒輪，且齒輪位置居中，故可采用一對(duì)軸承對(duì)稱布置于齒輪兩側(cè)的方案。 圖3.2：圓柱齒輪軸的軸承布置方案 3.2 軸的設(shè)計(jì)與校核 軸是組成機(jī)器的主要零件之一，一切作回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的零件都必須安裝在軸上才能進(jìn)行運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力的傳遞。因此軸的作用是支撐回轉(zhuǎn)件及傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是根據(jù)軸上零件的安裝、定位及軸的制造工藝等方面的要求，合理確定軸的結(jié)構(gòu)形式和尺寸。軸的結(jié)構(gòu)

48、設(shè)計(jì)不合理，會(huì)影響軸的工作能力和軸上零件工作的可靠性。 3.2.1 主動(dòng)錐齒輪軸的設(shè)計(jì)與校核 1.最小直徑的確定 此軸為花鍵軸，初選為 （3.1） K取4.0，Tm 變速器輸出的最大轉(zhuǎn)矩。則d=39， 因?yàn)橐惠S是花鍵軸，即花鍵的內(nèi)徑應(yīng)為39，于是花鍵軸外徑為D=47。 2.各軸段直徑的確定 軸段Ⅰ是安裝聯(lián)軸法蘭的，經(jīng)分析可知其是最小軸頸處，其與軸的聯(lián)接為花鍵連接，可取其直徑為D1=47；軸段Ⅱ是安裝圓錐滾子軸承的軸段，選擇軸承內(nèi)徑為d=50，軸徑就和軸承內(nèi)徑相等；軸段Ⅲ是過(guò)渡軸段，取為D3=45mm；軸Ⅳ是安裝安裝圓錐滾子軸承的軸

49、段，由于其承受的載荷較前一軸承大，所以選取軸承的內(nèi)徑為D=65mm。 3.初步選擇滾動(dòng)軸承 因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承?？紤]到各種因素，從軸承手冊(cè)上初步選擇軸承A為0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承，其軸承代號(hào)為32310，其尺寸為50*110*42.25；軸承B為2基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承，其代號(hào)為32313，其尺寸為65*140*51，這個(gè)軸承采用軸肩定位。 4.軸上零件的周向定位 軸Ⅰ和萬(wàn)向節(jié)的聯(lián)接采用法蘭凸緣聯(lián)接，法蘭與軸的鏈接采用花鍵聯(lián)接。首先計(jì)算花鍵的有效鏈接長(zhǎng)度，根據(jù)花鍵的校核公式 ，可得

50、 （3.2） 其中查得，，，，，。將數(shù)據(jù)代人上式可得 考慮到安裝等因素，取有效長(zhǎng)度為。 所以軸段Ⅰ的長(zhǎng)度取為。 5.確定軸上的圓角和倒角的尺寸： 取軸端倒角為。 6.作出彎扭合成圖并判斷危險(xiǎn)截面 1）.求支反力 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖及前面計(jì)算的到的齒輪載荷求出軸承的支反力有： 對(duì)于H面有： 由力的平衡和力矩平衡（對(duì)A點(diǎn)取矩）可得： 其中的值見(jiàn)表3-2，于是可求得：，；同理可得V面得支反力為：，，圖中的軸向反力為。 2）.根據(jù)支反力作出軸的彎矩圖和扭矩圖 支點(diǎn)

51、B處的彎矩最大為 ，，合成彎矩為 ，該軸的扭矩為，C點(diǎn)只受扭矩其值為。 作出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖3.1所示。 由圖可看出危險(xiǎn)截面為截面B和C。 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度.： 截面B的校核： 根據(jù)第三強(qiáng)度理論有 （3.3） 其中折合系數(shù)，抗彎截面模量，則 截面C的校核： 截面C只受扭矩作用，因此只校核其剪切應(yīng)力由第一強(qiáng)度理論有 （3.4） 7.軸的許用應(yīng)力計(jì)算 軸的材料是20CrMnTi，其抗拉強(qiáng)度為，屈服極限為，根據(jù)

52、彎曲疲勞極限的計(jì)算公式可得： 合成彎矩為： 圖3.1 軸Ⅰ的彎扭圖 取安全系數(shù)為，則，則剪切許用應(yīng)力為。由此可看出軸的校核通過(guò)，該軸安全。 3.2.2 從動(dòng)錐齒輪軸的設(shè)計(jì)校核 1.初步確定軸的最小直徑 由經(jīng)驗(yàn)公式可得 （3.5） 其中取，則有 取，由于主動(dòng)斜齒輪分度圓直徑為，由軸承手冊(cè)查到相應(yīng)軸的直徑最小為，因此軸Ⅱ應(yīng)當(dāng)做成齒輪軸。軸的材料和主動(dòng)斜齒輪材料相同為42CrMo。 2.各軸段直徑的確定： 軸段Ⅰ、Ⅴ是安裝圓錐滾子軸承的軸段，可取

53、其直徑為。軸段Ⅱ左邊是定位圓錐滾子軸承的軸肩，查軸承手冊(cè)可知其，可??；軸段Ⅳ取為;軸Ⅲ定位從動(dòng)錐齒輪的軸肩，其直徑取為。 3.初步選擇滾動(dòng)軸承 因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。其中軸承C左邊采用套筒定位?？紤]到各種因素，從軸承手冊(cè)上初步選擇軸承C、D為0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承，其軸承代號(hào)為32310，其尺寸為。 4.各個(gè)軸段的長(zhǎng)度確定 各個(gè)軸段的長(zhǎng)度確定除了考慮各自的要求外，還要考慮箱體的對(duì)稱性。 軸段Ⅰ是安裝圓錐滾子軸承的軸段，其長(zhǎng)度取決軸承的寬度，查表可知軸承的內(nèi)襯寬度為B=42.5mm,所以取其長(zhǎng)度略比軸承內(nèi)襯寬度小為40mm。軸段

54、Ⅱ是齒輪軸，為了差速器殼有安裝的空間齒輪左邊軸的長(zhǎng)度取為；取軸Ⅰ的中心線到圓錐滾子軸承D右邊的距離為，則齒輪右邊到軸Ⅰ的中心線的距離為；齒輪右邊要留出足夠的退刀曹，其長(zhǎng)度取為，所以軸段Ⅱ的長(zhǎng)度是；軸段Ⅲ是定位軸肩其寬度應(yīng)為20mm。段軸Ⅳ段是安裝定位套筒和從動(dòng)錐齒輪的軸段，取為20mm。 5.確定軸上的圓角和倒角的尺寸： 取軸端倒角為2*45°，各個(gè)軸肩處圓角半徑r=2。 6.作出彎扭合成圖并判斷危險(xiǎn)截面 1）.求支反力 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)，在確定支點(diǎn)位置時(shí)在軸承手冊(cè)中查取。因此作為簡(jiǎn)支梁的支承跨距如圖3.2所示為240，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖及前面計(jì)算的到的齒輪載荷求出軸承的支反力有： 對(duì)于

55、H面有： 由力的平衡和力矩平衡（對(duì)D點(diǎn)取矩）可得 （3.6） 其中的值見(jiàn)表3-2，于是可求得：，；同理可得V面得支反力為：，，圖中的軸向反力為。 2.）根據(jù)支反力作出軸的彎矩圖和扭矩圖 齒輪2、3處的彎矩最大分別為： ，； ，。 合成彎矩圖為： 圖3.2 合成彎矩圖 由圖上可知齒輪2、3所在截面是危險(xiǎn)截面 7.截面A的校核 根據(jù)第三強(qiáng)度理論有

56、 （3.7） 其中折合系數(shù)，抗彎截面模量， 則 8.截面B的校核 根據(jù)第三強(qiáng)度理論有： （3.8） 其中折合系數(shù)，抗彎截面模量，則 9.軸的許用應(yīng)力計(jì)算 軸的材料是42CrMo，其抗拉強(qiáng)度為，屈服極限為 ，根據(jù)彎曲疲勞極限的計(jì)算公式可得 取安全系數(shù)為，則，則剪切許用應(yīng)力為。由此可看出軸的校核通過(guò)，該軸安全。 3.3 軸承的選擇 滾動(dòng)軸承可以概括的分為向心軸承、推力軸承、向心推力軸承三類。因?yàn)辇X輪采用了螺旋錐齒輪和斜齒圓柱齒輪，故需采用向心推力軸承。由于主減速器的沖

57、擊載荷較大，且轉(zhuǎn)速較高，所以擬采用圓錐滾子軸承。參考《機(jī)械手冊(cè)》和 《汽車(chē)軸承手冊(cè)》，并結(jié)合上面計(jì)算出的軸的數(shù)據(jù)，采用以下軸承： 內(nèi)徑 外徑 寬度 型號(hào) 主動(dòng)圓錐齒輪前軸承 50 110 42.25 32310 主動(dòng)圓錐齒輪后軸承 65 140 48 32313 從動(dòng)圓錐齒輪軸承 50 110 42.25 32310 3.3.1主減速器軸承的壽命計(jì)算 1 軸承的載荷計(jì)算 1）.主減速器當(dāng)量載荷 當(dāng)量

58、載荷的求解： 實(shí)踐表明，軸承的主要損壞形式是疲勞損壞，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行 計(jì)算。作用在主減速器主動(dòng)齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式求得 （3.9） 式中—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， —變速器1、2、3、···、倒檔使用率其值可參考表 —變速器1、2、3、···、倒檔的傳動(dòng)比 —變速器處于1、2、3、···、倒檔時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩利用率 查表可得，，，，， ，，，，， 分配變速器格擋的傳動(dòng)比，去五檔傳動(dòng)比為，則 ，，，其中已知一檔傳動(dòng)比為，所以各檔的傳動(dòng)比取為，，，將數(shù)據(jù)代入上式可得 求齒輪上的力 a 錐齒輪副 主動(dòng)錐齒輪的周向力為 查表4

59、-1可得錐齒輪的軸向力、徑向力的計(jì)算公式為 b.斜齒圓柱齒輪副 主動(dòng)齒輪所傳遞的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩為 則可得其周向力為 軸向力為 徑向力為 表4.1主減速器齒輪上承受的當(dāng)量載荷 F 齒輪 齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4 8829.97 8829.97 16025.4 16025.4 7426.6 1044.5 5198.6 5198.6 1044.5 7426.6 6132.9 6132.9 c.軸承的軸向附加載荷 圖4.1 軸承A、B載荷計(jì)算圖 軸Ⅰ的軸向附加載為 軸Ⅱ的軸向附加載荷為

60、 2.軸承的軸向力和徑向力 軸承A、B的軸向力和徑向力 軸承的受力簡(jiǎn)圖如右圖所示，其中 ，， 軸承A的徑向力力可由下式算得 ， （3.10） 代入數(shù)據(jù)可得 軸承B的徑向力可由下式算得， （3.11） 代入數(shù)據(jù)可得 查軸承手冊(cè)可知，。故軸承A、B的派生軸向力為 ,,其方向如圖所示，由于 圖4.2 軸承C、D的計(jì)算簡(jiǎn)圖 所以軸承B被壓緊，即， 軸承C、D的軸向力和徑向力 軸承的受力簡(jiǎn)圖如右圖所示，其中 ，， ， 軸承C的徑向力力可由下式算得 ， （3.12） 代入數(shù)據(jù)可得

61、軸承D的徑向力力可由下式算得： ， （3.13） 代入數(shù)據(jù)可得 查軸承手冊(cè)可知，。故軸承C、D的派生軸向力為 ，, 由于。所以軸承D被壓緊，即,。 3）軸承E、F的軸向力和徑向力 軸承的受力簡(jiǎn)圖如右圖所示，其，，。 軸承E的徑向力力可由式4.2算得，代入數(shù)據(jù)可得： 軸承F的徑向力可由上式算得，代入數(shù)據(jù)可得： 查軸承手冊(cè)可知，。故軸承E、F的派生軸向力為 , 其方向如圖4.3示： 圖4.3 E、F軸承受力圖 所以軸承B被壓緊，即，。 .3.3.2 軸承的壽命計(jì)算 1.軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷由下式

62、算得 其中是載荷系數(shù)，取為，根據(jù)軸承型號(hào)查軸承手冊(cè)可得 A:代號(hào)30216，,,；B：代號(hào)32218，,，；C、D：代號(hào)30217，,，。于是可得軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為： 2.軸承的壽命 軸承的壽命可由下式算得： , （3.16） 式中是軸承轉(zhuǎn)速；是指數(shù)，對(duì)于滾子軸承。由于半軸正常的轉(zhuǎn)速可由下式求得 ，式中是汽車(chē)行駛的平均速度，對(duì)于中型貨車(chē)，取中間值為37.5km/h；是車(chē)輪的滾動(dòng)半徑，這里取車(chē)輪半徑為。則有： 軸承A、B的轉(zhuǎn)速為，軸承C、D的轉(zhuǎn)速為，則其壽命為 ； ； ； 。 4 其它零件及工藝

63、的設(shè)計(jì) 4.1 齒輪結(jié)構(gòu)形式的確定 主動(dòng)錐齒輪的小端分度圓直徑為d=55,所以該齒輪應(yīng)選用軸齒輪。軸的材料和主動(dòng)錐齒輪材料相同為20CrMnTi。 由于從動(dòng)圓柱斜齒輪中有差速器在其中，所以必須做成兩部分，組裝時(shí)由螺釘連接在一起，可參看裝配圖及從動(dòng)斜齒輪零件圖。 從動(dòng)錐齒輪的分度圓直徑為250mm，齒輪的厚度為38mm，若采用整體式齒輪，則會(huì)給鑄造帶來(lái)不便，且會(huì)影響齒輪的結(jié)構(gòu)性能。故采用聯(lián)接式齒輪，如零件圖從動(dòng)錐齒輪圖所示。 主動(dòng)斜齒圓柱齒輪，其分度圓直徑為87.43mm, 基圓直徑為72.43，計(jì)算得此軸的最小直徑為50mm，所以此齒輪做成軸齒輪形式。如零件圖主動(dòng)斜齒圓柱齒輪圖所示。

64、 4.2主動(dòng)錐齒輪花鍵的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)選用圓柱直齒30o漸開(kāi)線花鍵,參考《實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》,選取花鍵的長(zhǎng)度L=70,初選模數(shù)m=3,z=14;根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P109，假設(shè)載荷在鍵的工作面上均勻分布，各齒面上壓力的合力N作用在平均直徑dm處，即轉(zhuǎn)遞的轉(zhuǎn)矩T=ZN.dm/2.并引入系數(shù)φ來(lái)考慮實(shí)際載荷在各花鍵齒上分配的影響，則花鍵連接的強(qiáng)度條件為靜連接： σP=≤[σ]P （4.1） 式中 φ—載荷分配不均勻系數(shù)，取0.8; z—花鍵齒數(shù)，14; L—齒的工作長(zhǎng)度70m; h—花鍵齒側(cè)面的工作高度，漸開(kāi)線花鍵，a=30°

65、,h=m=3mm; dm—花鍵的平均直徑，漸開(kāi)線花鍵dm=mz=42mm; [σ]P—許用擠壓應(yīng)力,由P106表6-2查的[σ]P=45MPa; T—花鍵承受的轉(zhuǎn)矩,按驅(qū)動(dòng)輪打滑時(shí)主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩, T=Tz=1987.44N.m η為差速器傳遞效率,0.95 代入數(shù)據(jù)算得 σP=19.1 MPa. 所以，花鍵滿足連接強(qiáng)度要求。 4.3雙級(jí)主減速器的潤(rùn)滑 軸承的潤(rùn)滑 1.軸承的值計(jì)算 1）計(jì)算軸承的轉(zhuǎn)速 汽車(chē)車(chē)輪的最大角速度，則各軸的轉(zhuǎn)速為： 。 式中：—軸的轉(zhuǎn)速；—第i軸

66、到車(chē)輪間的傳動(dòng)比。 ， ， 。 2）軸承的值計(jì)算 由以上所算得的數(shù)據(jù)可得： 軸承A：； 軸承B：； 軸承C、D：； 軸承E、F：。 2.軸承潤(rùn)滑設(shè)計(jì) 1）潤(rùn)滑方式的選擇 軸承A、B選用油浴潤(rùn)滑的方式，軸承C、D也選用油浴潤(rùn)滑，潤(rùn)滑油的牌號(hào)為：GB 443——1989 L-AN15；軸承E、F選用脂潤(rùn)滑，潤(rùn)滑脂牌號(hào)為：GB 7324——1994 ZL-3。 2）潤(rùn)滑方法 在主減速器中，潤(rùn)滑油不能直接對(duì)軸承A、B、C、D進(jìn)行潤(rùn)滑，因此本文通過(guò)導(dǎo)油槽和集油槽來(lái)時(shí)相對(duì)上述齒輪的潤(rùn)滑，然后通過(guò)圓錐滾子軸承的泵油作用把油排到油池中。潤(rùn)滑路線是：錐齒輪旋轉(zhuǎn)時(shí)甩油→集油槽→導(dǎo)油槽→軸承A、B之間→回油孔→軸承C、D→箱體。 齒輪的潤(rùn)滑： 雙級(jí)主減速器的潤(rùn)滑一般是通過(guò)油浴潤(rùn)滑，油池在橋殼內(nèi)。潤(rùn)滑油的型號(hào)選為：GB 443——1989 L-AN15。由于從動(dòng)錐齒輪的分度圓直徑為，油浸沒(méi)齒寬的3/4，即；而從動(dòng)圓柱齒輪的分度圓直徑為，按要求潤(rùn)滑油的浸沒(méi)深度不得超過(guò)齒輪半徑徑的1/3，即。因此，可以算的油面的高度為（從從動(dòng)斜圓柱齒輪低處計(jì)）： ，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超出要求值。 因