重型卡車主減速器及差速器的設(shè)計(jì)（雙級(jí)主減速器）,重型,卡車,減速器,差速器,設(shè)計(jì),雙級(jí)主 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 摘 要 本設(shè)計(jì)是重型卡車主減速器及差速器的設(shè)計(jì)。主減速器設(shè)計(jì)時(shí)根據(jù)給定的基本參數(shù)計(jì)算出主減速比，根據(jù)計(jì)算得到的主減速比選取主減速器類型為雙級(jí)主減速器；與單級(jí)主減速器相比，在保證離地間隙相同時(shí)還得到很大的傳動(dòng)比，并且還擁有結(jié)構(gòu)緊湊，噪聲小，使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)。差速器根據(jù)主減速器的設(shè)計(jì)和以往的經(jīng)驗(yàn)借鑒選取為結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作性能平穩(wěn)、制造方便的對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器。本設(shè)計(jì)主要內(nèi)容包括：雙級(jí)主減速器和對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器各個(gè)零件參數(shù)的設(shè)計(jì)和校核過程。主減速器結(jié)構(gòu)的選擇、主、從動(dòng)錐齒輪的設(shè)計(jì)、軸承的校核；差速器結(jié)構(gòu)的選擇、行星齒輪、半軸齒輪的設(shè)計(jì)和校核。 關(guān)鍵詞：重型載貨汽車；雙級(jí)主減速器；差速器；齒輪；校核 ABSTRACT This design is designs a structure to the truck to be reasonable, work related reliable two-stage main gear box. This two-stage main gear box is composed of two level of gear reductions. Compares with the single stage main gear box, when the guarantee ground clearance is the same may obtain the very great velocity ratio, and also has the structure to be compact, the noise is small, service life long and so on merits. This article elaborated the two-stage main gear box each components parameter computation and the selection process, and through computation examination. The design mainly includes: Main gear box structure choice, host, driven bevel gear's design, bearing's examination. The main reducer in the transmission lines used to reduce vehicle speed, increased the torque , it is less dependent on the bevel of more gear drive of less bevel gear . Purchase of the longitudinal engine automobiles, the main bevel gear reducer also used to change the driving force for the direction of transmission. Key words: Truck；Two-stage Main Reduction Gear；compensating gear；Gear；Check II 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 概述 1 1.2 主減速器及差速器的結(jié)構(gòu)形勢(shì)分析 2 1.2.1 主減速器的減速形式與齒輪類型 2 1.2.2 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案 3 1.2.3 差速器的結(jié)構(gòu)形式 5 1.3 設(shè)計(jì)內(nèi)容 5 第2章 主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 6 2.1 主減速器傳動(dòng)比的計(jì)算 6 2.2 主減速齒輪計(jì)算載荷的確定 7 2.3 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 10 2.4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算 12 2.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 12 2.4.2 主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度校核 13 2.5二級(jí)圓柱齒輪模數(shù)的確定 15 2.6雙級(jí)主減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇 17 2.7齒輪的校核 18 2.8本章小結(jié) 19 第3章 軸承的選擇和校核 20 3.1主減速器齒輪上作用力的計(jì)算 20 3.2軸和軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算 22 3.3主減速器齒輪軸承的校核 23 3.4本章小結(jié) 26 第4章 軸的設(shè)計(jì) 27 4.1主動(dòng)圓錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 27 4.2 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 28 4.3主動(dòng)錐齒輪軸的校核 28 4.4中間軸的校核 30 4.5 本章小結(jié) 32 第5章 差速器的設(shè)計(jì) 33 5.1 差速器的結(jié)構(gòu)形式及選擇 33 5.2差速器齒輪基本參數(shù)選擇 33 5.3差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算 36 5.4本章小結(jié) 36 結(jié)論 37 致謝 38 參考文獻(xiàn) 39 附錄 40 第1章 緒 論 1.1 概述 1、 主減速器及差速器的概述 汽車正常行駛時(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)速只靠變速箱來降低下來，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，兩齒輪的半徑比也越大，換句話說，也就是變速箱的尺寸會(huì)越大。主減速器是汽車傳動(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，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)量減小、操縱省力[1]。 對(duì)于載貨汽車來說，要傳遞的轉(zhuǎn)矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運(yùn)輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動(dòng)機(jī)，這就對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)有較高的要求，而主減速器在傳動(dòng)系統(tǒng)中起著非常重要的作用。 隨著目前國(guó)際上石油價(jià)格的上漲，汽車的經(jīng)濟(jì)性日益成為人們關(guān)心的話題，這不僅僅只對(duì)乘用車，對(duì)于重型載貨汽車，提高其燃油經(jīng)濟(jì)性也是各商用車生產(chǎn)商來提高其產(chǎn)品市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力的一個(gè)法寶，因?yàn)橹匦洼d貨汽車所采用的發(fā)動(dòng)機(jī)都是大功率，大轉(zhuǎn)矩的，裝載質(zhì)量在十噸以上的載貨汽車的發(fā)動(dòng)機(jī)，最大功率在140KW以上，最大轉(zhuǎn)矩也在700Nm以上，百公里油耗是一般都在34L左右。為了降低油耗，不僅要在發(fā)動(dòng)機(jī)的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動(dòng)系中減少能量的損失。 主減速器是汽車傳動(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)于重型卡車來說，要傳遞的轉(zhuǎn)矩較乘用車、客車，以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運(yùn)輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動(dòng)機(jī)，這就對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)有較高的要求，而主減速器在傳動(dòng)系統(tǒng)中起著非常重要的作用。 因此，在發(fā)動(dòng)機(jī)相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動(dòng)機(jī)匹配性比較高的傳動(dòng)系便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設(shè)計(jì)新型的主減速器已成為了新的課題。 根據(jù)汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)的要求和實(shí)際的車輪、道路以及他們之間的相互關(guān)系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過的形成往往是由差別的。例如，轉(zhuǎn)彎時(shí)外側(cè)的車輪的行程總要比內(nèi)側(cè)的長(zhǎng)。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅(qū)動(dòng)車輪軸將動(dòng)力傳給左右車輪，則會(huì)由于左右驅(qū)動(dòng)車輪的轉(zhuǎn)速雖相等而行程卻又不同的這一運(yùn)動(dòng)學(xué)上的矛盾，引起某一驅(qū)動(dòng)車輪產(chǎn)生滑移或滑轉(zhuǎn)。 為了消除由于左右車輪在運(yùn)動(dòng)學(xué)上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動(dòng)輪間都裝由差速器，后者保證了汽車驅(qū)動(dòng)橋兩側(cè)車輪在行程不等時(shí)具有以不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)的要求。 同樣情況也發(fā)生在多驅(qū)動(dòng)橋中，前、后驅(qū)動(dòng)橋之間，中、后驅(qū)動(dòng)橋之間等會(huì)因車輪滾動(dòng)半徑不同而導(dǎo)致驅(qū)動(dòng)橋間的功率循環(huán)，從而使傳動(dòng)系的載荷增大，損傷其零件，增加輪胎的磨損和燃料的消耗等，因此一些多驅(qū)動(dòng)橋的汽車上也裝了軸間差速器。 差速器的結(jié)構(gòu)型使選擇，應(yīng)從所設(shè)計(jì)汽車的類型及其使用條件出嘎，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。 2、主減速器及差速器設(shè)計(jì)的要求 驅(qū)動(dòng)橋中主減速器的設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下基本要求[1]： 1、所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車既有最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 2、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。 3、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)。 4、在保證足夠的強(qiáng)度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。 5、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。 驅(qū)動(dòng)橋中差速器的設(shè)計(jì)應(yīng)滿足： 1、所選擇的差速器在能保證工作性能的要求下，盡量的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。 2、與主減速器配合時(shí)結(jié)構(gòu)要緊湊。 1.2 主減速器及差速器的結(jié)構(gòu)形勢(shì)分析 1.2.1 主減速器的減速形式與齒輪類型 為了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。 主減速器的減速型式分為單級(jí)減速、雙級(jí)減速、雙速減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、主減速及輪邊減速等。減速型式的選擇與汽車的使用類型及使用條件有關(guān)有時(shí)也與制造廠已有的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān)，但它主要取決于動(dòng)力性、經(jīng)經(jīng)濟(jì)性等整車能所要求的主減速比的大小及驅(qū)動(dòng)橋下的離地間隙、驅(qū)動(dòng)橋的數(shù)目及布置型式等。 根據(jù)主減速器的使用目的和要求的不同，其結(jié)構(gòu)形式也有很大差異。按主減速器所處的位置可分為中央主減速器和輪邊減速器，按參加減速傳動(dòng)的齒輪副可分為單級(jí)式主減速器和雙級(jí)式主減速器。按主減速器速比的變化可分為單速主減速器和雙速主減速器兩種。單級(jí)式主減速器應(yīng)用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。雙級(jí)式主減速器應(yīng)用于大傳動(dòng)比的中、重型汽車上，若其第二級(jí)減速器齒輪有兩副，并分置于兩側(cè)車輪附近，實(shí)際上成為獨(dú)立部件，則稱輪邊減速器。 由于本設(shè)計(jì)是重型卡車主減速器，由于它的主傳動(dòng)比比較大，故選用二級(jí)主減速器。 現(xiàn)代汽車的主減速器，廣泛采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。螺旋錐齒輪傳動(dòng)的主、從動(dòng)齒輪軸線垂直相交于一點(diǎn)，齒輪并不同時(shí)在全長(zhǎng)上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對(duì)以上的輪齒同時(shí)嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負(fù)荷、制造也簡(jiǎn)單。但是在工作中噪聲大，對(duì)嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會(huì)使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預(yù)緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動(dòng)齒輪圓周力之比。一般情況下，當(dāng)要求傳動(dòng)比大于4．5而輪廓尺寸又有限時(shí)，采用雙曲面齒輪傳動(dòng)更合理。這是因?yàn)槿绻３种鲃?dòng)齒輪軸徑不變，則雙曲面從動(dòng)齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。當(dāng)傳動(dòng)比小于2時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪相對(duì)螺旋錐齒輪主動(dòng)齒輪顯得過大，占據(jù)了過多空間，這時(shí)可選用螺旋錐齒輪傳動(dòng)，因?yàn)楹笳呔哂休^大的差速器可利用空間。對(duì)于中等傳動(dòng)比，兩種齒輪傳動(dòng)均可采用。圓柱齒輪傳動(dòng)一般采用斜齒輪，廣泛應(yīng)用于發(fā)動(dòng)機(jī)橫置且前置前驅(qū)動(dòng)的轎車驅(qū)動(dòng)橋和雙級(jí)主減速器貫通式驅(qū)動(dòng)橋。 本設(shè)計(jì)的雙級(jí)主減速器第一級(jí)選取螺旋錐齒輪，第二級(jí)選取圓柱齒輪。 1.2.2 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案 在殼體結(jié)構(gòu)及軸承型式已定的情況下，主減速器主動(dòng)齒輪的支承型式及安置方法，對(duì)其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確嚙合并具有較高使用壽命的重要元素之一。 1、主動(dòng)錐齒輪的支承 主動(dòng)錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和騎馬式支承兩種。查閱資料、文獻(xiàn)，經(jīng)方案論證，采用懸臂式支承結(jié)構(gòu)（如圖1.1（a）所示）。 1—調(diào)整墊片 2—調(diào)整墊圈 （a）懸臂式支承 （b）騎馬式支承 圖1.1 主動(dòng)錐齒輪的支承型式 2、從動(dòng)錐齒輪的支承 主減速器從動(dòng)錐齒輪的支承剛度依軸承的型式，支承間的距離和載荷在軸承之間的分布即載荷離兩端軸承支承中心間的距離c和d（如圖1.2）之比例而定。為了增強(qiáng)支承剛度，支承間的距離應(yīng)盡量縮小。但為了使從動(dòng)錐齒輪背面的支承突緣有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)筋及增強(qiáng)支承的穩(wěn)定性，距離c+d應(yīng)不小于從動(dòng)錐齒輪節(jié)園直徑的70％.兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時(shí)應(yīng)使它們的圓錐滾子大端相向超內(nèi)朝內(nèi)，而小端相背朝外。為了使載荷能盡量均勻分在兩個(gè)軸承上，并且讓出位置來加強(qiáng)從動(dòng)齒輪連接突緣的剛性，應(yīng)盡量使尺寸c等于或大于d。為了防止從動(dòng)齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應(yīng)預(yù)緊。由于從動(dòng)錐齒輪軸承是裝在差速器殼上，尺寸較大，足以保證剛度。 圖1.2從動(dòng)錐齒輪的支承型式 1.2.3 差速器的結(jié)構(gòu)形式 差速器的結(jié)構(gòu)形式由多種，主要分為普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器和防滑差速器。其中，防滑式差速器右分為自鎖式和強(qiáng)制鎖止式。 普通的對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼、2個(gè)半軸齒輪，4個(gè)行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等有點(diǎn)，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上。有些越野車也采用了這種結(jié)構(gòu)。 由于差速器殼是裝在主減速器從動(dòng)齒輪上，故在確定主減速器從動(dòng)齒輪尺寸時(shí)，應(yīng)考慮差速器的安裝。差速器殼的輪廓尺寸也受到從動(dòng)齒輪及主動(dòng)齒輪導(dǎo)向軸承支座的限制。 1.3 設(shè)計(jì)內(nèi)容 設(shè)計(jì)主要內(nèi)容包括：雙級(jí)主減速器和對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器各個(gè)零件參數(shù)的設(shè)計(jì)和校核過程。主減速器結(jié)構(gòu)的選擇、主、從動(dòng)錐齒輪的設(shè)計(jì)、軸承的校核；差速器結(jié)構(gòu)的選擇、行星齒輪、半軸齒輪的設(shè)計(jì)和校核。 第2章 主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.1 主減速器傳動(dòng)比的計(jì)算 1、輪胎滾動(dòng)半徑的確定 基本參數(shù)如下表2.1： 表2.1基本參數(shù)表 名稱 代號(hào) 參數(shù) 驅(qū)動(dòng)形式 4×2 裝載質(zhì)量／t 10 總質(zhì)量／t 17.26 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率／kw及轉(zhuǎn)速／r／min - 154.56-3000 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩／N.m及轉(zhuǎn)速／r／min - 800-1300 輪胎型號(hào) 11.00-20-16 變速器傳動(dòng)比 7.034 1.0 最高車速／km／h 70 由上表可知載貨汽車的輪胎型號(hào)為11.0-20-16，查表可知 =1085 R=F/2PI （2.1） 根據(jù)輪胎型號(hào)已知為斜交輪胎F取2.99，PI取3.1415926，求得： R=0.516 2、主減速比的確定 主減速比對(duì)主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時(shí)汽車的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)和傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比一起由整車動(dòng)力計(jì)算來確定。可利用在不同下的功率平衡圖來研究對(duì)汽車動(dòng)力性的影響。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇可使汽車獲得最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性[2]。 對(duì)于具有很大功率儲(chǔ)備的轎車、長(zhǎng)途公共汽車尤其是競(jìng)賽車來說，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率P及其轉(zhuǎn)速的情況下，所選擇的值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時(shí)值應(yīng)按下式來確定： =8.337 （2.2） 式中 ——車輪的滾動(dòng)半徑； ——變速器最高檔傳動(dòng)比； ——最高車速； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)的轉(zhuǎn)速。 對(duì)于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲(chǔ)備而最高車速稍有下降，一般選得比上式求得的大10%～25%.范圍（9.170～10.421）初取=10. 因?yàn)?.6＜＜12，因此選用雙級(jí)主減速器。 3、雙級(jí)主減速器傳動(dòng)比分配 一般情況下第二級(jí)減速比與第一級(jí)減速比之比值（/）約在1.4～2.0范圍內(nèi)，而且趨于采用較大的值，以減小從動(dòng)錐齒輪的半徑及負(fù)荷并適應(yīng)當(dāng)增多主動(dòng)錐齒輪的齒數(shù)，使后者的軸徑適當(dāng)增大以提高其支承剛度[6][7]；這樣也可降低從動(dòng)圓柱齒輪以前各零件的負(fù)荷從而可適當(dāng)減小其尺寸及質(zhì)量，所以 /在這里取2.0.得：=2.236， ===4.472。 2.2 主減速齒輪計(jì)算載荷的確定 通常是將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比時(shí)和驅(qū)動(dòng)車輪打滑時(shí)兩種情況下作用于主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩（、）的最小者，作為載貨汽車和越野汽車在強(qiáng)度計(jì)算中用以驗(yàn)算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷。即 =/ （2.3） = （2.4） 式中 ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， ——由發(fā)動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪之間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比， ==2.27.034； ——上述傳動(dòng)部分的效率，取=0.9； ——超載系數(shù)，對(duì)于一般載貨汽車、礦用汽車和越野車以及液力傳動(dòng)的各類 汽車取=1； ——該車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目， ——汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，N；對(duì)后橋來說應(yīng)該考慮到汽車加速時(shí)的負(fù)荷增大； ——輪胎對(duì)路面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85，對(duì)于越野汽車取=1.0，對(duì)于安裝專門的防滑寬輪胎的高級(jí)轎車取=1.25； ——車輪的滾動(dòng)半徑，m； ——分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)效率和減速比（例如輪邊減速器等），在這里取，。 由表2.1中可知，把=800()代入式（2.3）得： =/ =8002.27.0340.9/1 =11141.856() （2.5） 各類汽車軸荷分配范圍如下表： 表2.2 驅(qū)動(dòng)橋質(zhì)量分配系數(shù) 車型 空載 滿載 前軸 后軸 前軸 后軸 轎車 前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng) 56%~66% 34%~44% 47%~60% 40%~53% 前置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng) 50%~55% 45%~50% 45%~50% 50%~55% 后置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng) 42%~59% 41%~50% 40%~45% 55%~60% 貨車 4×2后輪單胎 50%~59% 41%~50% 32%~40% 60%~68% 4×2后輪雙胎，長(zhǎng)頭、短頭車 44%~49% 51%~55% 27%~30% 70%~73% 4×2后輪雙胎，平頭車 49%~54% 46%~51% 32%~35% 65%~68% 6×4后輪雙胎 31%~37% 63%~69% 19%~24% 76%~81% 本文設(shè)計(jì)車型為4后輪雙胎，滿載時(shí)前軸的負(fù)荷在32%～35%，取34%；后軸為65%～68%，取66%。該車滿載時(shí)的總質(zhì)量為=17.26，則可求得前后軸的軸荷和 =0.34=0.3417.26=5.868 （2.6） =0.66=0.6617.26=11.391 （2.7） 把已知值代入式（2.4），可得 = = =48960.918() （2.8） 取，即11141.856 ()為強(qiáng)度計(jì)算中用以驗(yàn)算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷。 對(duì)于公路車輛來說，使用條件較非公路車倆穩(wěn)定，其正常持轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均牽引力的值來確定的，即主加速器的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 = （2.9） 式中：——汽車滿載總重； ——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取=0； ——道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，載貨汽車的系數(shù)在0.015～0.020；初選=0.015； ——汽車正常使用時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)。貨車和城市公共汽車通常取0.05～0.09，可初取=0.05； ——汽車性能系數(shù) （2.10） 當(dāng) =32.98>16時(shí)，取=0。 ，，，，等見式（2.3）（2.4）下的說明。 把上面的已知數(shù)代入式（2.9）可得： ==5673.22（） （2.11） 主動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩為： 2.3 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 1、齒數(shù)的選擇 對(duì)于普通雙級(jí)主減速器，由于第一級(jí)減速比比第二級(jí)的小一些（通常），這時(shí)第一級(jí)主動(dòng)錐齒輪的齒數(shù)可選得較大些，約在9～15范圍內(nèi)。第二級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)齒數(shù)和可選在68的范圍內(nèi)。在這里我們選擇=15。則=1533.54取，修正第一級(jí)的傳動(dòng)比=2.2；。取68。，所以，，修正 2、節(jié)圓直徑的選擇 節(jié)圓直徑的選擇可根據(jù)從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（見式2.3，式2.4中取兩者中較小的一個(gè)為計(jì)算依據(jù)）按經(jīng)驗(yàn)公式選出： （2.12） 式中：——直徑系數(shù)，取=13～16； ——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，，取，中較小的，第一級(jí)所承受的轉(zhuǎn)矩： =11141.856（） （2.13） 把式（2.13）代進(jìn)式（2.12）中得到～357.359；取=330mm。 3、齒輪端面模數(shù)的選擇 根據(jù)公式可算出從動(dòng)齒輪大端模數(shù)，。 4、齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐齒輪齒面寬度為： F=0.155=51.15。 5、螺旋錐齒輪螺旋方向 螺旋錐齒輪在傳動(dòng)時(shí)所產(chǎn)生的軸向力，其方向決定于齒輪的螺旋方向和旋轉(zhuǎn)方向。判斷齒輪的旋轉(zhuǎn)方向是順時(shí)針還是逆時(shí)針時(shí)，要向齒輪的背面看去。而判斷軸向力的方向時(shí)，可以用手勢(shì)法則。 一般情況下主動(dòng)齒輪為左旋，從動(dòng)齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢(shì)[3]。 6、螺旋角的選擇 螺旋角。 7、齒輪法向壓力角的選擇 根據(jù)格里森規(guī)定載貨汽車和重型汽車則應(yīng)分別選用20、22的法向壓力角。則在這里選擇的壓力角為。 2.4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算 2.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸的計(jì)算 表2.3 雙級(jí)主減速器一級(jí)齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表 序號(hào) 項(xiàng)目 計(jì)算公式 結(jié)果 1 主動(dòng)齒輪齒數(shù) 15 2 從動(dòng)齒輪齒數(shù) 33 3 端面模數(shù) 4 齒面寬 5 齒工作高 6 齒全高 7 法向壓力角 - 8 軸交角 - 9 節(jié)圓直徑 10 螺旋角 11 螺旋方向 主動(dòng)齒輪左旋；從動(dòng)齒輪右旋 - 12 驅(qū)動(dòng)齒輪 小齒輪 - 13 旋轉(zhuǎn)方向 從齒輪背面看，主動(dòng)齒輪順時(shí)針，從動(dòng)齒輪為逆時(shí)針 - 2.4.2 主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度校核 1、主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 單位齒長(zhǎng)上的圓周力： （2.14） 式中：——單位齒長(zhǎng)上的圓周力，N/mm； ——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算； ——從動(dòng)齒輪齒寬，及=。 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)： =1466.84 （2.15） 按最大附著力矩計(jì)算時(shí)： =5801.22 （2.16） 式中： ——后輪承載的重量，單位； ——輪胎與地面的附著系數(shù)，查劉惟信版《汽車設(shè)計(jì)》表9-13，=0.85； ——輪胎的滾動(dòng)半徑，； ——從動(dòng)輪的直徑，。 在現(xiàn)代汽車中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，計(jì)算所得的值有時(shí)高出標(biāo)準(zhǔn)值10％～25％。（1571～1756）由于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，計(jì)算轉(zhuǎn)矩1466.84在允許范圍內(nèi)，因此校核成功。 2、輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算 汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計(jì)算彎曲應(yīng)力為 （2.17） 式中：——超載系數(shù)1.0； ——尺寸系數(shù)（時(shí) ==0.792）； ——載荷分配系數(shù)，當(dāng)一個(gè)齒輪用騎馬式支承型式時(shí)，＝1.10～1.25；取=1.1； ——質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，取1； ——端面模數(shù)，。=10； ——齒面寬度，； ——齒輪齒數(shù)； ——齒輪所受的轉(zhuǎn)矩，；主動(dòng)錐齒輪 ——計(jì)算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)。 小齒輪系數(shù)0.235，大齒輪系數(shù)0.27；把這些已知數(shù)代入式（2.17）可得： = =489.415 = =425.972 汽車驅(qū)動(dòng)橋的齒輪，承受的是交變負(fù)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(diǎn)蝕引起的剝落。按中最小的計(jì)算時(shí)，汽車主減速器齒輪的許用應(yīng)力為700。根據(jù)上面計(jì)算出來的分別為474.30（474.30）、586.48（586.48），它們都小于700，所以校核成功。 3、輪齒的接觸強(qiáng)度計(jì)算 螺旋錐齒輪齒面的計(jì)算接觸應(yīng)力（MPa）為： （2.18） 式中：——材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取232.6； ，，——見式（2.17）下的說明，即=1，=1.1，=1； ——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對(duì)其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗(yàn)的情況下，可取1； ——表面質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于制造精確的齒輪可取1； ——主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩； —— 計(jì)算應(yīng)力的綜合系數(shù)，如下圖所示，可查的 圖2.1 接觸強(qiáng)度計(jì)算綜合系數(shù)J 將已知帶入式（2.18）可得： = =2182.177 主、從動(dòng)齒輪的接觸應(yīng)力是相同的汽車主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力為：當(dāng)按式（2.3），（2.4）中較小者計(jì)算時(shí)許用接觸應(yīng)力為2800，小于2800，所以校核成功。 2.5二級(jí)圓柱齒輪模數(shù)的確定 1、材料的選擇及許用應(yīng)力的確定 齒輪所采用的鋼為20CrMnTi號(hào)鋼，用滲碳淬火處理，齒面硬度為56～62HRC，，[9] [查馬秋生主編《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》圖5-28]。斜齒圓柱齒輪的螺旋角可選擇在16°～20°這里取=16°，法向壓力角=。 由=4.472，=68=58～78 取=68得=13，=55，修正傳動(dòng)比，其二級(jí)從動(dòng)齒輪所受的轉(zhuǎn)矩。取；取[查馬秋生主編《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》圖5-25]得： 2、齒輪的彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 （2.19） 式中：——載荷系數(shù)，齒輪按8級(jí)精度制造?。? ——所計(jì)算齒輪受的轉(zhuǎn)矩； ——齒寬； ——計(jì)算齒輪的分度圓直徑； ——模數(shù)； ——齒型系數(shù)，由當(dāng)量齒數(shù)==15，=可得=2.91；[查馬秋生主編《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》表5-6得]； ——應(yīng)力修正系數(shù)，可得=1.53，[查馬秋生主編《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》表5-6得]。 ——取0.6[查馬秋生主編《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》圖5-39得 因 ﹥ 故應(yīng)對(duì)小齒輪進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算： 法向模數(shù) 式中：——齒寬系數(shù)，=0.8。 ==1.55 =0.25+0.75/=0.733 把已知數(shù)代入上式得： ==9.54 由馬秋生主編《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》表5-1取。 2.6雙級(jí)主減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇 正常齒標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸見表2.4。 表2.4正常齒標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸計(jì)算 名稱 代號(hào) 計(jì)算公式 齒頂高 =，其中 頂隙 =，其中 齒根高 =+= 齒高 =+= 分度圓直徑 = 頂圓直徑 =+2=+2 根圓直徑 =-=- 中心距 == ==10，==2.5，=+=1.25=12.5，=+=2.25=2.25，=135.24，572.16，=155.24，==592.16，，，齒寬124.2，為了安全把齒寬可取盡量大些，在這里取。 2.7齒輪的校核 1、齒輪彎曲強(qiáng)度校核 主、從動(dòng)齒輪的彎曲強(qiáng)度，把上面已知數(shù)據(jù)代入式（2.19）得： 615.954 123.855 齒輪的彎曲強(qiáng)度滿足要求。 2、齒面接觸強(qiáng)度校核 =1500 （2.20） 式中：——材料彈性系數(shù)，=2.5； ——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，=189.8； ——螺旋角系數(shù)，==0.98； ——接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù)；=0.6 ——齒數(shù)比，=4.2； 主動(dòng)齒輪的齒面接觸強(qiáng)度為： = =1173.83 主動(dòng)齒輪的齒面接觸強(qiáng)度符合要求。 從動(dòng)齒輪的齒面接觸強(qiáng)度為： = =352.74 從動(dòng)齒輪的齒面接觸強(qiáng)度也符合要求。根據(jù)上面的校核，一級(jí)和二級(jí)減速齒輪都滿足要求，校核成功。 2.8本章小結(jié) 本章通過所給的基本參數(shù)確定主減速器的總傳動(dòng)比，并通過以往的經(jīng)驗(yàn)，合理分配一、二級(jí)的傳動(dòng)比。運(yùn)用經(jīng)驗(yàn)公式對(duì)一級(jí)、二級(jí)嚙合齒輪的齒數(shù)和模數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)，選擇齒輪所用的材料，并根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式對(duì)所設(shè)計(jì)的齒輪進(jìn)行校核，使齒輪符合強(qiáng)度和剛度的要求，能夠合理運(yùn)用在主減速器上。 第3章 軸承的選擇和校核 3.1主減速器齒輪上作用力的計(jì)算 1、錐齒輪齒面上的作用力 設(shè)計(jì)時(shí)，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸初步選定軸承的型號(hào)，然后驗(yàn)算軸承的壽命。影響軸承的主要外因是他的工作載荷及工作條件，因此在驗(yàn)算軸承壽命之前，應(yīng)先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。 為計(jì)算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動(dòng)機(jī)也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實(shí)踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，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)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計(jì)算：　 （3.1） 式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，在此取700； ，…——變速器在各擋的使用率，可參考表3.1選取； ，…——變速器各擋的傳動(dòng)比； ，…——變速器在各擋時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)的利用率，可參考表3-1選??； 表3.1　 及的參考值 車 型 變速器 擋位 轎車 公共汽車 載貨汽車 Ⅲ擋 Ⅳ 擋 Ⅳ擋 Ⅳ擋帶超速擋 Ⅳ擋 Ⅳ擋帶超速擋 Ⅴ擋 ＜80 ＞80 Ⅰ擋 Ⅱ擋 Ⅲ擋 Ⅳ擋 Ⅴ擋 超速擋 1 9 90 1 4 20 75 0.8 2.5 16 80.7 2 6 27 65 1 4 15 50 ─ 30 1 3 11 85 0.5 3.5 7 59 ─ 30 1 3 5 16 75 Ⅰ擋 Ⅱ擋 Ⅲ擋 Ⅳ擋 Ⅴ擋 超速擋 60 60 50 70 65 60 60 65 60 50 50 70 70 60 60 70 70 60 60 ─ 75 50 60 70 60 50 60 70 70 ─ 70 50 60 70 70 60 注：表中，其中——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，；——汽車總重力，kN。 計(jì)算求出= 950.365。 2、齒寬中點(diǎn)處的圓周力 齒寬中點(diǎn)處的圓周力為 ＝ N 　 （3.2） 式中：——作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩； ——該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑；對(duì)于螺旋錐齒輪 （3.3） 式中：——主、從動(dòng)齒面寬中點(diǎn)分度圓的直徑； ——從動(dòng)齒輪齒寬； ——從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑； ——主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)； ——從動(dòng)齒輪的節(jié)錐角。（） 可以算出：128.833，283.433。 由式（3.2）主減速器主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力 對(duì)于圓錐齒輪來說，主從動(dòng)齒輪上的圓周力相等，= =14753.44N。 3、兩級(jí)齒輪的軸向力和徑向力 一級(jí)減速機(jī)構(gòu)作用在主、從動(dòng)錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為： （3.4） （3.5） = （3.6） = （3.7） 由上式計(jì)算可得： 12117.033N =1693.812N =1693.812N; =12117.033N 二級(jí)減速齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力為： ＝ N　 （3.8） 式中：——作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩=2090.803； ——該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑。 可算出30919.89。 二級(jí)減速機(jī)構(gòu)作用在二級(jí)主、從動(dòng)齒輪面上的軸向力A和徑向力R分別為： == （3.9） == (3.10) 式中：——齒輪的螺旋角，； 把已知條件代入式（3.9）和式（3.10）可算出==8866.135，==11707.44。 3.2軸和軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算 一級(jí)主動(dòng)錐齒輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算：對(duì)于軸是用懸臂式支撐的，如圖3.1所示，齒輪以其齒輪大端一側(cè)的軸頸懸臂式地支承于一對(duì)軸承上。為了增加支承剛度，應(yīng)使兩軸承的支承中心距比齒輪齒面寬中點(diǎn)的懸臂長(zhǎng)度大兩倍以上，同時(shí)尺寸應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，并使齒輪軸徑大于或小于懸臂長(zhǎng)。為了減小懸臂長(zhǎng)度和增大支承間距，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內(nèi)，而大端朝外，以使拉長(zhǎng)、縮短，從而增強(qiáng)支承剛度。由于圓錐滾子軸承在潤(rùn)滑時(shí)，潤(rùn)滑油只能從圓錐滾子軸承的小端通過離心力流向大端，所以在殼體上應(yīng)該有通入兩軸承間的右路管道和返回殼體的回油道。 圖3.1 一級(jí)主動(dòng)齒輪的支持型式 另外，為了拆裝方便，應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪后軸承（緊靠齒輪大端的軸承）的支承軸徑大于其前軸承的支持軸徑。 根據(jù)上面可算出軸承支承中心距﹥70%=108.66，在這里取。 軸承的的選擇，在這里選擇主動(dòng)錐齒輪后軸承為圓錐滾子軸承30217型，此軸承的額定動(dòng)載荷為178，前軸承圓錐滾子軸承30219型，此軸承的額定動(dòng)載荷為228[4]。 由此可得到： 式中：——軸承的最小安裝尺寸[查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表7-2-91可查的]。 及.5=60.57，取=61。 3.3主減速器齒輪軸承的校核 1、齒輪軸承徑向載荷的計(jì)算 軸承A、B的徑向載荷分別為： = (3.11) = (3.12) 根據(jù)上式已知==1693.812N，==12117.033N，=14753.446N，=61mm ，=110mm，=171mm。 前軸承徑向力： ==10239.08N 后軸承徑向力： ==23365.04N 2、軸承的校核 軸承采用圓錐滾子軸承30217型，此軸承的額定動(dòng)載荷為178KN。 當(dāng)量動(dòng)載荷 式中、， 、。[查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表7-2-19] 當(dāng)量動(dòng)載荷 =16963.846N 再由公式： (3.14) ==2529.214 此外對(duì)于無輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋來說，主減速器的從動(dòng)錐齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 r/min (3.15) 式中：——輪胎的滾動(dòng)半徑，m； ——汽車的平均行駛速度，km/h;對(duì)于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取35 km/h。 所以由式（3.15）可得==180.426r/min；； 而主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速=180.426×2.2=396.937r/min。所以軸承能工作的額定軸承壽命： h (3.16) 式中： ——軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速，r/min。 由上式可得軸承A的使用壽命=106197.121h。 若大修里程S定為100000公里，可計(jì)算出預(yù)期壽命即 = h (3.17) 所以==2857.14h和比較，＞，故軸承符合使用要求。 如圖3.4，對(duì)于從動(dòng)圓錐齒輪的圓周力、徑向力、軸向力、由計(jì)算公式可知=14415.78N，==11682.26N，==2538.14N，在這里我們把二級(jí)主動(dòng)齒輪與軸做成一體的，選擇軸承時(shí)應(yīng)與齒輪的外尺寸176相當(dāng)，選擇軸承為30222型，它的額定動(dòng)載荷為315。根據(jù)軸承和齒輪的尺寸，如下圖設(shè)計(jì)計(jì)算,。 圖3.2 雙級(jí)主減速器中間軸軸承載荷計(jì)算圖 如上圖所示，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)和齒輪的尺寸可算得：117.25，207.25，126.75，197.75,。 所以，軸承C的徑向力： = (3.18) 軸承D的徑向力： = (3.19) 式中：,,——第一級(jí)從動(dòng)齒輪受的圓周力，軸向力和徑向力； ——第一級(jí)減速?gòu)膭?dòng)錐齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑； ——第二級(jí)減速主動(dòng)齒輪（斜齒圓柱齒輪）的節(jié)圓直徑； ——第二級(jí)主動(dòng)齒輪受的圓周力，軸向力和徑向力。 根據(jù)上面所算得的數(shù)據(jù)代入式（3-16），（3-17）可得： =7071.59 =19055.84 軸承C、D均選用30222型軸承，此軸承的額定動(dòng)載荷為315N， 求得當(dāng)量動(dòng)載==0.8×7071.59=5657.27[5]。所以軸承的使用壽命： =659192.34 =6.08h＞ 所以軸承符合使用要求。 3.4本章小結(jié) 本章主要是對(duì)已設(shè)計(jì)的齒輪選取能夠與其合理配合的軸承并校核。在這一章中最主要的是考慮到主減速器的裝配關(guān)系，能讓齒輪和軸配合后裝配到箱體中，并滿足一定的裝配要求。并對(duì)其所用的軸承進(jìn)行使用壽命計(jì)算，使其滿足車的要求。 第4章 軸的設(shè)計(jì) 4.1主動(dòng)圓錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由上面所設(shè)計(jì)出來的齒輪的大小和軸承的大小，裝配時(shí)所要求的間隙等，參照現(xiàn)有車型對(duì)軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，如圖4.1，可得到主動(dòng)一級(jí)主動(dòng)齒輪的基本尺寸大小，并滿足其所要的要求。 圖4.1 一級(jí)主動(dòng)齒輪軸 其軸的各段的尺寸為： 第1段：主動(dòng)錐齒輪，其齒寬為51.15，大端分度圓直徑為150，齒頂圓直徑為171.103； 第2段：這段與軸承配合，其選用的軸承代號(hào)為30219，其小徑為95，大徑為170，小徑寬度為35，其軸的直徑為95，寬度為35； 第3段：大端直徑為95，小端直徑為75；寬度為12； 第4段：軸直徑為75；寬度為20； 第5段：大端直徑為85，小端直徑為75，寬度為12； 第6段：這段與軸承配合，其選用的軸承代號(hào)為30217，其小徑為85，大徑為150，小徑寬度為31。其軸的直徑為85，寬度為27； 第7段：花鍵軸，花鍵分度圓直徑為68，齒頂圓直徑為72，花鍵軸寬為74； 第8段：螺栓軸，螺栓直徑為36。螺栓長(zhǎng)度為60。。 4.2 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 對(duì)于中間軸的結(jié)構(gòu)，二級(jí)主動(dòng)齒輪和中間軸加工成一體，其上面還要有一個(gè)與一級(jí)從動(dòng)錐齒輪的裝配凸臺(tái)，兩個(gè)支承軸承和相應(yīng)要求的間隔[6]。如圖4.2所示： 圖4.2中間軸的結(jié)構(gòu)尺寸 軸承選用30222號(hào)軸承、其軸的各段尺寸為： 第1段：第一段與軸承相配合，軸承的小徑寬度為38，小徑直徑為110，大徑直徑為180，其軸的直徑為110，軸的寬度為41； 第2段：其直徑設(shè)計(jì)為128，寬度為36； 第3段：二級(jí)主動(dòng)齒輪，齒寬為140 ，分度圓直徑為135.24，齒頂圓為155.24； 第4段：主要是為了使一級(jí)從動(dòng)齒輪與二級(jí)主動(dòng)齒輪之間有一定的距離，其設(shè)計(jì)尺寸為：寬22mm，軸的直徑為100mm； 第5段：一級(jí)從動(dòng)輪凸臺(tái)，與其一級(jí)從動(dòng)錐齒輪配合，其直徑為200mm，軸寬為40mm； 第6段：與從動(dòng)錐齒輪用螺栓連接的圓盤，其尺寸大小與和從動(dòng)齒輪與它配合的尺寸相同，及軸的直徑為240mm，軸寬為22mm； 第7段：與第1段一樣和相同的軸承配合，并保證零件間的間隙，其設(shè)計(jì)尺寸為軸寬為52mm，軸的直徑為110mm。 4.3主動(dòng)錐齒輪軸的校核 由第3章可知，齒輪上受到的轉(zhuǎn)矩為11141.856，齒輪的圓周力，軸向力，徑向力，并還知道兩軸承受徑向力和軸向力分別為，；，。其軸承所受的軸向力與軸受到的軸向力是一對(duì)作用了與反作用力，徑向力也是一對(duì)作用力與反作用力。規(guī)定齒輪受的軸向力和徑向力為正方向，由圖4.1，前、后軸承給軸的力的方向分別與圓錐齒輪受的力方向相反，則為負(fù)；徑向力為正，為負(fù)。 A R P 61mm 110mm A R R 圖4.3主動(dòng)錐齒輪軸受力圖 求出水平面上的彎矩并畫出彎矩圖： =2570154.73 （4.1） 規(guī)定順時(shí)針方向?yàn)樨?fù)，其齒輪受到的彎矩為正，后齒輪受到的彎矩為負(fù)，前齒輪受到的彎矩為正，如圖4.4所示： 圖4.4 垂直面上彎矩圖 求出垂直面上的彎矩并畫出彎矩圖： ==1332873.63 （4.2） 根據(jù)上面的方向，彎矩圖如圖4.5所示： 圖4.5 垂直面上彎矩圖 合成彎矩可得： = =2895210.97 （4.3） 由上面的圖可知，在后軸承受力點(diǎn)上的彎矩最大，其彎矩為： 計(jì)算危險(xiǎn)截面上的軸的直徑，軸的材料選擇20CrMnTi，經(jīng)過調(diào)質(zhì)等處理，彎曲許用應(yīng)力，則： =68.519 （4.4） 由于截面處軸的直徑為75，最小處的直徑也大于68.519，所以校核成功。 4.4中間軸的校核 如圖4.6，由第3章可知，從動(dòng)錐齒輪受到的圓周力，軸向力，徑向力；主動(dòng)圓柱齒輪受到的圓周力21270.816，軸向力，徑向力；軸承C所受的，徑向力；軸承D所受的軸向力，徑向力。 圖4.6 中間軸受力圖 求出水平面上的彎矩并畫出彎矩圖： =495011.37 =3312488.03 =167057.64 =4073471.638 規(guī)定順時(shí)針方向?yàn)樨?fù)，其齒輪受到的彎矩為正，后齒輪受到的彎矩為負(fù)，前齒輪受到的彎矩為正，如圖4.7所示： 圖4.7 垂直面上彎矩圖 求出垂直面上的彎矩并畫出彎矩圖： =0 =2087957.1 = = 根據(jù)規(guī)定的方向，如圖4.8所示： 圖4.8 垂直面上的彎矩圖 由上圖可知，在A點(diǎn)的垂直面上的彎矩最大，最危險(xiǎn)。這一點(diǎn)的合成彎矩得： =4342420.58 （4.5） 計(jì)算危險(xiǎn)截面上的軸的直徑，軸的材料選擇20CrMnTi，經(jīng)過調(diào)質(zhì)等處理，彎曲許用應(yīng)力，則： =78.43 由于截面處軸的直徑為86，最小處的直徑也大于78.43，所以校核成功。 4.5 本章小結(jié) 通過設(shè)計(jì)的零件的結(jié)構(gòu)大小，滿足所設(shè)計(jì)的軸能夠與箱體合理的配合，各零件之間的間隙等，設(shè)計(jì)出符合強(qiáng)度要求的軸。使其它能安全可靠的工作。 第5章 差速器的設(shè)計(jì) 5.1 差速器的結(jié)構(gòu)形式及選擇 根據(jù)汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)的要求和實(shí)際的車輪、道路以及他們之間的相互關(guān)系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過的形成往往是由差別的。例如，轉(zhuǎn)彎時(shí)外側(cè)的車輪的行程總要比內(nèi)側(cè)的長(zhǎng)。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅(qū)動(dòng)車輪軸將動(dòng)力傳給左右車輪，則會(huì)由于左右驅(qū)動(dòng)車輪的轉(zhuǎn)速雖相等而行程卻又不同的這一運(yùn)動(dòng)學(xué)上的矛盾，引起某一驅(qū)動(dòng)車輪產(chǎn)生滑移或滑轉(zhuǎn)。 為了消除由于左右車輪在運(yùn)動(dòng)學(xué)上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動(dòng)輪間都裝由差速器，后者保證了汽車驅(qū)動(dòng)橋兩側(cè)車輪在行程不等時(shí)具有以不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)的要求。 同樣情況也發(fā)生在多驅(qū)動(dòng)橋中，前、后驅(qū)動(dòng)橋之間，中、后驅(qū)動(dòng)橋之間等會(huì)因車輪滾動(dòng)半徑不同而導(dǎo)致驅(qū)動(dòng)橋間的功率循環(huán)，從而使傳動(dòng)系的載荷增大，損傷其零件，增加輪胎的磨損和燃料的消耗等，因此一些多驅(qū)動(dòng)橋的汽車上也裝了軸間差速器。 差速器的結(jié)構(gòu)型使選擇，應(yīng)從所設(shè)計(jì)汽車的類型及其使用條件出嘎，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。 大多數(shù)汽車都屬于公路運(yùn)輸車輛，對(duì)于在公路上和失去行駛的汽車來說，由于路面較好，哥驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著系數(shù)變化很小，因此都采用了結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器。本設(shè)計(jì)的車輛是用于公路運(yùn)輸?shù)闹匦涂ㄜ?，因此選用對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器。 5.2差速器齒輪基本參數(shù)選擇 1、行星齒輪數(shù)目的選擇 轎車常用2個(gè)行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用4個(gè)行星齒輪，少數(shù)汽車采用3個(gè)行星齒輪。 2、行星齒輪球面半徑的確定 圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實(shí)際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強(qiáng)度。 球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來確定：