資源目錄里展示的全都有預(yù)覽可以查看的噢，，下載就有,,請(qǐng)放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：11970985 可咨詢(xún)交流】====================喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有,,請(qǐng)放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：197216396 可咨詢(xún)交流】==================== 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） ——文獻(xiàn)綜述 題 目 汽車(chē)主減速器設(shè)計(jì) 姓 名 專(zhuān) 業(yè) 學(xué) 號(hào) 指導(dǎo)教師 年五月 汽車(chē)主減速器設(shè)計(jì) 汽車(chē)主減速器設(shè)計(jì) 摘 要：本設(shè)計(jì)是汽車(chē)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(lèi)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(chēng)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(chēng)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(guò)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：汽車(chē)/雙級(jí)主減速器/軸/軸承 1．主減速器及差速器的概述 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，兩齒輪的半徑比也越大，換句話(huà)說(shuō)，也就是變速箱的尺寸會(huì)越大。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)量減小、操縱省力[1]。 汽車(chē)主減速器總成是汽車(chē)傳動(dòng)系的重要部件之一,其功用是降速增矩(將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應(yīng)降低轉(zhuǎn)速),并可改變發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩的傳遞方向,以適應(yīng)汽車(chē)的行駛方向。主減速器總成對(duì)裝配精度的要求很高,其制造和裝配質(zhì)量對(duì)驅(qū)動(dòng)橋乃至整車(chē)的性能有很大的影響。 由于受到傳統(tǒng)制造、裝配工藝和測(cè)控手段限制,主減速器的裝配質(zhì)量往往滿(mǎn)足不了高質(zhì)量汽車(chē)的要求。近年國(guó)內(nèi)許多車(chē)橋生產(chǎn)廠(chǎng)家先后使用了成套制造設(shè)備和主減速器柔性裝配線(xiàn),使制造和裝配質(zhì)量有了一定的提高,但針對(duì)其裝配精度的檢測(cè),目前尚缺乏自動(dòng)化測(cè)控設(shè)備。 對(duì)于載貨汽車(chē)來(lái)說(shuō)，要傳遞的轉(zhuǎn)矩較乘用車(chē)和客車(chē)，以及輕型商用車(chē)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(chē)的經(jīng)濟(jì)性日益成為人們關(guān)心的話(huà)題，這不僅僅只對(duì)乘用車(chē)，對(duì)于重型載貨汽車(chē)，提高其燃油經(jīng)濟(jì)性也是各商用車(chē)生產(chǎn)商來(lái)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(chē)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(chē)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(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)于重型卡車(chē)來(lái)說(shuō)，要傳遞的轉(zhuǎn)矩較乘用車(chē)、客車(chē)，以及輕型商用車(chē)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(chē)行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)的要求和實(shí)際的車(chē)輪、道路以及他們之間的相互關(guān)系表明：汽車(chē)在行駛過(guò)程中左右車(chē)輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過(guò)的形成往往是由差別的。例如，轉(zhuǎn)彎時(shí)外側(cè)的車(chē)輪的行程總要比內(nèi)側(cè)的長(zhǎng)。在左右車(chē)輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅(qū)動(dòng)車(chē)輪軸將動(dòng)力傳給左右車(chē)輪，則會(huì)由于左右驅(qū)動(dòng)車(chē)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(chē)輪產(chǎn)生滑移或滑轉(zhuǎn)。 為了消除由于左右車(chē)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(chē)左右驅(qū)動(dòng)輪間都裝由差速器，后者保證了汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋兩側(cè)車(chē)輪在行程不等時(shí)具有以不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿(mǎn)足了汽車(chē)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(chē)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(chē)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(chē)的類(lèi)型及其使用條件出嘎，以滿(mǎn)足該型汽車(chē)在給定的使用條件下的使用性能要求。 2．主減速器設(shè)計(jì)的要求 驅(qū)動(dòng)橋中主減速器的設(shè)計(jì)應(yīng)滿(mǎn)足如下基本要求[1]： 1、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。 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(chē)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。 3．主減速器的結(jié)構(gòu)形勢(shì)分析 3.1主減速器的減速形式與齒輪類(lèi)型 為了滿(mǎn)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(chē)的使用類(lèi)型及使用條件有關(guān)有時(shí)也與制造廠(chǎng)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(chē)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(chē)和一般輕、中型載貨汽車(chē)。雙級(jí)式主減速器應(yīng)用于大傳動(dòng)比的中、重型汽車(chē)上，若其第二級(jí)減速器齒輪有兩副，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(chēng)輪邊減速器。 由于本設(shè)計(jì)是重型卡車(chē)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(chē)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(xiàn)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(guò)大，占據(jù)了過(guò)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(chē)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。 3.2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。 3.2.1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3.1（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3.1 主動(dòng)錐齒輪的支承型式 3.2.2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3.2）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(lái)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3.2從動(dòng)錐齒輪的支承型式 參考文獻(xiàn) [1] 劉惟信主編. 汽車(chē)設(shè)計(jì)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001 [2] 吉林工業(yè)大學(xué)汽車(chē)教研室編.汽車(chē)設(shè)計(jì)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1981 [3] 仙波正莊（日）．行星齒輪傳動(dòng)及應(yīng)用[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1998 [4] 吳宗澤、羅圣國(guó)主編.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)[M].北京：高等教育出版社，1999 [5] 姚貴升主編.汽車(chē)金屬材料應(yīng)用手冊(cè)[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，2000 [6] 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Eng.1992 6 重型商用車(chē)主減速器設(shè)計(jì) 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 題 目 汽車(chē)主減速器設(shè)計(jì) 姓 名 專(zhuān) 業(yè) 學(xué) 號(hào) 指導(dǎo)教師 年五月 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 引 言 1 1.總體設(shè)計(jì)方案 4 1.1主減速器減速形式的確定 4 1.2主減速器齒輪形式的分析 5 1.3雙級(jí)主減速器結(jié)構(gòu)方案的確定 6 1.4齒輪支承方案的確定 7 2.主減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 9 2.1主減速器傳動(dòng)比的計(jì)算 9 2.2第一級(jí)錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 9 2.2.1第一級(jí)錐齒輪的參數(shù)計(jì)算 9 2.2.2第一級(jí)螺旋錐齒輪的強(qiáng)度校核 13 2.3第二級(jí)斜圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 15 2.3.1第二級(jí)斜圓柱齒輪的參數(shù)計(jì)算 15 2.3.2第二級(jí)斜圓柱齒輪的強(qiáng)度校核 17 3 主減速器軸承選用及校核 22 3.1第一級(jí)齒輪軸承的計(jì)算 22 3.1.1第一級(jí)錐齒輪上的受力分析 22 3.1.2軸承的選擇及載荷計(jì)算 23 3.2差速器軸承的計(jì)算 26 4 主減速器軸的設(shè)計(jì)及校核 29 4.1主動(dòng)錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 29 4.2主動(dòng)錐齒輪軸的強(qiáng)度校核 31 4.3從動(dòng)錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 34 4.4從動(dòng)錐齒輪軸的強(qiáng)度校核 36 結(jié) 論 39 致 謝 40 參考文獻(xiàn) 41 II 重型商用車(chē)主減速器設(shè)計(jì) 汽車(chē)主減速器設(shè)計(jì) 摘要 主減速器是汽車(chē)傳動(dòng)系中非常重要的組成部分之一，常見(jiàn)的主減速器由一對(duì)錐齒輪相互嚙合傳動(dòng)，實(shí)現(xiàn)動(dòng)力的傳遞以及減速增距。其中，齒數(shù)較少的為主動(dòng)齒輪，齒數(shù)較多的為從動(dòng)齒輪。對(duì)于汽車(chē)或貨車(chē)來(lái)說(shuō)，其載重較輕、中型汽車(chē)更重，一般匹配大功率發(fā)動(dòng)機(jī)，且對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)要求較高，這種車(chē)型上面一般采用雙級(jí)主減速器，以更好的增大減速比，提高汽車(chē)動(dòng)力性。 本文針對(duì)汽車(chē)主減速器進(jìn)行研究設(shè)計(jì)，該攪拌機(jī)屬于雙級(jí)主減速器，主減速比為7.9。設(shè)計(jì)內(nèi)容主要包括第一級(jí)錐齒輪、第二級(jí)斜圓柱齒輪、軸承以及軸的設(shè)計(jì)及校核。本文首先對(duì)主減速器的發(fā)展及其研究現(xiàn)狀進(jìn)行分析研究，在確定出本次設(shè)計(jì)汽車(chē)主減速器的整體結(jié)構(gòu)和類(lèi)型后，對(duì)該雙級(jí)主減速器的第一級(jí)錐齒輪、第二級(jí)斜圓柱齒輪進(jìn)行參數(shù)計(jì)算并校核強(qiáng)度，然后對(duì)主減速器的軸承進(jìn)行計(jì)算校核，最后設(shè)計(jì)計(jì)算并校核主減速器錐齒輪軸。 關(guān)鍵詞：雙級(jí)主減速器；錐齒輪；斜圓柱齒輪；軸；軸承  Design of Reducer for Heavy Commercial Vehicle ABSTRACT The main reducer is one of the most important components in the automobile transmission system. The common main reducer is driven by a pair of bevel gears meshing with each other to realize power transmission and deceleration and distance increase. Among them, the less teeth are active gears and the more teeth are driven gears. For heavy commercial vehicles or trucks, their load is lighter, medium-sized vehicles are heavier, generally matching with high-power engines, and higher requirements for the transmission system. This type of vehicle generally uses two-stage main reducer, in order to better increase the deceleration ratio and improve the power performance of the vehicle. This paper studies and designs the main reducer of heavy commercial vehicle. The mixer belongs to two-stage main reducer with a main deceleration ratio of 7.9. The design includes the design and verification of the first bevel gear, the second helical cylindrical gear, the bearing and the shaft. Firstly, the development and research status of the main reducer are analyzed and studied. After determining the overall structure and type of the heavy commercial main reducer, the parameters of the first-stage bevel gear and the second-stage helical cylindrical gear of the double-stage main reducer are calculated and the strength is checked. Then the bearing of the main reducer is calculated and checked. Finally, the main reducer is designed, calculated and checked. Speed bevel gear shaft. Key words: two-stage main reducer；bevel gear；helical cylindrical gear；shaft, bearing 45 引 言 1、研究背景及意義 主減速器作為汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋中非常重要的組成部分，能夠直接影響汽車(chē)行駛的動(dòng)力性、安全性、經(jīng)濟(jì)性，是汽車(chē)整體性能優(yōu)劣的關(guān)鍵之一。車(chē)輛在正常行駛時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速可以達(dá)到2000轉(zhuǎn)/分到3000轉(zhuǎn)/分之間，如此高的速度，如果只由變速箱來(lái)進(jìn)行減速，則需要將變速箱設(shè)計(jì)得較為復(fù)雜，以滿(mǎn)足更大減速比的需求。而隨著減速比的增大，一對(duì)嚙合的減速齒輪需要有較大的直徑比，即大齒輪需要做的很大，如此就會(huì)增大變速箱的體積尺寸。通過(guò)設(shè)置主減速器，可以將變速器減速后的速度，進(jìn)一步減低，有效縮小了變速箱的尺寸，降低了設(shè)計(jì)難度。 因此，主減速器也是汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)中減速增距的關(guān)鍵部件之一，其主要工作部件是主動(dòng)錐齒輪帶動(dòng)從動(dòng)錐齒輪進(jìn)行動(dòng)力傳遞。對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的車(chē)輛，還可以通過(guò)主減速器上的傳動(dòng)錐齒輪實(shí)現(xiàn)動(dòng)力方向的改變。汽車(chē)在行駛時(shí)不僅需要一定的速度，還需要足夠的驅(qū)動(dòng)力拒，尤其是重型汽車(chē)上，通過(guò)在驅(qū)動(dòng)橋差速器中間設(shè)置主減速器，可以將發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)過(guò)變速器傳遞過(guò)來(lái)的速度，進(jìn)一步減速增距，既縮小了變速箱的設(shè)計(jì)尺寸，又增加了汽車(chē)的動(dòng)力，提高操縱便利性。 對(duì)于本文研究的汽車(chē)來(lái)說(shuō)，相比輕型的乘用車(chē)或貨車(chē)，其運(yùn)行時(shí)承載更多，相較于對(duì)速度的需求，更需要較大的轉(zhuǎn)矩，以提高運(yùn)輸能力。因此，一般汽車(chē)都會(huì)配有功率較大的發(fā)動(dòng)機(jī)，且需要性能較好的傳動(dòng)系統(tǒng)。為更好的減速增距，其減速器也多為二級(jí)減速器，具有較大的減速比。 傳動(dòng)系統(tǒng)中的主減速器一般安裝在驅(qū)動(dòng)橋上，與差速器、橋殼等共同組成驅(qū)動(dòng)橋。而這其中，主減速器主要起到增扭降速的作用，同時(shí)改變動(dòng)力和轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，將由發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)變速器傳遞過(guò)來(lái)的縱向動(dòng)力，改變?yōu)檠剀?chē)橋方向的橫向動(dòng)力。此外，通過(guò)減速，還將發(fā)動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)力矩增大，以驅(qū)動(dòng)汽車(chē)前行。 目前，汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋上的主減速器發(fā)展出了很多種類(lèi)，有單級(jí)減速、雙級(jí)減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、輪邊減速等多種形式。在這些減速器類(lèi)型中應(yīng)用最多的還是單級(jí)主減速器，且采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪實(shí)現(xiàn)減速。而對(duì)于汽車(chē)等，一般還會(huì)增設(shè)一對(duì)由圓柱齒輪或一組行星齒輪組成的雙級(jí)主減速器。一些重型汽車(chē)上還會(huì)采用輪邊減速器，也有一些公共汽車(chē)上采用渦輪傳動(dòng)的主減速器。 2、主減速器國(guó)內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 （1）國(guó)外發(fā)展現(xiàn)狀 西方發(fā)達(dá)國(guó)家對(duì)主減速器研究起步早，水平較高。目前，行業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀主要有以下幾點(diǎn)：一是汽車(chē)零部件生產(chǎn)行業(yè)發(fā)展集中，容易形成不較大的規(guī)模，有利于降低生產(chǎn)成本，擴(kuò)大需求；二是各大企業(yè)對(duì)汽車(chē)主減速器研究投資力度較大，有利于產(chǎn)品技術(shù)的更新發(fā)展，以更好的匹配汽車(chē)主機(jī)廠(chǎng)的要求；三是技術(shù)和市場(chǎng)主要高度集中在少數(shù)大型汽車(chē)研制集團(tuán)手中，不利于其他主減速器企業(yè)，尤其是中小型企業(yè)的發(fā)展，也使得后者的產(chǎn)品技術(shù)水平與大型先進(jìn)公司的差距越來(lái)越大。 目前，國(guó)外主減速器的研究中，德國(guó)、日本等國(guó)處于世界領(lǐng)先地位，尤其是在主減速器材料和生產(chǎn)制造工藝水平方面具有較大優(yōu)勢(shì)。其生產(chǎn)的主減速器可靠性高，工作穩(wěn)定，使用時(shí)間長(zhǎng)。其中，日本住友重工開(kāi)發(fā)的FA型高精度減速器是目前最先進(jìn)的齒輪減速器之一。這些先進(jìn)公司除了在零件材料和加工工藝方面不斷提高水平，在主減速器的傳動(dòng)原理和結(jié)構(gòu)布置上也在不斷深入研究，開(kāi)發(fā)更多新的型號(hào)主減速器，以適用更多情況、要求。近年來(lái)，發(fā)展較快的平動(dòng)齒輪傳動(dòng)減速器就是對(duì)傳動(dòng)減速器工作原理的一次突破。此外，減速器和電動(dòng)機(jī)的有機(jī)結(jié)合也是當(dāng)今發(fā)展的一大趨勢(shì)。 （2）國(guó)內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀 我國(guó)的汽車(chē)主減速器起步較晚，最早的發(fā)展是在桑塔納等中外合資項(xiàng)目開(kāi)始實(shí)現(xiàn)國(guó)產(chǎn)化的過(guò)程中逐漸起步發(fā)展而來(lái)。與國(guó)外先進(jìn)企業(yè)及大型跨國(guó)公司相比，我國(guó)在汽車(chē)主減速器上的研制主要集中在匹配自身集團(tuán)內(nèi)部整車(chē)需求，或是服務(wù)于當(dāng)?shù)貐^(qū)域市場(chǎng)。在世界上，甚至是國(guó)內(nèi)的競(jìng)爭(zhēng)力明顯不足，技術(shù)水平和發(fā)展理念也與國(guó)外先進(jìn)水平具有較大差距。 分析總結(jié)國(guó)內(nèi)主減速器的發(fā)展情況，主要有以下幾個(gè)方面：一是市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力不足，競(jìng)爭(zhēng)意識(shí)不強(qiáng)，產(chǎn)業(yè)集中度較低，企業(yè)規(guī)模小，生產(chǎn)成本高；二是受技術(shù)水平及發(fā)展規(guī)模限制，不同地區(qū)企業(yè)生產(chǎn)的主減速器在對(duì)主機(jī)廠(chǎng)的供應(yīng)方面融合度不夠，產(chǎn)品主要服務(wù)當(dāng)?shù)仄髽I(yè)；三是目前主減速器的市場(chǎng)仍以中外合資企業(yè)為主，產(chǎn)品供應(yīng)占比中，國(guó)內(nèi)廠(chǎng)家生產(chǎn)的主減速器技術(shù)含量低，專(zhuān)業(yè)化水平不高。 1.3主要研究?jī)?nèi)容 本文主要針對(duì)汽車(chē)主減速器進(jìn)行研究及設(shè)計(jì)。在調(diào)研分析主減速器的發(fā)展背景及其相關(guān)技術(shù)研究現(xiàn)狀的基礎(chǔ)上，展開(kāi)出本次設(shè)計(jì)汽車(chē)主減速器的設(shè)計(jì)工作。首先確定該主減速器類(lèi)型為雙級(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。之后分析主減速器的結(jié)構(gòu)組成，并進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算：主要研究?jī)?nèi)容包括以下幾方面： （1）通過(guò)查閱資料，研究分析主減速器的發(fā)展背景及研究現(xiàn)狀，為本次設(shè)計(jì)打下理論基礎(chǔ)。 （2）確定汽車(chē)主減速器的類(lèi)型，設(shè)計(jì)錐齒輪的支撐方案，針對(duì)設(shè)計(jì)要求，分析主減速器的整體結(jié)構(gòu)組成及其工作原理。 （3）設(shè)計(jì)主減速器的結(jié)構(gòu)，計(jì)算主減速器的傳動(dòng)比，并進(jìn)行第一級(jí)錐齒輪和第二級(jí)斜圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算。 （4）進(jìn)行主減速器軸承的選用及校核，以及軸的設(shè)計(jì)及校核，并繪制主減速器三維圖。  1.總體設(shè)計(jì)方案 1.1主減速器減速形式的確定 常見(jiàn)的汽車(chē)主減速器可分為單級(jí)減速、雙級(jí)減速、主減速器附輪邊減速器等多種型式。 （1）單級(jí)主減速器 圖1.1所示為單級(jí)主減速器。這種型式多是采用一對(duì)螺旋錐齒輪進(jìn)行傳動(dòng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、加工成本低，在減速比小于7.6的小型汽車(chē)上使用較多。 圖1.1單極主減速器圖 1.2雙級(jí)主減速器 （2）雙級(jí)主減速器 雙級(jí)主減速器是由兩級(jí)減速齒輪組成，結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜、且質(zhì)量重，生產(chǎn)成本較高，一般在減速比大于7.6的重型汽車(chē)上使用，如圖1.2所示。 （3）主減速器附輪邊減速器 這種型式的主減速器多使用在礦山開(kāi)采等大型工程中使用的重型汽車(chē)上，或是軍用及重型牽引越野車(chē)中，其減速器較大。 由于本設(shè)計(jì)是汽車(chē)主減速器，主減速器要求比較大，因此本設(shè)計(jì)選用雙級(jí)主減速器。 1.2主減速器齒輪形式的分析 目前常見(jiàn)的汽車(chē)主減速器中使用最多的齒輪形式為螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。在發(fā)動(dòng)機(jī)橫置的前驅(qū)汽車(chē)上也會(huì)采用圓柱齒輪傳動(dòng)，此外，一些公共汽車(chē)上還會(huì)采用蝸桿傳動(dòng)，如圖1.3所示。 (a) 螺旋錐齒輪 (b)雙曲面齒輪 (c)圓柱齒輪傳動(dòng) (d)蝸桿傳動(dòng) 圖1.3主減速器的幾種齒輪類(lèi)型 （1）螺旋錐齒輪 這種齒輪形式的主從動(dòng)錐齒輪的軸線(xiàn)相較于一點(diǎn)，一般情況下，其夾角為90o。這種結(jié)構(gòu)齒輪在嚙合時(shí)，會(huì)有兩對(duì)輪齒同時(shí)嚙合，能承受的負(fù)荷較大，其輪齒嚙合時(shí)運(yùn)行平穩(wěn)，可適用于高速運(yùn)轉(zhuǎn)的工況，且振動(dòng)、噪音較小。 （2）雙曲面齒輪 該形式的主從動(dòng)齒輪的軸線(xiàn)不相交，而是在空間中交叉，一般交叉角為90o。布置上主動(dòng)齒輪的軸線(xiàn)會(huì)相對(duì)從動(dòng)齒輪的軸線(xiàn)有一定的向上或向下的偏移量，稱(chēng)為偏移距。通過(guò)適當(dāng)增大偏移距可以使齒輪的布置尺寸更為緊湊，有利于增加齒輪的壽命及其支撐剛度。雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪相比，其傳動(dòng)更加平穩(wěn)、且強(qiáng)度較高，對(duì)汽車(chē)的整體布局也較為有利。 （3）圓柱齒輪傳動(dòng) 在雙級(jí)主減速器中，一般二級(jí)減速會(huì)使用圓柱齒輪傳動(dòng)，通常是采用斜齒輪，這種結(jié)構(gòu)較適合用在發(fā)動(dòng)機(jī)橫置且前置的汽車(chē)上。 （4）蝸桿傳動(dòng) 蝸桿傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)在于，在相同的結(jié)構(gòu)尺寸和質(zhì)量要求下，可以實(shí)現(xiàn)更大的傳動(dòng)比，一般可達(dá)到減速比7以上。此外，蝸桿傳動(dòng)的運(yùn)行平穩(wěn)且噪音較低，能夠傳動(dòng)較大的動(dòng)力和載荷，便于在汽車(chē)上的布置。但是，蝸桿蝸輪加工時(shí)成本較高，且傳動(dòng)效率較低。 通過(guò)對(duì)比分析上述常見(jiàn)的齒輪形式，本設(shè)計(jì)雙級(jí)主減速器齒輪形式的最終方案為：第一級(jí)采用螺旋錐齒輪，第二級(jí)采用圓柱齒輪。 1.3雙級(jí)主減速器結(jié)構(gòu)方案的確定 通過(guò)前面的分析已經(jīng)確定本次設(shè)計(jì)的主減速器采用雙級(jí)主減速器形式，該形式在保證足夠的離地間隙的同時(shí)，能夠獲得較大的主減速器，一般可以達(dá)到7-12。分析常見(jiàn)的雙級(jí)主減速器的齒輪形式，制定出以下三種方案。 方案一：第一級(jí)為錐齒輪、第二級(jí)為圓柱齒輪，如圖1-4（a）所示； 方案二：第一級(jí)為行星齒輪，第二級(jí)為錐齒輪，如圖1-4（b）所示； 方案三：第一級(jí)為圓柱齒輪，第二級(jí)為錐齒輪，如圖1-4（c）所示。 通過(guò)分析齒輪的形式，結(jié)合本次設(shè)計(jì)要求，本設(shè)計(jì)雙級(jí)主減速器齒輪形式的最終方案為：第一級(jí)采用螺旋錐齒輪，第二級(jí)采用圓柱齒輪，即選擇方案一。 在齒輪的結(jié)構(gòu)布置上，該形式的減速齒輪主要有三種布置方案，分別是縱向（如圖1-1（d）所示）、斜向（如圖1-1（e）所示）和垂向（如圖1-1（f）所示）。 圖2.4雙級(jí)主減速器布置方案 綜合分析上述幾種方案中主減速器布置的優(yōu)缺點(diǎn)，為方便布置，并保證足夠的離地間隙，同時(shí)考慮汽車(chē)的設(shè)計(jì)要求，本設(shè)計(jì)選擇縱向水平布置形式，即d圖方案。 1.4齒輪支承方案的確定 1．主動(dòng)錐齒輪的支撐方案 主減速器的主從動(dòng)錐齒輪的支撐形式對(duì)齒輪嚙合的精度及齒輪的壽命都有著重要影響。目前，常見(jiàn)的主減速器主動(dòng)錐齒輪的支撐形式主要有懸臂式和跨置式兩種。 （1）懸臂式 圖1.5 懸臂式支承 如圖1.5所示，主動(dòng)齒輪的軸由一對(duì)軸承支撐，錐齒輪大端一側(cè)以懸臂式伸出軸承外側(cè)。采用這種結(jié)構(gòu)形式時(shí)需保證支撐距離b不小于懸臂長(zhǎng)度a的2.5倍，且不小于齒輪節(jié)圓直徑的70%，此外靠近齒輪大端的軸徑需大于懸臂長(zhǎng)度a。其支撐強(qiáng)度除了與上述幾個(gè)參數(shù)有關(guān)外，還受軸承與軸承座配合間隙的影響。懸臂式支撐結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，便于裝配，但是支撐剛度不強(qiáng)，只在小型汽車(chē)的單級(jí)主減速器中使用較多。 （2）跨置式 如果齒輪前后兩端的軸徑都被軸承支撐住，這種型式就是跨置式，也稱(chēng)兩端支撐式，如圖1.6所示。該支撐形式的支撐剛度較好，有效減小了齒輪在較大負(fù)荷下的變形量，提高齒輪的嚙合強(qiáng)度，其承載能力約是懸臂式的1.1倍，同等條件齒輪的變形量約為懸臂式的1／30。因此，在重型汽車(chē)主減速器中，因傳動(dòng)載荷較大，多采用跨置式支撐形式。但是，這種形式增加了導(dǎo)向軸承座，結(jié)構(gòu)更為復(fù)雜，不利于降低成本。 圖1.6 跨置式支承 綜合考慮兩種方案的優(yōu)缺點(diǎn)，本設(shè)計(jì)主減速器中，第一級(jí)主動(dòng)錐齒輪選用懸臂式支撐方案。 2.1.5從動(dòng)錐齒輪的支承方案 圖1.7 從動(dòng)雙曲面齒輪的支承 主減速器中從動(dòng)齒輪的支撐剛度要去需要根據(jù)軸承類(lèi)型、支撐間距以及主減速器載荷來(lái)確定。在布置時(shí)為了增加支撐的剛度，應(yīng)盡量縮短支撐之間的距離，軸承可選用圓錐滾子軸承。通過(guò)前面對(duì)兩種支撐方案的分析，并綜合考慮從動(dòng)錐齒輪的結(jié)構(gòu)形式和工作狀況，本設(shè)計(jì)中，從動(dòng)錐齒輪的支撐形式最終選用跨置式支撐方案，如圖1.7所示。 用同樣的方式分析第二級(jí)斜齒圓柱齒輪，其支撐方式選用跨置式支承。  2.主減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.1主減速器傳動(dòng)比的計(jì)算 1、主減速比的確定 本問(wèn)所設(shè)計(jì)主減速器是用于在工況較為良好的路面行駛的汽車(chē)，主減速比i0可由下式得到： (2-1) 式中：rr—車(chē)輪滾動(dòng)半徑，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，選擇rr=485mm； igh—變速器最高檔傳動(dòng)比，igh=0.81； np—發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率所對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速，定為2800r/min； 將數(shù)值代入上述公式，計(jì)算得i0 =7.9。 因采用雙級(jí)主減速器，需要對(duì)減速比進(jìn)行分配，并分別設(shè)計(jì)計(jì)算兩級(jí)減速齒輪。 2.2第一級(jí)錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.2.1第一級(jí)錐齒輪的參數(shù)計(jì)算 本設(shè)計(jì)主減速器第一級(jí)主、從動(dòng)錐齒輪采用螺旋錐齒輪，為提高其強(qiáng)度剛度，材料選用20CrMnTi。 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms、主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬b1和b2、中心螺旋角β、法向壓力角α等，下面對(duì)主要參數(shù)分別計(jì)算。 （1）主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比計(jì)算 一般情況下，雙級(jí)主減速器的第一級(jí)減速比相比第二級(jí)的要小（通常其比值）。因此，第一級(jí)主動(dòng)錐齒輪的齒數(shù)可選擇較大一些，通常其齒數(shù)在9～15之間，本設(shè)計(jì)中選擇=13。 因在確定主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)需考慮下列因素： 1）為保證齒輪磨合較為均勻，Z1、Z2應(yīng)避免存在公約數(shù)。 2）為保證具有較好的的輪齒彎曲強(qiáng)度，需要有較高的齒面重合度，因此主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和需大于40。 3）為防止噪聲過(guò)大，確保運(yùn)行平穩(wěn)，延長(zhǎng)使用壽命，一般輕型車(chē)Z1不少于9，重型車(chē)Z2至少大于6。 綜合分析，本設(shè)計(jì)中取Z2=29，傳動(dòng)比為i01=Z2/Z1=2.23。 （2）節(jié)圓直徑的計(jì)算 根據(jù)從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩中取較小值，可按下列經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算 (2-2) 式中，D2——從動(dòng)錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm； KD2——直徑系數(shù)，一般K=13.0~15.3；這里取KD2=13； Tc——從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Tc=10844.34N·m。 將數(shù)據(jù)帶入上式并計(jì)算得D2=287.74；圓整后，取D2=290mm （3）齒輪端面模數(shù)的計(jì)算 可按式m=D2/Z2算出從動(dòng)錐齒輪大端端面模數(shù)，此外模數(shù)還應(yīng)滿(mǎn)足下面公式 (2-3) 式中，Tj——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m； Km——模數(shù)系數(shù)，取Km=0.3~0.4；取0.4； 代入數(shù)據(jù)，計(jì)算得m=8.85，取10。 （4）齒面寬的計(jì)算 主減速器螺旋錐齒輪齒面寬b(mm)推薦為： b2=0.155D2 =0.155*290=44.95；取b2=45mm； 因此，主動(dòng)錐齒輪的齒面寬F1= F2（1+10%）=45*1.1=49.5取50mm。 式中，D2——從動(dòng)齒輪的節(jié)圓直徑，單位為mm。 （5）中點(diǎn)螺旋角β的計(jì)算 螺旋角通常是定義在節(jié)錐表面的展開(kāi)圖中。節(jié)錐齒線(xiàn)上任意一點(diǎn)的螺旋角即是此點(diǎn)處的切線(xiàn)和節(jié)錐頂點(diǎn)和該點(diǎn)連線(xiàn)的夾角。螺旋錐齒輪的螺旋角在節(jié)錐齒線(xiàn)方向上是連續(xù)變化的，齒面寬中點(diǎn)的螺旋角被稱(chēng)為齒輪的中點(diǎn)螺旋角。 在螺旋錐齒輪中主從動(dòng)錐齒輪的中點(diǎn)螺旋角大小相等。在對(duì)螺旋角進(jìn)行選擇設(shè)計(jì)時(shí)，需考慮其對(duì)齒面重疊系數(shù)的影響，以及與輪齒強(qiáng)度和其軸向力的關(guān)系。一般情況下，螺旋角不能太小，保證重疊系數(shù)需大于1.25.因?yàn)橹丿B系數(shù)越大，齒輪傳動(dòng)時(shí)就越平穩(wěn)，噪音越小。當(dāng)重疊系數(shù)大于2.0時(shí)，齒輪傳動(dòng)效果更好。但是螺旋角也不能過(guò)大，太大的螺旋角會(huì)導(dǎo)致軸向力過(guò)大。通常來(lái)說(shuō)，汽車(chē)主減速器中錐齒輪的螺旋角可以在35°~40°之間進(jìn)行選擇，輕型車(chē)或轎車(chē)可以選擇大一些，貨車(chē)及重型車(chē)一般選擇較小。本設(shè)計(jì)中取β=35°。 （6）螺旋方向的選擇 錐齒輪的落選方向有“左旋”與“右旋”?！白笮焙汀坝倚钡呐袛喾椒槊鎸?duì)齒面看，當(dāng)輪齒從小段金到大端的彎曲方向?yàn)轫槙r(shí)針時(shí)，稱(chēng)其為 “右旋”；當(dāng)其彎曲方向?yàn)槟鏁r(shí)針時(shí)，稱(chēng)其為“左旋”。對(duì)于一對(duì)相互嚙合的螺旋錐齒輪，主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向相反。 錐齒輪在傳動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的軸向力的方向主要取決于齒輪的螺旋方向以及齒輪的旋轉(zhuǎn)方向。判斷其旋轉(zhuǎn)方向時(shí)，需要從齒輪背面向前看；二判斷齒輪的軸向力時(shí)，通常采用手勢(shì)法則進(jìn)行判斷，即伸出拇指，拇指的指向?yàn)檩S向力方向，其余四指握其，旋轉(zhuǎn)方向?yàn)辇X輪的旋轉(zhuǎn)方向。其中，對(duì)于左旋齒輪的軸向力，采用左手法則進(jìn)行判斷；右旋齒輪的判斷采用右手法則。 本設(shè)計(jì)中，根據(jù)主減速器的特點(diǎn)，確定主動(dòng)錐齒輪為左旋，從動(dòng)齒輪為右旋。 （7）齒輪法向壓力角α的選擇 通常情況下，重型汽車(chē)和載貨汽車(chē)的齒輪法向壓力角可分別選用20°和22°30′。對(duì)于錐齒輪，由于其主動(dòng)輪的輪齒兩側(cè)的法向壓力角不相等，因此在設(shè)計(jì)中按平均壓力角考慮。本設(shè)計(jì)中的主減速器是用于汽車(chē)，因此取法向壓力角α為20°。 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸如表2.1所示。 表2.1 螺旋錐齒輪的參數(shù) 序號(hào) 項(xiàng)目 計(jì)算公式 序號(hào) 項(xiàng)目 計(jì)算公式 1 主動(dòng)齒輪齒數(shù)Z1 13 11 周節(jié)t t=3.1416m=31.416 2 從動(dòng)齒輪齒數(shù)Z2 29 12 齒頂高 h1/=hg-h2=17-5.38=11.62mm h2/=Kam=0.538*10=5.38mm; 3 端面模數(shù)m 10 13 徑向間隙 C=h-hg=1.88 4 齒面寬b b2=0.155d2=45mm b1=50mm 14 齒根角 δ1=2.62° δ2=4.86° 5 齒全高h(yuǎn) h=H2*m=10*1.888 =18.88mm 15 外圓直徑 d01=151.21mm d02=294.4mm 6 法向壓力角α 20° 16 理論弧齒厚 s1=18.56mm s2=12.86mm 7 軸交角∑ 90° 17 齒側(cè)間隙 B=0.30mm 8 節(jié)圓直徑d d=mz;d1=130mm； d2=290mm； 18 螺旋角 β=35° 9 節(jié)錐角γ γ1=at=24.15。 γ2=90°-γ1=65.85。 19 螺旋方向 主動(dòng)齒輪為左旋 從動(dòng)齒輪為右旋 10 節(jié)錐距A0 A0=== 158.87mm 20 旋轉(zhuǎn)方向 向齒輪背面看去，主動(dòng)齒輪為順時(shí)針，從動(dòng)齒輪為反方向 圖2.1 從動(dòng)錐齒輪 圖2.2 主動(dòng)錐齒輪 2.2.2第一級(jí)螺旋錐齒輪的強(qiáng)度校核 1、齒輪的彎曲強(qiáng)度校核 （2-4） 式中：——為錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力，MPa； Tc——所討論的齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m,對(duì)于從動(dòng)齒輪，按Tce、Tcs的較小者，即Tc=min[Tce，Tcs]和MGF計(jì)算； K0——載荷系數(shù)，對(duì)于汽車(chē)K0=1； Ks——尺寸系數(shù)，體現(xiàn)齒輪材料的不均性，受其尺寸及熱處理影響，ms=8，當(dāng)時(shí)，Ks=所以Ks=所以Ks=0.79； Km——齒面載荷分配系數(shù)，對(duì)于懸臂式支承Km=1.00~1.25，對(duì)于跨置式支承，Km=1.0~1.1；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(xiàn)速度對(duì)齒間載荷的影響有光關(guān)，接觸好、周接及同心度準(zhǔn)確時(shí)，取Kv=1； ms——端面模數(shù)，取10； b——所討論的齒輪面寬，mm； Z——齒輪齒數(shù)； ——齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)，取得0.25，主動(dòng)輪取得0.27。 從動(dòng)齒輪的按Tce、Tce兩者的較小值計(jì)算從動(dòng)錐齒輪的彎曲應(yīng)力： ==523.52MPa≤[]=700MPa 按日常行駛平均轉(zhuǎn)矩計(jì)算：· ==61.75MPa≤[]=210MPa 主動(dòng)錐齒輪的彎曲應(yīng)力計(jì)算： =136.59MPa =15.30MPa 根據(jù)公式，按Tce、Tcs兩者的較小值計(jì)算最大彎曲應(yīng)力，對(duì)于汽車(chē)主減速器齒輪，不應(yīng)超過(guò)700 MPa；按MGF計(jì)算的彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)210MPa，破壞的循環(huán)次數(shù)為6×106。經(jīng)過(guò)校核計(jì)算，其數(shù)值均不超過(guò)極限值，故符合設(shè)計(jì)要求。 2、齒輪接觸強(qiáng)度的校核 （2-5） 式中，Cp——綜合彈性系數(shù)，取Cp=232.6N?/mm； d1——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在這里的為130mm； ——主動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩，為=161.81N·m，TZ=1444.95N·m； Ks ——尺寸系數(shù)，在考慮齒輪尺寸及其對(duì)淬透性影響的前提下，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，取Ks=1； Kf——表面品質(zhì)系數(shù)，它取決于齒面最后加工的性質(zhì)，一般情況下對(duì)于制造精確的齒輪取Kf=1； K0 ——載荷系數(shù)，對(duì)于汽車(chē)K0=1； Km——齒面載荷分配系數(shù)，對(duì)于夸置式支承，Km=1.00~1.10，取1.05； Kv ——質(zhì)量系數(shù)，與齒輪精度及齒輪分度圓上的切線(xiàn)速度對(duì)齒間載荷的影響有關(guān)，接觸好、周接及同心度準(zhǔn)確是時(shí)，取Kv=。 b——齒面寬，取b1和b2的較小者，b=45； Jj——齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，取得0.15。 按Tce、Tce兩者的較小值計(jì)算： =1199.64N/mm2 按Tzcf計(jì)算： =401.45N/mm2 主、從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的。按最大轉(zhuǎn)矩（Tce、Tce）兩者的較小值計(jì)算時(shí)，許用接觸應(yīng)力為2810 N/mm2；按日常行駛轉(zhuǎn)矩Tzcf為1750 N/mm2。 按最大轉(zhuǎn)矩（Tce、Tce兩者的較小值）計(jì)算時(shí)值為1199.641N/mm2，不超過(guò)許用的最大接觸應(yīng)力2810 N/mm2；按日常行駛轉(zhuǎn)矩Tzcf計(jì)算時(shí)為401.45 N/mm2，不超過(guò)許用疲勞接觸應(yīng)力1750 N/mm2。因此，符合設(shè)計(jì)要求。 2.3第二級(jí)斜圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.3.1第二級(jí)斜圓柱齒輪的參數(shù)計(jì)算 因?yàn)樗O(shè)計(jì)主減速器的功率較大，因此減速器中的大小齒輪均選用硬齒面。材料選擇為20CrMnTi，并經(jīng)滲碳后進(jìn)行熱處理，使其齒面硬度達(dá)到58--62HRC，同時(shí)，保證其精度等級(jí)為8級(jí)。下面對(duì)二級(jí)齒輪的主要參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。 （1）第二級(jí)傳動(dòng)比的計(jì)算 根據(jù)前面的計(jì)算已知，主減速器的總傳動(dòng)比為7.90，第一級(jí)的齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比確定為29/13=2.23，第二級(jí)的傳動(dòng)比為7.90/（29/13）=3.54，初選第二級(jí)齒輪小齒輪齒數(shù)Z1=17，大齒輪齒數(shù)Z2=60； （2）初選螺旋角β 為了確保軸承的軸向力不會(huì)太大，斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的螺旋角β不能設(shè)計(jì)過(guò)大，常在β=8o~20o之間選擇，本設(shè)計(jì)中初取β=14o。 （3）計(jì)算中心距 a===218.23mm （2-6） 將中心矩圓整為219mm 按圓整后的中心距修正螺旋角β β= 因β直改變不多，故參數(shù)εа、Kβ、ZH等不必修正。 （4）大小齒輪分度圓直徑 d1=z1/cosβ=17×5.5/cos14.78°=96.7mm,圓整為97mm， d2=z2/cosβ=60×5.5/cos14.78°=341.29mm,圓整為342mm， 齒輪寬==1.0×97=97mm，圓整后取97mm， 故小齒輪齒寬為97+5=102mm，大齒輪齒寬為102mm。 斜圓柱齒輪參數(shù)如表2.2所示。 表2.2 斜圓柱齒輪的參數(shù) 項(xiàng)目 小齒輪 大齒輪 齒數(shù) 17 60 法向模數(shù) 5.5 壓力角 20o 螺旋角 14.78° 分度圓直徑 97 342 齒寬 97 102 精度等級(jí) 8 圖2.3 主動(dòng)圓柱斜齒輪 圖2.4 從動(dòng)圓柱斜齒輪 2.3.2第二級(jí)斜圓柱齒輪的強(qiáng)度校核 1、齒輪接觸強(qiáng)度校核 (1)試算小齒輪的分度圓直徑 (2-7) 式中，Kt—載荷系數(shù)，選Kt =1.6； T1—第二級(jí)主動(dòng)斜齒輪的轉(zhuǎn)矩 ,1214.35N·m u—齒數(shù)比, u=60/17=3.54； ZH—區(qū)域系數(shù)，已知標(biāo)準(zhǔn)斜齒輪的法面壓力角αn=20o，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-30可查得ZH=2.375； ZE—材料的彈性影響系數(shù)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7查得ZE=189.8； εa—端面重和度是由于斜齒輪的傾斜和齒輪具有一定的軸向?qū)挾龋剐饼X輪傳動(dòng)增加的一部分重合度。 = ==18.61 , ===65.68 因此，0.72，0.86 0.72+0.86=1.58。 [δ]H—許用接觸應(yīng)力，[δ]H =（[δ]H1+[δ]H2）/2； 因?yàn)榻^對(duì)尺寸、齒面粗糙度、圓周速度及潤(rùn)滑對(duì)實(shí)際所用齒輪的疲勞極限的影響不大，只考慮應(yīng)力循環(huán)次數(shù)對(duì)疲勞極限的影響。 （2-8） 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生只引起噪聲、振動(dòng)增大，并不立即導(dǎo)致不能工作的后果，取失效概率為1%，所以取S=1。 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 N1=60×1160.87×300×10×10=2.09× 小圓柱齒輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N2=N1/3.54=5.9× 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18查得=1.0，=1.0； 由取齒面硬度值62HRC查得主從齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限； δHlim1=δHlim2=1500Mpa； [δ]H1=×δHlim1/S==1500Mpa， [δ]H2= ×δHlim2/S＝=1500Mpa， [δ]H=（[δ]H1+[δ]H2）/2=1500 Mpa; φd—齒寬系數(shù)，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7預(yù)取φd=1.0； 將上述所得的數(shù)據(jù)代入公式得小齒輪分度圓直徑： =65.97mm （2）計(jì)算圓周速度 （2-9） nl—小齒輪的轉(zhuǎn)速 取汽車(chē)正常行駛的速度為60公里/小時(shí)，則小齒輪的轉(zhuǎn)速為60公里/小時(shí)=1000.2m/min 大齒輪的轉(zhuǎn)速： 汽車(chē)輪胎的周長(zhǎng)C=2×3.14×rr =3.05m ； n2=1083/3.05=327.93r/min，n1=n2×3.54=1160.87r/min. V=（3.14×65.97×1160.87）/（60×1000）=4.01m/s. （3）計(jì)算齒寬 b及模數(shù)mnt b=φd×=1.0×65.97=65.97mm； = ×cosβ/Z1=＝3.77； h=2.25×=3.77×2.25=8.48mm； b/h=7.78； （4）計(jì)算縱向重合度εβ εβ==0.318×1 ×17×tan14°=1.35； （5）計(jì)算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ (2-10) 式中，KA—使用系數(shù)，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2，而且所設(shè)計(jì)的齒輪為中等沖擊，原動(dòng)機(jī)為多缸內(nèi)燃機(jī)，所以取KA=1.75； KV—?jiǎng)虞d荷系數(shù)，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8，而且所取的精度為8級(jí)，查得KV=1.17； Kа—齒間載荷分配系數(shù)，根據(jù)P195的表10-3，而且所取的精度為8級(jí)，所以 KHа=KFа=1.4； Kβ—由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4可知齒輪的分布為非對(duì)稱(chēng)布置的齒輪，根據(jù)差值法可以的當(dāng)齒寬為65.97，由于6級(jí)精度時(shí)，=1.509，考慮到齒輪為8級(jí)精度，=1.529； K=KAKVKFαKFβ=1.75×1.17×1.4×1.529=4.38， 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-13，查得KFβ=1.51。 （6）按實(shí)際得載荷校正所算得的分度圓直徑，得： d= × =65.97×=92.29mm （7）計(jì)算模數(shù) =（d×cosβ）/Z1=5.27mm. 2、按齒面彎曲強(qiáng)度計(jì)算校核 齒面彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式計(jì)算齒輪的模數(shù)： mn≥ (2-11) K=KA×KV×Kа×KFβ=1.75×1.17×1.4×1.51=4.33 Yβ—螺旋角影響系數(shù)，根據(jù)縱向重合度εβ=1.65，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-28得， Yβ=0.87 YFа—齒形系數(shù)，根據(jù)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5，得YFa1=2.87 ;YFa2=2.26;Ysa1=1.536; Ysa2=1.74 計(jì)算彎曲疲勞應(yīng)力： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20d查得аFE1=аFE2=1000Mpa， 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18查得=1.0，=1.0； 當(dāng)彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4時(shí)，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》中公式10-12得； [δ]F1= KFN1*аFE1/S=714.29MPa； [δ]F2= KFN2*аFE2/S=714.29MPa； 由上面的計(jì)算知計(jì)算大小齒輪得 （YFа1* YSа1）/[δ]F1=（2.87* 1.536）/714.29=0.0062 （YFа2* YSа2）/[δ]F2=（2.26* 1.74）/714.29=0.0055 因?yàn)榇簖X輪的較大，所以取（YFа* YSа）/[δ]F=0.0062 ===4.89mm； 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mN與由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)相差不大，取標(biāo)準(zhǔn)值mN=5.5，取分度圓直徑d1=93 mm. z1=d1cosβ/mn=93×cos14°/5.5=16.41；取17mm 則z2=u×z1=17×3.54=60.18，取60mm 3、第二級(jí)齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度的校核 由公式Ft=T/r得Ft=1214350/48.5=25038.14N.mm （1）當(dāng)計(jì)算大齒輪時(shí) 齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核： = =1352.1Mpa <[σH]=1500Mpa，校核合格。 （2）當(dāng)計(jì)算小齒輪時(shí) 齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核： = =738.41Mpa <[σH]=1500Mpa， 經(jīng)校核，符合設(shè)計(jì)要求。 （3）當(dāng)計(jì)算大齒輪時(shí) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核： =474.51MPa=714.29MPa， 經(jīng)校核，符合設(shè)計(jì)要求。 （4）當(dāng)計(jì)算小齒輪時(shí) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核： =445.1MPa=714.29MPa 經(jīng)校核，符合設(shè)計(jì)要求。 3 主減速器軸承選用及校核 軸承在機(jī)械設(shè)備中尤其是機(jī)械傳動(dòng)中的作用非常重要，能夠起到支撐結(jié)構(gòu)及減少摩擦的作用。當(dāng)機(jī)械運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)在軸上彼此相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)，使用軸承可以有效降低運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力傳遞時(shí)產(chǎn)生的摩擦，并保證旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的中心不變。 軸承按照其承受載荷的方向，可以分為徑向軸承、止推軸承、徑向止推軸承。其中，徑向軸承主要承受徑向載荷，也被稱(chēng)為向心軸承；止推軸承主要承受軸向載荷，也被稱(chēng)為推力軸承；徑向止推軸承可以同時(shí)承受徑向載荷和軸向載荷，也被稱(chēng)為向心推力軸承。按照軸承工作時(shí)的摩擦力性質(zhì)，可以分為滑動(dòng)摩擦軸承和滾動(dòng)摩擦軸承兩種。 由于圓錐滾子軸承可以承受大的徑向載荷和軸向載荷。因此本次設(shè)計(jì)采用圓錐滾子軸承。 3.1第一級(jí)齒輪軸承的計(jì)算 3.1.1第一級(jí)錐齒輪上的受力分析 齒寬中點(diǎn)處的圓周力： P1= P2= (3--1) 式中：P1、P2—主、從動(dòng)齒面寬中點(diǎn)處的圓周力； dm1—主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)分度圓直徑，dm1=109.55mm; T1—作用在主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩，由下列公式計(jì)算： (3--2) 式中：—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，353 N.m; 、…—變速器1，2…倒檔使用率fgi/%，參考表6—9查得：=1，=3，fg3=12，fg4=64，fg5=20； ig1、ig2…igR —變速器各檔傳動(dòng)比，分別為：6.24、3.32、1.90、1.00、0.81； fT1、fT2…fTR—變速器處于各檔位置時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩利用率，參考得它們的值分別為50、60、70、70、60; 代入數(shù)據(jù)算得T1=361.05N.m; 所以P1= P2==6591.51N 表3.1 第一級(jí)錐齒輪的受力分析 主動(dòng)錐齒輪 軸向力 徑向力 螺旋方向 旋轉(zhuǎn)方向 主動(dòng)錐齒輪 主動(dòng)錐齒輪 左旋 順時(shí)針 計(jì)算結(jié)果 5409.71 N 784.15N 右旋 從動(dòng)錐齒輪 從動(dòng)錐齒輪 計(jì)算結(jié)果 784.15N. 5409.71N 其中：為錐齒輪的法向壓力角20o，為主動(dòng)錐齒輪節(jié)錐角24.15o，為從動(dòng)錐齒輪根錐角65.85o，、為主、從動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)螺旋角，==35o；P1、P2為主、從動(dòng)齒面寬中點(diǎn)處的圓周力,P1=P2=6591.51N; 分析計(jì)算結(jié)果，如果軸向力的數(shù)值為正值，則軸向力的指向?yàn)檫h(yuǎn)離圓錐頂點(diǎn)，如果是負(fù)值，則為靠近頂點(diǎn)方向。如果徑向力的數(shù)值是正值，則徑向力有使齒輪遠(yuǎn)離嚙合齒輪的趨勢(shì)，如果是負(fù)值，則為趨近于相嚙合的齒輪。 3.1.2軸承的選擇及載荷計(jì)算 軸承上的軸向力即為前面計(jì)算的齒輪的軸向載荷。因?yàn)楸驹O(shè)計(jì)選用的軸承為圓錐滾子軸承，其支撐時(shí)還需要考慮徑向力的影響。而軸承徑向力的計(jì)算即為上述齒輪的徑向載荷。經(jīng)過(guò)計(jì)算，主減速器的齒輪尺寸、支撐形式以及軸承安裝位置確定后，就可以計(jì)算出軸承的徑向載荷。 本設(shè)計(jì)中主動(dòng)錐齒輪的支撐形式采用的懸臂式結(jié)構(gòu)，從動(dòng)錐齒輪支撐采用跨置式，如圖3.1所示。 圖3.1 主減速器軸承的布置尺寸 (1)主動(dòng)齒輪軸承的選擇 初選 a=90mm,b=50 軸承A，B的徑向載荷分別為 （3-3） （3-4） 已知=5409.71N，=770.89N，a=90mm,b=50mm, =130mm 所以由式（4-3）和（4-3）得: 軸承A的徑向力=4611.63N 軸承B的徑向力=10430.36N 軸承A，B的徑向載荷分別為 KN 對(duì)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(dāng)量動(dòng)載荷Q=XR+YA Q——當(dāng)量動(dòng)載荷 X——徑向系數(shù) Y——軸向系數(shù) 此時(shí)X=0.4，Y=1.9 所以Q=16.83×0.4+10.8×1.9=27.25 根據(jù)公式： (3-5) 式中: ——為溫度系數(shù)，在此取1.0; ——為載荷系數(shù)，在此取1.2 ε——壽命指數(shù)，取ε= 所以==2.703×10s 假設(shè)汽車(chē)行駛十萬(wàn)公里大修，對(duì)于無(wú)輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋來(lái)說(shuō)，主減速器的主動(dòng)錐齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 (3-6) 式中：——輪胎的滾動(dòng)半徑為485mm n——軸承計(jì)算轉(zhuǎn)速 ——汽車(chē)的正常行駛速度，km/h;對(duì)于載貨汽車(chē)和公共汽車(chē)可取30～60 km/h，在此取60km/h。 所以有上式可得=409.23 r/min 所以軸承能工作的額定軸承壽命： h (3-7) 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L==2.45×h 代入公式(3-5)得 C=150.61KN A軸承選用30312，軸承規(guī)格為：60×130×31。 同理：各個(gè)軸承的選擇如下表： 表3.2齒輪軸承的選擇 位置 軸承代號(hào) 軸承規(guī)格 主動(dòng)齒輪前端A 30312 60×130×31 主動(dòng)齒輪后端B 30315 75×160×37 中間齒輪軸C、D 30312 60×130×31 3.2 圓錐滾子軸承 3.2差速器軸承的計(jì)算 各力大小計(jì)算如下： Ft=2T/d Fr=Ft×tanan/cosβ Fa=Ft×tanβ 式中：β—斜齒圓柱齒輪的螺旋角14.78°； an—法向壓力角20°； T—差速器齒輪所受的扭矩T=T1d×i0×η0; T1d為主動(dòng)錐齒輪當(dāng)量轉(zhuǎn)矩，由前面計(jì)算可知T1d=381.06N.m; i0為主減速器傳動(dòng)比7.63；η0為主減速器傳動(dòng)效率；參考《汽車(chē)?yán)碚摗罚?=0.92；所以 T=2674.89N.m; d—差速器斜齒輪分度圓直徑360mm; Ft—差速器斜齒輪所受的圓周差速器斜齒輪力； Fr—差速器斜齒輪所受的徑向力； Fa—差速器斜齒輪所受的軸向力。 代入數(shù)據(jù)算得： Ft=14860.5N Fr=5593.87N,每個(gè)軸承受力2796.93N Fa=3920.76N ==1.402 查《滾動(dòng)軸承應(yīng)用手冊(cè)》得所選軸承e=0.35,Y=1.7 由于Fa1/ Fr1>ｅ，所以，其當(dāng)量動(dòng)載荷由下式計(jì)算： P=0.4Fr+1.7Fa=8902.84N 軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷 =285.63KN 故查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，差速器軸承的選擇如下： 表3.3 差速器軸承的選擇 位置 軸承代號(hào) 軸承規(guī)格 差速器 30316 80×170×43 圖3.3 主減速器軸承的布置  4 主減速器軸的設(shè)計(jì)及校核 軸的作用主要是對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)的零件其支撐作用，并隨之一汽轉(zhuǎn)動(dòng)，進(jìn)行動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)的傳遞。軸在設(shè)計(jì)時(shí)需要計(jì)算合理的外形以及全部結(jié)構(gòu)的尺寸，這些尺寸由軸上安裝的零件尺寸、類(lèi)型、位置以及零件的固定方式等決定，并受軸承受的載荷大小、方向、類(lèi)型的影響。此外，軸承的類(lèi)型、尺寸，軸的材料及制造加工工藝，安裝、運(yùn)輸?shù)纫彩切枰紤]的因素。在設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)時(shí)可以根據(jù)設(shè)計(jì)要求進(jìn)行靈活設(shè)計(jì)，一般需遵循以下原則： 1、盡量縮小尺寸，以降低重量、節(jié)約成本，同時(shí)盡量采用等強(qiáng)度外形尺寸或較大的截面系數(shù)，以提高強(qiáng)度； 2、軸的結(jié)構(gòu)需要保證軸上零件固定穩(wěn)定、定位準(zhǔn)確、裝卸方便； 3、軸在設(shè)計(jì)及加工時(shí)需避免應(yīng)力集中，盡量提高強(qiáng)度； 4、軸的結(jié)構(gòu)形狀應(yīng)該便于加工制造，并保證較高的精度。 軸的材料選擇一般是根據(jù)軸的使用要求，即對(duì)強(qiáng)度、剛度、耐磨性等使用要求以及加工工藝要求等來(lái)進(jìn)行選擇。常用的軸類(lèi)零件采用以45鋼最為廣泛。對(duì)于使用頻率較少，承受載荷較小的軸也可選用Q235等材料。而受力較大，或受整體結(jié)構(gòu)限制，軸的尺寸不能太大的軸類(lèi)零件，可選用合金鋼材料，如使用時(shí)轉(zhuǎn)速要求高、精度一般的軸可以選擇40Cr合金鋼材料；軸精度要求高，且工作環(huán)境較為惡劣的情況可選用Cr15、65Mn等合金鋼；對(duì)于高速旋轉(zhuǎn)且負(fù)載較大的軸類(lèi)零件，采用可選用20Cr、20CrMnTi、20Mn2B等低碳鋼或38CrMoA1A滲碳鋼，這些材料在經(jīng)過(guò)滲碳或滲氮處理后，可以較好的提高其強(qiáng)度及硬度，而且可以提高軸心部的強(qiáng)度，使軸具有較好的耐磨性。 因此，在本設(shè)計(jì)中齒輪軸的材料使用20CrMnTi，并進(jìn)行滲碳淬火處理。 4.1主動(dòng)錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1、最小直徑的確定 此軸為花鍵軸，初選為 （4-1） K取4.0，為變速器輸出的最大扭矩，則d=45.44。 因?yàn)棰褫S是花鍵軸，故花鍵的內(nèi)徑應(yīng)為45.44mm，于是花鍵軸的外徑為52.5mm。 2、各軸段直徑的確定 圖4.1 主動(dòng)錐齒輪軸 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=52.5mm;軸段II是安裝圓錐滾子軸承的軸段，選擇軸承內(nèi)徑為=60mm，軸徑就和軸承內(nèi)徑相等；軸段III是定位軸肩=75mm；軸段Ⅳ是過(guò)渡軸段，取為=55mm；軸段Ⅴ是安裝圓錐滾子軸承的軸段，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=75mm，軸段Ⅵ是軸肩段=80mm。 3、軸上零件的周向定位與其長(zhǎng)度 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 σP=≤[σ]P (4-2) 式中，Z—花鍵齒數(shù)，取16 L—齒的工作長(zhǎng)度，取60mm; h—花鍵齒側(cè)面的工作高度,h=m=3mm; dm—花鍵的平均直徑， dm=mZ=3×16=48mm; [σP]—許用擠壓應(yīng)力,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P110表6-3查得[σp]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=1444.95N.m 代入式（5-2）得σP=26.13MPa≤=45MPa 因此，花鍵連接強(qiáng)度滿(mǎn)足要求?？紤]到安裝等因素，取有效長(zhǎng)度為l= 60mm ， 所以軸段I的長(zhǎng)度取為=80mm。 軸段Ⅱ是安裝圓錐滾子軸承，軸段的長(zhǎng)度與軸承的寬度相等，故=36.5mm；軸段Ⅲ為定位軸肩=5mm；軸段Ⅳ是過(guò)渡段，取=50mm；軸段Ⅴ是安裝圓錐滾子軸承，軸段的長(zhǎng)度與圓錐滾子軸承的寬度相等，故取=41mm；軸段Ⅵ為定位軸肩，=5mm。 4、確定軸上的圓角和倒角的尺寸 取軸端倒角為2×45°；過(guò)渡段的倒角為10×45°。 4.2主動(dòng)錐齒輪軸的強(qiáng)度校核 (1) 計(jì)算載荷的確定 對(duì)于主減速器主動(dòng)錐齒輪軸的強(qiáng)度校核主要是進(jìn)行彎扭合成強(qiáng)度校核，其計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該是發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配與最低傳動(dòng)比和驅(qū)動(dòng)輪打滑時(shí)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩的較小者，由前面已經(jīng)求出主動(dòng)軸的計(jì)算載荷為 =1214.35×13/29=544.36N·m （4-3） 前面已經(jīng)計(jì)算出在計(jì)算轉(zhuǎn)矩下主動(dòng)圓錐齒輪的受力為： 6591.51N，＝5409.71N，＝784.15N （2）主動(dòng)錐齒輪軸力學(xué)模型的建立 根據(jù)主動(dòng)錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，建立力學(xué)模型如圖3所示。在根據(jù)軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系。其中為通過(guò)另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線(xiàn)；亦應(yīng)通過(guò)另加彎矩而平移到作用于軸線(xiàn)（上述轉(zhuǎn)化在圖中均未畫(huà)出）。 圖4.2 主動(dòng)錐齒輪力學(xué)模型示意圖 （3）求支承反力 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖及前如計(jì)算得到的齒輪載荷求出軸承的支承反力有: 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=6591.51N，于是可求得：=12366.63N，=18959.14N；同理可得V面的支承反力：=2412N，=3442.86N，圖中的軸向反力==5409.71N。 （4）根據(jù)支承反力作出軸才彎矩圖和扭矩圖 支承Ｂ點(diǎn)處的彎矩最大為 ＝×＝107.5××18958.14=2038N·m =×=70××3442.86=241 N·m ===2052.2N·m 該軸的扭矩為=3192N·m，C點(diǎn)只受扭矩， ===3433.7N·m。 作出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖5-2所示，由圖可看出危險(xiǎn)截面為截面B和C。 按彎矩合成應(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 ＝ (4-4) 其中折合系數(shù)α＝0.3，抗彎截面模量W=0.1=0.1×=37324.8，則 ＝==60.33MPa 截面C的校核： 截面C只受扭矩的作用，因此只校核其剪切應(yīng)力，由第一強(qiáng)度理論有 (5)軸的許用應(yīng)力計(jì)算 軸的材料是20CrMnTi，其抗拉強(qiáng)度，屈服極限，根據(jù)彎曲疲勞極限的計(jì)算公式可得： 合成彎矩如下圖：