重型汽車雙級主減速器設(shè)計(jì)

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1、中北大學(xué)2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 1 引言 1.1 概述 主減速器是汽車驅(qū)動橋中的重要部件。驅(qū)動橋主要包括主減速器總成、差速器、驅(qū)動橋殼等。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。按參加減速傳動的齒輪副數(shù)目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器，在雙級式主減速器中，若第二級減速器齒輪有兩對，并分置于兩側(cè)車輪附近，實(shí)際上成為獨(dú)立部件，則稱為輪邊減速器。按主減速器傳動比擋數(shù)分，有單速式減速器和雙速式減速器，前者的傳動比是固定的，后者有兩個(gè)傳動比供駕駛員選擇，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 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、浮動支承底座、電動機(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。 ⑤軸承質(zhì)量和壽命提高。 ⑥潤滑油質(zhì)量提高。 自20世紀(jì)60年代以來，我國先后制訂了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25萬臺左右，

4、對發(fā)展我國的機(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，其總體水平與國際水平有較大差距。 改革開放以來，我國引進(jìn)一批先進(jìn)加工裝備，通過引進(jìn)、消化、吸收國外先進(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級提高到GB10095－88的6級，高速齒輪的制造精度可穩(wěn)定在4－5級。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、傳動效率有了較大的提高，

5、對節(jié)能和提高主機(jī)的總體水平起到很大的作用。 我國自行設(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)品并存過渡會經(jīng)歷一段較長的時(shí)間。 1.3 汽車主減速器的作用組成及分類 1.3.1 主減速器的作用 汽車正常行駛時(shí)，發(fā)動機(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)齒輪副的傳動比則需很大，而齒輪副的傳動比越大，兩齒輪的半徑比也就越大。換句話說，也就是變速箱的尺寸也會越大。另外，轉(zhuǎn)速下降，而扭矩必然增加，也就加大了變速箱

6、與變速箱后一級傳動機(jī)構(gòu)的傳動負(fù)荷。所以，在動力向左右驅(qū)動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部件如變速箱、分動器、萬向傳動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。 所以說主減速器是驅(qū)動橋中重要的傳力部件，其基本功用是降低傳動軸輸入的轉(zhuǎn)速，同時(shí)增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉(zhuǎn)矩。達(dá)到減速增扭動作用。還具有改變轉(zhuǎn)矩旋轉(zhuǎn)方向的作用。經(jīng)過減速以后，再將轉(zhuǎn)矩分配給左、右車輪，并使左右車輪能夠正常行駛。 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。按參加減速傳動的齒輪副數(shù)目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器，在雙級式主減速器中，

7、若第二級減速器齒輪有兩對，并分置于兩側(cè)車輪附近，實(shí)際上成為獨(dú)立部件，則稱為輪邊減速器。按主減速器傳動比擋數(shù)分，有單速式減速器和雙速式減速器，前者的傳動比是固定的，后者有兩個(gè)傳動比供駕駛員選擇，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 雙級主減速器由兩級齒輪組構(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)改變傳動的方向，在減速器中作用非常重要。近年來，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，還具有主動齒輪的軸線可相對從動齒輪軸線偏移的特點(diǎn)。當(dāng)主動錐齒輪軸線向下偏移時(shí)，在保證一定離地間隙的情況下，可降低主動錐齒輪和傳動軸的位置，因而使車身和整個(gè)重心降低。這有利于提高汽車行駛穩(wěn)定性。在近些年來的汽車驅(qū)動橋上，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)槠渲鲃优c從動齒輪的軸線不相交而呈90度角度夾角，這對于增強(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，且使傳動工作過程更加平穩(wěn)。 1.4 國內(nèi)外發(fā)展動態(tài) 隨著科技的發(fā)展，汽車主減

9、速器也有了長足的進(jìn)步，汽車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淖冋麄€(gè)地盤的重心高度，所以一般采用下偏置來提高平穩(wěn)性。但是對于越野車來說要采用上偏置來提高越野性能。 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。 總體來說，車用減速器發(fā)展趨勢和特點(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)、自動化技術(shù)廣泛應(yīng)用。從發(fā)動機(jī)的大馬力、低轉(zhuǎn)速的發(fā)展趨勢以及商用車的最高車速的提升來看，公路用車橋減速器應(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)50萬次以上);在額定軸荷相同時(shí)，車橋的超載能力更強(qiáng);主減速器齒輪使用壽命更長、噪音更低、強(qiáng)度更大，潤滑密封性能更好;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貨車雙級主減速器設(shè)計(jì)，通過該項(xiàng)目，我們可以了解汽車的主要構(gòu)造，及各個(gè)構(gòu)件部件的作用，對本科期間的課程，有更好的消化。 2 雙級主減速器的選擇與設(shè)計(jì) 2．1 雙級主減速器的選擇 2.1.1 雙級主減速器的方案分析 主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。對發(fā)動機(jī)縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時(shí)，其驅(qū)動輪上要求必須具有一定的驅(qū)動力矩和轉(zhuǎn)速，在動力向左右驅(qū)動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部件如變速器、萬向傳動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)能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(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效率；與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與動協(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，以改善汽車平順性。 e）結(jié)構(gòu)簡單，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主要有螺旋錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪式傳動、圓柱齒輪式傳動（又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉(zhuǎn)式

13、齒輪傳動即行星齒輪式傳動）和蝸桿蝸輪式傳動等形式。 對一些載質(zhì)量較大的載貨汽車和公共汽車，越野車來說，根據(jù)發(fā)動機(jī)特性和使用條件，要求主減速器具有較大的傳動比，由一對錐形齒輪構(gòu)成的單級主減速器已不能保證足夠的離地間隙，這時(shí)則需要用兩對減速齒輪降速增矩的雙級主減速器。 2.1.2 雙級主減速器傳動形式 整體式雙級主減速器主要有三種結(jié)構(gòu)方案： a）第一級螺旋齒輪或雙曲面齒輪、第二級圓柱齒輪(圖2.1a) 圖2.1a 減速器結(jié)構(gòu)1 b)第一級行星齒輪、第二級螺旋或雙曲面齒輪(圖2.1b)

14、 圖2.1b 減速器結(jié)構(gòu)2 c）第一級圓柱、第二級螺旋或雙曲面齒輪(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，從而降低汽車的質(zhì)心高度，但使縱向尺寸增加，用在長軸距汽車上可適當(dāng)減小傳動軸長度，但不利于短軸距汽車的總布置，會使傳動軸過短，導(dǎo)致萬向傳動軸夾角加大(圖2.2a)。 圖2.2a 齒輪布置方案1 b）垂向布置：使驅(qū)動橋縱向尺寸減小，可減小萬向傳動軸夾角，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 雙級主減速器的結(jié)構(gòu) 圖2.3所示的雙級主減速器仿真圖。第一級為錐齒輪傳動，第二級為圓柱斜齒輪傳動。第一級從動錐齒輪16加熱后套在中間軸14的凸緣上并用鉚釘鉚緊。第二級主動圓柱齒輪與中間軸制成一體。中間軸兩端通過錐形軸承支承在主減速器殼上，由于其右端靠近從動錐齒輪受力大，故該端的軸承大于左端的軸承。圓柱從動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雙級主減速器仿真圖

16、 1-第二級從動齒輪；2-差速器殼；3-調(diào)整螺母；4、15-軸承蓋；5-第二級主動齒輪；6、7、8、13-調(diào)整墊片；9-第一級主動錐齒輪軸；10-軸承座；11-第一級主動錐齒輪；12-主減速器殼；14-中間軸；16-第一級從動錐齒輪；17-后蓋 雙級主減速器主要有如下結(jié)構(gòu)特點(diǎn)： (1)第一級為圓錐齒輪傳動，其調(diào)整裝置與單級主減速器類同。 (2)第二級為圓柱齒輪傳動。圓柱齒輪多采用斜齒或人字齒，傳力干穩(wěn)。人字齒輪傳動消除斜齒輪產(chǎn)生軸向力的缺點(diǎn)。 (3)由于雙級減速，減小了從動錐齒輪的尺寸，其背面一般不需要止推裝置。 (4)主動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。但第二級圓柱齒輪的軸向移動只能調(diào)整齒的嚙合長度，使嚙合副互相對正，不能調(diào)整嚙合印痕和間隙。 (6)雙級主減速器的減速比為兩對齒輪副減速比的乘積。設(shè)第一級的減速比為、第二級的減速比為，則雙級主減速器的總傳動比＝.。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，第一級主動錐齒輪軸承預(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移動軸承座10來調(diào)整；中間軸軸承預(yù)緊度及從動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)整從動錐齒輪的軸向位置。 由于一般中重型載貨汽車和大

18、型客車，越野車需要較大的傳動比，增大離地間隙，提高汽車通過性，所以本設(shè)計(jì)采用縱向水平布置的第一級螺旋齒輪、第二級圓柱齒輪的雙級主減速器。 2.2 雙級主減速器的設(shè)計(jì) 已知數(shù)據(jù)： EQ1090貨車； 自重4000Kg； 滿載質(zhì)量9000Kg； 最高車速100Km/h； 一檔傳動比ig1=6.24； 發(fā)動機(jī)最大扭矩Tmax=31Kgfm； 滾動半徑r=0.5m。 2.2.1 傳動比的分配 設(shè)一級減速齒輪的傳動比為i1；二級減速齒輪的傳動比為i2。根據(jù)汽車二級主減速器的傳動比分配要求，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、從動錐齒輪齒數(shù)z11和z12、從動錐齒輪大端分度圓直徑D12和端面模數(shù)m、主、從動錐齒輪齒面寬b11和b12、中點(diǎn)螺旋角β、法向壓力角α等。 1．主、從動錐齒輪齒數(shù)z11和z12 選擇主、從動錐齒輪齒數(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，對于貨車，z11一般不少于6； 4)當(dāng)主傳動比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)《汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊》138頁表6-4、6-5：選一級減速齒輪的主動齒輪齒數(shù)為Z11=11，從動錐齒輪的齒數(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)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tce =

21、 (2.1) 其中通過已知數(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)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計(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)動橋上的靜載荷N， m2′為汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，由于是貨車，所以：m'2=1.1～1.2；φ為輪胎與路面間的附著系數(shù)

22、；rr為車輪滾動半徑m；im為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比；ηm為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率。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按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計(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。 主動錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 式中，Tz為主動錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N.m）；io為主傳動比；ηG為主、從動錐齒輪間的傳動效率。計(jì)算時(shí)，對于弧齒錐齒輪福，ηG取95%；對于雙曲面齒輪副，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 .從動錐齒輪大端分度圓直徑D12和端面模數(shù)m D12對驅(qū)動橋殼尺寸有影響，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為從動錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（）。Tc=min[Tce, Tcs](見本節(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、從動錐齒輪齒面寬b1和b2 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會導(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窄及刀尖圓角過小。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，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面

26、過寬也會引起裝配空間的減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。 從動錐齒輪齒面寬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。對于螺旋錐齒輪，b1一般比b2大10%。 b2=40，所以主動錐齒輪齒面寬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過大，齒輪上所受的軸向力也會過大。汽車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；貨車選用較小聲值以防止軸向力過大，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)使主動齒輪的軸向

28、力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，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，故主動輪左旋，從動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)。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于輕負(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。對于弧齒錐齒輪，轎車:α一般選用14°30′或16°；貨車:α為20°；重型貨車:α為22°30′。對于雙曲面齒輪，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)，轎車為19°或20°，貨車為20°或22°30′。因?yàn)镋Q1090為中型貨車，故可取其法向壓力角為20o。根據(jù)上述數(shù)據(jù)可得: 從動錐齒輪：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) 單位齒長圓周力 主減速器錐齒輪的表面耐磨性長用輪齒上的單位齒長圓周力來估算 = (2.7)

30、 式中，F(xiàn)為作用在輪齒上的圓周力；b2為從動齒輪的齒面寬。 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) 式中，ig為變速器傳動比；D1為主動錐齒輪中點(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，對于從動齒輪，M=11723.88 N.m和Mcf=2170.19N.m；對于主動齒輪，M=1987.44和Mcf=367.89N.m； K0—超載系數(shù)，對于汽車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)，對于懸臂式支承，Km =1.0～1.25，主動齒輪，取1.2；對于騎馬式支承，Km =1.0～1.1，從動齒輪取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,主動齒輪b=44mm；從動齒輪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)，對于汽車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)，對于懸臂式支承，Km =1.0～1.25，主動齒輪，取1.2；對于騎馬式支承，Km =1.0～1.1，從動齒輪取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)動橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時(shí)間長、變化多、有沖擊等特點(diǎn)。它是傳動系中的薄弱環(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多，便會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。對齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理，可提高25％的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，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：選取精度等級。因?yàn)橛帽砻娲慊?，齒輪的變形不大，不須磨削，初選其等級精度為

37、8級精度（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，由i2=3.36，且根據(jù)《齒輪書冊》中斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)方法及要求，初選二級斜齒圓柱齒輪組的主動齒輪齒數(shù)Z21= 14，從動齒輪齒數(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： 從動齒齒頂圓直徑da=d22+2ha=305.5 主動齒齒頂圓直徑da=d21+2ha=99.43 主動齒齒根圓直徑df=d-2hf=72 從動齒齒根圓直徑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》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)閺膭渝F齒輪旋向?yàn)橛倚?，為抵消部分軸向力，故主動斜齒輪的旋向應(yīng)為左旋，從動斜齒輪旋向應(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)度不足而引起的過載折斷。折斷多數(shù)從齒根開始，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)象的方法是改善潤滑條件

41、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(nèi)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(yīng)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(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)，對切削加工性能及成本也要考慮，值得提出的是，對齒輪進(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)采用較長的軸頸，其上安裝兩個(gè)圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度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?？拷X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)相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。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、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導(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。跨置式支承中的導(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

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，故可采用一對軸承對稱布置于齒輪兩側(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)動的零件都必須安裝在軸上才能進(jìn)行運(yùn)動及動力的傳遞。因此軸的作用是支撐回轉(zhuǎn)件及傳遞運(yùn)動和動力。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，會影響軸的工作能力和軸上零件工作的可靠性。 3.2.1 主動錐齒輪軸的設(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，從軸承手冊上初步選擇軸承A為0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承，其軸承代號為32310，其尺寸為50*110*42.25；軸承B為2基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承，其代號為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，取有效長度為。 所以軸段Ⅰ的長度取為。 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)算簡圖及前面計(jì)算的到的齒輪載荷求出軸承的支反力有： 對于H面有： 由力的平衡和力矩平衡（對A點(diǎn)取矩）可得： 其中的值見表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，該軸安全。 3.2.2 從動錐齒輪軸的設(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，由于主動斜齒輪分度圓直徑為，由軸承手冊查到相應(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，查軸承手冊可知其，可取；軸段Ⅳ取為;軸Ⅲ定位從動錐齒輪的軸肩，其直徑取為。 3.初步選擇滾動軸承 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，從軸承手冊上初步選擇軸承C、D為0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承，其軸承代號為32310，其尺寸為。 4.各個(gè)軸段的長度確定 各個(gè)軸段的長度確定除了考慮各自的要求外，還要考慮箱體的對稱性。 軸段Ⅰ是安裝圓錐滾子軸承的軸段，其長度取決軸承的寬度，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，其長度取為，所以軸段Ⅱ的長度是；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)在軸承手冊中查取。因此作為簡支梁的支承跨距如圖3.2所示為240，根據(jù)軸的計(jì)算簡圖及前面計(jì)算的到的齒輪載荷求出軸承的支反力有： 對于

55、H面有： 由力的平衡和力矩平衡（對D點(diǎn)取矩）可得 （3.6） 其中的值見表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，該軸安全。 3.3 軸承的選擇 滾動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》和 《汽車軸承手冊》，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 主動圓錐齒輪前軸承 50 110 42.25 32310 主動圓錐齒輪后軸承 65 140 48 32313 從動圓錐齒輪軸承 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齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式求得 （3.9） 式中—發(fā)動機(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、···、倒檔的傳動比 —變速器處于1、2、3、···、倒檔時(shí)的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩利用率 查表可得，，，，， ，，，，， 分配變速器格擋的傳動比，去五檔傳動比為，則 ，，，其中已知一檔傳動比為，所以各檔的傳動比取為，，，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)量動載荷 軸承的當(dāng)量動載荷由下式

62、算得 其中是載荷系數(shù)，取為，根據(jù)軸承型號查軸承手冊可得 A:代號30216，,,；B：代號32218，,，；C、D：代號30217，,，。于是可得軸承的當(dāng)量動載荷為： 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 ，式中是汽車行駛的平均速度，對于中型貨車，取中間值為37.5km/h；是車輪的滾動半徑，這里取車輪半徑為。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。軸的材料和主動錐齒輪材料相同為20CrMnTi。 由于從動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斜齒輪零件圖。 從動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，則會給鑄造帶來不便，且會影響齒輪的結(jié)構(gòu)性能。故采用聯(lián)接式齒輪，如零件圖從動錐齒輪圖所示。 主動斜齒圓柱齒輪，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。如零件圖主動斜齒圓柱齒輪圖所示。

64、 4.2主動錐齒輪花鍵的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)選用圓柱直齒30o漸開線花鍵,參考《實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》,選取花鍵的長度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—齒的工作長度70m; h—花鍵齒側(cè)面的工作高度，漸開線花鍵，a=30°

65、,h=m=3mm; dm—花鍵的平均直徑，漸開線花鍵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)動輪打滑時(shí)主動錐齒輪的計(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雙級主減速器的潤滑 軸承的潤滑 1.軸承的值計(jì)算 1）計(jì)算軸承的轉(zhuǎn)速 汽車車輪的最大角速度，則各軸的轉(zhuǎn)速為： 。 式中：—軸的轉(zhuǎn)速；—第i軸

66、到車輪間的傳動比。 ， ， 。 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.軸承潤滑設(shè)計(jì) 1）潤滑方式的選擇 軸承A、B選用油浴潤滑的方式，軸承C、D也選用油浴潤滑，潤滑油的牌號為：GB 443——1989 L-AN15；軸承E、F選用脂潤滑，潤滑脂牌號為：GB 7324——1994 ZL-3。 2）潤滑方法 在主減速器中，潤滑油不能直接對軸承A、B、C、D進(jìn)行潤滑，因此本文通過導(dǎo)油槽和集油槽來時(shí)相對上述齒輪的潤滑，然后通過圓錐滾子軸承的泵油作用把油排到油池中。潤滑路線是：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。 齒輪的潤滑： 雙級主減速器的潤滑一般是通過油浴潤滑，油池在橋殼內(nèi)。潤滑油的型號選為：GB 443——1989 L-AN15。由于從動錐齒輪的分度圓直徑為，油浸沒齒寬的3/4，即；而從動圓柱齒輪的分度圓直徑為，按要求潤滑油的浸沒深度不得超過齒輪半徑徑的1/3，即。因此，可以算的油面的高度為（從從動斜圓柱齒輪低處計(jì)）： ，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超出要求值。 因