毕业设计（论文）1.5吨轻型货车后桥主减速器设计

毕业设计（论文）1.5吨轻型货车后桥主减速器设计 浙江科技学院毕业设计(论文) 1.5吨轻型货车后桥主减速器设计 学生姓名:盛阮涛 指导老师:李西秦 浙江科技学院机械学院 摘 要 轻型货车的后桥又称为驱动桥～主要由主减速器、差速器、半轴、和驱动桥桥壳等组成。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。主减速器的结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外～对汽车的行驶性能也有直接影响。 本文主要完成后桥主减速器的设计、参数计算和主要零件强度校核。本文首先主介绍选择本课题的背景意义、研究本课题需解决的主要问题、所能达到的预期目的以及国内外汽车车桥的发展现状。再是介绍了主减速器的型式～主减速器齿轮的类型和主减速器的支承型式及安置方法。接着是对主减速器的参数选择与设计计算～选择基本的参数为下一步的计算做准备～接下来就是是主减速器锥齿轮强度和轴承的载荷计算。最后对主减速器齿轮的材料及热处理做了详细的描述。 通过对主减速器的认识与了解～对汽车的车桥有了更深的印象～对于将来如何选购汽车～怎样更好的去设计汽车都有了帮助。 关 健 词:主减速器 设计 强度校核 I 浙江科技学院毕业设计(论文) The Design of rear axle main reducer for 1.5T LGV Name of student:Ruantao sheng Instructor: Xiqin Li Zhejiang University of Science and Technology School of Mechanical Abstract The rear axle assembly of LGV also been named drive axle, Mainly by the main reducer, differential and axle, and drive components, such as Shell Bridge. Reducer is the main vehicle of transmission in reducing speed and increase torque of the main components. Reducer the main structure of the design parameters and in addition to the car's reliability and durability have an important influence, the car will have a direct impact on performance. In this paper on the rear axle the main reducer the design, calculation and the main parameters of strength checking parts. First ，I introduce the choice of the main topics on the background of significance on this issue to be resolved the major issues, to achieve the desired objectives at home and abroad as well as the development of automobile axles. Then, I talked about the main type of reducer, the main reducer the type and the main gear reducer type of support and resettlement method. Then the main reducer parameters and design, the choice of the basic parameters for the next step to prepare for the calculation, the next is the bevel gear reducer is the main strength and bearing the load calculation. Through known about the main reducer awareness and understanding ，so that I gained a deeper impression on the axles of the car ，it may be gave me a large help for how to buy cars in the future,and how to optimize the design of the car better . Key words: Main Reducer Design Intensity Examination II 浙江科技学院毕业设计(论文) 目录 中文摘要.................................................................... I 英文摘要................................................................... II 目 录.................................................................. III 第一章 绪 论........................................... 错误～未定义书签。1 1.1选题的背景与意义................................... 错误～未定义书签。1 1.2研究的基本内容与拟解决的主要问题................... 错误～未定义书签。1 1.2.1研究的主要内容: ............................. 错误～未定义书签。1 1.2.2拟解决的主要问题 ............................. 错误～未定义书签。2 1.3研究方法及预期目的................................................... 3 1.3.1研究方法 ....................................................... 3 1.3.2预期目的 ....................................................... 3 1.4国内外汽车车桥的发展现状及前景....................................... 3 第二章 主减速器的结构型式................................................... 6 2.1主减速器齿轮的类型................................................... 6 2.2.主减速器的减速型式................................................... 7 2.3主减速器的锥齿轮的支承型式及安置方法................................ 11 2.3.1主动锥齿轮的支承型式及安置方法 ................................ 11 2.3.2从动锥齿轮的支承型式及安置方法.................................... 12 2.4主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整.................................... 12 第三章 主减速器的参数选择与设计计算........................................ 13 3.1主减速比的确定...................................................... 13 3.2主减速器齿轮计算载荷的确定.......................................... 14 3.3主减速器锥齿轮主要参数的选择........................................ 16 第四章 主减速器锥齿轮强度和轴承载荷的计算.................................. 22 4.1主减速器锥齿轮的强度计算............................................ 22 4.2轮齿的弯曲强度计算.................................................. 25 4.2.1锥齿轮齿面上的作用力 .......................................... 25 III 浙江科技学院毕业设计(论文) 4.2.2主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 .................................. 27 第五章 主减速器齿轮的材料及热处理.......................................... 28 第六章 结论................................................................ 30 附录....................................................................... 30 参考文献: ................................................................ 32 致谢....................................................................... 33 IV 浙江科技学院毕业设计(论文) 第一章 绪论 1.1 选题的背景与意义 汽车问世百余年，特别是从汽车产品的大批量生产及汽车工业的打发展以来，汽车已经对世界经济打发展和人类进入现代生活产生了无法估量的巨大影响，为人类社会的进步作出了不可磨灭的巨大贡献。为了使大家对汽车这一影响人类社会的产品有更全面、更深入的了解，以便把握住“汽车设计”技术的发展方向，通过对汽车的总体设计，汽车零部件的载荷和计算工况与计算方法，以及汽车各系统、各组成及主要零部件的结构分析和设计计算的概述，是大家对汽车的设计理论与设计技术有更好的认识与突破。 汽车车桥是汽车的重要组成部分，它承受着汽车的满载簧上荷重及地面经车轮、车架或承载车身经悬架传递的垂直力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷;后桥主减速器还担负着传递传动系中最大转矩的作用，桥壳还承受着反作用力矩。汽车车桥主减速器的结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有决定性的作用外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性能如有能力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操纵性等有直接影响。因此，车轿的结构形式选择、设计参数选取及设计计算对汽车的整车设计极其重要。汽车车轿主减速器的设计涉及到的机械零部件的品种极为广泛，对这些零部件及总成的制造也几乎要涉及到所有的现代机械制造工艺。因此，本次毕业设计将通过对汽车车桥主减速器的学习和设计实践、结构的优化设计、主要零部件强度的计算分析和有限元分析等内容，可以更好地学习并掌握现代汽车零部件设计与计算分析的相关知识和技能， 通过对汽车主减速器的设计与计算，使我对综合运用所学的基础理论、专业知识有了更好的认识和巩固，培养了我对汽车设计的基本技能研究和处理问题的能力，为将来踏入汽车行业奠定扎实的基础。 1.2 研究的基本内容与拟解决的主要问题 1.2.1 研究的主要内容 轻型货车的后桥又称为驱动桥，主要由主减速器、差速器、半轴、和驱动桥桥壳等组成。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动 1 浙江科技学院毕业设计(论文) 机纵置的汽车来说，主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器，可使主减速器前面的传动部件如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，也可变速箱的尺寸质量减小，操纵省力。 本次毕业设计的基本内容有: 一、主减速器的结构型式 主减速器的结构型式主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 1)主减速器齿轮的类型。主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆。通过对它们的比较和分析，论述各自齿轮的优缺点，以及能适应的环境。 2)主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法 主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式(骑马式)支承两种。 从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及载荷在轴承之间的分布比例有关。 3)主减速器的减速型式。主减速器的减速型式可分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、单级或双级减速速配轮边减速。影响减速形式选择的因素有汽车类型、使用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及主传动比i0。 二、主减速的基本参数选择与设计计算 1)确定主减速器的主减速比、主减速器齿轮计算载荷确定和各齿轮的基本参数; 2)主减速器锥齿轮的强度校核以及锥齿轮轴承的载荷计算; 3)主减速器锥齿轮的材料选择及热处理等。 1.2.2 拟解决的主要问题 2 浙江科技学院毕业设计(论文) 通过这次设计中，考虑主减速器的生产标准化、通用化，使用条件的环境多变化，并且通过对各部分进行的设计计算，优化主减器各级齿轮的安置方式及减速型齿轮参数，提高主减速器的强度和传动效率，整体考虑汽车的动力性、燃油经济性。 1.3研究方法及预期目的 1.3.1 研究方法 通过毕业设计，对汽车车桥的结构、主减速器的工作原理、传动装置，以及通过对环境的参照来合理选择汽车主减速器有比较熟悉的了解。通过上网查阅资料，图书馆借阅书刊，真正了解汽车后桥的基本原理，结构组成及功能;再通过老师的指导和在实验室亲自动手，反复对汽车车桥的拆装，分析各个车桥的优缺点;最好进行轻型货车后桥主减器设计和计算分析，提出合理的改革措施和。 1.3.2 预期目的 毕业设计是教学计划中最后一个综合性实践教学环节，是我们在教师的指导下，独立从事车辆设计工作的初步尝试，可以培养我们综合运用所学的基础理论、专业知识、基本技能研究和处理问题的能力。是对四年所学知识和技能进行系统化、综合化运用、和深化的过程。通过考察、立题、收集素材、设计方案、工艺制作等过程，检查我们的思维能力、动手能力和掌握技艺的深度，并通过毕业答辩、毕业设计和实习工作，来考核教学水平，对深化教学改革。了解汽车后桥的构造，掌握汽车后桥的工作原理。了解后桥主减速器的结构，掌握汽车后桥的设计方法，培养我们自己动手设计项目、自学的能力，掌握单独设计课题和项目的方法，设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺性且结构简单、便于维护的汽车后桥，为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。 1.4国内外汽车车桥的发展现状及前景 随着目前世界汽车领域新理论，新技术，新工艺，新材料的发展，车桥的结构较传统形式有了很大的改观(这些变化主要是为提高汽车的舒适性、安全性和可靠性。 根据汽车工业年鉴相关资料，2006年汽车销量达到722万辆，2007年中国 3 浙江科技学院毕业设计(论文) 汽车销售879.15万辆，2008年汽车产销量将突破1000万，2010年汽车销售规模将达到1263万辆。 我国车桥产量虽然以10%以上的速度增长，2010年将达到1335万台，但车桥行业的总体利润率不高，行业资金利税率也在不断下降。另外由于整车厂的产品扩展，使车桥企业向多品种、跨地域发展，车桥企业正面临产业上下游的大力挤压，预期未来3-5年，车桥企业将出现更激烈、更正面的竞争与整合。轻型桥市场，2010年预计轻卡、轻客、SUV、皮卡的市场需求总计将达到212.4万辆，特别是中高档轻卡、中高档皮卡、中高档SUV等市场非常大。同时，轻型整车厂车桥采购体系相对开放，以及轻型车桥企业曙光车桥、湖南车桥、合肥车桥、江铃底盘、福建台亚等市场份额普遍不高，这些有利因素都将促进轻型桥的发展。重型桥市场竞争激烈，进入风险巨大。国内重型车桥生产企业主要集中在山汽改、东风车桥、济南桥箱厂、陕西汉德车桥、重庆红岩和安凯车桥等几家企业，这些企业几乎占到国内重卡车桥90%以上的市场;大中型客车企业车桥市场自主生产较多，社会化采购主要集中在宇通与金龙等企业。 随着中国公路建设水平的不断提高，公路运输车辆正向大吨位、多轴化、大马力方向发展，使得汽车车桥总成也向传动效率高的单级减速方向发展。中国重汽的一位工程师告诉记者，单级驱动桥结构简单，机械传动效率高，易损件少，可靠性高。由于单级桥传动链减少，摩擦阻力小，比双级桥省油，噪声也小。过去，单级桥因为桥包尺寸大，离地间隙小，导致通过性较差，应用范围相对较小，但是现在公路状况已经得到了显著改善，汽车使用条件对通过性的要求降低。这种情况下，单级桥的劣势得以忽略，而其优势不断突出，所以在公路运输中的应用范围肯定越来越广。目前我们卡车中，双级减速桥的应用比例还在60%左右。 不过，有专家认为，双级减速桥的缺点也比较明显:传动效率相对较低，油耗高;长途运输容易导致汽车轮毂发热，散热效果差，为了防止过热发生爆胎，不得不增加喷淋装置;结构相对复杂，产品价格高等。因此，在欧美重型汽车中采用该结构的车桥产品呈下降趋势，日本采用该结构的产品更少。我国双级桥使用比例下降也是必然的，有专家预测，今后几年内，汽车车桥将会形成以下产品格局:公路运输以10 吨及以上单级减速驱动桥、承载轴为主;工程、港口等用车以10 吨级以上双级减速驱动桥为主。 4 浙江科技学院毕业设计(论文) 近几年汽车企业的产销数据显示, 汽车市场的集中度正在进一步提高。随着缺陷汽车召回制度及欧E、欧E 排放标准的实施, 加上原材料涨价等因素, 重型车的研发、制造、销售等环节的成本将有一定幅度的上升, 因此, 未来几年内, 汽车市场的盈利水平将会越来越低, 市场价格将会全面调整和适度下降。汽车未来几年盈利水平的降低, 在客观上为汽车的重组创造了条件。 随着整个汽车市场的发展变化, 作为4大总成之一的车桥也会随之发生变化 , 面临市场集中度的问题。目前国 内车桥生产企业也主要集中在山汽改、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩 桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些企业几乎占到国内车桥90%以上的市场。 车桥技术趋势 轻量化、低噪声 业内专家认为，总体而言，现在汽车向节能、环保、舒适等方面发展的趋势，要求车桥要轻量化、大扭矩、低噪声、宽速比、寿命长和低生产成本。 “从国际趋势看，车桥向轻量化发展是必然”，一汽解放汽车有限公司车桥分公司副总经理刘春伟说，只是由于国内卡车超载现象严重，车桥不得不越做越大。他给记者讲了一个真实的例子，有次他们出口车桥，外方一看“重量超标，别的就不用谈了”。以至于现在出口的车桥都是在国内不能进入市场的产品。其实，“车桥厂家都盼望限制超载的国家法规尽快出台，因为向轻量化发展，材料节省，可以降低成本。” 有专家指出，在噪声方面，国内车桥跟国外的差距较大，今后需要在这方面有所提高。造成车桥噪声的主要因素在于齿轮精度不够，所以，车桥齿轮要向高强度、高精度方向发展。齿轮的高强度化制造技术关键在于:高强度齿轮钢的开发和齿轮强化技术的应用。齿轮的高精度制造技术包括合理选材、高精度淬火技术和从动齿轮压力淬火技术。 5 浙江科技学院毕业设计(论文) 第二章 主减速器的结构型式 主减速器的结构型式主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 2.1主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是弧齿锥齿轮和双曲面齿轮。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮(多采用斜齿圆柱齿轮)，或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮蜗杆传动。 弧齿锥齿轮传动 弧齿锥齿轮传动的特点是主、从动齿轮轴线垂直相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用90º交角的布置。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此，可以承受大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另—端，使得其工作平稳，噪声和震动小，但弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大。 双曲面齿轮传动 双曲面齿轮的特点是主、从动齿轮轴线不相交，且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离E，称为偏移距。此偏移距使主动齿轮的螺旋角β1大于从动齿轮的螺旋角β2，并将β1与β2之差称为偏移角ε。根据啮合面上法向力相等，可求得主、从动齿轮圆周力之比为F1/F2=cosβ1/cosβ2，其中F1、F2分别为主、从动齿轮的圆周力;β1、β2分别为主、从动齿轮的螺旋角。 因此，与弧齿锥齿轮传动相比较，双曲面齿轮传动具有以下优点:当双曲面齿轮与弧齿锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动具有更大的传动比;当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的弧齿轮有更大的直径和较高的轮齿强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度;当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮比相应的弧齿锥齿轮的尺寸要小，从而可以获得更大的离地间隙;此外，由于偏移距的存在，使双曲面齿轮在工作过 6 浙江科技学院毕业设计(论文) 程中不仅存在与弧齿锥齿轮相同的沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动，从而可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性;双曲面传动的主动齿轮的螺旋角较大，同时啮合的齿数较多，重合度更大，既可以提高传动的平稳性，又可以使齿轮的弯曲强度提高约30%;双曲面传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的弧齿锥齿轮大，从而可以降低齿面间的接触力;双曲面传动的主动齿轮螺旋角较大，则不产生根切的最小齿数可减少，因此可以选用较少的齿数，有利于增加传动比;双曲面传动的主动齿轮较大，因此加工时需要的刀盘刀顶距较大，切削刃寿命较长;双曲面齿轮的偏移距还有利于实现汽车的总体布置。 双曲面齿轮传动因具有一系列优点，因而较弧齿锥齿轮的应用更为广泛。 一般情况下，当主减速比大于4.5而轮廓尺寸有限时，采用双曲面齿轮传动更为有力;而当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。 圆柱齿轮传动 齿轮机构是现代机械中应用最广泛的传动机构，用于传递空间任意两轴或多轴之间的运动和动力。圆柱齿轮传动主要优点是传动效率高，结构紧凑，工作可靠、寿命长，传动比准确。圆柱齿轮传动主要缺点是制造及安装精度要求高，价格较贵，不宜用于两轴间距离较大的场合。在齿轮传动机构的研究、设计和生产中，一般要满足以下两个基本要求: 一、传动平稳--在传动中保持瞬时传动比不变，冲击、振动及噪音尽量小。 二、承载能力大--在尺寸小、重量轻的前提下，要求轮齿的强度高、耐磨性好及寿命长。 圆柱齿轮传动广泛用于发动机横置前驱动乘用车驱动和双级主减速器驱动桥以及轮边减速器，且皆采用斜齿轮。 蜗杆-蜗轮传动 蜗杆-蜗轮传动简称蜗轮传动，在汽车驱动桥上也得到了一定应用。在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎之间的配合要求有大的主减速比(通常8,14)时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便，而采用其他齿轮时就需要结构较复杂、轮廓尺寸及质量均较大、效率较低的双级减速。与其他齿轮 7 浙江科技学院毕业设计(论文) 传动相比，它具有体积及质量小、传动比大、运转非常平稳、最为静寂无噪声、便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的布置、能传递大载荷、使用寿命长、传动效率高、结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。其惟一的缺点是耍用昂贵的有色金属的合金(青铜)制造，材料成本高，因此未能在大批量生产的汽车上推广。 2.2主减速器的减速型式 主减速器的减速型式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单极贯通、双极贯通、单极或双极减速配以轮边减速等。减速型式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂已有的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、燃料经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙;驱动桥的数目及布置型式等。若仅就主减速比的大小对选择减速型式的影响而言，通常减速型式的影响而言，通常，当主减速比i0?7.6(对于贯通式驱动桥i0?5)时，应采用单极减速;当7.612且要求有较大的离地间隙时，需配以轮边减速。应当指出，这些仅是推荐范围，特别是主减速比i0位于上述范围边界的某些汽车，在确定主减速器的减速型式是仍会有不同的选择。另外，在离地间隙已定从而从动锥齿轮尺寸确定的情况下，为了不使从动锥齿轮的轮齿过分削弱，双曲面齿轮单级主减速器的主减速比i0最好大于6.5 影响减速形式选择的因素有汽车类型、使用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及传动比i0，其中i0的大小影响汽车的动力性和经济性。 单级主减速器 由于单级主减速器具有结构简单、体积及质量小且制造成本等优点，因此广泛用于主减速比i0?7.6的各种中、小型汽车上。例如，轿车、轻型卡车都是采用单级主减速器，大多数的中型载货汽车也采用这种形式。一般轿车的主减速比i0为3~4.5，而多数装有单级主减速器的载货汽车的主减速比选为5~7. 单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿或双曲面齿轮，也可采用蜗轮传动减速。 单级主减速器的结构型式，尤其是其齿轮的支承型式和拆装方法，与桥壳的结构型式密切相关。根据桥壳结构型式的不同，单级主减速器又有以下四种典型结构。 (1)采用组合式桥壳的单级主减速器 8 浙江科技学院毕业设计(论文) 在某些小型汽车上，有时采用结构简单、质量小、造价低的组合式桥壳单级主减速器。其主减速器壳与桥壳铸成一个整体，主动锥齿轮轴承与差速器轴承都直接支承在与桥壳连成一体的主减速器壳上，因此其支承刚度大，有利于齿轮的正确啮合。 (2)采用对分式桥壳的单级主减速器 这种结构仅见于中、小型汽车上。这种减速器桥壳的中间部分同时也是主减速器壳，它由一个纵向合面将其分为左右两部分，并由在接合面处的一圈螺栓联接成一个整体。 (3)采用整体式桥壳的单级主减速器 其主减速器壳是与桥壳分开的，主减速器的全部零件都装在主减速器上，然后将其作为一个已安装、调整好的独立总成而插入整体式桥壳内。 (4)前置发动机前轮驱动汽车和后置发动机后桥驱动汽车的单级主减速器 轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置型式，而后置发动机后轮驱动的布置则见于运动型轿车和接力赛用汽车。 双级主减速器 双级主减速器由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大(7.6 5的中、重型汽车的贯通桥。它又有锥齿轮—圆柱齿轮式和圆柱齿轮锥齿轮式两种结构型式[5]。 锥齿轮—圆柱齿轮双级贯通式主减速器的特点是有较大的总主减速比(因两级减速的减速比均大于1)，但结构的高度尺寸大，特别是主动锥齿轮的工艺性差，而从动锥齿轮又需要采用悬臂式安置，支承刚度差，拆装也不方便。 与锥齿轮—圆柱齿乾式双级贯通式主减速器相比，圆柱齿轮—锥齿轮式双级贯通式主减速器的结构紧凑，高度尺寸减小，但其第一级的斜齿圆柱齿轮副的减速比较小，有时甚至等于1。为此，有些汽车在采用这种结构布置的同时，为了加大驱动桥的总减速比而增设轮边减速器;而另一些汽车则将从动锥齿轮的内孔做成齿圈并装入一组行星齿轮减速机构，以增大主减速比。 单级(或双级)主减速器附轮边减速器 矿山、水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等，要求有高的动力性，而车速则可相对较低，因此其传动系的低档总传动比都很大。在设计上述重型汽车、大型公共汽车的驱动桥时， 10 浙江科技学院毕业设计(论文) 为了使变速器、分动器、传动轴等总成不致因承受过大转矩而使它们的尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致了一些重型汽车、大型公共汽车的驱动桥的主减速比往往要求很大。当其值大于12时，则需采用单级(或双级)主减速器附加轮边减速器的结构型式，将驱动桥的一部分减速比分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。这样以来，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地间隙，并可得到大的驱动桥减速比(其值往往在16~26左右)，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。但轮边减速器在一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂、成本提高，因此只有当驱动桥的减速比大于12时，才推荐采用。 2.3 主减速器锥齿轮的支承型式及安置方法 2.3.1 主动锥齿轮的支承型式及安置方法 在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。 [1]现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种: (1)悬臂式 齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。 (2)骑马式 齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。骑马式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1/30以下，而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5,1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右 装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。但是骑马式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构复杂，成本提高。轿车和装载质量小于2t的货车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。 11 浙江科技学院毕业设计(论文) 2.3.2 从动锥齿轮的支承型式及安置方法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度，支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这一点当主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极为重要。向心推力轴承不需要调整，但仅见于某些小排量轿车的主减速器中。只有当采用直齿或人字齿圆柱齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器的从动齿轮才可以安装在向心球轴承上。 轿车和轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差建界壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好，中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。 2.4 主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转速有关。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整，可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便，波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。 12 浙江科技学院毕业设计(论文) 第三章 主减速器的参数选择与设计计算 轻型货车整车参数如下:

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3.1 项目 参数 驱动型式 4×2 装载质量 1500kg 空车质量 1300kg 车轮半径 R=0.368 m 最高车速 V=85 km/h amax 发动机最大功率及转速 np=51.47 KW =3800,4000 r/min pemax Tn=137N?m =2000,2300 r/min 发动机最大转矩及转速 emaxT 主减速器传动比 i=5.833 0 ,=0.9 传动效率 T 变速器最大传动比 i g=5 变速器传动比 I II III IV R 四档变速器 5.09 3.09 1.71 1.00 4.95 3.1主减速比的确定 i0主减速比的大小，对于主减速的结构型式、轮廓尺寸及质量的大小影响很 i0大。主减速比的选择，应在汽车总设计时和传动系的总传动比(包括变速器、分动器和加力器、驱动桥等传动装置的传动比)一起，由汽车的整车动力计算来 i0确定。驱动桥的主减速比的设计依据，也是设计主减速器时的原始参数。 传动系的总传动比(其中包括主减速比i0)，对汽车的动力性、燃料经济性有非常重大的影响，发动机的工作条件也和汽车传动系的传动比(包括主减速比)有关。可采用优化设计方法对发动机参数与传动系的传动比以及主减速比i0进行最优匹配。 根据给定的发动机的特性，可选择出合理的主减速比i0的值。当轻型卡车在良好的道路条件下以变速器的最高档位行驶时，所选择的i0值应能满足汽车动力性的要求。 13 浙江科技学院毕业设计(论文) i,5.8330 根据所用参数，我选择的汽车主减速比为 3.2主减速器齿轮计算载荷的确定 i除了主减速比及驱动桥离地间隙外，另一项原始参便是主减速器齿轮的计0 算载荷。汽车主减速器锥齿轮有格里森和奥利康两种切齿方法，这里仅介绍格里 森计算载荷的三种确定方法。 T1.按发动机最大转矩配和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩je (3.1) TTiKnjeeTLT,max0η/ T式中: — 发动机最大扭矩，N?m; emax ii, — 由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低转动g10 比; iii,,*29.69TLgi0 ,, — 传动系有关传动部分的传动效率;取=0.9 TT KK — 超载系数，一般载货汽车取=1.0; 00 — 该车的驱动桥数目，取=1; nn 所以，由式(3.1)可以得: N?m T,，，，,13729.6910.9/13660.8je T2.按驱动车轮打滑时作用在主减速器从动齿轮上计算转矩 j, Gr,2r,T (3.2) ,j,i,LBLB G — 汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷(N)，(对后桥还应该考虑2 G,19843汽车加速时的负荷增大量)， N 2 ,, — 车轮胎对地面的附着系数，取=0.85; r — 车轮的滚动半径;m r ,,i — 分别为所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和LBLB ,,i传速比;取=0.9×1=0.9; LBLB 所以，(3.2)可以得: 14 浙江科技学院毕业设计(论文) 198430.850.368，， N?m T,,6896.5j,0.9 3.按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tjm GGr，,，，aTr (3.3) Tfff,，，，，jmRHP,,,inLBLB G — 汽车满载时的总重力，N; a式中: G — 所牵引的挂车的满载总重力，N，仅用于牵引车的计算; T r—车轮的滚动半径; r f — 道路滚动阻力系数，对于货车取0.015,0.020，本设计取f=0.020; RRf — 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，货车取0.05,0.09，本设计取H f=0.05; H f — 汽车的性能系数: P ，，0.195GG，，，1aT f,,16,,P100Tmaxe，， 0.195GG，，，aTff当时，取=0。 本次设计=0 ,16PPTmaxe 所以，由式(3.3)可得: T=83.42 N?m jm 由式(3.1)和式(3.2)求得的计算载荷是汽车最大转矩而不是正常持续转矩，不能作为疲劳损坏的依据。汽车的类型很多，行驶工况有非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车则在高负荷低车速低条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩。对于公路汽车而言，使用条件比较稳定，而正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定，主减速器从动齿 Tjm轮的平均计算转矩可按下式计算:不同于式(3.3)求得的平均计算载荷。当 Tj计算齿轮最大应力时，平均计算载荷取前面两种的较小值，即TTTTTjej,jjjm=min[,];当计算齿轮的疲劳寿命时，取。 15 浙江科技学院毕业设计(论文) 主动齿轮的平均计算载荷: Tjm,Tjz,i0T (3.4) 所以，由式(3.4)可得: Tjz=15.89 N?m 3.3 主减速器锥齿轮主要参数的选择 i主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮在选定主减速比，主减速器0的减速型式、齿轮类型及计算载荷以后，便可根据这些已知参数选择主减速齿轮的主要的几项参数。 ZZ1 主、从动齿轮齿数、 21 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素: ZZ为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数、间应避免有公约数; 21 为了得到理想的齿面重叠系数，对于其齿数和，货车应不少于40，轿车应不少于50; Z为了啮合平稳、噪声小和具有较高的疲劳强度，对于乘用车，一般不小1 Z于9;对于商用车，一般不小于6; 1 iZ当较大时，应尽量使主动齿数取得小些，以得到满意的驱动桥离地间01 隙; ZZ对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。 21 Z,6Z,35根据以上原则，选取的主动齿轮的齿数;从动齿轮的齿数12 d2从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数m 2 对于单级主减速器，增加尺寸D会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小D又影响跨置式主动齿轮的前支撑座的安装和差速器的安装。 d按经验公式求出: 2 3KTd= (3.5) d2j2 16 浙江科技学院毕业设计(论文) d式中:—从动锥齿轮的分度圆直径，mm; 2 KK,13~16K,15 —直径系数，取，本设计去; ddd222 TTTT —计算转矩，N?m;=min[,]; jjej,j 由上得: 3 dmm,，,153660.82492 由下式计算 m d2m,z2 同时，m还应满足 3mKT, (3.6) mj KK,0.3~0.4K,0.4—模数系数，取;本设计取; mmm 所以，取m=7.15 3主从动锥齿轮齿面宽 B1和B2 齿面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。齿面大于上述规定，不但度能提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难。因为齿面宽的加大只能从延长小端着手，轮齿延长的结果使小端齿沟变窄，结果使切削刀头的顶面宽或刀盘刀顶距过窄及刀尖的圆角过小，这样不但减小了齿根圆角半径从而加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。如果在安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作是负载集中于齿轮小端，则易引起小端的过早损坏和疲劳。另外，齿面宽过大也会引起装配空间的减小。通常推荐圆锥齿轮与双曲面齿 FBA20.30,A轮传动从动齿轮的齿宽为其锥距的0.30倍，即，但不应超B200过端面模数的10倍。对于汽车工业，主减速器圆弧锥齿轮推荐采用: m Bd20.155, (3.7) 2 d式中: — 从动齿轮节圆直径，mm; 2 Bmm237,所以 取 B1一般比B2大10%，所以B1为40 mm 17 浙江科技学院毕业设计(论文) E4双曲面齿轮的偏移距 E在双曲面齿轮传动中，小齿轮中心线对大齿轮中心线的偏移距的大小及偏移方向是该传动的重要参数。 EE选择值时应考虑到: 值过大，将导致齿面纵向滑动的增大，从而引起齿面的 E早期磨损或擦伤;值过小则不能充分发挥双曲面齿轮的特点，对轿车、轻型载 EA货汽车的主减速器来说，值不应超过从动齿轮节锥距的40%(接近于从动齿0 Ed轮节圆直径的20%)。传动比愈大则偏移距也应愈大，大传动比的双曲面齿2 EE轮传动，偏移距可达从动齿轮节圆直径的20%30%。但当偏移距大于从动齿轮节圆直径的20%时，应检查是否存在根切。 E本次设计取=30mm 判断准双曲面齿轮的偏移方向时，从从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方，则为上偏移;在下方，则为下偏移，螺旋方向为左旋的主动齿轮一定是下偏移，右旋的主动齿轮是上偏移。 此次设计主动齿轮左旋，则选择主动齿轮下偏移。 图3.1 双曲面齿轮的偏移距和偏移方向 :a:,:b:,主动齿轮左旋,从动齿轮右旋——下偏移 :c:,:d:,主动齿轮右旋,从动齿轮左旋——上偏移 18 浙江科技学院毕业设计(论文) 5中点螺旋角 , 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的。如图3-2, T所示，齿线上任一点处的螺旋角，是该点处的切线与该点和节锥顶点的连线C 之间的夹角。 OL 图3-2螺旋角:在节锥表面的展开图上: ,螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋角是沿节锥齿线变化的，大端的螺旋角0 ,,较大，小端的螺旋角较小，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮的中点螺旋角，im 也是该齿轮的名义螺旋角。 螺旋锥齿轮传动主、从动齿轮的中点螺旋角或名义螺旋角是相等的。而对于双曲面齿轮传动，由于主动齿轮对于从动齿轮有了偏移距，使主、从动齿轮的名义螺旋角不相等，且主动齿轮的大，从动齿轮的小。选择齿轮的螺旋角时，应 m考虑它对齿面(或纵向)重叠系数、齿轮强度和轴向力的大小的影响。螺旋F mm角应足够大以使不小于1.25.因愈大，传动就愈平稳，噪音就愈低。对轿FF m,1.5~1.8m,2.0车应使。当时可得到很好的结果。螺旋角过大会引起轴向FF 力亦过大，因此应有一个适应的范围，以使齿轮的轴向力不太大而又得到可能大的重叠效果。 o,本次设计主动齿轮的螺旋角=50 1 o'",,34732从动齿轮的螺旋角 2 6螺旋方向的选择 螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的螺旋方向指的是轮齿节锥的曲线弯曲方向，分为“左旋”和“右旋”两种。判断左、右旋向时应从齿轮锥顶对着齿面看去，如果轮齿从小端到大端的走向为顺时针方向，则称为右旋齿，反时针则称为左旋齿。 19 浙江科技学院毕业设计(论文) 主、从动齿轮的螺旋方向是不同的。 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向取决于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是反时针，要向齿轮的背面看去。而判断轴向力方向时，则可用左、右手法则判断，左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断;右旋齿轮的轴向力的方向用右手法则判断。判断时伸直拇指的指向为轴向力的方向，而其他手指握起来后的指向就是齿轮旋转方向。 本设计采用主动齿轮左旋、从动齿轮右旋。 7 法向压力角的选择 , 加大压力角可以提高轮齿的强度、减小齿轮不产生根切的最小齿数。但对尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降。所以对轻负荷齿轮一般采用小压力角，使齿轮运转平稳，噪音低。对“格里森” '制主减速箱螺旋锥齿轮来说，规定轿车选用或的法向压力角;载货汽车143016 '选用20?的压力角;重型载货汽车可选用的压力角;而“奥利康”制规定:2230 当使用新型的EN型标准铣刀盘时，取;当使用旧型的TC型标准刀盘时，,,20 '取。对双曲面齿轮来说，虽然大齿轮轮齿两侧齿形的压力角是相等的，但1730 小齿轮轮齿两侧的压力角不相等，因此，其压力角按平均压力角考虑。在车辆驱动桥主减速器的“格里森”制双曲面齿轮传动中，轿车选用的平均压力角;19 'z,8载货汽车选用的平均压力角。当小齿轮齿数时其平均压力角则选用22301 '。双曲面小齿轮轮齿两侧的压力角如自然形成不相等时，则齿轮副在正反2115 两个方向旋转时的啮合线长度是一样的。而人为地控制使压力角不相等时，可使正、反两个方向需安装时的啮合线长度不相等。近年来的趋势是减小驱动侧(小齿轮齿轮凹面)压力角，以增大该侧的啮合线长度。这种做法增大了重叠系数，因而改善了传动的运转平稳性，降低了噪音。通常，在无明显根切的条件下使小齿轮轮齿凹面压力角比其自然形成的压力角减小2，可显著改善传动性能。但任何时候都不应把驱动侧的压力角减小到使轴向力将小齿轮推向大齿轮。驱动侧的压力角不得小于。为了避免非工作面压力角过大，现代轿车用的“格里森”10 20 浙江科技学院毕业设计(论文) 制双曲面的平均压力角为。当双曲面齿轮压力角较自然形成的压力角相差219 以上或小齿轮轮齿两侧压力角之差达以上时，应检查是否产生根切。 2 '设计采用平均压力角为。 2230 21 浙江科技学院毕业设计(论文) 第四章 主减速器锥齿轮强度和轴承载荷的计算 4.1主减速器锥齿轮强度计算 在选好主减速器锥齿轮的主要参数后，可根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度计算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命以及安全可靠地工作。 轮齿损坏形式主要有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。下面所介绍的强度验算是近似的，在实际设计中还要依据台架和道路试验及实际使用情况等来检验。 1、单位齿长圆周力 在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其轮齿上的假定单位压力即单位齿长上的圆周力来估算，即 F N/mm (4.1) p,2B PF式中: — 作用在单位齿轮上的圆周应力(N/mm)，为作用在轮齿上的圆周 力(N),为从动齿轮的齿面宽(mm); B2 按发动机最大转矩计算时: (4.2) 2KTi0ηegmax3p,，10 N/mm12ndB i — 变速器传动比，常取一档或直接档的; g其中， — 主动齿轮分度圆直径，mm;其他符号同前。 d1 对于多数驱动的汽车还应考虑驱动桥数及分动器的传动比。 按最大附着力矩计算时: (4.3) 2Gr,3r2,，p10 N/mmη22dB , — 车轮胎对地面的附着系数，按表4.1选取; p许用的单位齿长圆周力见表4.1。 22 浙江科技学院毕业设计(论文) p在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，有时高出表中数值的20%,25%。 表4.1 许用单位齿长的圆周力 p,, 轮胎与地面的附着2Gr,2KTi0η3r2参 egmax3,，p10 p,，10j系数 汽 η22dB数 12ndB车 类 I档 II档 直接档 别 轿车 893 536 321 893 0.85 载货汽车 1429 250 1429 0.85 公共汽车 982 214 0.85 牵引汽车 536 250 0.85 pI档时，按发动机最大转矩计算，=1248.0 N/mm,1429 N/mm p按最大附着力矩计算，=1347.4 N/mm,1429 N/mm p直接档时，按发动机最大转矩计算，=249.6 N/mm,250 N/mm p按最大附着力矩计算，=1347.4 N/mm,1429 N/mm 可见，符合单位齿长的许用圆周力。设计合格。 2、轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器准双曲面齿轮齿面的计算弯曲应力为: 2000,,,,TKKK2jsm0 N/mm (4.4) ,,，,,,WW2，KBZmJ,,,,V2 TTT式中: — 该齿轮计算转矩，N?m;对于从动齿轮按、较小者和 计Tjjej,jm 算;对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上; m4KKK — 尺寸系数，当端面模数m >1.6mm时，取= =0.72; sss25.4 KK — 载荷分配系数，当有一个齿轮用跨置式支承时，=1.10,1.25;mm K此次设计取=1.20; m KK — 质量系数，对驱动桥齿轮取=1.0; VV — 计算接触应力的综合系数，它综合考虑了齿形系数;J JJ=0.32=0.24; 从动主动 23 浙江科技学院毕业设计(论文) 2TTT上述按=min[,]计算的最大弯曲应力不超过700 N/mm;按计算的疲Tjej,jjm 26劳弯曲应力不应超过210 N/mm，破坏的循环次数为。 610，所以由上得: 2 2 T，,,主动齿轮:当T==697.3N?m时，=331.8/mm<=700N/mm,jeWWj， 2 2T，,,当==15.89N?m时，=7.6N/mm<=210N/mm T,jWWjm， 2 2TT，,,从动齿轮:当==3660.8N?m时，=398.1N/mm<=700N/mm ,jjeWW， 2 2T，,,当==83.42N?m时，=9.1N/mm<=210N/mm T,jWWjm， 因为最大弯曲应力小于其许用应力，设计合格。 (3)轮齿的齿面接触强度计算 圆锥齿轮与双曲面齿轮轮齿齿面的计算接触应力为: 3CTKKKK210,,,,，2 pjzSmf0 N/mm (4.5) ,,,,,,jdKbJ,,V1 T — 主动齿轮的计算转矩，N?m; jz 1/2C — 材料的弹性系数，钢制齿轮副取232.6N/mm; P d — 主动齿轮节圆直径，mm; 1 KK — 表面质量系数，一般情况下，对于制造精确的齿轮可取=1; ff KKss — 尺寸系数， 可取=1; b取b1和b2中的较小值 — 计算接触应力的综合系数，=0.24; JJ 2TTT上述按=min[,]计算的最大接触应力不应超过2800N/mm，按计Tjej,jjm 26算的疲劳接触应力不应超过1750N/mm。破坏的循环次数为。主、从动齿610，轮的齿面接触应力是相同的。 2 2TTs，,主动齿轮:当==820.6N?m时，=2110.4N/mm<=2800N/mm ,jjeWW， 2 2Ts，, 当==207.3N?m时，=1060.6N/mm<=1750N/mm T,jWWjm， 24 浙江科技学院毕业设计(论文) 因为主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的，从动齿轮也符合许用应力。设计符合其强度要求。 4.2主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 轴承的计算主要是计算轴承的寿命。通常是先根据主减速器的结构尺寸初步选定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响主减速器轴承使用寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，首先应求出作用在齿轮上的轴向力、径向力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。 4.2.1锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有以法向力。该法向力可分为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。 (1)齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力F为 2TF,m2D (4.6) Dm2式中:T为作用在从动齿轮上的转矩;为从动齿轮宽中点处的分度圆直径，由式(4.7)确定，即 DDbm2222,,sinγ (4.7) γ2D2B2-从动齿轮大端分度圆直径，从动齿轮齿面齿宽;为从动齿轮节锥角。 FF1/2cos/cos,ββ12由式可知，对于弧齿轮齿副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的:对于双曲面齿轮副，他们的圆周力是不等的。 (2) 锥齿轮的轴向力和径向力 如图(4-1)其螺旋方向为左旋，从锥顶看旋 FT转方向为逆时针。为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力;在A点处 FfFNFNFT的螺旋方向的法平面力，分解为两个垂直的力和。垂直于OA且位于 FfFf角OOA的平面内，位于以OA为切线的节锥切面内。在此切面内可分解成沿 FfFsFT切线方向的圆周力F和沿节锥方向的力。F和之间的夹角为螺旋角β，与 25 浙江科技学院毕业设计(论文) Ff之间的夹角为法相压力角α。 图4-1 主动锥齿轮齿面受力图 所以有: FF,Tcoscosαβ (4.8) FFNT,sintancosα=Fα/β (4.9) (4.10) FFFST,,cossintanαββ FRz于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为 Faz (4.11) FFFazNS,，sincosγγ (4.12) FFFRzNs,,cossinγγ 4.2.2锥齿轮轴承的载荷 当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图(4-2)为单级主减速器悬臂式支承的尺寸布置图，各轴承的载荷计算公式见表(4.2) 26 浙江科技学院毕业设计(论文) 图4-2 单级主减速器轴承布置尺寸 轴承上的载荷确定后，很容易根据轴承型号来计算其寿命，或根据寿命 要求来选择轴承型号。 表4.2 轴承上的载荷 轴径 轴径 承向承向FdFdFDRcacm222F(a+b)FRZ(a+b)FazDm122 ++()()[][]+aa2a+++cdcd2(cd)A 力 C 力 轴 轴 向向 FacFAZ 力 力 轴径 轴径 承向承向FFCFDCRcacm222 +()()FbFrzbFazDm122()+() +++cdcd2(cd)B 力 D 力 aa2a 轴 轴 向向 0 0 力 力 注:Dm1,Dm2为主、从动齿轮轮齿宽中点的分度圆直径 27 浙江科技学院毕业设计(论文) 第五章 主减速器齿轮的材料及热处理 汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀(剥落)、磨损和擦伤等。根据这些情况，对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求: 1)具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度。 2)轮齿芯部应有适应的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断。 3)钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易控制，以提高产品质量、缩短制造时间、减小生产成本并降低废品率; 4)选择齿轮材料的合金元素是要适应我国的情况。例如，为了节约镍、铬等元素，我国发展了以锰、钒、钛、钼、硅为主的合金结构系统。 汽车主减速器用的螺旋锥齿轮与双曲面齿轮以及差速器的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金制造。其钢号主要有:20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNiMo、20MnVB和20Mn2TiB等。 渗碳合金钢的优点是表面可得到碳含量较高的硬化层，具有相当高的耐磨性和抗压性，而心部较软，具有良好的韧性，故该材料的抗弯强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于其含碳量较低，故锻造性能和可加工性较好。其主要缺点是热处理费用高;表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形;如果渗透层与心部的碳含量相差较多，便会引起表面硬化层的剥落。 由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮的传动副(或仅仅大齿轮)在热处理及精加工(如磨齿或配对研磨)后均予以厚度为的磷化处理或0.0050.0100.020mm镀钢、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑油。 对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25%。对于划动速度高的齿轮变形。渗碳后其耐磨性，可以进行渗碳处理。渗碳处理时的温度低，故不会引起齿轮变形。渗碳后摩擦系数可显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和 28 浙江科技学院毕业设计(论文) 擦伤等现象产生。 当汽车驱动桥主减速器采用蜗轮传动时，蜗轮与蜗杆的材料选择的正确与否，直接决定着蜗轮传动的使用寿命。蜗杆应当力求坚硬刚强，而蜗轮则要求质软而耐磨。所以，一般蜗轮都用磷青铜制成，而蜗杆则用便于热处理以取得高硬度的钼锰钢或铬钢制造。 29 浙江科技学院毕业设计(论文) 第六章 结 论 转眼之间，历经整整大四的下半个学期、近四个月的毕业设计马上就要结束了，这是我们大学之中最后一个也是最重要的一个设计、一个阶段。毕业设计是考验我们大学这四年来的所学，它要求我们将大学这四年来所学到的知识能够融会贯通、熟练应用，并要求我们能够理论联系实际，培养我们的综合运用能力以及解决实际问题的能力。 在这半学期里，我们不断学习、不断积累并且不断的提高。在李西秦老师的悉心指导下，我们从最初的开题

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开始做起，进行设计方案的确定;之后尺寸拟定、结构设计计算、零部件载荷的校正、绘制机械图纸、计算整理和打印等几个阶段。这次的毕业设计，是对我这四年来所学的专业知识是否踏实的检验，让我对这四年中所学知识进行了综合，也让我温习了一些已经快要淡忘的专业知识，并且还学到了一些实际工程经验。与此同时，我也充分认识到自身的许多不足:基础知识学得不够扎实，缺乏综合运用及理论联系实际的能力等。 这次《轻型货车主减速器设计与计算》的毕业设计，使我一下子对主减速器有了一个比较全面的了解，特别是了解了很多当今主减速器的先进技术和发展方向。这次设计的轻型货车主减速器，模型十分复杂，如主减速器壳体、轴承、主动传动齿轮、从动传动齿轮，在设计时首先要确定其大量参数并计算，如模数、齿数各处的变位系数，之后对零件的强度计算也比较烦琐，因为很多参数计算公式你都必需自己去图书馆查资料，同时还对该主减速器进行了有限元的分析，结果都满足了设计的各项要求。 在对主减速器进行建模的同时，对CAD软件的了解有了质的飞跃，同时体会到利用计算机实现复杂机构的建模及机构运动分析强度分析和以往相比，具有高效)快捷)容易修改和节省人力等优势。在实际设计时，可缩短开发周期，降低开发成本。 本次设计虽以圆满完成，但由于时间仓促其中还存在一些不足之处，例如在图纸标注放面指引线无法完全对齐，虽经几次调整有所改观，目前总算是差强人意，但离期望值还是有一定的距离，我打算以后有时间对这个问提继续进行研究。在驱动桥设计方面本次设计只完成了主减速器的结构设计，工艺设计目前还没开始，这一任务有待后几界同学进一步完成。 30 浙江科技学院毕业设计(论文) 通过对本次的设计，磨练了意志，对技术水平有了很大的提高，也为即将踏上社会打好基础。汽车行业在中国正飞速发展，而汽车技术也需要进一步提高，但没有扎实的经验就谈不上所谓的突破，于是我决定在接下来的几年里，从基层岗位开始，踏踏实实工作，积累更多的经验，为将来中国的汽车行业做出自己的贡献。 31 浙江科技学院毕业设计(论文) 参考文献 [1]刘惟信.汽车车桥设计[M].北京:清华大学出版社，2004 [2]王望予.汽车设计[M].北京:机械工业出版社，2007.6 [3]陈家瑞.汽车构造(下册)[M].北京:人民交通出版社，2005.1 [4]刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社，2002.9 [5]娄云，朱命怡，刘庆庭.车辆后桥的可靠性设计.农业装备与车辆工程.2006年第10期 [6]傅建红.载重汽车后桥半轴的技术改进.新余高专学报.2006年2月第11卷第1期 [7]李爱军.徐红芹.农用汽车后桥传动的优化设计.农机化研究.2006年5月 [8]朱龙根.机械设计.机械教育出版社.2006年 [9](韩)Hak Sung Kim, Dai Gil Lee. Optimal design of the Press fit joint for a hybrid aluminum/composite drive shaft. Daejeon-shi 305-701, South Korea Available online 13 September 2004. 32