重型卡車主減速器及差速器的設計

1、摘 要本設計是重型卡車主減速器及差速器的設計。主減速器設計時根據(jù)給定的基本參數(shù)計算出主減速比，根據(jù)計算得到的主減速比選取主減速器類型為雙級主減速器；與單級主減速器相比，在保證離地間隙相同時還得到很大的傳動比，并且還擁有結(jié)構(gòu)緊湊，噪聲小，使用壽命長等優(yōu)點。差速器根據(jù)主減速器的設計和以往的經(jīng)驗借鑒選取為結(jié)構(gòu)簡單、工作性能平穩(wěn)、制造方便的對稱式圓錐行星齒輪差速器。本設計主要內(nèi)容包括：雙級主減速器和對稱式圓錐行星齒輪差速器各個零件參數(shù)的設計和校核過程。主減速器結(jié)構(gòu)的選擇、主、從動錐齒輪的設計、軸承的校核；差速器結(jié)構(gòu)的選擇、行星齒輪、半軸齒輪的設計和校核。關鍵詞：重型載貨汽車；雙級主減速器；差速器；齒輪

2、；校核ABSTRACTThis 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 obta

3、in 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 mai

4、nly 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 lon

5、gitudinal 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目 錄摘要IAbstractII第1章 緒論11.1 概述11.2 主減速器及差速器的結(jié)構(gòu)形勢分析2 主減速器的減速形式與齒輪類型2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案31.2.3 差速器的結(jié)

6、構(gòu)形式51.3 設計內(nèi)容5第2章 主減速器的結(jié)構(gòu)設計62.1 主減速器傳動比的計算62.2 主減速齒輪計算載荷的確定72.3 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇102.4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算122.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算12 主減速器螺旋錐齒輪的強度校核132.5二級圓柱齒輪模數(shù)的確定152.6雙級主減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇172.7齒輪的校核182.8本章小結(jié)19第3章 軸承的選擇和校核203.1主減速器齒輪上作用力的計算203.2軸和軸承的設計計算223.3主減速器齒輪軸承的校核233.4本章小結(jié)26第4章 軸的設計274.1主動圓錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設計

7、274.2 中間軸的結(jié)構(gòu)設計284.3主動錐齒輪軸的校核284.4中間軸的校核304.5 本章小結(jié)32第5章 差速器的設計335.1 差速器的結(jié)構(gòu)形式及選擇335.2差速器齒輪基本參數(shù)選擇335.3差速器齒輪強度計算365.4本章小結(jié)36結(jié)論37致謝38參考文獻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，發(fā)動機的轉(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，兩齒輪的半徑比也越大，換句話說，也就是變速箱的尺寸會越大。主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部

8、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，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置一個主減速器后，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)量減小、操縱省力1。對于載貨汽車來說，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輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而主減速器在傳動系統(tǒng)中起著非常重要的作用。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經(jīng)濟性日益成為人們

9、關心的話題，這不僅僅只對乘用車，對于重型載貨汽車，提高其燃油經(jīng)濟性也是各商用車生產(chǎn)商來提高其產(chǎn)品市場競爭力的一個法寶，因為重型載貨汽車所采用的發(fā)動機都是大功率，大轉(zhuǎn)矩的，裝載質(zhì)量在十噸以上的載貨汽車的發(fā)動機，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)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。 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輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機

10、，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而主減速器在傳動系統(tǒng)中起著非常重要的作用。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的傳動系便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設計新型的主減速器已成為了新的課題。根據(jù)汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及他們之間的相互關系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的形成往往是由差別的。例如，轉(zhuǎn)彎時外側(cè)的車輪的行程總要比內(nèi)側(cè)的長。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅(qū)動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右驅(qū)動車輪的轉(zhuǎn)速雖相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅(qū)動車輪產(chǎn)生滑移或滑轉(zhuǎn)。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調(diào)

11、而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動輪間都裝由差速器，后者保證了汽車驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有以不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。同樣情況也發(fā)生在多驅(qū)動橋中，前、后驅(qū)動橋之間，中、后驅(qū)動橋之間等會因車輪滾動半徑不同而導致驅(qū)動橋間的功率循環(huán)，從而使傳動系的載荷增大，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，應從所設計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計的要求驅(qū)動橋中主減速器的設計應滿足如下基本要求1：1、所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料

12、經(jīng)濟性。2、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。3、在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構(gòu)與動協(xié)調(diào)。4、在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。5、結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。驅(qū)動橋中差速器的設計應滿足：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)簡單。2、與主減速器配合時結(jié)構(gòu)要緊湊。1.2 主減速器及差速器的結(jié)構(gòu)形勢分析 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減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減

13、速型式的選擇與汽車的使用類型及使用條件有關有時也與制造廠已有的產(chǎn)品系列及制造條件有關，但它主要取決于動力性、經(jīng)經(jīng)濟性等整車能所要求的主減速比的大小及驅(qū)動橋下的離地間隙、驅(qū)動橋的數(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，按參加減速傳動的齒輪副可分為單級式主減速器和雙級式主減速器。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。單級式主減速器應用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。雙級式主減速器應用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側(cè)車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速

14、器。 由于本設計是重型卡車主減速器，由于它的主傳動比比較大，故選用二級主減速器。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。螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，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，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會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、從動齒輪圓周力之比。一般情況下，當要求

15、傳動比大于45而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更合理。這是因為如果保持主動齒輪軸徑不變，則雙曲面從動齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對螺旋錐齒輪主動齒輪顯得過大，占據(jù)了過多空間，這時可選用螺旋錐齒輪傳動，因為后者具有較大的差速器可利用空間。對于中等傳動比，兩種齒輪傳動均可采用。圓柱齒輪傳動一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動的轎車驅(qū)動橋和雙級主減速器貫通式驅(qū)動橋。本設計的雙級主減速器第一級選取螺旋錐齒輪，第二級選取圓柱齒輪。1.2.2 主減速器主、從動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，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法，對其支承剛度

16、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、主動錐齒輪的支承主動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，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 主動錐齒輪的支承型式2、從動錐齒輪的支承主減速器從動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。為了增強支承剛度，支承間的距離應盡量縮小。但為了使從動錐齒輪背面的支承突緣有足夠的位置設置加強筋及增強支承的穩(wěn)定性，距離c+d應不小于從動錐齒

17、輪節(jié)園直徑的70.兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應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軸承上，并且讓出位置來加強從動齒輪連接突緣的剛性，應盡量使尺寸c等于或大于d。為了防止從動齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應預緊。由于從動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從動錐齒輪的支承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制鎖止式。普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼、2個半軸齒輪，4個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪及

18、行星齒輪墊片等組成。由于其結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等有點，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齒輪上，故在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器殼的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪導向軸承支座的限制。1.3 設計內(nèi)容設計主要內(nèi)容包括：雙級主減速器和對稱式圓錐行星齒輪差速器各個零件參數(shù)的設計和校核過程。主減速器結(jié)構(gòu)的選擇、主、從動錐齒輪的設計、軸承的校核；差速器結(jié)構(gòu)的選擇、行星齒輪、半軸齒輪的設計和校核。第2章 主減速器的結(jié)構(gòu)設計2.1 主減速器傳動比的計算1、輪胎滾動半徑的確定基本參

19、數(shù)如下表2.1：表2.1基本參數(shù)表名稱代號參數(shù)驅(qū)動形式4×2裝載質(zhì)量t10總質(zhì)量t17.26發(fā)動機最大功率kw及轉(zhuǎn)速rmin-154.56-3000發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩N.m及轉(zhuǎn)速rmin-800-1300輪胎型號11.00-20-16變速器傳動比7.0341.0最高車速kmh70由上表可知載貨汽車的輪胎型號為11.0-20-16，查表可知=1085 R=F/2PI （2.1）根據(jù)輪胎型號已知為斜交輪胎F取2.99，PI取3.1415926，求得： R=0.5162、主減速比的確定主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響

20、。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌碌墓β势胶鈭D來研究對汽車動力性的影響。對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性2。對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率P及其轉(zhuǎn)速的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時值應按下式來確定： =8.337 （2.2）式中 車輪的滾動半徑； 變速器最高檔傳動比； 最高車速； 發(fā)動機最大功率時的轉(zhuǎn)速。對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲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（9.17010.4

21、21）初取=10.因為7.612，因此選用雙級主減速器。3、雙級主減速器傳動比分配 一般情況下第二級減速比與第一級減速比之比值（/）約在1.42.0范圍內(nèi)，而且趨于采用較大的值，以減小從動錐齒輪的半徑及負荷并適應當增多主動錐齒輪的齒數(shù)，使后者的軸徑適當增大以提高其支承剛度67；這樣也可降低從動圓柱齒輪以前各零件的負荷從而可適當減小其尺寸及質(zhì)量，所以 /在這里取2.0.得：=2.236， =4.472。2.2 主減速齒輪計算載荷的確定通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（、）的最小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減

22、速器從動齒輪最大應力的計算載荷。即 =/ （2.3） = （2.4）式中 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， 由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比， =2.27.034； 上述傳動部分的效率，取=0.9；超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野車以及液力傳動的各類汽車取=1； 該車的驅(qū)動橋數(shù)目，汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，N；對后橋來說應該考慮到汽車加速時的負荷增大；輪胎對路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85，對于越野汽車取=1.0，對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車取=1.25；車輪的滾動半徑，m；分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效

23、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)動機前輪驅(qū)動56%66%34%44%47%60%40%53%前置發(fā)動機后輪驅(qū)動50%55%45%50%45%50%50%55%后置發(fā)動機后輪驅(qū)動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，長頭、短頭車44%49%51%55%

24、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%本文設計車型為4后輪雙胎，滿載時前軸的負荷在32%35%，取34%；后軸為65%68%，取66%。該車滿載時的總質(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 ()為強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載

25、荷。對于公路車輛來說，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； 道路滾動阻力系數(shù)，載貨汽車的系數(shù)在0.0150.020；初選=0.015； 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。貨車和城市公共汽車通常取0.050.09，可初取=0.05； 汽車性能系數(shù) （2.10） 當 =32.98>16時，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）主動齒輪計算轉(zhuǎn)矩為： 2.3 主減速器齒輪基

26、本參數(shù)的選擇1、對于普通雙級主減速器，由于第一級減速比比第二級的小一些（通常），這時第一級主動錐齒輪的齒數(shù)可選得較大些，約在915范圍內(nèi)。第二級圓柱齒輪的傳動齒數(shù)和可選在68的范圍內(nèi)。在這里我們選擇=15。則=1533.54取，修正第一級的傳動比=2.2；。取68。，所以，修正節(jié)圓直徑的選擇 節(jié)圓直徑的選擇可根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（見式2.3，式2.4中取兩者中較小的一個為計算依據(jù)）按經(jīng)驗公式選出： （2.12）式中：直徑系數(shù)，取=1316；計算轉(zhuǎn)矩，取，中較小的，第一級所承受的轉(zhuǎn)矩： =11141.856（） （2.13）把式（2.13）代進式（2.12）中得到357.359；取=330m

27、m。3、齒輪端面模數(shù)的選擇 根據(jù)公式可算出從動齒輪大端模數(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 螺旋錐齒輪在傳動時所產(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)方向是順時針還是逆時針時，要向齒輪的背面看去。而判斷軸向力的方向時，可以用手勢法則。一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢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算與

28、強度計算 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸的計算 表2.3主減速器一級齒輪的幾何尺寸計算用表序號項目計算公式結(jié)果1主動齒輪齒數(shù)152從動齒輪齒數(shù)333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螺旋方向主動齒輪左旋；從動齒輪右旋-12驅(qū)動齒輪小齒輪-13旋轉(zhuǎn)方向從齒輪背面看，主動齒輪順時針，從動齒輪為逆時針- 主減速器螺旋錐齒輪的強度校核1、主減速器螺旋錐齒輪的強度計算單位齒長上的圓周力： （2.14）式中：單位齒長上的圓周力，N/mm； 作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算；由上式

29、可得軸承A的使用壽命=106197.121h。若大修里程S定為100000公里，可計算出預期壽命即 = h (3.17) 所以=2857.14h和比較，故軸承符合使用要求。如圖3.4，對于從動圓錐齒輪的圓周力、徑向力、軸向力、由計算公式可知=14415.78N，=11682.26N，=2538.14N，在這里我們把二級主動齒輪與軸做成一體的，選擇軸承時應與齒輪的外尺寸176相當，選擇軸承為30222型，它的額定動載荷為315。根據(jù)軸承和齒輪的尺寸，如下圖設計計算,。 圖3.2 雙級主減速器中間軸軸承載荷計算圖如上圖所示，根據(jù)機械設計手冊和齒輪的尺寸可算得：117.25，207.25，126.7

30、5，197.75,。所以，軸承C的徑向力：= (3.18)軸承D的徑向力：= (3.19)式中：,第一級從動齒輪受的圓周力，軸向力和徑向力； 第一級減速從動錐齒輪齒面寬中點的分度圓直徑； 第二級減速主動齒輪（斜齒圓柱齒輪）的節(jié)圓直徑； 第二級主動齒輪受的圓周力，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，此軸承的額定動載荷為315N， 求得當量動載=0.8×7071.59=5657.275。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

31、對已設計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。并對其所用的軸承進行使用壽命計算，使其滿足車的要求。第4章 軸的設計4.1主動圓錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設計由上面所設計出來的齒輪的大小和軸承的大小，裝配時所要求的間隙等，參照現(xiàn)有車型對軸進行結(jié)構(gòu)設計，如圖4.1，可得到主動一級主動齒輪的基本尺寸大小，并滿足其所要的要求。圖4.1 一級主動齒輪軸其軸的各段的尺寸為：第1段：主動錐齒輪，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，其選用的軸承代號為30219，

32、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。螺栓長度為60。4.2 中間軸的結(jié)構(gòu)設計 對于中間軸的結(jié)構(gòu)，二級主動齒輪和中間軸加工成一體，其上面還要有一個與一級從動錐齒輪的裝配凸臺，兩個支承軸承和相應要

33、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：其直徑設計為128，寬度為36；第3段：二級主動齒輪，齒寬為140 ，分度圓直徑為135.24，齒頂圓為155.24；第4段：主要是為了使一級從動齒輪與二級主動齒輪之間有一定的距離，其設計尺寸為：寬22mm，軸的直徑為100mm；第5段：一級從動輪凸臺，與其一級從動錐齒輪配合，其直徑為200mm，軸寬為40mm；第6段：與從動錐齒輪用螺栓連接的圓盤，其尺寸大小與和從動齒

34、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，其設計尺寸為軸寬為52mm，軸的直徑為110mm。4.3主動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作用了與反作用力，徑向力也是一對作用力與反作用力。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；徑向力為正，為負。ARP61mm110mmARR圖4.3主動錐齒輪軸受力圖求出水

35、平面上的彎矩并畫出彎矩圖：=2570154.73 （4.1）規(guī)定順時針方向為負，其齒輪受到的彎矩為正，后齒輪受到的彎矩為負，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，在后軸承受力點上的彎矩最大，其彎矩為： 計算危險截面上的軸的直徑，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

36、校核成功。4.4中間軸的校核如圖4.6，由第3章可知，從動錐齒輪受到的圓周力，軸向力，徑向力；主動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)定順時針方向為負，其齒輪受到的彎矩為正，后齒輪受到的彎矩為負，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

37、由上圖可知，在A點的垂直面上的彎矩最大，最危險。這一點的合成彎矩得： =4342420.58 （4.5）計算危險截面上的軸的直徑，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) 通過設計的零件的結(jié)構(gòu)大小，滿足所設計的軸能夠與箱體合理的配合，各零件之間的間隙等，設計出符合強度要求的軸。使其它能安全可靠的工作。第5章 差速器的設計5.1 差速器的結(jié)構(gòu)形式及選擇根據(jù)汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及他們之間的相互關系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的形成往往是由

38、差別的。例如，轉(zhuǎn)彎時外側(cè)的車輪的行程總要比內(nèi)側(cè)的長。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅(qū)動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右驅(qū)動車輪的轉(zhuǎn)速雖相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅(qū)動車輪產(chǎn)生滑移或滑轉(zhuǎn)。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動輪間都裝由差速器，后者保證了汽車驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有以不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。同樣情況也發(fā)生在多驅(qū)動橋中，前、后驅(qū)動橋之間，中、后驅(qū)動橋之間等會因車輪滾動半徑不同而導致驅(qū)動橋間的功率循環(huán)，從而使傳動系的載荷增大，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)

39、動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，應從所設計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)汽車都屬于公路運輸車輛，對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)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的對稱式圓錐行星齒輪差速器。本設計的車輛是用于公路運輸?shù)闹匦涂ㄜ?，因此選用對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個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用4個行星齒輪，少數(shù)汽車采用3個行星齒輪。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

40、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度。球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定： （5.1）式中 行星齒輪球面半徑系數(shù)，,對于有4個行星齒輪的轎車和公路載貨汽車取小值；取2.6 計算轉(zhuǎn)矩，取帶入（5.1）式，求得=58.07可根據(jù)下式預選取節(jié)錐距：=57.483、行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇為了得到較大的模數(shù)從而使齒輪由較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應少于10.半軸齒輪的池水采用1425。半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在1.52范圍內(nèi)。行星齒輪齒數(shù)取16在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數(shù)

41、、之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，否則將不能安裝，即應滿足：求得=244、差速器圓錐齒輪模數(shù)及辦軸齒輪結(jié)緣直徑的初步確定先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角：=33.69°； =56.30°式中為行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。求出圓錐齒輪的大端模數(shù)：為了保證齒輪強度取8。節(jié)圓直徑可根據(jù)下式求得：5、壓力角過去汽車差速器齒輪都選用20°要立交，這時齒高系數(shù)為1，而最少齒數(shù)是13。目前汽車差速器齒輪大都選用的壓力角，齒高系數(shù)為0.8，最少齒數(shù)可減至10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下還可由切向修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種

42、齒形的最少齒數(shù)比壓力角為20°的少，故可用較大的模數(shù)以提高齒輪的強度。某些重型汽車和礦用汽車的差速器也可采用25°壓力角。壓力角取25°。6、行星齒輪安裝孔直徑及其深度的確定行星齒輪安裝孔與行星齒輪軸名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度。通常取：, （5.2）式中 差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩； 行星齒輪數(shù)； 為行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，是半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，； 支承面的許用擠壓應力，取98求出： 表3.2汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表序號項目計算公式計算結(jié)果1行星齒輪齒數(shù)162半軸齒輪齒數(shù)243模數(shù)84節(jié)圓直徑5壓力角20

43、°6軸交角-7節(jié)錐角8節(jié)錐距5.3差速器齒輪強度計算差速器吃了的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不想主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合傳動狀態(tài)，只有當汽車轉(zhuǎn)彎或左、右輪行駛不同的路程時，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒輪，主要應進行彎曲強度計算。輪齒彎曲應力為： （5.3）式中 差速器以個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩， 計算轉(zhuǎn)矩； 差速器行星齒輪數(shù)目； 半軸齒輪齒數(shù)； 計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，小齒輪取0.228，大齒輪取0.2242 、差速器齒輪的許用彎曲應力為 ，所以齒輪強度符合要求。5.4本章小結(jié)通過已知參數(shù)及經(jīng)驗公

44、式設計出與主減速器搭配的差速器，并通過強度校核判斷其合理性，使其具有更高的工作穩(wěn)定性。結(jié) 論通過給定的基本參數(shù)，對題目的主減速器及差速器進行設計。通過對主減速器中主傳動比的計算，知道所要設計主減速器的傳動比較大，單級主減速器不能滿足設計所需要的主傳動比，為了滿足計算所得的傳動比，并能使汽車的離地間隙增大，選擇設計成雙級主減速器。通過給定的參數(shù)，合理分配一、二級嚙合齒輪的傳動比。運用經(jīng)驗公式對各個齒輪進行設計，并用強度公式進行校核，使其滿足強度要求。根據(jù)以往的設計經(jīng)驗和實際情況選擇差速器類型為對稱式圓錐行星齒輪差速器，結(jié)合題目確定行星齒輪數(shù)，并通過參數(shù)運用經(jīng)驗公式進行齒輪設計計算，并對設計的車輪

45、進行校核，使其強度滿足要求，更加合理化。設計總結(jié)：1. 如何合理的分配好兩級齒輪的傳動比，對車輛的離地間隙和主減速比有直接影響，解決的方法主要是通過經(jīng)驗和參考同類型車分配好傳動比；2. 通過合理的選擇各零部件的材料，并盡量減小各零部件的質(zhì)量。對汽車的各方面的性能有一定的提高；3. 在軸承的選擇上要保證齒輪與軸的正常工作及軸承的工作壽命，同時還要滿足其他零件的裝配；4. 差速器選擇結(jié)構(gòu)簡單、工作性能平穩(wěn)、制造方便的對稱式圓錐行星齒輪差速器；5. 設計所得到的各零部件結(jié)構(gòu)越簡單，結(jié)構(gòu)越緊湊，越容易加工和維修對車輛的整體性能有顯著的提高。致 謝參考文獻1 劉惟信主編. 汽車設計M.北京:清華大學出版

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48、ons Over a si lified Landing Gear.L.5.He dges ，A .L TravinM.PR. Spalart. Journalfo FluidsEngineering.200218 The Key Cballenges for Northerican Truck Manu facturersM.Beyond Au tmootive 19 Deebe Ferris.A Wards Special Research Report Wards Communications，199420 G.Boothroyd and P.Dewhurst. Product Desi

49、gn for Manufacture and Assembly.Manuf. Eng.198821 Josh Constance.DFMA：Learning to Design for Manufacture and Assembly.Mech.Eng.1992附 錄ATruck Main Reduction GearHost reduction gear effect is to be used to reduce the rotation rate that the transmission shaft sends in but to enhance revolution moment o

50、f torsion , changes drive direction with moment of torsion , passes on to half axes after differential mechanism and. The host reduction gear structure form is that the form is different but different according to gear wheel type , reduction gear mainly. Host reduction gear gear wheel has helix cone

51、 forms such as gear wheel , hypoid gear , column gear wheel and worm gear worm mainly.Pair of level host reduction gear is compared with single stage , the gap may be 7 12 transmission ratio , i0 each other at the same time in swear to be away from a field 12. But the dimension , mass are without exception bigger , cost is higher. It applies to middle, heavy type freight train , go-anywhere vehicle and motor bus mainly go ahead.Dyadic overall pa