資源目錄里展示的全都有預覽可以查看的噢，，下載就有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：11970985 可咨詢交流】====================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,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：197216396 可咨詢交流】==================== 本科畢業(yè)設計（論文） ——文獻綜述 題 目 汽車主減速器設計 姓 名 專 業(yè) 學 號 指導教師 年五月 汽車主減速器設計 汽車主減速器設計 摘 要：本設計是汽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(guān)鍵詞：汽車/雙級主減速器/軸/軸承 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]。 汽車主減速器總成是汽車傳動系的重要部件之一,其功用是降速增矩(將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應降低轉(zhuǎn)速),并可改變發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的傳遞方向,以適應汽車的行駛方向。主減速器總成對裝配精度的要求很高,其制造和裝配質(zhì)量對驅(qū)動橋乃至整車的性能有很大的影響。 由于受到傳統(tǒng)制造、裝配工藝和測控手段限制,主減速器的裝配質(zhì)量往往滿足不了高質(zhì)量汽車的要求。近年國內(nèi)許多車橋生產(chǎn)廠家先后使用了成套制造設備和主減速器柔性裝配線,使制造和裝配質(zhì)量有了一定的提高,但針對其裝配精度的檢測,目前尚缺乏自動化測控設備。 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)濟性日益成為人們關(guān)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，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(guān)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)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。 3．主減速器的結(jié)構(gòu)形勢分析 3.1主減速器的減速形式與齒輪類型 為了滿足不同的使用要求，主減速器的結(jié)構(gòu)形式也是不同的。 主減速器的減速型式分為單級減速、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。減速型式的選擇與汽車的使用類型及使用條件有關(guān)有時也與制造廠已有的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān)，但它主要取決于動力性、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，當要求傳動比大于4．5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。 3.2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 主動錐齒輪的支承型式 3.2.2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3.2）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3.2從動錐齒輪的支承型式 參考文獻 [1] 劉惟信主編. 汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001 [2] 吉林工業(yè)大學汽車教研室編.汽車設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，1981 [3] 仙波正莊（日）．行星齒輪傳動及應用[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1998 [4] 吳宗澤、羅圣國主編.機械設計課程設計[M].北京：高等教育出版社，1999 [5] 姚貴升主編.汽車金屬材料應用手冊[M].北京：北京理工大學出版社，2000 [6] 機械設計手冊委員會編.機械設計手冊第3卷[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004 [7] 陳家瑞主編.汽車構(gòu)造（下）[M]．北京:人民交通出版社.2000 [8] 殷沈綿主編.汽車底盤構(gòu)造與檢修[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006 [9] 《汽車工程手冊》編輯委員會.汽車工程手冊[M].北京：人民交通出版社.2001 [10] 劉惟信主編.汽車設計方法理論[M].北京：機械工業(yè)出版社，1992 [11] 彭文生等.機械設計與機械原理指南[M].華中理工大學出版社.1998《汽車工程手冊》編輯委員會.汽車工程手冊[M].北京：人民交通出版社.2001 [12] 李仲生主編.機械設計基礎（第5版）[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2006 [13] 林慕義 張福生主編.車輛底盤構(gòu)造與設計[M].北京：冶金工業(yè)出版社，2007 [14] 成大先．機械設計手冊[M]．北京：化學工業(yè)出版社，2002 [15] 劉鴻文主編.材料力學（第三版）[M]．北京：高等教育出版社，1993 [16] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊 減速器和變速器[M].機械工業(yè)出版社，2007 [17] Detached we Eddy si Lations Over a si lified Landing Gear.L.5.He dges ，A .L Travin[M].PR. 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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 主減速器作為汽車驅(qū)動橋中非常重要的組成部分，能夠直接影響汽車行駛的動力性、安全性、經(jīng)濟性，是汽車整體性能優(yōu)劣的關(guān)鍵之一。車輛在正常行駛時，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速可以達到2000轉(zhuǎn)/分到3000轉(zhuǎn)/分之間，如此高的速度，如果只由變速箱來進行減速，則需要將變速箱設計得較為復雜，以滿足更大減速比的需求。而隨著減速比的增大，一對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，如此就會增大變速箱的體積尺寸。通過設置主減速器，可以將變速器減速后的速度，進一步減低，有效縮小了變速箱的尺寸，降低了設計難度。 因此，主減速器也是汽車傳動系統(tǒng)中減速增距的關(guān)鍵部件之一，其主要工作部件是主動錐齒輪帶動從動錐齒輪進行動力傳遞。對于發(fā)動機縱置的車輛，還可以通過主減速器上的傳動錐齒輪實現(xiàn)動力方向的改變。汽車在行駛時不僅需要一定的速度，還需要足夠的驅(qū)動力拒，尤其是重型汽車上，通過在驅(qū)動橋差速器中間設置主減速器，可以將發(fā)動機經(jīng)過變速器傳遞過來的速度，進一步減速增距，既縮小了變速箱的設計尺寸，又增加了汽車的動力，提高操縱便利性。 對于本文研究的汽車來說，相比輕型的乘用車或貨車，其運行時承載更多，相較于對速度的需求，更需要較大的轉(zhuǎn)矩，以提高運輸能力。因此，一般汽車都會配有功率較大的發(fā)動機，且需要性能較好的傳動系統(tǒng)。為更好的減速增距，其減速器也多為二級減速器，具有較大的減速比。 傳動系統(tǒng)中的主減速器一般安裝在驅(qū)動橋上，與差速器、橋殼等共同組成驅(qū)動橋。而這其中，主減速器主要起到增扭降速的作用，同時改變動力和轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，將由發(fā)動機經(jīng)變速器傳遞過來的縱向動力，改變?yōu)檠剀嚇蚍较虻臋M向動力。此外，通過減速，還將發(fā)動機的驅(qū)動力矩增大，以驅(qū)動汽車前行。 目前，汽車驅(qū)動橋上的主減速器發(fā)展出了很多種類，有單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、輪邊減速等多種形式。在這些減速器類型中應用最多的還是單級主減速器，且采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪實現(xiàn)減速。而對于汽車等，一般還會增設一對由圓柱齒輪或一組行星齒輪組成的雙級主減速器。一些重型汽車上還會采用輪邊減速器，也有一些公共汽車上采用渦輪傳動的主減速器。 2、主減速器國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 （1）國外發(fā)展現(xiàn)狀 西方發(fā)達國家對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：一是汽車零部件生產(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，擴大需求；二是各大企業(yè)對汽車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，以更好的匹配汽車主機廠的要求；三是技術(shù)和市場主要高度集中在少數(shù)大型汽車研制集團手中，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)水平與大型先進公司的差距越來越大。 目前，國外主減速器的研究中，德國、日本等國處于世界領先地位，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。其生產(chǎn)的主減速器可靠性高，工作穩(wěn)定，使用時間長。其中，日本住友重工開發(fā)的FA型高精度減速器是目前最先進的齒輪減速器之一。這些先進公司除了在零件材料和加工工藝方面不斷提高水平，在主減速器的傳動原理和結(jié)構(gòu)布置上也在不斷深入研究，開發(fā)更多新的型號主減速器，以適用更多情況、要求。近年來，發(fā)展較快的平動齒輪傳動減速器就是對傳動減速器工作原理的一次突破。此外，減速器和電動機的有機結(jié)合也是當今發(fā)展的一大趨勢。 （2）國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀 我國的汽車主減速器起步較晚，最早的發(fā)展是在桑塔納等中外合資項目開始實現(xiàn)國產(chǎn)化的過程中逐漸起步發(fā)展而來。與國外先進企業(yè)及大型跨國公司相比，我國在汽車主減速器上的研制主要集中在匹配自身集團內(nèi)部整車需求，或是服務于當?shù)貐^(qū)域市場。在世界上，甚至是國內(nèi)的競爭力明顯不足，技術(shù)水平和發(fā)展理念也與國外先進水平具有較大差距。 分析總結(jié)國內(nèi)主減速器的發(fā)展情況，主要有以下幾個方面：一是市場競爭力不足，競爭意識不強，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)的主減速器在對主機廠的供應方面融合度不夠，產(chǎn)品主要服務當?shù)仄髽I(yè)；三是目前主減速器的市場仍以中外合資企業(yè)為主，產(chǎn)品供應占比中，國內(nèi)廠家生產(chǎn)的主減速器技術(shù)含量低，專業(yè)化水平不高。 1.3主要研究內(nèi)容 本文主要針對汽車主減速器進行研究及設計。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)狀的基礎上，展開出本次設計汽車主減速器的設計工作。首先確定該主減速器類型為雙級主減速器，第一級選取螺旋錐齒輪，第二級選取圓柱齒輪。之后分析主減速器的結(jié)構(gòu)組成，并進行設計計算：主要研究內(nèi)容包括以下幾方面： （1）通過查閱資料，研究分析主減速器的發(fā)展背景及研究現(xiàn)狀，為本次設計打下理論基礎。 （2）確定汽車主減速器的類型，設計錐齒輪的支撐方案，針對設計要求，分析主減速器的整體結(jié)構(gòu)組成及其工作原理。 （3）設計主減速器的結(jié)構(gòu)，計算主減速器的傳動比，并進行第一級錐齒輪和第二級斜圓柱齒輪的設計計算。 （4）進行主減速器軸承的選用及校核，以及軸的設計及校核，并繪制主減速器三維圖。  1.總體設計方案 1.1主減速器減速形式的確定 常見的汽車主減速器可分為單級減速、雙級減速、主減速器附輪邊減速器等多種型式。 （1）單級主減速器 圖1.1所示為單級主減速器。這種型式多是采用一對螺旋錐齒輪進行傳動，結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、加工成本低，在減速比小于7.6的小型汽車上使用較多。 圖1.1單極主減速器圖 1.2雙級主減速器 （2）雙級主減速器 雙級主減速器是由兩級減速齒輪組成，結(jié)構(gòu)較為復雜、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采等大型工程中使用的重型汽車上，或是軍用及重型牽引越野車中，其減速器較大。 由于本設計是汽車主減速器，主減速器要求比較大，因此本設計選用雙級主減速器。 1.2主減速器齒輪形式的分析 目前常見的汽車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)動機橫置的前驅(qū)汽車上也會采用圓柱齒輪傳動，此外，一些公共汽車上還會采用蝸桿傳動，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 (d)蝸桿傳動 圖1.3主減速器的幾種齒輪類型 （1）螺旋錐齒輪 這種齒輪形式的主從動錐齒輪的軸線相較于一點，一般情況下，其夾角為90o。這種結(jié)構(gòu)齒輪在嚙合時，會有兩對輪齒同時嚙合，能承受的負荷較大，其輪齒嚙合時運行平穩(wěn)，可適用于高速運轉(zhuǎn)的工況，且振動、噪音較小。 （2）雙曲面齒輪 該形式的主從動齒輪的軸線不相交，而是在空間中交叉，一般交叉角為90o。布置上主動齒輪的軸線會相對從動齒輪的軸線有一定的向上或向下的偏移量，稱為偏移距。通過適當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，其傳動更加平穩(wěn)、且強度較高，對汽車的整體布局也較為有利。 （3）圓柱齒輪傳動 在雙級主減速器中，一般二級減速會使用圓柱齒輪傳動，通常是采用斜齒輪，這種結(jié)構(gòu)較適合用在發(fā)動機橫置且前置的汽車上。 （4）蝸桿傳動 蝸桿傳動的優(yōu)點在于，在相同的結(jié)構(gòu)尺寸和質(zhì)量要求下，可以實現(xiàn)更大的傳動比，一般可達到減速比7以上。此外，蝸桿傳動的運行平穩(wěn)且噪音較低，能夠傳動較大的動力和載荷，便于在汽車上的布置。但是，蝸桿蝸輪加工時成本較高，且傳動效率較低。 通過對比分析上述常見的齒輪形式，本設計雙級主減速器齒輪形式的最終方案為：第一級采用螺旋錐齒輪，第二級采用圓柱齒輪。 1.3雙級主減速器結(jié)構(gòu)方案的確定 通過前面的分析已經(jīng)確定本次設計的主減速器采用雙級主減速器形式，該形式在保證足夠的離地間隙的同時，能夠獲得較大的主減速器，一般可以達到7-12。分析常見的雙級主減速器的齒輪形式，制定出以下三種方案。 方案一：第一級為錐齒輪、第二級為圓柱齒輪，如圖1-4（a）所示； 方案二：第一級為行星齒輪，第二級為錐齒輪，如圖1-4（b）所示； 方案三：第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪，如圖1-4（c）所示。 通過分析齒輪的形式，結(jié)合本次設計要求，本設計雙級主減速器齒輪形式的最終方案為：第一級采用螺旋錐齒輪，第二級采用圓柱齒輪，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，為方便布置，并保證足夠的離地間隙，同時考慮汽車的設計要求，本設計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．主動錐齒輪的支撐方案 主減速器的主從動錐齒輪的支撐形式對齒輪嚙合的精度及齒輪的壽命都有著重要影響。目前，常見的主減速器主動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，主動齒輪的軸由一對軸承支撐，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)形式時需保證支撐距離b不小于懸臂長度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度a。其支撐強度除了與上述幾個參數(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)簡單，便于裝配，但是支撐剛度不強，只在小型汽車的單級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荷下的變形量，提高齒輪的嚙合強度，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，在重型汽車主減速器中，因傳動載荷較大，多采用跨置式支撐形式。但是，這種形式增加了導向軸承座，結(jié)構(gòu)更為復雜，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，本設計主減速器中，第一級主動錐齒輪選用懸臂式支撐方案。 2.1.5從動錐齒輪的支承方案 圖1.7 從動雙曲面齒輪的支承 主減速器中從動齒輪的支撐剛度要去需要根據(jù)軸承類型、支撐間距以及主減速器載荷來確定。在布置時為了增加支撐的剛度，應盡量縮短支撐之間的距離，軸承可選用圓錐滾子軸承。通過前面對兩種支撐方案的分析，并綜合考慮從動錐齒輪的結(jié)構(gòu)形式和工作狀況，本設計中，從動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)設計 2.1主減速器傳動比的計算 1、主減速比的確定 本問所設計主減速器是用于在工況較為良好的路面行駛的汽車，主減速比i0可由下式得到： (2-1) 式中：rr—車輪滾動半徑，根據(jù)經(jīng)驗，選擇rr=485mm； igh—變速器最高檔傳動比，igh=0.81； np—發(fā)動機最大功率所對應的轉(zhuǎn)速，定為2800r/min； 將數(shù)值代入上述公式，計算得i0 =7.9。 因采用雙級主減速器，需要對減速比進行分配，并分別設計計算兩級減速齒輪。 2.2第一級錐齒輪的設計計算 2.2.1第一級錐齒輪的參數(shù)計算 本設計主減速器第一級主、從動錐齒輪采用螺旋錐齒輪，為提高其強度剛度，材料選用20CrMnTi。 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms、主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2、中心螺旋角β、法向壓力角α等，下面對主要參數(shù)分別計算。 （1）主、從動齒輪齒數(shù)及傳動比計算 一般情況下，雙級主減速器的第一級減速比相比第二級的要?。ㄍǔＦ浔戎担?。因此，第一級主動錐齒輪的齒數(shù)可選擇較大一些，通常其齒數(shù)在9～15之間，本設計中選擇=13。 因在確定主、從動錐齒輪齒數(shù)時需考慮下列因素： 1）為保證齒輪磨合較為均勻，Z1、Z2應避免存在公約數(shù)。 2）為保證具有較好的的輪齒彎曲強度，需要有較高的齒面重合度，因此主、從動齒輪齒數(shù)和需大于40。 3）為防止噪聲過大，確保運行平穩(wěn)，延長使用壽命，一般輕型車Z1不少于9，重型車Z2至少大于6。 綜合分析，本設計中取Z2=29，傳動比為i01=Z2/Z1=2.23。 （2）節(jié)圓直徑的計算 根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩中取較小值，可按下列經(jīng)驗公式計算 (2-2) 式中，D2——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm； KD2——直徑系數(shù)，一般K=13.0~15.3；這里取KD2=13； Tc——從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，Tc=10844.34N·m。 將數(shù)據(jù)帶入上式并計算得D2=287.74；圓整后，取D2=290mm （3）齒輪端面模數(shù)的計算 可按式m=D2/Z2算出從動錐齒輪大端端面模數(shù)，此外模數(shù)還應滿足下面公式 (2-3) 式中，Tj——計算轉(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)，計算得m=8.85，取10。 （4）齒面寬的計算 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，主動錐齒輪的齒面寬F1= F2（1+10%）=45*1.1=49.5取50mm。 式中，D2——從動齒輪的節(jié)圓直徑，單位為mm。 （5）中點螺旋角β的計算 螺旋角通常是定義在節(jié)錐表面的展開圖中。節(jié)錐齒線上任意一點的螺旋角即是此點處的切線和節(jié)錐頂點和該點連線的夾角。螺旋錐齒輪的螺旋角在節(jié)錐齒線方向上是連續(xù)變化的，齒面寬中點的螺旋角被稱為齒輪的中點螺旋角。 在螺旋錐齒輪中主從動錐齒輪的中點螺旋角大小相等。在對螺旋角進行選擇設計時，需考慮其對齒面重疊系數(shù)的影響，以及與輪齒強度和其軸向力的關(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.因為重疊系數(shù)越大，齒輪傳動時就越平穩(wěn)，噪音越小。當重疊系數(shù)大于2.0時，齒輪傳動效果更好。但是螺旋角也不能過大，太大的螺旋角會導致軸向力過大。通常來說，汽車主減速器中錐齒輪的螺旋角可以在35°~40°之間進行選擇，輕型車或轎車可以選擇大一些，貨車及重型車一般選擇較小。本設計中取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X面看，當輪齒從小段金到大端的彎曲方向為順時針時，稱其為 “右旋”；當其彎曲方向為逆時針時，稱其為“左旋”。對于一對相互嚙合的螺旋錐齒輪，主、從動錐齒輪的螺旋方向相反。 錐齒輪在傳動時產(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，需要從齒輪背面向前看；二判斷齒輪的軸向力時，通常采用手勢法則進行判斷，即伸出拇指，拇指的指向為軸向力方向，其余四指握其，旋轉(zhuǎn)方向為齒輪的旋轉(zhuǎn)方向。其中，對于左旋齒輪的軸向力，采用左手法則進行判斷；右旋齒輪的判斷采用右手法則。 本設計中，根據(jù)主減速器的特點，確定主動錐齒輪為左旋，從動齒輪為右旋。 （7）齒輪法向壓力角α的選擇 通常情況下，重型汽車和載貨汽車的齒輪法向壓力角可分別選用20°和22°30′。對于錐齒輪，由于其主動輪的輪齒兩側(cè)的法向壓力角不相等，因此在設計中按平均壓力角考慮。本設計中的主減速器是用于汽車，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 項目 計算公式 序號 項目 計算公式 1 主動齒輪齒數(shù)Z1 13 11 周節(jié)t t=3.1416m=31.416 2 從動齒輪齒數(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 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 主動齒輪為左旋 從動齒輪為右旋 10 節(jié)錐距A0 A0=== 158.87mm 20 旋轉(zhuǎn)方向 向齒輪背面看去，主動齒輪為順時針，從動齒輪為反方向 圖2.1 從動錐齒輪 圖2.2 主動錐齒輪 2.2.2第一級螺旋錐齒輪的強度校核 1、齒輪的彎曲強度校核 （2-4） 式中：——為錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa； Tc——所討論的齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N·m,對于從動齒輪，按Tce、Tcs的較小者，即Tc=min[Tce，Tcs]和MGF計算； K0——載荷系數(shù)，對于汽車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，當時，Ks=所以Ks=所以Ks=0.79； Km——齒面載荷分配系數(shù)，對于懸臂式支承Km=1.00~1.25，對于跨置式支承，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速度對齒間載荷的影響有光關(guān)，接觸好、周接及同心度準確時，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)； ——齒輪的輪齒彎曲應力的綜合系數(shù)，取得0.25，主動輪取得0.27。 從動齒輪的按Tce、Tce兩者的較小值計算從動錐齒輪的彎曲應力： ==523.52MPa≤[]=700MPa 按日常行駛平均轉(zhuǎn)矩計算：· ==61.75MPa≤[]=210MPa 主動錐齒輪的彎曲應力計算： =136.59MPa =15.30MPa 根據(jù)公式，按Tce、Tcs兩者的較小值計算最大彎曲應力，對于汽車主減速器齒輪，不應超過700 MPa；按MGF計算的彎曲應力不應超過210MPa，破壞的循環(huán)次數(shù)為6×106。經(jīng)過校核計算，其數(shù)值均不超過極限值，故符合設計要求。 2、齒輪接觸強度的校核 （2-5） 式中，Cp——綜合彈性系數(shù)，取Cp=232.6N?/mm； d1——主動齒輪節(jié)圓直徑，在這里的為130mm； ——主動齒輪計算轉(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淬透性影響的前提下，根據(jù)經(jīng)驗，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)，一般情況下對于制造精確的齒輪取Kf=1； K0 ——載荷系數(shù)，對于汽車K0=1； Km——齒面載荷分配系數(shù)，對于夸置式支承，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速度對齒間載荷的影響有關(guān)，接觸好、周接及同心度準確是時，取Kv=。 b——齒面寬，取b1和b2的較小者，b=45； Jj——齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取得0.15。 按Tce、Tce兩者的較小值計算： =1199.64N/mm2 按Tzcf計算： =401.45N/mm2 主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的。按最大轉(zhuǎn)矩（Tce、Tce）兩者的較小值計算時，許用接觸應力為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）計算時值為1199.641N/mm2，不超過許用的最大接觸應力2810 N/mm2；按日常行駛轉(zhuǎn)矩Tzcf計算時為401.45 N/mm2，不超過許用疲勞接觸應力1750 N/mm2。因此，符合設計要求。 2.3第二級斜圓柱齒輪的設計計算 2.3.1第二級斜圓柱齒輪的參數(shù)計算 因為所設計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)滲碳后進行熱處理，使其齒面硬度達到58--62HRC，同時，保證其精度等級為8級。下面對二級齒輪的主要參數(shù)進行設計計算。 （1）第二級傳動比的計算 根據(jù)前面的計算已知，主減速器的總傳動比為7.90，第一級的齒輪傳動的傳動比確定為29/13=2.23，第二級的傳動比為7.90/（29/13）=3.54，初選第二級齒輪小齒輪齒數(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太大，斜齒圓柱齒輪傳動的螺旋角β不能設計過大，常在β=8o~20o之間選擇，本設計中初取β=14o。 （3）計算中心距 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 8 圖2.3 主動圓柱斜齒輪 圖2.4 從動圓柱斜齒輪 2.3.2第二級斜圓柱齒輪的強度校核 1、齒輪接觸強度校核 (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—第二級主動斜齒輪的轉(zhuǎn)矩 ,1214.35N·m u—齒數(shù)比, u=60/17=3.54； ZH—區(qū)域系數(shù)，已知標準斜齒輪的法面壓力角αn=20o，由《機械設計》圖10-30可查得ZH=2.375； ZE—材料的彈性影響系數(shù)，由《機械設計》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—許用接觸應力，[δ]H =（[δ]H1+[δ]H2）/2； 因為絕對尺寸、齒面粗糙度、圓周速度及潤滑對實際所用齒輪的疲勞極限的影響不大，只考慮應力循環(huán)次數(shù)對疲勞極限的影響。 （2-8） 疲勞強度安全系數(shù)由于點蝕破壞發(fā)生只引起噪聲、振動增大，并不立即導致不能工作的后果，取失效概率為1%，所以取S=1。 計算應力循環(huán)次數(shù)。 N1=60×1160.87×300×10×10=2.09× 小圓柱齒輪的工作應力循環(huán)次數(shù) N2=N1/3.54=5.9× 由《機械設計》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)《機械設計》表10-7預取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）計算圓周速度 （2-9） nl—小齒輪的轉(zhuǎn)速 取汽車正常行駛的速度為60公里/小時，則小齒輪的轉(zhuǎn)速為60公里/小時=1000.2m/min 大齒輪的轉(zhuǎn)速： 汽車輪胎的周長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）計算縱向重合度εβ εβ==0.318×1 ×17×tan14°=1.35； （5）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ (2-10) 式中，KA—使用系數(shù)，根據(jù)《機械設計》表10-2，而且所設計的齒輪為中等沖擊，原動機為多缸內(nèi)燃機，所以取KA=1.75； KV—動載荷系數(shù)，根據(jù)《機械設計》圖10-8，而且所取的精度為8級，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，所以 KHа=KFа=1.4； Kβ—由《機械設計》表10-4可知齒輪的分布為非對稱布置的齒輪，根據(jù)差值法可以的當齒寬為65.97，由于6級精度時，=1.509，考慮到齒輪為8級精度，=1.529； K=KAKVKFαKFβ=1.75×1.17×1.4×1.529=4.38， 根據(jù)《機械設計》圖10-13，查得KFβ=1.51。 （6）按實際得載荷校正所算得的分度圓直徑，得： d= × =65.97×=92.29mm （7）計算模數(shù) =（d×cosβ）/Z1=5.27mm. 2、按齒面彎曲強度計算校核 齒面彎曲強度設計公式計算齒輪的模數(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《機械設計》圖10-28得， Yβ=0.87 YFа—齒形系數(shù)，根據(jù)，由《機械設計》表10-5，得YFa1=2.87 ;YFa2=2.26;Ysa1=1.536; Ysa2=1.74 計算彎曲疲勞應力： 由《機械設計》圖10-20d查得аFE1=аFE2=1000Mpa， 由《機械設計》圖10-18查得=1.0，=1.0； 當彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4時，根據(jù)《機械設計》中公式10-12得； [δ]F1= KFN1*аFE1/S=714.29MPa； [δ]F2= KFN2*аFE2/S=714.29MPa； 由上面的計算知計算大小齒輪得 （YFа1* YSа1）/[δ]F1=（2.87* 1.536）/714.29=0.0062 （YFа2* YSа2）/[δ]F2=（2.26* 1.74）/714.29=0.0055 因為大齒輪的較大，所以取（YFа* YSа）/[δ]F=0.0062 ===4.89mm； 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mN與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值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、第二級齒輪彎曲疲勞強度的校核 由公式Ft=T/r得Ft=1214350/48.5=25038.14N.mm （1）當計算大齒輪時 齒面接觸疲勞強度的校核： = =1352.1Mpa <[σH]=1500Mpa，校核合格。 （2）當計算小齒輪時 齒面接觸疲勞強度的校核： = =738.41Mpa <[σH]=1500Mpa， 經(jīng)校核，符合設計要求。 （3）當計算大齒輪時 齒根彎曲疲勞強度校核： =474.51MPa=714.29MPa， 經(jīng)校核，符合設計要求。 （4）當計算小齒輪時 齒根彎曲疲勞強度校核： =445.1MPa=714.29MPa 經(jīng)校核，符合設計要求。 3 主減速器軸承選用及校核 軸承在機械設備中尤其是機械傳動中的作用非常重要，能夠起到支撐結(jié)構(gòu)及減少摩擦的作用。當機械運動機構(gòu)在軸上彼此相對運動時，使用軸承可以有效降低運動及動力傳遞時產(chǎn)生的摩擦，并保證旋轉(zhuǎn)運動的中心不變。 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，也被稱為向心軸承；止推軸承主要承受軸向載荷，也被稱為推力軸承；徑向止推軸承可以同時承受徑向載荷和軸向載荷，也被稱為向心推力軸承。按照軸承工作時的摩擦力性質(zhì)，可以分為滑動摩擦軸承和滾動摩擦軸承兩種。 由于圓錐滾子軸承可以承受大的徑向載荷和軸向載荷。因此本次設計采用圓錐滾子軸承。 3.1第一級齒輪軸承的計算 3.1.1第一級錐齒輪上的受力分析 齒寬中點處的圓周力： P1= P2= (3--1) 式中：P1、P2—主、從動齒面寬中點處的圓周力； dm1—主動錐齒輪齒寬中點分度圓直徑，dm1=109.55mm; T1—作用在主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩，由下列公式計算： (3--2) 式中：—發(fā)動機最大轉(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發(fā)動機轉(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 第一級錐齒輪的受力分析 主動錐齒輪 軸向力 徑向力 螺旋方向 旋轉(zhuǎn)方向 主動錐齒輪 主動錐齒輪 左旋 順時針 計算結(jié)果 5409.71 N 784.15N 右旋 從動錐齒輪 從動錐齒輪 計算結(jié)果 784.15N. 5409.71N 其中：為錐齒輪的法向壓力角20o，為主動錐齒輪節(jié)錐角24.15o，為從動錐齒輪根錐角65.85o，、為主、從動齒輪齒寬中點螺旋角，==35o；P1、P2為主、從動齒面寬中點處的圓周力,P1=P2=6591.51N; 分析計算結(jié)果，如果軸向力的數(shù)值為正值，則軸向力的指向為遠離圓錐頂點，如果是負值，則為靠近頂點方向。如果徑向力的數(shù)值是正值，則徑向力有使齒輪遠離嚙合齒輪的趨勢，如果是負值，則為趨近于相嚙合的齒輪。 3.1.2軸承的選擇及載荷計算 軸承上的軸向力即為前面計算的齒輪的軸向載荷。因為本設計選用的軸承為圓錐滾子軸承，其支撐時還需要考慮徑向力的影響。而軸承徑向力的計算即為上述齒輪的徑向載荷。經(jīng)過計算，主減速器的齒輪尺寸、支撐形式以及軸承安裝位置確定后，就可以計算出軸承的徑向載荷。 本設計中主動錐齒輪的支撐形式采用的懸臂式結(jié)構(gòu)，從動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，所承受的當量動載荷Q=XR+YA Q——當量動載荷 X——徑向系數(shù) Y——軸向系數(shù) 此時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 假設汽車行駛十萬公里大修，對于無輪邊減速器的驅(qū)動橋來說，主減速器的主動錐齒輪軸承的計算轉(zhuǎn)速為 (3-6) 式中：——輪胎的滾動半徑為485mm n——軸承計算轉(zhuǎn)速 ——汽車的正常行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取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：各個軸承的選擇如下表： 表3.2齒輪軸承的選擇 位置 軸承代號 軸承規(guī)格 主動齒輪前端A 30312 60×130×31 主動齒輪后端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差速器軸承的計算 各力大小計算如下： 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為主動錐齒輪當量轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知T1d=381.06N.m; i0為主減速器傳動比7.63；η0為主減速器傳動效率；參考《汽車理論》，η0=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,每個軸承受力2796.93N Fa=3920.76N ==1.402 查《滾動軸承應用手冊》得所選軸承e=0.35,Y=1.7 由于Fa1/ Fr1>ｅ，所以，其當量動載荷由下式計算： P=0.4Fr+1.7Fa=8902.84N 軸承應有的基本額定動載荷 =285.63KN 故查《機械設計手冊》，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 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 主減速器軸的設計及校核 軸的作用主要是對轉(zhuǎn)動的零件其支撐作用，并隨之一汽轉(zhuǎn)動，進行動力和運動的傳遞。軸在設計時需要計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、類型的影響。此外，軸承的類型、尺寸，軸的材料及制造加工工藝，安裝、運輸?shù)纫彩切枰紤]的因素。在設計軸的結(jié)構(gòu)時可以根據(jù)設計要求進行靈活設計，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，同時盡量采用等強度外形尺寸或較大的截面系數(shù)，以提高強度； 2、軸的結(jié)構(gòu)需要保證軸上零件固定穩(wěn)定、定位準確、裝卸方便； 3、軸在設計及加工時需避免應力集中，盡量提高強度； 4、軸的結(jié)構(gòu)形狀應該便于加工制造，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，即對強度、剛度、耐磨性等使用要求以及加工工藝要求等來進行選擇。常用的軸類零件采用以45鋼最為廣泛。對于使用頻率較少，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零件，可選用合金鋼材料，如使用時轉(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；對于高速旋轉(zhuǎn)且負載較大的軸類零件，采用可選用20Cr、20CrMnTi、20Mn2B等低碳鋼或38CrMoA1A滲碳鋼，這些材料在經(jīng)過滲碳或滲氮處理后，可以較好的提高其強度及硬度，而且可以提高軸心部的強度，使軸具有較好的耐磨性。 因此，在本設計中齒輪軸的材料使用20CrMnTi，并進行滲碳淬火處理。 4.1主動錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設計 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。 因為Ⅰ軸是花鍵軸，故花鍵的內(nèi)徑應為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度 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，首先計算花鍵的有效鏈接長度，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]—許用擠壓應力,由《機械設計》P110表6-3查得[σp]P=45MPa; T—花鍵承受的轉(zhuǎn)矩,按驅(qū)動輪打滑時主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩, T=TZ=1444.95N.m 代入式（5-2）得σP=26.13MPa≤=45MPa 因此，花鍵連接強度滿足要求?？紤]到安裝等因素，取有效長度為l= 60mm ， 所以軸段I的長度取為=80mm。 軸段Ⅱ是安裝圓錐滾子軸承，軸段的長度與軸承的寬度相等，故=36.5mm；軸段Ⅲ為定位軸肩=5mm；軸段Ⅳ是過渡段，取=50mm；軸段Ⅴ是安裝圓錐滾子軸承，軸段的長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°；過渡段的倒角為10×45°。 4.2主動錐齒輪軸的強度校核 (1) 計算載荷的確定 對于主減速器主動錐齒輪軸的強度校核主要是進行彎扭合成強度校核，其計算轉(zhuǎn)矩應該是發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配與最低傳動比和驅(qū)動輪打滑時的計算轉(zhuǎn)矩的較小者，由前面已經(jīng)求出主動軸的計算載荷為 =1214.35×13/29=544.36N·m （4-3） 前面已經(jīng)計算出在計算轉(zhuǎn)矩下主動圓錐齒輪的受力為： 6591.51N，＝5409.71N，＝784.15N （2）主動錐齒輪軸力學模型的建立 根據(jù)主動錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設計，建立力學模型如圖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平面力系。其中為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；亦應通過另加彎矩而平移到作用于軸線（上述轉(zhuǎn)化在圖中均未畫出）。 圖4.2 主動錐齒輪力學模型示意圖 （3）求支承反力 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)，根據(jù)軸的計算簡圖及前如計算得到的齒輪載荷求出軸承的支承反力有: 對于H面有： 由力的平衡和力矩平衡（對A點取矩）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，由圖可看出危險截面為截面B和C。 按彎矩合成應力校核軸的強度： 截面Ｂ的校核： 根據(jù)第三強度理論有 ＝ (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力，由第一強度理論有 (5)軸的許用應力計算 軸的材料是20CrMnTi，其抗拉強度，屈服極限，根據(jù)彎曲疲勞極限的計算公式可得： 合成彎矩如下圖：