汽車(chē)主減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)含NX三維圖,汽車(chē),減速器,結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),nx,三維 摘 要 主減速器是汽車(chē)總成中重要傳動(dòng)結(jié)構(gòu)之一，位于汽車(chē)傳動(dòng)系的末端，其基本功用首先是增扭、降速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動(dòng)軸或直接從變速器傳來(lái)的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分配給左、右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪；所以主減速器結(jié)構(gòu)形式和設(shè)計(jì)參數(shù)直接影響汽車(chē)的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性、可靠性和汽車(chē)的使用壽命。 本次課題設(shè)計(jì)是參考傳統(tǒng)的主減速器的設(shè)計(jì)方法進(jìn)行輕型貨車(chē)的主減速器設(shè)計(jì)。首先通過(guò)已知的汽車(chē)相關(guān)參數(shù)，確定驅(qū)動(dòng)橋整體方案，包括驅(qū)動(dòng)總成結(jié)構(gòu)形式為整體式驅(qū)動(dòng)橋，選擇主減速器結(jié)構(gòu)形式為單級(jí)主減速器，主減速器傳動(dòng)形式選擇雙曲面錐齒輪傳動(dòng)，主減速器主動(dòng)錐齒輪選擇懸臂式支承，從動(dòng)錐齒輪跨置式支承，接下來(lái)是對(duì)主減速器殼等不需要計(jì)算的零件設(shè)計(jì)，但必須要滿足汽車(chē)的使用要求。最后利用三維建模軟件繪制零件三維圖并進(jìn)行裝配。 關(guān)鍵詞：主減速器；雙曲面錐齒輪；建模 Abstract The main reducer, one of the most important transmission structures in the automobile assembly, is located at the end of the automobile transmission system. The basic function is to increase the torque and reduce the transmission direction of the torque, that is to increase the torque transmitted from the transmission shaft or directly from the transmission, and to allocate the torque to the left and right wheels, so the main reducer is connected. The configuration and design parameters directly affect the power performance, fuel economy, reliability and service life of vehicle. The design of this project is to design the main reducer of light truck by referring to the design method of the traditional main reducer. First of all, through the known automobile related parameters, the overall scheme of the drive bridge is determined, including the drive assembly structure as the integral drive bridge, and the main reducer is selected as the single stage main reducer. The main reducer drives the double curved bevel gear transmission, the main reducer chooses the cantilever support and the driven cone. The gears are cross supported, then the parts such as main reducer shell and so on do not need to be calculated, but they must meet the requirements of vehicle use. Finally, 3D modeling software is used to draw 3D parts and assemble them. Key words: main reducer, hyperboloid bevel gear, modeling 目 錄 摘 要 I Abstract II 1 緒 論 1 1.1 課題的設(shè)計(jì)任務(wù) 1 1.2 主減速器的國(guó)內(nèi)外發(fā)展概況 1 1.3 課題的技術(shù)路線 2 2 總體方案的設(shè)計(jì) 3 2.1 主減速器結(jié)構(gòu)形式的選擇 3 2.2 主減速器支承形式的選擇 3 2.2.1 主動(dòng)錐齒輪的支承形式 3 2.2.2 從動(dòng)錐齒輪支承 4 2.3 傳動(dòng)形式的選擇 4 3 主減速器齒輪副設(shè)計(jì) 7 3.1 傳動(dòng)系載荷的計(jì)算 7 3.2 主減速器齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 8 3.2.1 主從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)的選擇 8 3.2.2 從動(dòng)錐齒輪節(jié)圓直徑及端面模數(shù)的計(jì)算 8 3.2.3 主從動(dòng)錐齒輪的齒面寬度計(jì)算 9 3.2.4 齒輪的偏移計(jì)算 9 3.2.5 螺旋角的選擇 9 3.2.6 法向壓力角的選擇 9 3.2.7 雙曲面齒輪幾何尺寸計(jì)算結(jié)果 9 3.3 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算及校核 18 3.3.1 單位齒長(zhǎng)圓周力的計(jì)算 18 3.3.2 輪齒彎曲強(qiáng)度校核 19 3.3.3 輪齒接觸強(qiáng)度校核 21 3.3.4 錐齒輪材料及熱處理 22 3.4 主減速器齒輪的三維建模 23 4 減速器軸承的選擇 25 4.1 軸承支承受力分析 25 4.2 軸承選擇 28 4.2.1 軸承類(lèi)型選擇 28 4.2.2 軸承型號(hào)選擇 29 4.2.3 軸承壽命校核 31 4.3 軸承的設(shè)計(jì)結(jié)果 31 5 主減速器預(yù)緊裝置設(shè)計(jì) 32 5.1.1 軸承的預(yù)緊 32 5.1.2 錐齒輪的調(diào)整 33 結(jié) 論 35 致 謝 36 參考文獻(xiàn) 37 1 緒 論 1.1 課題的設(shè)計(jì)任務(wù) 根據(jù)選擇車(chē)型的基本參數(shù)通過(guò)查閱圖書(shū)館資料及實(shí)際生產(chǎn)實(shí)習(xí)，完成主減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算；完成主減速器總成的設(shè)計(jì)。要求使用UG軟件完成主減速器的三維設(shè)計(jì)，完成設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)。 1.2 主減速器的國(guó)內(nèi)外發(fā)展概況 當(dāng)前我國(guó)汽車(chē)零配件行業(yè)現(xiàn)狀主要表現(xiàn)為：一是零部件企業(yè)普遍呈現(xiàn)散、弱、小的特點(diǎn)，國(guó)內(nèi)零部件企業(yè)共有兩萬(wàn)多家，其中中等規(guī)模以上汽車(chē)零部件企業(yè)近8000家，并且90%集中在低端。零部件企業(yè)缺少自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的核心技術(shù)，極大的制約了汽車(chē)工業(yè)的自主創(chuàng)新和自主開(kāi)發(fā)；二是汽車(chē)零部件行業(yè)相對(duì)于整車(chē)制造行業(yè)投入小，但是行業(yè)整體的盈利能力比汽車(chē)整車(chē)制造行業(yè)好；三是汽車(chē)零部件企業(yè)主要為汽車(chē)整車(chē)制造廠配套生產(chǎn)，普遍采用OEM訂單方式生產(chǎn)，與整車(chē)廠商關(guān)聯(lián)度緊密，形成以整車(chē)廠商為龍頭，零部件企業(yè)為依托的產(chǎn)業(yè)集群。 主減速器行業(yè)的發(fā)展依賴(lài)于商用車(chē)行業(yè)的發(fā)展，近些年商用車(chē)市場(chǎng)形式良好，尤其是重卡市場(chǎng)更是推動(dòng)了主減速器行業(yè)的迅速發(fā)展，各生產(chǎn)廠家已經(jīng)形成了系列化、批量化、專(zhuān)業(yè)化的生產(chǎn)格局。近幾年來(lái)，國(guó)內(nèi)各主減速器公司引進(jìn)國(guó)外技術(shù)或自主研發(fā)各種用于重型汽車(chē)的主減速器，有些已被廣泛應(yīng)用。 目前，國(guó)內(nèi)主減速器市場(chǎng)可謂競(jìng)爭(zhēng)激烈。在以前，國(guó)內(nèi)商用車(chē)整車(chē)生產(chǎn)企業(yè)的發(fā)展戰(zhàn)略是車(chē)身必須自己生產(chǎn)，發(fā)動(dòng)機(jī)爭(zhēng)取自己生產(chǎn)，而主減速器一般采用社會(huì)資源。然而隨著近些年商用車(chē)市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)激烈，為了在核心總成上不受制于人，近些年，國(guó)內(nèi)一汽解放、東風(fēng)汽車(chē)和中國(guó)重汽等主要商用車(chē)企業(yè)有的采取投巨資、重兵布局發(fā)展自己的主減速器業(yè)務(wù)方式，有的采取積極主動(dòng)與有關(guān)大型齒輪生產(chǎn)企業(yè)建立長(zhǎng)期戰(zhàn)略聯(lián)盟的方式，以確保自己穩(wěn)定的零部件供應(yīng)。 經(jīng)過(guò)市場(chǎng)的洗禮，研發(fā)實(shí)力強(qiáng)、產(chǎn)品質(zhì)量?jī)?yōu)異的大廠家將會(huì)引領(lǐng)主減速器行業(yè)的潮流。隨著汽車(chē)行業(yè)的發(fā)展，汽車(chē)在節(jié)能、環(huán)保、舒適等方面的性能將顯著提升，這就要求主減速器產(chǎn)品的性能進(jìn)一步提高。主減速器作為卡車(chē)的核心總成，其總要性也越來(lái)越被關(guān)注。 在國(guó)外，一方面汽車(chē)行駛的路況越來(lái)越好，平均車(chē)速逐漸提高，另一方面節(jié)約能源，減少對(duì)環(huán)境的污染意識(shí)使得發(fā)動(dòng)機(jī)正向著大轉(zhuǎn)矩和低轉(zhuǎn)速的方向發(fā)展。為適應(yīng)以上情況，汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋速比應(yīng)該減小，主減速比小的驅(qū)動(dòng)橋沒(méi)必要采用雙級(jí)減速器。因而目前在國(guó)外貨車(chē)上廣泛的采用的是單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋，單級(jí)驅(qū)動(dòng)橋具有成本低，質(zhì)量輕，維修保養(yǎng)簡(jiǎn)單，傳動(dòng)效率高，噪音小，溫升低和整車(chē)油耗低等優(yōu)點(diǎn)。 1.3 課題的技術(shù)路線 （1）總體方案設(shè)計(jì)，根據(jù)已給數(shù)據(jù)進(jìn)行整車(chē)性能計(jì)算，選擇確定主減速器的形式。 （2）主減速器雙曲面錐齒輪副設(shè)計(jì)，根據(jù)已知的數(shù)據(jù)計(jì)算確定主減速器雙曲面錐齒輪的尺寸參數(shù)，并用三維建模軟件繪制出實(shí)體。 （3）4個(gè)軸承的選擇，其中兩個(gè)是主減速器主動(dòng)錐齒輪軸的支承軸承，另兩個(gè)是主減速器殼的支承軸承，根據(jù)已知數(shù)據(jù)計(jì)算，選擇合適大小的軸承，確定軸承的位置和主動(dòng)錐齒輪軸的尺寸，并設(shè)計(jì)合理的預(yù)緊裝置，調(diào)整齒輪的嚙合印記，用三維建模軟件造型。 （4）主減速器殼設(shè)計(jì)，軸承預(yù)緊及齒面嚙合印記調(diào)整，由前幾步已知的尺寸確定主減速器殼尺寸，進(jìn)行主減速器殼支稱(chēng)軸承預(yù)緊和主減速器齒輪嚙合印記調(diào)整，并用三維建模軟件繪制實(shí)體。 （5）差速器和殼的設(shè)計(jì)及驗(yàn)算，根據(jù)已有零件尺寸用三維軟件建模。 （6）根據(jù)設(shè)計(jì)計(jì)算及三維建模完成設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)。 2 總體方案的設(shè)計(jì) 2.1 主減速器結(jié)構(gòu)形式的選擇 主減速器的功用是增大輸入的轉(zhuǎn)矩并相應(yīng)降低轉(zhuǎn)速，以及對(duì)于縱置發(fā)動(dòng)機(jī)改變扭矩旋轉(zhuǎn)方向。 為了順應(yīng)各種車(chē)型和使用要求，主減速器有多種布局形式。根據(jù)主減速器所具有的齒輪副的數(shù)量可以分為單級(jí)主減速器（有一對(duì)齒輪副）和雙級(jí)主減速器(有兩對(duì)齒輪副)。而雙級(jí)主減速器又可分為整體式和分開(kāi)式兩種。其中，分開(kāi)式雙級(jí)主減速器的第一級(jí)設(shè)于驅(qū)動(dòng)橋中部（稱(chēng)為中央減速器），而第二級(jí)設(shè)于輪邊(稱(chēng)為輪邊減速器)。當(dāng)主減速器具有兩個(gè)擋位時(shí)，稱(chēng)為雙級(jí)主減速器。 單級(jí)主減速器常由一對(duì)圓錐齒輪構(gòu)成。單級(jí)主減速器結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單，體積小，質(zhì)量小，成本低，傳動(dòng)效率高，使用簡(jiǎn)便。但是主傳動(dòng)比不能過(guò)大，一般不能超過(guò)7.0。如果進(jìn)一步提高主減速比，將會(huì)增大從動(dòng)齒輪直徑，從而減小離地間隙，降低汽車(chē)通過(guò)性，并且會(huì)使從動(dòng)齒輪熱處理復(fù)雜化。由于有上述特點(diǎn)，單級(jí)主減速器廣泛應(yīng)用于轎車(chē)和輕、中型貨車(chē)上。 雙級(jí)主減速器有兩對(duì)齒輪副傳動(dòng)，與單級(jí)主減速器相比，可以在保證離地間隙相同的情況下得到更大的傳動(dòng)比（7～12），但是其尺寸較大，質(zhì)量較大，成本高傳動(dòng)效率低。雙級(jí)主減速器主要用于中、重型貨車(chē)、越野車(chē)和大客車(chē)上。 本課題設(shè)計(jì)的是某兩噸貨車(chē)的后驅(qū)動(dòng)橋，所以本課題設(shè)計(jì)選擇單級(jí)主減速器。 2.2 主減速器支承形式的選擇 2.2.1 主動(dòng)錐齒輪的支承形式 主減速器主動(dòng)錐齒輪有兩種支承形式，即懸臂式支承（見(jiàn)圖2.2 a）、跨置式支承（見(jiàn)圖2.2 b）。 在懸臂式支承設(shè)計(jì)中，圓錐滾子軸承布置得大端向外，以增加支承間的距離b，并減小懸臂長(zhǎng)度a，這樣可以改善支承剛度。一般要求兩軸承支承間距要比2.5倍的懸臂長(zhǎng)度還要大?？拷X輪的軸徑直徑d應(yīng)該不小于懸臂長(zhǎng)度a，懸臂式支承的優(yōu)點(diǎn)是其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單；缺點(diǎn)是支承剛度較差。這種結(jié)構(gòu)主要用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的車(chē)橋、輕型貨車(chē)的單級(jí)主減速器，以及許多雙級(jí)主減速器中。 跨置式支承的支承剛度較大，可以保證嚙合良好，提高齒輪承載能力，適用于傳遞較大的轉(zhuǎn)矩。本課題設(shè)計(jì)所選主動(dòng)錐齒輪支承形式為懸臂式。 2.2.2 從動(dòng)錐齒輪支承 本課題所選從動(dòng)錐齒輪支承形式為跨置式，如圖2.3所示，其中從動(dòng)錐齒輪固結(jié)于差速器總成，通過(guò)一對(duì)圓錐滾子軸承支承。在設(shè)計(jì)中，圓錐滾子軸承應(yīng)該布置的大端向內(nèi)，以減小支承跨距（圖中c+d），這樣可以增加支承的剛度。另外為了增加支承剛度，一般要在差速器殼上加筋。為了使從動(dòng)錐齒輪背面的差速器殼處有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)筋，距離c+d應(yīng)該不小于從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑的70%。 2.3 傳動(dòng)形式的選擇 主減速器的傳動(dòng)形式主要有：螺旋錐齒輪傳動(dòng)（如圖2.4 a所示）、雙曲面齒輪傳動(dòng)（如圖2.4 b所示）、圓柱齒輪傳動(dòng)（如圖2.4 c所示）和蝸桿渦輪傳動(dòng)（如圖2.4 d所示）。 螺旋錐齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)是:零件制造相對(duì)簡(jiǎn)單,但其工作噪音大,對(duì)嚙合精度十分敏感，當(dāng)齒輪副錐頂稍有不吻合,便會(huì)使工作條件急劇變壞,從而使磨損加劇，噪聲增大。 為保證齒輪副的準(zhǔn)確嚙合，必需將軸承預(yù)緊，提高支承剛度，增大主減速器殼體剛度。 渦輪蝸桿傳動(dòng)的特點(diǎn)：可以在輪廓尺寸較小、結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下得到較大的傳動(dòng)比（傳動(dòng)比可以大于7），工作平穩(wěn)、無(wú)聲，適宜把多驅(qū)動(dòng)橋汽車(chē)的驅(qū)動(dòng)橋布置成貫通式。但是，其傳動(dòng)效率較低，成本較高，要求采用價(jià)格高的材料（渦輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅）。由于有以上特點(diǎn)，蝸桿渦輪傳動(dòng)僅在生產(chǎn)批量不大的少數(shù)場(chǎng)合得到應(yīng)用，例如在個(gè)別重型多軸驅(qū)動(dòng)汽車(chē)，具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動(dòng)機(jī)的大客車(chē)以及某些高級(jí)轎車(chē)上采用這種傳動(dòng)方式，只有在少量生產(chǎn)時(shí)才可以考慮采用這種結(jié)構(gòu)。 圓柱齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)：圓柱齒輪應(yīng)用于發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)當(dāng)中。 雙曲面齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)：主、從動(dòng)軸軸線不相交，而是有一偏移距E，這是與螺旋錐齒輪的差別。由于存在偏移距，使得主動(dòng)齒輪與從動(dòng)齒輪的螺旋角不相等，且主動(dòng)齒輪螺旋角大于從動(dòng)齒輪螺旋角。雙曲面齒輪一個(gè)最大的特點(diǎn)就是當(dāng)雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪的尺寸相同時(shí)，雙曲面齒輪傳動(dòng)有更大的傳動(dòng)比。從另一個(gè)角度說(shuō)，當(dāng)傳動(dòng)比確定且從動(dòng)齒輪尺寸相同的時(shí)候，雙曲面主動(dòng)錐齒輪比螺旋錐齒輪有較大的直徑，從而有較高的輪齒強(qiáng)度和較大的主動(dòng)齒輪軸，軸承剛度也大。再?gòu)牡谌齻€(gè)角度看，當(dāng)傳動(dòng)比和主動(dòng)齒輪尺寸一定時(shí)，雙曲面從動(dòng)齒輪直徑比相應(yīng)的螺旋錐齒輪的小，因而可以增大主減速器殼處的離地間隙。 但是，雙曲面齒輪傳動(dòng)也有缺點(diǎn)，即摩擦較為嚴(yán)重。在工作過(guò)程中，除了有沿齒高方向的側(cè)向滑動(dòng)之外，還有延齒長(zhǎng)方向的縱向滑動(dòng)，而這種齒面之間的縱向滑動(dòng)是雙曲面齒輪傳動(dòng)所特有的。這種縱向滑動(dòng)可以改善齒輪的磨合過(guò)程，并使其工作安靜平穩(wěn)。但是，它也使摩擦損失增加，從而降低傳動(dòng)效率。由于這種縱向滑動(dòng)是隨著偏移距的增大而增大的，所以在設(shè)計(jì)中不應(yīng)該把偏移距選的過(guò)大。在工作過(guò)程中，雙曲面的齒面間壓力較大、摩擦較大，可能導(dǎo)致破壞齒面之間的油膜，甚至導(dǎo)致齒面燒結(jié)咬死。因此，設(shè)計(jì)雙曲面齒輪時(shí)要注意潤(rùn)滑問(wèn)題，一般采用特殊潤(rùn)滑油。 表2.1所示為雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪的優(yōu)缺點(diǎn)比較。由于雙曲面齒輪有上述很多優(yōu)點(diǎn)，因此得到了廣泛應(yīng)用。 表 2.1 雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪的優(yōu)缺點(diǎn)比較 特點(diǎn) 雙曲面齒輪 螺旋齒輪 運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)性 優(yōu) 良 抗彎強(qiáng)度 提高30% 較低 接觸強(qiáng)度 高 較低 抗膠合能力 較弱 強(qiáng) 滑動(dòng)速度 大 小 效率 對(duì)安裝誤差的敏感性 約0.98 取決于支承剛度和刀盤(pán)直徑 約0.99 取決于支承剛度和刀盤(pán)直徑 軸承負(fù)荷 小齒輪的軸向力較大 小齒輪的軸向力較小 潤(rùn)滑油 用防刮傷添加劑的特種潤(rùn)滑油 普通潤(rùn)滑油 根據(jù)設(shè)計(jì)要求，本課題選擇的主減速器傳動(dòng)形式為雙曲面齒輪傳動(dòng)。 3 主減速器齒輪副設(shè)計(jì) 3.1 傳動(dòng)系載荷的計(jì)算 （1）按發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩與最低檔傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算扭矩 (3.1) 式中：k—液力變矩系數(shù)，k=1 —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=320 N·m —變速器一擋傳動(dòng)比，=5.557 —分動(dòng)器傳動(dòng)比，=1 —主減速器傳動(dòng)比，=5.83 —發(fā)動(dòng)機(jī)到主減速器從動(dòng)齒輪的傳動(dòng)效率，對(duì)于雙曲面齒輪，取=0.9 —計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，=1 —猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，對(duì)于一般載貨汽車(chē)取 =1 將數(shù)據(jù)代入公式中得N·m （2）按驅(qū)動(dòng)輪打滑扭矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算扭矩 (3.2) 式中：—滿載狀態(tài)下驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷，N —最大加速度時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，商用車(chē)=1.1~1.2，取1.2 —輪胎和路面間的附著系數(shù)。對(duì)安裝一般輪胎的公路用汽車(chē)，在良好的 混凝土和瀝青路面上， =0.85。 —車(chē)輪滾動(dòng)半徑(m)，=0.345m(輪胎高寬比按80%計(jì)算) —主減速器從動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)比，無(wú)輪邊減速器，取=1 —主減速器從動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)效率，無(wú)輪邊減速器，取=1 將數(shù)據(jù)代入公式得=N·m (3) 按日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算扭矩 (3.3) 式中：—汽車(chē)滿載總重量，=4.2359.81000=41503N —車(chē)輪滾動(dòng)半徑(m)，=0.345m —主減速器從動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)比，無(wú)輪邊減速器，取=1 —主減速器從動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)效率，無(wú)輪邊減速器，取=1 —驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，=1 —性能參數(shù)，取，當(dāng)時(shí)，=0， ，所以=0 —公路坡度系數(shù)，對(duì)于商用車(chē)而言，=0.05～0.09，取=0.08 —道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于商用車(chē)而言，=0.015～0.020，取=0.019 將數(shù)據(jù)代入公式（3.3）得N·m 本文選取和中的較小值來(lái)計(jì)算錐齒輪最大應(yīng)力。計(jì)算中所選取的扭矩值為=9128N·m。若進(jìn)行錐齒輪的疲勞壽命計(jì)算，其計(jì)算扭矩應(yīng)取=1418 N·m。 3.2 主減速器齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.2.1 主從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)的選擇 為了保證磨合均勻，主、從動(dòng)錐齒輪的齒數(shù)應(yīng)避免出現(xiàn)公約數(shù)，對(duì)于商用車(chē), 一般不小于6。本次設(shè)計(jì)取7，根據(jù)主減速比取41。 3.2.2 從動(dòng)錐齒輪節(jié)圓直徑及端面模數(shù)的計(jì)算 節(jié)圓直徑可以根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式確定， （3.4） 式中：—從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑（mm） —直徑系數(shù)，一般為13.0～15.3 —從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N·m），=9128N·m 將數(shù)據(jù)代入公式（3.4）得=（272～320 ）mm 初選則=7.32 根據(jù) （3.5） 校核=（0.3～0.4）=（6.27～8.36）， 所以取值滿足條件。 3.2.3 主從動(dòng)錐齒輪的齒面寬度計(jì)算 對(duì)于汽車(chē)工業(yè)，主減速器從動(dòng)錐齒輪齒寬 =0.155 （3.6） 將數(shù)據(jù)代入公式（3.6）得=46.5 mm， =51.1 mm 3.2.4 齒輪的偏移計(jì)算 對(duì)于轎車(chē)、輕型載貨汽車(chē)來(lái)說(shuō)，一般情況下，偏移距=60mm，E選擇45mm，雙曲面齒輪的螺旋方向?yàn)椋褐鲃?dòng)錐齒輪左旋、從動(dòng)錐齒輪右旋。主動(dòng)錐齒輪在從動(dòng)錐齒輪中心線下方。 3.2.5 螺旋角的選擇 由于主動(dòng)錐齒輪與從動(dòng)錐齒輪為雙曲面齒輪，所以二者的螺旋角并不是一樣的，且主動(dòng)錐齒輪的螺旋角大于從動(dòng)錐齒輪，本次設(shè)計(jì)初選主動(dòng)錐齒輪螺旋角50°，從動(dòng)錐齒輪螺旋角30°。 3.2.6 法向壓力角的選擇 壓力角的選擇與輪齒的強(qiáng)度有關(guān)，壓力角越大，輪齒的強(qiáng)度越高。并且能減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)。載貨汽車(chē)一般選用22.5°的壓力角。 3.2.7 雙曲面齒輪幾何尺寸計(jì)算結(jié)果 本文設(shè)計(jì)中，運(yùn)用Excel表格雙面錐齒輪計(jì)算表進(jìn)行計(jì)算。如表3.1所示雙曲面齒輪150個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)。 表3.1雙曲面齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算結(jié)果 序號(hào) 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果 注釋 1 7 小齒輪齒數(shù)應(yīng)不小于6 2 41 由及主減速比確定 3 0.1707 齒數(shù)比的倒數(shù) 4 46.5 大齒輪齒面寬 5 E 45 小齒輪軸線偏移距 6 300 大齒輪分度圓直徑 7 152.4 刀盤(pán)名義半徑 8 45 小齒輪的螺旋角 9 1.1918 10 0.2049 11 0.9797 12 127.2231 大齒輪在齒面寬中點(diǎn)處的分度圓半徑 13 0.3465 大小輪螺旋角差角正切值 14 0.9380 15 1.3510 初定小輪擴(kuò)大系數(shù) 16 21.7210 小輪中點(diǎn)分度圓半徑換算值 17 29.3451 小齒輪在齒面寬中點(diǎn)處的分度圓半徑 18 1.2 輪齒收縮系數(shù) 19 650.3151 近似計(jì)算公法線K1K2在大輪軸線上的投影 20 0.0692 大輪軸線在小輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正切 21 1.0024 22 0.0690 23 3.9584 大輪軸線在小輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角 24 0.3378 初算大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正切 25 0.3589 26 0.1924 初算小輪分錐角正切 27 0.9820 28 0.3440 29 0.9390 30 1.1978 第一次校正小輪螺旋角正切 31 -0.0021 擴(kuò)大系數(shù)修正量 32 -0.0004 大輪擴(kuò)大系數(shù)修正量的換算值 33 Sinε1=（24）-（22）-（32） 0.3378 校正后大輪偏置角的正弦值 34 0.3589 35 0.1923 校正后小輪分錐角正切 36 10.8872 小齒輪節(jié)錐角 37 0.9820 小齒輪節(jié)錐角余弦值 38 0.3440 第二次校正后的螺旋角差值的正弦 39 21.3145 40 0.9316 41 1.2131 第二次校正后小輪螺旋角的正切值 42 50.5005 小齒輪中點(diǎn)螺旋角 43 0.6361 小齒輪中點(diǎn)螺旋角余弦值 44 29.1860 大齒輪中點(diǎn)螺旋角 45 0.8730 46 0.5586 47 0.2048 48 78.4237 大齒輪節(jié)錐角 49 0.9797 50 0.2007 51 29.8369 52 633.9815 53 663.8184 兩背錐之和 54 113.3773 大輪錐距在螺旋線中點(diǎn)切線方向投影 55 98.6718 小輪錐距在螺旋線中點(diǎn)切線方向投影 56 0.0849 極限齒形角正切負(fù)值 57 4..8540 極限齒形角負(fù)值 58 0.9964 59 0.0035 60 0.0001 61 11187.1462 62 0.0013 63 0.0048 64 135.1807 65 135.6673 齒線中點(diǎn)曲率半徑 66 1.1233 67 0.0343 0.8293 68 119.7355 0.18889 69 1.0139 70 29.2299 71 -3.1695 大齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)小齒輪軸線距離 72 129.8648 在節(jié)平面內(nèi)大齒輪齒面寬中點(diǎn)錐距 73 153.1146 大齒輪節(jié)錐距 74 23.2498 大輪分錐上齒寬之半 75 9.7526 大齒輪在齒面寬中點(diǎn)處的齒工作高 76 0.4663 77 0.6558 78 45 輪齒兩側(cè)壓力角的總和 79 sin 0.7071 80 22.5 平均壓力角 81 0.9239 平均壓力角余弦 82 0.4142 平均壓力角正切 83 1.5833 84 6.7967 雙重收縮齒齒根角的總和 85 0.1300 大齒輪齒頂高系數(shù) 86 1.150- 1.0200 大輪齒根高系數(shù) 87 1.2678 大齒輪齒面寬中點(diǎn)處的齒頂高 88 9.9976 大齒輪齒面寬中點(diǎn)處的齒根高 89 0.8836 大輪齒頂角 90 0.0154 91 5.9132 大齒輪的齒根角 92 sin 0.1030 93 1.6264 大齒輪的齒頂高 94 12.3928 大齒輪的齒根高 95 1.5129 96 14.0192 大齒輪齒全高 97 12.5063 大齒輪齒工作高 98 97.3072 大齒輪的面錐角 99 0.9826 100 0.1855 101 72.5105 大齒輪的根錐角 102 0.9538 103 0.3005 104 0.3151 105 300.6527 大齒輪外圓直徑 106 33.8955 大端分度圓中心至軸線交叉點(diǎn)距離 107 32.3023 大齒輪外圓至小齒輪軸線的距離 108 0.7478 大端頂圓齒頂與分度圓處齒高之差 109 3.5450 大端分度圓處與根圓處在齒高方向上高度差 110 -3.9173 大齒輪面錐頂點(diǎn)至小齒輪軸線的距離 111 0.3755 大齒輪跟錐頂點(diǎn)至小齒輪軸線的距離 112 136.4334 113 0.3298 修正后小輪軸線在大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)的偏置角正弦 114 0.9440 115 0.3494 116 0.2837 117 16.4819 小齒輪的面錐角 118 0.9589 119 0.2959 120 6.2258 121 9.1274 小齒輪面錐頂點(diǎn)至大齒輪軸線的距離 122 0.2814 123 15.7142 0.9626 124 5.6003；0.9952 125 5.9547；0.9952 126 0.0846 -0.4624 127 0.9672 128 119.9749 129 0.9635 130 22.4882 131 137.1327 小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離 132 22.4885 133 93.7980 小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線的距離 134 146.2601 135 86.5481 小齒輪的外圓徑 136 132.7423 137 0.3390 在大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正弦 138 19.8161 139 0.9408 140 -12.5922 141 29.6000 小齒輪根錐頂點(diǎn)至大齒輪軸線的距離 142 0.1746 143 10.0528 小齒輪根錐角 144 0.9846 145 0.1773 146 0.2032 最小齒側(cè)間隙允許值 147 0.2794 最大齒側(cè)間隙允許值 148 0.1184 149 8.5117 150 106.6146 在節(jié)平面內(nèi)大齒輪內(nèi)錐距 3.3 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算及校核 3.3.1 單位齒長(zhǎng)圓周力的計(jì)算 主減速器錐齒輪的表面耐磨性，常用齒輪上的單位齒長(zhǎng)圓周力來(lái)計(jì)算，即 = （3.7） 式中：—輪齒上的單位齒長(zhǎng)圓周力（N/mm） —作用在輪齒上的圓周力（N） —從動(dòng)齒輪齒面寬（mm） 1）按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) = （3.8） 式中：—變速器傳動(dòng)比 —主動(dòng)錐齒輪中點(diǎn)分度圓直徑，由前面表中數(shù)據(jù)計(jì)算得mm （1）當(dāng)變速器掛第一擋時(shí)，==5.557 =×10=1251.05 N/mm （2）當(dāng)變速器掛直接擋時(shí)，==1， =×10=225.13 N/mm 2）按驅(qū)動(dòng)輪打滑的轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) =×10 （3.9） 式中：—滿載狀態(tài)下驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷，N —最大加速度時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，商用車(chē)=1.1~1.2，取1.1 將數(shù)據(jù)帶入（3.9）得 =×10=1414.69N/mm 許用單位齒長(zhǎng)的圓周力見(jiàn)表3.2。在現(xiàn)代汽車(chē)設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)和加工工藝的提高，單位齒長(zhǎng)上的圓周力有時(shí)高出表中所列數(shù)值20％~25％。 表3.2 單位齒長(zhǎng)的圓周力 汽車(chē)類(lèi)別 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)/N?mm 按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)/N?mm 輪胎與地面的附著系數(shù) 一擋 直接擋 轎車(chē) 893 321 893 0.85 貨車(chē) 1429 250 1429 0.85 大客車(chē) 982 214 0.85 牽引車(chē) 536 250 0.85 對(duì)于貨車(chē)而言，掛一擋時(shí)單位齒長(zhǎng)圓周力許用值[P]=1429 N/mm；掛直接擋時(shí)單位齒長(zhǎng)圓周力許用值[P]=250 N/mm；按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)[P]=1429 N/mm。 對(duì)照后發(fā)現(xiàn)本次設(shè)計(jì)滿足許用值。 3.3.2 輪齒彎曲強(qiáng)度校核 汽車(chē)主減速器雙曲面齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力為 =×10 （3.9） 式中：—錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力（N/mm） —計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)，當(dāng)按=min[ ]計(jì)算時(shí)，對(duì)于主動(dòng)錐齒輪= /=9128/5.83=1565.69N·m，從動(dòng)錐齒輪==9128N·m，當(dāng)按計(jì)算時(shí)，主動(dòng)錐齒輪=/=1418/5.83=243.22 N·m，從動(dòng)錐齒輪==1418N·m —過(guò)載系數(shù)，一般=1 d—該齒輪大端分度圓直徑，從動(dòng)錐齒輪大端直徑=300mm，主動(dòng)錐 齒輪大端直徑=+× sin=29.3451×2+51.1×sin10.89=68.34mm —是端面模數(shù)（mm），從動(dòng)錐齒輪端面模數(shù)=7.32mm，主動(dòng)錐齒輪端面模數(shù)=/=68.34/7=9.76mm —齒根彎曲強(qiáng)度和齒面接觸強(qiáng)度的尺寸系數(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)≧1.6 mm時(shí)，=（/25.4）；當(dāng)﹤1.6 mm時(shí)，=0.5，=9.76mm，則=（9.76/25.4）=0.787，=7.32mm，則=（7.32/25.4）=0.733 —軸核分配系數(shù)：對(duì)于懸臂式結(jié)構(gòu) =1.1～1.25。取=1.1 —質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)齒輪接觸良好，齒距及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，=1 b—計(jì)算齒輪的齒面寬度，主動(dòng)錐齒輪齒面寬度=51.1mm，從動(dòng)錐齒輪齒面寬=46.5mm —所計(jì)算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù), =22.5°(小齒輪)=0.35，(大齒輪)=0.293（查文獻(xiàn) [1]183頁(yè)） 按=min[ ]計(jì)算時(shí)，彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)700 N/mm, 按=計(jì)算的彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)210.9 N/mm。 1）對(duì)于主動(dòng)錐齒輪來(lái)說(shuō) （1）按驅(qū)動(dòng)輪打滑計(jì)算，對(duì)于主動(dòng)錐齒輪，代入數(shù)值得 =×10=302.99MPa<700 MPa （2）按汽車(chē)日常行駛當(dāng)量計(jì)算 =×10=47.07 MPa <210 MPa 2）對(duì)于從動(dòng)錐齒輪來(lái)說(shuō) （1）按驅(qū)動(dòng)輪打滑計(jì)算，對(duì)于從動(dòng)錐齒輪 =×10=491.98MPa <700 MPa （2）按汽車(chē)日常行駛當(dāng)量計(jì)算 =×10=76.43MPa <210 MPa 所以齒輪輪齒滿足彎曲強(qiáng)度。 3.3.3 輪齒接觸強(qiáng)度校核 因?yàn)橹?、從?dòng)錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力相等，所以只需求得一個(gè)齒輪上應(yīng)力就可以，錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為 = (3.10) 式中：—錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力（MPa） —主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑（mm），=68.34mm —取和中的較小者（mm），b=46.5mm —尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對(duì)淬透性的影響，通常=1.0 —齒面品質(zhì)系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅，磷化處理等），對(duì)于制造精確的齒輪，=1.0 —綜合彈性系數(shù)，鋼對(duì)鋼齒輪，=232.6N/mm —主動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩，當(dāng)按=min[ ]計(jì)算時(shí)= / =9128/5.83=1565.69N·m，當(dāng)按計(jì)算時(shí)，=/=1418/5.83=243.22 N·m —齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，取=0.21（取值來(lái)自于參考文獻(xiàn)查文獻(xiàn) [1]189頁(yè)） 按=min[ ]計(jì)算的最大接觸應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)2800 MPa, 按=計(jì)算的疲勞接觸應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)1750 MPa。 （1）錐齒輪按=計(jì)算時(shí) ==1927.38MPa ≦[]=2800 MPa，符合要求。 （2）錐齒輪按=計(jì)算時(shí) ==759.65MPa ≦[]=1750 MPa，符合要求。 所以主減速器雙曲面齒輪輪齒滿足接觸強(qiáng)度。 3.3.4 錐齒輪材料及熱處理 汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋主減速器的工作相當(dāng)繁重，與傳動(dòng)系其它齒輪比較，具有載荷大、作用時(shí)間長(zhǎng)、變化多、有沖擊等特點(diǎn)。根據(jù)這些情況，驅(qū)動(dòng)橋齒輪材料應(yīng)滿足以下的要求： 1）具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，齒面具有較高的硬度以保證有較高的耐磨性； 2）輪齒心部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性，以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷； 3）鋼材的鍛造、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理變形小或者變形規(guī)律易控制，以提高產(chǎn)品質(zhì)量、縮短制造時(shí)間、減小生產(chǎn)成本并降低廢品率。 4）選擇齒輪材料的合金元素要適應(yīng)我國(guó)的情況。例如，為了節(jié)約鎳、鉻等元素，我國(guó)發(fā)展了以猛、釩、鈦、鉬、硅為主的合金結(jié)構(gòu)鋼系統(tǒng)。 汽車(chē)主減速器與差速器齒輪基本上都采用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號(hào)有20CrMnTi，22CrMnMo，20MnVb和20MnVn2TiB。滲碳合金鋼的優(yōu)點(diǎn)是表面可得到含碳量很高的硬化層，有相當(dāng)高的耐磨性和抗壓性，而心部較軟，有較好的韌性。因此，這種材料的抗彎強(qiáng)度、表面接觸強(qiáng)度和承受沖擊的能力都較高。由于鋼本身的含碳量較低，所以其鍛造性能及切削加工性能均較好。滲碳合金鋼的主要缺點(diǎn)是熱處理費(fèi)用較高，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，如果滲透層與心部的含碳量相差過(guò)多，便會(huì)引起表面硬化層的剝落。 近年來(lái)，采用精鑄、精鍛的錐齒輪在汽車(chē)主減速器中已有較多的使用，它具有省材料、生產(chǎn)率高、無(wú)切削或少切削等優(yōu)點(diǎn)，但缺點(diǎn)是齒形精度較差。為改善新齒輪的磨合狀況．防止其在運(yùn)行初期出現(xiàn)早期磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪副(或僅是大齒輪)在熱處理及精加工(如磨齒或配對(duì)研磨)后均作厚度為0.005～0.010～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不能用來(lái)補(bǔ)償零件的公差尺寸，也不能取代潤(rùn)滑。齒面噴丸處理有可能提高壽命25％。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪可進(jìn)行滲硫處理，以提高其耐磨性。由于滲硫處理溫度較低，所以齒輪不會(huì)產(chǎn)生變形。滲硫后摩擦系數(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。本次設(shè)計(jì)錐齒輪材料為20CrMnTi。 3.4 主減速器齒輪的三維建模 本次設(shè)計(jì)中主減速器主從動(dòng)錐齒輪的建模是依賴(lài)于UG三維建模軟件來(lái)完成的，具體過(guò)程如下： 圖 3.1 UG中主動(dòng)主齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)界面 圖 3.2 UG建模軟件界面 打開(kāi)UG建模軟件界面，如圖3.1所示，在此界面下依次選擇CC工具箱，齒輪建模，格里森準(zhǔn)雙曲面齒輪，創(chuàng)建齒輪，卡車(chē)拖拉機(jī)等命令，然后輸入主動(dòng)齒輪參數(shù)，軟件界面如圖3.2所示，點(diǎn)擊確定，完成主動(dòng)錐齒輪的繪制。 圖 3.3 UG中從動(dòng)主齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)界面 從動(dòng)錐齒輪的畫(huà)法和主動(dòng)錐齒輪一致，只有參數(shù)不同，從動(dòng)錐齒輪參數(shù)如圖3.3所示。 用UG建模軟件完成主從動(dòng)錐齒輪的建模后，還需要將文件導(dǎo)出，轉(zhuǎn)變成CATIA能編輯使用的文件，以便完成主動(dòng)錐齒輪軸的建模。 圖3.4 從動(dòng)雙曲面錐齒輪 主減速器主從動(dòng)雙曲面錐齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果如圖3.4所示。 4 減速器軸承的選擇 4.1 軸承支承受力分析 本課題設(shè)計(jì)中用到四個(gè)軸承，受力分析如圖4.1所示 1）主減速器齒輪上力的計(jì)算 齒輪齒面寬中點(diǎn)處的圓周力F為 F=（kN） （4.1） 式中：—作用在從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩 =- —從動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)處的分度圓直徑 —從動(dòng)齒輪齒面寬46.5mm —從動(dòng)齒輪節(jié)錐角，=78.42° =300-46.5×=254.45mm =29.3451×2=58.6902mm 將數(shù)據(jù)帶入式（4.1）得 ==11.1456 kN 2）錐齒輪的軸向力和徑向力 根據(jù)主動(dòng)錐齒輪為左旋，順時(shí)針旋轉(zhuǎn) （1）主動(dòng)錐齒輪軸向力 = （4.2） 式中：—表示輪齒驅(qū)動(dòng)齒廓的法向壓力角，22.5° —齒面寬中點(diǎn)處螺旋角，主動(dòng)錐齒輪50.5° —節(jié)錐角，在計(jì)算小齒輪時(shí)用齒頂面錐角代替，為16.48°，在計(jì)算大齒輪時(shí)用齒根面錐角代替，為72.51°。 按照上式計(jì)算出來(lái)的軸向力若為正值，說(shuō)明軸向力方向離開(kāi)錐頂，若為負(fù)值，指向錐頂。徑向力為正值表明徑向力使該齒輪離開(kāi)配合齒輪，若為負(fù)值，則使該齒輪趨向相配齒輪。 ==15.0242KN （2）主動(dòng)錐齒輪徑向力 （4.3） =3.1243kN （3）從動(dòng)錐齒輪軸向力 = （4.4） == 2.8590KN （4）從動(dòng)錐齒輪徑向力 = （4.5） ==15.0769KN 3）軸承載荷的計(jì)算 主動(dòng)錐齒輪靠近錐齒輪的軸承是軸承A 主動(dòng)錐齒輪遠(yuǎn)離錐齒輪的軸承是軸承B 從動(dòng)錐齒輪靠近錐齒輪的軸承是軸承C 從動(dòng)錐齒輪遠(yuǎn)離錐齒輪的軸承是軸承D a—主動(dòng)錐齒輪軸上兩軸承的距離，取a=112mm b—主動(dòng)錐齒輪軸上前軸承到小齒輪端面的距離，b=42mm c—從動(dòng)錐齒輪支撐軸承中距離從動(dòng)錐齒輪近的軸承距離從動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)的距離，90mm d—從動(dòng)錐齒輪支撐軸承中距離從動(dòng)錐齒輪遠(yuǎn)的軸承距離從動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)的距離，110mm 軸承A軸向力==15024.2N 軸承A的徑向力= （4.6） = =15327.90N 軸承B軸向力=0 軸承B的徑向力= （4.7） = =5395.51N 軸承C軸向力==2859N 軸承C的徑向力= （4.8） = =11824.06N 軸承D的軸向力=0 軸承D的徑向力= （4.9） = =5309.85N 4.2 軸承選擇 4.2.1 軸承類(lèi)型選擇 選用軸承時(shí)，首先選擇的是軸承的類(lèi)型。軸承所承受的載荷的大小、方向和性質(zhì)是選擇軸承類(lèi)型的主要依據(jù)。根據(jù)載荷的大小選擇軸承類(lèi)型時(shí)，由于滾子軸承中主要元件間是線接觸，宜用于承受較大的載荷，承載后的變形也較小。而球軸承中主要以點(diǎn)接觸，適宜承受較輕或中等大小的載荷，所以在載荷較小時(shí)，優(yōu)先選擇球軸承。 根據(jù)載荷方向選擇軸承類(lèi)型時(shí)，對(duì)于純軸向載荷，一般選用推力軸承。較小的純軸向載荷可選用推力球軸承；較大的純軸向載荷可選用推力滾子軸承。對(duì)于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。當(dāng)軸承在承受徑向載荷的同時(shí)，還有不大的軸向載荷時(shí)，可選用深溝球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承；當(dāng)軸向載荷很大時(shí)，可選用接觸角較大的角接觸球軸承或 圓錐滾子軸承，或者選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結(jié)構(gòu)，分別承擔(dān)徑向載荷和軸向載荷。 由上面所計(jì)算的軸承徑向力和軸向力數(shù)值來(lái)看，徑向力和軸向力都較大（以軸承A為例），所以選擇軸承類(lèi)型為圓錐滾子軸承。 4.2.2 軸承型號(hào)選擇 圓錐滾子軸承尺寸的選擇通過(guò)軸承壽命計(jì)算來(lái)選擇，軸承的壽命與所受載荷大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點(diǎn)蝕破壞前所能經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少，也就是軸承的壽命越短。當(dāng)軸承的基本額定壽命（用表示）恰好為轉(zhuǎn)時(shí)，軸承所能承受的載荷，就是軸承的基本額定動(dòng)載荷，用字母C表示，軸承在實(shí)際工作中所承受的載荷P叫當(dāng)量動(dòng)載荷，軸承基本額定動(dòng)載荷和當(dāng)量動(dòng)載荷的關(guān)系用下式表示 （4.10） 式中：—軸承的基本額定壽命（r） C—軸承的基本額定動(dòng)載荷（kN） P—軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷(kN) —溫度系數(shù)，軸承工作溫度小于100攝氏度時(shí)為1 —軸承壽命指數(shù)，對(duì)滾子軸承取10/3 軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 P=（X+Y） （4.11） 式中：—載荷系數(shù)，考慮不同載荷性質(zhì)（平穩(wěn)的、震動(dòng)的或劇烈沖擊的）對(duì)軸承的影響，取不同的值，對(duì)于車(chē)輛=1.2～1.8，這里取1.6 X、Y—計(jì)算系數(shù)，軸承不同取值不同，對(duì)于圓錐滾子軸承X=0.4，Y需要根據(jù)具體軸承尺寸型號(hào)確定，暫時(shí)估計(jì)取Y=1.5 —所計(jì)算軸承承受的徑向力（kN） —所計(jì)算軸承承受的軸向力（kN） 以軸承A為例，軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 P=（X+Y）=1.6（0.4×15.3279+1.5×15.0242）=38.223 kN 按軸承的壽命選擇軸承時(shí)，先給定一個(gè)軸承的預(yù)期壽命（根據(jù)使用情況自己設(shè)定）L（圈），然后根據(jù)軸承實(shí)際工作中所受的當(dāng)量動(dòng)載荷，由公式（4.12）計(jì)算出軸承的額定動(dòng)載荷C，根據(jù)C去選擇合適的軸承。 （4.12） 式中：—預(yù)期壽命（圈） C—軸承的基本額定動(dòng)載荷（kN） P—軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷(kN) —溫度系數(shù)，軸承工作溫度小于100攝氏度時(shí)為1 —軸承壽命指數(shù)，對(duì)滾子軸承取10/3 在實(shí)際計(jì)算過(guò)程中，工作小時(shí)數(shù)表示軸承的額定壽命， h （4.13） 式中：n—軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速，單位r/min，可根據(jù)汽車(chē)的平均行駛速度計(jì)算。對(duì)于沒(méi)有輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋來(lái)說(shuō)，主減速器主動(dòng)錐齒輪支承軸承計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min （4.14） 式中：—汽車(chē)的平均行駛速度 ，單位km/h，對(duì)于貨車(chē)可取30～35km/h，這里取35km/h —車(chē)輪滾動(dòng)半徑，=0.345m —減速器的主減速比，=5.83 將數(shù)據(jù)帶入公式（4.14）得 r/min 本課題設(shè)計(jì)的軸承在汽車(chē)未達(dá)到大修里程前不能發(fā)生破壞，汽車(chē)大修里程為10萬(wàn)公里。需要計(jì)算汽車(chē)行駛10萬(wàn)公里軸承A工作了多少小時(shí)，根據(jù)公式（4.15）計(jì)算 （4.15） 式中：S—汽車(chē)的大修里程，10000km 將數(shù)據(jù)帶入公式（4.15）得 所以（圈） 近而由公式（4.12）得到軸承A的基本額定動(dòng)載荷， 根據(jù)軸承用表，選擇軸承型號(hào)為30211的軸承。對(duì)于軸承B、C和D來(lái)說(shuō)，它們所受的徑向力和軸向力都沒(méi)有軸承A的大，所以軸承A的壽命滿足使用要求，其它軸承也一定滿足使用要求。 4.2.3 軸承壽命校核 查軸承選用表30211軸承的Y值正好是1.5，所以不用進(jìn)行第二次校核，對(duì)于這類(lèi)轉(zhuǎn)速較高的軸承也不用進(jìn)行靜強(qiáng)度校核。 4.3 軸承的設(shè)計(jì)結(jié)果 利用UG三維繪圖軟件繪制主動(dòng)錐齒輪軸支承軸承，如圖4.3所示。 圖4.3 主動(dòng)錐齒輪支承軸承 圖 5 主減速器預(yù)緊裝置設(shè)計(jì) 5.1.1 軸承的預(yù)緊 對(duì)主減速器錐齒輪滾錐軸承進(jìn)行預(yù)緊，可以增加支承剛度，提高齒輪嚙合的平穩(wěn)性。但是預(yù)緊力不能過(guò)大，否則會(huì)使軸承工作條件變壞，降低傳動(dòng)效率，加速軸承磨損，還會(huì)導(dǎo)致因軸承過(guò)熱而引起損壞。軸承預(yù)緊力的大小一般用軸承的摩擦力矩來(lái)衡量，有一個(gè)最佳的預(yù)緊后的軸承摩擦力矩，而這個(gè)力矩一般都要通過(guò)實(shí)驗(yàn)來(lái)確定。貨車(chē)主動(dòng)錐齒輪滾錐軸承的摩擦力矩一般為1～3N·m。 主動(dòng)錐齒輪軸承預(yù)緊力的調(diào)整可以采用不同的方式進(jìn)行，可以精選一對(duì)軸承內(nèi)圈之間的套筒長(zhǎng)度，或精選墊片的厚度等。以上兩種方法的共同特點(diǎn)是調(diào)整比較麻煩，為了得到合適的軸承預(yù)緊度往往需要反復(fù)調(diào)整多次。近年來(lái)采用波形套調(diào)整軸承預(yù)緊度的方法得到廣泛采用，它可以克服以上缺點(diǎn)，本次課題設(shè)計(jì)中就是采用波形套來(lái)調(diào)整軸承預(yù)緊度的。如圖7.1所示，一個(gè)波形套筒放在兩個(gè)軸承內(nèi)圈之間，這兩個(gè)滾錐軸承被用螺母夾緊。波形套筒上有一個(gè)波形區(qū)，這段波形區(qū)較容易產(chǎn)生軸向變形。波形套筒的軸向載荷與軸向變形的關(guān)系如圖7.2所示，在開(kāi)始加載的OA段，載荷隨變形線性變化；過(guò)A點(diǎn)以后，載荷隨變形變化很小，所以稱(chēng)A點(diǎn)為流動(dòng)點(diǎn)。在給軸承預(yù)緊中，一般把波形套筒的工作區(qū)選在A點(diǎn)以后的塑性變形區(qū)。這時(shí)波形套的軸向變形允許范圍較大，而軸向力基本保持不變。這就意味著，在降低有關(guān)有關(guān)零件軸向尺寸精度要求的情況下，也可以獲得需要的預(yù)緊力。因而容易使軸承預(yù)緊度保持在規(guī)定范圍內(nèi)。但是，在波形套筒經(jīng)過(guò)每一次拆裝中都要受到冷作硬化。為了使再次預(yù)緊它還能在塑性變形區(qū)工作，在波形套的一段需要加上一個(gè)合適的薄墊片。波形套筒用冷拔低碳無(wú)縫鋼管制造。一個(gè)新的波形套經(jīng)拆裝3～4次就會(huì)因?yàn)樗苄蕴《鴪?bào)廢。這是波形套的主要缺點(diǎn)。 5.1.2 錐齒輪的調(diào)整 錐齒輪傳動(dòng)，由于制造上的原因，齒輪間的正確嚙合不能一步到位，需要通過(guò)調(diào)整解決。正確的齒輪嚙合傳動(dòng)，可降低齒輪噪聲和提高齒輪的使用壽命。這里所指的齒輪調(diào)整，有兩個(gè)方面的含義：嚙合間隙調(diào)整和齒面上接觸印痕的調(diào)整。 齒輪嚙合間隙（一般為0.15～0.4mm）的調(diào)整，是采用軸向移動(dòng)從動(dòng)齒輪的辦法完成的。例如，擰動(dòng)擰動(dòng)從動(dòng)錐齒輪調(diào)整螺母（見(jiàn)圖7-3），使之軸向移動(dòng)，一端擰入的圈數(shù)要等于另一端擰出的圈數(shù)，以保證軸承的預(yù)緊度保持不變。也可以改變左右調(diào)整片厚度但總調(diào)整片厚度不變的辦法實(shí)施。一般來(lái)說(shuō)，嚙合間隙的調(diào)整是緊跟軸承預(yù)緊度調(diào)整之后進(jìn)行的，嚙合間隙調(diào)整的過(guò)程中不應(yīng)該破壞已調(diào)整好的軸承預(yù)緊度。 前面只說(shuō)了通過(guò)軸向移動(dòng)從動(dòng)齒輪改變嚙合間隙的一些方法，對(duì)于主動(dòng)錐齒輪軸軸向移動(dòng)的方法，其結(jié)構(gòu)措施也很多，例如，可以通過(guò)改變墊片的厚度來(lái)調(diào)整，或用增減主動(dòng)錐齒輪軸承座和主減速器殼體之間的調(diào)整墊片的方法來(lái)調(diào)整，而且后者調(diào)整比較方便，適合經(jīng)常維修的商用車(chē)。 印痕校驗(yàn)是在嚙合間隙調(diào)整之后進(jìn)行的。正確嚙合的輪齒印痕（主要看大齒輪）如圖7.4（a）所示。調(diào)整印痕位置通過(guò)兩種辦法來(lái)完成：改變嚙合間隙（大齒輪的軸向移動(dòng)）和小齒輪的軸向移動(dòng)（進(jìn)入大齒輪的深度）。一般來(lái)說(shuō)，改變嚙合間隙時(shí)，印痕在齒輪大端和齒輪小端之間縱向移動(dòng)，增加嚙合間隙，印痕更靠近齒輪大端。如果用移動(dòng) 小齒輪