主減速器設計

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1、精品文檔，僅供學習與交流，如有侵權請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 課程論文 主減速器的設計 指導教師 學院名稱 專業(yè)名稱 摘 要 汽車主減速器作為汽車驅動橋中重要的傳力部件，是汽車最關鍵的部件之一。它承擔著在汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的作用，同時在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器，可以使主減速器前面的傳動部件，如變速箱、分動器、萬向傳動裝置等傳遞的扭矩減小，同時也減小了變速箱的尺寸和質量，而且操控靈敏省力。汽車主減速器結構多種多樣，主要是根據(jù)其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。按照主減速

2、器齒輪的類型分為：螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪；按照主減速器主動錐齒輪的支承型式及安置方法分為：懸臂式和跨置式；按照主減速器減速形式分為：單級減速、雙級減速、雙速減速、貫通式主減速器和輪邊減速等。主減速器設計的好壞關系到汽車的動力性、經(jīng)濟性以及噪聲、壽命等諸多方面。如何協(xié)調(diào)好各方關系、合理匹配設計參數(shù)，以達到滿足使用要求的最優(yōu)目標，是主減速器設計中最重要的問題。 關鍵詞：中型客車 主減速器 圓錐齒輪 主減速器的設計 1、汽車的主要參數(shù) 車型 中型貨車 驅動形式 FR42 發(fā)動機位置

3、 前置、縱置 最高車速 Umax=90km/h 最大爬坡度 imax≥28% 汽車總質量 ma=9290kg 滿載時前軸負荷率 25.4% 外形尺寸 總長La總寬Ba總高Ha=691024702455mm3 軸距 L=3950mm 前輪距 B1=1810mm 后輪距

4、 B2=1800mm 迎風面積 A≈B1Ha 空氣阻力系數(shù) CD=0.9 輪胎規(guī)格 9.00—20或9.0R20 離合器 單片干式摩擦離合器 變速器 中間軸式、五擋 下面參數(shù)為參考資料所得： 發(fā)動機最大功率及轉速 114Kw-2600r/min; 發(fā)動機最大轉矩及轉速 539Nm-1600r/min； 主減速比 =4

5、.44; 變速器傳動比抵擋/高檔 6.3/1 輪胎半徑：型號為9.0R20，輪胎胎體直徑為9.0英尺，輪輞直徑為20英尺，所以半徑為 汽車滿載時質量 14t 2、主減速器結構形式的確定 主減速器可以根據(jù)其齒輪類型、減速形式以及主、從動齒輪的支承形式的不同而分類。 2.1、主減速器的輪齒類型的選擇 主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。單級主減速器通常采用螺旋錐齒輪或者雙曲面齒輪傳動[1]。 a 弧齒錐齒輪 b 雙曲面齒輪 c 圓柱齒輪傳動 d 蝸桿傳動 圖2.1 主

6、減速器的幾種齒輪類型 （1）、弧齒錐齒輪 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面嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)的轉向另一端。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時在嚙合，所以工作平穩(wěn)、能夠承受較大的符合、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度非常敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇的變壞，并伴隨著磨損增大和噪聲的增大。為了保證齒輪副的正確嚙合，必須將支撐軸承預緊，提高其支撐剛度，增大殼體的剛度。 （2）、雙曲面齒輪 雙曲面齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移，稱這個偏移量稱為雙曲面齒

7、輪的偏移距。所以主動齒輪的螺旋角比從動齒輪較大一些。當螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪兩種傳動形式主從動齒輪外徑、齒面寬以及主動齒輪齒數(shù)都相同時，雙曲面齒輪由于主動齒輪的螺旋角的增大，使主動齒輪的節(jié)圓直徑大約比螺旋錐齒輪大20%左右。這樣使得主動齒輪軸的軸頸相應的增大，從而大大提高了齒輪嚙合的剛度，提高了主動齒輪的使用壽命。雙曲面齒輪傳動由于齒輪軸線和從動齒輪的軸線偏移了一段距離，而引起齒面之間的縱向滑移，并且齒面間壓力很大，所以對于潤滑油有特殊的要求。雙曲面齒輪的加工精度和裝配精度相對都比較高。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣，則雙曲面從

8、動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小的多，這對于主減速比≥4.5的傳動更加有其優(yōu)越性。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大，這時選用螺旋錐齒輪更合理，因為螺旋錐齒輪具有較大的差速器可利用空間。由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，還導致其進入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應的齒數(shù)多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動工作得更加平穩(wěn)、無噪聲，強度也高[3]。 （3）、圓柱齒輪傳動 圓柱齒輪傳動廣泛的應用于發(fā)動機橫置的前置前驅的乘用車驅動橋和雙極主減速器驅動橋以及輪邊差速器。 （4）、蝸桿傳動 與其他的齒輪傳動形式相比，蝸桿傳動有如下的優(yōu)點：輪廓尺寸和質量小，并且可得到較

9、大的傳動比；工作的非常平穩(wěn)且無噪聲；便于汽車的總布置及貫通式多橋驅動的布置；能傳遞大的載荷，使用壽命長；結構簡單并且拆裝方便，容易調(diào)整。它的主要的缺點是要求用高質量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低。 綜上所述，考慮到制作成本及其本設計的傳動比<4.5，所以本設計采用螺旋錐齒輪。 2.2、主減速器減速形式的選擇 主減速器的減速形式可以分為單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、單級或者雙級減速配以輪邊減速等。減速形式的選擇主要取決于有動力性、燃油經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比的大小及其驅動橋下的離地間隙；驅動橋的數(shù)目及其布置的形式等。如果只是就主減速比的大小選擇減速形式的影響

10、，通常情況下當主減速比<7.6時應該采用單級主減速器。這只是推薦的范圍，在確定主減速器的減速形式時會有不同的選擇。 由于本設計載貨汽車的主減速比不是很大，所以本設計采用單級主減速器。2.3、主減速器主、從動錐齒輪的支承方案的選擇 主減速器必須要保證主從動齒輪有良好的嚙合狀況，才能夠使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量、齒輪的裝配調(diào)整以及軸承、主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度有密切的關系?，F(xiàn)在汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有以下兩種[2]： （1）懸臂式 圖2.2 懸臂式支承 如圖2.2所示，懸臂式支承的結構特點是錐齒輪大端一側有較長的軸，并且

11、在它的上面安裝一對圓錐滾子軸承。為了盡可能的增加支承的剛度，支承距離b應大于2.5倍的懸臂長度a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸a。支承剛度除了與軸承開式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。當采用一對圓錐滾子軸承支承時，為了減小懸臂長度和增大支承間的距離，應使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內(nèi)，而大端朝外，以縮短跨距，從而增強支承剛度。懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉矩較小的主減速器上。 （2）跨置式 圖 2.3 跨置式支承 如圖2.3所示，跨置式支承的結構特點是在錐齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承

12、，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾?，又使軸承的負荷減小，齒輪的嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。但是跨置式支承增加了導向軸承支座，使主減速器結構復雜，成本提高。乘用車和裝載質量小的商用車，常采用結構簡單、質量較小、成本較低的懸臂式結構。 本設計采用結構較為簡單的懸臂式支承，以降低其成本。 3、主減速器基本參數(shù)的選擇與設計計算 3.1、主減速齒輪計算載荷的確定 除了主減速比及其驅動橋的離地間隙以外，另一個原始參數(shù)是主減速器的齒輪的計算載荷。這里采用“格里森”制錐齒輪計算載荷的三種確定方法。 3.1.1、按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉

13、矩[3] （式2.1） 式中： ——變速器一擋傳動6.3； ——主減速器傳動比在此取4.44； ——發(fā)動機的輸出的最大轉矩，在此取539； ——由于猛結合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取=1.0，當性能系數(shù)>0時可取=2.0； （式2.2） ——汽車滿載時的總質量在此取14000kg <0 所以=1.0； ——傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.9； ——分動器傳動比，取1。

14、根據(jù)以上參數(shù)可以由(2.1）得： 3.1.2、按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （式2.3） 式中： ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷, =14000100.746N=104440N； ——最大加速時后軸負荷轉移系數(shù)，一般乘用車為1.2～1.4， 貨車為1.1～1.2此取1.2； ——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；對越野汽車取=1.0；對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取=1.25；在此取=0.85； —

15、—車輪的滾動半徑，為 0.48m； ——主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率，此取0.9； ——主減速器從動齒輪到車輪間的傳動比取1。 所以由公式（2.3）得: =568815 3.1.3、按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （式2.4） 式中： ——汽車滿載時的總重量，在此取140000N； ——道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.015~0.020；在此取0.018； ——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車可取 0.050.09

16、在此取0.07； ——汽車的性能系數(shù)在此取0。 所以由式（2.4）得： =6571 =min[,]=13569N.m作為計算載荷，主動錐齒輪： ==3396N.m；。 3.2、主減速器錐齒輪基本參數(shù)的選擇 3.2.1、主、從動錐齒輪齒數(shù)和 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮以下因素： ①為了磨合均勻，，之間應避免有公約數(shù)； ②為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應不小于40； ③為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6； ④主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙； ⑤

17、對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配[5]。 對于本設計，選定主動錐齒輪=9，從動錐齒輪=40。 3.2.2、從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)m 對于單級主減速器，對驅動橋尺寸有影響，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即 （式2.5） 式中：——直徑系數(shù)，一般取13.0～16.0，取15； ——從動錐齒輪的計算轉矩，為13569； 由式（2.5）得： =15mm=357.78mm，

18、 取整為356,齒輪端面模數(shù)=/=356/40=8.9mm。 同時滿足 (式2.6) ——模數(shù)系數(shù)（通常為0.3～0.4）。 =9.54mm 取兩個計算結果中的較小值并且取整為=10mm，重新計算斷面直徑為 =400mm, =90mm。 由式（2.5）得： =15mm=357.78mm， 取整為356,齒輪端面模數(shù)=/=356/40=8.9mm。 同時滿足

19、 (式2.6) ——模數(shù)系數(shù)（通常為0.3～0.4）。 =9.54mm 取兩個計算結果中的較小值并且取整為=10mm，重新計算斷面直徑為 =400mm, =90mm。 3.2.3、主，從動齒輪齒面寬和 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒

20、表面的耐磨性和輪齒的強度會降低[4]。 從動錐齒輪齒面寬推薦不大于它的節(jié)錐距的0.3倍,但同時也應該滿足小于10倍的端面模數(shù)。從動錐齒輪齒面寬推薦值為: =0.155=0.155400mm=62mm，對于螺旋錐齒輪齒輪一般比大10%。齒面寬=1.1=1.162=68mm。 3.2.4、螺旋角的選擇 螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。螺旋錐齒輪副的中點螺旋角是相等的。汽車主減速器螺旋錐齒輪螺旋角或者雙曲面齒輪的平均螺旋角一般是35～40，轎車選擇較大的以保證較大的，使運轉平穩(wěn)，噪聲小；貨車選擇較小的以防止軸向力過大，通常取35。

21、 綜上分析對于本設計范例選擇螺旋角=35。 3.2.5、螺旋方向的選擇 圖2.4 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。如圖2.4所示，從錐齒輪錐頂上看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響它的軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。 所以當發(fā)動機旋轉方向為逆時針時，采用的主動錐齒輪為左旋使軸向力離開錐頂方向[5]。 3.2.6、法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但是對于尺寸小

22、的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降。所以對于輕載荷工作的齒輪一般采用小壓力角，可以使齒輪運轉平穩(wěn)，噪聲低。對于弧齒錐齒輪，轎車一般選用14.5或者16；貨車的壓力角為20；重型貨車的壓力角為22.5。在此選用20的平均壓力角[6]。 3.3、主減速器錐齒輪幾何尺寸的計算 表 2.1 主減速器錐齒輪的幾何尺寸參數(shù)表 序號 計算公式 數(shù)值 注 釋 1 9 小齒輪齒數(shù) 2 40 大齒輪齒數(shù) 3 10mm 模數(shù) 4 62mm 大齒輪齒面寬 5 20 壓力角 6 16.5mm 齒工作高

23、,查表2.2取1.65 7 18.32mm 齒全高,查表2.2取1.832 8 90 軸交角 9 90mm 小齒輪分度圓直徑 10 12.68 小齒輪節(jié)錐角 11 77.32 大齒輪節(jié)錐角 12 205mm 節(jié)錐距 13 31.416 周節(jié) 14 3.8mm 大齒輪齒頂高,查表2.2取0.38 15 12.7mm 小齒輪齒頂高 16 5.62mm 小齒輪齒根高 續(xù)表 2.1 序號 計算公式 數(shù)值 注 釋 17 14.52mm 大齒輪齒根高 18 1.8

24、2mm 徑向間隙 19 1．57 小齒輪齒根角 20 4.05 大齒輪齒根角 21 16.73 小齒輪面錐角 22 78.89 大齒輪面錐角 23 11.11 小齒輪根錐角 24 73.27 大齒輪根錐角 25 114.78mm 小齒輪外緣直徑 26 401.67mm 大齒輪外緣直徑 27 197.21mm 小齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 28 41.29mm 大齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 29 8.6mm 大齒輪理論弧齒厚，查表2.3取0.86 30 22.82mm 小

25、齒輪理論弧齒厚 31 35 螺旋角 `表2.2 載貨、公共、牽引汽車或壓力角為20的其他汽車螺旋錐齒輪的、和 主動齒輪齒數(shù) 5 6 7 8 9 10 11 從動齒輪最小齒數(shù) 34 33 32 31 30 29 26 法向壓力角 20 螺旋角 3540 35 齒工作高系數(shù) 1.430 1.500 1.560 1.610 1.650 1.680 1.956 1.700 齒全高系數(shù) 1.588 1.666 1.733 1.788 1.832 1.865 1.882 1.888 大齒輪齒

26、頂高系數(shù) 0.160 0.215 0.270 0.325 0.380 0.435 0.490 0.46+ 表2.3 螺旋錐齒輪的大齒輪理論弧齒厚 z 6 7 8 9 10 11 30 0.911 0.957 0.975 0.997 1.023 1.053 40 0.803 0.818 0.837 0.860 0.888 0.948 50 0.748 0.757 0.777 0.828 0.884 0.946 60 0.715 0.729 0.777 0.828 0.883 0.945 4、“格里

27、森”制主減速器錐齒輪強度計算 在選好主減速器錐齒輪的主要參數(shù)后，可以根據(jù)所選擇的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，之后根據(jù)所確定的計算載荷經(jīng)行強度驗算，來保證錐齒輪有足夠的強度和壽命。 齒輪損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點蝕及其剝落、齒面膠合、齒面磨損等。 4.1、主減速器雙曲面齒輪的強度計算 4.1.1、單位齒長上的圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 (式2.7) 式中： ——作用在齒輪上

28、的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N； ——從動齒輪的齒面寬。 按發(fā)動機最大轉矩計算時 N／mm （式2.8） 式中： ——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取539； ——變速器的傳動比在此取6.3； ——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取90mm； 按式（2.8）得： 在現(xiàn)代汽車的設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數(shù)據(jù)的20%～25%。經(jīng)驗算以上數(shù)據(jù)在

29、許用范圍內(nèi)。 4.1.2、輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為 N/ （式2.9） 式中： ——該齒輪的計算轉矩，=13569 Nm,6571Nm； 　 ——超載系數(shù)；在此取1.0； 　 ——尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關， 　　　　 當ｍ時，，在此為0.79； ——載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，＝1.00～1.10跨置式支承時取1.10～1.25。支承剛度大時取最小值； 　 ——質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪

30、，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取1.0； ——計算齒輪的齒面寬62mm； ——大齒輪直徑為400mm； ——端面模10mm； ——計算彎曲應力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)、載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應力計算的影響。參照圖2.8, 取=0.25。 圖2.5 計算用彎曲綜合系數(shù) 按6571Nm 計算疲勞彎曲應力 ＝18402 N/< 210 N/ 按13569Nm計算疲勞彎曲應力 ＝380.37 N/< 700 N/ 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。 4.1.3、

31、輪齒的表面接觸強度計算 　　錐齒輪的齒面接觸應力為 (式2.10) 式中：——主動齒輪的計算轉矩； 　　　——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6/mm； 　 ，，——見式(2.9)下的說明； ——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，可取1.0； ——表面質量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取1.0； ——計算接觸應力的綜合系數(shù)（或稱

32、幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖2.9選取=0.13。 圖2.6 接觸計算用綜合系數(shù) 按計算： =2211 <2800N/ 按計算： =1335 <1750N/ 所以所設計的主減速器齒輪滿足接觸強度要求。 5、主減速器錐齒輪軸承的計算 軸承的計算主要是計算軸承的壽命，通常是先根據(jù)主減速器的結構尺寸初步選定軸承的型號之后驗算軸承的壽命。影響主減速器壽命的主要外因是它的工作載荷和工作的條件，因此在驗算軸承的壽命之前，首先應該先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力，然后再求出軸承的反力以確定軸承載荷

33、。 5.1、作用在主減速器齒輪齒寬中點的圓周力 為計算作用在齒輪上的圓周力，首先要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由于變速器檔位的改變，并且發(fā)動機不完全處于最大轉矩的狀態(tài)。所以主減速器齒輪的工作轉矩處于變化之中。實踐表明，軸承的主要損壞的形式為疲勞損壞，所以應該按照輸入的當量轉矩經(jīng)行計算，可按照下式求得： (式2.11) 式中：——發(fā)動機最大轉矩，為539Nm； 　　　，…——變速器在各擋的使用率，分別取0.5、2、5、15、77.5； 　　　，…——變速器各擋的傳動比，分別為6.3、5.1、3.7、2.2、1； 　　 ,…——變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率50、60、

34、70、70、60。 經(jīng)計算得=486N?m =　　 (式2.12) 式中： ——作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩； ——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑, 。 按(2.12)計算主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 ==12.96 5.2、主減速器軸承的選擇和載荷的計算 當計算出齒輪上所受的圓周力、軸向力和徑向力后，就可以由主減速器齒輪軸承的布置尺寸求出軸承所受的載荷[7]。 圖2.7 主

35、減速器軸承的布置尺寸 (1)主動齒輪軸承的選擇與計算 初選 a=90,b=50 軸承A，B的徑向載荷分別為 （式2.13） （式2.14） 由于主動齒輪的軸向力和徑向力分別為 =10.34KN, =2.90KN， 所以由式（2.18）和（2.19）得: 軸承A的徑向力=20.16KN, 軸承B的徑向力=7.69KN。 軸承A，B的軸向載荷分別為 按照當量轉矩求出軸承的徑向載荷及軸向載荷以后，可以按照下式求軸承的當量動載荷 式中：X為徑向系數(shù)；Y為軸向系數(shù)。 對于單列

36、圓錐滾子軸承來說，當/e時，X=1,Y=0;反之X=0，Y值見軸承手冊或者產(chǎn)品樣本。 對于軸承A，，取X=0.4，Y=1.7。 所以=+=0.420.16+1.710.34=25.64。 軸承的額定壽命L計算公式為 (式2.15) 式中：C——為額定動載荷，N； ——為溫度系數(shù)，在此取1.0； ——為載荷系數(shù)，在此取1.2； 對于無輪邊減速的驅動橋來說，主減速器的主動錐齒輪軸承的計算轉速為

37、(式2.16) 式中：——輪胎的滾動半徑為0.48m； ——汽車的平均行駛速度，對于載貨汽車和公共汽車可取 30～35 km/h，在此取30km/h。 所以有上式可得=173.47 r/min 所以軸承能工作的額定軸承壽命： (式2.17) 式中: ——軸承的計算轉速，r/min； ——假設汽車行駛十萬公里大修。 由上式可得軸承A的使用壽命 代入公式(2.15)得 C=88.99KN 選定A軸承為30310 GB/T 297-94。 對于

38、軸承B，由于/e所以 =7.69KN。 根據(jù)公式(2.15)得 C=26.69KN 選定B軸承為 30210 GB/T 297-94。 （2）從動齒輪軸承的選擇與計算 初選c=160mm,d=160mm。 軸承C，D的徑向載荷分別為 （式2.18） （式2.19） 由于從動齒輪的軸向力和徑向力分別為 =2.90KN， =10.35KN， 從動輪齒寬中點處分度圓直徑為 =400—62sin77.32=

39、339.51mm 所以由式（2.18）和（2.19）可得 軸承C的徑向力=9.33KN 軸承D的徑向力=7.43KN 軸承C，D的軸向載荷分別為==2.9KN =0 對于軸承C， ，X=1,Y=0, 所以 =X+Y=19.33=9.33 根據(jù)公式(2-15)得： C=32.44KN，選取30212 GB/T 297-94圓錐滾子軸承。 對于軸承D，，X=1,Y=0, 所以 =X+Y=7.43KN 根據(jù)公式(2-15)得： C=25.84KN，同樣選取30212 GB/T 297-

40、94圓錐滾子軸承。 6、錐齒輪的材料的選擇 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對于驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求： 1.具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度。 2.輪齒心部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷。 3.鍛造性能、可加工性及其熱處理性能良好，熱處理后變形小或者變形規(guī)律容易控制。 4.選擇合金的材料時，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而

41、是選用含有錳、釩等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪目前常用的滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi。 為了改善新齒輪的磨合，防止它在運行初期出校磨損、擦傷、膠合和咬死，錐齒輪在熱處理及其精加工后，作厚度為0.005到0.020的磷化處理或者鍍銅、鍍錫處理。對齒面經(jīng)行應力噴丸處理，可以提高其壽命的25%。對于滑動速度高的齒輪可以進行滲硫處理來提高耐磨性。 7、主動錐齒輪花鍵的設計計算 主動錐齒輪和傳動軸用花鍵連接，本設計選用矩形花鍵來連接,選定的花鍵為小徑42mm中系列（GB

42、/T1144-2001）,所以本設計選定的花鍵的基本尺寸規(guī)格為[8]。 對花鍵應該進行擠壓應力和鍵齒切應力的驗算。擠壓應力不應大于200MPa,切應力不大于73MPa。 半軸花鍵的剪切應力為 （式2.20） 半軸花鍵的擠壓應力為 （式2.21） 式中：——主動錐齒輪計算轉矩，為3396Nm； ——花鍵的外徑，取48mm； ——與之相配的花鍵孔內(nèi)徑，42mm；

43、 ——花鍵的齒數(shù)，取8； ——花鍵的工作長度取60mm； ——花鍵的寬度為8mm； ——載荷分配不均勻系數(shù)在此取為0.8。 代入公式2.20和2.21得 所以以上數(shù)據(jù)和計算均滿足要求。 參考文獻 [1]王望予 汽車設計[M] 北京機械工業(yè)出版社 2005 [2]徐顥 機械設計手冊（第3，4卷） 北京機械工業(yè)出版社 1991 [3]溫芳、黃華梁 基于模糊可靠度約束的差速器行星齒輪傳動優(yōu)化設計 2004.6 [4]劉惟信 汽車車橋設計[M] 清華大學出版社 2004 [5]王少懷、徐東安 機械設計實用手冊 北京機械工業(yè)出版社 2009.4 [6]王國權、龔國慶 汽車設計課程設計指導書 北京機械工業(yè)出版社 2009.11 [7]張炳力 汽車設計 合肥工業(yè)大學出版社 2011.3 【精品文檔】第 19 頁