下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 第 1 章 緒 論 1.1 研究目的和意義 輕型貨車在汽車行業(yè)中占有較大的比重，而主減速器是輕型貨車的一個重要部件，其設(shè)計的成功與否決定著車輛的動力性、舒適性、經(jīng)濟性等多方面的設(shè)計要求。這就對主減速器設(shè)計人員提出較高的要求。在我國傳統(tǒng)的設(shè)計方式中以手工繪圖或采用AutoCAD 繪制二維平面圖，做出成品進行試驗為主，無法滿足快速設(shè)計的需求，造成產(chǎn)品開發(fā)周期長、設(shè)計成本高。利用 PRO/E 及 ANSYS 軟件對主減速器的主要零件進行 建模和 分析校核，能夠大大提高設(shè)計的效率和質(zhì)量，為輕型貨車的研發(fā)縮短了寶貴的時間。同時， 選擇輕型貨車減速器設(shè)計作為畢業(yè)設(shè)計題目，可以對大學(xué)四年所學(xué)的基礎(chǔ)課程和專業(yè)課程進行一次系統(tǒng)的復(fù)習(xí)，更最重要的是培養(yǎng)了我們綜合分析問題、理論聯(lián)系實際的能力，培養(yǎng)我們調(diào)查研究，正確熟練運用國家標(biāo)準(zhǔn)、手冊、圖冊等資料、工具的能力 , 鍛煉自己的設(shè)計計算、數(shù)據(jù)處理、編寫技術(shù)資料、繪圖等獨立工作能力 ,為以后的工作打下基礎(chǔ)。 1.2 國內(nèi)外主減速器研究現(xiàn)狀 改革開放以來，中國的汽車工業(yè)得到了長足發(fā)展，尤其是加入 WTO 以后，我國的汽車市場對外開發(fā)，汽車工業(yè)逐漸成為世界汽車整體市場的一個重要組成部分。同樣，車用減速器也隨著整 車的發(fā)展不斷成長和成熟起來。 隨著高速公路網(wǎng)狀況的改善和國家環(huán)保法規(guī)的完善，環(huán)保、舒適、快捷成為客車和貨車市場的主旋律。對整車主要總成之一的驅(qū)動橋而言，小速比、大扭矩、傳動效率高、成本低逐漸成為客車和貨車主減速器技術(shù)的發(fā)展趨勢。 產(chǎn)品上，國內(nèi)卡車市場用戶主要以承載能力強、齒輪疲勞壽命高、結(jié)構(gòu)先進、易維護等特點的產(chǎn)品為首選。目前己開發(fā)的產(chǎn)品，如陜西漢德引進德國公司技術(shù)的 485單級減速驅(qū)動橋，一汽集團和東風(fēng)公司的 13 噸級系列車橋為代表的主減速器技術(shù)，都是在有效吸收國外同類產(chǎn)品新技術(shù)的基礎(chǔ)上，針對國內(nèi)市場需求開發(fā) 出來的高性能、高可靠性、高品質(zhì)的車橋產(chǎn)品。這些產(chǎn)品基本代表了國內(nèi)車用減速器發(fā)展的方向。通過整合和平臺化開發(fā)，目前國內(nèi)市場形成了 457、 460、 480、 500 等眾多成型穩(wěn)定產(chǎn)品，并被用戶廣泛認可和使用。設(shè)計開發(fā)上，設(shè)計軟件先后應(yīng)用于主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計和齒輪加工中，有限元分析、數(shù)模建立、虛擬試驗分析等也被采用 ；齒輪設(shè)計也初步實現(xiàn)了計算機編程的電算化。新一代減速器設(shè)計開發(fā)的突出特點是 :不僅在產(chǎn)品性能參數(shù)上下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 進一步進設(shè)計上完全遵從模塊化設(shè)計原則，產(chǎn)品配套實現(xiàn)車型的平臺化，造型和結(jié)構(gòu)更加合理，更宜于組織批量生產(chǎn)，更適應(yīng) 現(xiàn)代工業(yè)不斷發(fā)展，更能應(yīng)對頻繁的車型換代和產(chǎn)品系列化的特點，這些都對基礎(chǔ)件產(chǎn)品提出愈來愈高的配套要求，需要在產(chǎn)品設(shè)計上不斷地進行二次開發(fā)和持續(xù)改進，以滿足快速多變的市場需求。 與國外相比，我國的車用減速器開發(fā)設(shè)計不論在技術(shù)上、制造工藝上，還是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齒輪制造技術(shù)缺乏獨立開發(fā)與創(chuàng)新能力，技術(shù)手段落后。目前比較突出的問題是，行業(yè)整體新產(chǎn)品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放，相當(dāng)比例的產(chǎn)品仍為中低檔次，缺乏有國際影響力的產(chǎn)品品牌，行業(yè)整體散亂情況依然嚴重。這需要我們 加快技術(shù)創(chuàng)新、技術(shù)進步的步伐，提高管理水平，加快與國際先進水平接軌，開發(fā)設(shè)計適應(yīng)中國國情的高檔車用減速器總成，由仿制到創(chuàng)新，早日縮小并消除與世界先進水平的差距。近幾年來，國內(nèi)汽車生產(chǎn)廠家，如重汽集團、福田汽車、江淮汽車等通過與國外卡車巨頭，如沃爾沃、通用、五十鈴、現(xiàn)代、奔馳、雷諾等進行合資合作，在車橋減速器的開發(fā)上取得了顯著的進步。目前，上汽集團、東風(fēng)、一汽、北汽等各大汽車集團也正在開展合作項目，希望早日實與世界先進技術(shù)的接軌，爭取設(shè)計開發(fā)的新突破 3。 總體來說，車用減速器發(fā)展趨勢和特點是向著六高、二低 、二化方向發(fā)展，即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高傳動效率，低噪聲、低成本，標(biāo)準(zhǔn)化、多樣化，計算機技術(shù)、信息技術(shù)、自動化技術(shù)廣泛應(yīng)用。從發(fā)動機的大馬力、低轉(zhuǎn)速的發(fā)展趨勢以及商用車的最高車速的提升來看，公路用車橋減速器應(yīng)該向小速比方向發(fā)展 :在最大輸出扭矩相同時齒輪的使用壽命要求更高 ；在額定軸荷相同時，車橋的超載能力更強 ；主減速器齒輪使用壽命更長、噪音更低、強度更大，潤滑密封性能更好 ；整體剛性好，速比范圍寬。 1.3 設(shè)計的主要內(nèi)容 設(shè)計出小型低速載貨汽車主減速器、差速器、等傳動裝置及橋殼等 部件。使設(shè)計出的產(chǎn)品使用方便，材料使用最少，經(jīng)濟性能最高。 a. 提高汽車的技術(shù)水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更經(jīng)濟，更舒適，更機動，更方便，動力性更好，污染更少。 b. 改善汽車的經(jīng)濟效果，調(diào)整汽車在產(chǎn)品系列中的檔次，以便改善其市場競爭地位并獲得更大的經(jīng)濟效益 了解輕型商用車主減速器的基本結(jié)構(gòu)，基本形狀，工作原理和設(shè)計方法，再依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的主減速器作為設(shè)計原型，在給定變速器輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，獨立設(shè)計出符合要求的主減速器。首先 確定主減速下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 器的 結(jié)構(gòu)形式；其次，據(jù)所給汽車參數(shù)合理的分配主減速器主、從動齒輪模數(shù)，齒數(shù)，計算出主減速器的相關(guān)數(shù)據(jù)，并對主減速器齒輪進行強度校核；然后選擇合適該汽車使用的差速器類型，并對行星齒輪和半軸齒輪模數(shù)，齒數(shù)進行合理的分配并計算校核， 最后， 利用 Pro/E 建模 ANSYS 軟件對主減速器的主要零件進行分析校核 ， 設(shè)計出符合該汽車使用的主減速器，并繪制出裝配圖和零件圖。 買文檔送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 第 2 章 主減速器結(jié)構(gòu)方案確定 2.1 輕型貨車參數(shù) 車型 ：東風(fēng) EQ1060F 驅(qū)動形式 ： 4 2 裝載質(zhì)量 ： 3 噸 總質(zhì)量 ： 6 噸 發(fā)動機最大功率 ： 71kw 轉(zhuǎn)速 ： 3200 轉(zhuǎn) /分 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 ： 245 mN 轉(zhuǎn)速 ： 2200 轉(zhuǎn) /分 輪胎型號 ： 7.5016 主減速器比： i0=6.73 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 變速器傳動比 ig 低檔 4.71 ；高檔 V 擋 0.78 最高車速 ： 90 km/h 2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒 輪的加工質(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。 2.2.1 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跨置式支承兩種。 懸臂式支承結(jié)構(gòu) (圖 2.1 a)的特點是在錐齒輪大端一側(cè)采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度倪和增加兩支承間的距離 b，以改善支承剛度，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離 b應(yīng)大于 2.5 倍的懸臂長度 a，且應(yīng)比齒輪 節(jié)圓直徑的 70還大，另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸 a。為了方便拆裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些?？拷X輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關(guān) 4。 懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。 (a)主動錐齒輪懸臂式 (b)主動錐齒輪跨置式 (c)從動錐齒輪 圖 2.1 主減速器錐齒輪的支承形式 跨置式支承結(jié)構(gòu) (圖 2.1 b)的特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側(cè)軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導(dǎo)向軸承所需要的軸承座，從而使主減下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 速器殼體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加工成本提高。另外，因主 、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導(dǎo)向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難?？缰檬街С兄械膶?dǎo)向軸承都為圓柱滾子軸承，并且內(nèi)外圈可以分離或根本不帶內(nèi)圈。它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個軸承 5。 在本設(shè)計中，由于載荷量超過 2 噸，故采用 跨置 式。 2.2.2 從動錐齒輪的支承 圖 2.2 從動錐齒輪輔助支承 圖 2.3 主、從動錐齒輪的許用偏移量 從動錐齒輪的支承 (圖 2.1 c)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布 比例有關(guān)。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸 c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強肋以增強支承穩(wěn)定性， c+d 應(yīng)不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的 70。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應(yīng)盡量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d。 在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設(shè)輔助支承 (圖 2.2)。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應(yīng)保證偏移量達到允許極限時能 制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖 2.3 所示 6。 2.3 主減速器齒輪的類型分析 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。 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 。 1、螺旋錐齒輪傳動 螺旋錐齒輪傳動 (圖 2.4a)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 。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 (a)螺旋錐齒輪傳動 (b)雙曲面齒輪傳動 (c)圓柱齒輪傳動 (d)蝸桿傳動 圖 2.4 主減速器齒輪傳動形式 2、雙曲面齒輪傳動 雙曲面齒輪傳動 (圖 2.4b)的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離 E，此距離稱為偏移距。由于偏移距 E 的存在，使主動齒輪螺旋角 1 大于從動齒輪螺旋角 2。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 ： 2121 coscosFF(2.1) 式中 ： F1、 F2 主、從動齒輪的圓周力 ,N； 1 、 2 主、從動齒輪 的螺旋角。 螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開圖上的齒線任意一點 A 的切線 TT 與該點和節(jié)錐頂點連線之間的夾角。在齒面寬中點處的螺旋角稱為中點螺旋角 (圖 2.5)。通常不特殊說明，則螺旋角系指中點螺旋角。 圖 2.5 雙曲面齒輪副受力情況 雙曲面齒輪傳動比為 ： 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 112211220 c osc os rrrF rFi s (2.2) 式中 ： i0s 雙曲面齒輪傳動比； r1 主動齒輪平均分度圓半徑 ， mm； r2 從 動齒輪平均分度圓半徑 ， mm。 螺旋錐齒輪傳動比 i0L 為 ： 120 rri L (2.3) 令12coscos K，則 i0s=Ki0L。由于 12，所以系數(shù) K1，一般為 1.25 1.507。 3、圓柱齒輪傳動 圓柱齒輪傳動 (圖 2.4c)一般采用斜齒輪，廣泛應(yīng)用于發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動的轎車驅(qū)動橋 (圖 2.6)和雙級主減速器貫通式驅(qū)動橋。 4、蝸桿傳動 蝸桿 (圖 2.4d)傳動與錐齒輪傳動相比有如下優(yōu)點： (1)在輪廓尺寸和結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下，可得到較大的傳動比 (可大于 7)。 (2)在任何轉(zhuǎn)速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲。 (3)便于汽車的總布置及貫通式多橋驅(qū)動的布置。 (4)能傳遞大的載荷，使用壽命長。 5、 結(jié)構(gòu)簡單，拆裝方便，調(diào)整容易。 但是由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低。 蝸桿傳動主要用于生產(chǎn)批量不大的個別重型多橋驅(qū)動汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動機的大客車上 8。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 圖 2.6 發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動轎車驅(qū)動橋 2.4 主減速器的減速形式 主減速器的減速形式可分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單雙級貫通、單雙級減速配以輪邊減速等 9。 2.4.1 單級主減速器 圖 2.7 單級主減速器 可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。但是其主傳動比 i0 不能太大，一般 i07，進一步提高 i0將增大從動齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動齒輪熱處理困難。 單級主減速器廣泛應(yīng)用于轎車和輕、中型貨車的驅(qū)動橋中。 2.4.2 雙級主減速器 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 雙級主減速器與單級相比，在保證離地間隙相同時可得到大的傳動比， i0 一般為7 12。但是尺寸、質(zhì)量均較大，成本較高。它主要應(yīng)用于中、重型貨車、越野車和大客車上。 整體式雙級主減速器有多種結(jié)構(gòu)方案：第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒輪 (圖2.9a)；第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪；第一級為行星齒輪，第二級為錐齒輪 (圖2.9b)；第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪 (圖 2.9c)。對于第一級為錐齒輪、第二級為圓柱齒輪的雙級主減速器，可有縱向水平 (圖 2.9d)、斜向 (圖 2.9e)和垂向 (圖 2.9f)三種布置方案。 在具有錐齒輪和圓柱齒輪的雙級主減速器中分配傳動比時，圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動比的比值一般為 1.4 2.0，而且錐齒輪副傳動比一般為 1.7 3.3，這 樣可減小錐齒輪嚙合時的軸向載荷和作用在從動錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時可使主動錐齒輪的齒數(shù)適當(dāng)增多，使其支承軸頸的尺寸適當(dāng)加大，以改善其支承剛度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性。 圖 2.8 雙級主減速器 雙速主減速器 (圖 2.8)內(nèi)由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動比。它與普通變速器相配合，可得到雙倍于變速器的擋位。雙速主減速器的高低擋減速比是根據(jù)汽車的使用條件、發(fā)動機功率及變速器各擋速比的大小來選定的。大的主減速比用于汽車滿載行駛或在困難道路上行駛，以克服較大的行駛阻力并減少變速器中間擋位的變換次數(shù)；小的主減 速比則用于汽車空載、半載行駛或在良好路面上行駛，以改善汽車的燃料經(jīng)濟性和提高平均車速。 雙速主減速器的換擋是由遠距離操縱機構(gòu)實現(xiàn)的，一般有電磁式、氣壓式和電一氣壓綜合式操縱機構(gòu)。由于雙速主減速器無換擋同步裝置，因此其主減速比的變換是 在停車時進行的。雙速主減速器主要在一些單橋驅(qū)動的重型汽車上采用 10。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 (a) (b) (c) (d) (e) 圖 2.9 雙級 主減速器布置方案 2.4.3 貫通式主減速器 貫通式主減速器 (圖 2.10 a,b)根據(jù)其減速形式可分成單級和雙級兩種。單級貫通式主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單，體積小，質(zhì)量小，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性等優(yōu)點，主要用于輕型多橋驅(qū)動的汽車上。 根據(jù)減速齒輪形式不同，單級貫通式主減速器又可分為雙曲面齒輪式及蝸輪蝸桿式兩種結(jié)構(gòu)。雙曲面齒輪式單級貫通式主減速器 (圖 2.10a)是利用雙曲面齒輪副軸線偏移的特點，將一根貫通軸穿過中橋并通向后橋。但是這種結(jié)構(gòu)受主動齒輪最少齒數(shù)和偏移距大小的限制 ，而且主動齒輪工藝性差，主減速比最大值僅在 5 左右，故多用于輕型汽車的貫通式驅(qū)動橋上。當(dāng)用于大型汽車時，可通過增設(shè)輪邊減速器或加大分動器速比等方法來加大總減速比。蝸輪蝸桿式單級貫通式主減速器 (圖 2.10 b)在結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下可得到較大的速比。它使用于各種噸位多橋驅(qū)動汽車的貫通式驅(qū)動橋的布置。另外，它還具有工作平滑無聲、便于汽車總布置的優(yōu)點。如蝸桿下置式布置方案被用于大客車的貫通式驅(qū)動橋中，可降低車廂地板高度。 對于中、重型多橋驅(qū)動的汽車，由于主減速比較大，多采用雙級貫通式主減速器。根據(jù)齒輪的組合方式不同 ，可分為錐齒輪一圓柱齒輪式和圓柱齒輪一錐齒輪式兩種形式。錐齒輪一圓柱齒輪式雙級貫通式主減速器 (圖 2.10a)可得到較大的主減速比，但是結(jié)構(gòu)高度尺寸大，主動錐齒輪工藝性差，從動錐齒輪采用懸臂式支承，支承剛度差，拆裝也不方便 11。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 (a) 錐齒輪一圓柱齒輪式 （ b） 圓柱齒輪一錐齒輪式 1-貫通軸 2-軸間差速器 圖 2.10 雙級貫通式主減速器 2.4.4 單雙級減速配輪邊減速器 在設(shè)計某些重型汽車、礦山自卸車、越野車和大型公共汽車的驅(qū)動橋時，由于傳動系總傳動比較大，為了使 變速器、分動器、傳動軸等總成所受載荷盡量小，往往將驅(qū)動橋的速比分配得較大。當(dāng)主減速比大于 12 時，一般的整體式雙級主減速器難以達到要求，此時常采用輪邊減速器。這樣，不僅使驅(qū)動橋的中間尺寸減小，保證了足夠的離地間隙，而且可得到較大的驅(qū)動橋總傳動比。另外，半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件由于所受載荷大為減小，使它們的尺寸可以減小。但是由于每個驅(qū)動輪旁均設(shè)一輪邊減速器，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。 綜上分析，本設(shè)計中采用單級減速器就能滿足要求。 2.5 本章小結(jié) 本章首先確定了主減 速比， 用以 確定其它參數(shù)。對主減速器型式確定中主要從主減速器齒輪的類型、主減速器的減速形式、主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇、從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 第 3 章 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇與計算 3.1 主減速器齒輪計算載荷的確定 1、按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 Tce 5.69890m a x n KiTT TTLeje mN (3.1) 4.1 2 4 5 12 LBLBrj i rGT mN (3.2) 式中： maxeT 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 245 mN ； TLi 由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪間的傳動系最低檔傳動比 31.7； T 傳動系上述傳動部分的傳動效率， T =0.9； 0K由于“猛接合” 離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，取 1； n 該車驅(qū)動橋數(shù)目， n取 1； 2G 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷； 輪胎對地面的附著系數(shù)，取 0.85； LBLBi ， 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動比和傳動效率。 2、主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為： 2.1 6 9 0)()(LB PHRLBrTajm fffni rGGT mN (3.3) 式中 : Ga 汽車滿載總質(zhì)量， N； GT 所牽引的掛車的滿載總質(zhì)量 ， N；但僅用于牽引車的計算； rr 車輪滾動半徑， m； fR 道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取 0.0150.02； fH 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車取 0.050.09。 表 3.1 車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力 計算載荷 主減速器齒輪的 許用彎曲應(yīng)力 主減速器齒輪的 許用接觸應(yīng)力 差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 jeT，jT中的較小者 700 2800 980 jmT210.9 1750 210.9 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 3.2 主減速器齒輪參數(shù)的選擇 1、 主、從動齒數(shù)的選擇 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素：為了磨合均勻， z1， z2 之間應(yīng)避免有公約數(shù)；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(yīng)不小于 40；為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車 z1 一般不小于 6；主傳動比 i0 較大時， z1 盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間 隙。對于不同的主傳動比， z1 和 z2 應(yīng)有適宜的搭配 12。 主減速器的傳動比為 6.73，初定主動齒輪齒數(shù) z1=7，從動齒輪齒數(shù) z2=41。 2、從動錐齒輪節(jié)圓直徑 d2及端面模數(shù) mt的選擇 根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩見式 3.1和式 3.2并取兩式計算結(jié)果中較小的一個作為計算依據(jù)，按經(jīng)驗公式選出： 32 2 jd TKd (3.4) 式中： Kd2直徑系數(shù)，取 Kd2=13 15.3； Tj計算轉(zhuǎn)矩 ， N m，取jT，jeT較小的 ，jeT=6989.5。 計算得， d2=286.796mm d2 選定后，可按式 m=d2/z2 算出從動齒輪大端模數(shù)，并用下式校核 : 73 jmt TKm(3.5) 所以有 ： d1=49mm d2=287mm。 3、螺旋錐齒輪齒面寬的選擇 通常推薦圓錐齒輪從動齒輪 的齒寬 F 為其節(jié)的 錐距0A0.3 倍。對于汽車工業(yè)，主減速器螺旋錐齒輪面寬度推薦采用： F=0.155 2d =45mm 4、錐齒輪螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進擋時，應(yīng)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。 所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅(qū)動汽 車前進。 5、法向壓力角 a 的選擇 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)，但對于尺寸小的 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 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，一般對于 “格里森 ”制主減速器螺旋錐齒輪來說，載貨汽車可選用 20壓力角。 6、主從動錐齒輪幾何計算 計算結(jié)果如表 表 3.2 主減速器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 主動齒輪齒數(shù) 1z 7 2 從動齒輪齒數(shù) 2z 41 3 模數(shù) m 7 4 齒面寬 F 1F =45mm 5 工作 齒高 mHhg 1 gh 8.3mm 6 全齒高 mHh 2 錯誤 !未找到引用源。 =13.22mm 7 法向壓力角 =20 8 節(jié)圓直徑 d =m z 1d 49mm 2d =287mm 9 節(jié)錐角 1 arctan 21zz 2 =90- 1 1 =9.69 2 =80.31 10 節(jié)錐距 A0 = 11sin2 d= 22sin2 dA0 =145.58mm 11 齒頂高 21 aga hhh mkh aa 2 1ah =8.61mm 2ah =3.29mm 12 齒根高 fh = ahh 1fh =4.61mm 2fh =9.93mm 13 外圓直徑 1111 c os2 aa hdd 2ad = 221 cos2 ahd 1ad =65.97mm 2ad =288.11mm 3.3 主減速器錐齒輪的強度校核 主減速器 錐齒輪的工作條件是相當(dāng)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 主減速器 齒輪的材料及熱處理應(yīng)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 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 齒 表面應(yīng)有高的硬度； （ 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、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變 形小或變形規(guī)律易于控制，以提高產(chǎn)品的質(zhì)量、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率； （ 4） 選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。 汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為 20CrMnTi 用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達到 58 64HRC，而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù) m 8 時為 29 45HRC。 對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當(dāng)端面模數(shù) m5時， 為 0.9 1.3mm 當(dāng)端面模數(shù) m5 8 時，為 1.0 1.4mm 由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度 0.005 0.010mm 的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應(yīng)用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。 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 ： FPp (3.6) 式中： p單位齒長上的圓周力， N/mm； P作用在齒輪上的圓周力， N，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 Te max 和最大附著力矩G2 rr 兩種載荷工況進行計算。 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時： FdiTp ge21013m ax(3.7) 式中： Te max發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取 245N m； ig 變速器的傳動比； d1 主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 49mm。 按上 式計算一檔時：25.1082452491071.4245 3 p N mm 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 表 3.3 許用單位齒長上的圓周力 p (N mm) 一檔 二檔 直接檔 轎車 893 536 321 載貨汽車 1429 250 公共汽車 982 214 牽引汽車 536 250 由表可知 pp=1429 N mm，因此錐齒輪的表面耐磨性滿足要求。 2、輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應(yīng)力 w(N mm2)為 ： JmzFKKKKTvmSjw 203102(3.8) 式中： jT齒輪計算轉(zhuǎn)矩 mN ； K0超載系數(shù)， 1.0； Ks尺寸系數(shù)4 4.25mK s ； Km載荷分配系數(shù)取 Km =1； Kv質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取 1； J計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)， 查表得 ， J=0.2 按 Tje 計算： 主動錐齒輪彎曲應(yīng)力 w1=439.2 N mm2 700 N mm2 從動錐齒輪彎曲應(yīng)力 w2=666.67 N mm2 700 N mm2 按 Tjm 計算： 主動錐齒輪彎曲應(yīng)力 w1=106.71 N mm2 210.9N mm2 從動錐齒輪彎曲應(yīng)力 w2=161.22 N mm2 210.9N mm2 綜上所述計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。 3、輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應(yīng)力 j（ N mm2 ）為： 類別 檔位 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 JFKKKKKTdCvfmsjzpj 301102(3.9) 式中： Tjz主動齒輪計算轉(zhuǎn)矩； Cp材料的 彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取 232.6N1/2/mm； d1主動齒輪節(jié)圓直徑， 49.84mm； Ks尺寸系數(shù)， Ks =1； Kf表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取 1； F齒面寬，取齒輪副中較小值即從動齒輪齒寬 37.64mm； J 計算應(yīng)力的綜合系數(shù)， J =0.2。 圖 3.1 接觸強度計算綜合系數(shù) J 按 Tje 計算 ： j=2478.962800 N mm2 按 Tjm 計算： j=1221.772941.18 h= hL 所以軸承 A 符合使用要求。 對于軸承 B，徑向力 RB=9062.3N，軸向力 A=3698.3，所以 A/R=0.47e X=0.4,Y=1.6 當(dāng)量動載荷 ： Q= fd(XRB+YA) 式中： fd沖擊載荷系數(shù)在此取 1.2； 所以， Q=1.2（ 0.412255.53+1.67204.88） =19715.7N hL = QCrn60106 = 3107.1971525420058.13107.16666 =3731.02 h3076.9 h= hL 所以軸承 B 符合使用要求。 軸承 C,D 的徑向載荷 212 5.01 mC AdPbPbaR =7170.8 N （ 3.21） 212 5.01 mD AdPcPcaR =7685.1 N （ 3.22） 上式 a =210 b =120 c =90 因為軸承 C， D 是對稱安裝，且型號承受載荷相同，所以 C,D 的軸承壽命相同，所以計算軸承 C的壽命即可。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 按當(dāng)量轉(zhuǎn)矩求出軸承的徑向載荷 R 及軸向載荷 A 以后，即可按下式求軸承的當(dāng)量動載荷 Q : YAXRQ N 式中： X 徑向系數(shù)； Y 軸向系數(shù)。 對單列圓錐滾子軸承來說，當(dāng) eRA時， X =1， Y =0；當(dāng) eRA 時， 4.0X ， Y 值及判斷參數(shù) e 見軸承手冊或產(chǎn)品樣本。 因為軸承型號均為 30211，所以 e =0.4。 所以對于前軸承 C 來說， eRAC 54.02 ，所以 X =0.4， Y =1.7； 5.9 4 3 02 YAXRQ CCN （ 3.23） 在實際中，常以小時數(shù)表示軸承的額定壽命： 對于軸承 C： nLL ChC 60 =5192.96 h 2941.18 h= hL （ 3.24） 式中： n 軸承計算轉(zhuǎn)速， min/r ；可根據(jù)汽車的平均行駛速度 amv 計算。對于主減速器主動齒輪軸承的計算轉(zhuǎn)速 n 為 ramr vn 66.2 =242.9 min/r （ 3.25） 式中： r 輪胎滾動半徑， m； amv汽車的平均行駛速度， km/h；對于載貨汽車可取為 30-35 km/h。amv取35km/h； 所以軸承 C， D 符合使用要求。 3.5 主減速器相關(guān)零部件的設(shè)計 3.5.1 差速器的設(shè)計 汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，左右兩下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 輪胎內(nèi) 的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引