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HD轻型商用车主减速器设计[3张CAD图纸和文档资料]

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HD轻型商用车主减速器设计[3张CAD图纸和文档资料].rar

A5-全套设计-HD轻型商用车主减速器设计

A0-主减速器总成.dwg

A1-主动齿轮轴.dwg

A1-从动锥齿轮.dwg

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关键词：: 3张CAD图纸和文档资料 hd 轻型商用车主减速器设计 cad 图纸以及文档资料

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摘要

　　　汽车主减速器作为汽车重要的部件之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于轻型卡车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前轻型卡车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的主减速器。所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已成为未来重载汽车的发展方向。本文参照传统主减速器的设计方法进行了轻型卡车主减速器的设计，根据所给汽车参数合理的分配主减速器主、从动齿轮模数，齿数，选择合适该汽车使用的差速器类型，并对行星齿轮和半轴齿轮模数，齿数进行合理的分配并计算校核，设计出符合该汽车使用的主减速器，并绘制出装配图和零件图。

关键词：单级主减速器；差速器；弧齿锥齿轮；行星齿轮；半轴齿轮

Abstract

　　　As one of the important parts of the car,automobile final drive has a direct impact on the whole performance，especially for the light track.We must complete with an efficient and reliability final drive when using the high power output torque engine to meet current light trucks of fast, reliable final drive. So with high transmission efficiency of single-stage reduction drive axle have become overloaded vehicles in the future direction of development. The design of the Light Truck final drive is refer to the traditional final drive. According to the automobile distribution final drive home, driven gear module, selecting the appropriate number of teeth, the use of differential type, and planetary gear and gear modulus, the number of teeth for distribution and calculation check, the design of the vehicle using the final drive, and drawing out Assembly and parts.

Keywords：Single reduction final drive；Differential；The spiral bevel gear；Planetary gear；axle shaft gear

摘要 I

Abstract II

第1章绪论 1

1.1 研究背景 2

1.2 国内外相关领域研究现状 2

1.3 研究的主要内容和研究的主要方法 2

第2章主减速器设计 4

2.1 汽车主减速器的结构形式 4

2.11 汽车主减速器的齿轮类型 4

2.12 减速器的减速形式 6

2.13 减速器锥齿轮的支承形式 7

2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 9

2.21 设计车型主要参数 9

2.22 主减速器计算载荷的确定 9

2.23 主减速器基本参数的选择 10

2.24 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 13

2.25 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算 14

2.26 主减速器齿轮的材料及热处理 17

2.27 主减速器轴承的计算 18

2.28 从动齿轮连接螺栓的校核 25

2.3 本章小结 26

第3章差速器的设计与校核 27

3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 27

3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 28

3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 29

3.31 基本参数的选择 29

3.32 差速器的校核 33

3.4 本章小结 34

结论 35

参考文献 36

致谢 37

附录 A 中文译文 38

附录 B 外文文献 39

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A0-主减速器总成.gif

A1-从动锥齿轮.gif

A1-主动齿轮轴.gif

内容简介：: 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）第1章绪论1.1 研究背景轻型载货汽车在汽车生产中占有大的比重。驱动桥在整车中十分重要，设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。本课题是进行轻型载货汽车主减速器的设计。设计出轻型载货汽车包括主减速器、差速器的传动装置及桥壳等部件，协调设计车辆的全局，设计出的驱动桥符合国家各项轻型货车的标准1，运行稳定可靠，成本降低，适合本国路面的行驶状况和国情。1.2 国内外相关领域研究现状为适应不断完善社会主义市场经济体制的要求以及加入世贸组织后国内外汽车产业发展的新形势，推进汽车产业结构调整和升级，全面提高汽车产业国际竞争力，满足消费者对汽车产品日益增长的需求，促进汽车产业健康发展，特制定汽车产业发展政策。通过该政策的实施，使我国汽车产业在2010年前发展成为国民经济的支柱产业，为实现全面建设小康社会的目标做出更大的贡献。政府职能部门依据行政法规和技术规范的强制性要求，对汽车、农用运输车(低速载货车及三轮汽车，下同)、摩托车和零部件生产企业及其产品实施管理，规范各类经济主体在汽车产业领域的市场行为。轻型载货汽车，在汽车发展趋势中，有着很好的发展前途。生产出质量好，操作简便，价格便宜的轻型载货汽车将适合大多数消费者的要求。在国家积极投入和支持发展汽车产业的同时，能研制出适合中国国情，包括道路条件和经济条件的车辆，将大大推动汽车产业的发展和社会经济的提高。在新政策汽车产业发展政策中，在2010年前，我国就要成为世界主要汽车制造国，汽车产品满足国内市场大部分需求并批量进入国际市场；2010年，汽车生产企业要形成若干驰名的汽车、摩托车和零部件产品品牌；通过市场竞争形成几家具有国际竞争力的大型汽车企业集团，力争到2010年跨入世界500强企业之列，等等。同时，在这个新的汽车产业政策描绘的蓝图中，还包含许多涉及产业素质提高和市场环境改善的综合目标，着实令人鼓舞。然而，不可否认的是，国内汽车产业的现状离产业政策的目标还有相当的距离。长期以来困扰中国汽车产业发展的散、乱和低水平重复建设问题，还没有从根本上得到解决。多数企业家预计在新的汽车产业政策的鼓励下，将会有越来越多的汽车生产企业按照市场规律组成企业联盟，实现优势互补和资源共享。 1.3 研究的主要内容和研究的主要方法设计出小型低速载货汽车主减速器、差速器、等传动装置及桥壳等部件。使设计出的产品使用方便，材料使用最少，经济性能最高。 a. 提高汽车的技术水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更经济，更舒适，更机动，更方便，动力性更好，污染更少。 b. 改善汽车的经济效果，调整汽车在产品系列中的档次，以便改善其市场竞争地位并获得更大的经济效益。首先了解轻型商用车主减速器的基本结构，基本形状，工作原理和设计方法，再依据现有生产企业在生产车型的主减速器作为设计原型，在给定变速器输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，独立设计出符合要求的主减速器，设计计算齿轮的结构参数及对其校核计算。在对各种结构件进行了分析计算后，使用CAD绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。第2章主减速器设计本章主要内容为主减速器的结构形式选择和主要齿轮的参数计算及校核、轴承的选择及寿命计算和一些联接件的选择和校核。2.1 汽车主减速器的结构形式主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。2.11 汽车主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，螺旋锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。圆柱齿轮传动应用于发动机横置的前置前驱动乘用车和双级主减速器驱动桥。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮传动。 A B C D图2.1 主减速器的几种齿轮类型A弧齿锥齿轮 B双曲面齿轮 C圆柱齿轮传动 D蜗杆传动1、螺旋锥齿轮其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用90交角的布置。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的4。 2、双曲面齿轮双曲面齿轮主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角都是采用90。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比i4.5的传动有其优越性。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。3、圆柱齿轮传动一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥，在此不采用。4、蜗杆传动与锥齿传动相比，蜗杆传动有如下优点：（1）在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比（可大于7）；（2）在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声；（3）便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置；（4）能传递大的载荷，使用寿命长。但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。在此不采用。在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。本次设计采用圆弧齿螺旋锥齿轮。2.12 减速器的减速形式汽车主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。（1）单级主减速器，如图2.2所示为单级主减速器。由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比i7的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。（2）双级减速，如图2.3所示为双级主减速器。由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大(7i12)。本车不采用。（3）双速主减速器，用于载荷及道路状况变化大、使用条件非常复杂的重型载货汽车。所以，本车不采用。（4）单级贯通式主减速器、双级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车上,本车为单桥驱动,所以不采用。（5）主减速器附轮边减速器应用于矿山、水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等，本车不采用。图2.2单极主减速器图2.3双级主减速器2.13 减速器锥齿轮的支承形式在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一,现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种：1、悬臂式图2.4 悬臂式支承如图2.4所示，齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70%还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。支承刚度除了与轴承开式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。其特点是结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。 2、跨置式如图2.5所示，齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的130以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。图2.5 跨置式支承装载质量较大的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。但是跨置式支承增加了导向轴承支座，使主减速器结构复杂，成本提高。乘用车和装载质量小的商用车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。所以主动锥齿轮采用结构较为简单的悬臂式支承，以降低其成本。主减速器从动锥齿轮的支承形式图2.6 从动双曲面齿轮的支承主减速器从动双曲面齿轮的支承刚度依轴承的形式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度，支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。但为了增加支承刚度，应当减小尺寸cd；为了使载荷均匀分配，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。球面圆锥滚子轴承具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这一点当主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极为重要。向心推力轴承不需要调整，但仅见于某些小排量轿车的主减速器中。只有当采用直齿或人字齿圆柱齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器的从动齿轮才可以安装在向心球轴承上。综上所述，由于本车为轻型载货汽车，主减速器从动齿轮不宜采向心球轴承，应采用圆锥滚子轴承支承，并用螺栓与差速器壳突缘连结。本次设计采用非断开式驱动桥单级主减速器，主动锥齿轮采用悬臂式支撑，从动齿轮采用骑马式支撑。2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算2.21 设计车型主要参数表2.1 车型参数表型号CA1051K26L2-II载重2750自重2230总重5110空载轴荷（前/后）1238/992满载轴荷（前/后）1723/2387最高车速120最小离地间隙180发动机额定功率/转数66/3400最大扭距/转数210/1900-2100变速箱CAS5-25各档传动比 4.910 2.654 1.542 1.0 0.745轮胎6.50-162.22 主减速器计算载荷的确定（2-1）（2-2）式中：发动机最大转矩210 由发动机至所计算的主减速器从动齿轮间的传动系最低档传动比30.098 传动系上述传动部分的传动效率， =0.9 由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，取1。 n该车驱动桥数目，n取1。汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷， =9.823871.2=28071.12 N 轮胎对地面的附着系数，=1.0 分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动比和传动效率。2.23 主减速器基本参数的选择主减速器螺旋锥齿轮的节圆直径，可根据该齿轮的计算转矩，按经验公式选出。（2-3）式中：计算转矩，取，中较小者。直径系数，取 =1316从动锥齿轮节圆直径，；因为从动锥齿轮节圆直径选定后，可按算出端面模数，用下式校核： =3.825.09 （2-4）取0.30.4所以m取5符合。对于单级主减速器，首先应根据的大小选择主减速器主、从动齿轮的齿数,。选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：（1）为了磨合均匀，之间应避免有公约数。（2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。（3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6。（4）主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。（5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。根据以上要求参考汽车车桥设计中表3.12 表3.13取=8 ,=49 +=5740 初步选择主、从动锥齿轮齿数=8 ,=49 传动比 =6.131、中点螺旋角汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为3540，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35。 2、螺旋方向主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。 3、法向压力角一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定重型载货汽车可选用22.5的压力角。由于i=6.137，一般采用单级主减速器，单级减速驱动桥产品的优势：单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在轻型卡车上占有重要地位。随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多卡车使用条件对汽车通过性的要求降低，与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性增加。表2.2 齿轮参数表主动齿轮从动齿轮齿数=8=49中点螺旋角法向压力角节圆直径齿面宽齿工作高大端齿全高轴交角大端分度圆直径取64（取值根据机械设计手册表234-22大端模数节锥角主动齿轮从动齿轮径向变位系数大端齿顶高齿根高径向间隙外锥距齿根角面锥角根锥角2.24 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。1、齿轮的损坏形式及寿命齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下：（1）轮齿折断主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。（2）齿面的点蚀及剥落齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。a点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。b齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。（3）齿面胶合：在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。（4）齿面磨损：这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。2.25 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算（1）计算单位齿长上的圆周力按发动机最大转矩计算时： N （2-5）式中：发动机最大转矩210 变速器一档传动比主动齿轮节圆直径，按最大附着力计算时： N （2-6）式中：从动齿轮节圆直径，汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷， =9.823871.2=28071.12 N 轮胎对地面的附着系数，=1.0 轮胎的滚动半径，m；许用单位齿上的圆周力（N/），见表2.3现代在汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时高出表格当中数据的20%25%。所以计算出的圆周力符合强度要求。表2.3 许用单位齿长上的圆周力（N/）参数汽车类别载货汽车14291429（2）齿轮的弯曲强度计算汽车主减速器从动螺旋锥齿轮的计算弯曲应力为 N/ （2-7）式中：计算转矩，取，中较小者。由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，取1；尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。当端面模数m1.6时，；载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承形式时，=1.001.10；当一个齿轮用骑马式支承时，=1.101.25。支承刚度大时取小值；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取 =1；计算齿轮的齿面宽，；从动齿轮齿数；端面模数；计算弯曲应力用的综合系数，它综合考虑了齿形系数。查表=0.2（3）齿轮的接触强度计算 N/ （2-8）式中：材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6；由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，取1；载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承形式时，=1.001.10；当一个齿轮用骑马式支承时， =1.101.25。支承刚度大时取小值；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取 =1；尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取 =1；表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质，即表面粗糙度及表面覆盖层的性质。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取 =1；计算齿轮的齿面宽，；计算弯曲应力用的综合系数，它综合考虑了齿形系数。查表=0.14；主动齿轮计算转矩，N/m； N/m；所计算的弯曲应力和接触应力均小于表2.4中汽车驱动桥齿轮需用应力，所以符合标准。表2.4 汽车驱动桥齿轮的许用应力计算载荷主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力按计算700N/2800N/980N/按计算700N/2800N/980N/2.26 主减速器齿轮的材料及热处理驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：（1）具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；（2）轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；（3）钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率；（4）选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi，用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数8时为2945HRC。由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副在热处理及经加工后均予与厚度0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。2.27 主减速器轴承的计算1、输入轴的基本直径选择根据公式（2-9）（2-10）（2-11）式中：主减速器传动比，=6.13；主减速器输入轴转矩；传动效率为95%计算转矩，取，中较小者。因为该轴上有键槽，将轴径增大3%7%，并圆整后去标准值40，所以该轴轴径最小处的直径为40，连接轴承处的轴径为45。主动锥齿轮轴承支承形式为悬臂式，从动锥齿轮选择骑马式支承形式。2、连接半轴齿轮处的半轴直径的选择（2-12）式中：半轴的扭转应力，MPa；半轴的计算转矩，；差速器转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器可取=0.6；发动机最大转矩， =210 N；变速器一档传动比；主减速比；半轴杆部直径，；半轴扭转的许用应力，可取为=490588MPa。计算出=32.0334.03 花键部分应增大3%-7%所以取标准直径=35 3、输出轴径的选择初选内径为37 根据公式（2-13）式中：许用扭转切应力；取115计算出所以安装轴承部位的直径取45 。4、计算输入轴轴承使用寿命首先计算齿面宽中点的分度圆直径：对于圆锥齿轮（2-14）（2-15）圆整后，。齿面宽中点处的圆周力为（2-16）作用在该齿轮上的转矩，=171.88 （2-17）式中：变速器在各档的使用率，参见表2-5。变速器各档传动比。变速器在各档时的发动机转矩利用率，参见表2-5。该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。计算后=5926.90 N输入齿轮的总的轴向力为 =4520.70 N （2-18）输入齿轮的总的径向力为 =1930.77 N （2-19）因为输入轴的轴向力等于输出轴的径向力，输入轴的径向力等于输出轴的轴向力，所以： N N所以齿面宽中点处的圆周力为 N （2-20）表2.5 及的参考值车型载货汽车一档 0.5二档 3.5三档 7四档 59超速档 30一档 50二档 60三档 70四档 70超速档 70输入轴前后轴承A，B的径向载荷为 =4675.96 （2-21） =10524.37 （2-22）上式=52 =40 =92 按当量转矩求出轴承的径向载荷及轴向载荷以后，即可按下式求轴承的当量动载荷: N （2-23）式中：径向系数；轴向系数。对单列圆锥滚子轴承来说，当时， =1， =0；当时，值及判断参数见轴承手册或产品样本。因为主动轴承型号均为30329，所以=0.35。所以对于前轴承A来说，所以 =0.4， =1.7； N （2-24）对于后轴承B来说，所以 =0.4，=1.7； N （2-25）由于式中的轴承径向载荷及轴向载荷是根据当量转矩计算的，而当量转矩已考虑了变速器的各档使用率及在各档时的发动机转矩利用率，故可直接利用计算的当量动载荷值求出轴承的额定寿命：计算轴承A， =4712.81 （2-26）计算轴承B， =2270.29 （2-27）式中：额定动载荷， =145 kN；温度系数，取1；载荷系数，取1.2；寿命指数，对于滚子轴承取=10/3。在实际中，常以小时数表示轴承的额定寿命：对于轴承A： =65255.62 h （2-28）对于轴承B： =31435.43 h （2-29）式中：轴承计算转速，；可根据汽车的平均行驶速度计算。对于主减速器主动齿轮轴承的计算转速为（2-30）式中：轮胎滚动半径，m；汽车的平均行驶速度，km/h；对于载货汽车可取为30-35 km/h。取30 km/h；主减速器减速比， =6.13；若按照每年工作300天，每天工作8小时来计算，轴承A的使用年限为27.19年，轴承B的使用年限为13.1年，均符合使用要求。5、计算输出轴轴承使用寿命齿面宽中点处的圆周力=5926.90 N因为输入轴的轴向力等于输出轴的径向力，输入轴的径向力等于输出轴的轴向力，所以： N N输出轴轴承C,D的径向载荷 =3580.20 （2-31） =3580.20 （2-32）上式=224 =112 =112 因为轴承C，D是对称安装，且型号承受载荷相同，所以C,D的轴承寿命相同，所以计算轴承C的寿命即可。按当量转矩求出轴承的径向载荷及轴向载荷以后，即可按下式求轴承的当量动载荷: N式中：径向系数；轴向系数。对单列圆锥滚子轴承来说，当时， =1， =0；当时，值及判断参数见轴承手册或产品样本。因为轴承型号均为30329，所以=0.35。所以对于前轴承C来说，，所以=0.4，=1.7； N （2-33）计算轴承C， =49647.27 （2-34）式中：额定动载荷，=145 kN；温度系数，取1；载荷系数，取1.2；寿命指数，对于滚子轴承取=10/3。在实际中，常以小时数表示轴承的额定寿命：对于轴承C： =4213966.7 h （2-35）式中：轴承计算转速，；可根据汽车的平均行驶速度计算。对于主减速器主动齿轮轴承的计算转速为 = 196.36 （2-36）式中：轮胎滚动半径，m；汽车的平均行驶速度，km/h；对于载货汽车可取为30-35 km/h。取30 km/h；若按照每年工作300天，每天工作8小时来计算，轴承C的使用年限为1755.80年，符合使用要求。2.28 从动齿轮连接螺栓的校核从动齿轮连接螺栓采用8个M8的铰制孔螺栓联接。螺栓所受的剪切强度为 MPa （2-37）螺栓所受的挤压强度为 MPa （2-38）式中：单个螺栓所受横向载荷；铰制孔螺栓剪切面直径，取8 ；螺栓杆与孔壁间挤压面的最小高度；螺栓受剪的接合面数：取标记代号为5.8的螺栓许用切应力查表得80MPa，许用压应力得224MPa，所以强度符合要求。2.3 本章小结本章介绍了单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等主减速器的减速形式，由于本车是重型载货汽车，通过对比决定采用单级主减速器；然后对采用何种齿轮类型进行了讨论，最后根据实际情况决定采用圆弧齿螺旋锥齿轮。以上问题解决后，对齿轮的具体参数进行了设计计算，并对其进行了校核。校核合格以后，进行了轴承的选择和校核。第3章差速器的设计与校核汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理如图3.1所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。图3.1 差速器差速原理当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图3.1），其值为。于是=，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时（图），啮合点A的圆周速度为，啮合点B的圆周速度为。于是即 + =2 （3-1）若角速度以每分钟转数表示，则（3-2）式（3.2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式（3.2）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图4.2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。图4.2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1-轴承；2-螺母；3-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计3.31 基本参数的选择轿车轻型载货汽车常采用2个行星齿轮，载货汽车多采用4个行星齿轮，所以采用2个行星齿轮。确定行星齿轮球面半径，圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上也代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。球面半径可按如下的经验公式确定：（3-3） =33.11差速器行星齿轮球面半径确定以后，可根据下式预选其节锥距： =（0.980.99） =32.78 （3-4）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用1425。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.52的范围内。差速器的各个行星齿轮与2个半轴齿轮是同时啮合的，因此在确定这两种齿轮的齿数时，应考虑它们之间的装配关系。在任何圆锥行星齿轮式差速器种，左、右两个半轴齿轮的齿数、之和，必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则差速器将无法安装。即应满足的条件为（3.5）式中：、左、右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥行星齿轮差速器来说=；行星齿轮数目；I任意整数；因为所设计差速器为对称式圆锥行星齿轮差速器，所以半轴齿轮齿数相等，=2，所以半轴齿轮齿数为偶数即可。半轴齿轮齿数取20，行星齿轮齿数取12。差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定：首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角，（3-6）（3-7）式中：，分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m （3-8）m取5。节圆直径行星齿轮安装孔的直径及其深度L的确定：行星齿轮安装孔的直径与行星齿轮轴的名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取 L=1.1 （3-9） L=1.1= （3.10）（3-11） L=1.1=21.5 式中：差速器传递的转矩，行星齿轮数目；为行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，；0.5，为半轴齿轮面宽中点处的直径，而0.8；支承面的许用挤压应力，取为69 MPa表3.1 差速器齿轮的几何尺寸表行星齿轮半轴齿轮齿数=12=20模数m=5齿面宽F=15 齿工作高齿全高=1.788m+0.051=8.991 压力角=2230轴交角节圆直径节锥角周节t=3.1416m=15.708齿顶高齿根高径向间隙齿根角行星齿轮半轴齿轮面锥角根锥角外圆直径节锥顶点至齿轮外缘距离理论弧齿厚齿侧间隙取0.1弦齿厚弦齿高3.32 差速器的校核汽车差速器齿轮的弯曲应力为： MPa （3-12）上式中：计算转矩，取，中较小者。由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，取1；尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。当端面模数m1.6时，；载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承形式时，=1.001.10；当一个齿轮用骑马式支承时，=1.101.25。支承刚度大时取小值；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取=1；计算齿轮的齿面宽，；从动齿轮齿数；端面模数；计算弯曲应力用的综合系数，它综合考虑了齿形系数。查表=0.228;满足表2.4中要求，符合设计要求。本章计算内容参考了汽车车桥设计1和汽车设计7关于主减速器的有关计算。 3.4 本章小结本章主要进行了差速器的设计，首先是结构形式的选择，差速器分为对称式圆锥行星齿轮差速器、强制锁止式防滑差速器、自锁式差速器。考虑到成本和使用状况，选用最简单的对称式圆锥行星齿轮差速器。差速器结构形式确定后，对差速器行星齿轮和半轴齿轮进行设计计算，并进行校核。结论这次毕业设计的主要任务是轻型商用车主减速器设计。我们经过了一个学期的毕业设计，终于完成了老师交给我的任务，以轻型商用车CA1051的参数作为主要设计参数，设计出适合轻型商用车使用的主减速器，并绘制出装配图及零件图，虽然本次设计与以前所做的课程有相同点，但在本次设计中仍然发现自己对主减速器的了解不是很深，设计中有许多不足之处，但在苏老师的殷勤指导和孜孜不倦的讲解下，我不但明白了原理，还掌握了许多设计的方法和技巧。在设计的过程中，让我了解了设计方法对我们学习的重要性，同时也发现了自己的很多不足之处。深有感触： 1、仅仅了解书本上的知识是远远不够的，只有结合自己的实际情况运用于实践，这样才能更深地了解和学习好知识，以前所学的知识要复习巩固。 2、我们要在学习工作中不断的积累经验，学会用自己的知识解决实际问题。 3、觉得自己学到的知识太有限，知识面太窄，以后还有待加强训练和实践。 4、同时我们要不断地向别人学习，尤其要多想老师请教，他们可以让我们少走很多的弯路，同时也让我们知道很多优秀的设计方法和与众不同的设计理念。 5、创新设计是我们未来生存的法宝，所以从现在开始一定要有意识的锻炼和培养自己在这方面能力。参考文献 1梁博. 减速器设计的传动比分配问题科技信息J.2008,03.2戴素江.汽车主减速器齿轮热处理致裂因素分析J.科技信息 2007,09.3肖文颖.普通锥齿轮差速器行星齿轮的力学分析J.科技资讯 2007,14.4刘惟信.汽车车桥设计M.北京：人民交通出版社，2004，4.5成大先.机械设计手册M.北京：化学工业出版社，2002.6刘品.李哲.机械精度设计与检测基础M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2004.7高杰.驱动桥单级主减速器总成J.现代零部件 2004,09.8陈黎卿.汽车主减速器轴承受力分析及选型系统开发J.轴承 2007,11.9吴训成.毛世民点接触齿面啮合分析的基本公式及其应用研究J.机械设计，2000.10吴玉枝.主减速器齿轮类零件热处理变形分析J.机械工人.热加工 2006,12.11濮良贵.纪名刚机械设计M.北京：高等教育出版社，1996.12莫思剑.浅析我国商用车车桥发展现状及趋势J.装备制造技术，2005.13吴宗泽.机械设计课程设计手册M.高等教育出版社，2006.14马秋生.机械设计基础M.机械工业出版社，2005.12.15余志生.汽车理论M.机械设计出版社，2006.5致谢本次毕业设计使我体会到将所学知识和实践相结合的实际意义。在此，首先感谢哈尔滨工业大学华德应用技术学院，在这四年里中为我们提供了良好的学习环境和实验设备。现有专业知识的掌握与学校的培养和教育是分不开的。在毕业设计中，指导教师苏清源老师教会了我许多。通过他的指导和介绍，使我明确了本次设计的方向和所需用到的相关数据。几个月以来，他不遗余力地对我的设计进行了指导。在我毕业设计这段时间，无论是在学习还是在生活上，恩师都给予了我无微不至的关怀。由于本人以前对汽车结构和制造过程了解不多，实践知识更是不足，但苏老师总是耐心地给我讲解有关方面的知识，及时了解我设计中遇到的难题，使我得以在短时间内完成设计工作，同时教导我不管是在以后的工作还是学习中，都要保持治学严谨的态度。苏老师平易近人，学识渊博，治学严谨，处理问题认真求实的作风一直影响着我，他必是我一生的楷模，对我的帮助和教导我将谨记一生！在学习过程中解决遇到的问题，他建议的方式都很灵活便捷。通过相关知识网站和论坛，与相关学习人员进行探讨和知识咨询，都能及时解决一些问题与疑惑。后期论文的撰写，苏老师也进行了细心的指导和严格要求。在格式方面进行了严格规范。通过不断的修改，使之达到要求的统一标准。在此，我谨对给予过我帮助过的老师和同学，表示深切的感谢。感谢你们的鼓励与支持！附录 A 中文译文减速器和差速器的调整与装配在对BJ2020S吉普车后桥的维修中，最主要的就是减速器主、从动圆锥齿轮的啮合印痕及啮合间隙；差速器半轴齿轮、行星齿轮啮合间隙和各轴承松紧度的调整。这是一项既重要又较为困难的工作，因为后桥主、从动圆锥齿轮是在大负荷、高转速下工作的，而且其所承受的是交变负荷，如果两者的啮合印痕不符合要求，或啮合间隙不当，工作中将会出现传动不平稳和噪音，加速齿面磨损，甚至打坏齿轮，直接影响汽车使用寿命和各项任务的完成。同时，汽车后桥的结构虽不是很复杂，但由于主、从动圆锥齿轮的体积较大，拆装费时费力，加之一些同志对齿轮的传动原理不够熟悉，实践机会又少，主、从动圆锥齿轮啮合印痕和间隙的检查调整及装配就成了一个较为复杂的问题。本文根据几年来在教学和实际维修工作中的摸索，就BJ2020S吉普车后桥差速器齿轮和轴承的调整，主、从动圆锥齿轮啮合印痕和间隙及主动圆锥齿轮轴承间隙的调整和装配的有关方法、步骤谈点看法和意见。一、差速器半轴齿轮与行星齿轮啮合间隙的调整半轴齿轮与行星齿轮啮合间隙的调整，是通过半轴齿轮与差速器壳之间三个不同厚度(10mm、05mm、02mm)的止推垫片来调整的。因为行星齿轮与差速器壳之间的止推垫片是一定的，所以，通过加、减半轴齿轮的止推垫片(两半轴齿轮同时加、减垫片)，使其与行星齿轮的啮合间隙达到标准。然后用销子将行星齿轮轴固定。二、差速器轴承间隙的调整此轴承间隙的调整是通过加、减差速器轴承与差速器壳之间四个不同厚度(05mm、o25mm、015ram、010ram)的调整垫片来调整的。在调整前准备好左、右桥壳之间的密封垫，安装固定好从动圆锥齿轮。主动圆锥齿轮先不要安装，应按照规定的扭矩(4060Nm)安装好左、右桥壳，以圆锥主动齿轮的位置，用长金属棒或大起子转动差速器总成，或上下撬差速器总成，来检查差速器轴承间隙，以达到感觉没有轴向间隙且转动自由为止。三、主动圆锥齿轮轴承间隙的调整在主动圆锥齿轮的位置基本确定后，可通过增、减主动圆锥齿轮前轴承与主动圆锥齿轮前轴承止推环之间的四个不同厚度(010mm、015ram、025mm、050mm)的调整垫片来调整，使其达到转动灵活，没有轴向、径向间隙的感觉。四、主动圆锥齿轮与从动圆锥齿轮间隙及啮合印痕的调整国产汽车齿轮因无修正值，装配时普遍采用啮合印痕调整法，即首先检查啮合印痕是否符合要求，如不符合要求，则通过改变主、从动圆锥齿轮的轴向位置来获得符合要求的啮合印痕，在调整好主动圆锥齿轮轴承和差速器轴承间隙(预紧度)的基础上，擦净主、从动圆锥齿轮，在主动圆锥齿轮34个齿的正、反面涂上薄层红丹油(或红印油)，放进差速器总成，按要求装好左、右桥壳，正、反转动主动圆锥齿轮，然后分解左、右桥壳，查看从动圆锥齿轮齿面上的印痕是否符合要求。如啮合印痕不符合要求，可视情况通过向里、向外或向左、向右移动主、从动圆锥齿轮来调整。当啮合印痕偏向齿顶、齿根或齿的大端、小端时，其调整口诀为：“顶进主，根出主，大进从(即从动圆锥齿轮移进主动齿轮)，小出从(即从动圆锥齿轮移离主动齿轮)”。当主、从动圆锥齿轮的啮合印痕符合标准后，需检查主、从动圆锥齿轮间隙，主动圆锥齿轮与从动圆锥齿轮的齿侧间隙应在主动圆锥齿轮法兰盘半径为45mm的圆周上测量，其位移(弧长)应在0206mm之间。如不符合标准，可增、减主动圆锥齿轮后轴承与主动圆锥齿轮之间的垫片或者左、右移动差速器轴承调整垫片来调整主、从动圆锥齿轮的间隙，因此时主、从动圆锥齿轮的印痕已调整好，调整量很小，是不会破坏主、从动圆锥齿轮啮合印痕的。五、减速器和差速器总成的装配在差速器齿轮主、从动圆锥齿轮、各轴承及啮合印痕，都分别调整完毕后，开始进行减速器与差速器总成的装配。按照调整时所用垫片的厚度、各紧固螺栓的扭矩，涂上密封胶，先装配好主动圆锥齿轮，再装上差速器总成，最后按顺序合上桥壳，至此全部调整装配完成。附录 B 外文文献Farm Machinery Using & MaintenanceThe most important thing is the meshing mark and meshing backlash of the driven bevel gears and active bevel gears, the firmness adjustment of half axle gears and planetary gear in maintenance of the BJ2020S jeep driving axle . This is an important and difficult job ,because the rear axle and driven working under the large load and high speed. And the bear is alternating load. If the meshing mark is not conforming to requirements or the meshing backlash is not good, it will appear smooth transmission speed and noise, wear, or even broken tooth gear, which directly influences the car service life and various tasks when it is working. At the same time , lord and driven tapered gear meshing mark and the check assembly and adjustment became a complicated problem although automobile driving axle structure is not a very complicated but some people is not familiar with the principle on gear transmission. Based on years of teaching and practice in the maintenance work with the adjustment of BJ2020S jeep driving axle differential gears and bearings has some method and steps of the relevant views and comments about something. Adjustment of the axis gear differential planetary gear mesh clearanceHalf axle gears and planetary gear mesh clearance is adjusted by half axle gears and differential shell thickness between three different (0.5 mm, 1.0 mm, 0.2 mm) thrust washers . Because of the planetary gear differential between shell with the thrust washers, so it must be the half axle gears through the thrust washers (two half axle gears and add, subtract washers), and the gap of the planetary gear mesh. Then using pins will planetary gear axle fixed. Adjustment of differential backlash This bearing clearance is adjusted by adding, subtracting differential bearings and differential between shell thickness (0.5 mm in four different, o. mm, 0.15 ram, 0.10 ram) to adjust the adjustment of the gasket. In the adjustment of the former ready right and left bridge between shell of gasket, installation fixed good follower bevel gears. Active bevel gears should not installed in accordance with the relevant provisions of the torque (40-60N, m) installed left and right with tapered bridge housing, active gear with long bar, or a screwdriver to turn down, or pry differential assembly, to check differential assembly bearings between differential to feel no axial clearance and rotate freely. Active bevel gears bearing clearance adjustment In active position of bevel gears can be determined by the basic, increase and decrease active bevel gears with active before bearings taper gea

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