毕业设计（论文）-汽车传动主减速器的结构设计及工艺分析（全套图纸）.pdf

毕业设计任务书毕业设计任务书 设计题目： 汽车传动主减速器的结构设计及工艺分析 1设计的主要任务及目标 （1） 根据设计参数完成对 BJ2022 汽车的主减速器的参数设计和结构设计，完成 相应的力学性能分析； （2）完成主减速器从动齿轮的工艺分析，制定相应的工艺路线并完成工艺卡片 的制作。 2设计的基本要求和内容 （1）完成主减速器的设计并撰写设计说明书一份； （2）完成 BJ2022 主从动齿轮的零件图及主减速器部件装配图一份； （3）完成零件的工艺分析并完成工艺卡片一套。 3主要参考文献 1 林宁.汽车设计M.机械工业出版社，2005，5 2 吉林大学汽车工程系.汽车构造M.人民交通出版社，2006，7 3 白海清.典型零件工艺设计M.北京大学出版社，2012，5 4进度安排 设计各阶段名称 起 止 日 期 1 开题准备 2 完成零件设计 3 完成工艺路线分析 4 完成图纸绘制及说明书撰写 5 提交设计，答辩 BJ2022 汽车单级主减速器的结构设计及工艺分析汽车单级主减速器的结构设计及工艺分析 摘要：摘要：汽车主减速器是汽车传动中最重要的部件之一。它能够将万向传动装置传 来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现降速增扭。 本次设计的是有关 BJ2022 汽车的主减速器，并要使其具有通过性。本次设 计的内容包括有：方案选择，齿轮与齿轮轴的设计与校核，齿轮的工艺分析。并 且在设计过程中，描述了主减速器的组成。 方案确定主要依据原始设计参数，对比同类型的减速器及差速器，确定此轮 的传动比，并对其中重要的齿轮进行齿面接触和齿轮弯曲疲劳强度的校核。而对 轴的设计过程中着重齿轮的布置，并对其受最大载荷的危险截面进行强度校核。 工艺分析主要是对齿轮加工进行工艺规程的确定以及工艺卡片的制作。 主减速器对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用， 是汽车设计的 重点之一。 关键词：关键词：驱动桥，主减速器，齿轮轴 全套图纸加全套图纸加 153893706 BJ2022 car single stage and the structure of the main reducer differential design and strength analysis Abstract：Automobil reduction final drive and differential is one of the best impossible parts in automobile gearing. It can chang speed and driving tuist within a big scope . The problem of this design is BJ2022 car differential unit ,it s properly in common use . The design of scheme, the better design and improvement of structure ,the design and calibration of gear and gear shiftes , and the select of bearings , and also the design explain the construction of differential action . The ting of the scheme desierment main deside. The drive ratio of gear,according to orginal design parameter and constrasting the same type reduction final drive ang differential assay . It realize planet gear in the design of structure . It put to use alteration better gears transmission in the design of gear , and compare the root contact tired strength of some important gears and the face twirl tired strength . It eraphaize pay attention to the place of gears. Compare the strength of the biggest load dangraes section. It require structure simple and accord with demand in select of bearings . The Lord reducer to improve the car driving and differential stability and its through sex has a unique function, is one of the focal points of automotive design. Key words : Drive axle,Main reducer,Axle I 目录目录 1 绪论- 3 1.1 选题的背景与意义- 3 1.2 研究的基本内容- 3 1.2.1 主减速器的作用- 3 1.2.2 主减速器的工作原理- 4 1.2.3 国内主减速器的状况- 4 1.2.4 国内与国外差距- 4 1.3 课题研究内容- 5 2 主减速器的设计- 6 2.1 主减速器概述- 6 2.2 主减速器方案的选择- 6 2.3 主减速器主从动齿轮的支承方案- 6 2.3.1 主动双曲面锥齿轮- 6 2.3.2 从动双曲面锥齿轮- 7 2.4 基本参数的选择与计算载荷的确定- 7 2.4.1 主减速器齿轮的材料及热处理- 7 2.4.2 齿轮计算载荷的确定- 8 2.4.3 主减速器齿轮基本参数的选择- 11 2.4.4 主减速器准双曲面圆锥齿轮的集合计算- 13 2.4.5 主减速器锥齿轮强度计算- 16 3 轴的设计- 20 3.1 主动锥齿轮轴的设计- 20 3.1.1 锥齿轮齿面上的作用力- 20 3.1.2 齿宽中点处的圆周力- 21 3.1.3 锥齿轮的轴向力和径向力- 22 3.1.4 轴和轴承的计算- 23 3.1.5 齿轮轴承径向载荷的计算- 24 3.1.6 主动锥齿轮轴参数设计- 24 3.1.7 主动锥齿轮轴的校核- 25 II 4 从动锥齿轮的工艺加工- 28 4.1 零件的分析- 28 4.1.1 零件的作用- 28 4.2 工艺规程设计- 28 4.2.1 确定毛坯的制造形式- 29 4.2.2 基面的选择- 29 4.2.3 制定工艺路线- 29 4.2.4 机械加工余量及毛坯尺寸的确定- 30 4.2.5 选择加工设备与工艺设备- 31 4.2.6 工序尺寸的确定- 32 4.3 编制加工工艺卡片- 36 结论- 37 参考文献- 38 致谢- 39 3 1 绪论绪论 1.1 选题的背景与意义选题的背景与意义 通过学校的实习我对汽车的构造及各总成的原理有了一定的了解，同时结合以前 课堂学习的理论知识，对于进行汽车一些总成的设计有了一定的理论基础，现选择课 题内容为对 BJ2022 汽车的使用性能的主减速器进行设计并对齿轮进行工艺分析。通 过本课题可以进一步加深对汽车构造、汽车设计及汽车各总成的工作原理，特别是本 课题驱动桥中的主减速器和弧面锥齿轮的认识和了解；同时经过设计过程，了解学习 一些现代汽车工业的新设计方法及新技术，对于有意以后从事汽车行业工作的我也是 一种锻炼，为即将的工作做铺垫。 1.2 研究的基本内容研究的基本内容 1.2.1 主减速器的作用主减速器的作用 汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。在一般 汽车的机械式传动中，有了变速器还不能解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和 结构布置上的问题。而主减速器是在汽车传动系中起降低转速，增大转矩作用的主要 部件。当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。它是依靠齿数少的齿轮带齿 数多的齿轮来实现减速的，采用圆锥齿轮传动则可以改变转矩旋转方向。汽车正常行 驶时，发动机的转速通常比较高，如果将很高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变 速箱内齿轮副的传动比则需要很大，齿轮的半径也相应加大，也就是说变速箱的尺寸 会加大。另外，转速下降，扭矩必然增加，也加大了变速箱与变速箱后一级传动机构 的传动负荷。所以，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器，可以 使主减速器前面的传动部件，如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小， 同时也减小了变速箱的尺寸和质量，而且操控灵敏省力。 4 1.2.2 主减速器的工作原理主减速器的工作原理 从变速器或分动器经万向传动装置输入驱动桥的转矩首先传到主减速器，主减速 器的一对齿轮增大转矩并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩的旋转 方向。 1.2.3 国内主减速器的状况国内主减速器的状况 现在国家大力发展高速公路网，环保、舒适、快捷成为汽车市场的主旋律。对整 车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为汽车 主减速器技术的发展趋势。 在产品上，国内汽车市场用户主要以承载能力强、齿轮疲劳寿命高、结构先进、 易维护等特点的产品为首选。目前己开发的产品，如陕西汉德引进德国 MAN 公司技 术的 485 单级减速驱动桥，一汽集团和东风公司的 13 吨级系列车桥为代表的主减速 器技术，都是在有效吸收国外同类产品新技术的基础上，针对国内市场需求开发出来 的高性能、高可靠性、高品质的车桥产品。这些产品基本代表了国内车用减速器发展 的方向。通过整合和平台化开发，目前国内市场形成了 457、460、480、500 等众多 成型稳定产品，并被用户广泛认可和使用。设计开发上，CAD、CAE 等计算机应用 技术，以及 UG16、CATIA、proE 等设计软件先后应用于主减速器的结构设计和齿轮 加工中，有限元分析、数模建立、虚拟试验分析等也被采用。新一代减速器设计开发 的突出特点是：不仅在产品性能参数上进一步进设计上完全遵从模块化设计原则，产 品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应现代 工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特点，这些都对基础件产品 提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地进行二次开发和持续改进，以满 足快速多变的市场需求。 1.2.4 国内与国外差距国内与国外差距 我国的车用减速器开发设计不论在技术上、制造工艺上，还是在成本控制上都存 5 在不小的差距，尤其是齿轮制造技术缺乏独立开发与创新能力，技术手段落后。目前 比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理 方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次，缺乏有国际影响力的产品品牌，行业 整体散乱情况依然严重。 这需要我们加快技术创新、 技术进步的步伐， 提高管理水平， 加快与国际先进水平接轨，开发设计适应中国国情的高档车用减速器总成，由仿制到 创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距。目前，上汽集团、东风、一汽、北汽 等各大汽车集团也正在开展合作项目，希望早日实与世界先进技术的接轨，争取设计 开发的新突破。 1.3 课题研究内容课题研究内容 汽车主减速器是汽车驱动桥中的一个重要部件，汽车驱动桥处于动力传动系的末 端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理的分配给左、右 驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力和横向力。驱动 桥一般由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳组成。 本次设计主要先了解驱动桥的原理，对 BJ2022 汽车驱动桥中的主减速器进行了详细 的设计，对弧面锥齿轮的加工进行工艺分析，制作工艺卡片。在设计过程中，根据汽 车设计的原则与步骤，进行了详细的计算，还对各部件进行了强度的校核。在本设计 中还采用了 AutoCAD 绘图软件进行了零件图、部件装配图的绘制。 6 2 主减速器的设计主减速器的设计 2.1 主减速器概述主减速器概述 汽车主减速器有单级式、 双级式等几种。 由于单级式主减速器结构简单、 质量小、 尺寸紧凑以及造价低。广泛用在主减速比 0 7.6i 时，取0 P f = 带入公式得： 29200 0.365 (0.030.20)1263.58 1 0.97 2 cf TN m =+= 在上述确定从动锥齿轮计算转矩的三种方法中，第 1、2 两种方法用于确定最大 计算转矩，应该取他们之中较小的数值。设 cm T 是确定的最大计算转矩，则 min(,) cmcecs TTT= cm T 用于进行静强度计算和用做选择锥齿轮主要参数的依据。利用第 3 种方法确 定的计算转矩（日常行驶平均转矩） cf T 则用来进行锥齿轮的疲劳强度计算。 4） 、主动锥齿轮的计算转矩为： 0 c Z G T T i = (2- 4) 式中，ZT 为主动锥齿轮的计算转矩(mN )；cT 为从动锥齿轮的计算转矩即 ccs TT=； 0 i 为主传动比； G 为主、从动锥齿轮间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮副， G 取 95%；对于双曲面齿轮副，当 0 6i 时， G 取 85%，当 0 6i 时， G 取 90%。本文 取 90%。将各数据代入公式得： 6592.58 1609.91 4.55 0.9 Z TN m= 11 2.4.3 主减速器齿轮基本参数的选择主减速器齿轮基本参数的选择 在选定主减速比，主减速器的减速形式，齿轮类型及计算载荷以后，可根据这些 已知参数选择主减速器齿轮的最主要的几项参数。 主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数 1 Z和 2 Z，主、从动锥齿轮大端 分度圆直径 1 d 、 2 d ，端面模数 t m ，主、从动锥齿轮齿面宽 1 b 和 2 b ，中点螺旋角， 法向压力角等。 1） 、主、从动锥齿轮齿数 1 Z和 2 Z 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， 1 Z、 2 Z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少 于 40； 3)为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车， 1 Z 一般不少于 9；对 于货车， 1 Z 一般不少于 6； 4)当主传动比主较大时，尽量使 1 Z 取得少些，以便得到满意的离地间隙； 5)对于不同的主传动比， 1 Z和 2 Z应有适宜的搭配。 表 2.1 传动比齿数表 传动比（ 1 2 Z Z ） 推荐的主动齿轮最小齿数 （ 1 Z） 主动齿轮齿数允许范围 （ 2 Z） 2.0 17 1519 2.5 15 1216 3.0 11 1014 3.5 10 912 4.0 9 810 4.5 8 79 5.0 7 69 6.0 6 58 7.0 6 57 8.0 5 56 12 参考表 2.1，选取 1 Z =8 ， 2 Z =37 2） 、从动锥齿轮大端分度圆直径 2 d 和端面模数 t m 2 d 可根据经验公式初选，即 2 3 2dC dKT= (2- 5) 式中： 2 d K直径系数，一般取 13.016.0； c T从动锥齿轮的计算转矩， ，为 ce T 和 cs T 中的较小者。 所以 2 3 3 2 (1316)6592.58243.76300.01 dc dKTmmmm=: 初选 2 250mmd = 则 2 2 250 6.76 37 t d m z = 并用下式较核： 3 3 (0.3 0.4)6592.58 5.63 7.50 tmc mkT= = = (2- 6) 所以7 t m =满足要求，则 22 7 37259 t dmZmm=。 式中： t m- 齿轮大端端面模数； m k - 模数系数，取0.30.4 m k =； 3） 、从动齿轮齿面宽 2 b 双曲面齿轮的齿面宽一般取为： 22 0.1550.155 25940.15bdmmmm= 故初取从动齿轮齿面宽 2 40bmm= 4） 、双曲面齿轮的偏移距 E 对于轿车、轻型客车、货车，E 值不应超过从动齿轮节锥距 0 A 的 40%，或接近 于 2 d 的 20%。 故偏移距 E 可取 2 20%20% 25951.8Edmmmm= 故初取偏移距=50mmE 13 5） 、中点螺旋角 的选择 双曲面齿轮传动由于有了偏移距 E，使主、从动齿轮的中点螺旋角不等，且主动 齿轮的大，从动齿轮的小。但是，在选择螺旋角的时，应考虑它对齿面重叠系数轮齿 强度和轴向力的影响。螺旋角应足够大，但螺旋角过大会使轴向力过大，因此兼顾考 虑。 汽车主减速器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，在此初选用为 35。 6） 、螺旋方向 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受 的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这 样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。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。 7） 、法向压力角 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切得最少齿数。但对于 小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。 因此，对于小负荷工作的齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对 于双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相等的，但是主动齿轮轮齿两侧的压力 角是不相等的。选取平均压力角时，乘用车为 19或 20，商用车为 20或 2233 。本 设计是 BJ2022 越野车，因此法向压力角为 为 20。 2.4.4 主减速器准双曲面圆锥齿轮的集合计算主减速器准双曲面圆锥齿轮的集合计算 表 2.2 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表 序号 计算公式 数值 注 释 1 1 Z 8 小齿轮齿数 2 2 Z 37 大齿轮齿数 14 3 t m 7mm 模数 4 2 b 40mm 大齿轮齿面宽 5 20 压力角 6 1gt hH m= 11.27mm 齿工作高 g h, 1 H查表 2.3 取 1.61 7 2t hH m= 12.52mm 齿全高h, 2 H查表 2.3 取 1.788 8 90 轴交角 9 11t dm Z= 56mm 小齿轮分度圆直径 10 112 arctanZZ = 12.2 小齿轮节锥角 11 21 90= 77.8 大齿轮节锥角 12 011 2sinAd= 132.50mm 节锥距 13 3.1416 t tm= 21.99 周节 14 2at hK m= 2.275mm 大齿轮齿顶高 2 h, a K查表 2.3 取 0.325 15 12g hhh= 8.995mm 小齿轮齿顶高 1 h 16 11 hhh = 3.525mm 小齿轮齿根高 17 22 hhh = 10.245mm 大齿轮齿根高 18 g hhc= 1.25mm 径向间隙 19 110 arctanhA = 152 小齿轮齿根角 20 220 arctanhA = 4.42 大齿轮齿根角 21 0112 =+ 16.62 小齿轮面锥角 22 0221 =+ 79.32 大齿轮面锥角 15 23 111R = 10.68 小齿轮根锥角 24 222R = 73.38 大齿轮根锥角 25 01111 2cosddh=+ 73.58mm 小齿轮外缘直径 26 02222 2cosddh=+ 259.96mm 大齿轮外缘直径 27 2 0111 sin 2 d h= 127.60mm 小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离 28 1 0222 sin 2 d h= 25.78mm 大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离 29 2Kt sS m= 5.859mm 大齿轮理论齿厚 2 s， K S查表2.4取0.837 30 12 sts= 16.131mm 小齿轮理论齿厚 31 35 螺旋角 表 2.3 载货、公共、牵引汽车或压力角为 20 的其他汽车锥齿轮的 1 H、 2 H和 a K 主动齿轮齿数 1 Z 5 6 7 8 9 10 11 从动齿轮最小齿数 2min Z 34 33 32 31 30 29 26 法向压力角 20 螺旋角 3540 35 齿工作高系数 1 H 1.430 1.500 1.560 1.610 1.650 1.680 1.956 1.700 齿全高系数 2 H 1.588 1.666 1.733 1.788 1.832 1.865 1.882 1.888 大齿轮齿顶高系数 a K 0.160 0.215 0.270 0.325 0.380 0.435 0.490 0.46+ () 2 12 9.30 zz 16 表 2.4 锥齿轮的大齿轮理论齿厚 K S z 2 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 2.4.5 主减速器锥齿轮强度计算主减速器锥齿轮强度计算 在完成主减速器齿轮的几何计算之后，要验算其强度，以保证其有足够的强度和 寿命以及安全可靠地工作。 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。 汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳 折断和由表面点蚀引起的剥落。 主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽 车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。 汽车驱动桥的最大输出转矩 ce T 和最大附着 转矩 cs T 并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲 劳损坏的依据。 1） 、主减速器准双曲面齿轮的强度计算 1、单位齿长上的圆周力 在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其齿轮上的假定单位压 力即单位齿长的圆周力来估算，即 2 F p b = (2- 7) 式中：F作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩 emax T和最大附着力矩 2r Gr 两 种载荷工况进行计算； 2 b 从动齿轮的齿面宽，在此取40mm。 按发动机最大转矩计算： 17 3 max 1 2 10 2 eg Ti p d b = (2- 8) 式中： maxe T发动机输出的最大转矩，在此为180N m； g i 变速器的传动比，在此取一档传动比3.93； 1 d 主动齿轮节圆直径，在此取56mm。 带入公式得： 3 3 max 1 2 10 180 3.93 10 /631.61/ 56 40 22 eg Ti pN mmN mm d b = 按最大附着力矩计算： 3 2 2 2 10 2 r Gr p d b = (2- 9) 式中： 2 G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽 车最大加速时的负荷增加量，在此为14600N； 轮胎与地面的附着系数，在此取1.0； r r 轮胎的滚动半径，在此取0.365m。 带入公式得： 33 2 2 2 1014600 1.0 0.365 10 /1028.76/ 259 40 22 r Gr pN mmN mm d b = 表 2.5 许用单位齿长上的圆周力 参数 按发动机最大转矩计算时 按驱动轮打滑转 矩计算时 轮胎与地面 的附着系数 汽车类别 一挡 二挡 直接挡 轿车 893 536 321 893 085 货车 1429 - - - - 250 1429 085 大客车 982 - - - - 214 - - - - 085 牵引车 536 - - - - 250 - - - - 065 18 在现代汽车设计中，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 时高出表的20%30%:。 故上述两种计算方法均符合标准。 2、轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为： 3 0 2 2 10 csm w TKKK Kb z mJ = (2- 10) 式中： c T 该齿轮的计算转矩； 0 K 超载系数；在此取1.0； s K 尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关， 当1.6m 时， 4 25.4 s m K =，在此 4 7 0.72 25.4 sK =； m K 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，=1.001.10 m K:，当 一个齿轮用骑马式支承时取 m=1.10 1.25K:，支承刚度大时取最小值； K质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精 度高时，可取=1.0K； z计算齿轮的齿数； m端面模数； J计算弯曲应力的综合系数（或几何系数） 。计算弯曲应力时本应采用轮齿 中点圆周力与中点端面模数， 今用大端模数， 而在综合系数中进行修正。 选取小齿轮的=0.29J大齿轮=0.23J。 带入公式得： 3 22 1 2 2 101609.91 1.0 0.72 1.10 509.82/700/ 1.0 44 8 70.29 w N mmN mm = 3 22 2 2 2 106592.58 1.0 0.72 1.10 626.07/700/ 1.0 40 37 70.23 w N mmN mm = 19 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 3、轮齿的表面接触强度计算 双曲面齿轮轮齿齿面的计算接触应力为 3 0 1 210 pzsmf j CT K K K K dK bJ = (2- 11) 式中： z T主动齿轮计算转矩； p C 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 1 2 232.6/Nmm ； s K 尺寸系数， 它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响， 在缺乏经验的情况 下，可取1.0； f K 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等） ，即表 面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等） 。一般情况下， 对于制造精确的齿轮可取1.0； J计算接触应力的综合系数（或称几何系数） 。它综合考虑了啮合齿面的 相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽 及惯性系数的因素的影响，选取0.29J =。 带入公式得： 3 22 232.62 1609.91 1.0 1.0 1.10 1.0 10 2295.12/2800/ 561.0 40 0.29 j N mmN mm = 由于主、从动齿轮大小几乎相当，所以均满足接触强度要求。 20 3 轴的设计轴的设计 3.1 主动锥齿轮轴的设计主动锥齿轮轴的设计 3.1.1 锥齿轮齿面上的作用力锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿 齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。 为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于 变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩 处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量 转矩dT进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算： 3 1 33 3 33 3 2 22 3 1 11max 100100100100100 1 + + + = TR gRiR T gi T gi T gied f if f if f if f ifTTL(3- 1) 式中：maxeT发动机最大转矩，在此取 180N m； 1 if ，2if iRf 变速器在各挡的使用率，可参考表 3.1 选取； 1gi，2gigRi变速器各挡的传动比； 1Tf，2TfTRf变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表 3.1 选取； 21 表 3.1 i f及 T f的参考值 车 型 变速器 i f T f 挡位 轿车 公共汽车 载货汽车 挡 挡 挡 挡带超速挡 挡 挡带 超速挡 挡 T K80 T K80 i f 挡 挡 挡 挡 挡 超速挡 1 9 90 1 4 20 75 0.8 2.5 16 80.7 2 6 27 65 1 4 15 50 30 1 3 11 85 0.5 3.5 7 59 30 0.5 2 5 15 77.5 T f 挡 挡 挡 挡 挡 超速挡 60 60 50 70 65 60 60 65 60 50 50 70 70 60 60 70 70 60 60 75 50 60 70 60 50 60 70 70 70 50 60 70 70 60 注：表中 max 0.1 e T a T K G =，其中 maxe T发动机最大转矩； a G 汽车总重力。 经计算 d T 为 171.98mN。 3.1.2 齿齿宽中点宽中点处的圆处的圆周力周力 齿宽中点处的圆周力为 22 2 m T P d = (3- 2) 式中：T 作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩； m d 该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径； 2222 1 12 2 sin m mm ddb Z dd Z = = 式中： 1m d， 2m d主、从动齿面宽中点分度圆的直径； 2 b 从动齿轮齿宽； 2 d 从动齿轮节圆直径； 1 Z ， 2 Z 主、从动齿轮齿数； 2 从动齿轮的节锥角。 由上式可以算出： 1 47.55 m dmm=， 2 219.9 m dmm=。 主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 1 2 171.98 1000 47.557233.65PN = 3.1.3 锥齿轮的轴锥齿轮的轴向力和径向力向力和径向力 一级减速机构作用在主、从动锥齿轮齿面上的轴向力 A 和径向力 R 分别为： () 1 1 tansinsincos cos P A =+ (3- 3) () 1 1 tancossinsin cos P R = (3- 4) 由上面已知可得： 1 1 5629.88 2071.14 AN RN = = 23 3.1.4 轴和轴承的计算轴和轴承的计算 主动锥齿轮轴的设计计算：对于轴是用悬臂式支撑的，如图 3.1 所示，齿轮以其 齿轮大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增加支承刚度，应使两轴承的 支承中心距b比齿轮齿面宽中点的悬臂长度a大两倍以上，同时尺寸b应比齿轮节圆 直径的 70%还大，并使齿轮轴径大于或小于悬臂长a。为了减小悬臂长度a和增大支 承间距b，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以使b拉长、a缩短， 从而增强支承刚度。由于圆锥滚子轴承在润滑时，润滑油只能从圆锥滚子轴承的小端 通过离心力流向大端，所以在壳体上应该有通入两轴承间的右路管道和返回壳体的回 油道。 图 3.1 主动齿轮的支持型式 另外，为了拆装方便，应使主动锥齿轮后轴承（紧靠齿轮大端的轴承）的支承轴 径大于其前轴承的支持轴径。 根据上面可算出轴承支承中心距 1 70%39.2bdmm=，在这里取60.9bmm=。 轴承的的选择，在这里选择主动锥齿轮后轴承为圆锥滚子轴承 30209 型，前轴承 为圆锥滚子轴承 30207 型。 由此可得到： 12 ( cos4) 2 b aa=+ (3- 5) 式中： 2 a 轴承的最小安装尺寸，由机械设计课程设计书可查得 2 5amm=。 则38.76amm=，取a=31.4mm。 24 3.1.5 齿轮轴承径向载荷的计算齿轮轴承径向载荷的计算 轴承 A、B 的径向载荷分别为： ()() 22 1 1 0.5RP aR aA d b =+ 前 (3- 6) ()() 22 1 1 =0.5RP cR cA d b + 后 (3- 7) 式中：92.3cabmm=+= 带入公式得： 4027.72 10977.13 RN RN = = 前 后 3.1.6 主动锥齿轮轴参数设计主动锥齿轮轴参数设计 图 3.2 主减速器锥齿轮轴 此轴为花键轴，初选为 3 m dK T= (3- 8) K 取 4.0， m T 为变速器输出的最大转矩，则 25 3 4180 3.9335.64dmm= 由于花键为标准件，所以查表得花键内径32mm，外径35mm。 其轴的从左往右各段的尺寸为： 第 1 段：主动锥齿轮，其齿宽为 44mm，大端分度圆直径为 56mm，齿顶圆直径 为 73.58mm； 第 2 段：直径为 47mm，宽度为 4mm； 第 3 段：直径为 41mm,长 4mm； 第 4 段：这段与轴承相配合，其选用的轴承代号为 30209,，其小径为 45mm，大 径为 85mm，小径宽为 20.75mm，其轴的直径为 45mm，宽度为 20mm； 第 5 段：直径为 41mm，长 30mm； 第 6 段：这段与轴承配合，其选用的轴承代号为 30207，其小径为 35mm，大径 为 72mm，小径宽度为 18.25mm。其轴的直径为 35mm，宽度为 16mm； 第 7 段：花键轴，花键小径为 32mm，大径为 35mm，花键轴宽为 40mm； 第 8 段：螺栓轴，螺栓直径为 M30。螺栓长度为 40mm。 由此计算可得主动锥齿轮的总长度为 201mm。 3.1.7 主动锥齿轮轴的主动锥齿轮轴的校核校核 齿轮上受到的计算转矩为 1609.91mN ，齿轮的圆周力=7233.65PN，轴向力 5629.88AN=，径向力2071.14RN=，并还知道两轴承受径向力和轴向力分别为 4027.72RN= 前 ，10977.13RN= 后 ；0= 前 A，5629.88AN= 后 。其轴承所受的轴向力 与轴受到的轴向力是一对作用力与反作用力，径向力也是一对作用力与反作用力。规 定齿轮受的轴向力和径向力为正，前、后轴承给轴的力的方向分别与锥齿轮受的力方 向相反，则为负；径向力 前 R 为正， 后 R 为负。后面花键轴和螺栓轴可以不用计算，其 结果不受多大影响。 26 图 3.3 主动锥齿轮轴受力图 求出水平面上的弯矩并画出弯矩图： 60.9668.51 aV MRN m= 后 规定顺时针方向为负，其齿轮受到的弯矩为正，后齿轮受到的弯矩为负，前 齿轮受到的弯矩为正，如图 3.4 所示： 图 3.4 垂直面上弯矩图 求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图： 60.9342.86 aR MAN m= 后 根据上面的方向，弯矩图如图 3.5 所示： 27 图 3.5 垂直面上弯矩图 合成弯矩可得： 22 751.3 aVaR MMMN m=+= 后 由上面的图可知，在后轴承受力点上的弯矩最大。 计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择 20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲 许用应力 1 150 b MPa=，则： 3 1 28.35 0.1 b M dmm = 后 (3- 9) 由于轴最小处的直径也大于 28.35mm，所以校核成功。 28 4 从动锥齿轮的工艺加工从动锥齿轮的工艺加