（固体力学专业论文）汽车后桥主减速器装配过程的力学性能分析与隔套选型.pdf

汽车后桥主减速器装配过程的力学性能分析与隔套选型 摘要 在对国内外汽车装配行业目前的状况做了充分调研的基础上，从中国汽车 行业的国情出发，本文研究后桥主减速器总成装配技术中的力学问题。 本文剖析了主减速器总成结构，找出后桥装配过程中的主要力学因素。传 统的影响主减速器总成装配质量的技术之一是确定垫片的厚度。基于装配过程 中预紧需要的预紧力矩，通过理论分析获得拧紧力矩和轴向力的关系，建立了 主减速器总成装配中的力学模型。 使用有限元法对主减速器装配过程进行了数值分析，定量获得合适的垫片 厚度，同时通过调整垫片厚度，可以了解到垫片厚度对主减速器主齿总成的力 学性能影响，轴承预紧力变化的规律。同时，在选择合适的垫片厚度时，得到 轴向预紧力在各部件间分配比例的变化情况。本文结果有益于提高主减速器装 配质量和控制轴承预紧效果。 另一方面，给出装备后主减速器的应力分布场，从而完成其结构强度的分 析和评介，为改进主减速器的设计和制造提供理论依据。 通过对隔套的功能和结构的分析，特别是了解到国外一些车型采用弹性隔 套的基础上，本文对现有隔套进行外形上的改变，并且找出了隔套形状改变对 主减速器主齿总成结构的力学性能影响的规律。这也是对弹性隔套优化设计的 一种尝试。 关键词；后桥装配技术，主减速器。轴承预紧，有限元分析，隔套，垫片 a n a l y s i so ft h em e c h a n i c a lc a p a b i l i t yi nt h ea s s e m b l e d t e c h n i q u eo ft h em a i nr e d u c e r o fr e a ra x l ea n ds e l e c t i o no f t h et y p ef o rt h es l e e v eg a s k e t s a b s t r ac t t h i sp a p e rs t u d i e st h em e c h a n i c a lc a p a b i l i t yo ft h ea s s e m b l yo ft h em a i n r e d u c e rb a s e do nt h ei n v e s t i g a t i o no fn a t i o n a la n di n t e r n a t i o n a la s s e m b l yl i n eo f t h em a i nr e d u c e r t h r o u g ha n a l y z i n gt h es t r u c t u r eo ft h em a i nr e d u c e r ，s o m em e c h a n i c a lf a c t o r s ， w h i c ha f f e c tt h eq u a l i t yo ft h ea s s e m b l i n gp r o c e s so ft h er e a ra x l e ，a r ef o u n do u t t h et r a d i t i o n a lt e c h n i q u ei na s s e m b l i n gr e a ra x l ei sh o wt od e t e r m i n et h et h i c k n e s s o ft h e g a s k e t b a s e do np r e t i g h t e nm o m e n ti n t h ep r o c e s so fa s s e m b l y ，t h e a n a l y t i c a lm o d e lo ft h em a i nr e d u c ei se s t a b l i s h e dt h r o u g ht h e o r e t i c a la n a l y s i so f t h ec o n n e c t i o nb e t w e e ns c r e w e dm o m e n ta n da x l ef o r c e b yu s i n gf i n i t e e l e m e n ta n a l y s i s ，t h es u i t a b l et h i c k n e s so ft h eg a s k e ti s o b t a i n e d w ec a nl e a r nt h ei n f l u e n c eo fm e c h a n i c a lc a p a b i l i t yo fm a i nr e d u c e r sa n d f i n dt h ev a r i a b l er u l eo ft h ep r e - t i g h t e n i n gf o r c ew i t ha d j u s t i n gt h et h i c k n e s so f g a s k e t s t h er e s u l t so ft h ep a p e ri sb e n e f i c i a lt oi m p r o v et h ea s s e m b l i n gq u a l i t yo f m a i nr e d u c e ra n dt oc o n t r o lp r e - t i g h t e np u r p o s eo ft h ea x l e i nt h es e c o n dp a r t ，w eo b t a i ns t r e s sf i e l da n dd i s p l a c e m e n tf i e l do ft h em a i n r e d u c e ra f t e ra s s e m b l y b yf i n i t ee l e m e n tm e t h o d a sar e s u l t ，s t r e n g t he v a l u a t i o no f t h em a i nr e d u c e ri sp e r f o r m e d b a s e do nt h e s er e s u l t s ，s o m et h e o r e t i cs u g g e s t i o n s f o r t h ed e s i g na n dm a n u f a c t u r eo ft h em a i nr e d u c e ra r ep r o v i d e d a c c o r d i n gt ot h es l e e v eg a s k e t sf u n c t i o na n di n v e s t i g a t i o no ft h ea p p l i e d s t a t u so ff o r e i g nc o u n t r i e sa b o u te l a s t i cs l e e v eg a s k e t ，w es u g g e s tt h a tt h es h a p eo f s t i f fs l e e v eg a s k e t s ，w h i c ha r eu s e dc u r r e n t l yi nc h i n a ，s h o u l db ec h a n g e d t h e p r e s e n tp a p e rp r o p o s e dan e wt y p eo fs l e e v eg a s k e tw i t hm o r ef l e x i b i l i t yi n s t e a do f o r i g i n a l s t i f fo n ei no r d e rt o i m p r o v et h em e c h a n i c a lc a p a b i l i t y o ft h em a i n r e d u c e r k e yw o r d s ：a s s e m b l yo fr e a ra x l e ，m a i nr e d u c e r , b e a r i n gp r e t i g h t e n e d ，f i n i t ee l e m e n t a n a l y s i s ，s l e e v eg a s k e t ，g a s k e t 插图清单 图2 - 1 主减速器总成装配图5 图2 2 东风e q l 0 9 0 e 型汽车驱动桥主减速器差速器总成图6 图2 3 轴向载荷与轴向变形之间的关系1 0 图3 1斜锥齿轮受力图13 图3 - 2 螺纹副受力图15 圈3 - 3 螺纹副受力图1 5 图3 - 4 螺纹副受力图1 5 图3 5 计算简图17 图3 - 6 受力图】7 图3 7 受力图，1 7 图3 8 圆筒受力图1 8 图3 - 9 过盈示意图1 8 图3 1 0 力学简化模型1 9 图4 1圆锥滚子示意图2 1 图4 - 2 圆锥滚子图2 2 图4 3 传力示意图，2 3 图4 - 4 单个圆锥滚子图2 3 图4 5 滚子受力平面图2 4 图4 - 6 主减速器总成总图2 6 图4 - 7 总成简化剖面图2 6 圈4 8 锁紧螺母受力圈2 7 图4 - 9 凸缘简化图2 8 图4 1 0 上滚子轴承图2 8 图4 1 1 上滚子轴承示意图2 9 图4 1 2 上滚子轴承外圈图2 9 图4 1 3 垫片受力示意图3 0 图4 1 4 隔套剖面图3 1 图4 1 5 下滚子轴承外圈图3 1 图4 1 6 下圆锥滚子图3 2 图4 1 7 下圆锥滚子受力图3 2 图4 1 8 主轴剖面图，3 3 图4 - 1 9 主轴所受竖向力图3 3 图4 2 0 主轴受力简化图3 3 图4 2 1 主减外壳受力图3 4 图4 2 2 主减外壳受力简化图3 4 图4 2 4 示意图，3 5 图4 2 3 主减速器剖面图3 5 图4 2 5 示意图3 5 图5 1 示意图，3 9 图5 - 2 主减外壳计算简图3 9 图5 - 3 计算模型，3 9 图5 - 4 边界条件4 0 图5 5 边界条件4 0 图5 - 6 d i s p l a c e m e n gx 4 l 图5 7盯，图4 1 图5 8c o n t a c tn o r m a lf o r o e 4 2 图5 9 e q u i v a l e n ty o nm i s e ss t r e s s 4 2 图5 1 0 示意图，4 3 图5 - 1 l 计算简图4 3 图5 1 2 计算模型，4 3 图5 1 3 边界条件4 3 图5 1 4 边界条件，4 4 图5 1 5d i s p l a c e m e n tx ，4 4 图5 1 6 仃，4 5 图5 1 7c o n t a c tn o r m a lf o t e e 4 5 图5 一1 8e q u i v a l e n ty o nm i s e ss t r e s s 4 6 图5 1 9 主减速器剖面图4 7 图5 2 0 计算模型4 7 图5 2 l 边界条件4 8 图5 2 2 边界条件4 8 图5 2 3 接触设置，4 9 图5 2 4d i s p l a c e m e n tx 4 9 图5 2 5d i s p l a c e m e n ty ，4 9 图5 2 6 盯，5 0 图5 2 7e q u i v a l e n ty o nm i s e ss t r e s s ，5 0 图5 2 8e q u i v a l e n ty o nm i s e ss t r e s s ，5 0 图5 2 9 示意图5 l 图5 3 0e q u i v a l e n ty o nm i s e ss t r e s s ，5 2 图5 3 le q u i v a l e n ty o nm i s e ss t r e s s 5 2 图5 3 2 垫片厚度和最小转动力矩的关系s 3 图5 3 3 示意图。5 3 图5 3 4 切片图5 4 图5 3 5 竖向力的分配5 4 图6 - 1 隔套剖面图5 6 图6 2 隔套示意图5 7 图6 3 隔套对照，5 7 图6 - 4 模型图5 8 图6 5 模型简图5 8 i 羽6 6d i s p l a c e m e n tx 5 9 图6 7d i s p l a c e m e n ty 5 9 图6 - 8d 。图，5 9 图6 9e q u i v a l e n tv o nm i s e ss t r e s s 5 9 图6 1 0e q u i v a l e n tv o nm i s e ss t r e s s 6 0 图6 1 1e q u i v a l e n ty o nm i s e ss t r e s s 6 1 图6 1 2e q u i v a l e n ty o n m i s e ss t r e s s 6 1 图6 1 3 垫片厚度和最小转动力矩的关系，6 2 图6 1 4 切片图6 2 图6 1 5 竖向力的分配6 3 袁5 1 表5 2 表5 3 表5 - 4 表5 - 5 表6 ，1 表6 2 表格清单 料参数表 盈配合后各点的位移 箍配合后各点的位移 片厚度与力矩 同厚度的挚片对力分配的影响 片厚度与力矩 同厚度的垫片对力分配的影响 3 7 4 l 4 5 5 2 5 4 6 1 6 3 独创性声明 本人声明所是交韵学位论文是本人在导师指导下进行的研究1 ：作及取得的埘究成 果。据我所知，除了文中特另, jj j d 以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发丧 或撰写过的研究成果。也不包含为获得 金照王些盍堂 或其他敦百机构的学何或 证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了 明确的说明并表示谢意。 必黼掀斟、 签字日期2 6 b 钒月f 譬日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解金墼王些太堂有关保留、使用学位论文的规定，有权保 留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅和借阅。本人授 权佥墼王些盍堂可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采 用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书) 学位论文作者签名： 签字日期；丕。c 年1 月i 孚日 学位论文作 1 作单位： 通讯地址： ；a 叩p 导师签名 锋耀 签字日期；。6 年月i 庐 电话 邮编 致谢 本论文是在牛忠荣教授的悉心指导下完成的。 首先我要感谢牛老师三年来对我的辛勤教育和培养。本文从选题、展j 1 ：到 最后的定稿，牛老师都付出了大量的心血，我表示由衷的感谢。在三年的学习 中，导师扎实深厚的理论知识，严谨求实的治学态度，精益求精的敬业精神， 诲人不倦的良好风范，值得我终生学习。从牛老师身上，我不仅学到了专业知 识和学习方法，更学习到很多做人的道理，这是我的研究生生活的一笔无价的 财富，我再次表示深深的谢意。 我还要对我的任课老师王建国院长、王左辉教授、刘华教授、盛宏玉教 授和白嘉楠副教授致以衷心的感谢和诚挚的敬意。 本文的顺利完成也离不开土建学院许多老师的帮助，在此感谢周焕林主任、 程长征老师、胡宗军老师和杨韶明老师等诸位老师的支持。 同时，我还要感谢夏绍凯、孙宗云、周华聪、许在明、刘杰斌、葛大丽、 崔书文、贺资辉、胡龙飞等同学在学习和生活上的帮助。 最后，我要感谢父母的养育之恩，他们勤劳朴素的作风、诚实善良的品德， 是我一生的榜样。 本文研究工作得到教育部博士点基金项目( 2 0 0 5 0 3 5 9 0 0 9 ) 和安徽省自然科 学基金项目( 0 5 0 4 4 0 5 0 3 ) 资助。 作者：曹张 2 0 0 6 年6 月 第一章绪论 1 1 本文工作的背景 汽车工业是国家工业化水平的代表性产业，也是最典型的成熟性产业，它 的产业关联度大。汽车工业的振兴能带动相关产业的发展，相关产业的发展又 支撑着汽车工业的振兴。正是基于汽车工业的产业关联度大及紧跟时代，特别 是技术创新步伐和高投入、高产出的规模经济之特点，汽车工业已成为世界公 认的推动国民经济发展的火车头。我国也将汽车工业确定为国民经济发展的支 柱产业。 从世界范围看，汽车工业一直是全球最大的制造业部门，美国幸福杂 志每年列出的全球5 0 0 强大企业名单中，汽车企业往往占2 0 至3 0 家左右，而 且福特、通用、丰田等几个大汽车企业一般都排在前1 0 名。这几十家汽车企业 的每年总收入相当于英国或意大利当年的g d p 。日本经济在7 0 年代的腾飞与 其当时汽车工业的发展有极大的关系。7 0 年代在日本汽车工业蓬勃发展并逐步 成为世界新霸主时，其2 0 钢材、2 5 机床、5 0 叽橡胶、6 0 玻璃和9 0 汽 油的生产和消费都是由于汽车业的发展而拉动的。 从8 0 年代起，我国汽车工业迸入了突飞猛进的全面发展阶段。其中，在 1 9 9 4 年将汽车工业列入我国第一个发展的支柱产业发展纲要后，其发展速度更 加迅猛。目前它已经成为我国经济增长的一个新的主要增长点，正逐步成为带 动我国国民经济发展与增长的重要支柱产业。经过儿十年的发展，尤其是1 9 9 4 年汽车工业产业政策颁布以后，中国汽车行业的技术结构、产品结构和市场结 构有了很明显的变化，原来“缺重少轻，轿车几乎空白”的局面已经发生根本 变化。 根据世界2 0 0 0 年汽车产量估计，该年变速箱和桥减速器产量高达3 0 0 0 万 台以上，产值达佰亿美元。中国市场2 0 0 0 年生产汽车1 7 0 余万辆，变速箱和桥 减速器产值数十亿人民币。到2 0 t 0 年，中国国内汽车产量计划将达6 0 0 余万辆， 变速箱和桥减速器产值将突破佰亿人民币。 驱动桥由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等几部分组成，其功用是将 万向传动装置传来的发动机转矩传给驱动车轮，实现降速以增大转矩。主减速 器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动机纵置的汽车来说。 主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。汽车正常行驶时，发动机的转速 通常在2 0 0 0 至3 0 0 0 r r a i n 左右，如果将这么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霈很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半 径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。另外，转速下降，而扭 矩必然增加，也就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，可使主减速器前面 的传动部件如变速箱、分动器、力向传动装置等传递的扭矩减小，也可变速箱 的尺寸质量减小，操纵省力。 汽车桥减速器总成是汽车传动系最关键的部件之一，其装配质量赢接影响 汽车的运行平稳性、噪声、寿命及能耗。随着汽车工业的支柱地位加强，国际、 国内竞争的加剐；依靠烈技进步提高产品质量，降低成本已成为企业生存和发 展的唯一出路j 。 力学是一门基础学科，它所阐明的规律带有普遍的性质；力学又是一门技 术科学，它是许多工程技术的理论基础【3 ，“。对于力学问题，其控制方程和边界 条件易于确定，但除了一些简单问题可以给出解析外，绝大多数的问题不得不 求助于数值解。早在计算机出现之前，力学工作者就提出了若干种分析和设计 大型、复杂结构的计算方法，高速有效的数值计算是力学知识通向工程应用的 主要手段。2 0 世纪中叶，随着计算机问世，计算理论和数值方法得到了迅速发 展，有限元的诞生，标志着计算力学作为现代力学学科的重要分支之一，登上 了国际力学届的舞台。 具体工程项目，如土木工程、机械工程、航空航天工程等都和力学分不开 的。对于汽车主减速器鲍工作讥理韵力学分析，将会有助予我们迸一步对驱动 桥的优化设计提供理论保证。 1 2 国内外现状及发展趋势 日本丰田、韩国现代等公司，皆拥有自己先进的变速箱和桥减速器总成装 配线，其装配精度高、噪声低、寿命长，减速器装配工艺标准明显高于国内。 大部分装配线自动输送、自动上料、自动装配，部分零部件也采用人工上料， 机器装配；广泛采用测控技术和设各，进行在线测量；对垫片厚度、轴承预紧 力、螺母旋紧力、齿侧间隙等进行现场测量调试：大量采用可控力矩的螺母旋 紧机：整线自动化程度高，在线测量应用突出。 代表国内减速器和变速箱装配水平的有一汽、二汽车桥厂、上汽集团车桥 厂、上海汽车齿轮厂、江西汽车齿轮箱总厂。相对来说，上海汽车齿轮厂变速 箱总成装配线及上汽集团车桥厂减速器总成装配线较先进，它们是从德国引进 的，采用自动传输、强力扭紧。广泛应用在线测量，基本都是进口设备。单线 造价2 0 0 0 万以上，且只能装配一种规格变速箱和减速器，其投资不是一般企业 所能承受的，其大批量单品种的生产能力也不符合中国实际。二汽车桥厂最先 进的减速器装配线是八十年代末产品，其采用的选片机曾获国家科技进步三等 奖。但由于受当时条件的限制，仅有的一台测量设备的测控技术已丧失原有的 先进性其性能已满足不了现代汽车工业的高要求。二汽自己研制的强扭机由 于测量系统稳定性不过关，也早已成为一台死机。综观国内主要变速箱和车桥 厂家生产技术现状，大部分企业已认识到研制开发自己的装配测控技术和设备 已刻不容缓，这也是车辆传动系装配测量技术的发展主流。综合中国国情。新 研制的装配测控设备应适合多品种、中批量的生产情况，设备技术先进、造价 适中【6 l 。 1 3 课题的来源和主要研究方向 本课题研究背景是某汽车公司车桥厂。该厂在主减速器总成生产中，对于 装配过程中的仍存在生产效率低和关键技术未解决的问题。经过专家初步分析， 为装配过程中的力学问题未得到很好的解决造成的。现提出一种模拟主减速器 装配过程的分析方法，为彻底解决主减速器的装配问题提供依据。 汽车主减速器是汽车驱动桥中重要的传力部件，是汽车底盘中主要的减速增扭 部件。对于发动机纵置的汽车而言，主减速器采用圆锥齿轮式传动副，对装配 精度的要求很高。若调整不当，会使主、从动锥齿轮副啮合不良，造成工作时 异响、过热、磨损加剧，严重时还会造成主、从动锥齿轮副磨损过甚而报废【 。 我们开展了详细的资料查询工作，不但了解了国内知名汽车类企业的车桥及变 速箱装配技术现状，而且了解了国内知名汽车类企业的车桥及变速箱装配技术 现状以及发展趋势。课题组相关人员还对某汽车公司的现场装配线进行了实地 仔细的考察，拓宽了知识面，提高了方案制定的能力。 1 4 课题的主要研究内容 汽车传动系是指从发动机到车论之间变速和差速机构，主要有离合器、变 速箱、万向节、传动轴和桥减速器，其中变速箱总成和桥减速器总成是传动系 中最复杂的机构。变速箱为汽车提供变速服务，负责传动、换档、倒车等动作。 减速器把变速后动力分配到汽车两边驱动轮上，负责提供驱动、减速、转向差 速等功能。桥减速器总成的装配质量直接引想整车的使用性能和寿命。 在以发动机为动力的汽车机械式传动系中。驱动桥被用来将发动机发出的 扭矩传递到驱动轮，它具有如下功能：具有合适的减速比，是汽车具有良好的 动力性和经济性：具有差速作用，以保证汽车在转向或在不平道路上行驶时， 轮胎不产生滑拖现象；具有较大的离地间隙，以保证良好的通过性；尽可能减 轻重量，以减轻汽车自重。驱动桥使用频繁，所以故障率较高。据统计，在因 汽车故障引起的行车事故中。制动系统故障占6 0 以上【7 1 。而汽车制动性能主 要是由汽车的驱动桥总成决定的，因此汽车车桥的装配质量很大程度上影响着 汽车的行驶安全。汽车主减速器作为驱动桥的最关键部件，其装配质量的重要 程度不言而喻，从一些汽车的故障原因来看，主减速器总成装配中轴承刚度调 整垫片和齿轮啮合间隙调整垫片又是产生故障的主要原因，对主减速器调整装 置的合理选择已成为摆在面前必须解决的技术难题j 。 另外，在对主减速器总成分析的基础上，对主减速器总成隔套进行选型， 提出隔套优化的思想。 为完成上述目标，课题拟研究以下内容： ( 1 ) 主减速器主锥总成的装配技术研究 研究主减速器主锥总成的结构，分析其中的关键零部件的装配技术和装配 过程中需要控制的目标变量，找出提高装配质量的方法。 ( 2 ) 分析影响目标变量的因素 充分考虑影响目标变量的各种因素，为进一步的模型简化的科学的理论指 导。 ( 3 ) 力学模型简化 在对主减速器的工作原理的分析的基础上，抓住主要影响因素，去除次 要的影响因素，建立可行的力学模型进行分析。 ( 4 ) 数值计算和分析 通过有限元软件对力学模型进行数值计算和分析。 ( 5 ) 模型优化 根据数值计算和分析的结果对机构和机构中的零部件提出可行优化的方 案，并提出优化的具体方向。 使用有限元法对具体机械问题主减速器总成装配过程中的力学问题进行 力学分析。这样不但有助于结构中垫片厚度的确定问题，而且对总成结构和结 构中零部件的进一步优化设计工作提供了依据。 4 第二章后桥主减速器的结构及装配技术 2 1 汽车驱动桥功用、结构及主减速器结构 汽车驱动桥的功用是将万向转动装置传来的动力改变其传递方向，并由主 减速器减速增扭后传递给差速器，再分配到左右半轴，最后传至驱动桥，使汽 车行驶。 图2 2 为东风e q l 0 9 0 e 型汽车的驱动桥主减速器差速器总成的零件分解 图。一般汽车的驱动桥由主减速器、差速器、半轴和桥壳组成。万向转动装置 传来的动力依次经过主减速器、差速器和半轴最后传给驱动轮。主减速器可以 降低转速、增加扭矩、并改变转矩的传递方向，以适应汽车的行驶方向。差速 器的功用是在必要时可使汽车两侧的车轮以不同的转速旋转，以适应汽车转弯 及在不平道路上行驶。半轴的功用是将扭矩从差速器传给驱动轮。桥壳用以支 承汽车的部分重量，并承受驱动轮上的各种作用力，同时它又是主减速器、差 速器等传动装置的外壳【7 也。 图2 1 为主减速器主动锥齿轮总成装配图。主减速器的减速传动机构为一 对准双曲面圆锥齿轮，为保证主动锥齿轮有足够的支承刚度，主动锥齿轮1 1 与轴制成一体，前端支承在互相贴近而小端相向的两个圆锥滚子轴承4 和9 上。 2 2 主减速器装配技术要求 主减速器在装配过程中有一些关键的调整装置；主、从动齿轮之间必须有 图2 1主减速器总成装配图 0 1 2 6 正确的相对位置，方能使两齿轮啮合传动时冲击噪声较小，而且沿齿轮方向的 磨损较均匀。为此，在结构上一方面要使主、从动齿轮有足够的支承刚度，使 其在传动过程中不至于发生较大的变形而影响j 下常啮合：另一方面应有必要的 啮合调整装置 1 0 , i l l ，这些调整装置的选择和测量最终影响主减速器的装配质 量。 为了使主、从动齿轮有足够的刚度，必须提高轴承的旋转精度，增加轴承 装置的刚度，减小机器工作时的振动，必要时对主轴轴承采用预紧安装。 锥齿轮的啮合调整是指齿面啮合印痕和齿侧啮合间隙的调整。正确的啮合 印痕和齿侧啮合间隙是通过锥齿轮轴的轴向移动，从而改变主、从动锥齿轮的 相对位置来得到的。 主减速器的装配过程，不同的制造商，不同的车型都会有不一样。但其主 要的原理和过程是一样的。为了研究工作更好的进行。现选取某一个国内生产 厂家的某一个车型的总成的装配装配过程进行分析。主要的作业流程如下： 1 、将上下滚子轴承外圈压入外壳中，上下滚子轴承外圈和外壳之间为过盈配合。 2 、将主轴压入下滚子轴承内圈( 含下滚子轴承) ，主轴和下滚子轴承内圈之间 为过盈配合。 3 、按次序装好隔套、垫片、上滚子轴承内圈( 含上滚子轴承) 、凸缘、上垫片 和锁紧螺母。 4 、对锁紧螺母施加拧紧力矩m 。= 2 3 0 n m 后完成装配。 5 、检验使主轴空载转动的最小力矩帆，看m 。是否在2 0 n m 和3 0 n m 之间，即 2 0 n m 曼m os3 0 n m ，则装配完毕；力矩m 。太大或太小，即m 。 3 0 n m ，则必须卸下锁紧螺母调换合适的垫片并重复( 三) ，( 四) ，( 五) 的过 程，直至02 0 n m m 。3 0 n m 。 2 3 主减速器装配中圆锥滚子轴承的安装及预紧 2 3 1 圆锥滚子轴承的安装及预紧 对轴承施加预紧力，可以减小轴承的变形提高其疲劳寿命：预紧力也可增 加轴承的刚性和摩擦力。因此，确定合适的预紧力是使轴承达到最长寿命的关 键。 利用常规方法确定施加在每一轴承上的轴向力和受预紧力的轴承组的刚 度，既繁琐又费时。只需要现有轴承目录上的数据，用计算机对这些数据进行 辅助分忻和选择即可。预紧力是当轴承组静止时，施加其上的内部力。轴向预 紧力是通过在轴向上对轴承的内外圈相互挤压而产生的。这就减小了轴承变形， 而轴承变形量在轴向力降低时急剧上升，随载荷的增加而趋于稳定。施加预紧 力的目的是，将轴承特性移至曲线的较平坦的部分，从而获得较高的刚度，同 7 时可避兔轴承套圈和滚动体分离。滚于轴承的变形曲线比球轴承的变形曲线更 成线性关系，但预紧力仍能提高轴承刚度1 1 2 , 13 。 常用的圆锥滚子轴承预紧方法有以下几种： ( 1 ) 夹紧一对圆锥滚子轴承的外圈而预紧 采用这种方法预紧，操作方便，不需要设计相应的测量仪器和装置，但缺 点是无法控制预紧力的大小，因而不能用在对对预紧力有严格要求的情况下。 ( 2 ) 采用衬垫或隔套 两套轴承成对安装时，在内圈之间放置隔套和不同厚度的垫片，并视具体 情况改变垫片厚度，通过调蹩垫片厚度来达到各种不同的需要的顸紧量。 ( 3 ) 采用弹簧预紧 轴承安装到轴承部件中，始终用弹簧顶住不旋转外圈，预紧力的大小由弹 簧的压缩量来控制。此种预紧简单可靠，而且可以得到稳定的预紧力。但采用 该方法，轴承在预紧装置上的拆卸时间长，工人的劳动强度大，预紧不同规格 的轴承都必须设计制造相应的一整套预紧用的心轴和弹簧等零件，给生产的技 术准备工作带来麻烦。 轴承预紧还需要有一定的轴向紧固装置，轴向预紧紧固装置很多，选取时 应考虑轴向载荷的大小、转速的高低、轴承类型和在轴上的位置以及拆卸条件 等，载荷愈大，转速愈高，轴向固定愈要可靠 1 4 , 1 5 】。具体使用情况是：当载荷 较大时，轴承内圈多采用锁紧螺母、止动垫圈预紧，轴承外圈采用端盖、螺纹 环紧固；当载荷较小、转速较低时，轴承内圈多采用轴向弹性挡圈、紧定套和 退卸套。轴承外圈多采用孔用弹性挡圈、止动环等。 主动锥齿轮圆锥滚子轴承一般都是成对使用，装配时给予一定的预紧度， 以减小传动过程中因轴向力而引起的轴向位移，提高轴承的支承剐度，保证锥 齿轮副的正确啮合。但轴承预紧度又不能过大，否则摩擦和磨损增大，传动效 率低。为此，设有轴承预紧度的调整装置。广泛使用调整垫片调整，其中大多 数是两轴承夕 圈已定，用增减两轴承内圈之间的距离来调整，在两轴承之间装 有调整垫片，调整垫片的厚度即可改变两锥轴承内圈压紧后的距离，从而使轴 承预紧度得到调整。 2 3 2 主轴轴承的最小预紧荷载 预紧可以提高主轴单元的精度和刚度，减小的滚动体的公转和自转打滑。 基于以上目的，预紧载荷越大越好。但是，预紧载荷太大，高速旋转时将产生 大量的摩擦热，为提高轴承的精度、寿命和速度性能，希望预紧载荷越小越好。 因此确定最小的预紧载荷，对保证主轴的速度、刚度性能和精度寿命具有重要 的意义。 关于主轴轴承的预紧载荷，很多文献都进行了研究，目前确定最小预紧载 8 荷主要从润滑油的牵引特性和克服陀螺枢轴滑动两方面考虑。实际转动中轴承 始终承受径向力和力矩载荷，高速运转时，定压预紧下如果预紧载荷过小，很 小的径向力和力矩载荷可能使滚子在离心力作用下与内圈沟道脱离接触。润滑 油对滚子的牵引力很小，加之润滑油的阻尼作用使保持架的公转速度低于理论 速度；滚子进入载荷区时，牵引力使滚子的自转速度急剧增加，轴承摩擦力矩 迅速增大，严重时可能出现咬合和烧伤。同时滚子与内圈脱离将显著降低轴承 的刚性。因此，在径向力和力矩载荷作用下应选择合适的预紧载荷。 研究预紧载荷，确定最小预紧载荷的大小必须首先了解配对滚子轴承的预 紧原理。 ( 1 ) 配对圆锥滚子轴承的预紧原理 圆锥滚子轴承一般都是配对使用的，轴承本身的预紧并不需要多大的轴向 力。为了消除轴承在运转过程中滚动体受离心力矩作用，造成滚动体和滚道之 间产生相对滑动，导致轴、座圈分离倾向，确保轴承正常工作，必须施加一定 的轴向预紧力。 对于单个圆锥滚子轴承，轴向变形与轴向载荷之间的关系为： 皖= 9 8 k 。硭9 ( 2 - 1 ) 式中：皖一轴承的轴向变形量：k 。一弹性变形系数；曰9 轴向载荷。 由上式可以看出，单个圆锥滚予轴承的轴向交形与轴向载荷近似为线性关 系。因此单个圆锥滚子轴承不能用预紧的方法增加其刚度，但是成对安装的圆 锥滚子轴承。通过预紧可以提高系统支承刚度一倍左右 1 s l 。 ( 2 ) 轴承最小轴向预紧载荷的确定 虽然配对轴承在使用上优点很多，但预紧力的大小却对轴承性能有着极为 重要的影响。预紧力过大，虽然可以获得较高的轴向刚度及抗卸载能力，但却 使轴承的摩擦力矩增大，温度升高，轴承寿命降低；预紧力过小，情况则相反。 因此在使用中必须综合考虑多方面的影响因素，而后确定合适的预紧力。 在设计中需要考虑的影响因素主要有以下几个方面： a 、轴承所受载荷的大小； b 、系统的工况条件( 冲击、振动等) ； c 、电机的功率及允许的轴承摩擦力矩； d 、系统的刚度要求： e 、传动精度及可靠性要求。 在实际产品设计中，通常根据载荷情况和使用要求确定轴承预紧载荷的大 小。如果主要目的是为了减小支承系统的振动和提高旋转精度，则选择较轻的 预紧；如果是为了增加支承系统的刚度，则选择较重的预紧。一般根据使用经 验，以及参照实验挟定预紧载荷的大小。 主锥总成中的预紧载荷来自于总成的凸缘螺母拧紧力矩产生的轴向力，这 9 个轴向力主要由两部分承受，第一部分是给圆锥滚子轴承轴向加载，保证其预 紧需要第二部分则作用于轴承内圈、主锥轴及垫片上。由于圆锥滚子轴承承 受的轴向力般不大，因此，螺母轴向力的大部分作用于调整垫片及隔套上。 ( 3 ) 主锥总成预紧度表征方式1 1 0 , 1 2 1 1 、摩擦力矩表征 配对使用的锥轴承有摩擦力矩要求，经研究表明，在轴承结构形式、内部 参数和润滑条件一定的情况下，所受轴向载荷和摩擦力矩有固定的对应关系， 在这里预紧力可以作为轴向载荷来考虑，因此，可以对施加预紧力的成对轴承 用摩擦力矩来判断轴承的预紧是否在合适的范围之内。 成对轴承启用摩擦力矩的计算公式为： m = ，圪( 2 - 2 ) 式中d 。轴承节圆半径 一摩擦系数，对于灵敏轴承，可以取0 o o l 2 一o 0 0 15 成对轴承低速运转摩擦力矩计算公式为： m = o 0 6 2 5 ( m i + m t ) f o ；” 式中m 1 - 一配对轴承中一个轴承的摩擦力矩 m 2 配对轴承中另一个轴承的摩擦力矩 2 、用配对轴承两内圈轴向变形表征 假定轴承制造的十分理想且接触角保持恒定，那么变形量与轴向载荷关系 为： r 5 = c f ” ( 2 3 ) 对于圆锥滚子轴承【1 0 l ： c = o 0 0 6 s i n l9 ( a ) z o 9 d o 8 ( 2 4 ) 轴向载荷与轴向变形有固定对应关系。因此也可以用轴向变形来表征轴承预紧 度，一般的测量曲线如2 3 图【1 2 l ： op 图2 - 3 轴向载荷与轴向变形之间的关系 3 、用内、外圈相互作用力表征 严格来讲，两内圈轴向变形所反应的轴向力并不是配对轴承的预紧力，配 1 0 对轴承的预紧力应该是通过内圈和钢球传到轴承座上两外圈之间的作用力，因 此可以通过直接测量两外圈之间的作用力来验证配对轴承的预紧力。 由于预紧力、轴向变形量以及内外圈作用力在装配完成后不易或根本无法 测量，因此主减速器的预紧度在工程上是以预紧力矩( 轴承对在预紧时的摩擦 力矩) 来表示的，即在装配完成的过程中，能用一个规定的大小( 一般有一个 范围，如某商务车的预紧力矩大小为2 o 一3 o n m ) 的力矩来转动凸缘，预紧 度即为合适范围。 2 3 。3 主、从动齿轮啮合调整1 9 l 一般的车桥总成装配中，为保证主、从动齿轮的正确啮合，采用配置不同 的调整垫圈来调整主齿的轴向位置。目前在我国后桥生产线上，调整垫圈的选 取一般是由工人来完成的： 在主动锥齿轮上涂以红色颜料( 红丹粉和机油的混合物) ，然后在主、从动 齿轮啮合的情况下，用手使主动锥齿轮往复转动，于是从动锥齿轮轮齿的两工 作面上出现了红色印痕，观察齿痕的位置便可判断两齿轮是否正确啮合； 齿行不同，则啮合印痕的调整原则不同，主、从动齿轮的啮合印痕可通过 增减调整垫片厚度来调整。若从动齿轮轮齿正转和逆转工作面上的印痕均位于 齿高的中间而接近小端，并占齿面宽度的6 0 以上，则为正确啮合：若正转时 工作面上的印痕偏于小端下方，或逆转时工作面上的印痕偏于大端下方，则应 增加调整垫圈的厚度，以使主动锥齿轮沿轴向相对于从动锥齿轮离开一些；若 印痕偏于正转时工作面大端上方，或逆转时工作面的小端上方，则应减少调整 垫圈的厚度，以使主动锥齿轮沿轴向相对于从动锥齿轮靠近一些，在进行垫圈 选择的时候，一般都是靠工人的经验进行的，就不可避免的带入了人为因素， 其结果也会因人而异，从而影响产品的质量，而且需要反复拆装，费时费力。 本章从主减速器的结构入手，分析了主减速器中一些关键部分的装配工艺， 提出在装配过程中必须控制的一些变量：主锥刚度调整垫片和主、被齿啮合位 置调整垫圈。研究了影响这些变量选择的一些外在因素： 1 、拧紧力矩的大小 凸缘拧紧力矩将