汽车主减速器的设计

BJ2022汽车单级主减速器的结构设计及工艺分析摘要：汽车主减速器是车辆传动系统中的重要组成部分，通过该部件的工作，可以将动力从主传动轴输送到差速器并实现系统的速度及扭矩的调整。主减速器工作的效果直接决定了车辆输出转速、转矩的大小，也影响到了车辆的运行工况。因此，对主减速器进行有效的方案选择及结构设计直接决定了车辆整体设计的效果。本设计主要依据北京吉普相关车型的基本参数，完成车用主减速器的结构设计。具体完成了主减速器的设计方案拟定、主要零部件的结构设计及强度分析以及主要零部件的工艺分析及夹具设计。关键词：主减速器，方案，结构设计，工艺BJ2022carsinglestageandthestructureofthemainreducerdifferentialdesignandstrengthanalysisAbstract：Automobilemainreducerisanimportantpartofvehicletransmissionsystem,throughthepartwork,cantakepowerfromthemainshafttothedifferentialandrealizetheadjustmentofspeedandtorqueofthesystem.Theeffectofthemainreducerworkdirectlydecidethesizeofthevehicleoutputrotationalspeed,torque,alsoaffectedtheoperationconditionofthevehicle.Effectivelyforthemainreducer,therefore,theschemeselectionandstructuredesignofthedirectlydeterminestheeffectofthevehicleoveralldesign.ThisdesignmainlyaccordingtothebasicparametersofBeijingjeeprelatedmodels,completevehiclestructuredesignofthemainreducer.Specificcompletedthemainreducerdesignplan,thestructuredesignandstrengthanalysisofmaincomponentsandmaincomponentsofprocessanalysisandfixturedesign.Keywords:themainreducer,plan,designofstructure,process太原工业学院毕业设计I目录第一章绪论21.1选题的背景与意义21.2国外研究状况21.2.1国内主减速器的状况21.3课题研究内容3第二章主减速器的设计32.1主减速器的方案选择32.2主减速器主从动齿轮的支承方案42.2.1主动双曲面锥齿轮42.2.2从动双曲面锥齿轮42.3基本参数的选择与计算载荷的确定42.3.1主减速器齿轮的材料及热处理52.42齿轮计算载荷的确定52.43主减速器齿轮基本参数的选择92.44主减速器准双曲面圆锥齿轮的集合计算122.45主减速器锥齿轮强度计算14第三章轴的设计183.1主动锥齿轮轴的设计183.11锥齿轮齿面上的作用力183.12齿宽中点处的圆周力203.13锥齿轮的轴向力和径向力213.14轴和轴承的计算213.15齿轮轴承径向载荷的计算223.16主动锥齿轮轴参数设计233.17主动锥齿轮轴的校核24第四章从动锥齿轮的工艺加工264.1零件的分析264.11零件的作用26太原工业学院毕业设计II4.12零件的工艺分析264.2工艺规程设计274.21确定毛坯的制造形式274.22基面的选择274.23制定工艺路线274.24机械加工余量及毛坯尺寸的确定284.25选择加工设备与工艺设备294.26工序尺寸的确定294.3编制加工工艺卡片33第五章结论34参考文献35致谢36太原工业学院毕业设计2第一章绪论1.1选题的背景与意义汽车主减速器是车辆传动系统中的重要组成部分，通过该部件的工作，可以将动力从主传动轴输送到差速器并实现系统的速度及扭矩的调整。主减速器工作的效果直接决定了车辆输出转速、转矩的大小，也影响到了车辆的运行工况。因此，对主减速器进行有效的方案选择及结构设计直接决定了车辆整体设计的效果。1.2国内外研究状况1.2.1国内主减速器的状况目前我国着力开发高速公路网，环保、舒适、快捷已在汽车市场中占据着主导地位。驱动桥是汽车整车的主要总成之一，对驱动而言，它具有，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。在汽车产品上，我国购车人群所选的产品特点主要以汽车的承载能力是否强，齿轮的磨损寿命是否高，整体的结构在国内外是否先进，汽车的平时维护是否简单。目前己研发的产品，如陕西汉德引进德国技术的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，这些技术基本都是在相似产品中引荐国外产品技术的前提下，根据国内市场需求研发出来的高性能、高可靠性、高品质的车桥产品。这么多产品的诞生占据了国内汽车主减速器的主要发展方向。通过整合太原工业学院毕业设计3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，在现在市场上很受欢迎，这得益于它们的功能优点这一最大特性。在研究设计开发上，CAD、CAE等计算机应用软件技术，以及AUT优AD、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。1.3课题研究内容本课题主要的研究内容包括以下几个部分：根据北京吉普相关型号车辆的参数，完成汽车主减速器的方案设计；完成主减速器的主要零部件的结构设计，确定相关技术参数；完成主要传动件的工艺路线分析以及某一工序的夹具设计；完成相关技术文件、图纸的编写及绘制。第二章主减速器的设计2.1主减速器的方案选择汽车主减速器有单级式、双级式等几种。小体型的减速器很是受欢迎，这得益于它的质量，尺寸以及经济费用等综合性能。这种小型单级式应用最多，广泛用在主减速比07.6i的各种中、小型汽车上。这次设计的为四轮驱动越野汽车，主传动比不到7.6，故这次设计采用单级主减速器。单级主减速器可以分为两种形式，为螺旋锥齿轮、双曲面齿轮。太原工业学院毕业设计4主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。本设计根据各种类型的齿轮传动特点，初步选定准双曲面齿轮传动作为主减速器的传动方案。因为双曲面齿轮具备以下特征：1、相比斜齿锥齿轮和曲面锥齿轮，双曲面锥齿轮在具有相同外形轮廓尺寸的同时，可以获得更大的传动比，可以有效扩展齿轮工作范围。2、设计中齿轮之间存在一定的偏移距，而双曲面锥齿轮具有相较其他齿轮而言更小的外形轮廓，使主减速器的结构更紧凑，可以使减速器外壳获得更大的离地间隙，提高车辆的通过性。3、在设计传动方案时，为保证主动齿轮的传动轴强度满足要求，需要让从动齿轮具有更小的外形尺寸。基于以上几点，在设计方案对主减速器的强度及外形尺寸有明确要求和限定的情况下，双曲面锥齿轮传动更有利于系统的工作。2.2主减速器主从动齿轮的支承方案2.21主动双曲面锥齿轮对于在轿车和装载质量在2T以下的载货汽车上，由于载荷较小，主减速器主动齿轮的轴线偏转角的绝对值不大，所以为了保证了支承刚度，再者就它的制造简单性，这就要求我们选择时有一定的要求。主动锥齿轮最好采用结构简单，布置比较方便及成本较低的悬臂式支承。2.22从动双曲面锥齿轮从动锥齿轮的支承选择跨置式的，这种支承可以增大支承刚度，使轴承负荷减小，太原工业学院毕业设计5齿轮啮合条件改善。2.3基本参数的选择与计算载荷的确定2.3.1主减速器齿轮的材料及热处理汽车主减速器的工况相对比较恶劣，与整个车辆传动系统中的其他传动元素相比较，主减速器齿轮承受的载荷往往较大，且载荷作用时间长、存在的变化复杂且无规律遵循，同时载荷的变化往往还会带来齿轮直接的碰撞及冲击。主减速器齿轮的失效形式主要表现为轮齿根部的疲劳断裂、齿面的解除疲劳（如点蚀）、各种原因导致的齿面磨损、胶合以及轮齿的塑性变形。所以，主减速器齿轮对齿轮材料的选择及热处理工艺的确定应有以下要求：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、减少生产成本并降低废品率；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、双曲面锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，现在都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi。2.42齿轮计算载荷的确定车辆在正常行驶的过程中，往往会出现外部载荷变化的问题，进而影响到了传动太原工业学院毕业设计6系统，特别是主减速器受载的规律性变化，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的载荷。1）、按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩ceT：max10defceKTkiiiTn(2-1)式中，ceT为计算转矩(Nm)；dK为猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变矩器：dK=1，具有手动操纵的机械变速器的高性能赛车：dK=3，一般情况下取dK=2。本文取dK=2；maxeT为发动机最大转矩，maxeT=180Nm，k为液力变矩器变矩系数，k=1.7；1i为低挡传动比，1i=3.93；fi为分动器传动比，fi=2.6；oi为总传动比，oi=4.55；为传动效率，=0.9；n为计算驱动桥数；n=2。带入公式得：mNTce87.1280329.055.46.293.37.118022）、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩csT22rcsmmGmrTi(2-2)式中：2m负荷转移系数1.2；2G汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对后桥来说还应考虑到汽车加速时的负荷增大量；14600N；太原工业学院毕业设计7轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取0.85；对越野汽车取1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取1.25；此车取1；rr车轮的滚动半径；0.365m；m，mi分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比(例如轮边减速器等)。该车无轮边减速器，故97%m，1mi；带入公式得：146001.210.3656592.5810.97csTNm3）、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cfT本设计主要针对北京吉普进行分析，而我国汽车设计领域，由于针对各类汽车以及不同工况情况下的受载分析，没有相应的经验公式可算出汽车的正常持续使用转矩。因此，对于国内车辆设计企业，考虑到北京吉普所属的越野车辆，其使用条件没有轿车稳定，运算困难。因此往往按照普通轿车确定正常持续转矩的方法，即根据所谓平均比牵扯引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩：()()aTrcfRHpmmGGrTfffin(2-3)式中：aG汽车满载总重量；TG所牵引的挂车的满载总重量，但仅用于牵引车的计算；Rf道路滚动阴力系数，计算时对于轿车可取0.0100.015Rf；对于载货汽车可取0.0150.020；对于越野汽车可取0.0200.035；Hf汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08载货汽车和城太原工业学院毕业设计8市公共汽车取0.050.09；对长途公共汽车取0.060.10；对越野汽车取0.090.30；Pf汽车或汽车列车的性能系数；Pf)(195.0161001maxeTaTGG当max0.195()16aTeGGT时，取0Pf带入公式得：292000.365(0.030.20)1263.5810.972cfTNm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cmT是确定的最大计算转矩，则min(,)cmcecsTTTcmT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）cfT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：0cZGTTi(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ccsTT；0i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06i时，G取85%，当06i时，G取90%。本文太原工业学院毕业设计9取90%。将各数据代入公式得：6592.581609.914.550.9ZTNm2.43主减速器齿轮基本参数的选择在依据相关参数确定了主减速器的主减速比、主减速器具体的结构形式，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1Z和2Z，主、从动锥齿轮大端分度圆直径1d、2d，端面模数tm，主、从动锥齿轮齿面宽1b和2b，中点螺旋角，法向压力角等。1）、主、从动锥齿轮齿数1Z和2Z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，1Z、2Z之间应避免有公约数；2)为满足主减速器齿轮对重合度及主减速比的要求，同时相应减小主减速器的外形尺寸，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，1Z一般不少于9；对于货车，1Z一般不少于6；4)当主传动比主较大时，尽量使1Z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，1Z和2Z应有适宜的搭配。太原工业学院毕业设计10传动比（12ZZ）推荐的主动齿轮最小齿数（1Z）主动齿轮齿数允许范围（2Z）2.01715192.51512163.01110143.5109124.098104.58795.07696.06587.06578.0556表2.1参考表2.1，选取1Z=8，2Z=372）、从动锥齿轮大端分度圆直径2d和端面模数tm2d可根据经验公式初选，即232dCdKT(2-5)式中：2dK直径系数，一般取13.016.0；cT从动锥齿轮的计算转矩，为ceT和csT中的较小者。所以2332(1316)6592.58243.76300.01dcdKTmmmm初选2250mmd则222506.7637tdmz太原工业学院毕业设计11并用下式较核：33(0.30.4)6592.585.637.50tmcmkT(2-6)所以7tm满足要求，则22737259tdmZmm。式中：tm-齿轮大端端面模数；mk-模数系数，取0.30.4mk；3）、从动齿轮齿面宽2b双曲面齿轮的齿面宽一般取为：220.1550.15525940.15bdmmmm故初取从动齿轮齿面宽240bmm4）、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0A的40%，或接近于2d的20%。故偏移距E可取220%20%25951.8Edmmmm故初取偏移距=50mmE5）、其他参数的确定主减速器齿轮的螺旋角初定为35，以满足重合度以及结构尺寸的要求。为保证齿轮正常啮合，主从动锥齿轮的旋向必然相反，为满足对齿轮轴向力控制的要求，选定主动锥齿轮的旋向为左旋，相应从动齿轮旋向为右旋。为便于齿轮参数设计计算，选择标准齿轮压力角国标推荐数值20。太原工业学院毕业设计122.44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11Z8小齿轮齿数22Z37大齿轮齿数3tm7mm模数42b40mm大齿轮齿面宽520压力角61gthHm11.27mm齿工作高gh,1H查表2.3取1.6172thHm12.52mm齿全高h,2H查表2.3取1.788890轴交角911tdmZ56mm小齿轮分度圆直径10112arctanZZ12.2小齿轮节锥角11219077.8大齿轮节锥角120112sinAd132.50mm节锥距133.1416ttm21.99周节142athKm2.275mm大齿轮齿顶高2h,aK查表2.3取0.3251512ghhh8.995mm小齿轮齿顶高1h1611hhh3.525mm小齿轮齿根高1722hhh10.245mm大齿轮齿根高太原工业学院毕业设计1318ghhc1.25mm径向间隙19110arctanhA152小齿轮齿根角20220arctanhA4.42大齿轮齿根角21011216.62小齿轮面锥角22022179.32大齿轮面锥角23111R10.68小齿轮根锥角24222R73.38大齿轮根锥角25011112cosddh73.58mm小齿轮外缘直径26022222cosddh259.96mm大齿轮外缘直径2720111sin2dh127.60mm小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离2810222sin2dh25.78mm大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离292KtsSm5.859mm大齿轮理论齿厚2s，KS查表2.4取0.8373012sts16.131mm小齿轮理论齿厚3135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1H、2H和aK主动齿轮齿数1Z567891011从动齿轮最小齿数2minZ34333231302926法向压力角20太原工业学院毕业设计14螺旋角354035齿工作高系数1H1.4301.5001.5601.6101.6501.6801.9561.700齿全高系数2H1.5881.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888大齿轮齿顶高系数aK0.1600.2150.2700.3250.3800.4350.4900.46+2129.30zz表2.4锥齿轮的大齿轮理论齿厚KSz267891011300.9110.9570.9750.9971.0231.053400.8030.8180.8370.8600.8880.948500.7480.7570.7770.8280.8840.946600.7150.7290.7770.8280.8830.9452.45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。齿轮的主要失效形式包括以下情况：轮齿的断裂、齿面的点蚀、胶合以及磨损、齿面的塑性变形。汽车主减速器的齿轮，主要承受交变应力，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由齿面接触疲劳导致的齿面材料脱落即点蚀。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，汽车驱动桥的最大输出转矩ceT和最大附着转矩csT并不是使用中的持续载荷，强度计算时只太原工业学院毕业设计15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2Fpb(2-7)式中：F作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩emaxT和最大附着力矩2rGr两种载荷工况进行计算；2b从动齿轮的齿面宽，在此取40mm。按发动机最大转矩计算：3max12102egTipdb(2-8)式中：maxeT发动机输出的最大转矩，在此为180Nm；gi变速器的传动比，在此取一档传动比3.93；1d主动齿轮节圆直径，在此取56mm。带入公式得：33max12101803.9310/631.61/564022egTipNmmNmmdb按最大附着力矩计算：3222102rGrpdb(2-9)式中：2G汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此为14600N；太原工业学院毕业设计16轮胎与地面的附着系数，在此取1.0；rr轮胎的滚动半径，在此取0.365m。带入公式得：3322210146001.00.36510/1028.76/2594022rGrpNmmNmmdb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893536321893085货车1429-2501429085大客车982-214-牵引车536-250-065表2.5许用单位齿长上的圆周力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：302210csmwTKKKKbzmJ(2-10)式中：cT该齿轮的计算转矩；0K超载系数；在此取1.0；sK尺寸系数，太原工业学院毕业设计17当1.6m时，425.4smK，在此470.7225.4sK；mK载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，=1.001.10mK，当一个齿轮用骑马式支承时取m=1.101.25K，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）。选取小齿轮的=0.29J大齿轮=0.23J。带入公式得：322122101609.911.00.721.10509.82/700/1.044870.29wNmmNmm322222106592.581.00.721.10626.07/700/1.0403770.23wNmmNmm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301210pzsmfjCTKKKKdKbJ(2-11)式中：zT主动齿轮计算转矩；pC材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取12232.6/Nmm；太原工业学院毕业设计18sK尺寸系数，取1.0；fK表面质量系数，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）。选取0.29J。带入公式得：322232.621609.911.01.01.101.0102295.12/2800/561.0400.29jNmmNmm满足接触强度要求。第三章轴的设计3.1主动锥齿轮轴的设计3.11锥齿轮齿面上的作用力主减速器上分布着很多齿轮、齿面。在齿轮的齿面上，齿面与齿面是垂直的，是垂直齿面的作用力。该作用力的方向是延着齿面垂直的法向作用力。该力可分解为沿齿轮切向方向的切向力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。一辆汽车在平坦的路面行驶的过程中，手动挡的汽车需要变速器档位不断变化。并且发动机的状态也没有完全处于转矩值最大焦灼状态。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：313333332223111max1001001001001001TRgRiRTgiTgiTgiedfiffiffiffifTT(4-1)太原工业学院毕业设计19式中：maxeT发动机最大转矩，在此取180Nm；1if，2ifiRf变速器在各挡的使用率，可参考表4.1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4.1选取；表4.1if及Tf的参考值车型变速器挡位ifTf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TK80TK80if挡挡挡挡挡超速挡19901420750.82.51680.7262765141550301311850.53.5759300.5251577.5太原工业学院毕业设计20Tf挡挡挡挡挡超速挡60605070656060656050507070606070706060755060706050607070705060707060注：表中max0.1eTaTKG，其中maxeT发动机最大转矩；aG汽车总重力。经计算dT为171.98mN。3.12齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为2mTPd(4-2)式中：T作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩；md该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径；22221122sinmmmddbZddZ式中：1md，2md主、从动齿面宽中点分度圆的直径；2b从动齿轮齿宽；2d从动齿轮节圆直径；太原工业学院毕业设计211Z，2Z主、从动齿轮齿数；2从动齿轮的节锥角。由上式可以算出：147.55mdmm，2219.9mdmm。主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力12171.98100047.557233.65PN3.13锥齿轮的轴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：11tansinsincoscosPA(4-3)11tancossinsincosPR(4-4)由上面已知可得：115629.882071.14ANRN3.14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4.1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。太原工业学院毕业设计22图4.1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170%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)2baa(4-5)式中：2a轴承的最小安装尺寸，由机械设计课程设计书可查得25amm。则38.76amm，取a=31.4mm。3.15齿轮轴承径向载荷的计算轴承A、B的径向载荷分别为：22110.5RPaRaAdb前(4-6)2211=0.5RPcRcAdb后(4-7)式中：92.3cabmm带入公式得：太原工业学院毕业设计234027.7210977.13RNRN前后3.16主动锥齿轮轴参数设计图4.2主减速器锥齿轮轴此轴为花键轴，初选为3mdKT(4-8)K取4.0，mT为变速器输出的最大转矩，则341803.9335.64dmm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；太原工业学院毕业设计24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。3.17主动锥齿轮轴的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。图4.3主动锥齿轮轴受力图求出水平面上的弯矩并画出弯矩图：60.9668.51aVMRNm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，前太原工业学院毕业设计25齿轮受到的弯矩为正，如图4.4所示：图4.4垂直面上弯矩图求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图：60.9342.86aRMANm后根据上面的方向，弯矩图如图4.5所示：图4.5垂直面上弯矩图合成弯矩可得：太原工业学院毕业设计2622751.3aVaRMMMNm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，弯曲许用应力1150bMPa，则：3128.350.1bMdmm后(4-9)由于轴最小处的直径也大于28.35mm，所以校核成功。第四章从动锥齿轮的工艺加工4.1零件的分析4.11零件的作用本次设计作工艺分析的零件是从动锥齿轮，位于主减速器中，主要起传递动力的作用，从而获得所需的转速和动力。零件上的四个螺栓用于将齿轮固定在壳体上。4.12零件的工艺分析太原工业学院毕业设计27其材料为20CrMnTi，该种材料经过渗碳淬火后强度大，具有良好的耐磨性，适合于制造承受中等载荷的耐磨零件。该零件的主要加工表面有内圆面，外锥面，螺栓孔以及锥齿轮。4.2工艺规程设计4.21确定毛坯的制造形式零件材料为20CrMnTi，考虑到汽车在运行中工况需要经常发生剧烈变化，受力无明显规律性，零件主要承受交变应力，因此考虑使用锻造工艺进行毛坯的制造，保证零件满足受力要求。4.22基面的选择基面选择是制造工艺规程设计当中的一项非常重要工作之一。基面的选择是否正确、合理，可以使加工质量得到保证，生产效率得到提高。否则，加工工艺过程会问题百出，甚至造成两件的报废，使生产无法正常进行。（1）粗基准的选择。选择粗基准主要是选择第一道机械加工工序的定位基准，以便为后续的工序提供精基准。选择粗基准的出发点是：一要考虑如何分配各加工表面的余量：二要考虑怎样保证不加工面与加工面间的尺寸及相互位置要求。这两个要求常常是不能兼顾的，在这次工艺加工中，选择锥齿轮底面为粗基准面。（2）精基准的选择。主要应该考虑基准重合的问题。当不重合时，应该进行尺寸换算。太原工业学院毕业设计284.23制定工艺路线齿轮的加工工艺路线一般是先进行齿坯的加工，然后再进行吃面的加工。齿坯的加工包括各圆锥面、圆柱面及端面的加工。按照先加工基准面及先粗后精的原则，齿坯加工可以按照以下工艺路线进行。工序1锻造工序2正火工序3以外圆264及左端面定位，粗车另一端面，粗车圆锥面为172，及粗车内圆为143工序4以内圆及粗车的端面定位，粗车另一端面工序5以左端面定位，精车内圆176，147工序6以右端面及147定位，精车左端面，圆锥面，钻孔410工序7插齿z=37，留剃余量0.07-0.10mm工序8倒齿端锐角边及其毛刺工序9剃齿z=37，公法线长度至尺寸上限工序10齿面高频淬火58-64HRC工序11珩齿z=37工序12清洗工序13检查工序14涂油入库4.24机械加工余量及毛坯尺寸的确定根据以上所得到的原始材料及加工工艺，分别求出每个所加工零件表面的机械加工余量、工序尺寸以及毛坯尺寸得到以下结论：加工精度：圆锥面公差等级为IT7锻件形状复杂系数S为：假设最大直径260，厚度35mm，则S=外轮廓包容体锻件mm/外轮廓包容体m=密度ldR2=3.1413133.57.85=14579.88g故S=12/14.579=0.82太原工业学院毕业设计29查机械制造工艺设计简明手册，该零件的复杂系数为1S，属于简单级别。机械加工余量，根据锻件质量、1S、简单级别查表，直径方向为1.7-2.0mm，即锻件的各外径的单面的余量为1.7-2.0mm，各轴向尺寸的单面余量为1.7-2.4mm。上面查得的加工余量适用于加工表面粗糙度Ra1.6m。如果Ra180-315mm，故圆跳动偏差为mm7.18.0。余量查工艺手册，得余量规定为2.0-2.5mm，现取2.0mm。工序2正火消除锻造及加工引起的残余应力、改善材料的可切削性和提高综合力学性能。工序3粗车内圆、端面、外圆锥面粗车的目的是切去毛坯硬皮和大部分余量，加工后工件尺寸精度IT11-IT13，表面粗糙度Ra50-12.5m。以外圆及底面定位粗车内圆、上端面及锥面，留单边余量2mm。太原工业学院毕业设计31工序4粗车端面以上端面及内圆定位，加工下端面。工序5精车内圆、端面精车后的尺寸精度可达IT7-IT8，表面粗糙度Ra1.6-0.8m。以下端面及外圆定位，精车内圆及上端面工序6精车端面，外圆锥面，钻孔太原工业学院毕业设计32以147定位，精车下端面，圆锥面，钻孔工序7插齿z=37采用Y255铣齿机。Y255铣齿机以滚切法工作，被加工齿轮的齿形由刀具与工件的展成运动结果而获得。工序8倒角倒齿端锐角边及其毛刺，并倒螺栓孔倒角及齿轮内圆角。工序9剃齿太原工业学院毕业设计33剃齿是利用一对交错斜轴齿轮啮合时齿面产生相对滑移的原理，使用剃齿刀从被加工齿轮的齿面上剃去一层很薄金属的精加工方法。工序10齿面高频淬火将剃齿完的齿轮进行齿面高频淬火，提高齿面硬度。技术要求：淬火完的齿轮齿面硬度达到58-64HRC工序11珩齿z=37珩磨是一种齿面光整加工的方法，其工作原理与剃