工程软件技能训练说明书模板

1、工程软件技能训练 第1章绪绪论1.1设设计的主主要内容容一课程程设计目目的汽车设计计课程设设计是车车辆工程程专业学学生学完完汽车车设计后，进进行的一一个重要要的实践践性教学学环节。通过设设计培养养学生综综合运用用所学知知识的能能力，为为以后的的毕业设设计进行行一次综综合训练练和准备备。通过过本课程程设计使使学生在在下述各各方面得得到训练练：设计出小小型低速速载货汽汽车主减减速器、差速器器、等传传动装置置及桥壳壳等部件件。使设设计出的的产品使使用方便便，材料料使用最最少，经经济性能能最高。 a. 提高汽汽车的技技术水平平，使其其使用性性能更好好，更安安全，更更可靠，更经济济，更舒舒适，更更机动，

2、更方便便，动力力性更好好，污染染更少。 b. 改善汽汽车的经经济效果果，调整整汽车在在产品系系列中的的档次，以便改改善其市市场竞争争地位并并获得更更大的经经济效益益了解轻型型商用车车主减速速器的基基本结构构，基本本形状，工作原原理和设设计方法法，再依依据现有有生产企企业在生生产车型型的主减减速器作作为设计计原型，在给定定变速器器输出转转矩、转转速及最最高车速速、最大大爬坡度度等条件件下，独独立设计计出符合合要求的的主减速速器。首首先确定定主减速速器的结结构形式式；其次次，据所所给汽车车参数合合理的分分配主减减速器主主、从动动齿轮模模数，齿齿数，计计算出主主减速器器的相关关数据，并对主主减速器器

3、齿轮进进行强度度校核；然后选选择合适适该汽车车使用的的差速器器类型，并对行行星齿轮轮和半轴轴齿轮模模数，齿齿数进行行合理的的分配并并计算校校核， 最后，利用UGG建模ANNSYSS软件对对主减速速器的主主要零件件进行分分析校核核，设计出出符合该该汽车使使用的主主减速器器，并绘绘制出装装配图和和零件图图。第2章主主减速器器结构方方案确定定2.1 轻型货货车参数数车型：东东风EQQ10660F驱动形式式：42装载质量量：3吨总质量：6吨发动机最最大功率率：71kww 转转速：3200转/分发动机最最大转矩矩：2455转速：2200转/分轮胎型号号：7.500166主减速器器比：ii0=5.885变

4、速器传传动比iig 低低档 4.771；高高档 VV挡0.78最高车速速：90 km/h2.2 主减速速器主、从动锥锥齿轮的的支承方方案主减速器器中必须须保证主主、从动动齿轮具具有良好好的啮合合状况，才能使使它们很很好的工工作。齿齿轮的正正确啮合合，除与与齿轮的的加工质质量、装装配调整整及轴承承、主减减速器壳壳体的刚刚度有关关以外，与齿轮轮的支承承刚度密密切相关关。2.2.1 主主动锥齿齿轮的支支承主动锥齿齿轮的支支承形式式可分为为悬臂式式支承和和跨置式式支承两两种。悬臂式支支承结构构(图2.1 a)的的特点是是在锥齿齿轮大端端一侧采采用较长长的轴颈颈，其上上安装两两个圆锥锥滚子轴轴承。为为了

5、减小小悬臂长长度倪和和增加两两支承间间的距离离b，以改改善支承承刚度，应使两两轴承圆圆锥滚子子的大端端朝外，使作用用在齿轮轮上离开开锥顶的的轴向力力由靠近近齿轮的的轴承承承受，而而反向轴轴向力则则由另一一轴承承承受。为为了尽可可能地增增加支承承刚度，支承距距离b应大于于2.55倍的悬悬臂长度度a，且应应比齿轮轮节圆直直径的770还还大，另另外靠近近齿轮的的轴径应应不小于于尺寸aa。为了了方便拆拆装，应应使靠近近齿轮的的轴承的的轴径比比另一轴轴承的支支承轴径径大些。靠近齿齿轮的支支承轴承承有时也也采用圆圆柱滚子子轴承，这时另另一轴承承必须采采用能承承受双向向轴向力力的双列列圆锥滚滚子轴承承。支承

6、承刚度除除了与轴轴承形式式、轴径径大小、支承间间距离和和悬臂长长度有关关以外，还与轴轴承与轴轴及轴承承与座孔孔之间的的配合紧紧度有关关4。悬臂式支支承结构构简单，支承刚刚度较差差，用于于传递转转矩较小小的轿车车、轻型型货车的的单级主主减速器器及许多多双级主主减速器器中。(a)主主动锥齿齿轮悬臂臂式 (b)主动锥锥齿轮跨跨置式 (c)从动锥锥齿轮图2.11 主主减速器器锥齿轮轮的支承承形式跨置式支支承结构构(图2.1 b)的的特点是是在锥齿齿轮的两两端均有有轴承支支承，这这样可大大大增加加支承刚刚度，又又使轴承承负荷减减小，齿齿轮啮合合条件改改善，因因此齿轮轮的承载载能力高高于悬臂臂式。此此外，

7、由由于齿轮轮大端一一侧轴颈颈上的两两个相对对安装的的圆锥滚滚子轴承承之间的的距离很很小，可可以缩短短主动齿齿轮轴的的长度，使布置置更紧凑凑，并可可减小传传动轴夹夹角，有有利于整整车布置置。但是是跨置式式支承必必须在主主减速器器壳体上上有支承承导向轴轴承所需需要的轴轴承座，从而使使主减速速器壳体体结构复复杂，加加工成本本提高。另外，因主、从动齿齿轮之间间的空间间很小，致使主主动齿轮轮的导向向轴承尺尺寸受到到限制，有时甚甚至布置置不下或或使齿轮轮拆装困困难。跨跨置式支支承中的的导向轴轴承都为为圆柱滚滚子轴承承，并且且内外圈圈可以分分离或根根本不带带内圈。它仅承承受径向向力，尺尺寸根据据布置位位置而

8、定定，是易易损坏的的一个轴轴承55。在本设计计中，由由于载荷荷量超过过2吨，故故采用跨跨置式。2.2.2 从从动锥齿齿轮的支支承图2.22 从动动锥齿轮轮辅助支支承图2.3 主、从动锥锥齿轮的的许用偏偏移量从动锥齿齿轮的支支承(图2.1 c)，其支承承刚度与与轴承的的形式、支承间间的距离离及轴承承之间的的分布比比例有关关。从动动锥齿轮轮多用圆圆锥滚子子轴承支支承。为为了增加加支承刚刚度，两两轴承的的圆锥滚滚子大端端应向内内，以减减小尺寸寸c+dd。为了了使从动动锥齿轮轮背面的的差速器器壳体处处有足够够的位置置设置加加强肋以以增强支支承稳定定性，cc+d应应不小于于从动锥锥齿轮大大端分度度圆直径

9、径的700。为为了使载载荷能尽尽量均匀匀分配在在两轴承承上，应应尽量使使尺寸cc等于或或大于尺尺寸d。在具有大大的主传传动比和和径向尺尺寸较大大的从动动锥齿轮轮的主减减速器中中，为了了限制从从动锥齿齿轮因受受轴向力力作用而而产生偏偏移，在在从动锥锥齿轮的的外缘背背面加设设辅助支支承(图2.2)。辅助助支承与与从动锥锥齿轮背背面之间间的间隙隙，应保保证偏移移量达到到允许极极限时能能制止从从动锥齿齿轮继续续变形。主、从从动齿轮轮受载变变形或移移动的许许用偏移移量如图图2.3所示示。2.3 主减速速器齿轮轮的类型型分析1.主减减速器的的结构形形式主要要是根据据齿轮类类型、减减速形式式的不同同而不同同

10、。主减速器器的齿轮轮主要有有螺旋锥锥齿轮、双曲面面齿轮、圆柱齿齿轮和蜗蜗轮蜗杆杆等形式式。2、双曲曲面齿轮轮传动双曲面齿齿轮传动动(图2.4b)的主主、从动动齿轮的的轴线相相互垂直直而不相相交，主主动齿轮轮轴线相相对从动动齿轮轴轴线在空空间偏移移一距离离E，此距距离称为为偏移距距。由于于偏移距距E的存在在，使主主动齿轮轮螺旋角角1大于从从动齿轮轮螺旋角角2。根据据啮合面面上法向向力相等等，可求求出主、从动齿齿轮圆周周力之比比：(2.11)式中：F1、FF2主、从从动齿轮轮的圆周周力,NN;1 、2主、从从动齿轮轮的螺旋旋角。螺旋角是是指在锥锥齿轮节节锥表面面展开图图上的齿齿线任意意一点AA的切

11、线线TT与该该点和节节锥顶点点连线之之间的夹夹角。在在齿面宽宽中点处处的螺旋旋角称为为中点螺螺旋角(图2.5)。通常常不特殊殊说明，则螺旋旋角系指指中点螺螺旋角。图2.55双曲面面齿轮副副受力情情况双曲面齿齿轮传动动比为：(2.22)式中：i0s 双曲面面齿轮传传动比；r1 主主动齿轮轮平均分分度圆半半径，mmm；r2 从从动齿轮轮平均分分度圆半半径，mmm。螺旋锥齿齿轮传动动比i0L为：(2.33)令，则ii0s=KKi0L。由由于12，所以以系数KK1，一般为为1.2251.55077。3、圆柱柱齿轮传传动圆柱齿轮轮传动(图2.4c)一般般采用斜斜齿轮，广泛应应用于发发动机横横置且前前置前

12、驱驱动的轿轿车驱动动桥(图2.6)和双级级主减速速器贯通通式驱动动桥。4、蜗杆杆传动蜗杆(图图2.4d)传动动与锥齿齿轮传动动相比有有如下优优点：(1)在在轮廓尺尺寸和结结构质量量较小的的情况下下，可得得到较大大的传动动比(可大于于7)。(2)在在任何转转速下使使用均能能工作得得非常平平稳且无无噪声。(3)便便于汽车车的总布布置及贯贯通式多多桥驱动动的布置置。(4)能能传递大大的载荷荷，使用用寿命长长。5、结构构简单，拆装方方便，调调整容易易。但是由于于蜗轮齿齿圈要求求用高质质量的锡锡青铜制制作，故故成本较较高；另另外，传传动效率率较低。蜗杆传动动主要用用于生产产批量不不大的个个别重型型多桥驱

13、驱动汽车车和具有有高转速速发动机机的大客客车上8。图2.66 发动动机横置置且前置置前驱动动轿车驱驱动桥2.4 主减速速器的减减速形式式主减速器器的减速速形式可可分为单单级减速速、双级级减速、双速减减速、单单双级贯贯通、单单双级减减速配以以轮边减减速等9。2.4.1 单单级主减减速器图2.77 单级级主减速速器可由一对对圆锥齿齿轮、一一对圆柱柱齿轮或或由蜗轮轮蜗杆组组成，具具有结构构简单、质量小小、成本本低、使使用简单单等优点点。但是是其主传传动比ii0不能太太大，一一般i07，进进一步提提高i0将增大大从动齿齿轮直径径，从而而减小离离地间隙隙，且使使从动齿齿轮热处处理困难难。单级主减减速器广

14、广泛应用用于轿车车和轻、中型货货车的驱驱动桥中中。2.4.2双级级主减速速器双级主减减速器与与单级相相比，在在保证离离地间隙隙相同时时可得到到大的传传动比，i0一般为为712。但但是尺寸寸、质量量均较大大，成本本较高。它主要要应用于于中、重重型货车车、越野野车和大大客车上上。整体式双双级主减减速器有有多种结结构方案案：第一一级为锥锥齿轮，第二级级为圆柱柱齿轮(图2.9a)；第第一级为为锥齿轮轮，第二二级为行行星齿轮轮；第一一级为行行星齿轮轮，第二二级为锥锥齿轮(图2.9b)；第第一级为为圆柱齿齿轮，第第二级为为锥齿轮轮(图2.9c)。对对于第一一级为锥锥齿轮、第二级级为圆柱柱齿轮的的双级主主减

15、速器器，可有有纵向水水平(图2.9d)、斜斜向(图2.9e)和垂垂向(图2.9f)三种种布置方方案。在具有锥锥齿轮和和圆柱齿齿轮的双双级主减减速器中中分配传传动比时时，圆柱柱齿轮副副和锥齿齿轮副传传动比的的比值一一般为11.42.0，而且且锥齿轮轮副传动动比一般般为1.73.33，这样样可减小小锥齿轮轮啮合时时的轴向向载荷和和作用在在从动锥锥齿轮及及圆柱齿齿轮上的的载荷，同时可可使主动动锥齿轮轮的齿数数适当增增多，使使其支承承轴颈的的尺寸适适当加大大，以改改善其支支承刚度度，提高高啮合平平稳性和和工作可可靠性。图2.88 双级级主减速速器双速主减减速器(图2.8)内由齿齿轮的不不同组合合可获得

16、得两种传传动比。它与普普通变速速器相配配合，可可得到双双倍于变变速器的的挡位。双速主主减速器器的高低低挡减速速比是根根据汽车车的使用用条件、发动机机功率及及变速器器各挡速速比的大大小来选选定的。大的主主减速比比用于汽汽车满载载行驶或或在困难难道路上上行驶，以克服服较大的的行驶阻阻力并减减少变速速器中间间挡位的的变换次次数；小小的主减减速比则则用于汽汽车空载载、半载载行驶或或在良好好路面上上行驶，以改善善汽车的的燃料经经济性和和提高平平均车速速。双速主减减速器的的换挡是是由远距距离操纵纵机构实实现的，一般有有电磁式式、气压压式和电电一气压压综合式式操纵机机构。由由于双速速主减速速器无换换挡同步步

17、装置，因此其其主减速速比的变变换是在停车时时进行的的。双速速主减速速器主要要在一些些单桥驱驱动的重重型汽车车上采用用100。 (b) (c) (d) (ee)图2.99双级主主减速器器布置方方案2.4.3单双级级减速配配轮边减减速器在设计某某些重型型汽车、矿山自自卸车、越野车车和大型型公共汽汽车的驱驱动桥时时，由于于传动系系总传动动比较大大，为了了使变速速器、分分动器、传动轴轴等总成成所受载载荷尽量量小，往往往将驱驱动桥的的速比分分配得较较大。当当主减速速比大于于12时，一般的的整体式式双级主主减速器器难以达达到要求求，此时时常采用用轮边减减速器。这样，不仅使使驱动桥桥的中间间尺寸减减小，保保

18、证了足足够的离离地间隙隙，而且且可得到到较大的的驱动桥桥总传动动比。另另外，半半轴、差差速器及及主减速速器从动动齿轮等等零件由由于所受受载荷大大为减小小，使它它们的尺尺寸可以以减小。但是由由于每个个驱动轮轮旁均设设一轮边边减速器器，使结结构复杂杂，成本本提高，布置轮轮毂、轴轴承、车车轮和制制动器较较困难。综上分析析，本设设计中采采用单级级减速器器就能满满足要求求。2.5 本章小小结本章首先先确定了了主减速速比，用用以确定定其它参参数。对对主减速速器型式式确定中中主要从从主减速速器齿轮轮的类型型、主减减速器的的减速形形式、主主减速器器主动锥锥齿轮的的支承形形式及安安装方式式的选择择、从动动锥齿轮

19、轮的支承承方式和和安装方方式的选选择。第3章主主减速器器齿轮基基本参数数的选择择与计算算3.1主主减速器器齿轮计计算载荷荷的确定定1、按发发动机最最大转矩矩和传动动比确定定从动锥锥齿轮的的计算转转矩Tce(3.11)(3.22)式中：发动动机最大大转矩2245 ；由发动机机至所计计算的主主减速器器从动齿齿轮间的的传动系系最低档档传动比比31.7；传动系上上述传动动部分的的传动效效率， =0.9；由于“猛猛接合”离合器器而产生生冲击载载荷时的的超载系系数，取取1； n该该车驱动动桥数目目，n取取1；汽车满载载时一个个驱动桥桥给水平平地面的的最大负负荷；轮胎对地地面的附附着系数数，取00.855；

20、分别别为由所所计算的的主减速速器从动动齿轮到到驱动车车轮之间间的传动动比和传传动效率率。2、主动动锥齿轮轮的计算算转矩为为：(3.33)式中:Ga 汽车车满载总总质量，N；GT 所牵牵引的挂挂车的满满载总质质量，N；但仅仅用于牵牵引车的的计算；rr 车轮滚滚动半径径，m；fR 道路滚滚动阻力力系数，对于载载货汽车车可取00.011500.022；fH 汽车正正常使用用时的平平均爬坡坡能力系系数，对对于载货货汽车取取0.00500.099。表3.11 车驱驱动桥齿齿轮的许许用应力力计算载荷荷 主减速器器齿轮的的许用弯弯曲应力力主减速器器齿轮的的许用接接触应力力差速器齿齿轮的许许用弯曲曲应力，中的

21、较较小者70028000980210.917500210.93.2主主减速器器齿轮参参数的选选择1、 主主、从动动齿数的的选择 选择主、从动锥锥齿轮齿齿数时应应考虑如如下因素素：为了了磨合均均匀，zz1，z2之间应应避免有有公约数数；为了了得到理理想的齿齿面重合合度和高高的轮齿齿弯曲强强度，主主、从动动齿轮齿齿数和应应不小于于40；为为了啮合合平稳，噪声小小和具有有高的疲疲劳强度度对于商商用车zz1一般不不小于66；主传传动比ii0较大时时，z1尽量取取得小一一些，以以便得到到满意的的离地间间隙。对对于不同同的主传传动比，z1和z2应有适适宜的搭搭配112。主减速器器的传动动比为55.855，

22、初定定主动齿齿轮齿数数z1=7，从动动齿轮齿齿数z2=41。2、从动动锥齿轮轮节圆直直径d22及端面面模数mmt的选择择 根据从动动锥齿轮轮的计算算转矩见见式3.1和式式3.2并取两两式计算算结果中中较小的的一个作作为计算算依据，按经验验公式选选出：(3.44) 式中： Kd22直径径系数，取Kd2=13315.3；Tj计算转转矩，NNm，取，较小的的，=69889.55。计算得， d2=2866.7996mmmd2选定定后，可可按式mm=d22/z2算出从从动齿轮轮大端模模数，并并用下式式校核:(3.55) 所以有：d1=49mm d2=2877mm。3、螺旋旋锥齿轮轮齿面宽宽的选择择 通常

23、推荐荐圆锥齿齿轮从动动齿轮的的齿宽FF为其节节的锥距距0.33倍。对对于汽车车工业，主减速速器螺旋旋锥齿轮轮面宽度度推荐采采用：F=0.1555=45mmm4、锥齿齿轮螺旋旋方向 主、从动动锥齿轮轮的螺旋旋方向是是相反的的。螺旋旋方向与与锥齿轮轮的旋转转方向影影响其所所受的轴轴向力的的方向。当变速速器挂前前进挡时时，应使使主动锥锥齿轮的的轴向力力离开锥锥顶方向向。这样样可使主主、从动动齿轮有有分离的的趋势，防止轮轮齿因卡卡死而损损坏。所以主动动锥齿轮轮选择为为左旋，从锥顶顶看为逆逆时针运运动，这这样从动动锥齿轮轮为右旋旋，从锥锥顶看为为顺时针针，驱动动汽车前前进。5、法向向压力角角a的选选择

24、压力角可可以提高高齿轮的的强度，减少齿齿轮不产产生根切切的最小小齿数，但对于于尺寸小小的齿轮，大大压力角角易使齿齿顶变尖尖及刀尖尖宽度过过小，并并使齿轮轮的端面面重叠系系数下降降，一般般对于“格里森森”制主减减速器螺螺旋锥齿齿轮来说说，载货货汽车可可选用220压压力角。 66、主从从动锥齿齿轮几何何计算计算结果果如表表3.22主减速速器齿轮轮的几何何尺寸计计算用表表序号项目计算公式式计算结果果1主动齿轮轮齿数72从动齿轮轮齿数413模数74齿面宽=45mmm5工作齿高高8.3mmm6全齿高 EIBED Equation.3 =13.22mmm7法向压力力角=208节圆直径径=49mmm=287

25、7mm9节锥角arcttan=90-=9.669=80.3110节锥距A=A=1445.558mmm11齿顶高=8.661mmm=3.229mmm12齿根高=4.661mmm=9.993mmm13外圆直径径=65.97mmm=2888.111mm3.3主主减速器器锥齿轮轮的强度度校核主减速器器锥齿轮轮的工作作条件是是相当恶恶劣的，与传动动系的其其它齿轮轮相比，具有载载荷大，作用时时间长，载荷变变化多，带冲击击等特点点。其损损坏形式式主要有有齿轮根根部弯曲曲折断、齿面疲疲劳点蚀蚀（剥落落）、磨磨损和擦擦伤等。根据这这些情况况，对于于主减速速器齿轮轮的材料料及热处处理应有有以下要要求：（1）具具有

26、较高高的疲劳劳弯曲强强度和表表面接触触疲劳强强度，以以及较好好的齿面面耐磨性性，故齿表面应应有高的的硬度；（2）轮轮齿心部部应有适适当的韧韧性以适适应冲击击载荷，避免在在冲击载载荷下轮轮齿根部部折断；（3）钢钢材的锻锻造、切切削与热热处理等等加工性性能良好好，热处处理变形形小或变变形规律律易于控控制，以以提高产产品的质质量、缩缩短制造造时间、减少生生产成本本并将低低废品率率；（4）选选择齿轮轮材料的的合金元元素时要要适合我我国的情情况。汽车主减减速器用用的螺旋旋锥齿轮轮以及差差速器用用的直齿齿锥齿轮轮，目前前都是用用渗碳合合金钢制制造。在在此，齿齿轮所采采用的钢钢为200CrMMnTii用渗碳

27、碳合金钢钢制造的的齿轮，经过渗渗碳、淬淬火、回回火后，轮齿表表面硬度度应达到到5864HHRC，而心部部硬度较较低，当当端面模模数8时为29945HHRC。对于渗碳碳深度有有如下的的规定：当端面面模数mm5时时，为0.991.33mm当端面模模数m58时，为为1.001.44mm由于新齿齿轮接触触和润滑滑不良，为了防防止在运运行初期期产生胶胶合、咬咬死或擦擦伤，防防止早期期的磨损损，圆锥锥齿轮的的传动副副（或仅仅仅大齿齿轮）在在热处理理及经加加工（如如磨齿或或配对研研磨）后后均予与与厚度00.00050.0010mmm的磷磷化处理理或镀铜铜、镀锡锡。这种种表面不不应用于于补偿零零件的公公差尺寸

28、寸，也不不能代替替润滑。1、单位位齿长上上的圆周周力 在汽车主主减速器器齿轮的的表面耐耐磨性，常常用用其在轮轮齿上的的假定单单位压力力即单位位齿长圆圆周力来来估算，即：(3.66)式中：p单单位齿长长上的圆圆周力，N/mmm； P作用在在齿轮上上的圆周周力，NN，按发发动机最最大转矩矩Te mmax和和最大附附着力矩矩G2rr两种载载荷工况况进行计计算。按发动机机最大转转矩计算算时：(3.77) 式中：Te mmax发动动机输出出的最大大转矩，在此取取2455Nm； iig 变速器器的传动动比； dd1 主动动齿轮节节圆直径径，在此此取499mm。按上式计计算一档档时： Nmm表3.33 许用

29、用单位齿齿长上的的圆周力力p (Nmm)类别档位一档二档直接档轿车893536321载货汽车车14299250公共汽车车982214牵引汽车车536250由表可知知pp=14229 NNmm，因因此锥齿齿轮的表表面耐磨磨性满足足要求。2、轮齿齿的弯曲曲强度计计算 汽车主减减速器螺螺旋锥齿齿轮轮齿齿的计算算弯曲应应力w(Nmm2)为：(3.88)式中：齿轮轮计算转转矩；K0超载系系数，11.0； KKs尺寸寸系数；Km载荷分分配系数数取Km =11；Kv质量系系数，对对于汽车车驱动桥桥齿轮，档齿轮轮接触良良好、节节及径向向跳动精精度高时时，取11；J计计算弯曲曲应力用用的综合合系数，查表得得，J

30、=0.2按Tjee计算：主动锥齿齿轮弯曲曲应力w1=4399.2 Nmm7700 Nmm从动锥齿齿轮弯曲曲应力w2=6666.677 Nmm7700 Nmm按Tjmm计算：主动锥齿齿轮弯曲曲应力w1=1066.711 Nmm2100.9NNmm从动锥齿齿轮弯曲曲应力w2=1611.222 Nmm2100.9NNmm综上所述述计算的的齿轮满满足弯曲曲强度的的要求。3、轮齿齿的接触触强度计计算 螺旋锥齿齿轮齿面面的计算算接触应应力j（Nmm）为为：(3.99) 式中：Tjz主动动齿轮计计算转矩矩；Cp材料的的弹性系系数，对对于钢制制齿轮副副取2332.66N1/22/mmm；d1主动齿齿轮节圆圆直

31、径，49.84mmm；Ks尺寸系系数，KKs =11；Kf表面质质量系数数，对于于制造精精确的齿齿轮可取取1； F齿面宽宽，取齿齿轮副中中较小值值即从动动齿轮齿齿宽377.644mm；大齿轮齿数 J 计算算应力的的综合系系数，JJ =00.2。接触强度计算用J小齿轮齿数图3.11 接触触强度计计算综合合系数JJ按Tjee计算：j=224788.96628800 Nmm按Tjmm计算：j=112211.77717550Nmm接触强度度满足校校核。3.4主主减速器器的轴承承选择轴承的计计算主要要是计算算轴承的的寿命。设计时时，通常常是先根根据主减减速器的的结构尺尺寸初步步确定轴轴承的型型号，然然后

32、验算算轴承寿寿命。影影响轴承承寿命的的主要外外因是它它的工作作载荷及及工作条条件，因因此在验验算轴承承寿命之之前，应应先求出出作用在在齿轮上上的轴向向力、径径向力、圆周力力，然后后再求出出轴承反反力，以以确定轴轴承载荷荷。1、作用用在主减减速器主主动齿轮轮上的力力如图所示示锥齿轮轮在工作作过程中中，相互互啮合的的齿面上上作用有有一法向向力。该该法向力力可分解解为沿齿齿轮切向向方向的的圆周力力、沿齿齿轮轴线线方向的的轴向力力及垂直直于齿轮轮轴线的的径向力力。图3.22主动锥锥齿轮工工作时受受力情况况为计算作作用在齿齿轮的圆圆周力，首先需需要确定定计算转转矩。汽汽车在行行驶过程程中，由由于变速速器

33、挡位位的改变变，且发发动机也也不全处处于最大大转矩状状态，故故主减速速器齿轮轮的工作作转矩处处于经常常变化中中。实践践表明，轴承的的主要损损坏形式式为疲劳劳损伤，所以应应按输入入的当量量转矩进进行计算算。作用用在主减减速器主主动锥齿齿轮上的的当量转转矩可按按下式计计算13：(3.110)式中：发动动机最大大转矩，在此取取2455Nmm；fi1，fi2fi2RR变速速器在各各挡的使使用率，可参考考选取00.5，2，5，155，777.5；ig1，ig2igR变速器器各挡的的传动比比4.771，3.882，2.444，1.555，0.778；fT1，fT2fTR变速器器在各挡挡时的发发动机的的利用

34、率率，可参参选取550，60，70，70，60。表 3.4 及及的参考考值变速器档位车型轿车公共汽车车载货汽车车III挡挡IV挡IV挡IV挡带带超速档IV挡IV挡带带超速档V挡80I IIIIIIVV19901420750.82.51680.72627651415501311850.53.57590.5251577.55IIIIIIIVV60 60507065606065605050707060607070606050607060506070705060707060注：表中中Kr=Te maxx/(00.1GGa)，式中：Te mmax发动动机最大大转矩，Nm；Ga汽车总总重，kkN。经计算T

35、Td=2322.344Nmm齿面宽中中点的圆圆周力PP为：=114490.6N(3.111)式中：T作作用在该该齿轮上上的转矩矩。主动动齿轮的的当量转转矩T1d；dm该齿轮轮齿面宽宽中点的的分度圆圆直径。对于螺螺旋锥齿齿轮：由此可得得：d1m40.44mmmd2m=242.6mmm；计算锥齿齿轮的轴轴向力与与径向力力根据条条件选用用表3.5中公公式。表 3.5 圆圆锥齿轮轮轴向力力与径向向力主动齿轮轮轴向力径向力螺旋方向向旋转方向右左顺时针反时针右左反时针顺时针主动齿轮轮的螺旋旋方向为为左；旋旋转方向向为顺时时针：=87883.008N (3.112) = 36698.31NN (3.113)

36、式中：齿齿廓表面面的法向向压力角角20；1主动齿齿轮的节节锥角99.699；2从动齿齿轮的节节锥角880.331。 因为为输入轴轴的轴向向力等于于输出轴轴的径向向力，输输入轴的的径向力力等于输输出轴的的轴向力力，所以以： NN N2、主减减速器轴轴承载荷荷的计算算图3.33主减速速器轴承承的布置置尺寸轴承的轴轴向载荷荷就是上上述的齿齿轮的轴轴向力。但如果果采用圆圆锥滚子子轴承作作支承时时，还应应考虑径径向力所所应起的的派生轴轴向力的的影响。而轴承承的径向向载荷则则是上述述齿轮的的径向力力，圆周周力及轴轴向力这这三者所所引起的的轴承径径向支承承反力的的向量和和。当主主减速器器的齿轮轮尺寸，支承形

37、形式和轴轴承位置置已初步步确定，计算出出齿轮的的轴向力力、径向向力圆周周力后，则可计计算出轴轴承的径径向载荷荷。对于采用用跨置式的的主动锥锥齿轮和和跨置式式的从动动锥齿轮轮的轴承承径向载载荷，如如图3.4所示示轴承A，B的径向向载荷分分别为：=(3.14)(3.115)式中：已已知P，R1，A1 , d1m, a=35mmm，b=220mm，c=155mm。所以，轴轴承A的径向向力RA=76641.7N轴承B的的径向力力RB=90062.3N轴承的寿寿命为：(3.116)式中：ft 为温温度系数数，在此此取1.0；fp为载荷荷系数，在此取取1.22；Cr额定动动载荷，N：其值值根据轴轴承型号号

38、确定。此外对于于无轮边边减速器器的驱动动桥来说说，主减减速器的的从动锥锥齿轮轴轴承的计计算转速速为：r/m (3.117)式中：rr轮胎的的滚动半半径，00.3773m；vam汽车车的平均均行驶速速度，kkm/hh;对于于载货汽汽车和公公共汽车车可取33035 km/h，在在此取335 kkm/hh。所以有上上式可得得n2=2422.9 r/mmin主动锥齿齿轮的计计算转速速n1=2422.96.773=16445.66 r/minn。所以轴承承能工作作的额定定轴承寿寿命：(3.118)式中: n 轴轴承的计计算转速速，16645.6r/minn。若大修里里程S定为10000000公里里，可计

39、计算出预预期寿命命即：(3.119)所以=29441.118 hh对于轴承承A和B，分别是单单独一个个轴承，根据尺尺寸，在在此轴承承A选用用N2005E型型轴承，d=255mm,D=552mmm，Cr=27.5KNN144。对于轴承承A，在此此径向力力RA=76641.7N，轴向向力A=87883.008.NN。当量动载载荷：Q=RAA=76641.7N(3.220)所以轴承承的使用用寿命为为：=81127.54hh29941.18 h=所以轴承承A符合使使用要求求。对于轴承承B，径向向力RB=90662.33N，轴向向力A=36998.33，所以以A/RR=0.47eX=0.4,YY=1.6

40、当量动载载荷：Q= ffd(XRRB+YAA)式中：ffd冲击击载荷系系数在此此取1.2；所以，QQ=1.2（0.441222555.533+1.6772044.888）=1997155.7NN=337311.022 h30776.99 h=所以轴承承B符合使使用要求求。轴承C,D的径径向载荷荷 =771700.8NN （3.221） =776855.1 N （3.222）上式=2210 =1220=900因为轴承承C，DD是对称称安装，且型号号承受载载荷相同同，所以以C,DD的轴承承寿命相相同，所所以计算算轴承CC的寿命命即可。按当量转转矩求出出轴承的的径向载载荷及轴轴向载荷荷以后，即可按按

41、下式求求轴承的的当量动动载荷: N式中：径向向系数；轴向向系数。 对单单列圆锥锥滚子轴轴承来说说，当时时， =1， =0；当时，值及判判断参数数见轴承承手册或或产品样样本。 因为轴轴承型号号均为3302111，所所以=00.4。所以对于于前轴承承C来说说，所所以=00.4，=1.7； N （3.23）在实际中中，常以以小时数数表示轴轴承的额额定寿命命：对于轴承承C： =551922.966 h 29441.118 hh= （33.244）式中：轴承承计算转转速，；可根据据汽车的的平均行行驶速度度计算。对于主主减速器器主动齿齿轮轴承承的计算算转速为为=2422.9 （33.255）式中：轮胎胎滚

42、动半半径，mm；汽车车的平均均行驶速速度，kkm/hh；对于于载货汽汽车可取取为300-355 kmm/h。取355km/h；所以轴承承C，DD符合使使用要求求。第4章 UG建建模4.1各各零部件件建模1.从动动锥齿轮轮主动锥齿齿轮差速器右右壳体从动部分分装配 主减减速器 下壳体体主减速器器上壳体体从动齿轮轮轴承主动齿轮轮轴承4.2其其他部件件设计：主减速器器盖主动齿轮轮轴套筒筒 防尘罩罩差速器齿齿轮副壳体链接接螺栓MM12放油螺栓栓m166主减速器器装配 HYPERLINK l _Toc199748019 第5章 主减速速器主要要零件的的有限元元分析5.1主主减速器器壳体的的有限元元分析主动锥齿齿轮的材材料选用用球墨铸铸铁，材材料的主主要力学学性能：屈服强强度3220MPPa，泊泊松比：0