工程软件技能训练说明书模板

1、工程软件技能训练 第1章绪论1.1 设计的主要内容 一课程程设计目目的汽车设计课课程设计计是车辆辆工程专专业学生生学完汽汽车设计计后，进进行的一一个重要要的实践践性教学学环节。通通过设计计培养学学生综合合运用所所学知识识的能力力，为以以后的毕毕业设计计进行一一次综合合训练和和准备。通通过本课课程设计计使学生生在下述述各方面面得到训训练：设计出小型型低速载载货汽车车主减速速器、差差速器、等等传动装装置及桥桥壳等部部件。使使设计出出的产品品使用方方便，材材料使用用最少，经经济性能能最高。 aa. 提提高汽车车的技术术水平，使使其使用用性能更更好，更更安全，更更可靠，更更经济，更更舒适，更更机动，更

2、更方便，动动力性更更好，污污染更少少。 bb. 改改善汽车车的经济济效果，调调整汽车车在产品品系列中中的档次次，以便便改善其其市场竞竞争地位位并获得得更大的的经济效效益了解轻型商商用车主主减速器器的基本本结构，基基本形状状，工作作原理和和设计方方法，再再依据现现有生产产企业在在生产车车型的主主减速器器作为设设计原型型，在给给定变速速器输出出转矩、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，并并对主减

3、减速器齿齿轮进行行强度校校核；然然后选择择合适该该汽车使使用的差差速器类类型，并并对行星星齿轮和和半轴齿齿轮模数数，齿数数进行合合理的分分配并计计算校核核， 最最后，利利用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章章 主减速速器结构构方案确确定2.1 轻轻型货车车参数车型：东风风EQ110600F驱动形式：42装载质量：3吨总质量：66吨发动机最大大功率：71kww 转转速：3200转/分发动机最大大转矩：2455 转速速：2200转/分轮胎型号：7.500166主减速器比比：i0

4、0=5.885变速器传动动比igg 低档档 4.71 ；高高档 VV挡0.78最高车速：90 km/h2.2 主主减速器器主、从从动锥齿齿轮的支支承方案案主减速器中中必须保保证主、从从动齿轮轮具有良良好的啮啮合状况况，才能能使它们们很好的的工作。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，与与齿轮的的支承刚刚度密切切相关。2.2.11 主动动锥齿轮轮的支承承主动锥齿轮轮的支承承形式可可分为悬悬臂式支支承和跨跨置式支支承两种种。悬臂式支承承结构(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

5、滚子轴轴承。为为了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，应应使两轴轴承圆锥锥滚子的的大端朝朝外，使使作用在在齿轮上上离开锥锥顶的轴轴向力由由靠近齿齿轮的轴轴承承受受，而反反向轴向向力则由由另一轴轴承承受受。为了了尽可能能地增加加支承刚刚度，支支承距离离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。靠靠近齿轮轮的支承承轴承有有时也采采用圆柱柱滚子轴轴承，这这时另一一轴承必必须采用用能承受受双向轴轴向力的的

6、双列圆圆锥滚子子轴承。支支承刚度度除了与与轴承形形式、轴轴径大小小、支承承间距离离和悬臂臂长度有有关以外外，还与与轴承与与轴及轴轴承与座座孔之间间的配合合紧度有有关44。悬臂式支承承结构简简单，支支承刚度度较差，用用于传递递转矩较较小的轿轿车、轻轻型货车车的单级级主减速速器及许许多双级级主减速速器中。 (a)主动动锥齿轮轮悬臂式式 (bb)主动锥锥齿轮跨跨置式 (c)从动锥锥齿轮图2.1 主减减速器锥锥齿轮的的支承形形式跨置式支承承结构(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

7、载载能力高高于悬臂臂式。此此外，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，使使布置更更紧凑，并并可减小小传动轴轴夹角，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，从从而使主主减速器器壳体结结构复杂杂，加工工成本提提高。另另外，因因主、从从动齿轮轮之间的的空间很很小，致致使主动动齿轮的的导向轴轴承尺寸寸受到限限制，有有时甚至至布置不不下或使使齿轮拆拆装困难难。跨置置式支承承中的导导向轴承承都为圆圆柱滚子子轴承，并并且内外外圈可以以分离或或根本不不带内圈圈。

8、它仅仅承受径径向力，尺尺寸根据据布置位位置而定定，是易易损坏的的一个轴轴承55。在本设计中中，由于于载荷量量超过22吨，故故采用跨跨置式。2.2.22 从动动锥齿轮轮的支承承 图2.2 从动锥锥齿轮辅辅助支承承 图2.3 主、从从动锥齿齿轮的许许用偏移移量从动锥齿轮轮的支承承(图2.1 c)，其其支承刚刚度与轴轴承的形形式、支支承间的的距离及及轴承之之间的分分布比例例有关。从从动锥齿齿轮多用用圆锥滚滚子轴承承支承。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

9、，cc+d应应不小于于从动锥锥齿轮大大端分度度圆直径径的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。在具有大的的主传动动比和径径向尺寸寸较大的的从动锥锥齿轮的的主减速速器中，为为了限制制从动锥锥齿轮因因受轴向向力作用用而产生生偏移，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。主主、从动动齿轮受受载变形形或移动动的许用用偏移量量如图22.3所示示。2.3 主主减速器器齿轮的的类型分分析1.主减速速器的结结构形式式

10、主要是是根据齿齿轮类型型、减速速形式的的不同而而不同。主减速器的的齿轮主主要有螺螺旋锥齿齿轮、双双曲面齿齿轮、圆圆柱齿轮轮和蜗轮轮蜗杆等等形式。2、双曲面面齿轮传传动双曲面齿轮轮传动(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、从从动齿轮轮圆周力力之比： (2.1)式中：F1、F22 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。螺旋角是指指在

11、锥齿齿轮节锥锥表面展展开图上上的齿线线任意一一点A的切线线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，则则螺旋角角系指中中点螺旋旋角。图2.5双双曲面齿齿轮副受受力情况况双曲面齿轮轮传动比比为： (22.2)式中：i0s 双双曲面齿齿轮传动动比；r1 主动动齿轮平平均分度度圆半径径，mmm；r2 从动齿轮轮平均分分度圆半半径，mmm。螺旋锥齿轮轮传动比比i0L为： (2.3)令，则i00s=KKi0L。由由于12，所以以系数KK1，一一般为11.2551.55077。3、圆柱齿齿轮传动动圆柱齿轮传传动(图2.4

12、c)一般般采用斜斜齿轮，广广泛应用用于发动动机横置置且前置置前驱动动的轿车车驱动桥桥(图2.6)和双级级主减速速器贯通通式驱动动桥。 4、蜗杆传传动蜗杆(图22.4d)传动动与锥齿齿轮传动动相比有有如下优优点：(1)在轮轮廓尺寸寸和结构构质量较较小的情情况下，可可得到较较大的传传动比(可大于于7)。(2)在任任何转速速下使用用均能工工作得非非常平稳稳且无噪噪声。(3)便于于汽车的的总布置置及贯通通式多桥桥驱动的的布置。(4)能传传递大的的载荷，使使用寿命命长。5、结构简简单，拆拆装方便便，调整整容易。但是由于蜗蜗轮齿圈圈要求用用高质量量的锡青青铜制作作，故成成本较高高；另外外，传动动效率较较低

13、。蜗杆传动主主要用于于生产批批量不大大的个别别重型多多桥驱动动汽车和和具有高高转速发发动机的的大客车车上88。图2.6 发动机机横置且且前置前前驱动轿轿车驱动动桥2.4 主主减速器器的减速速形式主减速器的的减速形形式可分分为单级级减速、双双级减速速、双速速减速、单单双级贯贯通、单单双级减减速配以以轮边减减速等9。2.4.11 单级级主减速速器图2.7 单级主主减速器器可由一对圆圆锥齿轮轮、一对对圆柱齿齿轮或由由蜗轮蜗蜗杆组成成，具有有结构简简单、质质量小、成成本低、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

14、地间隙隙，且使使从动齿齿轮热处处理困难难。单级主减速速器广泛泛应用于于轿车和和轻、中中型货车车的驱动动桥中。2.4.22双级主主减速器器双级主减速速器与单单级相比比，在保保证离地地间隙相相同时可可得到大大的传动动比，ii0一般为为712。但但是尺寸寸、质量量均较大大，成本本较高。它它主要应应用于中中、重型型货车、越越野车和和大客车车上。 整体式双级级主减速速器有多多种结构构方案：第一级级为锥齿齿轮，第第二级为为圆柱齿齿轮(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

15、)。对对于第一一级为锥锥齿轮、第第二级为为圆柱齿齿轮的双双级主减减速器，可可有纵向向水平(图2.9d)、斜斜向(图2.9e)和垂垂向(图2.9f)三种种布置方方案。在具有锥齿齿轮和圆圆柱齿轮轮的双级级主减速速器中分分配传动动比时，圆圆柱齿轮轮副和锥锥齿轮副副传动比比的比值值一般为为1.442.0，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，同同时可使使主动锥锥齿轮的的齿数适适当增多多，使其其支承轴轴颈的尺尺寸适当当加大，以以改善其其支承刚刚度，提提高啮合合平稳性性和工作作可靠性性。图2.8 双级主主

16、减速器器双速主减速速器(图2.8)内由齿齿轮的不不同组合合可获得得两种传传动比。它它与普通通变速器器相配合合，可得得到双倍倍于变速速器的挡挡位。双双速主减减速器的的高低挡挡减速比比是根据据汽车的的使用条条件、发发动机功功率及变变速器各各挡速比比的大小小来选定定的。大大的主减减速比用用于汽车车满载行行驶或在在困难道道路上行行驶，以以克服较较大的行行驶阻力力并减少少变速器器中间挡挡位的变变换次数数；小的的主减速速比则用用于汽车车空载、半半载行驶驶或在良良好路面面上行驶驶，以改改善汽车车的燃料料经济性性和提高高平均车车速。双速主减速速器的换换挡是由由远距离离操纵机机构实现现的，一一般有电电磁式、气气

17、压式和和电一气气压综合合式操纵纵机构。由由于双速速主减速速器无换换挡同步步装置，因因此其主主减速比比的变换换是在停车时进进行的。双双速主减减速器主主要在一一些单桥桥驱动的的重型汽汽车上采采用110。 (b) (cc) (d) (e)图2.9 双级主主减速器器布置方方案2.4.33 单双级级减速配配轮边减减速器在设计某些些重型汽汽车、矿矿山自卸卸车、越越野车和和大型公公共汽车车的驱动动桥时，由由于传动动系总传传动比较较大，为为了使变变速器、分分动器、传传动轴等等总成所所受载荷荷尽量小小，往往往将驱动动桥的速速比分配配得较大大。当主主减速比比大于112时，一一般的整整体式双双级主减减速器难难以达到

18、到要求，此此时常采采用轮边边减速器器。这样样，不仅仅使驱动动桥的中中间尺寸寸减小，保保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。但但是由于于每个驱驱动轮旁旁均设一一轮边减减速器，使使结构复复杂，成成本提高高，布置置轮毂、轴轴承、车车轮和制制动器较较困难。综上分析，本本设计中中采用单单级减速速器就能能满足要要求。2.5 本本章小结结本章首先确确定了主主减速比比，用以以确定其其它参数数。对主主减速器器型式确确定中主主要从主主减速器器齿轮的的类型、主主减速器器的

19、减速速形式、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主减减速器齿齿轮计算算载荷的的确定 11、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 (3.1) (3.22)式中： 发动动机最大大转矩2245 ； 由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； 传传动系上上述传动动部分的的传动效效率， =0.9； 由由于“猛接合合”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，

20、n取取1； 汽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； 轮胎对对地面的的附着系系数，取取0.885；分别为为由所计计算的主主减速器器从动齿齿轮到驱驱动车轮轮之间的的传动比比和传动动效率。2、主动锥锥齿轮的的计算转转矩为： (3.33)式中:Ga 汽车车满载总总质量，N；GT 所牵引引的挂车车的满载载总质量量，N；但仅仅用于牵牵引车的的计算；rr 车轮轮滚动半半径，mm；fR 道道路滚动动阻力系系数，对对于载货货汽车可可取0.01550.02；fH 汽汽车正常常使用时时的平均均爬坡能能力系数数，对于于载货汽汽车取00.0550.09。表3.1 车驱动动桥齿轮轮的许用用应力 计算载荷

21、 主减速器齿齿轮的许许用弯曲曲应力主减速器齿齿轮的许许用接触触应力差速器齿轮轮的许用用弯曲应应力，中的较小小者7002800980210.991750210.993.2主减减速器齿齿轮参数数的选择择1、 主、从从动齿数数的选择择 选择主、从从动锥齿齿轮齿数数时应考考虑如下下因素：为了磨磨合均匀匀，z1，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，噪噪声小和和具有高高的疲劳劳强度对对于商用用车z1一般不不小于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

22、。对对于不同同的主传传动比，z1和z2应有适宜的搭配12。主减速器的的传动比比为5.85，初初定主动动齿轮齿齿数z1=7，从动动齿轮齿齿数z2=41。2、从动锥锥齿轮节节圆直径径d2及端面面模数mmt的选择择 根据从动锥锥齿轮的的计算转转矩见式式3.11和式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，按按经验公公式选出出： (3.44) 式中： Kd2直径径系数，取取Kd2=13315.3；Tj计计算转矩矩，Nm，取，较小的的，=69889.55。计算得， d2=2866.7996mmmd2选定后后，可按按式m=d2/z2算出从从动齿轮轮大端模模数，并并用下式式校核: (3.5

23、5) 所以有：dd1=49mm d2=2877mm。3、螺旋锥锥齿轮齿齿面宽的的选择 通常推荐圆圆锥齿轮轮从动齿齿轮的齿齿宽F为其节节的锥距距0.33倍。对对于汽车车工业，主主减速器器螺旋锥锥齿轮面面宽度推推荐采用用：F=0.1155=45mmm4、锥齿轮轮螺旋方方向 主、从动锥锥齿轮的的螺旋方方向是相相反的。螺螺旋方向向与锥齿齿轮的旋旋转方向向影响其其所受的的轴向力力的方向向。当变变速器挂挂前进挡挡时，应应使主动动锥齿轮轮的轴向向力离开开锥顶方方向。这这样可使使主、从从动齿轮轮有分离离的趋势势，防止止轮齿因因卡死而而损坏。所以主动锥锥齿轮选选择为左左旋，从从锥顶看看为逆时时针运动动，这样样从

24、动锥锥齿轮为为右旋，从从锥顶看看为顺时时针，驱驱动汽车车前进。5、法向压压力角aa的选择择 压力角可以以提高齿齿轮的强强度，减减少齿轮轮不产生生根切的的最小齿齿数，但但对于尺尺寸小的的齿轮，大压压力角易易使齿顶顶变尖及及刀尖宽宽度过小小，并使使齿轮的的端面重重叠系数数下降，一一般对于于“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。 6、主主从动锥锥齿轮几几何计算算计算结果如如表表3.2 主减速速器齿轮轮的几何何尺寸计计算用表表序号项 目目计 算 公公 式计 算 结结 果1主动齿轮齿齿数72从动齿轮齿齿数413模数74齿面宽=45mmm5工作齿高8.3mmm6全

25、齿高 EIBED Equation.3 =13.222mmm7法向压力角角=208节圆直径=49mm=287mmm9节锥角arctaan=90-=9.699=80.33110节锥距A=A=1455.588mm11齿顶高=8.611mm=3.299mm12齿根高=4.611mm=9.933mm13外圆直径=65.997mmm=288.11mmm3.3主减减速器锥锥齿轮的的强度校校核主减速器锥锥齿轮的的工作条条件是相相当恶劣劣的，与与传动系系的其它它齿轮相相比，具具有载荷荷大，作作用时间间长，载载荷变化化多，带带冲击等等特点。其其损坏形形式主要要有齿轮轮根部弯弯曲折断断、齿面面疲劳点点蚀（剥剥落）

26、、磨磨损和擦擦伤等。根根据这些些情况，对对于主减减速器齿齿轮的材材料及热热处理应应有以下下要求：（1）具有有较高的的疲劳弯弯曲强度度和表面面接触疲疲劳强度度，以及及较好的的齿面耐耐磨性，故故齿表面应有有高的硬硬度；（2）轮齿齿心部应应有适当当的韧性性以适应应冲击载载荷，避避免在冲冲击载荷荷下轮齿齿根部折折断；（3）钢材材的锻造造、切削削与热处处理等加加工性能能良好，热热处理变变形小或或变形规规律易于于控制，以以提高产产品的质质量、缩缩短制造造时间、减减少生产产成本并并将低废废品率；（4）选择择齿轮材材料的合合金元素素时要适适合我国国的情况况。汽车主减速速器用的的螺旋锥锥齿轮以以及差速速器用的的

27、直齿锥锥齿轮，目目前都是是用渗碳碳合金钢钢制造。在在此，齿齿轮所采采用的钢钢为200CrMMnTii用渗碳碳合金钢钢制造的的齿轮，经经过渗碳碳、淬火火、回火火后，轮轮齿表面面硬度应应达到55864HHRC，而而心部硬硬度较低低，当端端面模数数8时为29945HHRC。对于渗碳深深度有如如下的规规定：当当端面模模数m5时， 为0.991.33mm 当端面面模数mm58时，为为1.001.44mm由于新齿轮轮接触和和润滑不不良，为为了防止止在运行行初期产产生胶合合、咬死死或擦伤伤，防止止早期的的磨损，圆圆锥齿轮轮的传动动副（或或仅仅大大齿轮）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

28、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寸，也不不能代替替润滑。1、单位齿齿长上的的圆周力力 在汽车主减减速器齿齿轮的表表面耐磨磨性，常常常用其其在轮齿齿上的假假定单位位压力即即单位齿齿长圆周周力来估估算，即即： (3.66)式中：p单位位齿长上上的圆周周力，NN/mmm； PP作作用在齿齿轮上的的圆周力力，N，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。按发动机最最大转矩矩计算时时： (3.77) 式中：Te maax发动机机输出的的最大转转矩，在在此取2245NNm；

29、 ig 变速器器的传动动比； d1 主动齿齿轮节圆圆直径，在在此取449mmm。按上式计算算一档时时： NNmm表3.3 许用单单位齿长长上的圆圆周力p (NNmm)类别档位类别档位一档二档直接档轿车893536321载货汽车1429250公共汽车982214牵引汽车536250由表可知pppp=114299 Nmm，因因此锥齿齿轮的表表面耐磨磨性满足足要求。2、轮齿的的弯曲强强度计算算 汽车主减速速器螺旋旋锥齿轮轮轮齿的的计算弯弯曲应力力w(Nmm2)为： (3.88)式中：齿轮计计算转矩矩；K0超超载系数数，1.0； KKs尺寸寸系数； Kmm载荷荷分配系系数取KKm =11； Kvv质量

30、量系数，对对于汽车车驱动桥桥齿轮，档档齿轮接接触良好好、节及及径向跳跳动精度度高时，取取1；J计算算弯曲应应力用的的综合系系数，查查表得，J=0.2按Tje计计算：主动锥齿轮轮弯曲应应力w1=4399.2 Nmm7700 Nmm从动锥齿轮轮弯曲应应力w2=6666.677 Nmm7700 Nmm按Tjm计计算：主动锥齿轮轮弯曲应应力w1=1066.711 Nmm2100.9NNmm从动锥齿轮轮弯曲应应力w2=1611.222 Nmm2100.9NNmm综上所述计计算的齿齿轮满足足弯曲强强度的要要求。3、轮齿的的接触强强度计算算 螺旋锥齿轮轮齿面的的计算接接触应力力j（Nmm）为为： (3.99

31、) 式中：Tjz主动齿齿轮计算算转矩；Cp材材料的弹弹性系数数，对于于钢制齿齿轮副取取2322.6NN1/22/mmm；d1主主动齿轮轮节圆直直径，449.884mmm；Ks尺尺寸系数数，Ks =11；Kf表表面质量量系数，对对于制造造精确的的齿轮可可取1； F齿齿面宽，取取齿轮副副中较小小值即从从动齿轮轮齿宽337.664mmm；大齿轮齿数 J 计算应应力的综综合系数数，J =0.2。大齿轮齿数接触强度计算用J小齿轮齿数接触强度计算用J小齿轮齿数图3.1 接触强强度计算算综合系系数J按Tje计计算：j=24478.9628000 NNmm 按Tjm计计算：j=12221.7717550Nmm

32、接触强度满满足校核核。3.4主减减速器的的轴承选选择轴承的计算算主要是是计算轴轴承的寿寿命。设设计时，通通常是先先根据主主减速器器的结构构尺寸初初步确定定轴承的的型号，然然后验算算轴承寿寿命。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、圆圆周力，然然后再求求出轴承承反力，以以确定轴轴承载荷荷。1、作用在在主减速速器主动动齿轮上上的力如图 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

33、及垂直直于齿轮轮轴线的的径向力力。图3.2 主动锥锥齿轮工工作时受受力情况况为计算作用用在齿轮轮的圆周周力，首首先需要要确定计计算转矩矩。汽车车在行驶驶过程中中，由于于变速器器挡位的的改变，且且发动机机也不全全处于最最大转矩矩状态，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，轴轴承的主主要损坏坏形式为为疲劳损损伤，所所以应按按输入的的当量转转矩进行行计算。作作用在主主减速器器主动锥锥齿轮上上的当量量转矩可可按下式式计算13： (33.100)式中：发动机机最大转转矩，在在此取2245NNm；fi1，ffi2fi2RR变速速器在各各挡的使使用率，可可参考选选取0.5，2，5

34、，155，777.5；ig1，iig2igR变速器器各挡的的传动比比4.771，3.882，2.444，1.555，0.778；fT1，ffT2fTR变速器器在各挡挡时的发发动机的的利用率率，可参参选取550，600，700，700，600。表 3.44 及的参考考值变速器档位变速器档位车型轿车公共汽车载货汽车III挡IV挡IV挡IV挡带超速档IV挡IV挡带超速档V挡80I IIIIIIVV19901420750.82.51680.772627651415501311850.53.57590.5251577.5IIIIIIIVV60 605070656060656050507070606070

35、70606050607060506070705060707060注：表中KKr=TTe mmax/(0.1Gaa)，式中：Te maax发动机机最大转转矩，NNm；Ga汽汽车总重重，kNN。经计算Tdd=2322.344Nmm齿面宽中点点的圆周周力P为： =114490.6N (3.111)式中： T作用用在该齿齿轮上的的转矩。主主动齿轮轮的当量量转矩TT1d；dm该该齿轮齿齿面宽中中点的分分度圆直直径。对对于螺旋旋锥齿轮轮：由此可得：d1m440.444mmmd2m =242.6mmm；计算锥齿轮轮的轴向向力与径径向力根根据条件件选用表表3.55中公式式。表 3.55 圆锥锥齿轮轴轴向力与与

36、径向力力主动齿轮轴向力径向力螺旋方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的的螺旋方方向为左左；旋转转方向为为顺时针针：=87833.088N (3.112) = 36998.331N (3.113)式中：齿廓廓表面的的法向压压力角220；1主主动齿轮轮的节锥锥角9.69；2从从动齿轮轮的节锥锥角800.311。 因因为输入入轴的轴轴向力等等于输出出轴的径径向力，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、主减速速器轴承承载荷的的计算图 3.33 主减速速器轴承承的布置置尺寸轴承的轴向向载荷就就是上述述的齿轮轮的轴向向力。但但如果采采用圆锥锥滚子轴轴承作支支承

37、时，还还应考虑虑径向力力所应起起的派生生轴向力力的影响响。而轴轴承的径径向载荷荷则是上上述齿轮轮的径向向力，圆圆周力及及轴向力力这三者者所引起起的轴承承径向支支承反力力的向量量和。当当主减速速器的齿齿轮尺寸寸，支承承形式和和轴承位位置已初初步确定定，计算算出齿轮轮的轴向向力、径径向力圆圆周力后后，则可可计算出出轴承的的径向载载荷。对于采用跨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，BB的径向向载荷分分别为：= (3.114) (3.115)式中：已知知P，R1，A1 , d1m , a=35mmm，b=220mm，c=155mm。所以，轴承

38、承A的径向向力RA=76641.7N 轴承承B的径向向力RB=90062.3N轴承的寿命命为： (3.116)式中： ft 为温度度系数，在在此取11.0；fp 为载荷荷系数，在在此取11.2；Cr额额定动载载荷，NN：其值值根据轴轴承型号号确定。此外对于无无轮边减减速器的的驱动桥桥来说，主主减速器器的从动动锥齿轮轮轴承的的计算转转速为： r/mm (3.117)式中：rr轮轮胎的滚滚动半径径，0.3733m；vam汽车的的平均行行驶速度度，kmm/h;对于载载货汽车车和公共共汽车可可取30035 km/h，在在此取335 kkm/hh。所以有上式式可得nn2=2422.9 r/mmin主动锥

39、齿轮轮的计算算转速nn1=2422.96.773=16445.66 r/minn。所以轴承能能工作的的额定轴轴承寿命命： (3.118) 式中: nn 轴承承的计算算转速，1645.6r/min。若大修里程程S定为10000000公里里，可计计算出预预期寿命命即： (3.119) 所以=229411.188 h对于轴承AA和B，分别是单单独一个个轴承，根根据尺寸寸，在此此轴承AA选用N2205EE型轴承承，d=25mmm,D=52mmm，Cr=27.5KNN144。对于轴承AA，在此此径向力力RA=76641.7N，轴向向力A=87883.008.NN。当量动载荷荷： QQ=RA=76641.

40、7N (3.220) 所以轴承的的使用寿寿命为：=81227.554h29441.118 hh=所以轴承AA符合使使用要求求。对于轴承BB，径向向力RB=90662.33N，轴向向力A=36998.33，所以以A/RR=0.47eX=0.44,Y=1.66当量动载荷荷： Q= fdd(XRRB+YAA) 式中：fdd冲击击载荷系系数在此此取1.2；所以，Q=1.22（0.441222555.533+1.6772044.888）=1997155.7NN=37731.02 h330766.9 h=所以轴承BB符合使使用要求求。轴承C,DD的径向向载荷 =71170.8N （33.211） =766

41、85.1 N （3.222）上式=2110 =1200 =900因为轴承CC，D是是对称安安装，且且型号承承受载荷荷相同，所所以C,D的轴轴承寿命命相同，所所以计算算轴承CC的寿命命即可。按当量转矩矩求出轴轴承的径径向载荷荷及轴向向载荷以以后，即即可按下下式求轴轴承的当当量动载载荷: N式中：径向系系数； 轴向向系数。 对单列列圆锥滚滚子轴承承来说，当当时， =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。 因因为轴承承型号均均为3002111，所以以=0.4。所以对于前前轴承CC来说，所以=0.4，=1.7； N （33.233）在实际中，常常以小时时数表示示轴承的的额定寿寿

42、命：对于轴承CC： =51192.96 h 29441.118 hh= （3.24）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。对对于主减减速器主主动齿轮轮轴承的的计算转转速为 =2422.9 （33.255）式中：轮胎滚滚动半径径，m；汽车的的平均行行驶速度度，kmm/h；对于载载货汽车车可取为为30-35 km/h。取取35kkm/hh；所以轴承CC，D符符合使用用要求。第4章 UUG建模模4.1各零零部件建建模1.从动锥锥齿轮主动锥齿轮轮差速器右壳壳体从动部分装装配 主减速速器 下下壳体主减速器上上壳体从动齿轮轴轴承主动齿轮轴轴承4.2其他他部件设设计：主减速器盖盖主动齿轮轴轴套筒 防尘罩差速器齿轮轮副壳体链接螺螺栓M112放油螺栓mm16主减速器装装配 HYPERLINK l _Toc199748019 第第5章 主减速速器主要要零件的的有限元元分析5.1主减减速器壳壳体的有有限元分分析主动锥齿轮轮的材料料选用球球墨铸铁铁，材料料的主要要力