汽车主减速器设计与研究(24页).doc

-汽车主减速器设计与研究-第 23 页引 言汽车主减速器总成是汽车传动系的重要部件之一,其功用是降速增矩(将输入的转矩增大并相应降低转速),并可改变发动机转矩的传递方向,以适应汽车的行驶方向。主减速器总成对装配精度的要求很高,其制造和装配质量对驱动桥乃至整车的性能有很大的影响。由于受到传统制造、装配工艺和测控手段限制,主减速器的装配质量往往满足不了高质量汽车的要求。近年国内许多车桥生产厂家先后使用了成套制造设备和主减速器柔性装配线,使制造和装配质量有了一定的提高,但针对其装配精度的检测,目前尚缺乏自动化测控设备。汽车主减速器设计与研究1 基本设计参数1）.发动机最大功率: 55 kw/rpm 2）.发动机最大扭矩: 161.7 Nm/rpm3）.五档手动变速器: 低速档比: 6.08 4）.主减速比：4.48高档速比:1.005）.轮胎型号:185/75R16 （即轮胎半径332.7mm) 6）.汽车总质量: 42000 kg 2 驱动桥简介汽车驱动桥位于传动系的末端。其作用主要有增扭，降速，改变转矩的传递方向，并合理的将转矩分配给两个驱动车轮；而且，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器，差速器，半轴和桥壳组成。目前国内大型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些企业几乎占到国内大型车桥90%以上的市场。设计驱动桥时应当满足如下基本要求：1)选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2)外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。3)齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4)在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。5)具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。6)与悬架导向机构运动协调。7)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。3驱动桥结构形式及选择 驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。独立悬架驱动桥结构较复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。3.1非断开式驱动桥普通非断开式驱动桥，结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。3.2断开式驱动桥断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏。但是，由于与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。由于本设计车辆为小型客车，所以选用断开式驱动桥。4 主减速器的结构设计4.1 主减速器的齿轮类型及选择a螺旋锥齿轮 b双曲面齿轮 c圆柱齿轮传动 d螺杆传动图1.1主减速器的几种齿轮类型主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮（见图1.2），圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用螺旋锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。而螺旋锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的螺旋锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。另外，螺旋锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。(a) 螺旋锥齿轮传动； (b)双曲面齿轮传动 图1.2 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动本设计选择格里森式螺旋锥齿轮（弧齿），主从动齿轮螺旋角相等。4.2 主减速器的减速形式为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的（见图1.3）。按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双速主减速器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。由于i0=4.486，所以采用单级主减速器。图1.3 单级主减速器（左）、双级主减速器（右）4.3 主减速器主减速器主，从动锥齿轮的支承形式主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式和跨置式两种。悬臂式安装通常在负荷较小的小客车和轻型载荷汽车上采用，所以本设计采用悬臂式的主动锥齿轮支撑方式（见图1.4）。采用悬臂式安装时，为保证齿轮的刚度，主动齿轮的轴颈应尽可能的加大，并使两轴承间距b比悬臂距离c大2.5倍以上，同时b不能小于所支承的齿轮大端节圆直径的70%。 图1.4 主动锥齿轮悬臂式从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（见图1.5）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。图1.5 从动锥齿轮支撑形式5 主减速器齿轮参数设计与强度校核5.1 主减速器齿轮计算载荷的确定5.1.1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Tce（N·m）： （1-1）式中：iTL发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比，iTL=ig1·i0=6.018×4.48=26.96；Ttpd发动机的输出的最大转矩，根据第三章取161.7 N·m；T传动系上传动部分的传动效率，在此取0.93；n该汽车的驱动桥数目在此取1；Kd由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取Kd=1.0，当性能系数fp>0时可取Kd=2.0，fp根据式（1-2）可得； （1-2）式中：M汽车满载时的总质量，在此取42000kg； fP汽车的性能系数。所以根据上式可得： = 50.65>16fp=-0.3465<0 即Kd=1.0由以上各参数可求Tce：=4054.27N·m5.1.2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs（N·m）： （1-3）式中：G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥所承载23692.3N的负荷； 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取=0.85；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25； rr车轮的滚动半径，在此滚动半径为0.3327m； LB，iLB分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，LB取0.9，由于没有轮边减速器iLB取1.0。所以根据上式可得： = 7444.52N·m5.1.3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf（N·m）：对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： （1-4）式中：Ga汽车满载时的总重量，取4200×9.8=41160N；GT所牵引的挂车满载时总重量(N)，但仅用于牵引车的计算,此处为0；fR道路滚动阻力系数，取0.012；fH汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于货车公交车可取0.050.09，在此取0.07；fP汽车的性能系数在此取0。所以根据上式可得： 即，Tcf=1247.67 N·m 注意：当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩取前面两种的较小值，即；当计算锥齿轮的疲劳寿命时，取。5.2 主减速器锥齿轮的主要参数选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数z1和z2，从动锥齿轮大端分度圆直径d2、端面模数mt、主从动锥齿轮齿面宽b1和b2、中点螺旋角、法向压力角等。5.2.1主、从动锥齿轮齿数z1和z2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，z1，z2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小于40。3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车z1一般不小于6。4）主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。5）对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。查阅资料可知对于传动比为i0=4.48的汽车来说，主动齿轮的齿数初选z1=9，从动齿轮齿数z2=40。5.2.2主、从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择对于单级主减速器，增大尺寸d2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小d2又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。d2可根据经验公式初选，即： （1-5）式中：KD2直径系数，一般取13.016.0Tc 从动锥齿轮的计算转矩（N·m），为Tce和Tcs中的较小者所以Tc =4054.27N·m。所以 d2=（13.016.0）=（207.3255.1）mm初选d2=230mm 则mt= d2/ z2=230/40=5.75mm查阅机械设计通用手册，mt选取6，则d2=240mm d1=mtz1=54mm同时，mt还应满足：= （1-6）式中：模数系数Km=（0.30.4）此处，mt=（0.30.4）=（4.786.38）。所以模数mt =6符合条件5.2.3 主，从动锥齿轮齿面宽b1和b2锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于节锥距R的0.3倍，R=123mmb20.3R=36.9mm，而且b2应满足b210 mt=60mm，一般推荐采用： b2=0.155 D2=0.155×240=37.2mm 取b2=36mm一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取b1=40mm5.2.4中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，一般应不小于1.25，在1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角一般为35°40°，在此处取37°。5.2.5螺旋方向 图1.6齿轮的螺旋方向及轴向推力主、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右旋，从锥顶看为顺时针运动，这样从动锥齿轮为左旋，从锥顶看为逆时针，驱动汽车前进。法向压力角加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重合度下降，因此对于轻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。对于弧齿锥齿轮，货车和城市公交车可选用=20°的压力角。5.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表1-1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸表序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果1主动齿轮齿数z192主动齿轮旋转方向右旋3从动齿轮齿数z2404从动齿轮旋转方向左旋5端面模数m6mm6齿面宽bb1=40mm，b2=36mm7齿顶高系数0.858顶隙系数0.1889工作齿高10.20mm10全齿高h=11.33mm11法向压力角=20°12轴交角=90°13节圆直径d=mzd1=54mm，d2=240mm14分度锥角1=arctan（z1/z2）2=90°-11=12.68°2=77.32°15分锥距A=123.01mm16大端锥距R123mm17齿距P=mP=18.85mm18齿顶高 =7.32mm，=2.88mm19齿根高=4.01 mm，=8.45mm20径向间隙c=c=1.13mm21齿根角f1=1.87°，f2=3.93°22面锥角a1=1+f2a2=2+f1a1=16.611°a2=79.19°23根锥角f1=1-f1，f2=2-f2f1=10.81°，f2=73.39°24齿顶圆直径da1=68.28mmda2=241.26mm25齿根圆直径df1=46.18mmdf2=236.29mm26外锥高Ak1=118.39mmAk2=24.19mm27齿侧间隙B=0.3050.4060.4mm28螺旋角=37°5.4 主减速器锥齿轮强度计算与校核 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。表1-2为主减速器许用应力 。 表1-2 汽车主减速器的许用应力 计算载荷主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力最大计算转矩ceT，csT中的较小者7002800980平均计算转矩cfT210.91750210.95.4.1单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力p(N/mm)来估算，即： （1-7）式中：F作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Ttpd和最大附着力矩G2rr两种载荷工况进行计算，N； b2从动齿轮的齿面宽，在此取36mm。1)按发动机最大转矩计算时： （1-8）式中：Ttpd发动机输出的最大转矩，161.7N·m； ig变速器的传动比，6.018； d1主动齿轮节圆直径，在此取54mm.。将各参数代入式（1-8）得：p=1001.14 N/mm1.25p2)按最大附着力矩计算时： （1-9）式中：G2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，在此取23692.3N； 轮胎与地面的附着系数，在此取0.85； rr轮胎的滚动半径，在此取0.3327m。将各参数代入式（1-9）得：p= 1550.94N/mm1.25p5.4.2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： （1-10）Tz=Tc/(i0G) （1-11）式中：Tc该齿轮的计算转矩，N·m，对于从动齿轮，Tc=minTce，Tcs和Tcf，对于主动齿轮， Tc还要根据式（6-11）换算，G=0.95；K0超载系数；在此取1.0； Ks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m1.6时，在此0.70； Km载荷分配系数，悬置式支承取1.01.1，此处取1.1；Kv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1.0； b计算齿轮的齿面宽，mm； z计算齿轮的齿数；m端面模数，mm； Jw计算弯曲应力综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数。载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。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。按图6.6选取小齿轮的Jw10.242，大齿轮Jw20.185。图6.6 弯曲计算用综合系数1）按照Tc=minTce，Tcs计算的最大弯曲应力其中Tc =4054.27 N·m，km=1代入式（1-10）、（1-11）得：w1=497.68MPa700MPa，w2=611.86MPa700MPa；2）按照Tcf计算疲劳接触应力其中Tc =1247.67 N·m，km=1.1代入式（1-10）、（1-11）得：w1=153.16MPa，w2= 188.36MPa；所以基本符合设计要求。5.4.3轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为: （1-12）式中：Tz主动齿轮计算转矩，N·m，根据式（1-11可得）； Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N1/2/mm；Kf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；JJ计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮和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， 按图1.7选取JJ=0.126。图1.7 接触强度计算用综合系数1）按照Tc=minTce，Tcs计算的最大弯曲应力其中将Tc =4054.27 N·m，km=1.1代入式（1-11）、（1-12）得：j= 2449.6MPa2800MPa；2）按照Tcf计算疲劳接触应力其中将Tc =1247.67N·m，km=1代入式（1-11）、（1-12）得：j=1358.9MPa2800MPa；所以基本符合设计要求。5.5 主减速器锥齿轮的材料 驱动桥主减速器的工作条件是相当繁重的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。根据这些情况，对驱动桥齿轮的材料应满足如下的要求：(1)具有高的弯曲疲劳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)齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。(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控制，以提高产品质量，缩短制造时间、减小成本并降低废品率。(4)选择合金材料是，尽量少用含镍、铬材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。汽车主减速器螺旋锥齿轮目前都是用渗碳合金钢制造，其钢号主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢有表面能得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%1.2%），具有很高的抗压性和耐磨性，而芯部较软，具有良好的韧性等优点。因此，这类材料的表面接触强度、抗冲击能力和弯曲强度都较好。由于钢本身含碳量较低，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.0050.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。此处选20CrMnTi。6 主减速器轴承的计算6.1 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Tdz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： （1-13）式中：Ttpd发动机最大转矩，在此取161.7N·m；fi1，fi2fiR变速器在各挡的使用率，fi1=20，fi2=80；ig1，ig2igR变速器各挡的传动比； fT1，fT2fTR变速器在各挡时的发动机的利用率，可fT1=fT2=60。 =343.52 N·m对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径： （1-14） （1-15）所以经计算： d1m45.90mm，d2m= 204.02mm（1）齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力（N）为： （1-16）式中：Tdz作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩；dm该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。则主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力： =14.97KN（2）锥齿轮的轴向力和径向力图1.8 主动锥齿轮齿面的受力图如图1.8，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，FN为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，FT分解成两个相互垂直的力FN和Ff，FN垂直于OA且位于OOA所在的平面，Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力Fs。F与Ff之间的夹角为螺旋角，FT与Ff之间的夹角为法向压力角，这样就有： （1-17） （1-18） （1-19）于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为： （1-20） （1-21）根据式（1-20）可计算：36085.3N根据式（1-21）可计算：=15100.5N6.2 主减速器轴承载荷的计算轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷。对于采用悬置式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图1.9所示图1.9 主减速器轴承的布置尺寸 图1.10单极主减速器轴承的布置尺寸(1)对于主动轴轴承： 轴承A，B的径向载荷分别为： （1-22） （1-23）根据上式已知F=14970N，Faz=36085.3N，Frz=15100.5N，a=130mm，b=50mm，c=d=84mm 所以轴承A的径向力：=24689.38N其轴向力为0；轴承B的径向力：=5999.68N 轴承A、B的轴向载荷为： =0 当锥齿轮的节圆直径d180mm时，一般采用整体式结构，所以主动齿轮为整体式结构，.（1） 对于轴承A、B，由于主动轴的尺寸以及轴承为标准件的限制，所以轴承A轴颈取d=40mm，在此选用32308型轴承；轴承B取轴颈d=35mm，在此选用32307型轴承。 （1-24）在此径向力R=24689.38N 轴向力A=36085.3N，e=1.5tga=0.546,所以A/R=1.76e，所以 X=0.4，Y=0.4cot=1.10。当量动载荷： Q= （1-27）式中：fd冲击载荷系数在此取1.2。有上式可得Q=1.2（0.4×24689.38+1.10×36085.3）=59483.50N由于采用的是成对轴承Cr=1.71Cr Cr=115000N n=4000r/min =所以轴承的使用寿命由式（1-24）和式（1-27）可得；=224.3h （2)对于从动轴轴承： 初选c=d=84mm轴承C、D的径向载荷分别为 （1-28） （1-29）由于从动齿轮的轴向力和径向力分别为=4180.20N =12503.1N 所以由（1-28）、（1-29）可得：轴承C、D的径向力分别为 =11889.28N =8166.39N轴承C、D的轴向力为 4180.20N 0可用受力最大的轴承C来计算，两轴承取相同型号。=4180.2/11889.3=0.352<e , X=1,Y=0,所以=11889.3N 224.3= C=40.315N,选取32010X2型圆锥滚子轴承，其内径为50mm。7 主动锥齿轮花键的设计计算 主动锥齿轮和传动轴用花键连接，本设计选用矩形花键来连接,选定的花键小径为36mm，其基本尺寸规格为 (GB/T1144-87)。 对花键应该进行挤压应力和键齿切应力的验算。挤压应力不应大于200MPa,切应力不大于73MPa。半轴花键的剪切应力为 (1-30)半轴花键的挤压应力为 (1-31)式中：主动锥齿轮的计算转矩，为 N/m D花键的外径，32mm d与之相配的花键孔内径，26mm， z花键的齿数，为6， 花键的工作长度，取60mm b花键的宽度,6mm j_载荷分配不均匀系数，在此取为0.8代入公式（6-30）、（6-31）得所以以上数据满足要求。8 心得体会通过这次毕业设计，首先让我对汽车的传动有了更清晰的认识，明白了机械设计的流程，也使我明白了一个看似简单的东西，它的设计过程、它的参数的确定、它的尺寸的标注，都是很复杂的事情，需要认真的对待。同时自己不懂的地方还很多，要学习的知识也还很多。所以在今后的学习中我会更加的努力，好好地充实自己，使自己达到一个更高的水平。当然这次毕业设计也巩固了自己已学过的知识，让我对知识有了更深刻的认识和理解，收获良多。最后非常感谢老师和同学们对我的帮助，我想信自己会在机械行业大展宏图的！致谢本文是在尊敬的导师李慧的精心指导下完成的，导师高尚的品德，渊博的学识，严谨的学风和高度的责任心深深地影响着学生。导师的教诲是学生宝贵的精神财富，并将使学生受益终生。在此，谨向尊敬的导师表示真诚的感谢和崇高的敬意！在课题的研究过程中，黄河科技大学工学院的各位领导和老师对论文的完成给予了很大支持和帮助，在此表示由衷的感谢！最后，作者还要深深地感谢默默支持本人完成学业的父母及亲友，感谢他们为我所做出的无私奉献和巨大支持！谨向所有在本文的完成中给予作者关怀和帮助而在此无法一一提及的老师、同学和朋友致以诚挚的谢意！参 考 文 献1 鲍莉：机械设计基础 河南科学技术出版社 2010.10.2 王望予.汽车设计M.北京:机械工业出版社，2005.3 徐颢.机械设计手册（第3，4卷）.北京：机械工业出版社，1991.4 温芳,黄华梁.基于模糊可靠度约束的差速器行星齿轮传动优化设计J.2004.6.5 刘惟信.汽车车桥设计M.清华大学出版社，2004.6 王少怀、徐东安.机械设计实用手册.北京：机械工业出版社，2009.4.7 王国权，龚国庆.汽车设计课程设计指导书.北京：机械工业出版社，2009.11.8 张炳力.汽车设计.合肥工业大学出版社，2011.3.