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畢業(yè)設計 論文 題目審定表 指導教師姓名 田芳 職稱 助教 從事專業(yè) 車輛工程 B05 17 班 是否外聘 是 否 題目名稱 載貨汽車主減速器設計 課題適用專業(yè) 車輛工程 課題類型 X 課題簡介 主要內容 意義 現(xiàn)有條件 預期成果及表現(xiàn)形式 1 設計的主要內容 在本畢業(yè)設計中 載貨汽車的主減速器進行設計 使之具有足夠的強度和剛度以及較高的傳動 效率 通過對主減速器主要結構尺寸的計算 對關鍵部件的強度剛度的計算和校核完成相關設計 最后利用 AutoCAD 繪圖 編寫設計說明書 2 意義 對于載貨汽車來說 要傳遞的轉矩較乘用車和客車 以及輕型商用車都要大得多 以便能夠以 較低的成本運輸較多的貨物 所以選擇功率較大的發(fā)動機 這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求 而主減 速器在傳動系統(tǒng)中起著非常重要的作用 在發(fā)動機相同的情況下 采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性 比較高的傳動系便成了有效節(jié)油的措施之一 所以設計新型的主減速器已成為了新的課題 3 預期成果 1 完成設計說明書一份 1 5 萬字以上 2 繪制總裝配圖和主要零件圖 圖量折合 A0圖紙 3 張以上 3 設計資料的電子稿件一份 指導教師簽字 年 月 日 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合度 好 較好 一般 較差 2 對學生能力培養(yǎng)及全面訓練的程度 好 較好 一般 較差 3 選題與生產 科研 實驗室建設等實際的結合程度 好 較好 一般 較差 4 論文選題的理論意義或實際價值 好 較好 一般 較差 5 課題預計工作量 較大 適中 較小 6 課題預計難易程度 較難 一般 較易 教 研 室 意 見 教研室主任簽字 年 月 日 系 部 教學指導委員會意見 負責人簽字 年 月 日 注 課題類型填寫 W 科研項目 X 生產 社會 實際 Y 實驗室建設 Z 其它 SY 025 BY 1 畢業(yè)設計答辯評分表 學生 姓名 宛孝男 專業(yè) 班級 車輛工程 B05 17 31 指導 教師 田芳 職 稱 助教 題目 越野車驅動橋后橋設計 答辯時間 6 月 23 日 答辯組 成員姓名 出席 人數(shù) 序 號 評 審 指 標 滿 分 得 分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度 綜合訓練情況 題目難易度 工作量 與實際的結合程度 10 2 設計 實驗 能力 對實驗結果的分析能力 計算能力 綜合運用知識能力 10 3 應用文獻資料 計算機 外文的能力 10 4 設計說明書撰寫水平 圖紙質量 設計的規(guī)范化程度 設計欄目齊全合理 SI制的使用等 實用性 科學性和創(chuàng)新性 15 5 畢業(yè)設計答辯準備情況 5 6 畢業(yè)設計自述情況 20 7 畢業(yè)設計答辯回答問題情況 30 總 分 Z 答辯過程記錄 評語 答辯組長簽字 年 月 日 SY 025 BY 8 畢業(yè)設計 論文 成績評定表 學生姓名 宛孝男 性別 男 系部 汽車工程系 專業(yè) 車輛工程 班級 B05 17 31 設計 論文 題目 越野車驅動橋后橋設計 指導教師姓名 田芳 職稱 助教 指導教師評分 X 評閱教師姓名 職稱 評閱教師評分 Y 答辯組組長 職稱 答辯組評分 Z 百分制 畢業(yè)設計 論文 成績 五級分制 答辯委員會評語 答辯委員會主任簽字 蓋章 系部公章 年 月 日 注 1 指導教師 評閱教師 答辯組評分按百分制填寫 畢業(yè)設計 論文 成績百分制 0 3X 0 2Y 0 5Z 2 評語中應當包括學生畢業(yè)設計 論文 選題質量 能力水平 設計 論文 水平 設計 論文 撰寫質量 學生在畢業(yè)設計 論文 實施或寫作過程中的學習態(tài)度及學生答辯情況等內容的評價 SY 025 BY 9 優(yōu)秀畢業(yè)設計 論文 推薦表 題 目 類別 學生姓名 系 專業(yè) 班級 指導教師 職 稱 設計成果明細 答辯委員會評語 答辯委員會主任簽字 蓋章 系部公章 年 月 日 備 注 注 類別 欄填寫畢業(yè)論文或畢業(yè)設計 SY 025 BY 10 畢業(yè)設計 論文 過程管理材料 題 目 載貨汽車主減速器設計 學生姓名 宛孝男 系部名稱 車輛工程系 專業(yè)班級 B05 17 31 指導教師 田芳 職 稱 助教 教研室 豐田中心 起止時間 2009 年 3 月 2 日 教 務 處 制 本科學生畢業(yè)設計 載貨汽車主減速器設計 系部名稱 汽車工程系 專業(yè)班級 車輛工程 B05 17 學生姓名 楊清清 指導教師 田芳 職 稱 助教 黑 龍 江 工 程 學 院 二 九年六月 The Graduation Design for Bachelor s Degree Design of Truck Main Reduction Gear Candidate Yang Qingqing Specialty Vehicle Engineering Class B05 17 Supervisor Assistant Tian Fang Heilongjiang Institute of Technology 2009 06 Harbin 畢業(yè)設計 論文 開題報告 學生姓名 楊清清 系部 汽車工程系 專業(yè) 班級 車輛工程 B05 17 指導教師姓名 田芳 職稱 助教 從事專業(yè) 汽車運用技術 是否外聘 是 否 題目名稱 黃河少帥自卸車雙級主減速器設計 一 課題研究現(xiàn)狀 選題目的和意義 載貨汽車的有關參數(shù) 名稱 代號 參數(shù) 驅動形式 4 2 裝載質量 t 8 510 總質量 t 16 發(fā)動機最大功率 kw 及轉速 r min 140 2500maxePpn 發(fā)動機最大轉矩 N m 及轉速 r min 700 1400T 輪胎型號 11 00 20 5 2gli 變速器傳動比 gi 0 60h 最高車速 km h 92maxv 改革開放以來 中國的汽車得到了快速的發(fā)展 尤其的加入的 WTO 后 我國的汽車市場對外 開發(fā) 汽車工業(yè)逐漸成為世界汽車整體市場的一個重要組成部分 同時 車用減速器也隨著整車的 發(fā)展不斷成長和成熟起來 隨著高速公路網(wǎng)狀況的改善和國家環(huán)保法規(guī)的完善 環(huán)保 舒適 快捷 成為客車和貨車市場的主旋律 對整車主要總成之一的驅動橋而言 小速比 大扭矩 傳動效率高 成本低逐漸成為客車和貨車主減速器技術的發(fā)展趨勢 產品上 國內重型貨車市場用戶主要以承載能力強 齒輪疲勞壽命高 結構先進 易維護等特 點的產品為首選 目前己開發(fā)的產品 如陜西漢德引進德國撇 N 公司技術的 485 減速驅動橋 一汽 集團和東風公司的 13 噸級系列車橋為代表的主減速器技術 都是在有效吸收國外同類產品新技術的 基礎上 針對國內市場需求開發(fā)出來的高性能 高可靠性 高品質的車橋產品 這些產品基本代表 了國內車用減速器發(fā)展的方向 通過整合和平臺化開發(fā) 目前國內市場形成了 457 460 480 500 等眾多成型穩(wěn)定產品 并被用戶廣泛認可和使用 根據(jù)主減速器的使用目的和要求的不同 其結構形式也有很大差異 按主減速器所處的位 置可分為中央主減速器和輪邊減速器 按參加減速傳動的齒輪副可分為單級式主減速器和雙級 式主減速器 按主減速器速比的變化可分為單速主減速器和雙速主減速器兩種 按齒輪副結構形式 可分為圓柱齒輪式和圓錐齒輪式兩種 由于雙曲面齒輪具有一系列的優(yōu)點 因而它比弧齒錐齒輪應 SY 025 BY 3 用更廣泛 但弧齒錐齒輪也常被采用 其原因是 它能承受大的負荷 加之其齒輪不是在齒的全長 上同時嚙合 而是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另一端 使得其工作平穩(wěn) 即使在高速運轉 時 噪聲和振動也很小 傳動效率高 能達到 99 生產成本也較低 不需要特殊的潤滑 工作穩(wěn) 定性能好 在中小型汽車上單級主減速器因具有結構簡單 體積及質量小等特點被廣泛應用 根據(jù)發(fā) 動機特性和汽車使用條件 要求主減速器具有較大的主傳動比時 由一對錐齒輪構成的單級主 減速器已不能保證足夠的最小離地間隙 這時則需要采用兩對齒輪來實現(xiàn)降速的雙級主減速器 而雙級主減速器不僅能夠滿足較大單位主減速比 還可以最小離地間隙等要求 提高汽車的通 過性能 也可以設計成雙級的主減速器 也能達到目的 考慮到車型和車的生產成本 選用的是 弧齒錐齒輪 在本畢業(yè)設計中 針對載貨汽車的雙極主減速器進行設計 使之滿足所要的性能 并 保證具有足夠的強度和剛度以及較高的傳動效率 在主減速器的設計中 差速器和主減速器相連在一起 所以我認為對差速器的設計很重要 對 此也對差速器進行設計 設計的目的 使發(fā)動機傳過來的高速低扭矩的轉矩轉化為低速高轉矩的轉矩 并改變轉矩的方 向 使所設計的主減速器有足夠的剛度和強度以及較高的傳動效率 能保證車輛正常運行 設計的意義 通過本次畢業(yè)設計 可讓自己能綜合運用機械原理 機械設計 理論力學 材 料力學 汽車構造 汽車理論 汽車設計等知識 能熟練掌握汽車各部件的設計步驟和要求 二 設計 論文 的基本內容 擬解決的主要問題 載貨汽車的基本參數(shù)和不同類型主減速器的特點 初步計算本設計主減速器的傳動比大于 7 6 所以選擇的主減速器為 雙級單速準雙曲面圓錐 圓柱主減速器 在設計中使它具有足夠的強度和 剛度以及較高的傳動效率 設計的基本內容有 1 緒論 設計的目的 意義等 2 主減速器結構設計與計算 1 主 從動錐齒輪的基本參數(shù)設計與強度校核計算 2 主 從動圓柱齒輪的基本參數(shù)設計與強度校核計算 3 圓錐軸軸的設計和校核 4 中間軸的設計和校核 3 差速器殼體的設計 4 主減速器殼體的選擇和設計 5 結論擬 解決的主要問題有 1 各齒輪的設計和校核 2 潤滑方式的選擇和設計 3 主減速器殼體的設計 4 潤滑油的選擇和油道的設計 三 技術路線 研究方法 四 進度安排 第一周 第二周 查閱資料 學習主減速器設計 開題報告 齒 輪 的 設 計 化 齒輪的校核 軸系設計軸參數(shù)的確定 方 案 的 選 擇 傳 動 方 案 的 確 定 傳 動 比 的 計 算 傳 動 比 的 分 配 齒 輪 參 數(shù) 確 定 軸的校核 差速器殼體的設計 差速器軸承的校核 主減速器殼體設計 零件圖和裝配圖 第三周 撰寫文獻綜述 第四周 第六周 主減速器傳動比計算及主 從動錐齒輪齒數(shù)分配 主 從動錐齒輪設 計計算和校核 第七周 第九周 二級主 從動圓柱齒輪齒數(shù)分配 主 從動圓柱齒輪設計計算和校核 第十周 軸承的選擇及箱體設計 第十一周 第十二周 繪制主減速器設計裝配圖及零件圖 第十三周 第十四周 修改圖紙 完成設計說明書 第十五周 第十六周 對圖紙及設計說明書進一步修改 對設計圖紙及設計說明書內 容 格式 英文摘要等進行最終審查和修改 第十七周 畢業(yè)答辯 五 參考文獻 1 劉惟信主編 汽車設計 M 北京 清華大學出版社 2001 2 仙波正莊 日 行星齒輪傳動及應用 M 北京 機械工業(yè)出版社 1998 3 成大先 機械設計手冊 M 北京 化學工業(yè)出版社 2002 4 陳家瑞主編 汽車構造 下 M 北京 人民交通出版社 2000 5 汽車工程手冊 編輯委員會 汽車工程手冊 M 北京 人民交通出版社 2001 6 李秀珍主編 機械設計基礎 第 3 版 M 北京 機械工業(yè)出版社 2003 7 吉林工業(yè)大學汽車教研室編 汽車設計 M 北京 機械工業(yè)出版社 1981 8 機械設計手冊委員會編 機械設計手冊第 3 卷 M 北京 機械工業(yè)出版社 2004 9 劉鴻文主編 材料力學 第三版 M 北京 高等教育出版社 1993 10 林慕義 張福生主編 車輛底盤構造與設計 M 北京 冶金工業(yè)出版社 2007 11 機械設計手冊編委會 機械設計手冊 減速器和變速器 M 機械工業(yè)出版社 2007 12 沈綿主編 汽車底盤構造與檢修 M 北京 機械工業(yè)出版社 2006 13 彭文生等 機械設計與機械原理指南 M 華中理工大學出版社 1998 14 Detached we Eddy si Lations Over a si lified Landing Gear L 5 He dges A L Travin M PR Spalart Journalfo FluidsEngineering 2002 15 The Key Cballenges for Northerican Truck Manu facturers M Beyond Au tmootive design production JustinCok 2006 六 備注 指導教師意見 簽字 年 月 日 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I 摘 要 本設計是對載貨汽車設計一個結構合理 工作性可靠的雙級主減速器 此雙級主 減速器是由兩級齒輪減速組成 與單級主減速器相比 在保證離地間隙相同時可得到 很大的傳動比 并且還擁有結構緊湊 噪聲小 使用壽命長等優(yōu)點 本文論述了雙級 主減速器各個零件參數(shù)的設計和校核過程 設計主要包括 主減速器結構的選擇 主 從動錐齒輪的設計 軸承的校核 主減速器是汽車傳動系中減小轉速 增大扭矩的主 要部件 它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪 對發(fā)動機縱置的汽車 其主 減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向 關鍵詞 載貨汽車 雙級主減速器 齒輪 校核 設計 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 II ABSTRACT This design is designs a structure to the truck to be reasonable work related reliable two stage main gear box This two stage main gear box is composed of two level of gear reductions Compares with the single stage main gear box when the guarantee ground clearance is the same may obtain the very great velocity ratio and also has the structure to be compact the noise is small service life long and so on merits This article elaborated the two stage main gear box each components parameter computation and the selection process and through computation examination The design mainly includes Main gear box structure choice host driven bevel gear s design bearing s examination The main reducer in the transmission lines used to reduce vehicle speed increased the torque it is less dependent on the bevel of more gear drive of less bevel gear Purchase of the longitudinal engine automobiles the main bevel gear reducer also used to change the driving force for the direction of transmission Key words Truck Two stage Main Reduction Gear Gear Check 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要 I Abstract II 第 1 章 緒論 1 1 1 概述 1 1 1 1 主減速器的概述 1 1 1 2 主減速器設計的要求 1 1 2 主減速器的結構方案分析 2 1 2 1 主減速器的減速形式 2 1 2 2 主減速器的齒輪類型 2 1 2 3 主減速器主 從動錐齒輪的支承方案 3 1 3 主要涉及內容及方案 4 第 2 章 主減速器的結構設計與校核 5 2 1 主減速器傳動比的計算 5 2 1 1 輪胎外直徑的確定 5 2 1 2 主減速比的確定 6 2 1 3 雙級主減速器傳動比分配 7 2 2 主減速齒輪計算載荷的確定 8 2 3 主減速器齒輪參數(shù)的選擇 10 2 4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 12 2 4 1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 12 2 4 2 主減速器螺旋錐齒輪的強度校核 13 2 5 第二級齒輪模數(shù)的確定 17 2 6 雙級主減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇 18 2 7 齒輪的校核 19 2 8 主減速器齒輪的材料及熱處理 20 2 9 本章小結 21 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第 3 章 軸承的選擇和校核 22 3 1 主減速器錐齒輪上作用力的計算 22 3 2 軸和軸承的設計計算 24 3 3 主減速器齒輪軸承的校核 26 3 4 本章小結 29 第 4 章 軸的設計 30 4 1 一級主動齒輪軸的機構設計 30 4 2 中間軸的結構設計 31 4 3 本章小結 32 第 5 章 軸的校核 33 5 1 主動錐齒輪軸的校核 33 5 2 中間軸的校核 35 5 3 本章小結 37 結論 38 致謝 39 參考文獻 40 附錄 41 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 第 1 章 緒 論 1 1 概述 1 1 1 主減速器的概述 主減速器是汽車傳動系中減小轉速 增大扭矩的主要部件 它是依靠齒數(shù)少的錐 齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪 對發(fā)動機縱置的汽車 其主減速器還利用錐齒輪傳動以改 變動力方向 由于汽車在各種道路上行使時 其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力 矩和轉速 在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后 便可使主減 速器前面的傳動部件如變速器 萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小 從而可使其尺寸 及質量減小 操縱省力 1 對于載貨汽車來說 要傳遞的轉矩較乘用車和客車 以及輕型商用車都要大得多 以便能夠以較低的成本運輸較多的貨物 所以選擇功率較大的發(fā)動機 這就對傳動系 統(tǒng)有較高的要求 而主減速器在傳動系統(tǒng)中起著非常重要的作用 隨著目前國際上石油價格的上漲 汽車的經濟性日益成為人們關心的話題 這不 僅僅只對乘用車 對于重型載貨汽車 提高其燃油經濟性也是各商用車生產商來提高 其產品市場競爭力的一個法寶 因為重型載貨汽車所采用的發(fā)動機都是大功率 大轉 矩的 裝載質量在十噸以上的載貨汽車的發(fā)動機 最大功率在 140KW 以上 最大轉 矩也在 700N m 以上 百公里油耗是一般都在 34L 左右 為了降低油耗 不僅要在 發(fā)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油 而且也需要從傳動系中減少能量的損失 因此 在發(fā)動機相同的情況下 采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的傳動系 便成了有效節(jié)油的措施之一 所以設計新型的主減速器已成為了新的課題 1 1 2 主減速器設計的要求 驅動橋中主減速器的設計應滿足如下基本要求 1 1 所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經濟性 2 外型尺寸要小 保證有必要的離地間隙 齒輪其它傳動件工作平穩(wěn) 噪音小 3 在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率 與懸架導向機構與動協(xié)調 4 在保證足夠的強度 剛度條件下 應力求質量小 以改善汽車平順性 5 結構簡單 加工工藝性好 制造容易 拆裝 調整方便 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 本設計主要研究雙級主減速器的結構與工作原理 并對其主要零部件進行了強度 校核 1 2 主減速器的結構方案分析 主減速器的結構型式主要是根據(jù)其齒輪類型 主 從動齒輪的安置方法以及減速 形式的不同而異 2 1 2 1 主減速器的減速形式 為了滿足不同的使用要求 主減速器的結構形式也是不同的 8 根據(jù)主減速器的使用目的和要求的不同 其結構形式也有很大差異 按主減速器 所處的位置可分為中央主減速器和輪邊減速器 按參加減速傳動的齒輪副可分為單級 式主減速器和雙級式主減速器 按主減速器速比的變化可分為單速主減速器和雙速主 減速器兩種 單級式主減速器應用于轎車和一般輕 中型載貨汽車 雙級式主減速器 應用于大傳動比的中 重型汽車上 若其第二級減速器齒輪有兩副 并分置于兩側車 輪附近 實際上成為獨立部件 則稱輪邊減速器 由于本文設計的是重型汽車主減速器 由于它的主傳動比比較大 故選用二級主 減速器 3 4 1 2 2 主減速器的齒輪類型 根據(jù)主減速器的使用目的和要求的不同 其結構形式也有很大差異 按主減速器 所處的位置可分為中央主減速器和輪邊減速器 按參加減速傳動的齒輪副可分為單級 式主減速器和雙級式主減速器 按主減速器速比的變化可分為單速主減速器和雙速主 減速器兩種 按齒輪副結構形式可分為圓柱齒輪式和圓錐齒輪式兩種 按齒型的不同 又分為螺旋錐齒輪和雙曲面錐齒輪 他們有著不同的特點 螺旋錐齒輪 其主 從動齒輪軸線相交于一點 交角可以是任意的 但在絕大多 數(shù)的汽車驅動橋上 主減速齒輪副都是采用 交角的布置 由于輪齒端面重疊的影 90 響 至少有兩對以上的齒輪同時嚙合 因此 螺旋錐齒輪能承受大的負荷 加之其齒 輪不是在齒的全長上同時嚙合 而是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另一端 使 得其工作平穩(wěn) 即使在高速運轉時 噪聲和振動也很小 傳動效率高 能達到 99 生產成本也較低 不需要特殊的潤滑 工作穩(wěn)定性能好 但對嚙合精度很敏感 雙曲面齒輪的特點是主 從動齒輪的軸線相互垂直而不相交 主動齒輪軸線相對 從動齒輪軸線在空間偏移一距離 雙曲面齒輪傳動不僅提高了傳動平穩(wěn)性 而且使齒 輪的彎曲強度提高約 30 齒面的接觸強度提高 選用較少的齒數(shù) 有利于增加傳 動比和降低轎車車身高度 并可減小車身地板中部凸起通道的高度 從而得到更大的 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 離地間隙 利于實現(xiàn)汽車的總體布置等優(yōu)點 但雙曲面齒輪加工工藝要求比較高 本文設計的雙級主減速器第一級選取弧齒錐齒輪 第二級選取圓柱齒輪 1 2 3 主減速器主 從動錐齒輪的支承方案 主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況 才能使它們很好地工作 齒輪的正確嚙合 除了與齒輪的加工質量裝配調整及軸承主減速器殼體的剛度有關以 外 還與齒輪的支承剛度密切相關 1 主動錐齒輪的支承 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和騎馬式支承兩種 查閱資料 文獻 經方案論證 采用懸臂式支承結構 如圖 1 1 a 所示 2 從動錐齒輪的支承 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承 如圖 2 2 所示 為了增加支承剛度 兩軸 承的圓錐滾子大端應向內 以減小尺寸 為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體dc 處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性 應不小于從動錐齒輪大端分度 圓直徑的 70 為了使載荷能均勻分配在兩軸承上 應是 等于或大于 cd 圖 1 2 從動錐齒輪的支承型式 1 調整墊片 2 調整墊圈 a 懸臂式支承 b 騎馬式支承 圖 1 1 主動錐齒輪的支承型式 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 1 3 主要涉及內容及方案 其主要的內容為有 1 主減速比的計算 2 主減速比的分配 3 一級齒輪傳動機 構的設計和校核 4 二級齒輪傳動的設計和校核 5 軸承的選擇和校核 6 軸的選擇 為了達到增大離地間隙和柱減速器的功能要求 在這些內容中最重要的是如何合理的 分配好主減速比 在這個過程中 只有反復的通過計算 不斷調整一 二級的減速比 主要方案 運用齒輪傳動原理 先用圓錐齒輪改變其轉矩的方向 并同時達到減 速增扭的目的 讓后再通過圓柱齒輪副最終達到我們自己所需要的速度和扭矩 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 第 2 章 主減速器的結構設計與校核 2 1 主減速器傳動比的計算 2 1 1 輪胎外直徑的確定 載貨汽車的參數(shù)如下表 2 1 表 2 1 基本參數(shù)表 名稱 代號 參數(shù) 驅動形式 4 2 裝載質量 t 8 510 總質量 t 16 發(fā)動機最大功率 kw 及轉速 r min maxeP 140 2500pn 發(fā)動機最大轉矩 N m 及轉速 r min T 700 1400 輪胎型號 11 00 20gli 5 2 變速器傳動比 gi h 0 72 最高車速 km h maxv 92 由上表可知載貨汽車的輪胎型號為 11 00 20 其中 20 為輪 名義尺寸 D 單位為 英寸 11 00 為輪胎的寬 B 單位也為英寸 b 為輪 輪緣高度尺寸 單位 mm 在這 里取 B 14 00 如下圖所示 通常乘用車輪胎斷面寬高比 H B 的兩位百分數(shù)表示為系列數(shù) 例如 H B 為 0 88 0 82 0 80 0 70 0 60 0 50 時 則分別稱其為 88 82 80 70 60 50 系 列 轎車多采用的其后三種系列 商用車輪胎的高寬比為 有內胎的為 0 95 無內胎 為 0 85 載貨汽車設計選用的輪胎是加深花紋的輪胎 劉惟信版 汽車設計 表 2 20 型 號為 11 00 20 可查得輪胎的外直徑為 1100mm rd 2 1 1 10 rm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 圖 2 1 輪胎的斷面圖 2 1 2 主減速比的確定 主減速比對主減速器的結構型式 輪廓尺寸 質量大小以及當變速器處于最高 檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響 的選擇應在汽車總體設計時和傳0i 動系的總傳動比 一起由整車動力計算來確定 可利用在不同 下的功率平衡圖來研Ti 0i 究 對汽車動力性的影響 對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇 可使汽0i 0i 車獲得最佳的動力性和燃料經濟性 5 對于具有很大功率儲備的轎車 長途公共汽車尤其是競賽車來說 在給定發(fā)動 機最大功率 P 及其轉速 的情況下 所選擇的 值應能保證這些汽車有盡可能高maxepn0i 的最高車速 這時 值應按下式來確定 v0i 2 2 ghaprivnimx037 式中 車輪的滾動半徑 0 55 單位 r r2d 變速器最高檔傳動比 ghi 最高車速 maxv 發(fā)動機最大功率時的轉速 pn 對于其他汽車來說 為了得到足夠的功率儲備而最高車速稍有下降 一般選得0i 比上式求得的大 10 25 即按下式選擇 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 0 377 0 472 2 3 0i LBFHghaprivnmx 式中 車輪的滾動半徑 m r 變速器最高檔傳動比 ghi 分動器和加力器的最高檔傳動比 FH 輪邊減速器的傳動比 LBi 本設計中沒有分動器和加力器 所以 1 也沒有輪邊減速器 所以 1 按FHi LBi 以上兩式求得的 值應該與同類汽車的相應值作比較 并考慮到主 從動主減速器齒0i 輪可能有的齒數(shù) 將 值予以校正并最后確定下來 由式 2 2 得 取功率儲備系 數(shù)為 0 420 即 0 420 2 4 0iLBFHghaprivnmx 把 0 55 2500r min 92km h 1 1 0 72 代入式rmpnFHiLBighi 2 4 中 算的 8 18 并與同類汽車比較也傳動比也相差不大 最終確定0i 8 18 因為 大于了 7 6 所以得采用雙級主減速器 0i 2 1 3 雙級主減速器傳動比分配 一般情況下第二級減速比 與第一級減速比 之比值 約在 1 4 2 0 范02i01i02i1 圍內 而且趨于采用較大的值 以減小從動錐齒輪的半徑及負荷并適應當增多主動錐 齒輪的齒數(shù) 使后者的軸徑適當增大以提高其支承剛度 6 7 這樣也可降低從動圓柱 齒輪以前各零件的負荷從而可適當減小其尺寸及質量 在這里因為主減速比比較大 為了使得二級主減速器從動齒輪的直徑小一些 可以取 也小一些 在這里取02i1 1 1 一般 雙級主減速器第一主動錐齒輪的齒數(shù) 多在 9 15 范圍內 8 由于一般1z 常規(guī)的載貨汽車 最大可取到 11 為了提高主動齒輪的強度 我們在這里取最大1z 11 則可算得 2 73 其 3 00 修定總傳動比得1z01i 02i13 8 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 8 19 021i 2 2 主減速齒輪計算載荷的確定 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時兩種情況 下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩 的最小者 作為載貨汽車和越野汽jeT j 車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷 即 2 5 jeTTlKi 0maxn 2 6 jLBriG 2 式中 發(fā)動機最大轉矩 maxeTN 由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比 Li 8 19 5 2 42 59 TLi01 上述傳動部分的效率 取 0 9 T 超載系數(shù) 對于一般載貨汽車 礦用汽車和越野車以及液力傳動的各0K 類 汽車取 1 0 該車的驅動橋數(shù)目 在這里 1 nn 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷 N 對后橋來說應該考2G 慮到汽車加速時的負荷增大 輪胎對路面的附著系數(shù) 對于安裝一般輪胎的公路用汽車 取 0 85 對于越野汽車取 1 0 對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車取 1 25 車輪的滾動半徑 m r 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減LBi 速比 例如輪邊減速器等 在這里取 1 LB LBi 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 由表 2 1 中可知 把 700 代入式 2 5 得 maxeTN j TTLKi 0n 700je 1 9 5 42 26831 70 j N 2 7 各類汽車軸荷分配范圍如下圖 表 2 2 驅動橋質量分配系數(shù) 空載 滿載 車型 前軸 后軸 前軸 后軸 前置發(fā)動機 前輪驅動 56 66 34 44 47 60 40 53 前置發(fā)動機 后輪驅動 50 55 45 50 45 50 50 55 轎車 后置發(fā)動機 后輪驅動 42 59 41 50 40 45 55 60 4 2 后輪單 胎 50 59 41 50 32 40 60 68 4 2 后輪雙 胎 長頭 短頭車 44 49 51 55 27 30 70 73 4 2 后輪雙 胎 平頭車 49 54 46 51 32 35 65 68 貨車 6 4 后輪雙 胎 31 37 63 69 19 24 76 81 本文設計車型為 4 后輪雙胎 平頭車 滿載時前軸的負荷在 32 35 取2 34 后軸為 65 68 取 66 該車滿載時的總質量為 16 則可求得前后軸Gt 的軸荷 和1G2 0 34 0 34 16 5 44 2 8 1G tt 0 66 0 66 16 10 56 2 9 2 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 把式 2 1 和式 2 9 的值代入式 2 6 可得 jTLBriG 2 j 15 08 9056 1 4 mN 48380 640 2 10 jT 取 即 26831 70 為強度計算中用以驗算主減速器從 min jjejT minj 動齒輪最大應力的計算載荷 對于公路車輛來說 使用條件較非公路車倆穩(wěn)定 其正常持轉矩是根據(jù)所謂平均 牽引力的值來確定的 即主加速器的平均計算轉矩為 2 11 jmT PHRLBrTaffniG 式中 汽車滿載總重 1 6 9 8 156800 aG410 N 所牽引的掛車滿載總重 N 僅用于牽引車取 0 T TG 道路滾動阻力系數(shù) 載貨汽車的系數(shù)在 0 015 0 020 初選 0 018 Rf Rf 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù) 貨車和城市公共汽車通常取H 0 05 0 09 可初取 0 08 Hf 汽車性能系數(shù)Pf 2 12 195 06 maxeTPGf 當 43 68 16 時 取 0 max 195 0eTG Pf 等見式 2 5 2 6 下的說明 rLBi nmaxe 把上面的已知數(shù)代入式 2 11 可得 8451 52 jmT PHRLBrTaffniG mN 2 13 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 2 3 主減速器齒輪參數(shù)的選擇 1 齒數(shù)的選擇 對于普通雙級主減速器 由于第一級減速比 比第二級的 小一些 這時第一01i02i 級主動錐齒輪的齒數(shù) 可選得較大些 約在 9 15 范圍內 第二級圓柱齒輪的傳動齒1z 數(shù)和可選在 68 的范圍內 在這里我們選擇 11 則 11 30 030 1z012iz 73 取 修正第一級的傳動比 2 73 32 z 120i 3012i 2 節(jié)圓直徑的選擇 節(jié)圓直徑的選擇可根據(jù)從動錐齒輪的計算轉矩 見式 2 5 式 2 6 中取兩者中較 小的一個為計算依據(jù) 按經驗公式選出 2 14 322jdTK 式中 直徑系數(shù) 取 13 16 2dK2d 計算轉矩 取 中較小的 第一級所承受的轉矩 jTmN jje 8943 90 2 15 jT02ijemN 把式 2 15 代進式 2 14 中得到 332 12 初取 300mm 84 69 d2d 3 齒輪端面模數(shù)的選擇 當 選定后 可按式 可算出從動齒輪大端模數(shù) 2d2 zmt 10 tm 4 齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐齒輪齒面寬度推薦為 F 0 155 46 50 可初取 F 50mm 2d2 5 螺旋錐齒輪螺旋方向 一般情況下主動齒輪為左旋 從動齒輪為右旋 以使二齒輪的軸向力有互相斥離 的趨勢 2 6 螺旋角的選擇 螺旋角應足夠大以使齒面重疊系數(shù) 1 25 因 愈大傳動就越平穩(wěn)噪聲就越 FmF 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 低 螺旋角過大時會引起軸向力亦過大 因此應有一個適當?shù)姆秶?在一般機械制造 用的標準制中 螺旋角推薦用 35 9 7 齒輪法向壓力角的選擇 根據(jù)格里森規(guī)定載貨汽車和重型汽車則應分別選用 20 22 的法向壓力角 03 則在這里選擇的壓力角為 20 2 4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 2 4 1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸的計 表 2 3 雙級主減速器一級齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 1 主動齒輪齒數(shù) 1z 11 2 從動齒輪齒數(shù) 2 30 3 大端模數(shù) tm10 00m 4 齒面寬 b2b 50 5 工作齒高 Hhg1 17 00 gh 6 全齒高 2 18 88 7 法向壓力角 20 8 軸交角 90 9 節(jié)圓直徑 dmz 110 1dm 3002 10 節(jié)錐角 arctan 1 21 90 2 1 4 0 69 86 2 11 節(jié)錐距 A 1sin d 02iA 159 740m 12 周節(jié) t 3 1416 mt 31 42 13 齒頂高 21agah k2 11 881ah 5 122 14 齒根高 fa 7 001fm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 13 762fhm 15 徑向間隙 c gh c 1 88 16 齒根角 0arctnAf 2 511 2 9 4 17 面錐角 210 2 01 65 2 37 18 根錐角 11 R22 17 63 1R 64 94 2 19 齒頂圓直徑 110cos ahd 22 132 3101dm 303 532 20 節(jié)錐頂點至齒輪外 緣距離 11sin akA 2d 2h 145 911kA 50 192 21 理論弧齒厚 1sm 101s2m 22 齒側間隙 0 254 0 330B0 320mm 23 螺旋角 35 2 4 2 主減速器螺旋錐齒輪的強度校核 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后 應對其強度進行計算 以保證其有足夠的 強度和壽命以及安全可靠性地工作 在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式 及其影響因素 螺旋錐齒輪的強度計算 1 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 單位齒長上的圓周力 如圖 2 2 所示 2 16 FPp 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 式中 單位齒長上的圓周力 N mm p P 作用在齒輪上的圓周力 N 按發(fā)動機最大轉矩 和最大附著力矩兩maxeT 種載荷工況進行計算 從動齒輪齒寬 及 FF50 bm 圖 2 2 主動錐齒輪受力圖 按發(fā)動機最大轉矩計算時 1323 64 2 17FdiTpge 2103maxmN 按最大附著力矩計算時 6582 40 2 18 FdrGp 2103 Nm 上式中 后輪承載的重量 單位 2 輪胎與地面的附著系數(shù) 查劉惟信版 汽車設計 表 9 13 0 85 輪胎的滾動半徑 r m 從動輪的直徑 2d 可得到載貨汽車一檔時的單位齒長上的圓周力 1429 式 2 17 許pmN 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 所算出來的值小于 所以符合要求 雖然附著力矩產生的 p 很大 但由于發(fā)許p 動機最大轉矩的限制 p 最大只有 1429 可知 校核成功 mN 2 輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力 為 2mNw 2 19 JmzFKTvSjw 20312 式中 超載系數(shù) 1 0 0K 尺寸系數(shù) 0 792 s s 4 25 載荷分配系數(shù) 當一個齒輪用騎馬式支承型式時 1 10 1 25 m mK 取 1 1 mK 質量系數(shù) 對于汽車驅動橋齒輪 檔齒輪接觸良好 節(jié)及徑向跳動精v 度高時 取 1 端面模數(shù) 10 m 齒面寬度 F 齒輪齒數(shù) z 齒輪所受的轉矩 TmN J 計算彎曲應力用的綜合系數(shù) 見圖 2 1 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 圖 2 3 彎曲計算用綜合系數(shù) J 由上圖可查得 小齒輪系數(shù) 0 220 大齒輪系數(shù) 0 187 把這些已知數(shù)代 1J 2 入式 2 19 可得 120 312JmzFKTvSw 73 0 150196894623 474 30 mN 20 32JzvSw 8 3 2 586 48 汽車驅動橋的齒輪 承受的是交變負荷 其主要損壞形式是疲勞 其表現(xiàn)是齒根 疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落 按 中最小的計算時 汽車主減速器齒輪的jeT 許用應力為 700 或按不超過材料強度極限的 75 根據(jù)上面計算出來的aMP 分別為 474 30 474 30 586 48 586 48 它們都21 w 2mNaMP2mNaMP 小于 700 所以校核成功 a 3 輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力 MPa 為 j 2 20 JFKTdCvfmsjpj 301102 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 式中 材料的彈性系數(shù) 對于鋼制齒輪副取 232 6 pC mN 21 見式 2 19 下的說明 即 1 1 1 1 0Kmv 0KvK 尺寸系數(shù) 它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響 在缺乏經驗的情s 況下 可取 1 表面質量系數(shù) 對于制造精確的齒輪可取 1 f 主動齒輪的計算轉矩 jT1 計算應力的綜合系數(shù) 見圖 3 2 所示 可查的J 102 J 圖 2 4 接觸強度計算綜合系數(shù) J 按發(fā)動機輸出的轉矩計算可得 JFKTdCvfmsjpje 301102 6 273 210 56894 2514 16 aMP 按發(fā)動機平均輸出的轉矩計算可得 JFKTdCvfmsjpjm 301102 6 246 102 5843 1248 37 aP 汽車主減速器齒輪的許用接觸應力為 當按式 2 5 2 6 中較小者計算時許 用接觸應力為 2800 小于 2800 所以校核成功 當按發(fā)動機平均輸出的aMPje a 轉矩計算時許用接觸應力為 1750 小于 1750 所以校核成功 jmaM 2 5 第二級齒輪模數(shù)的確定 1 材料的選擇和應力的確定 齒輪所采用的鋼為 20CrMnTi 滲碳淬火處理 齒面硬度為 56 62HRC 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 9 由于齒輪在汽車倒檔時工作的時間很少 并且一aHLimMP150 aFEP850 檔時的轉矩比倒檔時的轉矩大 所有我們可以認為齒輪只是單向工作 斜齒圓柱齒輪 的螺旋角 可選擇在 16 20 這里取 16 法向壓力角 20 由 3 00 68 58 78 取 68 得 17 51 修正120zi 21z 0 1z 12z 傳動比 其二級從動齒輪所受的轉矩 37502i mNT70 683 908432 取 查李仲生主編的 機械設計 書表 11 5 取1 HFS 查李仲生主編的 機械設計 書表 11 4 得 8 952EHZ 680aFEFMPS25 180 21 a aaHLimH 1021 2 齒輪的彎曲強度設計計算 680 FSaFnFYbdKT aP 2 21 式中 載荷系數(shù) 齒輪按 8 級精度制造取 K3 1 K 所計算齒輪受的轉矩 T 齒寬 b 計算齒輪的分度圓直徑 d 模數(shù) nm 齒型系數(shù) 由當量齒數(shù) 19 FaY 31coszv 1673 32coszv 及可得 2 96 查李仲生主編的 機械設計 書圖 11 8 561cos3 1Fa5 2FaY 應力修正系數(shù) 可得 1 55 由 查李仲生主編的 機SaY1Sa70 12 SaYvz 械設計 書圖 11 9 因 0675 68 9 2 1 FSa 058 68 35 2 FSa 故應對小齒輪進行彎曲強度計算 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 法向模數(shù) 3212cos FSadnYZKTm 式中 齒寬系數(shù) 0 8 查李仲生主編的 機械設計 書 表 11 6 d d 把已知數(shù)代入上式得 8 823212cos FSadnYZKTm 3 22316cos805 9178 094 m 由李仲生主編的 機械設計 書表 4 1 取 10 nm 2 6 雙級主減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇 正常齒標準斜齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸見表 3 2 表 3 2 正常齒標準斜齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸計算 名稱 代號 計算公式 齒頂高 ah 其中ahnm 1 anh 頂隙 c 其中c25 0c 齒根高 fh fan 1 齒高 hfm 分度圓直徑 d d cos zn 頂圓直徑 a 2aah2dn 根圓直徑 f fdfm5 中心距 a a2 1 cos21zn 315 93mm 取A cos1zmn 316 9mm 2 25mm mahn cn 1 25 11 25mm 2 25 20 25mm 158mm fhachaf 1dcos1zn 474mm 176mm 492mm os22zdn namd21 2adnm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 m5 13 21 nfd6 m5 41 22 nfd2 齒寬 126 4 為了安全把齒寬可取大些 在這里取 80b mb13 2 7 齒輪的校核 1 齒輪彎曲強度校核 主 從動齒輪的彎曲強度 把上面已知數(shù)據(jù)代入式 2 21 得 aSaFnF MPYmbdKT5 1962158320 94 2311 612 12 aF aSaFnF 70 3947 6 2211 533 00 aMPFP8 齒輪的彎曲強度滿足要求 2 齒面接觸強度校核 1500 2 22 12HHEubdKTZ a 式中 材料彈性系數(shù) 2 5 EZ 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 189 8 HH 螺旋角系數(shù) 0 98 Zcos 齒數(shù)比 3 00 u u主從 z 主動齒輪的齒面接觸強度為 ubdKTZHE121 2 5 8 9 6cos aMP0 3158329 4 1480 23 aMPaHP10 主動齒輪的齒面接觸強度符合要求 從動齒輪的齒面接觸強度為 ubdKTZHE122 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 21 2 5 8 19 6cos aMP0 3147132 8 854 61 aMPaHP50 從動齒輪的齒面接觸強度也符合要求 根據(jù)上面的校核 一級和二級減速齒輪都 滿足要求 校核成功 2 8 主減速器齒輪的材料及熱處理 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的 與傳動系的其它齒輪相比 具有載荷大 作用時間長 載荷變化多 帶沖擊等特點 其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷 齒 面疲勞點蝕 剝落 磨損和擦傷等 根據(jù)這些情況 對于驅動橋齒輪的材料及熱處 理應有以下要求 1 具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度 以及較好的齒面耐磨性 故 齒表面應有高的硬度 2 輪齒心部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷 避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷 3 鋼材的鍛造 切削與熱處理等加工性能良好 熱處理變形小或變形規(guī)律易于 控 制 以提高產品的質量 縮短制造時間 減少生產成本并將低廢品 率 4 選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況 汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪 目前都是用滲碳合金 鋼制造 齒輪所采用的鋼為 20CrMnTi 11 用滲碳合金鋼制造的齒輪 經過滲碳 淬火 回火后 輪齒表面硬度應達到 58 64HRC 而心部硬度較低 當端面模數(shù) 8 時為 29 45HRC 12 m 由于新齒輪接觸和潤滑不良 為了防止在運行初期產生膠合 咬死或擦傷 防止 早期的磨損 圓錐齒輪的傳動副 或僅僅大齒輪 在熱處理及經加工 如磨齒或配對 研磨 后均予與厚度 0 005 0 010 0 020mm 的磷化處理或鍍銅 鍍錫 這種表面不應 用于補償零件的公差尺寸 也不能代替潤滑 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達 25 對于滑動速度高的齒輪 為了提 高其耐磨性 可以進行滲硫處理 滲硫處理時溫度低 故不引起齒輪變形 滲硫后摩 擦系數(shù)可以顯著降低 故即使?jié)櫥瑮l件較差 也會防止齒輪咬死 膠合和擦傷等現(xiàn)象 產生 11 2 9 本章小結 本章通過所給的參數(shù)對總傳動比的確定 并通過自己所設計的載貨汽車的基本 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 22 情況 參照現(xiàn)有的車型 合理分配一 二級的傳動比 通過經驗公式對一級 二級嚙 合齒輪的齒數(shù)和模數(shù)進行設計 選擇齒輪所用的材料 并通過強度校核公式對所設計 的齒輪進行校核 使得齒輪符合強度和剛度的要求 并得出符合要求的齒輪參數(shù) 同 時對傳動比進行修正 第 3 章 軸承的選擇和校核 3 1 主減速器錐齒輪上作用力的計算 1 錐齒輪齒面上的作用力 錐齒輪在工作過程中 相互嚙合的齒面上作用有一法向力 該法向力可分解為沿 齒輪切向方向的圓周力 沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 23 為計算作用在齒輪的圓周力 首先需要確定計算轉矩 汽車在行駛過程中 由于 變速器擋位的改變 且發(fā)動機也不全處于最大轉矩狀態(tài) 故主減速器齒輪的工作轉矩 處于經常變化中 實踐表明 軸承的主要損壞形式為疲勞損傷 所以應按輸入的當量 轉矩 進行計算 作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式計算 dT 3 1 3133231max 010001 TRgiTgiTgiTgied ffff 式中 發(fā)動機最大轉矩 在此取 700 aeT mN 變速器在各擋的使用率 可參考表 3 5 選取 1if2iiRf 變速器各擋的傳動比 gg 變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率 可參考表 3 5 選取 1Tf2Tf 表 3 5 及 的參考值ifT 轎車 公共汽車 載貨汽車 擋 車 型 變速器 擋位 ifT 擋 8TK0 8T0 擋 擋帶超速擋 擋 擋帶超速擋 擋if 擋 擋 擋 擋 擋 超速擋 1 9 90 1 4 20 75 0 8 2 5 16 80 7 2 6 27 65 1 4 15 50 30 1 3 11 85 0 5 3 5 7 59 30 0 5 2 5 15 77 5Tf 擋 擋 擋 擋 擋 超速擋 60 60 50 70 65 60 60 65 60 50 50 70 70 60 60 70 70 60 60 75 50 60 70 60 50 60 70 70 70 50 60 70 70 60 注 表中 其中 發(fā)動機最大轉矩 汽車總重力 kN aeTGK1 0mx maxeTmN aG 經計算 為 668 82 dN 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 2 齒寬中點處的圓周力 齒寬中點處的圓周力為 N 3 2 PmdT2 式中 作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩見式 3 1 T 該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑 對于螺旋錐齒輪md 3 3 2112sinzdFm 式中 主 從動齒面寬中點分度圓的直徑 md21 從動齒輪齒寬 F 從動齒輪節(jié)圓直徑 2 主 從動齒輪齒數(shù) 1 z 從動齒輪的節(jié)錐角 2 由式 3 12 可以算出 92 79 253 06 md1 md2 按式 3 11 主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 14415 78N 1P79 286 主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 14415 78N 2P1 3 錐齒輪的軸向力和徑向力 一級減速機構作用在主 從動錐齒輪齒面上的軸向力 A 和徑向力 R 分別為 3 4 cosinstaco1 A 3 5it2 P 1R sincotancs 3 6 2 sictacos P 3 7 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 25 由上面已知可得 11682 26N 1A 14 20cos35in14 20sitan35cos78 4 2538 14N 2 86 9i86 9it 6 由式 3 6 3 7 可算得 1R 2538 14N 11682 26N 2 二級減速齒輪齒寬中點處的圓周力為 N 3 8 PdT 式中 作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩 1825 88 T 01iTd mN 該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑 d 可算出 23112 41 158 221PN 二級減速機構作用在二級主 從動齒輪面上的軸向力 A 和徑向力 R 分別為 1A 3 9 2 tan1PR 3 10 cos 式中 齒輪的螺旋角 6 把已知條件代入式 3 9 和式 3 10 可算出 6627 38 8751 24 1A2N 1R2N 3 2 軸和軸承的設計計算 一級主動錐齒輪軸的設計計算 對于軸是用懸臂式支撐的 如圖 3 3 所示 齒輪 以其齒輪大端一側的軸頸懸臂式地支承于一對軸承上 為了增加支承剛度 應使兩軸 承的支承中心距 比齒輪齒面寬中點的懸臂長度 大兩倍以上 同時尺寸 應比齒輪bab 節(jié)圓直徑的 70 還大 并使齒輪軸徑大于或小于懸臂長 為了減小懸臂長度 和增a 大支承間距 應使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內 而大端朝外 以使 拉長 縮短 從而增強支承剛度 由于圓錐滾子軸承在潤滑時 潤滑油只能從圓錐滾子軸a 承的小端通過離心力流向大端 所以在殼體上應該有通入兩軸承間的右路管道和返回 殼體的回油道 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 26 圖 2 3 一級主動齒輪的支持型式 另外 為了拆裝方便 應使主動錐齒輪后軸承 緊靠齒輪大端的軸承 的支承軸 徑大于其前軸承的支持軸徑 根據(jù)上面可算出軸承支承中心距 70 77 在這里取 b1dmmb80 軸承的的選擇 在這里選擇主動錐齒輪后軸承為圓錐滾子軸承 30216 型 此軸承的額 定動載荷 為 160 前軸承圓錐滾子軸承 30214 型 此軸承的額定動載荷 為rCKN rC 132 14 由此可得到 maba 4cos2 21 式中 軸承的最小安裝尺寸 由殷玉楓主編的 機械設計課程設計 書表 12 42 可查的 62 及 33 47 取 34 a41 0cos5 a 3 3 主減速器齒輪軸承的校核 1 齒輪軸承徑向載荷的計算 軸承 A B 的徑向載荷分別為 3 11 前R 2125 01dAaRPb 3 12 后 c 根據(jù)上式已知 2538 14N 11682 26N 14415 78N 34mm 1A 1 1Pa 80mm 114mm bc ba 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 27 后軸承徑向力 9267 07N 前R 22 106 85 0341 583478 150 前軸承徑向力 21011 51N后 22 8 2 軸承的校核 對于前軸承 采用圓錐滾子軸承 30214 型 此軸承的額定動載荷 為 132KN rC 在此徑向力 6403 38N 軸向力 0N RA 當量動載荷 Q 3 13 YXR 式中 XY1 0Y 由式 3 18 可得當量動載荷 Q X R 1 9267 07 9267 07NA 再由公式 s 3 14 610 QfCrLpt 式中 為溫度系數(shù) 在此取 1 0 tf 為載荷系數(shù) 在此取 1 2 p 所以 3 82 sL63109267 1 910 此外對于無輪邊減速器的驅動橋來說 主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速 為2n r min 3 15 ramvn 2 式中 輪胎的滾動半徑 m r 汽車的平均行駛速度 km h 對于載貨汽車和公共汽車可取 30 35 av km h 在此取 35 km h 所以由式 3 11 可得 169 27r min 2n478 0356 而主動錐齒輪的計算轉速 169 27 2 73 462 11r min 所以軸承能工作的額定軸承1 壽命 h 3 16 nLh60 式中 軸承的計算轉速 r min n 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 28 由上式可得軸承 A 的使用壽命 137773 83h 1 462083 9 hL 若大修里程 S 定為 100000 公里 可計算出預期壽命即 h 3 17 amvS 所以 2857 14h 和 比較 故軸承符合使用要求 hL 3510LhL 對于后軸承 在此選用 30216 型型軸承 此軸承的額定動載荷 為 160KN 在rC 此徑向力 21011 51N 軸向力 11682 26N 所以 0 556 0 42 查得RARAe 0 4 1 4 XY 由式 3 11 可得當量動載荷 Q 0 4 21011 51 1 4 11682 26 24759 77N 所以軸承 的使用壽命 2 737 sL631024759 16 810 9871 39h 03 8 h hL 所以軸承符合使用要求 如圖 3 4 對于從動圓錐齒輪的圓周力 徑向力 軸向力 由計算公式可知 14415 78N 11682 26N 2538 14N 在這里我們把二級主動齒輪PR 2A 2 與軸做成一體的 選擇軸承時應與齒輪的外尺寸 176 相當 選擇軸承為 30316 型 m 它的外直徑為 170 剛好滿足要求 它的額定動載荷為 278 根據(jù)軸承和齒輪mKN 的尺寸 如下圖設計計算 cgkfe 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 29 圖 3 4 雙級主減速器中間軸軸承載荷計算圖 如上圖所示 根據(jù)機械設計手冊和齒輪的尺寸可算得 117 25 207 25 cm e 126 75 197 75 m fm kmg5 324 所以 軸承 C 的徑向力 3 18 cR 21212 125 01 fPefRedAgm 軸承 D 的徑向力 3 19 2121212 kckcm 式中 第一級從動齒輪受的圓周力 軸向力和徑向力 2PA 2R 第一級減速從動錐齒輪齒面寬中點的分度圓直徑 md 第二級減速主動齒輪 斜齒圓柱齒輪 的節(jié)圓直徑 第二級主動齒輪受的圓周力 軸向力和徑向力 11 p 根據(jù)上面所算得的數(shù)據(jù)代入式 3 16 3 17 可得 6827 48cR 21212 125 0 fPefRedAgm N 9094 95D 2121212 1 kckc 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 30 對于軸承 C 在此選用 30316 型軸承 此軸承的額定動載荷 為rC 278KN 0 35 在此軸承 C 的徑向力 6827 48N 軸向力ecR 方向與第一級從動齒輪的相反 所以軸承 C 不受軸向力 AN24 08921 因此 0 0 35 此時 1 0 ReXY 由式 3 11 可得當量動載 Q 1 6914 95 6827 48 13 所以軸承的 AR N 使用壽命 1 26 s610 QfCrLpt 6310827 4 10 12406214 92h 27 9 h hL 所以軸承 C 符合使用要求 對于軸承 D 在此選用 30316 型軸承 由機械設計手冊查得此軸承的額定動載荷 為 278KN 0 35 在此軸承 D 的徑向力 9094 95N 軸向力 re DRA 所以 0 45 0 35 15 NA24 08921 RAe7 1 4 0 YX 由式 3 20 可得當量動載荷 Q 0 4 10589 69 YXR 24 0897 15 N 所以軸承的使用壽命 2 93 s610 QfCrLpt 63109 582 10 2884937 28h 7 932 h hL 所以軸承 D 符合使用要求 3 4 本章小結 本章主要是對軸承的選取和對軸承的校核 通過齒輪的尺寸和與箱體的裝配關 系 合理的選擇軸承的大小 在這一張中最主要的是考慮到主減速器的裝配關系 能 讓齒輪和軸合適的裝配到箱體中 并滿足一定的裝配要求 并對其所用的軸承進行強 度校核是壽命計算 使其滿足此車的要求 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 31 第 4 章 軸的設計 4 1 一級主動齒輪軸的機構設計 由上面所設計出來的齒輪的大小和軸承的大小 裝配時所要求的間隙等 參照現(xiàn) 有車型對軸進行結構設計 如圖 3 1 可得到主動一級主動齒輪的基本尺寸大小 并 滿足其所要的要求 圖 3 1 一級主動齒輪軸 其軸的各段的尺寸為 第 1 段 主動錐齒輪 其齒寬為 50 大端分度圓直徑為 110 齒頂圓直mm 徑為 132 31 m 第 2 段 這段與軸承配合 其選用的軸承代號為 30316 其小徑為 80 大徑 為 140 小徑寬度為 26 其軸的直徑為 80 寬度為 25 第 3 段 大端直徑為 80 小端直徑為 60 第 4 段 軸直徑為 60 第 5 段 大端直徑為 70 小端直徑為 60 其 1 2 3 段的總長為 80mm m 第 6 段 這段與軸承配合 其選用的軸承代號為 30314 其小徑為 70 大徑m 為 125 小徑寬度為 24 其軸的直徑為 70 寬度為 21 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 32 第 7 段 花鍵軸 花鍵分度圓直徑為 58 齒頂圓直徑為 62 花鍵軸寬為mm 62 m 第 8 段 螺栓軸 螺栓直徑為 M36 螺栓長度為 60 由計算可得主動錐齒輪的總長度為 260 4 2 中間軸的結構設計 對于中間軸的結構 二級主動齒輪和中間軸加工成一體 其上面還要有一個與一 級從動錐齒輪的裝配凸臺 兩個支承軸承和相應要求的間隔 15 如圖 3 2 所示 圖 3 2 中間軸的結構尺寸 其軸的各段尺寸為 第 1 段 第一段與軸承想配合 軸承的小徑寬度為 42mm 小徑直徑為 80mm 其軸的直徑為 80mm 軸的寬度為 41mm 第 2 段 這段為了滿足主減速器的殼體與零件之間的距離 其直徑設計為 92mm 寬度為 39 5mm 第 3 段 二級主動齒輪 其它的結構尺寸為 齒寬為 132mm 分度圓直徑為 158mm 齒頂圓為 176mm 第 4 段 主要是為了使一級從動齒輪與二級主動齒輪之間有一定的距離 其設計 尺寸為 周寬 22mm 軸的直徑為 100mm 第 5 段 一級從動輪凸臺 與其從動錐齒輪配合 它的直徑與從動齒輪的與其配 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 33 合部分的尺寸相同 及直徑為 186mm 軸寬為 38mm 第 6 段 與從動錐齒輪用螺栓連接的圓盤 其尺寸大小與和從動齒輪與它配合的 尺寸相同 及軸的直徑為 232mm 軸寬為 22mm 第 7 段 作用是為了加工時方便和減小軸的質量 其設計尺寸為軸寬為 13 5mm 軸的直徑為 75mm 第 8 段 與第 1 段一樣和相同的軸承配合 并保證零件間的間隙 其設計尺寸為 軸寬為 59mm 軸的直徑為 80mm 4 3 本章小結 通過設計的零件的結構大小 軸與箱體的配合 各零件之間的間隙等 設計出符 合強度要求的軸 使其它能安全可靠的工作 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 34 第 5 章 軸的校核 5 1 主動錐齒輪軸的校核 由第 3 章可知 齒輪上受到的轉矩為 8946 66 齒輪的圓周力mN 軸向力 徑向力 并還知道兩軸承受NP78 145 A26 18 R14 2538 徑向力和軸向力分別為 079前R0后 0前A 其軸承所受的軸向力與軸受到的軸向力是一對作用了與反作用力 A26 后 徑向力也是一對作用力與反作用了 規(guī)定齒輪受的軸向力和徑向力為正 由圖 4 1 前 后軸承給軸的力的方向分別 與圓錐齒輪受的力方向相反 則為負 徑向力后A 為正 為負 后面花鍵軸和螺栓軸可以不用計算 其結果不受多大影響 前R 后 圖 5 1 主動錐齒輪軸受力圖 求出水平面上的彎矩并畫出彎矩圖 1680 92 5 1 80 后RMaVmN 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 35 規(guī)定順時針方向為負 其齒輪受到的彎矩為正 后齒輪受到的彎矩為負 前 齒輪受到的彎矩為正 如圖 5 2 所示 圖 5 2 垂直面上彎矩圖 求出垂直面上的彎矩并畫出彎矩圖 934 58