《輕型商用車主減速器設(shè)計》9200字（論文）

1引言 11.1本設(shè)計的背景和意義 11.2汽車主減速器的國內(nèi)外現(xiàn)狀及未來的發(fā)展趨勢 11.3本設(shè)計的主要內(nèi)容 22主減速器的設(shè)計 32.1主減速器的結(jié)構(gòu)型式選擇 32.1.1汽車主減速器的分類 32.1.2主減速器齒輪類型的確定 42.1.3主減速器主、從動齒輪支承方案選擇 42.2主減速器基本參數(shù)和承受載荷的計算 52.2.1主減速比的確定 52.2.2主減速器計算載荷的確定 52.2.3主減速器主、從動錐齒輪參數(shù)的選擇 72.2.4主減速器錐齒輪幾何尺寸的確定 92.3主減速器齒輪強度校核及計算 122.4主減速器齒輪的材料選擇 143主減速器軸承的選擇與校核 153.1主減速器齒輪受到的徑向力和軸向力 153.2軸承的選擇與校核 153.2.1主動錐齒輪軸承的確定與校核 163.2.2從動錐齒輪軸承的確定與校核 174軸的設(shè)計與校核 194.1確定計算轉(zhuǎn)矩 194.2齒寬中心處的圓周力 194.3主動錐齒輪軸的參數(shù)設(shè)計 194.4主動錐齒輪軸的校核 20結(jié)論 22參考文獻 231引言1.1本設(shè)計的背景和意義步入新世紀以后，隨著中國經(jīng)濟實力和科技水平的不斷提高，中國在汽車工業(yè)中所占的比重將進一步增大，汽車需求的不斷增長和汽車市場的不斷發(fā)展將促使中國成為世界上越來越重要的市場之一。主減速器在汽車動力系統(tǒng)中扮演著一個極其重要的角色，它在驅(qū)動橋中的作用是增矩減速。隨著信息、自動化和計算機等技術(shù)水平的不斷提高，對主減速器產(chǎn)品質(zhì)量問題進行深入研究，更有利于促進我國汽車工業(yè)的發(fā)展，成為推動我國汽車工業(yè)進步的關(guān)鍵。1.2汽車主減速器的國內(nèi)外現(xiàn)狀及未來的發(fā)展趨勢隨著互聯(lián)網(wǎng)信息技術(shù)的飛速發(fā)展和不斷進步，新的制造理論、新的制造材料、新的制造工藝層出不窮，汽車工業(yè)在這一時期也面臨著新的快速發(fā)展的巨大機遇和嚴峻挑戰(zhàn)，因此汽車的核心零部件——主減速器也面臨著新的要求。根據(jù)最新資料顯示，2018年全世界汽車銷量總計9335萬輛，其中中國汽車銷售量直接占據(jù)了全球汽車銷量的將近三分之一，要知道在2007年中國汽車銷量還未突破千萬大關(guān)，然而僅僅過去了十一年的時間，中國汽車銷量就增長了3倍還多。由此可以看出，我國今后的汽車銷量在世界汽車銷量中占據(jù)的比重將會越來越大。但是與國外相比，目前我國汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展水平，尤其是在主減速器方面，無論是在技術(shù)、制造工藝上還是在生產(chǎn)成本和質(zhì)量控制等各個環(huán)節(jié)上都還存在較大差距，并且由于國內(nèi)市場競爭不充分，發(fā)展周期短，供應(yīng)嚴重依賴外資合資企業(yè)，導(dǎo)致了國內(nèi)企業(yè)規(guī)模效益和專業(yè)化程度不高，產(chǎn)品技術(shù)含量低的狀況，無法滿足規(guī)模化、低成本化的發(fā)展要求，最終形成了主減速器發(fā)展明顯落后于汽車整車發(fā)展的尷尬局面。與之相反的是，由于提出了新的競爭要求，以歐美為代表的國外汽車市場正在蓬勃發(fā)展。很明顯，全球的汽車零部件公司正在脫離成品車企業(yè)，各個汽車零部件公司正在與汽車零部件公司建立平等的合作和戰(zhàn)略伙伴關(guān)系。特別是日本汽車業(yè)不斷加強與汽車零部件公司的戰(zhàn)略合作，進一步發(fā)展自身力量，尋找合作伙伴，逐步消除“垂直整合”模式，并繼續(xù)“水平整合”。如今世界各國齒輪減速器一直在向著六個高峰、兩個低谷、兩個現(xiàn)代化方向不斷推進，簡而言之，高水平、高性能、高運輸力、高可靠性、高效率、高精度、低成本、低噪音以及多樣化和標準化的新要求都將促使我國主減速器行業(yè)處于一個瞬息萬變的環(huán)境之中，所以我國更應(yīng)該與時俱進，及時地充分利用現(xiàn)代計算機技術(shù)、信息系統(tǒng)技術(shù)和工業(yè)自動化技術(shù)，加快技術(shù)創(chuàng)新，優(yōu)化和改革汽車行業(yè)結(jié)構(gòu)，提高管理水平，開發(fā)適合我國國情的主減速器，早日縮小國內(nèi)外差距，爭取設(shè)計上的新突破。1.3本設(shè)計的主要內(nèi)容本論文設(shè)計的是輕型商用車的主減速器，本設(shè)計的主要內(nèi)容是主減速器的齒輪類型和減速形式的確定，主減速器主、從動錐齒輪的支承方案的選擇，錐齒輪基本參數(shù)的計算，錐齒輪材料及熱處理工藝的選擇，軸承類型的選擇，主動錐齒輪軸的設(shè)計及其強度校核。2主減速器的設(shè)計2.1主減速器的結(jié)構(gòu)型式選擇2.1.1汽車主減速器的分類主減速器按照減速傳動的齒輪數(shù)目可分為單級主減速器和雙級主減速器兩種，而單級主減速器的減速型式又可分為單級減速和單級貫通兩種減速型式，雙級主減速器又分為雙級減速和雙級貫通兩種減速型式。（1）單級主減速器如下圖2-1所示的單級主減速器是由一對主、從動錐齒輪及其支承調(diào)整裝置、主減速器殼等組成，它的優(yōu)點是高傳遞功率和較大功率控制的能力、結(jié)構(gòu)緊湊簡單、制造成本低、質(zhì)量輕以及安全性好，易于在工業(yè)中的使用和維護，且廣泛應(yīng)用于傳動比較小的小型汽車上。圖2-1單級主減速器圖（2）雙級主減速器如圖2-2所示的雙級主減速器是由兩對傳動齒輪構(gòu)成的主減速器，它的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，制造費用較為高昂，而且一般應(yīng)用于一些大傳動比的中、大型貨物運輸汽車上，因此本文設(shè)計當中不會采用。圖2-2雙級主減速器圖（3）單級貫通主減速器一般輕型多橋和質(zhì)量比較大的大型貨物運輸汽車上才會使用這種，而本文設(shè)計的車輛是輕型載貨汽車，所以不采用。（4）雙級貫通主減速器這種主減速器一般被中、重型多橋驅(qū)動的汽車使用，與本文的設(shè)計要求相違背，因此本文不適合采用。2.1.2主減速器齒輪類型的確定本文采用雙曲面齒輪作為輕型商用車的主減速器齒輪類型。雙曲面齒輪是由兩個節(jié)曲面為雙曲面的齒輪組成的，其傳動是由兩個節(jié)曲面齒輪組成的交錯軸傳動實現(xiàn)齒輪傳動的。主、從動錐齒輪的軸線不交于一點，而是在兩個相互平行的平面空間中交叉垂直，即其空間交叉角是90°。 圖2-3雙曲面錐齒輪圖2.1.3主減速器主、從動齒輪支承方案選擇現(xiàn)在我國大部分汽車中的主減速器所使用的支承方式主要有懸臂式和跨置式兩種。圖2-4跨置式支承結(jié)構(gòu)圖圖2-5懸臂式支承結(jié)構(gòu)圖懸臂式支承的特點是方便制造且費用較低，一般應(yīng)用于傳遞較小轉(zhuǎn)矩的汽車上?？缰檬街С杏直环Q為兩端式支承，它極大地增加了這種支承的剛度，但是該結(jié)構(gòu)復(fù)雜且成本更高。貨物質(zhì)量低的車輛一般使用懸臂式支承，這種支承結(jié)構(gòu)簡單并且制造成本低廉。本設(shè)計是輕型商用車的主減速器，所以主動錐齒輪采用懸臂式支承，從動錐齒輪采用跨置式支承。2.2主減速器基本參數(shù)和承受載荷的計算2.2.1主減速比的確定主減速比是指主減速器上的齒輪之間的傳動比，它對汽車的動力性能和燃料的經(jīng)濟性能有較大的影響，本設(shè)計過程中的主傳動比i0應(yīng)該是在汽車發(fā)動機運行到最大功率時的計算數(shù)值，所以在下式中的vamax是汽車的最高時速，此時主傳動比i0 i0=(0.377~0.472)r式中：rr——汽車車輪的滾動半徑，此處選用的輪胎規(guī)格為195R15，所以rnp——汽車發(fā)動機在vamax——汽車在行駛過程中的最大igH——汽車變速器在最高擋iLB——輪邊減速器的傳動比，此處取1。代入式（2-1）得：i參考同類車型，此處取6.3。2.2.2主減速器計算載荷的確定（1）按照汽車發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比計算從動錐齒輪的轉(zhuǎn)矩Tce Tce=T式中：Temax——汽車發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)矩，此處取值為240N?mi0——汽車主減速器的傳動比，此處取值為6.3i1——變速器最低檔的傳動比，本車取值為4.3k0——超載系數(shù)，當性能系數(shù)fηT——汽車主減速器傳動系的傳動效率，一般n——汽車的驅(qū)動橋數(shù)目，本文取值為1。代入上式得：T（2）按照汽車驅(qū)動輪的高速打滑轉(zhuǎn)矩來計算從動錐齒輪的轉(zhuǎn)矩Tcs Tcs=式中：G2——處于滿載狀態(tài)時，汽車對道路的最大負載，本車為42500Nm2'——負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，φ——輪胎對路面的附著系數(shù)，此處取值為0.85；ηLB——主減速器錐齒輪到車輪的傳動效率，一般是0.9iLB——主減速器錐齒輪到車輪的傳動比，通常是1代入公式得：T（3）按照汽車平時每日在道路上行駛的平均轉(zhuǎn)矩計算從動錐齒輪的轉(zhuǎn)矩Tcf Tcf=式中：Ga——處于滿載狀態(tài)時，汽車的總質(zhì)量，本車是45550NfR——道路滾動阻力系數(shù)，此處為0.017fH——在正常行駛狀態(tài)下汽車的平均爬坡能力系數(shù)，此處為0.07fP——汽車的性能系數(shù)，此處為0代入式（2-4）得：T對于（1）、（2）兩種方法，從動錐齒輪的最大計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該取較小的那一個，即T（4）計算主動錐齒輪的轉(zhuǎn)矩 Tz=式中：Tc——從動錐齒輪的最大計算轉(zhuǎn)矩，由上文知為5851N?mηG——主減速器錐齒輪副的傳動效率，對雙曲面齒輪傳動來說，當主傳動i0>6時，ηG=0.85代入式（2-5）得：T所以主動錐齒輪的轉(zhuǎn)矩為1092N?m。表2-1汽車的爬坡能力系數(shù)表車輛類型爬坡能力系數(shù)小轎車0.08載貨汽車0.05~0.09城市公交車0.05~0.09長途公交車0.06~0.10越野汽車0.09~0.302.2.3主減速器主、從動錐齒輪參數(shù)的選擇（1）下列因素在選擇齒數(shù)時應(yīng)予以考慮：=1\*GB3①錐齒輪能夠正常工作并準確傳動，不會發(fā)生損壞現(xiàn)象；=2\*GB3②最小齒數(shù)不小于6，以此來保證齒輪的耐磨性及提高齒輪使用壽命；=3\*GB3③兩個錐齒輪的齒數(shù)應(yīng)相互配合，二者之和最好不小于40；=4\*GB3④齒數(shù)之間應(yīng)避免公約數(shù)以保證磨合均勻；=5\*GB3⑤當主傳動比較大時，為保證離地間隙，主動錐齒輪的齒數(shù)z1要盡可能小一些[10]。表2-2汽車主減速器主動錐齒輪齒數(shù)表傳動比Z主動齒輪推薦的最小齒數(shù)z主動齒輪齒數(shù)允許范圍z2.01715-192.51312-163.01110-143.5109-124.098-104.587-95.076-96.065-87.065-78.065-6根據(jù)表2-2，選取z1=7，則z（2）從動錐齒輪的參數(shù)設(shè)計查《齒輪手冊》得： d2=式中：Kd2——直徑系數(shù)，一般取13.0Tc——從動錐齒輪的最大計算轉(zhuǎn)矩，本文計算得5851N?m將數(shù)據(jù)代入上式得：d初選d2則模數(shù)m=d2z2=26045d式中：Km——模數(shù)系數(shù)，此處取0.3~0.4（3）主、從動錐齒輪齒寬的確定對于本設(shè)計中的輕型商用車而言，b2=0.155d2=0.155×270=41.85mm，一般b（4）偏移距E的確定對于一般的輕型商用車而言，偏移距E不應(yīng)超過大齒輪節(jié)錐距的20%（或取大齒輪節(jié)圓直徑d2的10%~12%），如果偏移距E大于大齒輪節(jié)圓直徑d2的20%時，應(yīng)該檢查是否存在根切現(xiàn)象E=初選E=30mm。（5）螺旋角β的確定汽車主減速錐齒輪的螺旋角一般在β=35°~40°范圍內(nèi),本設(shè)計因為是輕型商用車，所以采用β=35°。 β1=25°+5°式中：β1——z1、z2——主、d2——從動錐齒輪分度圓直徑，此處取270mm將數(shù)據(jù)代入公式（2-7）得：β將數(shù)據(jù)代入得：sinε=式中：ε——雙曲面齒輪傳動偏移角的近似值；b2解得ε=11.09°。所以從動錐齒輪的中點螺旋角為β式中：β1,β（6）螺旋方向的確定錐齒輪受到的軸向力方向會隨著螺旋方向的改變而改變。因此在這種工作狀態(tài)下，不能直接讓兩個齒輪互相轉(zhuǎn)動接近而是互相轉(zhuǎn)動分離，所以主、從動錐齒輪的螺旋方向分別選擇為左旋和右旋[10]。圖2-6雙曲面齒輪軸向力圖（7）法向壓力角α的確定本文設(shè)計的是輕型商用車使用的主減速器，所以參考同類車型，選取壓力角α=20°。2.2.4主減速器錐齒輪幾何尺寸的確定如下圖2-6所示，雙曲面齒輪有五個錐面（節(jié)錐、背錐、面錐、根錐和前錐）和四個錐角（節(jié)錐角、面錐角、根錐角和背錐角）。其中，前錐面是指位于雙曲面齒輪的小端處并且垂直于節(jié)錐的錐面；背錐是指位于雙曲面齒輪的大端處且垂直于節(jié)錐的錐面[12]。圖2-7雙曲面齒輪的錐面和錐角圖主減速器中主、從動錐齒輪的幾何參數(shù)計算如下表2-3所示：表2-3主減速器錐齒輪幾何參數(shù)表序號項目公式結(jié)果1主動錐齒輪齒數(shù)z72從動錐齒輪齒數(shù)z453模數(shù)m6mm4主動錐齒輪齒寬b46.04mm5從動錐齒輪齒寬b41.85mm6主動齒輪分度圓直徑d42mm7從動齒輪分度圓直徑d270mm8徑向間隙C=h?1.038mm9齒工作高h9.36mm10偏移距E30mm11節(jié)錐距A137.20mm12齒全高h=10.39mm13主動齒輪中點螺旋角β47.68°14從動齒輪中點螺旋角β36.59°15刀盤名義半徑r114.30mm16主動錐齒輪齒頂高h8.58mm17從動錐齒輪齒頂高h0.78mm18主動錐齒輪齒根高h1.81mm19從動錐齒輪齒根高h9.61mm20螺旋角β35°21主動錐齒輪的節(jié)錐角γ8.84°22從動錐齒輪的節(jié)錐角γ81.16°23主動錐齒輪齒頂角δ3.66°24從動錐齒輪齒根角δ1.10°25主動齒輪的根錐角γ5.18°26從動齒輪的根錐角γ80.06°27主動齒輪的面錐角γ9.94°28從動齒輪的面錐角γ84.82°上表中齒工作高系數(shù)H1，H2和刀盤名義半徑可從下列表2-4雙曲面齒輪刀盤名義半徑的選擇表大齒輪分度圓直徑d刀盤半徑r75~13544.45100~17057.45110~19063.5130~23076.2135~240 79.375165~28595.25195~345114.3260~455152.4350~610203.2455~800266.7表2-5公交車和載貨汽車等商用車錐齒輪的H1、名稱取值主動齒輪齒數(shù)

z567891011從動齒輪最小齒數(shù)

z34333231302926法向壓力角α20°螺旋角β35°4035°齒工作高系數(shù)H1.4301.5001.5601.6101.6501.6801.9561.700齒全高系數(shù)H1.5881.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888表2-6當z1z6789~20K0.1100.1300.1500.1702.3主減速器齒輪強度校核及計算在齒輪的幾何參數(shù)等數(shù)據(jù)確定以后，應(yīng)該對主減速器的齒輪進行強度校核，以保證齒輪能夠投入到正常的工作生產(chǎn)中，不會發(fā)生問題。=1\*Arabic1、齒輪的幾種損壞形式（1）輪齒折斷輪齒折斷多發(fā)生在齒根部分，它主要分為以下兩種類型：=1\*GB3①疲勞折斷。由于在很長的一段時間內(nèi)反復(fù)在齒輪上施加負荷，導(dǎo)致齒根的彎曲應(yīng)力超過其許用彎曲應(yīng)力，最終造成齒根斷裂。=2\*GB3②過載折斷。如果一個齒輪在很小的時間段內(nèi)被一個過大的載荷沖擊，當它們受到的載荷沖擊超出了它們能夠承受的最大載荷后，就會造成過載折斷。（2）齒面疲勞點蝕點蝕是齒面疲勞損傷的現(xiàn)象之一，它首先發(fā)生在節(jié)線附近的齒根面上，是主要的失效形式之一。當齒面出現(xiàn)點蝕時，會損傷齒面，引起振動，從而增大噪聲，進而降低傳動效率。（3）齒面磨損在齒輪傳動過程中，由于某些雜質(zhì)如鐵屑、砂粒等落到嚙合體表面而引起的磨粒磨損被稱為齒面磨損。對于齒面磨損，我們應(yīng)該采取提高齒面的硬度或及時更換潤滑油的措施減少齒面磨損的出現(xiàn)。（4）齒面膠合膠合主要出現(xiàn)在重載、高速運行、過熱、高溫的齒輪傳動中，一般發(fā)生在齒頂、齒高等滑動速度較大的部位[1]。2、主減速器齒輪強度校核（1）計算單位齒長上的圓周力 p=P式中：P——錐齒輪上受到的圓周力；b2——從動錐齒輪的齒寬，此處取41.85 p=T式中：Temax——發(fā)動機的最大輸出轉(zhuǎn)矩，此處取值為240N?mi1——d1——主動錐齒輪的分度圓直徑，此處取值為42mm代入式（2-9）得：p所以單位齒長上的圓周力為1174.26N/mm。表2-7單位齒長上的許用應(yīng)力表汽車類別按照汽車發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩時按照驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩時附著系數(shù)一檔二檔直接檔小轎車8935363218930.85載重汽車142925014290.85公共汽車9822140.85牽引汽車5362500.85（2）輪齒彎曲強度的校核 σ=2×103×T?式中：T——該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩；K0——Ks——尺寸系數(shù)，此處KKm——Kv——b——該齒輪的齒寬，此處取41.85mm；m——模數(shù)，此處取6mm；J——計算彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)，查手冊取J=0.26。將Tce=5851N?m和Tcf=1354N?m分別代入式σσ所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。（3）輪齒的表面接觸強度校核 σj=Cp式中：Tz——Cp——齒輪選用材料的彈性系數(shù)，此處取232.6NK0，Ks，Km，KvKf——J——計算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)，查手冊取J=0.13。將Tzσ因為主動齒輪和從動齒輪相差無幾，所以主減速器滿足接觸強度要求[11]。表2-8雙曲面齒輪輪齒強度的許用應(yīng)力表最大彎曲許用應(yīng)力平均彎曲許用應(yīng)力最大接觸許用應(yīng)力平均接觸許用應(yīng)力700210.9280017502.4主減速器齒輪的材料選擇汽車驅(qū)動橋主減速器錐齒輪的工作環(huán)境較差，且其所受到的沖擊大，作用時間長，所以經(jīng)常出現(xiàn)點蝕、齒面磨損嚴重甚至輪齒折斷的情況，因此這種齒輪的壽命較短，所以主減速器齒輪的材料選擇及熱處理工藝是需要考慮很多方面的。首先它應(yīng)該具備以下條件：（1）為了使齒輪在受到較大的沖擊載荷后能夠繼續(xù)正常工作，所以齒輪齒芯必須具有良好的抵抗力來防止其輪齒折斷或齒根斷裂，同時齒輪本身也必須是采用高強度和高剛度的材料制造；（2）齒輪材料要易于鍛造以便降低材料浪費率，提高成品率并降低成本且盡可能的符合我國汽車制造現(xiàn)階段的實際情況。現(xiàn)在無論是國際上還是國內(nèi)一般都采用20CrMnTi這種材料制造主減速器，本文與其保持一致。這種材料的主要優(yōu)點之一是其齒芯表面可以得到一層硬化層，這樣可以使齒輪變得更加抗壓和耐磨，并且改善了齒芯部分的韌性3主減速器軸承的選擇與校核3.1主減速器齒輪受到的徑向力和軸向力圖3-1主動錐齒輪齒面受力圖如上圖3-1所示，主動錐齒輪的螺旋方向為左旋，作用在節(jié)錐面上齒面寬度中點A點處所受的法向力FT被分解為彼此垂直的力FN和Ff,FN與OA垂直，F(xiàn)f在以O(shè)A為切線的平面內(nèi)被分解成了沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力Fs,F和Ff二者的夾角為螺旋角 F=FTcosα FN=FT Fs=FT所以軸向力為： Faz=FNsinγ+將數(shù)據(jù)代入式（3-4）得：F作用在齒輪上的徑向力為： Frz=FNcos將數(shù)據(jù)代入式（3-5）得：F3.2軸承的選擇與校核本文設(shè)計的主減速器采用的是圓錐滾子軸承，因為它能承受較大的徑向載荷和軸向載荷，其軸承布置如下圖3-2所示：圖3-2主減速器軸承的布置圖3.2.1主動錐齒輪軸承的確定與校核初步選擇a=65mm,b=40mm所以軸承A、B的徑向載荷分別為 FAr=Fz FBr=Fz將數(shù)據(jù)分別代入式（3-6）、（3-7）計算得：FAr=15.02KN，軸承A的軸向載荷為FAa軸承B的軸向載荷FBa軸承A所承受的當量動載荷為 P=XFr+YF式中：P——當量動載荷；X——徑向動載荷系數(shù)；Y——軸向動載荷系數(shù)；Fr——Fa——FaFr=0.54>e，查《機械設(shè)計手冊》知所以P=0.4×15.02+1.7×11.04=24.78KN由軸承的壽命公式 L=ftCfpPε式中：fp——ft——C——基本額定動載荷；ε——壽命系數(shù)，此處取103對本設(shè)計來說，其主動齒輪的軸承轉(zhuǎn)速為 n=2.66Vamrr式中：Vam——汽車的平均行駛速度，一般代入公式（3-10）得：n=所以軸承的額定壽命為 Lh=L60nh 代入式（3-11）得：Lh所以軸承的壽命符合要求。故L解得C=60.29KN。選定A軸承為30207的圓錐滾子軸承。對于軸承B而言，P=7.33KN，將數(shù)據(jù)代入式（3-9）解得C=30.07KN。選定B軸承為30208的圓錐滾子軸承。3.2.2從動錐齒輪軸承的確定與校核初選c=75mm,d=85mm Fc=Fzcos式中：FZ，F(xiàn)C——主、從動錐齒輪齒寬中心處的圓周力，β1，β2——主、從動錐齒輪中心處螺旋角，β1=47.68°，β2=36.59°F軸向力為 Fac=Fccos式中：γ2代入上式得：F徑向力為 Frc=Fccos代入式（3-14）得：F從動輪齒寬中心處的分度圓直徑；D對于軸承C徑向力有 FRc=Fcd代入公式（3-15）得：F軸向力F對于軸承C而言，P=XFr+Y解得C=36.24KN。選定軸承C為30205的圓錐滾子軸承。同理對于軸承D徑向力有FRd=8.06KN，軸向力FAd代入式（3-9）解得C=31.65KN。選定軸承D為30205的圓錐滾子軸承。4軸的設(shè)計與校核4.1確定計算轉(zhuǎn)矩發(fā)動機轉(zhuǎn)矩在汽車行駛過程中是變化的，應(yīng)該按照輸入的當量轉(zhuǎn)矩Td計算 Td=Temax1式中：Temax——汽車發(fā)動機的最大輸出轉(zhuǎn)矩，本文為240N?mfi1，fi2，?fiR——變速器在ig1，ig2，?igR——變速器在fT1，fT2，?fTR——變速器查參考資料[12]，確定數(shù)據(jù)并代入公式（4-1）算得：Td4.2齒寬中心處的圓周力 FZ=2TD Dm1=d1式中：FZ——T——在主動錐齒輪上相互作用時產(chǎn)生的當量轉(zhuǎn)矩；Dm1——γ1——將式（4-2）、（4-3）聯(lián)立并代入數(shù)據(jù)得：F4.3主動錐齒輪軸的參數(shù)設(shè)計圖4-1主動錐齒輪軸圖此軸為花鍵軸，根據(jù)公式初選 d=K3Tm 式中：K——直徑系數(shù)，此處取值為4；Tm——變速器輸出的最大轉(zhuǎn)矩，此處為240N?m將數(shù)據(jù)代入公式（4-4）得：d=4×由于花鍵為標準件，所以查表得花鍵內(nèi)徑為28mm，外徑為32mm[11]。則軸各段的尺寸為：第1段：主動錐齒輪，其齒寬為46.04mm，大端分度圓直徑為42mm，齒頂圓直徑為59.12mm；第2段：根據(jù)軸徑設(shè)計原則，選擇直徑為60mm，長度為10mm；第3段：這段與軸承配合，選用的軸承代號為30208，其小徑為40mm，大徑為80mm，小徑寬度為18mm，其軸的直徑為40mm，長度為28mm；第4段：直徑為35mm，長30mm；第5段：這段與軸承配合，選用的軸承代號為30207，其小徑為35mm，大徑為72mm，小徑寬度為17mm，其軸的直徑為35mm，寬度為32mm；第7段：花鍵軸，花鍵的小徑為28mm，大徑為32mm，花鍵軸寬為45mm；第8段：螺栓軸，螺栓直徑為M20，長度為35mm。由此計算得主動錐齒輪軸的總長度為240mm。4.4主動錐齒輪軸的校核由上文知，齒輪上受到的轉(zhuǎn)矩為5851N?m，齒輪的圓周力為9450N，軸向力為11040N，徑向力為3450N，且兩軸承所受的軸向力FAa=11040N，F(xiàn)Ba=0，徑向力FAr=15020N，F(xiàn)Br=7660N。由力學(xué)定律知，兩軸承受到的徑向力與軸向力和軸受到的徑向力與軸向力兩兩互為作用力與反作用力。圖4-2主動齒輪軸受力圖求出水平面上的彎矩并畫出彎矩圖：M規(guī)定逆時針方向為正方向，其前齒輪受到的彎矩為正，后齒輪受到的彎矩為負，彎矩圖如下圖4-3所示：圖4-3水平面上的彎矩圖求出垂直面上的彎矩并畫出彎矩圖：M彎矩圖如下圖4-4所示：圖4-4垂直面上的彎矩圖合成彎矩可得：M=由以上的彎矩圖可知,在后面的軸承受到的彎矩最大。計算危險截面上軸的直徑，其許用彎曲應(yīng)力σ?1b d=3M10.1σ將數(shù)據(jù)代入公式（4-5）得：d=因為設(shè)計的齒輪軸的最小軸徑也大于20.04mm，所以校核成功，滿足強度條件。結(jié)論主減速器承擔著降低轉(zhuǎn)速、增大轉(zhuǎn)矩的作用，其在汽車傳動中占據(jù)了重要地位，對汽車的性能有著重大影響。本文主要完成了主減速器的方案設(shè)計與主要零部件的設(shè)計計算，包括齒輪類