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1、一主减速器设计01.1概述01.2 主减速器结构方案分析01.2.1螺旋锥齿轮传动01.2.2结构形式01.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案11.3.1主动锥齿轮的支承11.3.2从动锥齿轮的支承11.4主减速器锥齿轮设计11.4.1主减速比i的确定21.4.2按最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce31.4.3按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩T31.4.4主减速器锥齿轮的主要参数选择31.4.5主减速器锥齿轮的材料41.4.6主减速器锥齿轮的强度计算51.4.7主减速器锥齿轮轴承的设计计算91.4.8锥齿轮轴承的载荷101.4.9锥齿轮轴承型号的确定12二、差速器设计
2、152.1差速器结构形式选择152.2普通锥齿轮式差速器齿轮设计152.3差速器齿轮的材料192.4普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算19三、驱动车轮的传动装置设计213.1半轴的型式223.2半轴的设计与计算223.3全浮式半轴的设计计算223.4半轴的结构设计及材料与热处理2425四、驱动桥壳设计254.1桥壳的结构型式254.2桥壳的受力分析及强度计算26五引用文献 271.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。1.3
3、.1 主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查阅资料、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的130以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。本课题所设计的CA1120PK2L3货车装载质量为12t，所以选用跨置式。图3-3从动锥齿轮支撑形式1.3.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图3-3示
4、）。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。1.4 主减速器锥齿轮设计 主减速比i驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。1.4.1主减速比i的确定 主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i下的功率平衡田
5、来研究i对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率及其转速的情况下，所选择的i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时i值应按下式来确定： 式中：车轮的滚动半径，所选轮胎规格为7.5-16的子午线轮胎，其自由直径d=810mm,因计算常数F=3.05，故滚动半径 =0.3932migh变速器量高档传动比。igh =1对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择： 式中：i分
6、动器或加力器的高档传动比iLB轮边减速器的传动比。根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把nn=4000r/n , =95km/h , r=0.3932m , igh=1代入式中计算出 i=6.2427.814,选i=6.431.4.2 按最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩TceTce= 式中：Tce计算转矩，Nm；Temax发动机最大转矩；Temax =186.2 Nmn计算驱动桥数，1；if变速器传动比，if=1；i0主减速器传动比，i0=6.43；变速器传动效率，=0.91
7、2；k液力变矩器变矩系数，K=1；Kd由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；i1变速器最低挡传动比，i1=7.37；代入式中，有： Tce=8047.352 Nm1.4.3 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩T T= 式中：G=满载状态下一个驱动桥上的静载荷，G=0.858800=47040N；=1.11.2，取1.1；=0.85；=0.3932m;=主减速器从动锥齿轮到车轮之间的传动比，取1； =主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，0.912； 代入式中，有： T=18962.59Nm 由上式求得的计算转矩。是作用到从动锥齿轮的最大转矩，计算转矩T应取前面两种的较小值，即T=mi
8、n Tce,T主动锥齿轮计算转矩为 Tz= 式中：i主传动比，i=6.43；主、从动齿轮间的传动效率，=0.96；代入式中，有： Tz=1303.679Nm1.4.4 主减速器锥齿轮的主要参数选择a)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；为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为6.43，初定主动齿轮齿数z1=7，从动齿轮齿数z2=45。b）主、从动锥齿轮齿形参数计算从动锥齿轮大端分度圆直径D，可根据经验公式初选，即D=K 式中： K直径系数，一般为13.015.
9、3，取15； Tc从动锥齿轮计算转矩，Tc=8047.352；代入式中，有： D=300.591mm，取D=300mm端面模数= = =6.67； 表3-1主、从动锥齿轮参数参 数符 号主动锥齿轮从动锥齿轮分度圆直径d=mz46.67300齿工作高=Hm(H=1.56)10.40510.405齿全高H=Hm(H=1.733)11.55911.559齿顶高=-;=m8.6041.801齿根高=h-;=h-2.9559.758节锥距151.877151.877齿根圆直径df=d-2hfcos40.78280.52齿根角=arctan1.1153.676节锥角=arctan=90-8.84281.1
10、58面锥角12.51882.273根锥角7.72777.482径向间隙C=h-1.1541.154外圆直径63.673300.554齿宽F=0.155d251.246.5c）中点螺旋角弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为3540。货车选用较小的值以保证较大的F，使运转平稳，噪音低。取=35。d）法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于重载货车弧齿锥齿轮，一般选用20。5。e) 螺旋方向主动锥齿轮左旋，从动锥齿轮右旋，从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主
11、、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轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。1.4.5 主减速器锥齿轮的材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：a） 具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。b） 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。c） 锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。d） 选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi
