【重卡汽车主减速器设计13000字】

重卡汽车主减速器设计目录TOC\o"1-3"\h\u26740第1章绪论 28718结论 4117896参考文献 43第1章绪论1.1研究目的及意义1.1.1目的随着中国经济水平的不断发展，人民生活水平得到了直接推动。在汽车制造商之间的激烈竞争中，如何有效利用产品的性能，提高产品的质量，提高使用效率，降低生产成本，对汽车制造商来说非常重要。作为运输业的支柱，重型车辆在汽车行业的地位是无可辩驳的。根据重型汽车行驶的环境和用途，重型汽车最好使用两级主变速器。本设计的目的是为重型车辆开发一种结构合理、稳定可靠的主变速器。因此，我们必须对主变速箱进行严格的设计和标定，以确保主变速箱的合理性和可靠性，同时提高重型车辆的燃油经济性。1.1.2意义通过本次设计能够使重型车辆提高动力性、经济性，减少整车质量。也让我对主减速器的设计有了更加清楚的认识，例如主减速器的类型选择，齿轮结构设计以及轴承的设计等。因此，希望本次设计在丰富我知识储备的同时，更重要的是让设计的主减速器质量提高到更佳的水平，更加满足客户的购买要求，同时也希望本次设计为汽车制造行业带来借鉴价值，设计出更好的主减速器，从而推动我国重型汽车的发展。1.2主减速器的国、内外研究现状1.2.1国内研究现状2020年李浩军[[]李浩军.汽车驱动桥传动系统数字化与优化方案[D].重庆:重庆理工大学,2020.[]李浩军.汽车驱动桥传动系统数字化与优化方案[D].重庆:重庆理工大学,2020.2020年陈志超，许焕彬[[]陈志超.基于电机能耗的某电动重卡主减速器优化设计[J].重型机械,2020(02):21-25.[]陈志超.基于电机能耗的某电动重卡主减速器优化设计[J].重型机械,2020(02):21-25.2021年高雪松[[]高雪松.重卡车桥现状及新技术发展趋势[J].时代汽车.

2021,(13).][]高雪松.重卡车桥现状及新技术发展趋势[J].时代汽车.

2021,(13).1.2.2国外研究现状2020年\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"ZhichaoHuang; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"HuangZhichao; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"YuWeiqing; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"LiuJuping; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"HuYihua[[]\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"ZhichaoHuang; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"HuangZhichao; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"YuWeiqing; “ResearchonOrderAnalysisMethodofVibrationSignalofRearAxleMainReducer”;2020.]在发表的“ResearchonOrderAnalysisMethodofVibrationSignalofRearAxleMainReducer”中表示作为汽车传动系统中增加扭矩、降低转速的关键部件,最终驱动总成的质量关系到整个传动系统的工作性能。汽车主减速器作为汽车后驱动桥的核心部件,承担着减速和增加驱动力矩的功能。它的质量直接影响到汽车的安全性和舒适性。主减速器主传动锥齿轮的传动平稳性和传动噪声是影响整个系统性能参数的重要因素之一。本文从汽车后桥主减速器的功能和结构入手,说明了分析其振动信号的必要性,阐述了主减速器振动的机理和来源。[]\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"ZhichaoHuang; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"HuangZhichao; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"YuWeiqing; “ResearchonOrderAnalysisMethodofVibrationSignalofRearAxleMainReducer”;2020.2020年\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"YangChen;\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"XiandongLiu;\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"YingchunShan;\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"TianHe[[]\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"YangChen; \t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"XiandongLiu; \t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"YingchunShan; \t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"TianHe

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Lightweightdesignofdriveaxlehousingbasedonreliability; [J]\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"JournalofPhysics:ConferenceSeriesVolume1650,2020.]在发表的《Lightweightdesignofdriveaxlehousingbasedonreliability》中研究了提高越野车某驱动桥壳优化方案可靠性的方法。[]\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"YangChen; \t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"XiandongLiu; \t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"YingchunShan; \t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"TianHe

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Lightweightdesignofdriveaxlehousingbasedonreliability; [J]\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"JournalofPhysics:ConferenceSeriesVolume1650,2020.2021年\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MauryaP; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MulaniN; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MichaelC; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"JebaseelanD[[]\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MauryaP; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MulaniN; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MichaelC; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"JebaseelanD“FailureAnalysisofDriveAxleShaftfailedunderTorsionalStress”;2021]在发表的“FailureAnalysisofDriveAxleShaftfailedunderTorsionalStress”中表示驱动桥是任何汽车动力传动必不可少的部件。它将动力从差速器传递到驱动车辆的车轮轮毂。由于差速器产生的扭矩和车轮上地面摩擦阻力产生的阻力矩,轴受到扭转应力。因此,它们在有冲击载荷和无冲击载荷的疲劳下容易发生扭转失效。[]\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MauryaP; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MulaniN; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MichaelC; \t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"JebaseelanD“FailureAnalysisofDriveAxleShaftfailedunderTorsionalStress”;2021比较国内外研究现状发现，国内外的重型汽车的配置上差别并不大，但在部件设计与加工工艺上却千差万别[[]杨博华.多车型通用的某重卡减速器壳设计[J].汽车实用技术,2020(15):92-93.]。相比较国内，国外的重型汽车为了保证其动力性，良好的通过性以及长的寿命，重型汽车采用双车架，和双级主减速器，能保证重型汽车在复杂的环境下，装载最大的货物，顺利通行[[][]杨博华.多车型通用的某重卡减速器壳设计[J].汽车实用技术,2020(15):92-93.[]王志平.行星减速器可靠性及优化设计思路分析[J].中国高新区,2018(08):26.1.3研究内容本次设计以解放J6P重型汽车主减速器为设计对象，通过查阅中国知网文献和国内外重型汽车主减速器相关资料，明确该方案的设计目的和意义。设计第二部分主要介绍主减速器减速形式、齿轮类型以及支承形式。第三部分通过查阅国家标准和相关汽车设计手册确定主减速器类型和相关的性能参数以及齿轮的尺寸参数和强度校核。第四部分主要包括齿轮轴承受力情况、轴承的设计与校核等内容，最后对齿轮轴进行设计与校核，最终完成解放J6P重型汽车主减速器的设计任务。第2章主减速器的设计方案2.1主减速器的确定2.1.1确定减速形式单级减速和双级减速是主减速器的两种减速形式，两种类型结构图展示在图2-1和图2-2中。主减速器的减速类型应根据车型和行驶的环境来进行确定。由于重型车辆本身具有大齿比、大承载量、复杂的行驶条件和多变的工作环境，因此必须具有良好的驾驶性能和较高的离地间隙[[]张磊磊.重型汽车轮边减速器太阳轮冷挤压技术研究[D].重庆:重庆理工大学,2017.]。由于所选车型是解放J6P重卡，所以采用的主减速器[]张磊磊.重型汽车轮边减速器太阳轮冷挤压技术研究[D].重庆:重庆理工大学,2017.图2-1单级减速类型图2-2双级减速类型2.1.2确定主减速器的齿轮传动形式1如图2-3所示为圆柱齿轮传动，它常见于前驱汽车中，以及双级主减速器中。2如图2-4所示为蜗杆传动，蜗轮最常用于重型多轴车辆和装有高速发动机的大型货车。当重量和外形尺寸减少时，也可以实现高交换率。使用时间长噪声小。3如图2-5所示为弧齿锥齿轮传动，它的啮合形式为缓慢的从一端运动到另一端啮合，齿轮轴相互垂直并且于一点相交。这种类型的齿轮能平稳运行，且精度很高，但噪声会不断增加。4如图2-6所示为双曲面齿轮传动，它由两个齿轮组成，其轴线相互垂直，但与弧齿锥齿轮不同的是它的两个轴不相交。在这种类型的结构中，磁头和驱动装置的轴线之间有一个距离E，这被称为偏移距离。在这种类型的齿轮箱中，主轴位于驱动轴的正上方。这种设计使多条轴线的连接更加容易，增加了驱动轴离地的高度，提高了离地间隙[[]程明.重型汽车驱动桥主减速器传动效率分析与试验研究[D].青岛:青岛理工大学,2016[]程明.重型汽车驱动桥主减速器传动效率分析与试验研究[D].青岛:青岛理工大学,2016.通过比较上述四种齿轮类型，并结合本设计的车型，最终选择圆柱齿轮传动形式和弧齿锥齿轮传动。图2-3圆柱齿轮传动图2-4蜗杆传动图2-5弧齿锥齿轮传动图2-6双曲面齿轮传动2.1.3双级主减速器齿轮方案的选择双级主减速器齿轮根据不同的标准，例如主减速器速比、主减速器的位置、齿的不同等，可由多种分类类型[[]王祝新.圆柱齿轮减速器优化与抗疲劳设计[D].郑州:郑州大学,2017.]。根据本设计的需求，[]王祝新.圆柱齿轮减速器优化与抗疲劳设计[D].郑州:郑州大学,2017.双曲面齿轮的特点是齿轮的螺旋角会增加，可以实现比锥齿轮更高的齿轮比。沿着牙齿的长度和高度有相对的滑动，因此，牙齿表面的磨损是均匀的。热处理也有利于研磨，改善接触面，提高牙齿质量，减少噪音。与锥齿轮相比，重叠率更大，从而使传动更平稳，齿面的过压更小。偏移的轴向位置使变速器在空间定位方面有更大的自由度。以下排量可用于降低车辆的重心，以提供更平稳的行驶：也可用于增加车身高度，提高车辆的越野能力。螺旋锥齿轮，传动效率高，传动比稳定，弧形覆盖，承载能力强，传动平稳，运行可靠，结构紧凑，节能节材，节省空间，耐磨损，使用寿命长，噪音低。各种机械传动中，螺旋锥齿轮的效率最高，对各种传动，特别是大功率传动有很大的经济优势；传动相同扭矩时，需要的传动件是最经济的，如皮带、传动链要求尺寸小；恒定传动比的锥齿轮稳定，使用寿命长。2.1.4确定双级主减速器的齿轮类型根据本设计选择的双极主减速器类型[[]张永奇.汽车驱动桥主减速器圆锥滚动轴承工作性能研究[D].长春:吉林大学,2016.]，确定齿轮类型为，第一级是锥齿轮，第二级是圆柱形齿轮结构，并且采用适合于重型汽车的纵向水平布局的布局形式。这种类型可以降低[]张永奇.汽车驱动桥主减速器圆锥滚动轴承工作性能研究[D].长春:吉林大学,2016.2.2确定主减速器主、从动锥齿轮的支承方式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[[]郭辉.车桥主减速器密封结构的改进[J].内燃机与配件,2018(05):18-19.[]郭辉.车桥主减速器密封结构的改进[J].内燃机与配件,2018(05):18-19.2.2.1确定主动锥齿轮支承方式主动锥齿轮支承形式有悬臂式和骑马式[[]廉相如,王国权,陈勇,主减速器轴承载荷对重载卡车驱动桥壳疲劳特性影响[J].机械工程师,2016(02):48-51.]两种形式，两种形式的结构图如图2-8和图2-9所示。两种形式优缺点各不相同，经过分析与比较，确定本设计采用[]廉相如,王国权,陈勇,主减速器轴承载荷对重载卡车驱动桥壳疲劳特性影响[J].机械工程师,2016(02):48-51.图2-8悬臂式支承图2-9跨置式支承2.2.2确定从动锥齿轮支承方式从动锥齿轮支承类型包括无辐式和有辐式支承形式两种[[]薛冰,宮唤春,黄东梅,赵力学,汽车主减速器圆锥滚子轴承热机耦合分析[J].机械设计与研究,2016,32(06):65-68.]。如图2-10和图2-11所示。首先，从动斜齿轮与中间轴安装在一起，所以它的支承类型要依据中间轴两端的轴承形式、齿轮之间的支承距离以及载荷分配比来定。一般情况下，在[]薛冰,宮唤春,黄东梅,赵力学,汽车主减速器圆锥滚子轴承热机耦合分析[J].机械设计与研究,2016,32(06):65-68.图2-10主减速器从动锥齿轮的无辐式结构支承形式图2-11主减速器从动锥齿轮的有辐式结构支承形式第3章主减速器的结构设计与校核3.1主减速器基本参数的确定如表3-1所示，为本设计解放牌J6P重型汽车车型重要参数。表3-1重型汽车重要参数名称参数最高车速V90KM/h最大功率P415KW最大功率转速n2500rpm最大转矩T600N∙m轮胎12R22.5后桥载重16000kg前桥载重9000kg总质量25T装备质量16.103T额定质量15.459T驱动形式6×2变速器传动比一档传动比i7.5最高档传动比i0.723.1.1确定主减速比汽车主减速比是汽车一个非常关键的动力性参数，它影响着汽车的结构大小、动力大小以及燃油消耗多少等。主减速比与车轮滚动半径、发动机最大功率转速、最高车速和最高档传动比有关系，用合适的参数来确定主减速比可以使得汽车获得最大的动力，并且消耗最少的燃油。主减速比的计算公式如下： （3-1）其中：igℎ：变速器最高档传动比0.72Vamax—最高车速90km/hnp—发动机最大功率转速rr：车轮的滚动半径将以上数据代入公式(3-1)中：求得的主减速器大于7.6小于12，本设计的主减速器符合要求。3.1.2确定传动比圆柱齿轮副和锥齿轮副的比值范围为1.4～2.0，在本设计中取1.5，第一级主动锥齿轮的齿数z1取13（9~15），根据上一节求得的主减速比i3.2主减速器齿轮计算载荷的确定3.2.1确定从动轮的计算转矩1.根据发动机的最大转矩和最低档传动比来确定计算转矩Tje （3-2）其中：Temax:发动机最大转矩，600Nm；k:液力变矩系数，本设计中k取1；igli0η:从动齿轮之间的传动效率，一般取0.9；n:驱动桥数，取1。将以上数据代入公式（3-2）中，可求得计算转矩为：2.根据驱动轮打滑时转矩确定计算转矩Ti （3-3）式中：：主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率，无轮边减速器ηLB=1iLB：主减速器从动齿轮到车轮间的传动比rrϕ：G2：满载状态下单个驱动桥上的静负荷，N；由已知数据后桥载重16000kg，G将以上数据代入式（3-3）中，可求得计算转矩为：3.按汽车日常行驶平均转矩确定计算转矩Tjm （3-4）其中：fHfR：GTGa：fp：其中，fp的计算公式为，当时，fp取0。将以上数据代入式(3-4)可得：3.2.2确定锥齿轮的计算转矩1.确定从动轮的计算转矩从动锥齿轮的转矩计算公式为：（3-5）其中：Tje:计算转矩，取31225.5Nm;i02:传动比，取η02:传动效率，参考圆柱齿轮传动效率在0.98～0.99将以上数据代入式(3-5)中：2.确定主动轮的计算转矩主动锥齿轮的计算转矩公式如下：（3-6）其中：η01：主从动齿轮间的传动效率，本设计中i01：传动比Tj2：第一级从动锥齿轮的转矩，取9343.9Nm将以上数据代入式(3-6)中：3.3确定主减速器齿轮主要参数3.3.1主从动锥齿轮齿数根据汽车传动系统设计手册可知，两级减速比i01<i02，锥齿轮副的传动比<2.5，主动齿轮的齿数在9到15的范围内，本设计选择=13，则=13×2.26=29.56取=30，修正第一级传动比3.3.2主从动锥齿轮节圆直径及端面模数1.节圆直径计算公式如下： （3-7）其中：TG：从动锥齿轮计算转矩，即根据上文可知TG取Kd2：为直径系数，一般在将以上数据代入式(3-7)中：本设计节圆直径取372.端面模数ms（3-8）其中：：主动锥齿轮的齿数,本设计取30。d2：节圆直径，根据上文可知节圆直径为370将以上数据代入式（3-8）中：可得端面模数为12mm。3.主动锥齿轮节圆直径计算公式如下：d13.3.3确定齿轮齿面宽这里计算的齿面宽，属于从动齿轮的，数值上不应超过齿轮之间距离的30%，一般建议b2=0.155d2，根据上文得到的从动齿轮直径，d3.3.4螺旋角β及旋向螺旋角沿着齿的宽度变化，该齿轮的中心螺旋角；通常情况下，我们取平均螺旋角，凸面锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，本设计β取最小值35°。关于螺旋方向的规定：我们根据左右手去判断螺旋方向和各个力的方向，我们从齿轮的后面观察，从大端指向小端，成为右旋齿，此时判断力的方向时用右手，握拳伸大拇指，大拇指代表轴向力的方向，其他四指代表螺旋旋向。反之，判断方向同上。按照惯例，通常情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮与之相反。3.3.5法向压力角根据最新汽车设计使用手册中的规定可知，本设计的汽车的压力角大小为。如表3-4所示，为锥齿轮的几何尺寸参数表，包括名称、计算公式及结果：表3-4锥齿轮的几何尺寸表名称公式及结果节锥角γ1γ2γγ法向压力角α（°）22°全齿高h（mm）ℎ=工作齿高ℎg（mmℎ齿面宽b（mm）b端面模数ms（mm12从动锥齿轮齿数z30主动锥齿轮齿数z13理论弧齿宽ss螺旋角β35°节锥顶点至齿轮外缘距离AAA齿根圆直径ddd齿顶圆直径ddd根锥角γγγ面锥角γγγ齿根角σσσ径向间隙cc=ℎ−齿根高ℎℎℎ齿顶高ℎℎℎ周节tt=3.1416节锥距AA3.4计算齿轮强度锥齿轮容易发生疲劳弯曲裂纹、齿蚀和齿磨损。齿轮的强度计算是保护它们不受损害的方法之一，因为齿轮进入啮合区，在负载齿面的力的作用下，在齿根发生应力。3.4.1确定单位齿长上的圆周力单位齿长圆周力计算公式为： （3-9）其中：b2：齿宽，60F：圆周力，N1.按发动机的最大转矩计算单位齿长圆周力P （3-10）其中：Temax：发动机最大转矩，600d1：节圆直径igl：一档传动比将以上数据代入式(3-10)中：（2）按驱动轮打滑时转矩计算单位齿长圆周力P （3-11）其中：d2：节圆直径，根据上文可知370mmrr：ϕ：附着系数0.85G2：单个驱动桥上的静负荷（满载），N；根据后桥载重16000kg，求得将以上数据代入式(3-11)中：根据最新汽车设计使用手册中，单位齿长圆周力许用值p可知，重型汽车的单位齿长圆周力在上述两种情况下计算的许用值为1429N·mm。通过上述计算结果可知由发动机最大转矩计算出的单位齿长圆周力P为909.09N/mm，小于许用值，因此符合要求。3.4.2计算齿轮的弯曲强度齿根弯曲强度计算公式为： （3-12）其中：b：齿面宽，取两齿面宽的较小值，60mm；z：齿轮齿数，z1mskv：质量系数，km：齿面载荷分配系数，跨置式结构kks：齿面接触强度和齿根弯曲强度的尺寸系数，当端面模数不小于1.6mm时,ks=k0Tj：计算转矩，N·m，主动锥齿轮Tj1=4352.07N·mJ：研究齿轮的轮齿弯曲应力综合系数；根据3-1弯曲应力综合系数得主从、动的弯曲应力综合系数分别为0.22，0.23。图3-1齿轮弯曲应力综合系数将以上数据代入式(3-12)中：对于主动齿轮来说，σw=292.4MPa<700MPa，对于从动齿轮来说，σw=600.413.4.3计算齿轮的接触强度齿面接触应力计算公式为： （3-13）其中：kf:品质系数，本设计取Tj1:主动锥齿轮计算转矩，Td1:节圆直径，dCp:综合弹性系数，对钢齿轮N1Jj:齿面接触强度的综合系数，根据图3-2，得综合系数为0.105图3-2接触计算用综合系数J1.按主动齿轮计算转矩计算：将以上数据代入式(3-13)中：2.按发动机平均输出转矩计算： （3-14）将以上数据代入式(3-14)中：根据上面的计算结果可知，σJ<小于许用应力为2800MPa，σJm<许用接触应力1750MPa,所以均校核成功。3.5二级圆柱齿轮的设计与校核3.5.1二级斜齿圆柱齿轮基本参数的选择二级斜齿圆柱齿轮材料为渗碳合金钢20CrMnTi，齿面硬度56～62HRC，强度极限σb=1079MPa，强度极限σs=834MPa。齿轮的螺旋角取16°，压力角齿轮弯曲强度和齿面接触强度许用值计算公式为：取SF1.二级齿轮齿数的确定由i02=i0i01=则二级从动齿轮所受的转矩： （3-15）其中：i02：二级传动比i02=3.4Tje：计算转矩，取31225.5Nm。将以上数据代入式（3-15）中：=9343.9×3.47=32423.33N∙m2.模数m （3-16）其中：YSa：应力修正系数，查表得；；∅d：齿宽系数，∅K：载荷系数，K取1.3；YFa：齿形系数，查表得YFa1=2.85；将以上数据代入式(3-16)中：模数取整得mn3.计算齿轮的弯曲强度=667.2MPa （3-17）其中:mn：模数d：计算齿轮的分度圆直径；b：齿宽；T：计算齿轮所受的转矩。Y因此有必要对主动齿轮进行强度校核。如表3-6所示为圆柱齿轮几何尺寸，包括名称、计算公式及结果：表3-6标准斜齿圆柱齿轮几何尺寸计算公式名称公式及结果齿顶圆直径ddd分度圆直径ddd2齿全高ℎℎ=齿根高ℎℎ顶隙cc=齿顶高ℎℎ模数mm齿数zz1z2=齿宽bb=∅齿根圆直径ddd标准中心距aa=3.5.2计算二级斜齿圆柱齿轮的强度1齿面接触疲劳强度校核 （3-19）其中：u：主从动齿轮齿数比3.47；Zβ：螺旋角系数，ZZε：重合度系数，ZZH：节点区域系数，ZZE：弹性系数，与材料有关，Z主动齿轮的齿面接触强度计算公式： （3-20）将以上数据代入式(3-20)中：。从动齿轮的齿面接触强度计算公式： （3-21）将以上数据代入式(3-21)中：经比较，符合强度要求。1齿轮弯曲疲劳强度计算公式： （3-18）将上述数值带入到公式中，分别求得主从动齿轮的弯曲疲劳强度为：经比较，均符合强度要求。3.6齿轮的材料选择齿轮容易发生齿根弯曲和断裂、齿面点蚀、磨损和持续变形等损坏，因此为齿轮选择材料是一件非常重要的事情。本设计中，齿轮采用的材料为20CrMnTi，这是一种常见的碳化合金钢，这种材料具有高的含碳量，因此耐磨抗压，不易变形，常常被用在汽车零部件加工中。使用这种材料制成的齿轮，强度可达到64HRC。在影响齿轮强度的因素中，吃了材料的种类，齿轮的加工工艺也是一个重要的因素，例如，为了提高齿轮使用的时间，会对齿轮进行喷丸处理，为了提高齿轮的耐磨性，避免齿轮出现咬死或胶合的现象，会对齿轮进行渗流处理。3.7本章小结本章节主要计算了主减速器的各种动力性参数和尺寸参数，其中包括齿轮箱的主减速比、传动比，主、从动齿轮的集合尺寸等，并对设计好的齿轮进行了强度计算和校核，最终确定了本设计的齿轮符合强度要求和尺寸要求，最后对齿轮材料相关内容进行了介绍。第4章主减速器齿轮轴承的载荷计算主减速器齿轮轴承的设计部分对于主减速器的设计来说非常关键，设计得轴承对刚度和抗压强度都有很高的要求，下面是从轴承支承类型、受力情况等方面进行的介绍，并对其进行了强度校核，以达到使用要求。本设计的主减速器齿轮轴承采用的支承形式为悬臂式支承，并对其进行计算，如图4-1，此方式的作用原理是在把其中一对轴承的外侧用锥齿轮大端的轴颈悬臂式支承起来。设计时要保证足够的支承刚度，方法就是通过调整轴承中心距b的大小：b>2.5倍的锥齿轮齿面宽中点的悬臂长度；b>0.7倍的节圆直径；应满足齿轮一侧的轴径大于等于悬臂长a。同时缩短悬臂长a，增长支承间距b，将轴承大端圆锥滚子朝外，小端朝内的方法。图4-1悬臂式根据上面的内容可以计算得到中心距b为100.1mm，取整为100mm；本文的设计选择30220型圆锥滚子轴承为轴承B，30218型圆锥滚子轴承为轴承A。查机械设计手册表7-2-91分别得到轴承B的额定动载荷Cr=200KN和轴承A的额定动载荷得到悬臂长度a： （4-11）其中：a2：查得的最小安装尺寸a2b：轴承支承中心距，取100mm。将参数带入式（4-11）中：取整a=58mm。4.1锥齿轮齿面作用力主减速器锥齿轮在役时会受到一个合力，这个合力会产生在啮合的齿面上，这个合力可以把它分解为轴向力、圆周力和径向力三个分力。齿轮疲劳损伤是对于轴承来讲最常见的损伤形式，因此我们可以按以下公式计算轴承寿命。当量转矩Td的计算公式如下（4-1） 其中：，…：各档位使用率；，…：变速器传动比；，…：各档位转矩的利用率；：最大转矩，600。其中变速器传动比、各档位使用率和各档位转矩的利用率都由最新汽车设计使用手册中查询得到。把选取的数值代入（4-1）：Td齿面中点圆周力P为： （4-2）其中：dm：分度圆直径，mm；Td：当量转矩，从上文可知为580.73N∙m。对于锥齿轮： （4-3）其中：b2：从动齿轮齿宽6mmd2：从动齿轮节圆直径，553.12mmd1m、d2m：分度圆直径，d2mz1、z2：主从动轮齿数γ2：从动锥齿轮的节锥角(γ2将参数带入式(4-3)中：dd则计算出主减速器的主动锥齿轮齿面宽中点处的圆周力：P1作用在主、从动弧齿锥齿轮齿面中点的圆周力相等P14.2两级齿轮的轴、径向力4.2.1一级锥齿轮的轴、径向力本设计齿轮类型选择弧齿锥齿轮，所以得出所受轴向力A为： （4-4） （4-5）将β=35°；α=22°；γ1=23.26°；γ根据公式可知其所受的径向力R为： （4-6） （4-7）将β=35°；α=22°；γ1=23.26°4.2.2二级圆柱齿轮的轴、径向力二级齿轮齿宽中点圆周力的计算公式为： （4-8）其中：d：齿轮齿面中点分度圆直径，d=dTd：主动锥齿轮当量转矩，Td=580.73N带入公式(4-8)中，得：二级主、从动齿轮轴向力A为： （4-9）其中：β:螺旋角，β=1带入公式（4-9）：二级主、从动齿轮径向力R为： （4-10）带入公式（4-10）中：4.3轴承的计算与校核4.3.1计算径向载荷轴承A的径向、轴向载荷的计算公式为： （4-12）其中：p：主动锥齿轮齿宽中点圆周力，P1a：悬臂长,58mm；b：轴承中心距，100mm，c=a+b=158mm；R：径向力，取1609.93d1m：齿面中点分度圆直径，取136.28mmA：轴向力，A1将上述数据代入公式（4-12）中：轴向载荷A前 （4-13）将上述数据带入公式（4-13）中轴向载荷A后4.3.2轴承计算与校核一般来说，当实际载荷和当量动载荷相同时，轴承的使用寿命为在当量动载荷作用的情况下使用寿命。本文情况下当量动载荷P为： （4-14）其中：A前：轴向载荷，A前RA：径向载荷，R前Y：轴向载荷系数，0；X：径向载荷系数，1；P：当量载荷。根据机械设计手册，可知：e=0.42，AR=0≤e得出X=1，Y将上述数据带入公式（4-14）中：基本额定寿命计算公式为： （4-15）其中：ε：寿命指数，圆锥滚子轴承ε=10/3fp：载荷系数，fft：温度系数，fP：动量载荷，P取6950.54C：额定动载荷，C取200N。将上述数据代入公式（4-15）中：在生产中，通常会将轴承的寿命用小时数为单位来表示，则可得到以小时为单位的基本额定寿命的计算公式： （4-16）其中：n：计算转速，从动锥齿轮轴承计算转速n2计算公式（4-17）其中：Vam：平均行驶速度，35km/h。带入公式（4-1）中：主减速器主动锥齿轮的计算转速：把参数代入式（4-16）中，轴承A的使用寿命为：如果汽车行驶了1×105公里，需要对轴承进行全面的检修，根据这个求得轴承的预期寿命为： （4-18）通过比较，轴承A预期寿命比额定寿命小，所以设计的这个轴承是合格的。滚动轴承B为30220型，其额定动载荷Cr当量动载荷P为： （4-19）其中：RB：轴承的径向载荷，R后A：轴承的轴向载荷，A后查机械设计手册，30220型滚子轴承：e为0.42，ARB=8541.3113858.57=将参数带入式（4-19）中：P=0.4×1将上述数据代入公式（4-14）中得：（4-20）轴承B的额定寿命为：（4-21）通过比较，轴承B预期寿命比预期寿命小，所以设计的这个轴承是合格的。4.3.3圆柱齿轮轴承计算与校核通过上一节我们分别得到了如下的结果：P=8522.6N、R=R2'=8541.3N轴承C径向载荷RC为： （4-22）轴承C轴向载荷AC为：AC轴承D径向载荷RD为： （4-23）轴承D轴向载荷AD为：AD其中：d2m：分度圆直径dA′2、P′2、R′2：分别为一级的轴向力、圆周力和径向力；d′：二级节圆直径d'P″1、A″1、R″1：二级的圆周力、轴向力和径向力。带入公式（4-22）与（4-23）得：RCRD当量动载荷P的计算公式为： （4-24）其中：R：径向载荷，5222.73N；A：轴向载荷。X：径向动载荷系数，1；Y：轴向载荷系数，0；P：当量载荷；查机械设计手册，得e为0.42，ACRC=0N5667.6=0≤e （4-25）带入公式（4-25）中：根据基本额定寿命公式可以计算轴承的寿命为： （4-26）通过计算可得轴承C的额定寿命为： （4-27）通过比较，轴承C预测寿命小于额定寿命，所以设计的这个轴承是合格的。轴承D：e≥ADRD=3269.698 （4-28）由基本额定寿命计算公式可得： （4-29）通过计算可得轴承D的额定寿命为： （4-30）通过比较，轴承D预期寿命小于预期寿命，所以设计的这个轴承是合格的。4.3.4轴承材料的选择在这个设计中，车型是一个重型卡车，所以要求轴承能够承受高压强并且可以在使用时减少产生的热量，根据要求本设计使用了铬锰合金（20CrMnTi）来作为轴承的制作材料。这种合金润滑性和抵抗压力的性能很好，很适合加工用于重型汽车的轴承加工。4.4本章小结本章节主要是设计和校核一级和二级齿轮轴承的载荷，确保都能够满足设计与使用要求。为了验证设计的轴承是否达到额定的使用时间，还对寿命进行了计算。最后为设计的轴承选择了恰当的材料。整个设计过程完全按照相关汽车设计手册和准则进行的，经过对设计的轴承进行校核之后也完全的符合强度要求，实现了轴承设计的目的。第5章齿轮轴的设计与校核5.1主动锥齿轮轴的设计按照图5-1所示的模型设计齿轮轴，各部分尺寸根据之前计算出的齿轮箱轴承尺寸和设计手册中要求的安装间隙来确定。各轴段的尺寸为 ： 图5-1锥齿轮轴第一段：该节是主齿轮箱的主动锥齿轮，齿宽为55毫米，大端分度圆直径=21.07mm，齿端圆直径=167.04mm。第二段：用于本节和安装的轴承，30220型轴承，内径=100mm，外径=180mm，宽=37mm，则轴节直径=100mm，长=35mm。第二段是与轴承配合的一段，本文中选取30220型，其内径=100mm，外径=180mm，宽=37mm，直径=100mm，长=35mm；第三段：这是与前轴大端连接的一段轴，所以此段轴大端尺寸与第二段相同，为90mm，小端直径=80mm；长度=20mm；第四段：这段轴和前轴尺寸相同，直径=80mm，长度=28mm；第五段：这一段轴的小端直径与前轴相同大小为=80mm，大段之间尺寸由与其配合的轴承内径来确定。直径=100mm,长度=17mm；第六段：轴承为30218型，此类内径=90mm，外径=160mm