汽車主減速器的自動加工綜合設計

《汽車主減速器的自動加工綜合設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《汽車主減速器的自動加工綜合設計（37頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 畢業(yè)設計（論文）任務書 專業(yè) 班級 姓名 一、課題名稱：汽車主減速器的自動加工綜合設計 二、主要技術指標：1、性能規(guī)格尺寸 兩軸線中心距：700.08；中心高：800.1； 2、裝配尺寸　　 滾動軸承：φjs6 　φK7 ； 齒輪與軸：φ32H7/h6； 銷聯(lián)接：φ4H7/ k6；鍵聯(lián)接：10N9/js9； 3、外形尺寸　

2、 長：233 寬：兩軸端距中心 高：通過計算或從圖中量取 4、安裝尺寸 孔的定位尺寸：133和74 孔徑4φ8 三、工作內容和要求：本設計建立了合理的動力分析模型，針對汽車主減速器中的齒輪、傳動機構、支承、鍵、蝸桿及軸進行準確的受力分析。計算并校核主要零件的強度及其壽命，分析結果可以看到各零件性能指標均符合要求。利用CAD等軟件畫出主

3、減速器的各零件圖及裝配圖。 四、主要參考文獻： [1] 黃勁枝 主編.機械設計基礎.北京:機械工業(yè)出版社,2001.7 [2] 林曉新 主編.工程制圖.北京:機械工業(yè)出版社,2001.7 [3] 任金泉 主編.機械設計課程設計.西安:西安交通大學出版社,2002.12 [4] 吳宗澤 主編.機械設計實用手冊.北京:高等教育出版社,2003.11 [5] 林穆義 張福生 主

4、編 《車輛底盤構造與設計》冶金工業(yè)出版社 2007年 [6] 馮晉祥 吾際璋 主編 《自動變速器結構原理圖冊》機械工業(yè)出版社 2004年 [7]濮良貴 紀名剛 主編 《機械設計》（第八版）高等教育出版社 2007年 學 生（簽名） 年 月 日 指 導 教師（簽名） 年 月 日 教研

5、室主任（簽名） 年 月 日 系 主 任（簽名） 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）開題報告 設計（論文）題目 汽車主減速器的自動加工綜合設計 一、 選題的背景和意義： 近年來，公路運輸行業(yè)迫于日益增長的經濟壓力，要求更大的裝運體積、更高的運營效率和更快的行車速度，導致發(fā)動機功率要求急劇提高。然而，車裝制動系統(tǒng)的功率卻由于多種因素的限制不能同步提高而達到相應的技術要求。汽車主減速器是驅動橋最重要的組成部分，其功用是將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機

6、轉矩傳遞給驅動車輪，是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件。對發(fā)動機縱置的汽車來說，主減速器還有改變動力傳輸方向的作用。所以，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，可以使主減速器前面的傳動部件，如變速箱、分動器、萬向傳動裝置等傳遞的扭矩減小，同時也減小了變速箱的尺寸和質量，而且操控靈敏省力。 二、 課題研究的主要內容： 1.分析主減速器的結構和功能； 2.分析最常用的對稱式行星齒輪差速器的結構、作用和工作原理，列舉主減速器傳動性能的評價指標。在此基礎上，從摩擦的角度分析差速器內摩擦力矩的組成，建立內摩擦力矩的計算模型；分析差速器的轉矩分配性能，建立兩側半軸齒輪的轉矩

7、分配關系，總結出差速器內摩擦力矩隨主減速器輸入轉矩變化的規(guī)律。 3.主減速器總體設計及部分零件圖， 4.分析自動加工的工作原理及自動加工的過程。 三、 主要研究（設計）方法論述： 1.本文主要運用文字論述的方法主，同時理論與實踐相結合； 2.從設計觀點出發(fā)論述各項性能指標和設計參數(shù)之間的關系； 3.力求以多種多樣的形式詳盡的表述知識點。 四、設計（論文）進度安排： 時間（迄止日期） 工 作 內 容 2009.8.2~2009.8.4 熟悉課題，明確任務要求，調研，收集資料，寫出開題報告。開始進行外文翻譯 2009.8.4~2

8、009.8.5 完善開題報告，并提交指導老師 2009.8.6~2009.8.8 擬寫“汽車主減速器的自動加工綜合設計”的提綱，摘要和緒論 2009.8.9~2009.8.12 撰寫“汽車主減速器的設計步驟及過程、其自動加工的程序及過程” 2009.8.13~2009.8.14 完成論文的結論，感謝辭和參考文獻的編寫 2009.8.15 提交初步完成的畢業(yè)論文 2009.8.16~2009.8.18 在指導老師的幫助下進行修改，進一步完善初稿 2009.8.19~2009.8.30 翔實相關論點、論據(jù)，積極準備畢業(yè)論文的答辯 五、指導教師意見：

9、 　　　　　　　　　　　　 指導教師簽名： 年 月 日 六、系部意見： 　　　　　　　　　　　 系主任簽名： 年 月 日 汽車主減速器的自動加工綜合設計 目錄 摘 要1 Abstract1 第1章 緒論2 1.1引言2 1.2 國內主減速器發(fā)展現(xiàn)狀2 第2章 主減速器結構方案分析3 2.1 主減速器齒輪的類型分析3 2.1.1螺旋錐齒輪傳動3 2.1.2 雙曲面齒輪傳動 5 2.1.3 圓柱齒輪傳動 5 2.1.4 蝸桿傳動 7

10、 2.2主減速器的分級 11 2.2.1 單級主減速器11 2.2.2雙級主減速器11 2.2.3貫通式主減速器11 2.2.4單雙級減速配輪邊減速器13 第3章 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案15 3.1 主動錐齒輪的支承15 3.2 從動錐齒輪的支承16 第4章 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇16 第5章 主減速器齒輪強度計算 17 5.1齒面接觸疲勞強度計算 17 5.2齒根彎曲疲勞強度計算 18 5.3結論 19 第6章 軸與滾動軸承的強度計算19 6.1軸的強度計算19 6.2滾動軸承的強度計算21 第7章 錐齒輪的材料23 第

11、8章 零件的自動加工24 第9章 結論25 感 謝 辭 26 參考文獻27 29 汽車主減速器的自動加工綜合設計 摘要: 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，其性能對整車質量有著直接影響，它是驅動橋最重要的組成部分，其功用是將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉矩傳遞給驅動車輪，是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件。對發(fā)動機縱置的汽車來說，主減速器還有改變動力傳輸方向的作用。與國外相比，我國的車用減速器開發(fā)設計不論在技術上、制造工藝上，還是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齒輪制造技術缺乏獨立開發(fā)與創(chuàng)新能力，技術手段落后。

12、目前比較突出的問題是，行業(yè)整體新產品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放，相當比例的產品仍為中低檔次，缺乏有國際影響力的產品品牌，行業(yè)整體散亂情況依然嚴重。 關鍵詞：主減速器；機械結構設計 Automotive automatic processing of the main reducer integrated design Abstract: Reducer is the main transmission lines to reduce vehicle speed, increased torque of the main components, the pe

13、rformance of the vehicle has a direct impact on the quality, it is the drive axle of the most important component of the universal function is to drive mass to transfer the engine torque to the drive wheels, in the automotive power train to reduce speed and increase the torque of the main components

14、. Purchase of motor vehicles for the longitudinal, the main reducer also changed the role of the direction of power transmission. Compared with foreign countries, Chinas motor reducer design, whether in technology, manufacturing processes, or in terms of cost control are still a large gap, in partic

15、ular the lack of gear manufacturing technology development and innovation capacity of an independent, backward technology. At present, the more prominent problem is that the industry as a whole weak new product development, process innovation and management of low level of corporate governance is mo

16、re extensive, a considerable proportion of the products is still low level, the lack of international influence of the product brand, industry as a whole scattered is still very serious. Key words: final drive； Mechanical structure design 1. 緒論 1.1 引言 汽車主減速器是驅動橋最重要的組成部分，其功用是將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉

17、矩傳遞給驅動車輪，是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件。對發(fā)動機縱置的汽車來說，主減速器還有改變動力傳輸方向的作用。汽車正常行駛時，發(fā)動機的轉速通常在200至3000r/min左右，如果將這么高的轉速只靠變速箱來降低下來，那么變速箱內齒輪副的傳動比則需要很大，齒輪的半徑也相應加大，也就是說變速箱的尺寸會加大。另外，轉速下降，扭矩必然增加，也加大了變速箱與變速箱后一級傳動機構的傳動負荷。所以，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，可以使主減速器前面的傳動部件，如變速箱、分動器、萬向傳動裝置等傳遞的扭矩減小，同時也減小了變速箱的尺寸和質量，而且操控靈敏省力。 1.2 國內主減

18、速器發(fā)展現(xiàn)狀 改革開放以來，中國的汽車工業(yè)得到了長足發(fā)展，尤其是加入WTO以后，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。同樣，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，國內卡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單級減速驅動橋，一汽集團和東風公司

19、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。設計開發(fā)上，CAD、CAE、C胡等計算機應用技術，以及AUT優(yōu)AD、UG16、CATIA、PR于E等設計軟件先后應用于主減速器的結構設計和齒輪加工中，有限元分析、數(shù)模建立、虛擬試驗分析等也被采用;齒輪設計也初步實現(xiàn)了計算機編程的電算化。新一代減速器設計開發(fā)的突出特點是:不僅在產品性能參數(shù)上進一步進

20、設計上完全遵從模塊化設計原則，產品配套實現(xiàn)車型的平臺化，造型和結構更加合理，更宜于組織批量生產，更適應現(xiàn)代工業(yè)不斷發(fā)展，更能應對頻繁的車型換代和產品系列化的特點，這些都對基礎件產品提出愈來愈高的配套要求，需要在產品設計上不斷地進行二次開發(fā)和持續(xù)改進，以滿足快速多變的市場需求。 與國外相比，我國的車用減速器開發(fā)設計不論在技術上、制造工藝上，還是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齒輪制造技術缺乏獨立開發(fā)與創(chuàng)新能力，技術手段落后(國外己實現(xiàn)計算機編程化、電算化)。目前比較突出的問題是，行業(yè)整體新產品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放，相當比例的產品仍為中低檔次，缺乏有國際影響

21、力的產品品牌，行業(yè)整體散亂情況依然嚴重。這需要我們加快技術創(chuàng)新、技術進步的步伐，提高管理水平，加快與國際先進水平接軌，開發(fā)設計適應中國國情的高檔車用減速器總成，由仿制到創(chuàng)新，早日縮小并消除與世界先進水平的差距。近幾年來，國內汽車生產廠家，如重汽集團、福田汽車、江淮汽車等通過與國外卡車巨頭，如沃爾沃、通用、五十鈴、現(xiàn)代、奔馳、雷諾等進行合資合作，在車橋減速器的開發(fā)上取得了顯著的進步。目前，上汽集團、東風、一汽、北汽等各大汽車集團也正在開展合作項目，希望早日實與世界先進技術的接軌，爭取設計開發(fā)的新突破。 總體來說，車用主減速器發(fā)展趨勢和特點是向著六高、二低、二化方向發(fā)展，即高承載能力、高齒面硬度

22、、高精度、高速度、高可靠性、高傳動效率，低噪聲、低成本，標準化、多樣化，計算機技術、信息技術、自動化技術廣泛應用。從發(fā)動機的大馬力、低轉速的發(fā)展趨勢以及商用車的最高車速的提升來看，公路用車橋減速器應該向小速比方向發(fā)展:在最大輸出扭矩相同時齒輪的使用壽命要求更高(齒輪疲勞壽命平均可達50萬次以上);在額定軸荷相同時，車橋的超載能力更強;主減速器齒輪使用壽命更長、噪音更低、強度更大，潤滑密封性能更好;整體剛性好，速比范圍寬。 2. 主減速器結構方案分析 2.1 主減速器齒輪的類型分析 2.1.1錐齒輪傳動 由一對錐齒輪組成的相交軸間的齒輪傳動，又稱傘齒輪傳動（圖2-1）。它的運動與一對頂點

23、重合的圓錐摩擦輪組成并作純滾動的摩擦輪傳動相同，其摩擦錐即相當于圓錐齒輪傳動的節(jié)錐。節(jié)錐母線與軸線間的夾角 δ稱為節(jié)錐角。錐齒輪傳動軸線間的夾角=δ1+δ2，可根據(jù)需要來決定,通常為90。傳動比為 式中n、Z、d分別為轉速、齒數(shù)和齒輪大端節(jié)圓直徑,腳標1指小輪，2指大輪。 圖2-1 錐齒輪傳動示意圖 　　當=90時 　　分類　按齒線形狀錐齒輪傳動可分為直齒、斜齒和曲線齒錐齒輪傳動，其中直齒的和曲線齒的應用較廣。按輪齒兩端齒高變化情況（圖2-2）錐齒輪輪齒可分為以下4種：①等高齒的,從大端到小端齒高不變，常用于擺線齒錐齒輪，加工這種齒的刀具與機床

24、的調整都比較簡單；②正常收縮齒的，頂錐頂點、節(jié)錐頂點和根錐頂點三者重合，直齒錐齒輪中還用這種齒，但齒根圓角小，不利于齒根強度和切齒刀具的壽命；③等頂隙收縮齒的,頂錐母線與相嚙合輪齒的根錐母線相平行,由大端到小端齒頂間隙相等；④雙重收縮齒的，頂錐頂點、節(jié)錐頂點和根錐頂點皆不重合，而頂錐母線與相嚙合輪齒的根錐母線相平行。后兩種齒的齒根圓角較大，在弧齒圓錐齒輪中常用。 　　 圖2-2 齒高形式 直齒錐齒輪傳動　這種傳動運轉平穩(wěn)性差，通常適用于平均節(jié)圓速度vm＜5米/秒,它的承載能力比較低,但制造比較方便，故應用較廣。 　　曲線齒錐齒輪傳動　又稱螺旋錐齒輪傳動，具有斜齒漸進接觸的嚙合特

25、點,且重合度較大，故傳動平穩(wěn),噪聲小，承載能力強；最少齒數(shù)可到5,因而可獲得較大的傳動比(可達10)和較小的機構尺寸。但是加工曲線齒圓錐齒輪的機床比較復雜。曲線齒圓錐齒輪傳動通常用于vm＞5米/秒的場合,用經過磨齒的齒輪,vm可大于40米/秒。這種傳動應用廣泛，尤其是高速重載的場合如汽車、機床的差速齒輪。曲線齒錐齒輪按齒線形狀分為弧齒錐齒輪和擺線齒錐齒輪（圖2-3）。①弧齒錐齒輪：齒線呈圓弧狀。這種齒輪最早是在格利森（Gleason）機床上加工的,故也叫格利森錐齒輪。因為齒線呈圓弧，容易磨齒，可獲得高精度的齒輪。②擺線齒圓錐齒輪：齒線是長幅外擺線的一段AB，切齒時是連續(xù)回轉分齒，一個齒輪只要一

26、道工序就可完成粗切和精切加工，生產率較高，但不易磨削，精度受到限制。 圖2-3 曲線齒錐齒輪的類型 　過齒寬中點作齒線的切線tt與節(jié)錐母線的夾角βm稱為螺旋角。一般取βm＝35～40,最常用的是35。配對的齒輪螺旋角大小相等，而旋向相反。βm=0的螺旋齒輪稱為零度錐齒輪。經磨削的零度錐齒輪的vm≤50米/秒。這種齒輪傳動可用于直接代替直齒圓錐齒輪傳動，而不必改變支承和箱體的結構。 2.1.2 雙曲面齒輪傳動 由兩個節(jié)曲面為雙曲面（雙曲線的回轉曲面）的齒輪組成的交錯軸間的齒輪傳動（見圖2-4）。兩交錯軸Ⅰ-Ⅰ和Ⅱ-Ⅱ之間的最短垂直距離為O1O2,它等于兩雙曲體頸部半徑之和直線Ⅲ-Ⅲ

27、通過O1O2線上的C點并垂直于O1O2，它與軸Ⅰ-Ⅰ和Ⅱ-Ⅱ間的夾角為 1和 2。當直線Ⅲ-Ⅲ分別繞軸Ⅰ-Ⅰ和Ⅱ-Ⅱ回轉時，即得雙曲面體1和2，它們沿Ⅲ-Ⅲ接觸。如果雙曲面體1和 2間有足夠的摩擦力，就可實現(xiàn)交錯軸間的摩擦傳動。若沿直線Ⅲ-Ⅲ方向做出輪齒,這種齒輪就是雙曲面齒輪。因此，雙曲面齒輪的接觸線是直線。通常，實現(xiàn)傳動并不需要一對整個的雙曲面體，而僅截取它的某一部分即可，如圖[雙曲面齒輪傳動原理]中的 1和2， 1和2。雙曲面齒輪制造非常困難, 通 圖2-4雙曲面齒輪傳動 常都用與雙曲面很接近的準雙曲面齒輪來代替。這種齒輪的外形和弧齒錐齒輪很相象。其嚙合是漸進接觸，運轉平穩(wěn)性好。兩輪

28、的軸線偏置一個距離，大小齒輪都易實現(xiàn)兩側支承，輪齒接觸較好。準雙曲面齒輪傳動接觸區(qū)域較大，滑動速度較小，因而傳動的效率比螺旋齒輪傳動高，磨損較小。這類齒輪傳動主要用于汽車后橋中。 2.1.3 圓柱齒輪傳動 用于傳遞平行軸間動力和運動的一種齒輪傳動。圓柱齒輪傳動的傳遞功率和速度適用范圍大，功率可從小于千分之一瓦到10萬千瓦，速度可從極低到 300米／秒。這種傳動工作可靠，壽命長，傳動效率高（可達0.99以上），結構緊湊，運轉維護簡單。但加工某些精度很高的齒輪，需要使用專用的或高精度的機床和刀具，因而制造工藝復雜，成本高；而低精度齒輪則常發(fā)生噪聲和振動，無過載保護作用。 　　類型 　按輪齒與

29、齒輪軸線的相對關系，圓柱齒輪傳動可分為直齒圓柱齒輪傳動、斜齒圓柱齒輪傳動和人字齒圓柱齒輪傳動3種。按嚙合形式可分為:外嚙合齒輪傳動，由兩個相嚙合的外齒輪組成，兩輪轉向相反；內嚙合齒輪傳動，由一個內齒輪和一個外齒輪組成，兩輪轉向相同；齒輪齒條嚙合傳動，由一個外齒輪和齒條組成，可將齒輪的轉動變?yōu)辇X條的直線運動，而且外齒輪的節(jié)圓圓周速度等于齒條的移動速度。 　　齒廓形成 　如圖2-5所示，平面S沿半徑為rb的基圓柱作純滾動時，其上與基圓柱母線NN平行的某一條直線KK的軌跡所形成的漸開線曲面即漸開線直齒圓柱齒輪的齒面。若直線KK與母線NN成一角度βb，則所形成的軌跡為一漸開線螺旋面，即漸開線斜齒圓柱

30、齒輪的齒面，βb為基圓柱上的螺旋角。 圖2-5 漸開線圓柱齒輪齒廓曲面的形成 圖2-6 斜齒和人字齒圓柱齒輪的受力分析 　　嚙合特點 　由齒廓曲面形成過程可知，漸開線直齒圓柱齒輪嚙合時，齒廓曲面的接觸線是與軸線平行的直線，在嚙合過程中整個齒寬同時進入和退出嚙合，輪齒上所受的力也是突然加上或卸掉，故傳動平穩(wěn)性差，沖擊和噪聲大。漸開線斜齒圓柱齒輪嚙合時，齒面的接觸線是逐漸由短變長，以后又逐漸由長變短，直至脫離嚙合，輪齒上所受的力也是逐漸由小到大，再由大到小，同時嚙合的輪齒對數(shù)多，故傳動較平穩(wěn)，沖擊和噪聲小，適用于高速和重載傳動。但斜齒圓柱齒輪傳動時產生軸向分力FX(圖2-6)，它由軸

31、和軸承承擔。為減小傳動時的軸向分力FX，螺旋角不宜過大，一般取分度圓柱上的螺旋角β＝8～15。人字齒圓柱齒輪的一部分齒寬為右螺旋齒，另一部分為左螺旋齒。根據(jù)制造方法不同，左、右螺旋齒中間有帶退刀槽和不帶退刀槽的兩種結構。前者可在普通滾齒機上加工，后者需用專用設備加工。人字齒輪除具有斜齒輪的長處外，由于其兩部分輪齒的左、右螺旋角大小相等，方向相反，可使軸向力F X互相抵消；但是制造稍困難些。人字齒圓柱齒輪傳動常用于傳遞大功率、大轉矩的重型機械中，其螺旋角可比斜齒輪大些：β＝15～45，常用30左右。 　　一對漸開線標準直齒輪的正確嚙合條件是：兩齒輪分度圓上的壓力角相等，α1=α2=α；模數(shù)相等

32、，m1=m2=m。斜齒輪除這兩個條件外，還應滿足：外嚙合時兩齒輪分度圓柱上的螺旋角大小相等，方向相反，β1＝-β2；內嚙合時，螺旋角大小相等，方向相同，β1＝β2。 　　主要參數(shù)和幾何尺寸 　齒輪的幾何尺寸計算有模數(shù)制和徑節(jié)制兩種方法，中國使用模數(shù)制。 　　漸開線標準直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)有:模數(shù)m、壓力角α、齒數(shù)Z、齒頂高系數(shù)h奮和徑向間隙系數(shù)c*。這 5個參數(shù)除齒數(shù)Z外，均制訂有標準。模數(shù)m＝p／π，p為周節(jié)，齒輪的徑向尺寸都做成模數(shù)的倍數(shù)，故模數(shù)是計算齒輪尺寸的最主要參數(shù)。壓力角α 通常指齒輪分度圓上的壓力角，中國標準規(guī)定α＝20，也允許使用25壓力角。其他國家也有采用14.5、15

33、和22.5等壓力角。齒輪的齒高取為模數(shù)的倍數(shù)，在標準齒輪中取齒頂高ha=h奮m，齒根高hf=ha+c=h奮m+cm。中國標準規(guī)定正常齒h奮=1，短齒h奮=0.8；c為徑向間隙，c=cm，其作用是為了避免一齒輪的齒頂與另一齒輪的齒底相碰和用以儲存潤滑油。中國標準規(guī)定正常齒c=0.25，短齒c=0.3。 　　漸開線斜齒圓柱齒輪的主要參數(shù)與直齒圓柱齒輪基本相同，但斜齒圓柱齒輪加工時，是沿齒向進刀，故法面參數(shù)取為標準值。端面參數(shù)與法面參數(shù)的關系相應為 腳標t、n相應表示端面和法面的參數(shù)。斜齒輪的齒數(shù)Z與法面齒形的當量齒數(shù)Zn的關系為Zn=Z/cos3β。 　　漸開線外嚙合標準直齒圓柱齒輪

34、的主要尺寸（圖2-7）為：分度圓直徑d=mZ；齒頂圓直徑da=d+2ha；齒根圓直徑df=d-2hf。 結構型式 　齒頂圓直徑較?。╠a<500毫米）時一般用鍛造齒輪，有實心和輻板式齒輪等型式。齒根圓直徑到鍵槽的距離小于2～2.5mn時，應采用軸齒輪結構。齒頂圓直徑較大(da＞400～600毫米)時可采用鑄造齒輪、鑲圈齒輪、焊接齒輪，甚至剖切齒 輪。剖切齒輪輪輻數(shù)和齒數(shù)應為雙數(shù)，在齒間剖分。 圖2-7 漸開線外嚙合標準直齒圓柱齒輪傳動 2.1.4 蝸桿傳動 由蝸桿與蝸輪互相嚙合組成

35、的交錯軸間的齒輪傳動（圖2-8）。通常兩軸的交錯角為90。一般蝸桿為主動件，蝸輪為從動件。蝸桿傳動的傳動比大，工作平穩(wěn)，噪聲小，結構緊湊，可以實現(xiàn)自鎖。但一般的蝸桿傳動效率較低，蝸輪常須用較貴的有色金屬（如青銅）制造。蝸桿傳動廣泛用于分度機構和中小功率的傳動系統(tǒng)。單級蝸桿傳動的傳動比常用 8～80。在分度機構或手動機構中蝸桿傳動的傳動比可達300，用于傳遞運動時可達到1500。 圖2-8 蝸桿傳動的類型 類型 　蝸桿傳動有多種類型，如表2-1所示。 表2-1 蝸桿傳動的類型 圓柱蝸桿傳動是蝸桿分度曲面為圓柱面的蝸桿傳動。其中常用的有阿基米德圓柱蝸桿傳動和圓弧齒圓柱蝸桿傳動（圖2

36、-9）。①阿基米德蝸桿的端面齒廓為阿基米德螺旋線，其軸面齒廓為直線。阿基米德蝸桿可以在車床上用梯形車刀加工，所以制造簡單，但難以磨削，故精度不高。在阿基米德圓柱蝸桿傳動中，蝸桿與蝸輪齒面的接觸線與相對滑動速度之間的夾角很小，不易形成潤滑油膜，故承載能力較低。②弧齒圓柱蝸桿傳動是一種蝸桿軸面(或法面)齒廓為凹圓弧和蝸輪齒廓為凸圓弧的蝸桿傳動。在這種傳動中，接觸線與相對滑動速度之間的夾角較大，故易于形成潤滑油膜，而且凸凹齒廓相嚙合，接觸線上齒廓當量曲率半徑較大，接觸應力較低，因而其承載能力和效率均較其他圓柱蝸桿傳動為高。 　　主要參數(shù) 　各類圓柱蝸桿傳動的參數(shù)和幾何尺寸基本相同。圖2-10為阿基

37、米德圓柱蝸桿傳動的主 圖2-9 圓柱蝸桿傳動的主要類型 要參數(shù)。通過蝸桿軸線并垂直于蝸輪軸線的平面，稱為中間平面。在中間平面上，蝸桿的齒廓為直線，蝸輪的齒廓為漸開線，蝸桿和蝸輪的嚙合相當于齒條和漸開線齒輪的嚙合。因此，蝸桿傳動的參數(shù)和幾何尺寸計算大致與齒輪傳動相同，并且在設計和制造中皆以中間平面上的參數(shù)和尺寸為基準。 圖2-10 阿基米德圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù) 蝸桿的軸向齒距pX應與蝸輪的端面周節(jié)pt相等，因此蝸桿的軸向模數(shù)應與蝸輪的端面模數(shù)相等，以m表示，m應取為標準值。蝸桿的軸向壓力角應等于蝸輪的端面壓力角，以α表示，通常標準壓力角α＝20。 蝸桿相當于螺旋，其螺旋線也分為左旋和

38、右旋、單頭和多頭。通常蝸桿的頭數(shù)Z1=1～4，頭數(shù)越多效率越高；但頭數(shù)太多，如Z1＞4，分度誤差會增大，且不易加工。蝸輪的齒數(shù)Z2=iZ1，i為蝸桿傳動的傳動比，i=n1/n2=Z2/Z1。對于一般傳遞動力的蝸桿傳動，Z2=27～80。當Z2＜27時，蝸輪齒易發(fā)生根切；而Z2太大時，可能導致蝸輪齒彎曲強度不夠。以d1表示蝸桿分度圓直徑，則蝸桿分度圓柱上的螺旋升角λ可按下式求出 　　　　　　 在上式中引入q=Z1/tgλ，則可求得蝸桿的分度圓直徑為d1=qm。式中q稱為蝸桿特性系數(shù)。為了限制滾刀的數(shù)目，標準中規(guī)定了與每個模數(shù)搭配的q值。通常q=6～17。蝸輪分度圓直徑d2=Z2m。

39、　　失效形式和計算準則 　在蝸桿傳動中，蝸輪輪齒的失效形式有點蝕、磨損、膠合和輪齒彎曲折斷。但一般蝸桿傳動效率較低，滑動速度較大，容易發(fā)熱等，故膠合和磨損破壞更為常見。 　　為了避免膠合和減緩磨損，蝸桿傳動的材料必須具備減摩、耐磨和抗膠合的性能。一般蝸桿用碳鋼或合金鋼制成，螺旋表面應經熱處理（如淬火和滲碳），以便達到高的硬度(HRC45～63)，然后經過磨削或珩磨以提高傳動的承載能力。蝸輪多數(shù)用青銅制造，對低速不重要的傳動，有時也用黃銅或鑄鐵。為了防止膠合和減緩磨損，應選擇良好的潤滑方式，選用含有抗膠合添加劑的潤滑油。對于蝸桿傳動的膠合和磨損，還沒有成熟的計算方法。齒面接觸應力是引起齒面膠合

40、和磨損的重要因素，因此仍以齒面接觸強度計算為蝸桿傳動的基本計算。此外，有時還應驗算輪齒的彎曲強度。一般蝸桿齒不易損壞，故通常不必進行齒的強度計算，但必要時應驗算蝸桿軸的強度和剛度。對閉式傳動還應進行熱平衡計算。如果熱平衡計算不能滿足要求，則在箱體外側加設散熱片或采用強制冷卻裝置。 　　蝸桿和蝸輪結構 　一般蝸桿與軸制成一體，稱為蝸桿軸（圖2-11）。蝸輪的結構型式（圖2-12）可分為 3種形式。①整體式：用于鑄鐵和直徑很小的青銅蝸輪。②齒圈壓配式：輪轂為鑄鐵或鑄鋼，輪緣為青銅。③螺栓聯(lián)接式：輪緣和輪轂采用鉸制孔，用螺栓聯(lián)接，這種結構裝拆方便。 圖2-11蝸桿的結構形式 圖2-12 渦

41、輪的結構形式 2.2主減速器的分級 主減速器一般用來改變傳動方向，降低轉速，增大扭矩，保證汽車有足夠的驅動力和適當?shù)乃俣?。主減速器類型較多，有單級、雙級、雙速、輪邊減速器等。 2.2.1 單級主減速器 由一對減速齒輪實現(xiàn)減速的裝置，稱為單級減速器。其結構簡單，重量輕，東風BQl090型等輕、中型載重汽車上應用廣泛。 2.2.2雙級主減速器 對一些載重較大的載重汽車，要求較大的減速比，用單級主減速器傳動，則從動齒輪的直徑就必須增大，會影響驅動橋的離地間隙，所以采用兩次減速。通常稱為雙級減速器。雙級減速器有兩組減速齒輪，實現(xiàn)兩次減速增扭。 　　為提高錐形齒輪副的嚙合平穩(wěn)性和強度，第一

42、級減速齒輪副是螺旋錐齒輪。二級齒輪副是斜齒圓柱齒輪。 　　主動圓錐齒輪旋轉，帶動從動圓錐齒輪旋轉，從而完成一級減速。第二級減速的主動圓柱齒輪與從動圓錐齒輪同軸而一起旋轉，并帶動從動圓柱齒輪旋轉，進行第二級減速。因從動圓柱齒輪安裝于差速器外殼上，所以，當從動圓柱齒輪轉動時，通過差速器和半軸即驅動車輪轉動。 2.2.3貫通式主減速器 貫通式主減速器(圖2-13，圖2-14)根據(jù)其減速形式可分成單級和雙級兩種。單級貫通式主減速器具有結構簡單，體積小，質量小，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性等優(yōu)點，主要用于輕型多橋驅動的汽車上。根據(jù)減速齒輪形式不同，單級貫通式主

43、減速器又可分為雙曲面齒輪式及蝸輪蝸桿式兩種結構。雙曲面齒輪式單級貫通式主減速器(圖2-13a)是利用雙曲面齒輪副軸線偏移的特點，將一根貫通軸穿過中橋并通向后橋。但是這種結構受主動齒輪最少齒數(shù)和偏移距大小的限制，而且主動齒輪工藝性差，主減速比最大值僅在5左右，故多用于輕型汽車的貫通式驅動橋上。當用于大型汽車時，可通過增設輪邊減速器或加大分動器速比等方法來加大總減速比。蝸輪蝸桿式單級貫通式主減速器(圖2-13b)在結構質量較小的情況下可得到較大的速比。它使用于各種噸位多橋驅動汽車的貫通式驅動橋的布置。另外，它還具有工作平滑無聲、便于汽車總布置的優(yōu)點。如蝸桿下置式布置方案被用于大客車的貫通式驅動橋中

44、，可降低車廂地板高度。 圖2-13 單級貫通式主減速器 a)雙曲面齒輪式 b)蝸輪蝸桿式 對于中、重型多橋驅動的汽車，由于主減速比較大，多采用雙級貫通式主減速器。根據(jù)齒輪的組合方式不同，可分為錐齒輪一圓柱齒輪式和圓柱齒輪一錐齒輪式兩種形式。錐齒輪一圓柱齒輪式雙級貫通式主減速器(圖2-14a)可得到較大的主減速比，但是結構高度尺寸大，主動錐齒輪工藝性差，從動錐齒輪采用懸臂式支承，支承剛度差，拆裝也不方便。圓柱齒輪一錐齒輪式雙級貫通式主減速器(圖2-14b)的第一級圓柱齒輪副具有減速和貫通的作用。有時僅用作貫通用．將其速比設計為1。在設計中應根據(jù)中、后橋錐齒輪的布置、旋轉方向、雙曲面

45、齒輪的偏移方式以及圓柱齒輪副在錐齒輪副前后的布置位置等因素來確定錐齒輪的螺旋方向，所選的螺旋方向應使主、從動錐齒輪有相斥的軸向力。此結構與前者相比， 結構緊湊，高度尺寸減小，有利于降低車廂地板及整車質心高。 圖2-14 雙級貫通式主減速器 a)錐齒輪一圓柱齒輪式 b)圓柱齒輪一錐齒輪式 1-貫通軸 2-軸間差速器 2.2.4單雙級減速配輪邊減速器 在設計某些重型汽車、礦山自卸車、越野車和大型公共汽車的驅動橋時，由于傳動系總傳動比較大，為了使變速器、分動器、傳動軸等總成所受載荷盡量小，往往將驅動橋的速比分配得較大。當主減速比大于12時，一般的整體式雙級主減速器難以

46、達到要求，此時常采用輪邊減速器(圖2-15)。這樣，不僅使驅動橋的中間尺寸減小，保證了足夠的離地間隙，而且可得到較大的驅動橋總傳動比。另外，半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件由于所受載荷大為減小，使它們的尺寸可以減小。但是由于每個驅動輪旁均設一輪邊減速器，使結構復雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。 圖2-15 輪邊減速器 a)圓柱行星齒輪式 b)圓錐行星齒輪式 c)普通外嚙合圓柱齒輪式 1-輪輞 2-環(huán)齒輪架 3-環(huán)齒輪 4-行星齒輪 5-行星齒輪架 6-行星齒輪軸 7-太陽輪8-鎖緊螺母 9、10-螺栓 11-輪轂 12-接合輪 13-操

47、縱機構 14-外圓錐齒輪 15-側蓋 圓柱行星齒輪式輪邊減速器(圖2-15a)可以在較小的輪廓尺寸條件下獲得較大的傳動比，且可以布置在輪轂之內。作驅動齒輪的太陽輪連接半軸，內齒圈由花鍵連接在半軸套管上，行星齒輪架驅動輪轂。行星齒輪一般為3～5個均勻布置，使處于行星齒輪中間的太陽輪得到自動定心。 圓錐行星齒輪式輪邊減速器(圖2-15b)裝于輪轂的外側，具有兩個輪邊減速比。當換擋用接合輪12位于圖示位置時，輪邊減速器位于低擋；當接合輪被專門的操縱機構13移向外側并與側蓋15的花鍵孔內齒相接合，使半軸直接驅動輪邊減速器殼及輪轂時，輪邊減速器位于高擋。 普通外嚙合圓柱齒輪式輪邊減速器，根據(jù)主

48、、從動齒輪相對位置的不同，可分為主動齒輪上置和下置兩種形式。主動齒輪上置式輪邊減速器主要用于高通過性的越野汽車上，可提高橋殼的離地間隙；主動齒輪下置式輪邊減速器(圖2-15c)主要用于城市公共汽車和大客車上，可降低車身地板高度和汽車質心高度，提高了行駛穩(wěn)定性，方便了乘客上、下車。 3. 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質量、裝配調整及軸承、主減速器殼體的剛度有關以外，與齒輪的支承剛度密切相關。 3.1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跨置式支承兩種。 懸臂式支

49、承結構(圖3-1a)的特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度倪和增加兩支承間的距離b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應大于2.5倍的懸臂長度a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些?？拷X輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長

50、度有關以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。 圖3-1 主減速器錐齒輪的支承形式 a)主動錐齒輪懸臂式 b)主動錐齒輪跨置式 c)從動錐齒輪 跨置式支承結構(圖3-1b)的特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速

51、器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難?？缰檬街С兄械膶蜉S承都為圓柱滾子軸承，并且內外圈可以分離或根本不帶內圈。它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個軸承。在需要傳遞較大轉矩情況下，最好采用跨置式支承。 3.2從動錐齒輪的支承 從動錐齒輪的支承(圖3-1c)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。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c+d。為了使從動錐齒輪

52、背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70％。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。 在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支承(圖3-1)。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖3-3所示。 圖3-2 從動錐齒輪輔助支承 圖3-3主從動錐齒輪的許用偏移量 4. 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 主減速器錐

53、齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)z、從動錐齒輪分度圓直徑d和端面模數(shù)m主、從動錐齒輪齒寬b、中點螺旋角、中心距a等。選出如表4-1幾種齒輪 表4-1 齒輪 齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4 齒數(shù)z 11 88 14 85 齒頂d 19.667 136.333 40.354 219.646 齒根圓d 12.917 129.583 29.104 208.396 齒寬b 29 56 44 齒全高h 3.375 3.375 5.625 5.625 中心距a 75 75 125 125 模數(shù)m 1.5 1.5 2.5

54、2.5 螺旋 86`34`` 86`34`` 86`34`` 86`34`` 旋向 左旋 右旋 左旋 右旋 分度圓d 16.667 133.333 35.354 214.646 5．主減速器齒輪強度計算 5.1齒面接觸疲勞強度計算 由[1]P236齒面接觸疲勞強度計算公式9-29 其中： ①、由[1]P223表9-5查得 ②、由[1]P223表9-6根據(jù)對斜齒輪傳動載荷較平穩(wěn)，查得K=1.2 ③、齒數(shù)比u= ④、因為工作機轉矩為，所以 ⑤、齒寬b= ⑥、中心距a= ⑦、由[1]P226式9-22及圖9

55、-25（b）查得： 故齒面接觸疲勞強度不夠。 5.2齒根彎曲疲勞強度計算 由[1]P236齒根彎曲疲勞強度計算公式9-31得： 其中： ①、由[1]P226表9-6根據(jù)對斜齒輪傳動，載荷較平穩(wěn)，故?。篕=1.2 ②因為工作機轉矩為，所以 ③、齒寬： 齒輪3：；齒輪4：=44mm ④、模數(shù)： ⑤、齒數(shù)：齒輪3：z=14；齒輪4：z=85 由[1]P225圖9-24查得： ； 根據(jù)齒輪材料為45正火處理查[1]P227圖9-26（b）得，并把代入由[1]P227查得的許用彎曲應力公式9

56、-23得： 故齒輪3齒根彎曲疲勞強度足夠、安全。 故齒輪4齒根彎曲疲勞強度足夠、安全。故齒輪齒根彎曲疲勞強度足夠、安全。 5.3結論 低速級大齒輪齒面接觸疲勞強度不夠；齒根彎曲疲勞強度足夠、安全。 6． 軸與滾動軸承的強度計算 6.1軸的強度計算 1、軸： 圓周力Ft = 徑向力Fr = 軸向力 2、各力方向判斷如下圖： 3、支座反力分析： （1）定跨距測得：；； （2）水平反力： （3）垂直反力： 4、當量彎矩： （1）水平彎矩：

57、 （2）垂直面彎距： （3）合成彎矩： 當轉矩T=300000N；取得： 當量彎矩： 5、計算強度： 按扭合成應力計算軸的強度。由軸的結構簡圖及當量彎矩圖可知截面C處當量彎矩最大，是軸的危險截面。進行計算時，只計算軸上承受最大當量彎矩的截面的強度，則由[1]P339得軸的強度計算公式12-3 其中： ①因為軸的直徑為d=45mm的實心圓軸，故取 ②因為軸的材料為45鋼、調質處理查[1]P330取軸的許用彎曲應力為：[]=60Mpa 6、結論： 故軸強度足夠、安

58、全。 6.2滾動軸承的計算 1、根據(jù)軸承型號6208查[4]P383表8-23取軸承基本額定動載荷為：C=29500N；基本額定靜載荷為： 因為： 根據(jù)的值查[1]P298表10-10,利用差值法求得e=0.184 ; X=0.56 ; Y=2.362 2、由[1]P298表10-10查得X=0.56 ; Y=2.362 根據(jù)軸承受中等沖擊查[1]P298表10-9取軸承載荷系數(shù)為: 3、由[1]P298表10-10查得X=1 ; Y=0 根據(jù)軸承受中等沖擊查[1]P298表10-9取軸承載荷系數(shù)為: 4、因為是球

59、軸承，取軸承壽命指數(shù)為： 由[1]P297軸承壽命公式10-2a得： = 故軸承使用壽命足夠、合格。 7. 錐齒輪的材料 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。它是傳動系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應滿足如下要求： 1)具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。 2)輪齒芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 3)鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 4)選擇合金材料時，盡量少用

60、含鎳、鉻元素的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和l 6SiMn2WMoV等。 滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層(一般碳的質量分數(shù)為0.8％一1.2％)，具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性，故這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產生塑性變形，如果滲透層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬

61、化層剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒聾在熱處理及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面壺行應力噴丸處理，可提高25％的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以擊高耐磨性。滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低，即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死習膠合。 8. 零件的自動加工 軸的程序： O0001 S600M03T0101; G00X200.0Z50.0; G71U5.0R1.0; G71P10Q20U4.0W2.0F60.0S60T0101; N10 G00X20.0F50.0S8

62、00; G01X22.0W-1.0; W-40.0; X24.0; W-50; X25.0; W-14.0; X30.0W-1.0; W-20.0; X37.85Z-16.0; Z-47.0; X32.0; Z-52.0; X34.0Z-65.0; X36.0; X38.0Z-66.0; X30.0; W-20.0; X25.0; W-13.0; N20 X21.0W-2.0; G00X200.0Z270.0T0100M05; T0202S800M03F60.0; G00X200.0Z50.0; G70P10Q20; G00X200.0Z220.0M05; M30;