重型卡车主减速器及差速器的设计.doc

【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流重型卡车主减速器及差速器的设计.精品文档.摘 要本设计是重型卡车主减速器及差速器的设计。主减速器设计时根据给定的基本参数计算出主减速比，根据计算得到的主减速比选取主减速器类型为双级主减速器；与单级主减速器相比，在保证离地间隙相同时还得到很大的传动比，并且还拥有结构紧凑，噪声小，使用寿命长等优点。差速器根据主减速器的设计和以往的经验借鉴选取为结构简单、工作性能平稳、制造方便的对称式圆锥行星齿轮差速器。本设计主要内容包括：双级主减速器和对称式圆锥行星齿轮差速器各个零件参数的设计和校核过程。主减速器结构的选择、主、从动锥齿轮的设计、轴承的校核；差速器结构的选择、行星齿轮、半轴齿轮的设计和校核。关键词：重型载货汽车；双级主减速器；差速器；齿轮；校核ABSTRACTThis 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；compensating gear；Gear；Check目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 概述11.2 主减速器及差速器的结构形势分析21.2.1 主减速器的减速形式与齿轮类型21.2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案31.2.3 差速器的结构形式51.3 设计内容5第2章 主减速器的结构设计62.1 主减速器传动比的计算62.2 主减速齿轮计算载荷的确定72.3 主减速器齿轮基本参数的选择102.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算122.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算122.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度校核132.5二级圆柱齿轮模数的确定152.6双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择172.7齿轮的校核182.8本章小结19第3章 轴承的选择和校核203.1主减速器齿轮上作用力的计算203.2轴和轴承的设计计算223.3主减速器齿轮轴承的校核233.4本章小结26第4章 轴的设计274.1主动圆锥齿轮轴的结构设计274.2 中间轴的结构设计284.3主动锥齿轮轴的校核284.4中间轴的校核304.5 本章小结32第5章 差速器的设计335.1 差速器的结构形式及选择335.2差速器齿轮基本参数选择335.3差速器齿轮强度计算365.4本章小结36结论37致谢38参考文献39附录40第1章 绪 论1.1 概述1、 主减速器及差速器的概述汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力1。对于载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而主减速器在传动系统中起着非常重要的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于重型载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700Nm以上，百公里油耗是一般都在34L左右。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。 主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对于重型卡车来说，要传递的转矩较乘用车、客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而主减速器在传动系统中起着非常重要的作用。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的传动系便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的主减速器已成为了新的课题。根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的形成往往是由差别的。例如，转弯时外侧的车轮的行程总要比内侧的长。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑移或滑转。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装由差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。同样情况也发生在多驱动桥中，前、后驱动桥之间，中、后驱动桥之间等会因车轮滚动半径不同而导致驱动桥间的功率循环，从而使传动系的载荷增大，损伤其零件，增加轮胎的磨损和燃料的消耗等，因此一些多驱动桥的汽车上也装了轴间差速器。差速器的结构型使选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出嘎，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。2、主减速器及差速器设计的要求驱动桥中主减速器的设计应满足如下基本要求1：1、所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。2、外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。3、在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。4、在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。5、结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。驱动桥中差速器的设计应满足：1、所选择的差速器在能保证工作性能的要求下，尽量的结构简单。2、与主减速器配合时结构要紧凑。1.2 主减速器及差速器的结构形势分析1.2.1 主减速器的减速形式与齿轮类型为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速型式的选择与汽车的使用类型及使用条件有关有时也与制造厂已有的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于动力性、经经济性等整车能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置型式等。根据主减速器的使用目的和要求的不同，其结构形式也有很大差异。按主减速器所处的位置可分为中央主减速器和轮边减速器，按参加减速传动的齿轮副可分为单级式主减速器和双级式主减速器。按主减速器速比的变化可分为单速主减速器和双速主减速器两种。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。 由于本设计是重型卡车主减速器，由于它的主传动比比较大，故选用二级主减速器。现代汽车的主减速器，广泛采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比。一般情况下，当要求传动比大于45而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。圆柱齿轮传动一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥和双级主减速器贯通式驱动桥。本设计的双级主减速器第一级选取螺旋锥齿轮，第二级选取圆柱齿轮。1.2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要元素之一。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骑马式支承两种。查阅资料、文献，经方案论证，采用悬臂式支承结构（如图1.1（a）所示）。1调整垫片 2调整垫圈（a）悬臂式支承 （b）骑马式支承 图1.1 主动锥齿轮的支承型式2、从动锥齿轮的支承主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式，支承间的距离和载荷在轴承之间的分布即载荷离两端轴承支承中心间的距离c和d（如图1.2）之比例而定。为了增强支承刚度，支承间的距离应尽量缩小。但为了使从动锥齿轮背面的支承突缘有足够的位置设置加强筋及增强支承的稳定性，距离c+d应不小于从动锥齿轮节园直径的70.两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向超内朝内，而小端相背朝外。为了使载荷能尽量均匀分在两个轴承上，并且让出位置来加强从动齿轮连接突缘的刚性，应尽量使尺寸c等于或大于d。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。图1.2从动锥齿轮的支承型式1.2.3 差速器的结构形式差速器的结构形式由多种，主要分为普通对称式圆锥行星齿轮差速器和防滑差速器。其中，防滑式差速器右分为自锁式和强制锁止式。普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳、2个半轴齿轮，4个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等有点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上。有些越野车也采用了这种结构。由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。1.3 设计内容设计主要内容包括：双级主减速器和对称式圆锥行星齿轮差速器各个零件参数的设计和校核过程。主减速器结构的选择、主、从动锥齿轮的设计、轴承的校核；差速器结构的选择、行星齿轮、半轴齿轮的设计和校核。第2章 主减速器的结构设计2.1 主减速器传动比的计算1、轮胎滚动半径的确定基本参数如下表2.1：表2.1基本参数表名称代号参数驱动形式4×2装载质量t10总质量t17.26发动机最大功率kw及转速rmin-154.56-3000发动机最大转矩N.m及转速rmin-800-1300轮胎型号11.00-20-16变速器传动比7.0341.0最高车速kmh70由上表可知载货汽车的轮胎型号为11.0-20-16，查表可知=1085 R=F/2PI （2.1）根据轮胎型号已知为斜交轮胎F取2.99，PI取3.1415926，求得： R=0.5162、主减速比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。的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同下的功率平衡图来研究对汽车动力性的影响。对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性2。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P及其转速的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时值应按下式来确定： =8.337 （2.2）式中 车轮的滚动半径； 变速器最高档传动比； 最高车速； 发动机最大功率时的转速。对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而最高车速稍有下降，一般选得比上式求得的大10%25%.范围（9.17010.421）初取=10.因为7.612，因此选用双级主减速器。3、双级主减速器传动比分配 一般情况下第二级减速比与第一级减速比之比值（/）约在1.42.0范围内，而且趋于采用较大的值，以减小从动锥齿轮的半径及负荷并适应当增多主动锥齿轮的齿数，使后者的轴径适当增大以提高其支承刚度67；这样也可降低从动圆柱齿轮以前各零件的负荷从而可适当减小其尺寸及质量，所以 /在这里取2.0.得：=2.236， =4.472。2.2 主减速齿轮计算载荷的确定通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（、）的最小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即 =/ （2.3） = （2.4）式中 发动机最大转矩， 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比， =2.27.034； 上述传动部分的效率，取=0.9；超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野车以及液力传动的各类汽车取=1； 该车的驱动桥数目，汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说应该考虑到汽车加速时的负荷增大；轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85，对于越野汽车取=1.0，对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车取=1.25；车轮的滚动半径，m；分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比（例如轮边减速器等），在这里取，。由表2.1中可知，把=800()代入式（2.3）得： =8002.27.0340.9/1 =11141.856() （2.5）各类汽车轴荷分配范围如下表：表2.2 驱动桥质量分配系数车型空载满载前轴后轴前轴后轴轿车前置发动机前轮驱动56%66%34%44%47%60%40%53%前置发动机后轮驱动50%55%45%50%45%50%50%55%后置发动机后轮驱动42%59%41%50%40%45%55%60%货车4×2后轮单胎50%59%41%50%32%40%60%68%4×2后轮双胎，长头、短头车44%49%51%55%27%30%70%73%4×2后轮双胎，平头车49%54%46%51%32%35%65%68%6×4后轮双胎31%37%63%69%19%24%76%81%本文设计车型为4后轮双胎，满载时前轴的负荷在32%35%，取34%；后轴为65%68%，取66%。该车满载时的总质量为=17.26，则可求得前后轴的轴荷和 =0.34=0.3417.26=5.868 （2.6） =0.66=0.6617.26=11.391 （2.7） 把已知值代入式（2.4），可得 =48960.918() （2.8）取，即11141.856 ()为强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车俩稳定，其正常持转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为 = （2.9）式中：汽车满载总重； 所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取=0； 道路滚动阻力系数，载货汽车的系数在0.0150.020；初选=0.015； 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车和城市公共汽车通常取0.050.09，可初取=0.05； 汽车性能系数 （2.10） 当 =32.98>16时，取=0。，等见式（2.3）（2.4）下的说明。把上面的已知数代入式（2.9）可得： =5673.22（） （2.11）主动齿轮计算转矩为： 2.3 主减速器齿轮基本参数的选择1、齿数的选择 对于普通双级主减速器，由于第一级减速比比第二级的小一些（通常），这时第一级主动锥齿轮的齿数可选得较大些，约在915范围内。第二级圆柱齿轮的传动齿数和可选在68的范围内。在这里我们选择=15。则=1533.54取，修正第一级的传动比=2.2；。取68。，所以，修正2、节圆直径的选择 节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩（见式2.3，式2.4中取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出： （2.12）式中：直径系数，取=1316；计算转矩，取，中较小的，第一级所承受的转矩： =11141.856（） （2.13）把式（2.13）代进式（2.12）中得到357.359；取=330mm。3、齿轮端面模数的选择 根据公式可算出从动齿轮大端模数，。4、齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度为：F=0.155=51.15。5、螺旋锥齿轮螺旋方向 螺旋锥齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要向齿轮的背面看去。而判断轴向力的方向时，可以用手势法则。一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势3。6、螺旋角的选择 螺旋角。7、齿轮法向压力角的选择根据格里森规定载货汽车和重型汽车则应分别选用20、22的法向压力角。则在这里选择的压力角为。2.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算2.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸的计算 表2.3 双级主减速器一级齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式结果1主动齿轮齿数152从动齿轮齿数333端面模数4齿面宽5齿工作高6齿全高7法向压力角-8轴交角-9节圆直径10螺旋角11螺旋方向主动齿轮左旋；从动齿轮右旋-12驱动齿轮小齿轮-13旋转方向从齿轮背面看，主动齿轮顺时针，从动齿轮为逆时针-2.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度校核1、主减速器螺旋锥齿轮的强度计算单位齿长上的圆周力： （2.14）式中：单位齿长上的圆周力，N/mm； 作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；由上式可得轴承A的使用寿命=106197.121h。若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即 = h (3.17) 所以=2857.14h和比较，故轴承符合使用要求。如图3.4，对于从动圆锥齿轮的圆周力、径向力、轴向力、由计算公式可知=14415.78N，=11682.26N，=2538.14N，在这里我们把二级主动齿轮与轴做成一体的，选择轴承时应与齿轮的外尺寸176相当，选择轴承为30222型，它的额定动载荷为315。根据轴承和齿轮的尺寸，如下图设计计算,。 图3.2 双级主减速器中间轴轴承载荷计算图如上图所示，根据机械设计手册和齿轮的尺寸可算得：117.25，207.25，126.75，197.75,。所以，轴承C的径向力：= (3.18)轴承D的径向力：= (3.19)式中：,第一级从动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力； 第一级减速从动锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径； 第二级减速主动齿轮（斜齿圆柱齿轮）的节圆直径； 第二级主动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力。根据上面所算得的数据代入式（3-16），（3-17）可得：=7071.59=19055.84轴承C、D均选用30222型轴承，此轴承的额定动载荷为315N， 求得当量动载=0.8×7071.59=5657.275。所以轴承的使用寿命：=659192.34=6.08h所以轴承符合使用要求。3.4本章小结本章主要是对已设计的齿轮选取能够与其合理配合的轴承并校核。在这一章中最主要的是考虑到主减速器的装配关系，能让齿轮和轴配合后装配到箱体中，并满足一定的装配要求。并对其所用的轴承进行使用寿命计算，使其满足车的要求。第4章 轴的设计4.1主动圆锥齿轮轴的结构设计由上面所设计出来的齿轮的大小和轴承的大小，装配时所要求的间隙等，参照现有车型对轴进行结构设计，如图4.1，可得到主动一级主动齿轮的基本尺寸大小，并满足其所要的要求。图4.1 一级主动齿轮轴其轴的各段的尺寸为：第1段：主动锥齿轮，其齿宽为51.15，大端分度圆直径为150，齿顶圆直径为171.103；第2段：这段与轴承配合，其选用的轴承代号为30219，其小径为95，大径为170，小径宽度为35，其轴的直径为95，宽度为35；第3段：大端直径为95，小端直径为75；宽度为12；第4段：轴直径为75；宽度为20；第5段：大端直径为85，小端直径为75，宽度为12；第6段：这段与轴承配合，其选用的轴承代号为30217，其小径为85，大径为150，小径宽度为31。其轴的直径为85，宽度为27；第7段：花键轴，花键分度圆直径为68，齿顶圆直径为72，花键轴宽为74；第8段：螺栓轴，螺栓直径为36。螺栓长度为60。4.2 中间轴的结构设计 对于中间轴的结构，二级主动齿轮和中间轴加工成一体，其上面还要有一个与一级从动锥齿轮的装配凸台，两个支承轴承和相应要求的间隔6。如图4.2所示： 图4.2中间轴的结构尺寸轴承选用30222号轴承、其轴的各段尺寸为：第1段：第一段与轴承相配合，轴承的小径宽度为38，小径直径为110，大径直径为180，其轴的直径为110，轴的宽度为41；第2段：其直径设计为128，宽度为36；第3段：二级主动齿轮，齿宽为140 ，分度圆直径为135.24，齿顶圆为155.24；第4段：主要是为了使一级从动齿轮与二级主动齿轮之间有一定的距离，其设计尺寸为：宽22mm，轴的直径为100mm；第5段：一级从动轮凸台，与其一级从动锥齿轮配合，其直径为200mm，轴宽为40mm；第6段：与从动锥齿轮用螺栓连接的圆盘，其尺寸大小与和从动齿轮与它配合的尺寸相同，及轴的直径为240mm，轴宽为22mm；第7段：与第1段一样和相同的轴承配合，并保证零件间的间隙，其设计尺寸为轴宽为52mm，轴的直径为110mm。4.3主动锥齿轮轴的校核由第3章可知，齿轮上受到的转矩为11141.856，齿轮的圆周力，轴向力，径向力，并还知道两轴承受径向力和轴向力分别为，；，。其轴承所受的轴向力与轴受到的轴向力是一对作用了与反作用力，径向力也是一对作用力与反作用力。规定齿轮受的轴向力和径向力为正方向，由图4.1，前、后轴承给轴的力的方向分别与圆锥齿轮受的力方向相反，则为负；径向力为正，为负。ARP61mm110mmARR图4.3主动锥齿轮轴受力图求出水平面上的弯矩并画出弯矩图：=2570154.73 （4.1）规定顺时针方向为负，其齿轮受到的弯矩为正，后齿轮受到的弯矩为负，前齿轮受到的弯矩为正，如图4.4所示：图4.4 垂直面上弯矩图求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图：=1332873.63 （4.2）根据上面的方向，弯矩图如图4.5所示：图4.5 垂直面上弯矩图合成弯矩可得：= =2895210.97 （4.3）由上面的图可知，在后轴承受力点上的弯矩最大，其弯矩为： 计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许用应力，则：=68.519 （4.4）由于截面处轴的直径为75，最小处的直径也大于68.519，所以校核成功。4.4中间轴的校核如图4.6，由第3章可知，从动锥齿轮受到的圆周力，轴向力，径向力；主动圆柱齿轮受到的圆周力21270.816，轴向力，径向力；轴承C所受的，径向力；轴承D所受的轴向力，径向力。图4.6 中间轴受力图求出水平面上的弯矩并画出弯矩图： =495011.37=3312488.03 =167057.64 =4073471.638规定顺时针方向为负，其齿轮受到的弯矩为正，后齿轮受到的弯矩为负，前齿轮受到的弯矩为正，如图4.7所示：图4.7 垂直面上弯矩图求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图： =0=2087957.1根据规定的方向，如图4.8所示：图4.8 垂直面上的弯矩图由上图可知，在A点的垂直面上的弯矩最大，最危险。这一点的合成弯矩得： =4342420.58 （4.5）计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许用应力，则：=78.43由于截面处轴的直径为86，最小处的直径也大于78.43，所以校核成功。4.5 本章小结 通过设计的零件的结构大小，满足所设计的轴能够与箱体合理的配合，各零件之间的间隙等，设计出符合强度要求的轴。使其它能安全可靠的工作。第5章 差速器的设计5.1 差速器的结构形式及选择根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的形成往往是由差别的。例如，转弯时外侧的车轮的行程总要比内侧的长。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑移或滑转。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装由差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。同样情况也发生在多驱动桥中，前、后驱动桥之间，中、后驱动桥之间等会因车轮滚动半径不同而导致驱动桥间的功率循环，从而使传动系的载荷增大，损伤其零件，增加轮胎的磨损和燃料的消耗等，因此一些多驱动桥的汽车上也装了轴间差速器。差速器的结构型使选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出嘎，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和失去行驶的汽车来说，由于路面较好，哥驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的对称式圆锥行星齿轮差速器。本设计的车辆是用于公路运输的重型卡车，因此选用对称式圆锥行星齿轮差速器。5.2差速器齿轮基本参数选择1、行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。2、行星齿轮球面半径的确定圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定： （5.1）式中 行星齿轮球面半径系数，,对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；取2.6 计算转矩，取带入（5.1）式，求得=58.07可根据下式预选取节锥距：=57.483、行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数从而使齿轮由较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于10.半轴齿轮的池水采用1425。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内。行星齿轮齿数取16在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数、之和，必须能被行星齿轮的数目所整除，否则将不能安装，即应满足：求得=244、差速器圆锥齿轮模数及办轴齿轮结缘直径的初步确定先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角：=33.69°； =56.30°式中为行星齿轮和半轴齿轮齿数。求出圆锥齿轮的大端模数：为了保证齿轮强度取8。节圆直径可根据下式求得：5、压力角过去汽车差速器齿轮都选用20°要立交，这时齿高系数为1，而最少齿数是13。目前汽车差速器齿轮大都选用的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最少齿数比压力角为20°的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。某些重型汽车和矿用汽车的差速器也可采用25°压力角。压力角取25°。6、行星齿轮安装孔直径及其深度的确定行星齿轮安装孔与行星齿轮轴名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取： （5.2）式中 差速器传递的转矩； 行星齿轮数； 为行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，是半轴齿轮齿面宽中点处的直径，； 支承面的许用挤压应力，取98求出： 表3.2汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数162半轴齿轮齿数243模数84节圆直径5压力角20°6轴交角-7节锥角8节锥距5.3差速器齿轮强度计算差速器吃了的尺寸受结构限制，而