毕业设计（论文）液压减震器设计.doc

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1、摘 要液压式减振器是车辆悬架系统中主要的阻尼元件，其性能好坏直接关系到整车的安全性及舒适性。其中活塞杆是减振器中重要元件，在工作中主要承受上下往复的运动。由于汽车要在不同工况下工作，活塞杆就要承受不同高度的运动，为了检测活塞杆在工作能承受工作载荷的极限设计了液压式减振器活塞杆拉断试验台。试验台采用四根立柱做为支撑，并对四根立柱做了强度和刚度的校核满足设计要求。四根立柱支撑上横梁采用光杠固定式，由上横梁上的液压缸施行拉断实验。并对试验台中的缸，泵，阀进行了计算选取了标准的元件。由于它采用液压油做为动力源，因而具有使用灵活和噪声小，性能较高的特点。此外本设计还应用了较为先进的设计手段，用C语言进行

2、计算编程和用CAXA软件绘图。关键词：拉断；液压；试验台；减振器AbstractHydraulic shock absorber, vehicle suspension damping system in the main components, the performance cars have a direct bearing on the safety and comfort. In the shock absorber piston rod which is an important component in the work of the major bear reciprocati

3、ng movement from top to bottom. As car in different conditions, different piston rod to withstand high degree of movement, in order to detect rod in the workplace can withstand the work load limit was designed hydraulic shock absorber piston rod pull off test-bed. Test-bed for a four column support,

4、 and four pillars done a strength and stiffness of the check to meet the design requirements. 4 column on the support beams by light bars fixed by the beams on the implementation of hydraulic cylinders pull off experiments. Taichung and test the tanks, pumps, valves were calculated select a standard

5、 component. Because it used hydraulic oil as a power source, so they have flexibility in the use of noise and small, high performance characteristics. In addition the design of a more advanced design tools, calculated using C-language programming and graphics software with CAXA. Keywords : pull off;

6、 hydraulic; test-bed; shock absorber目 录第1章 绪论. .11.1 液压式减振器活塞杆拉断试验台设计. .11.1.1 概述. . .11.1.2 题目任务的内容和要求. 11.2试验台的功能设.2第2章 试验台的性能计算.32.1 试验台的尺寸控制图计算.32.2 外购件选择计算.3第3章 试验台的结构设计.73.1 活塞杆与夹具连接的螺栓强度校核. 73.2下底座螺栓强度校核.73.3 试验台上横梁的计算.8第4章 零件结构设计.164.1 下底座的设计.164.2上横梁的设计.184.3 立柱的设计.194.4 V型块夹具的设计.22第5章 半轴的设

7、计与计算.215.1 半轴的设计与校核.215.2 半轴的材料及热处理.22第6章 桥壳的强度校核.23第7章 制造工艺分析. .24第8章 轴承的寿命计算.287.1 作用在主减速器主动齿轮上的力.287.2 轴承载荷的计算.297.3 主动齿轮轴承寿命计算.307.4 从动齿轮轴承寿命计算.30第9章 结论. .32参考文献. .33致谢. .34附录A 程序. .35附录B 外文翻译及原文.49第1章 绪论1.1液压式减振器活塞杆拉断试验台设计1.1.1 概述本设计针对的是汽车减振器活塞杆性能的测试。减振器是车辆悬架系统中主要阻尼元件。起性能好坏直接关系到的安全性和舒适性，它起到衰减和吸

8、收振动的作用，使悬架设备和人员免受不良振动的影响。起到保护悬架设备和人员正常工作安全的作用。减振器按其结构可分为摇臂式和筒式，按其作用原理可分为单向作用式和双向作用式。摇臂式减振器作为汽车上早期产品目前己基本被淘汰。由于筒式减振器具有质量小、性能稳定、工作可靠、适合于大批量生产等优点，所以已成为汽车减振器的主流。筒式减振器又可分为双筒式、单筒式，汽车上基本上全部采用双筒式。正由于当今都在使用双筒式减振器，所以减振器的活塞杆是关键的零件，为了检测活塞杆材料的性能以及在各种工况下的材料所能承受的工作极限。做了这台试验机来检测其性能。1.1.2 题目任务的内容和要求1课题任务的内容（1）研究减振器的

9、工作原理； （2）研究减振器活塞杆的功用，实验方法与标准；（3）了解减振器活塞杆的加工工艺过程；（4）试验台的功能设计；（5）试验台的结构设计；（6）试验台的初步工艺设计；2课题任务的要求（1） 拉力：100KN；（2） 试件安装尺寸：400-600mm；（3） 拉断行程：20 mm；（4） 试件装夹方便，并具有一定的通用性；（5） 所完成的资料规范基本符合国家，行业和学校标准与规定，并基本能用于生产实际，对生产实际具有一定的指导意义。1.2试验台的功能设计(1) 方案论证:液压泵的选择，计算流量，压力，夹具的选择。(2) 应用CAXA进行结构简图的绘制。(3) 实验台结构设计简图如图（简图）

10、。图液压原理结构简图1油箱 2滤油器 3双联齿轮泵 4，16先导式溢流阀 5调速阀 6，7，15三位四通电磁换向阀 9，11，14液控单向阀 10，8，13液压缸 12夹具 工作原理：由夹具上的两个上下液压缸控制上下夹具夹紧活塞杆来拉减振器活塞杆。控制过程如下：( 1 ) 当按下启动按扭,电磁换向阀6的左位得电,电磁换向阀15的右位得电，液压油同时进入液压缸10，13的有杆腔推动活塞杆向上，下运动；使夹具张开夹住减振器活塞杆。再将电磁换向阀15换置中位，使液压缸13处于保压状态。( 2 ) 再将电磁换向阀7左位得电，液压油进入液压缸8的有杆腔，推动活塞杆向上运动，由于液压油的增多有杆腔的压力不

11、断的增加以至达到拉断减振器活塞杆。( 3 ) 液压系统说明：由于是由一个双联齿轮泵供两个油路分别在各自的油路上设置了溢流阀使每个液压系统路线都能稳压。在液压缸13处于保压状态时为了使压力不降低在回油路线上设置液控单向阀14使压力恒定。在液压缸10处也按了保压的液控单向阀，液压缸8的压力要不断升高才能拉断工件,用调速阀5改变流量来起到增压的目的。为了防止液压缸8压力降低也设置了液控单向阀9使液压刚8中压力恒定。第2章 试验台的性能计算2.1 试验台的尺寸控制图计算在设计中下夹具的高度由于采用人机工程学原理设计的，下夹具的高度设计成1300mm，高度符合人的正常工作时的要求。在工件装卸时工人可以很

12、方便的取出和安装。上横梁的安装高度设计成2700mm，液压缸的行程为1000mm，所以总的安装高度为3740mm。在工作中活塞杆的长度分别为400mm600mm，为了能有效的夹住活塞杆不至于在工作中脱落夹具V型块分别各夹住活塞杆150 mm处。活塞杆的剩余长度为100mm300mm，这种高度由液压缸中活塞杆来调节，液压缸行程选取为1000 mm这么大的行程足可以达到设计要求。2.2 外购件选择计算泵的选择：理论排量（ml/r）321额定压力（MPa）10工作油液黏度（）2043最大压力(MPa)12.5过滤精度 25额定转速1500容积效率 90工作油量-2080质量驱动功率8.9泵的选择计算

13、：=32.1ml/r1500r/ml=0.80L/S =/s =0.80L/S -0.2L/S=0.6 L/S=取根据以上的数据计算所以选双联齿轮泵CB32生产厂家：长江液压件厂液压缸的选择计算：初选中压系统512MPa F=100KN液压缸无杆腔= 取 有杆腔活塞速度初选根据以上数据选择液压缸的型号为HSG*01-160/dE；拉力为169.65KN；活塞最大行程1900（mm）确定为1000(mm)。液压阀的选取计算：先导式溢流阀：已知条件；则 根据以上计算的流量选择标准的元件先导式溢流阀型号BT-0.3-*-32公称直径/mm ()调压范围/MPa(0.525.0)最大流量/ (100)

14、质量/Kg(5.0)调速阀：已知条件；则 根据就以上计算得调速阀的标准元件ZFRM531/0.2Q型调速阀通径(/mm )5流量调节范围（L/mm）06工作压力（MPa）21最小稳定流量（L/min）0.1液控单向阀：已知条件；则 根据计算得液控单向阀的标准元件型号DFY-L10H3连接方式：螺纹连接通径(/mm)20压力（MPa）21流量（L/min）60开启压力(MPa)0.2控制压力(MPa)11.5电磁换向阀：已知条件；则 根据计算得标准元件型号DSG-01-3C-50类别：常规型通径(/mm)3最高压力(MPa)31.5最高允许背压(MPa)31.5最大流量（L/min）63切换频率

15、HZ 5质量Kg 2.2第3章 试验台的结构设计3.1 活塞杆与夹具连接的螺栓强度校核如图中箭头所示的螺栓强度校核，图中箭头所示的螺栓为液压缸活塞杆与夹具头的链接部分，用了8个螺栓连接现对这8个螺栓进行强度校核。已知：螺栓为M20，材料45#1、计算单个螺栓所受的最大工作载荷； 2、单个螺栓的总拉力；已知 ，3、计算螺栓应力幅；取d=20经过查零件设计手册知,由计算公式得 所以4、确定许用应力；经过查零件设计手册得，,=5、校核螺栓变载荷强度；故螺栓疲劳强度满足要求6、校核最大应力；已知：MPa=； =240MPa300MPa,所以故最大应力通过校核，螺栓满足设计的要求不会发生断裂现象。3.2

16、下底座螺栓强度校核1、计算螺栓的工作最大载荷；已知：根据查机械零件手册得,，,2、拉应力计算；，所以=240MPa300MPa3、螺栓的许用挤压应力；已知：钢：静载荷变载荷：将静载荷的许用值再降低为57.686.4MPa所以设计强度和刚度满足要求。3.3 试验台上横梁的计算第4章 零件结构设计4.1 下底座的设计试图为下底座的俯视图试图为下底座的左视图（抛开视图）一、下底座的毛坯选择材料选择为45#根据查机械工程材料知45号钢是高强度中碳调质钢，具有一定的塑性和韧性，切削性能良好，采用调质处理可获得良好的综合力学性能，淬透性较差。本设计采用中淬透性调质钢常用钢种为40CrNi，用于制造截面较大

17、的零件，所以底座采用的是中淬透性调质钢。二、工艺路线 工序号工序内容工序设备1铸造2粗车套筒上平面车床3粗铣套筒两端面组合铣床4粗铣底座下平面组合铣床5粗铣底座上平面组合铣床6粗铣底座两端面组合铣床7中检8半精车套筒上平面组合铣床9半精铣套筒两端面组合铣床10半精铣底座下平面组合铣床11半精铣底座上平面组合铣床12半精铣底座两端面组合铣床13去毛刺风动砂轮机14中检15从套筒上平面钻，深100mm立式钻床16扩孔立式钻床17从下底座平面钻。深172mm立式钻床18扩孔立式钻床19从底座套筒上平面100mm处钻立式钻床20扩孔立式钻床21清洗清洗机22终检4.2上横梁的设计上横梁主视图视图是上横

18、梁左视图（抛开视图）一、上横梁的毛坯选择材料选择为45#根据查机械工程材料知45号钢是高强度中碳调质钢，具有一定的塑性和韧性，切削性能良好，采用调质处理可获得良好的综合力学性能，淬透性较差。本设计采用中淬透性调质钢常用钢种为40CrNi，用于制造截面较大的零件，所以上横梁采用的是中淬透性调质钢。二、工艺路线工序号工序内容工序设备1锻造2粗铣上下两端面组合铣床3粗铣前后两端面组合铣床4粗铣左右两端面组合铣床5中检6半精铣上下两端面组合铣床7半精铣前后两端面组合铣床8半精铣左右两端面组合铣床9去毛刺风动砂轮机10中检11钻孔5个立式钻床12扩孔，立式钻床13清洗清洗机14终检4.3 立柱的设计一、

19、立柱毛坯的选择立柱用来支撑上衡量的装置，要求其要承受强烈的冲击又要有高的耐磨性和韧性。还要有高的硬度，所以选择调质钢为32CrMnSi.二、工艺路线工序号工序内容工序设备1铸造2粗车阶梯轴大外圆卧式车床3粗铣阶梯轴大外圆两端面组和铣床4粗车阶梯轴中间轴部分卧式车床5粗铣阶梯轴中间轴两端面组和铣床6粗车阶梯轴小轴卧式车床7粗铣阶梯轴小轴两端面组和铣床8中检9半精车阶梯轴大外圆卧式车床10半精铣阶梯轴大外圆两端面组和铣床11半精车阶梯轴中间轴部分卧式车床12半精铣阶梯轴中间轴两端面组和铣床13半精车阶梯轴小轴卧式车床14半精铣阶梯轴小轴两端面组和铣床15中检16倒角倒角机17攻螺纹组合机床18去毛

20、刺风动砂轮机19清洗清洗机20终检4.4 V型块夹具的设计 传动系的最低档传动比，；由发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率， 所牵引的挂车满载总重， 道路滚动阻力系数， 取0.015 ； 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数， 取0.06 汽车的性能系数：当 时， （3-5）；3.3主减速器一级锥齿轮基本参数的选择1、齿数的选择2、圆直径的选择 （3-6）取 3、齿轮端面模数的选择 （3-7）取 则4、面宽的选择5、常小齿轮的加大10较为合适，即6、曲面齿轮的偏移距E对于重型载货汽车，E不应超过从动齿轮节锥距的10接近于从动齿轮节圆直径的12即:取E=26mm7曲面齿轮的偏移方向为了增加离地间隙

21、，本设计方案采用上偏移。8曲面齿轮的螺旋方向与上偏移相对应，主动齿轮的螺旋方向为右旋，从动齿轮为左旋。9轮法向压力角的选择“格里森”制规定，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车多采用2230的平均压力角。本方案中，齿轮的法向压力角即取为2230。10角的选择 （3-8）则，本方案取确定了小齿轮的螺旋角以后可用下式近似地确定大齿轮的名义螺旋角：为偏移角近似值， ，则11盘名义直径的选择经查表可知，双曲面齿轮其它参数及计算结果见程序。3.4 主减速器双曲面齿轮的强度计算及校核1、单位齿长上的圆周力 （3-9）式中，p 单位齿长上的圆周力P 作用在

22、齿轮上的圆周力，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；F 从动齿轮的齿面宽，F=41.85mm按发动机最大转矩及一挡传动比计算时： （3-10）式中， 发动机最大转矩，Temax=430N.m 变速器传动比，常取一挡及直接挡进行计算， 主动齿轮节圆直径，则，即：按发动机最大转矩及一挡传动比计算时，齿轮的单位齿长上所受圆周力合适。按发动机最大转矩及直接挡计算时式中其余参数与上同则即按发动机最大转矩及直接挡传动比计算时齿轮的单位齿长上所受圆周力合适按最大附着力矩计算时： （3-11）式中， 驱动桥对路面的负荷， 轮胎与地面的附着系数， 轮胎的滚动半径， 主减速器从动齿轮的节圆直径，则

23、，。P=1529.32N/mm由于材质及加工工艺等制造工艺质量的提高，计算所得的值有时会高出值的1520。 （312）即：按最大附着力矩计算时，齿轮单位齿长上所受圆周力合适。2、轮齿弯曲强度计算 （3-13）式中，T轮齿的计算转矩，从动齿轮按T两者中之较小者和T计算；对于主动齿轮还需将上述转矩换算到主动齿轮上， 超载系数， m 尺寸系数当端面模数时， , 载荷分配系数，支承刚度小时取大值。 质量系数， F 计算齿轮的齿面宽，F=41.85mmZ 计算齿轮的齿数；Z=25m 端面模数，m=10J 计算弯曲应力用的综合系数。J=0.24按发动机最大载荷计算从动齿轮时： Z=25 m=11 J=0.

24、2=则，即：从动齿轮的弯曲强度合适。3 、轮齿的接触强度计算 （3-14）式中， 主动齿轮的计算转矩； 材料的弹性系数，对于缸制齿轮副取 主动齿轮节圆直径， 尺寸系数， 表面质量系数， J 计算接触应力的综合系数， J=0.22F 齿面宽，一般取从动齿轮齿面宽， F=41.85mm按两者中较小者计算时：=7519N即：按两者中较小者计算，轮齿的接触强度合适。经过校核主动齿轮的弯曲强度不符合要求。尺寸调整：按照弯曲强度 则：=11则：重新校核主动齿轮的强度：从动齿轮：齿面接触强度校核：故：都符合强度要求，4、双曲面齿轮的几何尺寸，程序计算后各个尺寸如附录：5、减速器齿轮的材料和加工汽车驱动桥主减

25、速器的工作相当繁重，与传动系其它齿轮相比它具有载荷作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。据此对驱动桥主减速器齿轮的材料及热处理有以下要求：（1）.有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故而齿表面应有高的硬度。（2）.轮齿芯部应有适当的韧性，以适应冲击载荷避免在冲击载荷下轮齿根部折断。（3）缸材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率。（4）.齿轮的材料目前多采用渗碳合金缸常用的缸号有20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNiMo和20MnVB等。本方案采用缸号为20CrMnTi的渗碳合金缸，使其经过

26、渗碳，淬火，回火处理。渗碳深度为：1.0-1.4mm。3.5主减速器二级圆柱齿轮基本参数的选择根据HHJ5100GSS专用汽车的设计及应用特点，初选 取Ms=6则其他参数如下：分度圆直径： （3-15）齿顶圆直径： （3-16）齿根圆直径：（3-17）中心距： （3-18）齿面宽： （3-19）注：材料及加工同一级齿轮。第4章 差速器的设计与计算4.1差速器基本参数的选择1、行星齿轮数目的选择：轿车常采用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。据此，本方案采用4个行星齿轮。2、行星齿轮球面半径的确定式中行星齿轮球面半径系数行星齿轮数目多，取小值，行星齿轮数目

27、少，取大值。本设计 计算转矩=7519N则 取56mm （4-1）球面半径确定后预选其节锥距：（4-2）取3、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有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不应少于半轴齿轮的齿数。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内。即：整数取 4、差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定：先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、 （4-3） （4-4）再初步求出行星齿轮的大端模数m （4-5）故：取6从而行星齿轮的节圆直径为 （4-6）5、压力角本方案也取2230，齿高系数为0.8。6、行星齿轮安装孔直径及其深度的确定行星齿轮安装孔直径与

28、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再其轴上的支承长度。通常取 （4-7）式中差速器所传递的转矩n 行星齿轮数n=4l 行星齿轮支承面中点到锥顶之距 支承面的许用挤压应力计算得： 从而。4.2差速器直齿锥齿轮的尺寸计算1、行星齿轮齿数 2、半轴齿轮齿数 3、模数 4、齿面宽 5、齿工作高 6、齿全高 7、压力8、轴交角9、节圆直径 10、节锥角 11、节锥距 12、周节 13、齿顶高 （4-8） 则 14、齿根高 （4-9）15、 （4-10） 16、径向间隙 （4-11）17、齿根角 （4-12） （4-13）18、面锥角 （4-14）19、根锥角 （4-15）20、外

29、圆直径（4-16）21、节锥顶点至齿轮外缘距离 （4-17）22、理论弧齿厚则.23 、齿侧间隙经查表得24、 弦齿厚 （4-18）25、 弦齿高 （4-19）4.3差速器齿轮强度的校核汽车差速器齿轮弯曲应力为： （4-20）式中T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩T 计算转矩n 差速器行星齿轮数目 半轴齿轮齿数J 计算差速器齿轮弯曲应力的综合系数 尺寸系数当端面模数时 超载系数 质量系数 载荷分配系数则当时当时即差速器齿轮弯曲强度足够。4.4差速器齿轮的材料和加工差速器齿轮与主减速器齿轮一样，基本上是采用渗碳合金缸制造。目前用于制造差速器齿轮的材料多为20CrMnTi、22CrMnMo

30、和20CrNiMo等。由于差速器齿轮轮齿的要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。第5章 半轴的设计与计算5.1半轴的设计与校核如前所述本方案采用全浮式半轴其设计过程如下：按最大附着力所决定的纵向力： （5-1）式中满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷 质量转移系数对于后桥驱动取（1.2-1.4）之间 轮胎与地面的附着系数 轮胎滚动半径 =0.5m则按发动机最大转矩及传动系最低挡传动比计算所得的纵向力 （5-2）式中差速器转矩分配系数发动机最大转矩传动系最低挡传动比汽车传动系效率驱动车轮滚动半径则从而半轴的计算转矩为：上式中、取上述计算结果中的小者。则在设计中全浮式半轴杆部直径的初

31、步选取可按下式进行： （5-3）取下面将进行半轴的校核：半轴的扭转应力为： 合适半轴的最大扭转角为 （5-4）式中 半轴长度 材料的剪切弹性模量J 半轴横截面的极惯性矩则 合适5.2半轴的材料及热处理20SiCrMn作为半轴材料效果很好.本车半轴即采用半轴经中频淬火后表面硬度应达到5262HRC，其半径的芯部硬度为3035HRC不淬火区硬度为248277HB.第6章 桥壳的强度校核驱动桥壳的危险断面通常在缸板弹簧座内侧附近，桥壳端部的轮毂轴承座根部也应列为危险断面进行强度验算。静弯曲应力计算:桥壳按静载荷计算时在其两缸板弹簧座之间的弯矩为 （6-1）上式中驱动车轮轮距S板簧中心距汽车满载静止于

32、水平路面时驱动桥给地面的载荷则危险断面处为圆管形则 （6-2）从而危险断面处静弯曲应力为 （6-3）通过以上计算说明本方案设计的桥壳满足强度要求。第7章 制造工艺分析主减速器主动齿轮是整个后驱动桥总成中最重要的零件，也是最典型的零件。因此，下面重点分析主减速器主动锥齿轮的加工工艺过程。齿轮材料是20CrMnTi,齿轮采用模锻，锻件毛坯一定经过初步预热处理（正火或退火）以清除锻件的内应力和提高材料的切削性能。齿轮的加工主要是齿环加工、齿面加工和热处理后的精加工。从产品结构分析，主动锥齿轮属于轴类零件，从产品使用分析，轴颈的大端面是产品的设计基准。齿轮轴的轴线是零件的形位公差的基准主动齿轮轴机械加

33、工工序图： 序工号 工序名 称 工序简图 设备 1铣端面 钻中心孔 铣钻组合机床 2 车轴颈 及背 锥 液压仿形车床 3 铣渐开 线 花 键 花键铣床 4磨轴颈 及端 面 端面外圆磨床 5加工螺 纹 套丝机 6中 间检 查 7 粗 铣轮 齿 铣床 8 精铣齿 轮凹 面 铣床 9 精铣齿 轮凸 面 铣床 10中 间检 查 接触区，齿侧间隙齿面粗糙度 锥齿轮滚动检验机 11热处理淬火，表面硬度，HRC58-65, 心部硬度，HRC32-48 12磨轴颈 及端 面 端面外圆磨床 13最后检查 轴颈尺寸及磨削表面粗糙度 第8章 轴承的寿命计算8.1 作用在主减速器主动齿轮上的力实践证明轴承主要的损坏形

34、式是疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算 （8-1）式中：发动机最大转矩 ；,变速器各挡使用率，见驱动桥设计表3-41 3-42可得到各数值分别是：0.01，0.02，0.04，0.08，0.7，0.15； ,变速器各挡传动比，、 ,变速器各挡利用率，见参考资料同上，可得到各个数值为：0.5，0.6，0.7，0.7，0.6，0.7。经上式计算可得：Tld=380.24对应于主动齿轮：dm=110对于主动锥齿轮该齿轮齿面宽中点的分度圆直径 （8-2）上式中从动齿轮节圆直径从动齿轮齿面宽主、从动齿轮的齿数从动齿轮节锥角从动齿轮根锥角双曲面主、从

35、齿轮的螺旋角则进而 （8-3）（8-4）作用在齿轮上的轴向力和径向力分别为主动齿轮的轴向力 （8-5）主动齿轮的径向力 （8-6）从动齿轮的轴向力 （8-7）从动齿轮的径向力 （8-8）8.2 轴承载荷的计算 如上图所示主动齿轮则轴承的径向载荷为 （8-9）则从动齿轮则轴承的径向载荷为 （8-10）则，8.3主动齿轮轴承寿命计算不考虑派生轴向力，所以对于轴承（8-11） （8-12）8.4 从动齿轮轴承寿命计算查机械设计手册得圆锥滚子轴承的派生轴向力计算公式为 对于轴承 （8-13）对于轴承 （8-14）则轴承压紧轴承放松于是 （8-15）对于轴承C对于轴承D通过以上计算说明本方案所设计的轴承的寿命均达到了汽车行业所规定的载货汽车的轴承寿命不低于250000Km的要求.第9章 结论近四个月的毕业设计结束了，在这紧张忙碌