重型卡车主减速器及差速器的设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 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 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 ABSTRACT This 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 gears design, bearings 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下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 目 录 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 绪论 . 1 1.1 概述 . 3 1.2 主减 速器及差速器的结构形势分析 . 4 1.2.1 主减速器的减速形式与齿轮类型 . 4 1.2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 . 5 1.2.3 差速器的结构形式 . 6 1.3 设计内容 . 7 第 2 章 主减速器的结构设计 . 7 2.1 主减速器传动比的计算 . 7 2.2 主减速齿轮计算载荷的确定 . 9 2.3 主减速器齿轮基本参数的选择 . 12 2.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 . 13 2.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 . 13 2.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度校核 . 14 2.5 二级圆柱齿轮模数的确定 . 17 2.6 双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择 . 18 2.7 齿轮的校核 . 19 2.8 本章小结 . 20 第 3 章 轴承的选择和校核 . 21 3.1 主减速器齿轮上作用力的计算 . 21 3.2 轴和轴承的设计计算 . 24 3.3 主减速器齿轮轴承的校核 . 25 3.4 本章小结 . 28 第 4 章 轴的设计 . 28 4.1 主动圆锥齿轮轴的结构设计 . 28 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 4.2 中间轴的结构设计 . 29 4.3 主动锥齿轮轴的校核 . 30 4.4 中间轴的校核 . 32 4.5 本章小结 . 34 第 5 章 差速器的设计 . 35 5.1 差速器的结构形式及选择 . 35 5.2 差速器齿轮基本参数选择 . 35 5.3 差速器齿轮强度计算 . 38 5.4 本章小结 . 38 结论 . 39 致谢 . 40 参考文献 . 41 附录 . 42 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 1 买文档送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 2 第 1 章 绪 论 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 3 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 700N m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。 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 4 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 选用二级主减速下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 5 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 4 5 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）。 2、 从动锥齿轮的支承 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 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 6 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。 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 7 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 42 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 8 装载质量 t 10 总质量 t 17.26 发动机最大功率 kw 及转速 r min maxeP - pn 154.56-3000 发动机最大转矩 N.m 及转速 r min maxeT - Tn 800-1300 轮胎型号 11.00-20-16 变速器传动比gigli7.034 ghi1.0 最高车速 km h maxav 70 由上表可知载货汽车的轮胎型号为 11.0-20-16，查表可知 rd =1085mm R=F rd /2PIm （ 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=0.516m 2、 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。0i的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比 Ti 一起由整车动力计算来确定。可利用在不同0i下的功率平衡图来研究0i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0i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 Pmaxe及其转速pn的情况下，所选择的0i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速maxav。这时0i值应按下式来确定： ghapr iv nrim a x0 377.0=8.337 （ 2.2） 式中 r 车轮的滚动半径； ghi 变速器最高档传动比； 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 9 maxav 最高车速； pn 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，0i一般选得比上式求得的大 10% 25%.0i范围 （ 9.170 10.421） 初取0i=10. 因为 7.60i 12， 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02i与第一级减速比01i之比值（02i/01i）约在 1.4 2.0 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 02i/01i在这里取 2.0.得：01i= 0.20i 2.236， 02i =010ii = 236.210 =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（jeT、jT）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 jeT=TTle KiT 0m ax/n （ 2.3） jT=LBLBri rG 2 （ 2.4） 式中 maxeT 发动机最大转矩， mN TLi 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， TLi =0i 1i=2.2 7.034； T 上述传动部分的效率，取 T =0.9； 0K 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 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 10 汽车取0K=1； n 该车的驱动桥数目， 2G 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； r 车轮的滚动半径 ， m； LBLB i, 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 1LB ， 1LBi 。 由表 2.1 中可知，把maxeT=800(N m )代入式 （ 2.3） 得： jeT=TTLe KiT 0m a x/n jeT=800 mN 2.2 7.034 0.9/1 jeT=11141.856( mN ) （ 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% 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 11 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 2 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 G =17.26t ，则可求得前后轴的轴荷 1G和 2G 1G =0.34 G =0.34 17.26t =5.868t （ 2.6） 2G =0.66 G =0.66 17.26t =11.391t （ 2.7） 把已知值代入式（ 2.4），可得 jT=LBLBri rG 2 jT=11 5 1 6.085.08.9103 9 1.113 mNjT=48960.918( mN ) （ 2.8） 取 )(m in 较小者、 jjej TTT，即 minjT11141.856 ( mN )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 jmT= )()(PHRLBLB rTa fffnirGG （ 2.9） 式中：aG 汽 车满载总重 ； TG 所牵引的挂车满载总重， N，仅用于牵引车取 TG =0； 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 12 Rf 道路滚动阻力系数， 载货汽车的系数在 0.015 0.020；初选Rf=0.015； Hf 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0.05 0.09，可初取Hf=0.05； Pf 汽车性能系数 )(1 9 5.0161 0 01m a xeTaP T GGf （ 2.10） 当 m ax)(195.0eTaT GG =32.9816 时，取 Pf =0。 r ， LBi ， LB ， n ， maxeT 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： jmT= )()(PHRLBLB rTa fffnirGG =5673.22（ mN ） （ 2.11） 主动齿轮计算转矩为： 48.506401iT je mN 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01i比第二级的02i小一些（通常0.24.1/ 0201 ii ），这时第一级主动锥齿轮的齿数 1z 可选得较大些，约在 9 15 范围内。第二级圆柱齿轮的传动齿数和可选在 68 10 的范围内。在这里我们选择 1z =15。则0112 izz =15 236.2 33.54 取 .332 z ，修正第一级的传动比1201 zzi =2.2；106843 zz 。取 68。 472.43402 zzi ，所以 133 z ， 554 z ，修正 2.43402 zzi 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： 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 13 32 2 jd TKd （ 2.12） 式中：2dK 直径系数，取2dK=13 16； jT 计算转矩 ， mN ，取jT，jeT中 较小的 ，第一级所承受的转矩： jT=11141.856（ mN ） （ 2.13） 把式（ 2.13）代进式（ 2.12）中得到 354.2902 d 357.359mm ； 取2d=330mm。 3、 齿轮端面模数的选择 根据公式22 / zdmt 可 算出从动齿轮大端模数， 10tm mm。 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 2d =51.15mm 。 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 35 。 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 03 的法向压力角。则在这里选择的压力角为 20 。 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 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 14 1 主动齿轮齿数 1z15 2 从动齿轮齿数 2z33 3 端面模数 m mm10 4 齿面宽 2155.0 dF mm15.51 5 齿工作高 mHhg 1 mm17 6 齿全高 mHh 2 mm88.18 7 法向压力角 20 - 8 轴交角 90 - 9 节圆直径 2211 ； mzdmzd mmdmmd33015021 10 螺旋角 35 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 ： FPp（ 2.14） 式中： p 单位齿长上的圆周力， N/mm； P 作用在齿轮上的圆周力， N，按发动机最大转矩maxeT和最大附着力矩两种载荷工况进行计算； F 从动齿轮齿宽，及 F = 15.51b mm 。 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 15 按发动机最大转矩计算时： FdiTp ge21013m a x =1466.84 mN （ 2.15） 按最大附着力矩计算时 ： FdrGp r210232 =5801.22 mN （ 2.16） 式中： 2G 后轮承载的重量，单位 N ； 轮胎与地面的附着系数，查 刘惟信版汽车设计表 9-13， =0.85； r 轮胎的滚动半径， m ； 2d 从动轮的直径， mm 。 在现代汽车中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，计算所得的 p 值有时高出标准值 10 25。（ 1571 mN/ 1756 mN/ ）由于发动机最大转矩的限制，计算转矩 1466.84 mN 在允许范围内，因此校核成功。 2、 轮齿的弯曲强度计 算 汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力 )/( 2mmNw为JmzFKKKKTvmSjw 203102 （ 2.17） 式中：0K 超载系数 1.0； sK 尺寸系数 （ 6.1m 时 sK= 44.25m =0.792） ； mK 载荷分配系数，当一个齿轮用骑马式支承型式时， mK 1.10 1.25；取mK=1.1； vK 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取 1； m 端面模数， mm 。 m =10mm ； 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 16 F 齿面宽度， mm ； z 齿轮齿数； T 齿轮所受的转矩， mN ；主动锥齿轮2.2jeTT J 计算弯曲应力用的综合系数 。 小齿轮系数 1J0.235，大齿轮系数 2J0.27；把这些已知数代入式（ 2.17）可得： 12031 102 JmzFK KKKTvmSw = 2 3 5.0101515.511 1.17 9 2.00.148.5 0 6 4102 23 =489.415 2mmN 22032 102 JmzFK KKKTvmSw = 27.0103315.511 1.17 9 2.00.18 5 6.1 1 1 4 1102 23 =425.972 2mmN 汽车驱动桥的齿轮，承受的是交 变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。 按jej TT ,中最小的计算时，汽车主减速器齿轮的许 用 应力 为 700aMP。 根 据上 面计 算出 来的21, ww 分别为 474.30 2mmN（ 474.30aMP）、 586.48 2mmN （ 586.48aMP），它们都小于 700aMP，所以校核成功。 3、 轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力j（ MPa）为： JFKKKKKTdCvfmsjpj 3011102 （ 2.18） 式中：pC 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6 mmN /21 ； 0K，mK，vK 见式（ 2.17）下的说明，即0K=1，mK=1.1，vK=1； sK 尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取 1； fK 表面质量系数，对于制造精确的 齿轮可取 1； jT1 主动齿轮的计算转矩； J 计算应力的综合系数， 如下图 所示 ，可查的 11.0J 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 17 图 2.1 接触强度计算综合系数 J 将已知带入式（ 2.18）可得： JFKKKKKTdCvfmsjpje 3011102 =1506.232 11.015.5111011.11148.50 642 3 =2182.177aMP主、从动齿轮的接触应力是相同的汽车主减速器齿轮的许用接触应力为：当按式（ 2.3），（ 2.4）中较小者计算时许用接触应力为 2800aMP，je小于 2800aMP，所以校核成功。 2.5 二级圆柱齿轮模数的确定 1、 材料的选择及许用应力的确定 齿轮所采用的钢为 20CrMnTi号钢，用 渗碳淬火处理，齿面硬度为 56 62HRC，aHLim MP1500，aFE MP8609 查马秋生主编机械设计基础图 5-28。 斜齿圆柱齿轮的螺旋角 可选择在 16 20这里取 =16，法向压力角 = 20 。 由1202 zzi =4.472， 21 zz =68 10 =58 78 取 21 zz =68 得 1z =13， 2z =55，修正传动比 2.4135502 i，其二级从 动 齿轮所受的转矩 mNT 816.212702.448.50642 。取 1,25.1 HF SS ；取 8.189,5.2 EH ZZ 查马秋生主编机械设计基础图 5-25得： M P aMPS aFFEFF 68825.1860 21 MPaMPS aHH L imHH 1 5 0 011 5 0 021 2、 齿轮的弯曲强度设计计算 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 18 2FSaFanF YYYYb d mKT （ 2.19） 式中： K 载荷系数，齿轮按 8 级精度制造取 3.1K ； T 所计算齿轮受的转矩； b 齿宽； d 计算齿轮的分度圆直径； nm 模数； FaY 齿型系数，由当量齿数31 coszzv =16cos133=15，32 coszzv = 6216cos553 可得1FaY=2.91； 24.22 FaY查马秋生主编机械设计基础表 5-6 得 ； SaY 应力修正系数， 可得1SaY=1.53， 75.12 SaY查马秋生主编机械设计基础表 5-6 得 。 Y 取 0.6查马秋生主编机械设计基础图 5-39 得 因 0 0 6 4 7.06 8 853.191.2 1 11 FSaFa YY 0 0 5 6 9.06 8 875.124.2 2 22 FSaFa YY 故应对小齿 轮进行弯曲强度计算： 法向模数 3 2111211 c o s2 YYYYZKTmFSaFadn 式中：d 齿宽系数，d=0.8。 = c o s112.388.121 zz=1.55 Y=0.25+0.75/=0.733 把已知数代入上式得： nm= 3 223 16c o s733.06.068853.191.2158.010816.212704.12 =9.54mm 由 马秋生主编机械设计基础表 5-1 取 10nm mm。 2.6 双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择 正常齿标准斜齿圆柱齿轮传动的几何尺寸见表 2.4。 表 2.4 正常齿标准斜齿圆柱齿轮传动的几何尺寸计算 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 19 名称 代号 计算公式 齿顶高 ah ah=nan mh ，其中 1anh顶隙 c c = nn mc ，其中 25.0nc 齿根高 fh fh = ah +c = nm25.1 齿高 h h = ah + fh = nm25.2 分度圆直径 d d =coszmn 顶圆直径 ad ad =d +2ah =d +2 nm 根圆直径 fd fd =d - fh2 =d - nm5.2 中心距 a a =2 21 dd =cos2)( 21 zzmn ah=nan mh =10 mm ， c =nn mc =2.5 mm ，fh=ah+ c =1.25nm=12.5 mm ，h = ah + fh =2.25 nm =2.25mm ， 1dcos 1zmn =135.24mm ， cos 22zmd n 572.16 mm ，aa hdd 211 =155.24mm ，2ad=ahd 22 =592.16mm ， 1 0 .2 415.211 nf mdd mm，mmmdd nf 16.5 4 75.222 ， 齿宽 24.1 5 58.01db d 124.2mm ，为了安全把齿宽可取尽量大些，在这里取 mmb 140 。 2.7 齿轮的校核 1、 齿轮弯曲强度校核 主、从动齿轮的弯曲强度，把上面已知数据代入式（ 2.19）得 ： aSaFanF MPYYYYmbdKT 733.06.053.191.21024212704.122 3111 11 615.954aF MP688 aSaFanF MPYYYYmbdKT 733.06.075.124.21016.59214010816.212704.122 3222 11 123.855aMP aF MP688 齿轮的弯曲强度满足要求。 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 20 2、 齿面接触 强度校核 122 HHEH uubdKTZZZZ =1500 aMP （ 2.20） 式中：EZ 材料弹性系数，EZ=2.5； HZ 节点区域系数，HZ=189.8； Z 螺旋角系数，Z= cos =0.98； Z 接触强度计算的重合度系数； )1(34Z =0.6 u 齿数比， u主从 zz=4.2； 主动齿轮的齿面接触强度为： uubdKTZZZZHEH122111 = 98.06.08.1 8 95.2aMP2.412.424212 704.1223 =1173.83aMP aH MP1500 主动齿轮的齿面接触强度符合要求。 从动齿轮的齿面接触强度为： uubdKTzZZZHEH122222 = 98.06.08.1 8 95.2aMP2.412.416.57214010816.212 704.1223 =352.74aMP aH MP1500 从动齿轮的齿面接触强度也符合要求。根据上面的校核，