车辆工程毕业设计52黄河少帅自卸车双级主减速器设计正文

主、本设计是对载货汽车设计一个结构合理、工作性可靠的双级主减速器。此双级主减速器是由两级齿轮减速组成。与单级主减速器相比，在保证离地间隙相同时可得到很大的传动比，并且还拥有结构紧凑，噪声小，使用寿命长等优点。本文论述了双级主减速器各个零件参数的设计和校核过程。设计主要包括：主减速器结构的选择、从动锥齿轮的设计、轴承的校核。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。主、关键词：载货汽车；双级主减速器；齿轮；校核；设计ABSTRACTThisdesignisdesignsastructuretothetrucktobereasonable,workrelatedreliabletwo-stagemaingearbox.Thistwo-stagemaingearboxiscomposedoftwolevelofgearreductions.Compareswiththesinglestagemaingearbox,whentheguaranteegroundclearaneeisthesamemayobtaintheverygreatvelocityratio,andalsohasthestructuretobecompact,thenoiseissmall,servicelifelongandsoonmerits.Thisarticleelaboratedthetwo-stagemaingearboxeachcomponentsparametercomputationandtheselectionprocess,andthroughcomputationexamination.Thedesignmainlyincludes:Maingearboxstructurechoice,host,drivenbevelgear'sdesign,bearing'sexamination.Themainreducerinthetransmissionlinesusedtoreducevehiclespeed,increasedthetorque,itislessdependentonthebevelofmoregeardriveoflessbevelgear.PurchaseoftheIongitudinalengineautomobiles,themainbevelgearreduceralsousedtochangethedrivingforceforthedirectionoftransmission.Keywords:Truck；Two-stageMainReductionGea;Gear；CheckTOC\o"1-5"\h\z摘要 I\o"CurrentDocument"Abstract II\o"CurrentDocument"第1章绪论 1\o"CurrentDocument"1.1概述 11.1.1主减速器的概述 11.1.2主减速器设计的要求 1\o"CurrentDocument"1.2主减速器的结构方案分析 21.2.1主减速器的减速形式 21.2.2主减速器的齿轮类型 21.2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 3\o"CurrentDocument"1.3主要涉及内容及方案 4\o"CurrentDocument"第2章主减速器的结构设计与校核 5\o"CurrentDocument"2.1主减速器传动比的计算 52.1.1轮胎外直径的确定 52.1.2主减速比的确定 62.1.3双级主减速器传动比分配 7\o"CurrentDocument"2.2主减速齿轮计算载荷的确定 8\o"CurrentDocument"2.3主减速器齿轮参数的选择 10\o"CurrentDocument"2.4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 13\o"CurrentDocument"2.5第二级齿轮模数的确定 17\o"CurrentDocument"2.6双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择 18\o"CurrentDocument"2.7齿轮的校核 19\o"CurrentDocument"2.8主减速器齿轮的材料及热处理 20\o"CurrentDocument"2.9本章小结 21\o"CurrentDocument"第3章轴承的选择和校核 22\o"CurrentDocument"3.1主减速器锥齿轮上作用力的计算 22\o"CurrentDocument"3.2轴和轴承的设计计算 24\o"CurrentDocument"3.3主减速器齿轮轴承的校核 26\o"CurrentDocument"3.4本章小结 29\o"CurrentDocument"第4章轴的设计 30\o"CurrentDocument"4.1一级主动齿轮轴的机构设计 30\o"CurrentDocument"4.2中间轴的结构设计 31\o"CurrentDocument"4.3本章小结 32\o"CurrentDocument"第5章轴的校核 33\o"CurrentDocument"5.1主动锥齿轮轴的校核 33\o"CurrentDocument"5.2中间轴的校核 35\o"CurrentDocument"5.3本章小结 37结论 38致谢 39\o"CurrentDocument"参考文献 40附录 错误！未定义书签。第1章绪论1.1概述1.1.1主减速器的概述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]0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。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。1.1.2主减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⑴：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。本设计主要研究双级主减速器的结构与工作原理，并对其主要零部件进行了强度校核1.2主减速器的结构方案分析主减速器的结构型式主要是根据其齿轮类型、主、从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异［2］。1.2.1主减速器的减速形式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 ⑹。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。由于本文设计的是重型汽车主减速器，由于它的主传动比比较大，故选用二级主减速器［3］［4］。1.2.2主减速器的齿轮类型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。按齿轮副结构形式可分为圆柱齿轮式和圆锥齿轮式两种。 按齿型的不同，又分为螺旋锥齿轮和双曲面锥齿轮。他们有着不同的特点：螺旋锥齿轮，其主、从动齿轮轴线相交于一点，交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用90交角的布置。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的齿轮同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其齿轮不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另一端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也很小。传动效率高，能达到 99%，生产成本也较低，不需要特殊的润滑，工作稳定性能好。但对啮合精度很敏感。双曲面齿轮的特点是主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离。双曲面齿轮传动不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30%，齿面的接触强度提高，选用较少的齿数，有利于增加传动比和降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度，从而得到更大的离地间隙，利于实现汽车的总体布置等优点。但双曲面齿轮加工工艺要求比较高。

本文设计的双级主减速器第一级选取弧齿锥齿轮，第二级选取圆柱齿轮。123主减速器主、从动锥齿轮的支承方案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。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 21—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2、从动锥齿轮的支承从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸cd有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，2.2所示）。为了增加支承刚度，两轴为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处c-d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d图1.2图1.2从动锥齿轮的支承型式1.3主要涉及内容及方案其主要的内容为有：1.主减速比的计算；2.主减速比的分配；3.—级齿轮传动机构的设计和校核；4•二级齿轮传动的设计和校核；5.轴承的选择和校核；6.轴的选择了达到增大离地间隙和柱减速器的功能要求，在这些内容中最重要的是如何合理的分配好主减速比。在这个过程中，只有反复的通过计算，不断调整一、二级的减速比。主要方案：运用齿轮传动原理，先用圆锥齿轮改变其转矩的方向，并同时达到减速增扭的目的。让后再通过圆柱齿轮副最终达到我们自己所需要的速度和扭矩。第2章主减速器的结构设计与校核2.1主减速器传动比的计算2.1.1轮胎外直径的确定载货汽车的参数如下表2.1：表2.1基本参数表名称代号参数驱动形式4X2装载质里/t8.510总质里/t16发动机取大功率/kw及转速/r/minPemax-np140-2500发动机最大转矩/N.m及转速/r/minTemax-nT700-1400轮胎型号11.00-20变速器传动比igigl5.2igh0.72最咼车速/km/hVamax92由上表可知载货汽车的轮胎型号为11.00-20,其中20为轮*名义尺寸D、单位为英寸。11.00为轮胎的宽B、单位也为英寸。b为轮*轮缘高度尺寸（单位mm）,在这里取B（14.00）如下图所示：通常乘用车轮胎断面宽高比H/B的两位百分数表示为系列数，例如H/B为0.88,0.82,0.80，0.70，0.60， 0.50时，则分别称其为88，82，80，70，60，50系列，轿车多采用的其后三种系列。商用车轮胎的高宽比为：有内胎的为0.95;无内胎为0.85。载货汽车设计选用的轮胎是加深花纹的轮胎［刘惟信版《汽车设计》表2-20］，型号为11.00-20,可查得轮胎的外直径为：dr=1100mm （2.1）dr=1.10m

图2.1轮胎的断面图2.1.2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。 io的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比iT一起由整车动力计算来确定。可利用在不同io下的功率平衡图来研究io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 io可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性⑸。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Pemax及其转速门卩的情况下，所选择的i。值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速Vamax。这时io值应按下式来确定：io=0.377rgio=0.377rgVamaxigh(2.2)式中rr 式中rr 车轮的滚动半径，片二乞刃壬厶口，单位m；2igh 变速器最高档传动比；vamax——最高车速；np 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,io一般选得比上式求得的大10%-25%即按下式选择:i0=i0=(0.377〜0.472)IpVamaxlgh^H丨LB式中rr——车轮的滚动半径，m；igh 变速器最高档传动比；iFH 分动器和加力器的最高档传动比;Lb 轮边减速器的传动比。本设计中没有分动器和加力器，所以iFH=1;也没有轮边减速器，所以iLB=1。按以上两式求得的io值应该与同类汽车的相应值作比较，并考虑到主、从动主减速器齿轮可能有的齿数，将io值予以校正并最后确定下来。由式（2.2）得，取功率储备系数为0.420，即：i0=0.420一 （2.4）VamaxighiFHiLB把rr=0.55m、np=2500r/min、vamax=92km/h>iFH=1>iLB=1>igh=0.72代入式（2.4）中，算的i°=8.18。并与同类汽车比较也传动比也相差不大，最终确定 i0=8.18。因为i。大于了7.6，所以得采用双级主减速器。2.1.3双级主减速器传动比分配一般情况下第二级减速比G与第一级减速比心之比值（心/山）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 ⑹7］;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。在这里因为主减速比比较大，为了使得二级主减速器从动齿轮的直径小一些， 可以取心/*也小一些，在这里取1.1。一般，双级主减速器第一主动锥齿轮的齿数 乙多在9〜15范围内［8］，由于一般常规的载货汽车乙最大可取到11,为了提高主动齿轮的强度，我们在这里取最大 乙=11,则可算得：i01•1九73'其Si、需=3.00'修定总传动比得i0讥心19可算得：i012.2主减速齿轮计算载荷的确定(2.5)(2.6)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（Tje、T(2.5)(2.6)Tje=Temaxbl K。T/nG2 ：rrLB』LB式中Temax一一发动机最大转矩，NmTL 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,iTL=i0i1=8.195.2=42.59;T——上述传动部分的效率，取 T=0.9；K。一一超载系数，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K=1；n――该车的驱动桥数目，在这里n=1；G2――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；rr――车轮的滚动半径，m；LB,iLB――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LB=1,心=1。由表2-1中可知，把Temax=700（Nm）代入式（2-5）得:Tje=Temax^TLK0'T，n

Tje=700Nm42.5910.9/1Tje=26831.70(Nm)各类汽车轴荷分配范围如下图: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4X2后轮单胎50%~59%41%~50%32%~40%60%~68%4X2后轮双胎，长头、短头车44%~49%51%~55%27%~30%70%~73%4X2后轮双胎，平头车49%~54%46%~51%32%~35%65%~68%6X4后轮双胎31%~37%63%~69%19%~24%76%~81%本文设计车型为42后轮双胎，平头车，满载时前轴的负荷在32%〜35%,取34%;(2.8)(2.9)后轴为65%〜68%,取66%。该车满载时的总质量为G=16t，则可求得前后轴的轴荷G1和(2.8)(2.9)G1=0.34G=0.3416t=5.44tG2=0.66G=0.6616t=10.56t把式（2.1）和式（2.9）的值代入式（2.6）,可得LBLB

41.05610 9.8N 0.850.55m(2.10)(2.10)Tj=48380.640(Nm)取Tjmin(Tje、「J，即f=26831.70(Nm)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(2.11)5=(3"J仟(fR第fp(2.11)Ilb"lbn式中：Ga——汽车满载总重1.6104>9.8=156800N；GT——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取Gt=0;fR――道路滚动阻力系数，载货汽车的系数在 0.015〜0.020;初选fR=0.018;fH――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fH=0.08;fP――汽车性能系数(2.12)」 0.19吗(2.12)P_100[ Temax当0.195(GaGt)=43.68>16时，取fP=0。Temaxrr，Ilb，LB，n，Temax等见式(2.5)(2.6)下的说明。把上面的已知数代入式(2.11)可得：(2.13)Tjm=(GaGt)rr(fRfH fP)=8451.52(Nm(2.13)ILB'LBn2.3主减速器齿轮参数的选择1、齿数的选择对于普通双级主减速器，由于第一级减速比ioi比第二级的i02小一些，这时第一级主动锥齿轮的齿数zi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。在这里我们选择乙=11。则z2二乙i01=112.73=30.03取z2=30，修正第一级的传动比i01 =2.73;i02 3.00。z1 i012、 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2-5,式2-6中取两者中较小的一个为计算依据)按经验公式选出：d^Kd23T； (2.14)式中：Kd2――直径系数，取Kd2=13〜16;Tj——计算转矩，Nm,取Tj.■：，Tje中较小的，第一级所承受的转矩：Tje「=丄=8943.90(Nm) (2.15)i02把式(2.15)代进式(2.14)中得到d2=269.84〜332.12mm;初取d2=300mm。3、 齿轮端面模数的选择当d2选定后，可按式mt二d2/z2可算出从动齿轮大端模数， g=10mm。4、 齿面宽的选择汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：F=0.155d2=46.50mm，可初取F2=50mm。5、 螺旋锥齿轮螺旋方向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⑵。6、 螺旋角的选择螺旋角应足够大以使齿面重叠系数 mF-1.25。因mF愈大传动就越平稳噪声就越低。螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°[9]。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>22'30的法向压力角则在这里选择的压力角为202.4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 目计算公式计算结果1主动齿轮齿数Z1112从动齿轮齿数Z2303大端模数mt10.00mm4齿面宽bb2=50mm5工作齿高hg=H1mhg=17.00mm6全齿高h=H2mh=18.887法向压力角Cta=20°8轴交角E送=90°9节圆直径d=mzd1=110mmd2=300mm10节锥角和=arctan^Z2丫2=90°-Y1笃=20.14=Y2=69.86°11节锥距d1 d2A0= :—= :—2sin;/12sin；'A0=159.74mm12周节t=3.1416mt=31.42mm13齿顶咼ha1=hg—ha2ha2=kamha1=11.88mmha2=5.12mm14齿根高hf=h-hahf1=7.00mmhf2=13.76mm15径向间隙c=h-hgc=1.88mm

序号项 目计算公式计算结果16齿根角5=arctan丄Ao&=2.51：d2=4.92%1八+® ；V01=25.06：17面锥角%2=笃+01%2=72.37’『R1=珀一§1；VR1=17.63°18根锥角7 -Y §R2_ 2_巾YR2=64.94°d01=d1+2ha1cos?1d01=132.31mm19齿顶圆直径d02=d2+2ha2COS?2d02=303.53mm节锥顶点至齿轮外2Ak1=—-ha1sin'认2Ak1=145.91mm20缘距离d1 斗Ak2=—一ha2sin；22Ak2=50.19mm21理论弧齿厚3=S2=mS]=S2=10mm22齿侧间隙B=0.254〜0.3300.320mm23螺旋角PP=35°242主减速器螺旋锥齿轮的强度校核在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。螺旋锥齿轮的强度计算：1主减速器螺旋锥齿轮的强度计算单位齿长上的圆周力，如图2.2所示：PP=F （2.16）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Temax和最大附着力矩两种

载荷工况进行计算；「从动齿轮齿宽，及F=b=50mm。图2.2图2.2主动锥齿轮受力图按发动机最大转矩计算时:TemaxigTemaxig1。'diF=1323.64Nm(2.17)按最大附着力矩计算时::rr:rr103=6582.40N/mm(2.18)上式中：G2――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；rr――轮胎的滚动半径，m；d2 从动轮的直径，mm。可得到载货汽车一档时的单位齿长上的圆周力p许=1429Nm。式（2.17）所算出来的值小于P许，所以符合要求，虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有1429Nm0可知，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匚w(N/mm2)为(2.19)宀2103TjKoKs(2.19)7二 KvFzm2J式中：Ko――超载系数1.0;Ks――尺寸系数Ks=.m=0.792;25.4Km――载荷分配系数，当一个齿轮用骑马式支承型式时， Km二1.10〜1.25;取Km=1.1；Kv——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;F 齿面宽度，mm;z齿轮齿数；T――齿轮所受的转矩，Nm;J――计算弯曲应力用的综合系数，见图2.1相哄舎窗轮的無疑相哄舎窗轮的無疑图2.3弯曲计算用综合系数J由上图可查得：小齿轮系数J1=0.220,大齿轮系数J?=0.187;把这些已知数代入式(2.19)可得：

--w1_2103--w1_2103二KvTKoKsKm210 8946.661.00.7961.12= 2 FzmJ1 15011100.2202.73=474.30Nmm2Jw221503010 0.187TK0KSKm2103Jw221503010 0.187KvFzm2J2=586.48Nmm2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Tj,Tje中最小的计算时，汽车主减速器齿轮的许用应力为700MPa（或按不超过材料强度极限的75%）。根据上面计算出来的n分别为474.30N/mm2(474.30MPa)>586.48N/mm2(586.48MPa)，它们都小于700MPa，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（MPa）为:(2.20)(2.20)式中：Cp 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6N2/mm；K0，Km，Kv――见式（2-19）下的说明，即K°=1,Km=1.1，匚=1;Ks——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;Kf――表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取 1；T1j 主动齿轮的计算转矩；J――计算应力的综合系数，见图3.2所示，可查的J=0.102图2.4接触强度计算综合系数 图2.4接触强度计算综合系数 J按发动机输出的转矩计算可得:rCp.2TijKoKsKmKf-103=232.6：28946.66111.11103adi\ KvFJ =110 ： 1500.1022.73=2514.16MPa按发动机平均输出的转矩计算可得：疔CPI2T1jK0KsKmKf10=232.628451.52111.111035一d1［ KvFJ =110'. 1500.10210.46=1248.37MPa汽车主减速器齿轮的许用接触应力为：当按式(2.5),(2.6)中较小者计算时许用接触应力为2800MPa，二je小于2800MPa，所以校核成功；当按发动机平均输出的转矩计算时许用接触应力为1750MPa，二jm小于1750MPa，所以校核成功。2.5第二级齿轮模数的确定1、材料的选择和应力的确定齿轮所采用的钢为20CrMnTi渗碳淬火处理，齿面硬度为56〜62HRC，-HLim=1500MPa，二fe=850MPa［9］。由于齿轮在汽车倒档时工作的时间很少，并且一档时的转矩比倒档时的转矩大，所有我们可以认为齿轮只是单向工作。斜齿圆柱齿轮的螺旋角B可选择在16°〜20°这里取B=16，法向压力角口=20®。由i02 2=3.00，乙z2=68士10=58〜78取z1z2=68得乙=17，z2=51，修正乙传动比i023.00，其二级从动齿轮所受的转矩T2=8943903.00=传动比i0217取Sf=1.25,Sh=1［查李仲生主编的《机械设计》书表11-5］;取Zh=2.5,Ze=189.8［查李仲生主编的《机械设计》书表11-4］得：［61］珂二F2［二H1］二［二［61］珂二F2［二H1］二［二H2］=FESf850MPa=680MPa1.25'HLimSh1500MP,=1500MPa12、齿轮的弯曲强度设计计算2KTbdmn2KTbdmnYFaYsa汀「F】=680MPa(2.21)式中：K――载荷系数，齿轮按8级精度制造取K=1.3;T――所计算齿轮受的转矩；b 齿宽；d——计算齿轮的分度圆直径;mn模数；YFa――齿型系数，由当量齿数Zv1zYFa――齿型系数，由当量齿数Zv1zcos3:—137^=19,cos16z 51心才=六=56及可得冷耳96；沧=2.35［查李仲生主编的《机械设计》书图11-8］；=1.70［由Zv查李仲生主编的《机械Ysa――应力修正系数，可得Ysa1=1.70［由Zv查李仲生主编的《机械设计》书图11-9]。因 丫Fa1丫Sa1=2..961.55=0.006孔丫Fa2丫Sa2二2.351.70=0.00588[crF1] 680 [°>2] 680故应对小齿轮进行弯曲强度计算：法向模数mn式中：'d法向模数mn式中：'d——齿宽系数，d=0.8,把已知数代入上式得：3"［查李仲生主编的《机械设计》书（表11.6）］。Sa1 2cosTOC\o"1-5"\h\z32KT1YFa,Sa1 2：321.48943.901032.961.55 2.0.8172mn_3 2 cos-=3 2 cos0.8172.dZ；[；「F1] 0.8172 680由李仲生主编的《机械设计》书表4-1取mn=9mm[10]。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 3-2o表3.2正常齿标准斜齿圆柱齿轮传动的几何尺寸计算名称代号计算公式齿顶咼haha=l%n*mn，其中l%n=1顶隙cC=Cn*mn，其中Cn=0.25齿根高hfhf=ha+c=1.25mn齿高hh=ha+hf=2.25mn

分度圆直径d.mnZd=cosP顶圆直径dada=d+2ha=d+2mn根圆直径dfdf=d-2hf=d-2.5mn中心距ad1+d2mn(Z1+Z2)2 2cosPA=mziz2cos:=315.93mm,取A=316mm;ha=hanmn=9mm,c=cnmn=2.25mm,hf=ha+c=1.25mn=11.25mm,h=ha+hf=2.25mn=20.25mm,d^mnZ=158mm,cosPd^mnZ2=474mm,da1=d12mn=176mm,da2=d22mn=492mm,cosPdf1p-2.5mn=135.5mm:136mm,df2二d2-2.5mn=451.5mm、452mm,齿宽b=Id1=0.8158=126.4mm,为了安全把齿宽可取大些，在这里取b=132mm2.7齿轮的校核1、齿轮弯曲强度校核主、从动齿轮的弯曲强度,bd11、齿轮弯曲强度校核主、从动齿轮的弯曲强度,bd1mnFa11Sa1把上面已知数据代入式(2.21)得:21.48943.901032.961.55MPa1321589=612.12十f］=680MPa-F12KT1

bd-F12KT1

bd2mn丫Fa2丫Sa221426831701032.351.70MPa1324749=533.00MPa乞［；十］=680MPa齿轮的弯曲强度满足要求。2、齿面接触强度校核2KTu1"乙詆讥2KTu1"乙詆讥d2「八］=1500吧(2.22)式中：Ze――材料弹性系数，Ze=2.5；Zh――节点区域系数，Zh=189.8;Zp――螺旋角系数，Zp=Jcos0=0.98；

u 齿数比，u=z从.z主=3.00;主动齿轮的齿面接触强度为：2K「u1:-H1=ZEZHZ\ 2'；bdi2 u=2.5189.8、cos16=2.5189.8、cos1621.48943.90103\ 13215823.0013.00MPa=1480.23MPaE[；「H]=1500MPa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：=2.5189.8如6 =2.5189.8如6 21.426831.701。3X13247423.0013.00MPa2KT2u1bd22u二H2 =ZeZhZ=854.61MPa乞[；「H]=1500MPa从动齿轮的齿面接触强度也符合要求。根据上面的校核，一级和二级减速齿轮都满足要求，校核成功。2.8主减速器齿轮的材料及热处理驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的， 与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：1、具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度， 以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；2、 轮齿心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、 钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率；4、 选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造，齿轮所采用的钢为20CrMnTi[11]。用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到 58〜64HRC，而心部硬度较低，当端面模数m>8时为29〜45HRC[12]。由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.005〜0.010〜0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25%。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生［11］。2.9本章小结本章通过所给的参数对总传动比的确定，并通过自己所设计的载货汽车的基本情况，参照现有的车型，合理分配一、二级的传动比。通过经验公式对一级、二级啮合齿轮的齿数和模数进行设计，选择齿轮所用的材料，并通过强度校核公式对所设计的齿轮进行校核。使得齿轮符合强度和刚度的要求，并得出符合要求的齿轮参数，同时对传动比进行修正。第3章轴承的选择和校核3.1主减速器锥齿轮上作用力的计算1、锥齿轮齿面上的作用力锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩Td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：Td=Temax<100Td=Temax<100-(fi1ig1£>fT1I I+fi2ig2100丿'、、a3 >fT2I I+fi3ig3100丿 I,3 /打3 1丄丄£ | 十…+fiRigR100丿<(3.1)式中：Temax 发动机最大转矩，在此取700Nm；fi1，fi2…fiR——变速器在各挡的使用率，可参考表 3-5选取;ig1，ig2…igR 变速器各挡的传动比;fT1，fT2…fTR——变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表 3-5选取;表3.5 fi及fT的参考值0^车型轿车公共汽车载货汽车速器川挡IV挡V挡V挡带V挡V挡带V挡\挡位\KtVKt>超速挡超速挡fifT'8080I挡110.82110.50.5n挡942.56433.52fi川挡90201627151175"挡7580.76550855915V挡————77.5超速挡3030

I挡6070657070505050n挡6065607070606060fT川挡5060506060707070"挡60506060607070V挡————60超速挡7570注：表中Kt二誌，其中皿一发动机最大转矩，Nm；Ga——汽车总重力，kN。经计算Td为668.82Nm。2、齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为2TP=丿N （3.2）dm式中：T――作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩见式（3.1）;dm 该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径；对于螺旋锥齿轮d2m“2-FSi门2d_dZ1 > （3.3）d1m一d2mZ2 ”式中：dim,d2m――主、从动齿面宽中点分度圆的直径；F 从动齿轮齿宽；d2――从动齿轮节圆直径；Zi,Z2 主、从动齿轮齿数；2 从动齿轮的节锥角。由式（3.12）可以算出：dim=92.79mm,d2m=253.06mm。按式（3.11）主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 P=2668.82=14415.78N92.79主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力P2=P=14415.78N。3、锥齿轮的轴向力和径向力一级减速机构作用在主、从动锥齿轮齿面上的轴向力 A和径向力R分别为:(3.4)P (3.4)A1—tan：sinsin:coscos-A1TOC\o"1-5"\h\zA2 —tan：sin-sin:cos (3.5)cos卩R1= —tan：cos-sin:sin (3.6)cos:卜PR2= Jtan：cossin:sin (3.7)cos:由上面已知可得:Ai 二14415.78cos35tan20sin20.14sin35cos20.14 Ai 二14415.78cos35tan20sin20.14sin35cos20.14 =11682.26N13162.84cos35tan20sin69.86-sin35cos69.86=2538.14N由式(3.6)、(3.7)可算得:R1=2538.14N;R2=11682.26N二级减速齿轮齿宽中点处的圆周力为2TP=N (3.8)d式中：T——作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩T二Tdi01=1825.88Nm；d 该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。可算出r=P2二21825.88=23112.41N。158二级减速机构作用在二级主、从动齿轮面上的轴向力 A和径向力R分别为：rr fr frA=A2=Rtan： (3.9)-rr -rr /尺=R2=P-itanacos： (3.10)式中：1——齿轮的螺旋角，一：=16；把已知条件代入式(3.9)和式(3.10)可算出A1=A2=6627.38N,fr rrR1=R2=8751.24N。3.2轴和轴承的设计计算一级主动锥齿轮轴的设计计算：对于轴是用悬臂式支撑的，如图 3-3所示，齿轮以其齿轮大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增加支承刚度，应使两轴承的支承中心距b比齿轮齿面宽中点的悬臂长度a大两倍以上，同时尺寸b应比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于或小于悬臂长a。为了减小悬臂长度a和增大支承间距b，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以使b拉长、a缩短,从而增强支承刚度。由于圆锥滚子轴承在润滑时，润滑油只能从圆锥滚子轴承的小端通过离心力流向大端，所以在壳体上应该有通入两轴承间的右路管道和返回壳体的回油道。图2.3一级主动齿轮的支持型式另外，为了拆装方便，应使主动锥齿轮后轴承（紧靠齿轮大端的轴承）的支承轴径大于其前轴承的支持轴径。根据上面可算出轴承支承中心距b>70%d1=77mm，在这里取b=80mm。轴承的的选择，在这里选择主动锥齿轮后轴承为圆锥滚子轴承 30216型，此轴承的额疋动载何Cr为132KN［14］。由此可得到：160KN，前轴承圆锥滚子轴承30214型，此轴承的额定动载荷G为ba二（一cos1'a2'4）mm2式中：a2――轴承的最小安装尺寸［由殷玉枫主编的《机械设计课程设计》书表12-4可查的a2=6mm］。及a=50cos20.14 46=33.47，mm取a=34mm。2

3.3主减速器齿轮轴承的校核1、齿轮轴承径向载荷的计算轴承A、B的径向载荷分别为:R前=1&Paf+(Ra-0.5Ad,f (3.11)b12'2R后=7Pc)+(Rc—0.5Adi) (3.12)b根据上式已知R=&"=2538.14N,A=a/=11682.26N,p"=14415.78N,a=34mm，b=80mm,c=ab=114mm。后轴承径向力1J 2 ^2R前=—加4415.7834 2538.1434-0.511682.26110 =9267.07N80前轴承径向力R后=1.14415.781142 2538.14114-0.511682.261102=21011.51N802、轴承的校核对于前轴承，采用圆锥滚子轴承30214型，此轴承的额定动载荷Cr为132KN，在此径向力R=6403.38N，轴向力A=0N。当量动载荷 Q=XRYA (3.13)式中X、Y，X=1、Y=0。由式(3-18)可得当量动载荷Q=X-Ra=1X9267.07=9267.07N再由公式：「ftCr弋 6L- 106s (3.14)5Q丿式中：f-——为温度系数，在此取1.0;fp——为载荷系数，在此取1.2。10/ 3所以L= 1汉132"0 3x106=3.82X09s027267.07,此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速 n2为(3.15)2.66Vam .(3.15)n2 r/minrr式中：rr 轮胎的滚动半径，m；

vam――汽车的平均行驶速度， km/h;对于载货汽车和公共汽车可取 30〜35km/h，在此取35km/h。所以由式(3-11)可得n2=2.6635=169.27r/min;0.478而主动锥齿轮的计算转速ni=l69.27>2.73=462.11r/min。所以轴承能工作的额定轴承寿命：Lh —h (3.16)60n式中：n 轴承的计算转速，r/min。9由上式可得轴承A的使用寿命Lh 3.8210=137773.83h。60x462.11若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即SL'h= h (3.17)Vam所以L'h=100000=2857.14h和Lh比较，Lh>L'h，故轴承符合使用要求。35对于后轴承，在此选用30216型型轴承，此轴承的额定动载荷Cr为160KN，在此a径向力R=21011.51N,轴向力A=11682.26N,所以一=0.556>e=0.42查得X=0.4，R丫=1.4。由式(3-11)可得当量动载荷Q=0.4>21011.51+1.4采1682.26=24759.772所以轴承的使用寿命:10106=2.737108106=2.737108s订.2x24759.77,8Lh=9871.39h>Lh=9871.39h>L'h60462.11所以轴承符合使用要求。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P=14415.78N,R=R2=11682.26N，A=A2=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 176mm相当，选择轴承为30316型,它的外直径为170mm,冈収子满足要求，它的额定动载荷为278KN。根据轴承和齿轮的尺寸，如下图设计计算c,e,f,k,g。

图3.4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： c=117.25mm,e=207.25mm.f=126.75mm，k=197.75mm,g=324.5mm。所以，轴承C的径向力:氏=挣5卜轴承氏=挣5卜轴承D的径向力：2d2m A1d R2e_&2 2f^e—Rf(3.18)RD=RD=； 0.5d2m第一级减速从动锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径;, 叶、 , rp_2(3.19)A2d2m Ad-只2cRk(3.19)式中：R2,A2,R2——第一级从动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力;d 第二级减速主动齿轮（斜齿圆柱齿轮）的节圆直径;5,R1——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：Rc=;〔0.52d2mAdRc=;〔0.52d2mAd' Rze-Rf2=6827.48NRD=1g0.5A2d2m■-■-2Ad-R2c R,k|F2c-r"J=9094.95N对于轴承C,在此选用30316型轴承，此轴承的额定动载荷Cr为278KN,e=0.35在此轴承C的径向力Rc=6827.48N轴向力A=A,-A2=4089.24N，方向与第一级A从动齿轮的相反，所以轴承C不受轴向力，因此=0ve=0.35,此时X=1,丫=0。R由式（3-11）可得当量动载Q=XRYA=1^6914.95=6827.48N[13]。所以轴承的使用寿命：106=10106=10*1x278x103巧J.2汉6827.48;106=1.26X011s1.2610111.26101160169.27=12406214.92h>L'h所以轴承C符合使用要求。Cr对于轴承D，在此选用30316Cr为278KN，e=0.35在此轴承D的径向力RD=9094.95N，轴向力rr f aA=A1-A2=4089.24N，所以一=0.45>e=0.35，X=0.4,Y=1.7[15]。R由式（3-20）可得当量动载荷Q=XRYA=0.49094.95 1.74089.24=10589.69N，10“6*仆10“6*仆278><103 7x10= J.2x10589.69,106=2.93X010s293沢10Lh=2.9310 =2884937.28h>L'h60069.27所以轴承D符合使用要求。3.4本章小结本章主要是对轴承的选取和对轴承的校核，通过齿轮的尺寸和与箱体的装配关系，合理的选择轴承的大小。在这一张中最主要的是考虑到主减速器的装配关系，能让齿轮和轴合适的装配到箱体中，并满足一定的装配要求。并对其所用的轴承进行强度校核是寿命计算，使其满足此车的要求。第4章轴的设计4.1一级主动齿轮轴的机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3-1,可得到主动一级主动齿轮的基本尺寸大小， 并满图3.1一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50mm,大端分度圆直径为110mm，齿顶圆直径为132.31mm；第2段：这段与轴承配合，其选用的轴承代号为 30316,其小径为80mm,大径为140mm，小径宽度为26mm，其轴的直径为80mm，宽度为25mm；第3段：大端直径为80mm，小端直径为60mm；第4段：轴直径为60mm；第5段：大端直径为70mm，小端直径为60mm，其1、2、3、段的总长为80mm；第6段：这段与轴承配合，其选用的轴承代号为 30314,其小径为70mm，大径为125mm，小径宽度为24mm。其轴的直径为70mm，宽度为21mm；第7段：花键轴，花键分度圆直径为58mm，齿顶圆直径为62mm，花键轴宽为62mm；第8段：螺栓轴，螺栓直径为M36。螺栓长度为60mm。由计算可得主动锥齿轮的总长度为260mm。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 [15]。如图3.2所示:图3.2中间轴的结构尺寸其轴的各段尺寸为：第1段：第一段与轴承想配合，轴承的小径宽度为42mm，小径直径为80mm，其轴的直径为80mm，轴的宽度为41mm；第2段：这段为了满足主减速器的壳体与零件之间的距离，其直径设计为 92mm，宽度为39.5mm；第3段：二级主动齿轮，其它的结构尺寸为，齿宽为132mm,分度圆直径为158mm，齿顶圆为176mm；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：周宽22mm，轴的直径为100mm；第5段：一级从动轮凸台，与其从动锥齿轮配合，它的直径与从动齿轮的与其配合部分的尺寸相同，及直径为186mm,轴宽为38mm；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232mm，轴宽为22mm；第7段：作用是为了加工时方便和减小轴的质量，其设计尺寸为轴宽为 13.5mm,轴的直径为75mm；第8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59mm,轴的直径为80mm。4.3本章小结通过设计的零件的结构大小，轴与箱体的配合，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章轴的校核5.1主动锥齿轮轴的校核由第3章可知，齿轮上受到的转矩为8946.66Nm,齿轮的圆周力P/4415.78N,轴向力A.11682.26N，径向力R=2538.14N，并还知道两轴承受径向力和轴向力分别为R前=9267.07N，R后=21011.51N；A前二0，A后=11682.26N。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了。规定齿轮受的轴向力和径向力为正，由图 4.1，前、后轴承给轴的力的方向分别A后与圆锥齿轮受的力方向相反，则为负；径向力 R前为正，R后为负。后面花键轴和螺栓轴可以不用计算，其结果不受多大影响。图5.1主动锥齿轮轴受力图求出水平面上的弯矩并画出弯矩图：(5.1)Mav二R后80Nm=1680.92(5.1)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5.2所示：

求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图：MaR=A后