正文载货汽车双级主减速器设计

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1、摘要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、主 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。关键词：载货汽车；双级主减速器；齿轮；校核；设计ABSTRACTThis design is design

2、s 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

3、, 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 stru

4、cture 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 bev

5、el gear reducer also used to change the driving force for the direction of transmission.Key words: Truck；Two-stage Main Reduction Gear；Gear；Check目录摘要 IAbstract II第 1 章 绪论 11.1 概述 11.1.1 主减速器的概述 11.1.2 主减速器设计的要求 11.2 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 31.3 主要涉及内容及方案

6、 4第2章 主减速器的结构设计与校核52.1 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 72.2 主减速齿轮计算载荷的确定 82.3 主减速器齿轮参数的选择 82.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 102.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 102.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度校核 112.5 第二级齿轮模数的确定 152.6 双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择 162.7 齿轮的校核 172.8 主减速器齿轮的材料及热处理 182.9 本章小结 19第3章 轴承的选择和校核203.1 主

7、减速器锥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 243.4 本章小结 27第 4 章 轴的设计 284.1 一级主动齿轮轴的机构设计 284.2 中间轴的结构设计 294.3 本章小结 30第5章 轴的校核 315.1 主动锥齿轮轴的校核 315.2 中间轴的校核 335.3 本章小结 35结论 36致谢 37参考文献 38附录 39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。

8、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

9、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。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

10、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8。 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

11、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34。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

12、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

13、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。1.2.3 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

14、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2调整垫圈（a）悬臂式支承（b）骑马式支承图11主动锥齿轮的支承型式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 2.2 所示）。为了增加支承刚度，两轴 承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c + d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处 有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c + d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直

15、 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。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；3.一级齿轮传动机构 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。为 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

16、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装载质量/t8.510总质量/t16发动机最大功率/ kw及转速/ r / minP - ne maxp140-2500发动机最大转矩/ N.m及转速/ r / minT - ne maxT700-1400轮胎型号11.00-20变速器传动比igigl5.2igh0.72最高车速/ km / hva max92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

17、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。2.1)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：d =1100mmrd 1.10mr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

18、档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。 i 的选择应在汽车总体设计时和传 0动系的总传动比i 一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i下的功率平衡图来研T0究i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i可使汽00车获得最佳的动力性和燃料经济性5。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n的情况下，所选择的i值应能保证这些汽车有尽可能高的e max p 0最高车速v。这时i值应按下式来确定：a max 0rni 0.377(2.2)0 v ia max ghd式中 r车轮的滚动半径，r = r =0.55m，单位m ；r

19、r 2i 变速器最高档传动比；ghv 最高车速；a maxn 发动机最大功率时的转速p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， i 一般选得0比上式求得的大10%25%,即按下式选择：i = (0.377 0.472)0rnr pv i i i a max gh FH LB2.3)式中 r车轮的滚动半径，m；righ变速器最高档传动比；iFH分动器和加力器的最高档传动比；iLB轮边减速器的传动比。本设计中没有分动器和加力器，所以i =1;也没有轮边减速器，所以i =1。按FH LB以上两式求得的 i 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 0轮可能有的齿

20、数，将i值予以校正并最后确定下来。由式（2.2）得，取功率储备系数0为 0.420，即：rni =0.420-p（2.4）0v i i ia max gh FH LB把 r =0.55 m、n =2500r/min、v =92km/h、i =1、i =1、i =0.72 代入式（2.4）rpa maxFH LB gh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i =8.18。因为i0 0 0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i与第一级减速比i之比值（i /i ）约在1.42.0范02 01 02 01围内，而

21、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。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i /i也小一些，在这里取1.1。02 01一般，双级主减速器第一主动锥齿轮的齿数z多在915范围内，由于一般常规的1载货汽车 z 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 z =11，则11可算得：01 =岀=2.73，其i02= ：0=葺=3.00，修定总传动比得i0二i01i02=8.19012.2 主减

22、速齿轮计算载荷的确定此毕业设计为毕业答辩通过的优秀毕业论文，完整说明书和全套设计图纸请加扣扣：32578416042.3主减速器齿轮参数的选择iacad. fasutcCAI快速加载.17 EBFAS备約.dwgAutoCAD 图形465 KB正文.docMicrosoft Word 文档 l?909 KB1、齿数的选择对于普通双级主减速器，由于第一级减速比i比第二级的i小一些，这时第一级01 02主动锥齿轮的齿数z可选得较大些，约在915范围内。第二级圆柱齿轮的传动齿数1和可选在68土 10的范围内。在这里我们选择z =11。则z二z -i =11 x 2.73二30.03取1 2 1 01

23、ziz = 30，修正第一级的传动比i = 2=2.73； i =亠=3.00。201 z02 i1 012、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：2.14)式中：Kd直径系数，=1316；计算转矩，N m，取 J，t中较小的，第一级所承受的转矩:TT =亠=8943.90 （ N m ）（2.15）j i02把式（2.15）代进式（2.14）中得到 d = 269.84 332.12mm ；初取d =300mm。223、齿轮端面模数的选择当 d 选定后，可按式 m = d / z 可算出从动齿轮大端模数

24、， m = 10 mm。2 t 2 2 t4、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=0.155 d =46.50 mm，可初取 F =50mm。225、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2 。6、螺旋角的选择螺旋角应足够大以使齿面重叠系数m 1.25。因m愈大传动就越平稳噪声就越FF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 359。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

25、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表 2.3 双级主减速器一级齿轮的几何尺寸计算用表序号计算公式计算结果101112主动齿轮齿数从动齿轮齿数大端模数齿面宽工作齿高全齿高法向压力角轴交角节圆直径节锥角节锥距周节113010.00 mmb2=50 mmh = 17 00 mmgh =18.88a =20EMBEDAquation.3工=90d 1 二 110 mmd 2=300 mmz1Y 1 = arctan -Z 2Y 2=90- Y 1Y 1 = 20.14 Y 2=69.86。A。2si

26、ny 1 2siny 2t=3.1416 mA0=159.74 mmt=31.42 mm13齿顶高ha1 = hg - ha 2he = k ma 2aha1 =11.88 mmha 2=5.12 mm14齿根高序号项目计算公式计算结果15径向间隙c= h - hgc=1.88 mm5 = arctan hAo5 =2.51。16齿根角15 =4.92。2丫二丫 +5；y =25.06。01 1 20117面锥角y =y +5y =72.37。02 2 102y =y -5 ；pi11y =17.63 pi18根锥角y = y -5y =64.94R 222R 2= d + 2h , cos

27、y ,d 01 =132.31 mm011a11 119齿顶圆直径d 02= d2 + 2ha2COS y 2d 02=303.53 mm节锥顶点至齿轮外Ak 1 二豊-ha1Sin y 1Ak 1=145.9120mm缘距离Ak2 二豊-ha2Sin y 2Ak 2=50.19 mm21理论弧齿厚s = s = m1 2s = s =10 mm1 222齿侧间隙B =0.2540.3300.320mm23螺旋角PP =352.4.2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

28、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2.16)PP -F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T和最大附着力矩两种e max 载荷工况进行计算；F从动齿轮齿宽，及F = b = 50 mm 。图 2.2 主动锥齿轮受力图按发动机最大转矩计算时：T - i -103,、p =g=1323.64 Nm(2.17)1 F2按最大附着力矩计算时：G q r 103 p =亠 一=6582.40N/mm(2.18)d匸2上式中：G后轮承载的重量，单位N ；2q 轮胎与地面的附

29、着系数，查刘惟信版汽车设计表 9-13， q =0.85； r 轮胎的滚动半径， m；rd 从动轮的直径， mm。2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1429Nm。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b (N / mm 2)为w2 103 T K K K2.19)b =j 0Sm_w K F z m 2 Jv式中： K 超载系数 1.0；04 mK 尺寸系数K =0.792；ss 25.4K 载荷分配系数，当一个

30、齿轮用骑马式支承型式时，Km = 1.101.25；m取 K =1.1；mK 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 v度高时，取 1；m 端面模数， mm。m =10 mm ；F 齿面宽度， mm；z 齿轮齿数；T齿轮所受的转矩，N - m ；J计算弯曲应力用的综合系数，见图2.1。相哦奋歯轮的齿數入式（2.19）可得：2 -103 - T - K - K - K 2 -103 - 8946.66 -1.0 - 0.796 -1.1 b 二0Sm =w1K - F - z - m2 - J1 - 50 -11 -102 - 0.220 - 2.73v1=474.30 N

31、. mm22 -103 - T - K - K - K2 -103 - 8946.66 -1.0 - 0.796 -1.1b 二0Sm =w2K - F - z - m2 - J1 - 50 - 30 -102 - 0.187v2=586.48 N mm2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 T ,T 中最小的计算时，汽车主减速器齿轮的 用 je许用应力为700MP (或按不超过材料强度极限的75%)。根据上面计算出来的g Qaw1 w 2分别为 474.30Nmm2 (474.30MP )、586.48 N/mm2 (586

32、.48 MP)，它们都小于aa700MP ，所以校核成功。a3、 轮齿的接触强度计算螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力g (MPa)为：2.20)C 2 T - K - K - K - K -103p0smfdK - F - J17v式中：C 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N2 /mm；pK，K，K 见式(2-19)下的说明，即 K =1，K =1.1，K =1；0 m v0mvK 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 s下，可取 1；K 表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1；fT 主动齿轮的计算转矩；1jJ 计算应力的综合系数，见图3.2所示，可查的J二0.

33、102鏗3會迎丢按发动机平均输出的转矩计算可得：C ；2 T K K K K 103232.6 ：2 8451.52 1 1 1.1 1 103p1j0smf=jmdK F J1101 50 0.102 10.461v=1248.37 MPa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2800 MP ，c 小于2800 MP ，所以校核成功；当按发动机平均输出的转 ajea矩计算时许用接触应力为1750 MP ，c 小于1750 MP ，所以校核成功。a jma1.5 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

34、碳淬火处理，齿面硬度为5662HRC ,c 二1500MP , c 二850MP。由于齿轮在汽车倒档时工作的时间很少，并且一 HLima FEa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P可选择在1620。这里取P =16,法向压力角a =20。z由 i = 2=3.00, z + z =68 土 10=5878 取 z + z =68 得 z =17, z =51，修正 02 z 1 2 1 2 1 2151传动比i02二17二3.00，其二级从动齿轮所受的转矩T2 = 8943.90 3.00 = 26831.70Nm。取S = 1.25,S = 1

35、 查李仲生主编的机械设计书表11-5；取Z = 2.5,Z = 189.8查 FHH李仲生主编的机械设计书表11-4得：c = c = c FE = 850 MP =680 MPF1F 2S 1.25 aaFc = c =1500 MP = 1500MPH1H2 S1 aaH2、齿轮的弯曲强度设计计算2.21)2 KTc =Y Y 1 Fa1 Sa1 C O2S Bt e z 2q d 1F1查李仲生主编的机械设计书（表 11.6）。i2KT Y Y 7,2-1.4-8943.90-103 2.96-1.55“ om 1 - Fa1 Sa1 cos2 B =3-cos216。=8.82mmn

36、3 e z2Q 30.8 -172680 d 1F1由李仲生主编的机械设计书表4-1取m二9 mm10。n1.6 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 3-2。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高h = h *m，其中 h 二 1 a annan顶隙c = c *m，其中 c 二 0.25nnn齿根高h = h + c = 1.25mf an齿高h = h + h = 2.25ma fn分度圆直径顶圆直径d = d + 2 h = d +2 maan根圆直径d = d -2h = d -2.5mn中心距- m (z

37、+ z )A = n_122cos BdZd + d m (za = T2 = n_122cos B=315.93mm,取 A =316 mm ； h = h * m =9mm, a an n+ z)2c=c *m =2.25mm,nnmzh = h + c=1.25 m =11.25mm, h = h + h =2.25 m =20.25mm, d =158mm,f ana fn1 cosBmzd = 474mm, d 二 d + 2m =176mm, d = d + 2m =492mm,2 cos Ba11 na 22 nd = d 2.5m = 135.5mm 沁 136mm , d =

38、 d 2.5m = 451.5mm 沁 452mm ,f11nf 22n齿宽b =Q d = 0.8-158 = 126.4mm，为了安全把齿宽可取大些，在这里取b = 132mm。 d11.7 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（2.21）得：.=鸣 Y YF 1bd mFa1 Sa11n2 1 4 - 8943 90 -103一0 - 2.96 - 1.55MP132-158-9a=612.12 Q = 680MP Fa。=迟 y Y = 2 L4 2683170 103 2.35 1.70MPF1 bd m Fa2 %2132 474 9a2n=53

39、3.00MP Q = 680MPaF齿轮的弯曲强度满足要求。2、齿面接触强度校核2.22)站答-匕1 Q =1500 MPB bd 2uHa式中：ZEZHZBu材料弹性系数，节点区域系数，螺旋角系数， ZZ =2.5；EZ =189.8Hb齿数比，u = z辽=3.00； 从主主动齿轮的齿面接触强度为： cos B =0.98 ；ZZZ ：，1KH1eh 0 bd132-1582=2.5 189.8卫丑:叵!0%23.00a=1480.23 MP Q 二 1500MPa Ha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：ZZZ洱凹H 2E H 0 bd=2.5 189.8 ：亘巨

40、1迈叵旦132-47423.00 MPa=854.61 MP 8时为2945HRCM2。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 0.0050.0100.020mm 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1

41、1。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

42、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：e max1100ffl 1g1100 丿/ 2ig 2100 丿Ig3100丿+ fRi；gR 100 丿3.1)ig1， ig2 igR式中：T发动机最大转矩，在此取700N m ；e maxf, f 2fR变速器在各挡的使用率，可参考表3-5选取;变速器各挡的传动比；变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表3-5选取I

43、挡6070657070505050II挡6065607070606060fIII挡5060506060707070Tw挡60506060607070V挡60超速挡7570注：表中K =，其中T发动机最大转矩，N - m ； G 汽车总重力，kN。T 0.1Ge maxaa经计算Td为668.82 N m。2、齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为3.2)2TP = Ndm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；对于螺旋锥齿轮式中：d ,d1m 2 mF 从动齿轮齿宽； d 从动齿轮节圆直径2z , z12d = d F sin2 m2

44、2Zfd = d 乂1m2 m z2 丿主、从动齿面宽中点分度圆的直径主、从动齿轮齿数；3.3)Y 从动齿轮的节锥角。2由式(3.12)可以算出：d 二92.79mm, d 二253.06mm。1m2 m按式(3.11)主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力P = %668.82 =14415.78N192.79主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力P； = 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:P1 -cos P(tan a sin y + sinP cosy)3.4)由上面已知可得：A = P2 cosP1 -cos0P2

45、cos0(tan a sin y 一 sin 0 cos y )（3.5）(tan a cos y - sin 0 sin y )（3.6）(tan a cosy + sin 0 sin y )（3.7）二 14415.78 6口 20。sin 20.14。+ sin35。cos 20.14。)= 11682.26N cos 35。=13162.84 (tan 20。sin 69.86。- sin 35O cos 69.86)=2538.14N cos 35。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3.8)式中：T

46、作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩T二Ti =1825.88 N m ； d 01该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。2 1825.88可算出P1 = P2 =于=2311241 N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:ffffffA = A = P tan 01 2 13.9)式中：0ftftft/R = R = P tan a cos 01 2 1 齿轮的螺旋角，0 = 16 ；(3.10)ff把已知条件代入式（3.9）和式（3.10）可算出 A1ftftR = R =8751.24 N 。123.2 轴和轴承的设计计算ff=A =6627.38 N ，2如图

47、3-3 所示，齿轮一级主动锥齿轮轴的设计计算：对于轴是用悬臂式支撑的，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

48、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%d =77mm，在这里取b二80mm。1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 定动载荷C为160KN，前轴承圆锥滚子轴承30214型，此轴承的额定动载荷C为 rr 132KN 14。由此可得到：+ 4) mm式中：a 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12-42可查的a = 6mm 。250 -cos20-14 + 4+6 Zmm 取 a =34 mm。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

49、荷分别为:R =_：(P a)2 +(R a - 0.5A d前 b 1R =_ P c)2 +(R 后b c - 0.5A d )21(3.11)(3.12)根据上式已知 R=R =2538.14N， A=A =11682.26N， P =14415.78N， a =34mm ， 1 1 1b =80mm， c = a + b - 114mm。后轴承径向力=-(14415.78 x 342 +(2538.14 x 34 - 0.5 x 11682.26 x 110 =9267.07NR前80 v前轴承径向力R =（14415.78 x 114+（2538.14 x 114 - 0.5 x 1

50、1682.26 x 110=21011.51N 后80 2、 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C为132KN，在r此径向力R =6403.38N，轴向力A =0N。当量动载荷Q=（XR + YA）(3.13)式中 X、Y , X = 1、Y = 0。由式（3-18）可得当量动载荷Q=XRA=1x9267.07=9267.07N 再由公式：LfC I fPQ式中：为温度系数，在此取1.0；tfp为载荷系数，在此取1.2。x 10 6 s(3.14)所以 L =(1 x 132 x 10310 3 x 106 =3.82x109 s1.2 x 9267.07

51、 丿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n为 22.66vn 2 =am r/min2rr(3.15)式中：rr轮胎的滚动半径，m；v汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取3035amkm/h,在此取 35 km/h。所以由式（3-11）可得 n2 = 2.66 % 35 =169.27r/min；20.478而主动锥齿轮的计算转速n1=169.27x2.73=462.11r/mi n。所以轴承能工作的额定轴承寿(3.16)(3.17)命：Lh 二 h式中：n轴承的计算转速，r/min。由上式可得轴承A的使用寿命Lh =薦磐詡7778。 若大修

52、里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即L h = 3 ham所以Lh = 100000=2857.14h和Lh比较，Lh Lh，故轴承符合使用要求。h 35 h h h对于后轴承，在此选用30216型型轴承，此轴承的额定动载荷C为160KN，在此 rA径向力 R =21011.51N，轴向力 A =11682.26N，所以=0.556 e =0.42 查得 X =0.4，RY =1.4。由式（3-11 ）可得当量动载荷 Q=0.4x21011.51+1.4x11682.26=24759.77N。所以轴承 的使用寿命：10X106=2.737x108s(1 X 160 X 103 ) 3

53、L =(1.2 x 24759.77 丿Lh3.737 x 10860 x 462.11=9871.39h Lhh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 = R =11682.26N，A = A =2538.14N，在这里我们把二级主动齿轮22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，刚好满足要求，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

54、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：Rc=g轴承 D 的径向力：/f、, -2-fff0.5A d+ A d+ R e - R f+P e - P fj 22 m1丿2 1_ 2 1 _2(3.18)1RD=JIri/f“、f“-2-fff 0.5A d + A d fR c + R k+P c P kj 22 m1丿2 1_ 2 1 _2(3.19)式中： P2 , A ,R222d2md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；第二级主动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力。第二级减速主动齿轮（斜齿圆柱齿轮）的节圆直径ff p , A ,R111根据上面所算得的数据代入式（3-16），（3-17）可得0.5