汽車主減速器設(shè)計.

1、沈陽工學(xué)院ii主、本設(shè)計是對載貨汽車設(shè)計一個結(jié)構(gòu)合理、工作性可靠的雙級主減速器。此雙級主 減速器是由兩級齒輪減速組成。與單級主減速器相比，在保證離地間隙相同時可得到 很大的傳動比，并且還擁有結(jié)構(gòu)緊湊，噪聲小，使用壽命長等優(yōu)點。本文論述了雙級 主減速器各個零件參數(shù)的設(shè)計和校核過程。 設(shè)計主要包括：主減速器結(jié)構(gòu)的選擇、 從動錐齒輪的設(shè)計、軸承的校核。主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主 要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。對發(fā)動機(jī)縱置的汽車，其主 減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。關(guān)鍵詞：載貨汽車；雙級主減速器；齒輪；校核；設(shè)計ABSTRACTThis desig n i

2、s desig ns a structure to the truck to be reas on able, work related reliable two-stage main gear box. This two-stage main gear box is composed of two level of gear reducti ons. Compares with the sin gle stage main gear box, when the guara ntee ground cleara nee is the same may obtai n the very grea

3、t velocity ratio, and also has the structure to be compact, the no ise is small, service life long and so on merits. This article elaborated the two-stage mai n gear box each comp onents parameter computati on and the selectio n process, and through computati on exam in atio n. The desig n mainly in

4、 cludes: Main gear box structure choice, host, drive n bevel gears desig n, beari ngs exam in ati on .The main reducer in the tran smissi on lines used to reduce vehicle speed, in creased the torque , it is less depe ndent on the bevel of more gear drive of less bevel gear . Purchase of the Ion gitu

5、d inal engine automobiles, the main bevel gear reducer also used to change the driving force for the directi on of tran smissi on.Key words: Truck ； Two-stage Mai n Reduct ion Gea; Gear； Check沈陽工學(xué)院摘要 IAbstract II第1章緒論 11.1概述 11.1.1 主減速器的概述 11.1.2主減速器設(shè)計的要求 11.2主減速器的結(jié)構(gòu)方案分析 21.2.1主減速器的減速形式 21.2.2主減速器的齒

6、輪類型 21.2.3主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 31.3主要涉及內(nèi)容及方案 4第2章主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核 52.1主減速器傳動比的計算 52.1.1輪胎外直徑的確定 52.1.2主減速比的確定 62.1.3雙級主減速器傳動比分配 72.2主減速齒輪計算載荷的確定 82.3主減速器齒輪參數(shù)的選擇 102.4主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 122.4.1主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 122.4.2主減速器螺旋錐齒輪的強度校核 132.5第二級齒輪模數(shù)的確定 172.6雙級主減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇 182.7齒輪的校核 192.8主減速器齒輪的材料及熱處理 202.

7、9本章小結(jié) 21第3章軸承的選擇和校核 223.1主減速器錐齒輪上作用力的計算 223.2軸和軸承的設(shè)計計算 243.3主減速器齒輪軸承的校核 263.4本章小結(jié) 29第4章軸的設(shè)計 304.1 一級主動齒輪軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計 304.2中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 314.3本章小結(jié) 32第5章軸的校核 335.1主動錐齒輪軸的校核 335.2中間軸的校核 355.3本章小結(jié) 37結(jié)論 38參考文獻(xiàn) 3940附錄沈陽工學(xué)院第1章緒論1.1概述1.1.1主減速器的概述主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐 齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。對發(fā)動機(jī)縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改

8、 變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅(qū)動輪上要求必須具有一定的驅(qū)動力 矩和轉(zhuǎn)速，在動力向左右驅(qū)動輪分流的差速器之前設(shè)置一個主減速器后，便可使主減 速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸 及質(zhì)量減小、操縱省力1 0對于載貨汽車來說，要傳遞的轉(zhuǎn)矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要大得多， 以便能夠以較低的成本運輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機(jī)，這就對傳動系 統(tǒng)有較高的要求，而主減速器在傳動系統(tǒng)中起著非常重要的作用。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經(jīng)濟(jì)性日益成為人們關(guān)心的話題，這不 僅僅只對乘用車，對于重型載貨汽車，提高其燃油經(jīng)濟(jì)性也是各商用車生

9、產(chǎn)商來提高 其產(chǎn)品市場競爭力的一個法寶，因為重型載貨汽車所采用的發(fā)動機(jī)都是大功率，大轉(zhuǎn) 矩的，裝載質(zhì)量在十噸以上的載貨汽車的發(fā)動機(jī)，最大功率在140KW以上，最大轉(zhuǎn)矩也在700N m以上，百公里油耗是一般都在 34L左右。為了降低油耗，不僅要在發(fā) 動機(jī)的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。因此，在發(fā)動機(jī)相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機(jī)匹配性比較高的傳動系 便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設(shè)計新型的主減速器已成為了新的課題。1.1.2主減速器設(shè)計的要求驅(qū)動橋中主減速器的設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求 ：1、所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。2、外型尺寸要小，保證有必

10、要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。3、在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與動協(xié)調(diào)。4、在保證足夠的強度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。5、結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。本設(shè)計主要研究雙級主減速器的結(jié)構(gòu)與工作原理，并對其主要零部件進(jìn)行了強度校核1.2主減速器的結(jié)構(gòu)方案分析主減速器的結(jié)構(gòu)型式主要是根據(jù)其齒輪類型、主、從動齒輪的安置方法以及減速 形式的不同而異2。1.2.1主減速器的減速形式為了滿足不同的使用要求，主減速器的結(jié)構(gòu)形式也是不同的。根據(jù)主減速器的使用目的和要求的不同，其結(jié)構(gòu)形式也有很大差異。按主減速器 所處的位置可分為中央主減

11、速器和輪邊減速器，按參加減速傳動的齒輪副可分為單級 式主減速器和雙級式主減速器。按主減速器速比的變化可分為單速主減速器和雙速主 減速器兩種。單級式主減速器應(yīng)用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。雙級式主減速器 應(yīng)用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側(cè)車 輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速器。由于本文設(shè)計的是重型汽車主減速器，由于它的主傳動比比較大，故選用二級主 減速器34。1.2.2主減速器的齒輪類型根據(jù)主減速器的使用目的和要求的不同，其結(jié)構(gòu)形式也有很大差異。按主減速器 所處的位置可分為中央主減速器和輪邊減速器，按參加減速傳動的齒輪副可分為單級 式主減速器和雙級

12、式主減速器。按主減速器速比的變化可分為單速主減速器和雙速主 減速器兩種。按齒輪副結(jié)構(gòu)形式可分為圓柱齒輪式和圓錐齒輪式兩種。按齒型的不同，又分為螺旋錐齒輪和雙曲面錐齒輪。他們有著不同的特點：螺旋錐齒輪，其主、從動齒輪軸線相交于一點，交角可以是任意的，但在絕大多 數(shù)的汽車驅(qū)動橋上，主減速齒輪副都是采用90交角的布置。由于輪齒端面重疊的影響， 至少有兩對以上的齒輪同時嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受大的負(fù)荷。加之其齒輪不 是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端，使得其 工作平穩(wěn)，即使在高速運轉(zhuǎn)時，噪聲和振動也很小。傳動效率高，能達(dá)到99%，生產(chǎn)成本也較低，不需要特殊的潤滑，工

13、作穩(wěn)定性能好。但對嚙合精度很敏感。雙曲面齒輪的特點是主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對 從動齒輪軸線在空間偏移一距離。雙曲面齒輪傳動不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒 輪的彎曲強度提高約30%，齒面的接觸強度提高，選用較少的齒數(shù)，有利于增加傳動 比和降低轎車車身高度，并可減小車身地板中部凸起通道的高度，從而得到更大的離 地間隙，利于實現(xiàn)汽車的總體布置等優(yōu)點。但雙曲面齒輪加工工藝要求比較高。本文設(shè)計的雙級主減速器第一級選取弧齒錐齒輪，第二級選取圓柱齒輪。123主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作齒輪的正確嚙合，除了與

14、齒輪的加工質(zhì)量裝配調(diào)整及軸承主減速器殼體的剛度有關(guān)以 外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。1、主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和騎馬式支承兩種。查閱資料、文獻(xiàn)， 經(jīng)方案論證，采用懸臂式支承結(jié)構(gòu)（如圖 1.1（a）所示）。1調(diào)整墊片2 調(diào)整墊圈（a）懸臂式支承（b）騎馬式支承52圖1.1主動錐齒輪的支承型式2、從動錐齒輪的支承從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖 承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c d 有足夠的位置設(shè)置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，2.2所示）。為了增加支承剛度，兩軸 為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處 c - d應(yīng)不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能

15、均勻分配在兩軸承上，應(yīng)是 c等于或大于d圖1.2從動錐齒輪的支承型式1.3主要涉及內(nèi)容及方案其主要的內(nèi)容為有：1主減速比的計算；2主減速比的分配；3.級齒輪傳動機(jī)構(gòu) 的設(shè)計和校核；4.二級齒輪傳動的設(shè)計和校核；5.軸承的選擇和校核；6.軸的選擇。為 了達(dá)到增大離地間隙和柱減速器的功能要求，在這些內(nèi)容中最重要的是如何合理的分 配好主減速比。在這個過程中，只有反復(fù)的通過計算，不斷調(diào)整一、二級的減速比。主要方案：運用齒輪傳動原理，先用圓錐齒輪改變其轉(zhuǎn)矩的方向，并同時達(dá)到減 速增扭的目的。讓后再通過圓柱齒輪副最終達(dá)到我們自己所需要的速度和扭矩。第2章主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核2.1主減速器傳動比的計算2

16、.1.1輪胎外直徑的確定載貨汽車的參數(shù)如下表2.1：表2.1基本參數(shù)表名稱代號參數(shù)驅(qū)動形式4X2裝載質(zhì)里/t8.510總質(zhì)里/ t16發(fā)動機(jī)取大功率/ kw及轉(zhuǎn)速/ r/ minPemax -np140-2500發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩/ N.m及轉(zhuǎn)速/ r/ minTemax - nT700-1400輪胎型號11.00-20變速器傳動比igigl5.2i gh0.72最咼車速/ km / hVamax92由上表可知載貨汽車的輪胎型號為 11.00-20,其中20為輪*名義尺寸D、單位為 英寸。11.00為輪胎的寬B、單位也為英寸。b為輪*輪緣高度尺寸（單位mm），在這 里取B（ 14.00）如下圖所示

17、：通常乘用車輪胎斷面寬高比H/B的兩位百分?jǐn)?shù)表示為系列數(shù)，例如 H/B為0.88, 0.82，0.80，0.70，0.60，0.50 時，則分別稱其為 88，82，80，70，60，50 系列，轎車多采用的其后三種系列。商用車輪胎的高寬比為：有內(nèi)胎的為0.95;無內(nèi)胎為0.85。載貨汽車設(shè)計選用的輪胎是加深花紋的輪胎劉惟信版汽車設(shè)計表 2-20，型 號為11.00-20,可查得輪胎的外直徑為：dr=1100mm（ 2.1）dr =1.10m圖2.1輪胎的斷面圖2.1.2主減速比的確定主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。

18、io的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動系的總傳動比iT 一起由整車動力計算來確定。可利用在不同io下的功率平衡圖來研 究io對汽車動力性的影響。對發(fā)動機(jī)與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇io可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動 機(jī)最大功率Pemax及其轉(zhuǎn)速門卩的情況下，所選擇的i。值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的 最高車速Vamax。這時io值應(yīng)按下式來確定：io= 0.377rgVamaxi gh(2.2)式中 rr車輪的滾動半徑，片二乞刃壬厶口，單位m ；2i gh變速器最高檔傳動比；vamax 最高車速；np發(fā)動機(jī)最大功率時

19、的轉(zhuǎn)速。對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而最高車速稍有下降,i o 一般選得比上式求得的大10%-25%即按下式選擇:i0= (0.3770.472)5Vamaxl ghH 丨 LB式中 rr車輪的滾動半徑，m；i gh變速器最高檔傳動比；iFH分動器和加力器的最高檔傳動比;Lb輪邊減速器的傳動比。本設(shè)計中沒有分動器和加力器，所以iFH=1;也沒有輪邊減速器，所以iLB=1。按以上兩式求得的io值應(yīng)該與同類汽車的相應(yīng)值作比較，并考慮到主、從動主減速器齒輪可能有的齒數(shù)，將io值予以校正并最后確定下來。由式（2.2）得，取功率儲備系數(shù)為 0.420，即：i0 =0.420 一（ 2.4）V

20、 amax ighiFH i LB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。并與同類汽車比較也傳動比也相差不大，最終確定i0=8.18。因為i。大于了 7.6，所以得采用雙級主減速器。2.1.3雙級主減速器傳動比分配一般情況下第二級減速比 G與第一級減速比心之比值（心/山）約在1.42.0范 圍內(nèi)，而且趨于采用較大的值，以減小從動錐齒輪的半徑及負(fù)荷并適應(yīng)當(dāng)增多主動錐 齒輪的齒數(shù)，使后者的軸徑適當(dāng)增大以提高其支承剛度7;這樣也可降低從動圓柱齒輪以前各零件的負(fù)荷從而可適當(dāng)減小其尺

21、寸及質(zhì)量。在這里因為主減速比比較大， 為了使得二級主減速器從動齒輪的直徑小一些，可以取心/*也小一些，在這里取1.1。一般，雙級主減速器第一主動錐齒輪的齒數(shù)乙多在915范圍內(nèi)8，由于一般常規(guī)的載貨汽車乙最大可取到11,為了提高主動齒輪的強度，我們在這里取最大乙=11,則可算得：i01 1九73其Si、需=3.00修定總傳動比得i0譏心19。2.2主減速齒輪計算載荷的確定(2.5)(2.6)通常是將發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時兩種情況 下作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（Tje、Tj ,）的最小者，作為載貨汽車和越野汽 車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算

22、載荷。即Tje=Temax blK。T/ nG2： rrLBLB式中 Temax 一一發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N mTL由發(fā)動機(jī)到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比,iTL = i0 i1=8.19 5.2=42.59;T上述傳動部分的效率，取T=0.9；K。一一超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野車以及液力傳動的各類 汽車取K =1 ；n 該車的驅(qū)動橋數(shù)目，在這里 n =1；G2 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷，N ;對后橋來說應(yīng)該考慮到汽車加速時的負(fù)荷增大；:輪胎對路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85,對于越野汽車取=1.0，對于安裝專門的防滑寬

23、輪胎的高級轎車取=1.25；rr 車輪的滾動半徑，m；LB,iLB 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率和減 速比（例如輪邊減速器等），在這里取LB =1 ,心=1。由表2-1中可知，把Temax =700（ N m）代入式（2-5）得:Tje=Temax TL K0 T，nTje=700N m 42.59 1 0.9/1Tje =26831.70( N m)各類汽車軸荷分配范圍如下圖:表2.2驅(qū)動橋質(zhì)量分配系數(shù)車型空載滿載前軸后軸前軸后軸轎車前置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動56%66%34%44%47%60%40%53%前置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動50%55%45%50%45%50%50%55%后

24、置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動42%59%41%50%40%45%55%60%貨車4X 2后輪單 胎50%59%41%50%32%40%60%68%4X2后輪雙胎，長頭、短頭車44%49%51%55%27%30%70%73%4X2后輪雙胎，平頭車49%54%46%51%32%35%65%68%6X 4后輪雙 胎31%37%63%69%19%24%76%81%本文設(shè)計車型為4 2后輪雙胎，平頭車，滿載時前軸的負(fù)荷在32%35%,取34%;后軸為65%68%,取66%。該車滿載時的總質(zhì)量為G=16t，則可求得前后軸的軸荷G1 和G2(2.8)(2.9)G1 =0.34 G=0.34 16t =5.44tG2=0

25、.66 G =0.66 16t=10.56t把式（2.1）和式（2.9）的值代入式（2.6）,可得LB LB4Tj=1.056 109.8N0.85 0.55m(2.10)1x1Tj =48380.640( N m)取Tjmin (T je、J，即 f =26831.70 (N m)為強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車倆穩(wěn)定，其正常持轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均 牽引力的值來確定的，即主加速器的平均計算轉(zhuǎn)矩為(2.11)5 = (3 J 仟(fR 第 fp)I lb lb n式中：Ga 汽車滿載總重1.6 104 9.8=156800N ；G T所

26、牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取Gt =0;fR道路滾動阻力系數(shù)，載貨汽車的系數(shù)在0.0150.020;初選fR=0.018;fH 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。貨車和城市公共汽車通常取0.050.09,可初取 fH =0.08;fP 汽車性能系數(shù)(2.12)0.19嗎G)P _100Temax當(dāng) 0.195(Ga Gt) =43.6816時，取 fP=0。Temaxrr，Ilb， LB，n，Temax 等見式(2.5) (2.6)下的說明。把上面的已知數(shù)代入式(2.11)可得：(2.13)Tjm = (Ga Gt) rr (fR fHfP)=8451.52 ( N m)I LB L

27、B n2.3主減速器齒輪參數(shù)的選擇1、齒數(shù)的選擇對于普通雙級主減速器，由于第一級減速比ioi比第二級的i02小一些，這時第一級 主動錐齒輪的齒數(shù)zi可選得較大些，約在915范圍內(nèi)。第二級圓柱齒輪的傳動齒數(shù) 和可選在68_10的范圍內(nèi)。在這里我們選擇 乙=11。則z2二乙i01=11 2.73 =30.03取z2 =30，修正第一級的傳動比i01=2.73; i023.00。z1i012、節(jié)圓直徑的選擇節(jié)圓直徑的選擇可根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩(見式2-5,式2-6中取兩者中較小的一個為計算依據(jù))按經(jīng)驗公式選出：d Kd2 3 T；(2.14)式中：Kd2直徑系數(shù)，取Kd2=1316;Tj計算轉(zhuǎn)矩

28、，N m,取Tj .：，Tje中較小的，第一級所承受的轉(zhuǎn)矩：Tje=丄=8943.90 ( N m )(2.15)i02把式(2.15)代進(jìn)式(2.14)中得到 d2 = 269.84332.12 mm;初取 d2=300mm。3、齒輪端面模數(shù)的選擇當(dāng)d2選定后，可按式mt二d2/z2可算出從動齒輪大端模數(shù)，g =10 mm。4、齒面寬的選擇汽車主減速器螺旋錐齒輪齒面寬度推薦為：F=0.155d2 =46.50mm，可初取 F2=50mm。5、螺旋錐齒輪螺旋方向一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離 的趨勢。6、螺旋角的選擇螺旋角應(yīng)足夠大以使齒面重疊系數(shù)mF -

29、1.25。因mF愈大傳動就越平穩(wěn)噪聲就越低。螺旋角過大時會引起軸向力亦過大，因此應(yīng)有一個適當(dāng)?shù)姆秶Ｔ谝话銠C(jī)械制造 用的標(biāo)準(zhǔn)制中，螺旋角推薦用35 9。7、齒輪法向壓力角的選擇根據(jù)格里森規(guī)定載貨汽車和重型汽車則應(yīng)分別選用20 2230的法向壓力角則在這里選擇的壓力角為202.4主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算2.4.1主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸的計表2.3雙級主減速器一級齒輪的幾何尺寸計算用表序號項目計算公式計算結(jié)果1主動齒輪齒數(shù)Z1112從動齒輪齒數(shù)Z2303大端模數(shù)mt10.00mm4齒面寬bb2 =50 mm5工作齒高h(yuǎn)g = H 1mh

30、g = 17.00 mm6全齒高h(yuǎn) = H 2mh =18.887法向壓力角Cta =20 8軸交角E送=90 9節(jié)圓直徑d =m zd1 = 110mmd2=300 mm10節(jié)錐角和=arcta nZ2丫2 =90 -Y1篤=20.14 =Y2=69.86 11節(jié)錐距d1d2A 0 =:=:2sin ;/1 2sin ；A 0=159.74 mm12周節(jié)t=3.1416 mt=31.42 mm13齒頂咼ha1 = hg ha2ha2 = ka mha1=11.88 mmha2 =5.12 mm14齒根高h(yuǎn)f = h - hahf1=7.00 mmhf 2 =13.76 mm15徑向間隙c=

31、h - hgc=1.88 mm序號項目計算公式計算結(jié)果16齒根角5 = arcta n 丄 Ao& =2.51 ：d2 = 4.92%1八+；V01= 25.06 ：17面錐角%2 =篤 + 01%2 = 72.37 R1 =珀一 1 ；VR1 =17.63 18根錐角7- YR2 _2 _ 巾YR2 =64.94 d01 = d1 +2ha1cos?1d01 =132.31 mm19齒頂圓直徑d02= d2 +2ha2COS?2d 02 =303.53 mm節(jié)錐頂點至齒輪外2Ak1 = - ha1sin 認(rèn)2Ak1 =145.91 mm20緣距離d 1斗Ak2 = 一 ha2sin ； 22

32、Ak2 =50.19 mm21理論弧齒厚3 = S2 = mS = S2 =10 mm22齒側(cè)間隙B =0.254 0.3300.320mm23螺旋角PP =35 242主減速器螺旋錐齒輪的強度校核在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)對其強度進(jìn)行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進(jìn)行強度計算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式 及其影響因素。螺旋錐齒輪的強度計算：1主減速器螺旋錐齒輪的強度計算單位齒長上的圓周力，如圖2.2所示：PP=F（ 2.16）式中：p單位齒長上的圓周力，N/mm ；P作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計算；F

33、 從動齒輪齒寬，及 F =b =50 mm。圖2.2主動錐齒輪受力圖按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算時:Temax ig 1。diF=1323.64N m(2.17)按最大附著力矩計算時:rr 103=6582.40N / mm(2.18)上式中：G2 后輪承載的重量，單位 N ；：輪胎與地面的附著系數(shù)，查劉惟信版汽車設(shè)計表9-13, =0.85；rr 輪胎的滾動半徑，m ；d2從動輪的直徑，mm?？傻玫捷d貨汽車一檔時的單位齒長上的圓周力 p許=1429 N m。式（2.17）所 算出來的值小于P許，所以符合要求，雖然附著力矩產(chǎn)生的p很大，但由于發(fā)動機(jī) 最大轉(zhuǎn)矩的限制p最大只有1429N m 0可知，校核

34、成功。2、輪齒的彎曲強度計算汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應(yīng)力匚w(N / mm2)為(2.19)宀 2 103 Tj Ko Ks 心7 二Kv F z m2 J式中：Ko 超載系數(shù)1.0;Ks 尺寸系數(shù) Ks=. m =0.792; 25.4Km 載荷分配系數(shù)，當(dāng)一個齒輪用騎馬式支承型式時，Km二1.101.25;取 Km=1.1；Kv質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精 度高時，取1;m端面模數(shù)，mm。m=10mm;F齒面寬度，mm;z齒輪齒數(shù)；T 齒輪所受的轉(zhuǎn)矩，N m;J計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，見圖2.1。相哄舎窗輪的無疑圖2.3彎曲計算用綜合系數(shù) J由

35、上圖可查得：小齒輪系數(shù) J1 =0.220,大齒輪系數(shù)J? =0.187;把這些已知數(shù)代 入式(2.19)可得：3T Ko Ks Km 2 108946.66 1.0 0.796 1.1-w1Kv2 =2F z m J11 50 11 100.220 2.73=474.30N mm2T K0 KS Km 2 103 8946.66 1.0 0.796 1.1w2Kv F z m2 J221 50 30 100.187=586.48N. mm2汽車驅(qū)動橋的齒輪，承受的是交變負(fù)荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。按 Tj ,Tje中最小的計算時，汽車主減速器齒輪的

36、w1w2許用應(yīng)力為700MPa（或按不超過材料強度極限的75%）。根據(jù)上面計算出來的 廠“匚 分別為 474.30N/mm2 ( 474.30MPa) 586.48N/mm2 ( 586.48MPa)，它們都小于 700MPa，所以校核成功。3、輪齒的接觸強度計算螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應(yīng)力（MPa）為:式中：Cp材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6N 2 / mm；K。，Km，Kv見式（2-19）下的說明，即 K=1, Km=1.1，匚=1;Ks尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，可取1；Kf 表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取1；T1j主動齒輪的計算轉(zhuǎn)

37、矩；J 計算應(yīng)力的綜合系數(shù)，見圖3.2所示，可查的J =0.102圖2.4接觸強度計算綜合系數(shù)J按發(fā)動機(jī)輸出的轉(zhuǎn)矩計算可得:r Cp .2 Tij Ko Ks Km Kf -103 =232.6 ：2 8946.66 1 1 1.1 1 103a di Kv F J= 110：1 50 0.102 2.73=2514.16MPa按發(fā)動機(jī)平均輸出的轉(zhuǎn)矩計算可得：疔 CP I2 T1j K0 Ks Km Kf 10 = 232.6 2 8451.52 1 1 1.1 1 1035 一 d1 Kv F J= 110 .1 50 0.102 10.46=1248.37MPa汽車主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)

38、力為：當(dāng)按式（2.5），（2.6）中較小者計算時許用 接觸應(yīng)力為2800MPa，二je小于2800MPa，所以校核成功；當(dāng)按發(fā)動機(jī)平均輸出的轉(zhuǎn) 矩計算時許用接觸應(yīng)力為1750MPa，二jm小于1750MPa，所以校核成功。2.5第二級齒輪模數(shù)的確定1、材料的選擇和應(yīng)力的確定齒輪所采用的鋼為20CrM nTi滲碳淬火處理，齒面硬度為5662HRC， -HLim =1500MPa，二fe = 850MPa 9。由于齒輪在汽車倒檔時工作的時間很少，并且一 檔時的轉(zhuǎn)矩比倒檔時的轉(zhuǎn)矩大，所有我們可以認(rèn)為齒輪只是單向工作。斜齒圓柱齒輪 的螺旋角B可選擇在1620這里取B =16，法向壓力角口 =20。由

39、i022 =3.00，乙 z2 =68 士 10 =58 78 取 z1 z2 =68 得乙=17，z2 =51，修正乙傳動比i023.00，其二級從動齒輪所受的轉(zhuǎn)矩 T2 =894390 3.00 = 26831.70N m。17取Sf =1.25,Sh =1 查李仲生主編的機(jī)械設(shè)計書表11-5;取Zh =2.5,Ze =189.8查李仲生主編的機(jī)械設(shè)計書表 11-4得：61珂二F2二 H1二二 H2=FESf850 MPa =680MPa1.25HLimSh1500 MP, =1500MPa12、齒輪的彎曲強度設(shè)計計算2 KTbdmnYFaYsa 汀F】=680MPa(2.21)式中：K

40、載荷系數(shù)，齒輪按8級精度制造取K =1.3 ;T所計算齒輪受的轉(zhuǎn)矩;b齒寬；d計算齒輪的分度圓直徑;mn 模數(shù)；Zv2YFa 齒型系數(shù)，由當(dāng)量齒數(shù)51Zv1cos3 -=19, cos 16COS3COS31656及可得沿吃96；泉2=2.35查李仲生主編的機(jī)械設(shè)計=1.70由Zv查李仲生主編的機(jī)械書圖11-8;法向模數(shù)mn3 2KT1 YFaMa1 -諾2S設(shè)計書圖11-9 o因丫Fa1丫Sa1 二 2.96 1.55 = 0.0 0 6 75丫Fa2Ysa2 二 2.35 1.70 = 0.00588 二 F1 6 8 0 二 F2 680Ysa 應(yīng)力修正系數(shù)，可得Ysa1=1.55, Y

41、sa2故應(yīng)對小齒輪進(jìn)行彎曲強度計算:式中：d齒寬系數(shù)，d=0.8，查李仲生主編的機(jī)械設(shè)計書（表 11.6）3 2 X 894390 10 296 1.55曲16 =8.82mm680把已知數(shù)代入上式得：3 2KT1 丫尸玄仏20.8 172mn 峯 一T - 一 COS.dZ由李仲生主編的機(jī)械設(shè)計書表 4-1取mn =9mm102.6雙級主減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇正常齒標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸見表3-2 o表3.2正常齒標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸計算名稱代號計算公式齒頂咼haha =l%n * mn，其中 l%n = 1頂隙CC =Cn * mn，其中 Cn = 0.25齒根高

42、hfhf =ha + c=1 .25mn齒高h(yuǎn)h = ha + hf = 2.25mn分度圓直徑d.mnZ d =cosP頂圓直徑dada =d + 2ha = d +2 mn根圓直徑dfdf = d -2hf = d -2.5mn中心距ad1 +d2 mn(Z1 + Z2 )22cosPA =m乙z2 cos :=315.93mm,取 A=316mm;ha = han mn =9mm, c = cn mn =2.25mm,hf = ha+ c=1.25mn =11.25mm, h = ha + hf =2.25mn =20.25mm, d mnZ =158mm, cos Pd mnZ2 =

43、474mm, da1 =d1 2mn=176mm, da2 = d2 2mn=492mm, cos Pdf1 p -2.5mn = 135.5mm : 136mm , d f2 二 d2 - 2.5mn = 451.5mm、452mm ,齒寬b = Id1 = 0.8 158 = 126.4mm,為了安全把齒寬可取大些，在這里取 b = 132mm2.7齒輪的校核1、齒輪彎曲強度校核 主、從動齒輪的彎曲強度,bd1mnFa1 1 Sa1把上面已知數(shù)據(jù)代入式(2.21)得:2 1.4 8943.90 1032.96 1.55MPa132 158 9=612.12十 f =680MPa-F12KT

44、1bd2mn丫Fa2丫Sa2214 2683170 103 2.35 1.70MPa132 474 9= 533.00MPa 乞；十=680MPa齒輪的彎曲強度滿足要求。2、齒面接觸強度校核2KT u 1乙詆譏d2八=1500吧(2.22)式中：Ze 材料彈性系數(shù)，Ze =2.5；Zh 節(jié)點區(qū)域系數(shù)，Zh =189.8;Zp 螺旋角系數(shù)，Zp=Jcos0 =0.98；u齒數(shù)比，u = z從.z主=3.00;主動齒輪的齒面接觸強度為：2Ku 1:-H1 = ZEZH Z 2 ；bdi2u=2.5 189.8、cos162 1.4 8943.90 103132 15823.00 13.00MPa=

45、1480.23MPa E；H=1500MPa主動齒輪的齒面接觸強度符合要求。從動齒輪的齒面接觸強度為：=2.5 189.8如62 1.4 26831.70 1。3X 132 47423.00 13.00MPa2KT2u 1bd22u二 H 2= Z e Z h Z=854.61 MPa 乞；H =1500MPa從動齒輪的齒面接觸強度也符合要求。根據(jù)上面的校核，一級和二級減速齒輪都 滿足要求，校核成功。2.8主減速器齒輪的材料及熱處理驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒 面疲勞點蝕（剝落

46、）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對于驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理 應(yīng)有以下要求：1、 具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故齒 表面應(yīng)有高的硬度；2、輪齒心部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；3、鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易于控 制，以提高產(chǎn)品的質(zhì)量、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率；4、選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金 鋼制造，齒輪所采用的鋼為20CrM nTi11。用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面

47、硬度應(yīng)達(dá)到5864HRC，而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù) m 8時為2945HRC12。由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早 期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對研磨） 后均予與厚度0.0050.0100.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應(yīng)用于補 償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。對齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命達(dá) 25%。對于滑動速度高的齒輪，為了提高 其耐磨性，可以進(jìn)行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦 系數(shù)可以顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn) 生11。2

48、.9本章小結(jié)本章通過所給的參數(shù)對總傳動比的確定，并通過自己所設(shè)計的載貨汽車的基本情 況，參照現(xiàn)有的車型，合理分配一、二級的傳動比。通過經(jīng)驗公式對一級、二級嚙合 齒輪的齒數(shù)和模數(shù)進(jìn)行設(shè)計，選擇齒輪所用的材料，并通過強度校核公式對所設(shè)計的 齒輪進(jìn)行校核。使得齒輪符合強度和剛度的要求，并得出符合要求的齒輪參數(shù)，同時 對傳動比進(jìn)行修正。第3章軸承的選擇和校核3.1主減速器錐齒輪上作用力的計算1、錐齒輪齒面上的作用力錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿 齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉(zhuǎn)矩。

49、汽車在行駛過程中，由于 變速器擋位的改變，且發(fā)動機(jī)也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩 處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量 轉(zhuǎn)矩Td進(jìn)行計算。作用 在主減速器 主動錐齒 輪上的當(dāng)量 轉(zhuǎn)矩可按下式計算：Td = Te max fT1 II + fi2 ig2100 丿 、a3fT2 II + fi3 ig3100 丿I,3/打31丄 丄|十+ fiR igR100 丿 超速擋超速擋fi fT 8080I擋110.82110.50.5n擋942.56433.52fi川擋90201627151175擋7580.76550855915V擋77.5超速

50、擋3030I擋6070657070505050n擋6065607070606060fT川擋5060506060707070擋60506060607070V擋60超速擋7570注：表中Kt二誌，其中皿一發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N m ； Ga汽車總重力，kN。經(jīng)計算Td為668.82N m。2、齒寬中點處的圓周力齒寬中點處的圓周力為2TP =丿 N（3.2）dm式中：T 作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩見式 （3.1）;dm該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑；對于螺旋錐齒輪d2m “2 - F S i 門2d _ d Z1（ 3.3）d1m 一 d2mZ2”式中：dim,d2m 主、從動齒面寬中點分度

51、圓的直徑；F從動齒輪齒寬；d2 從動齒輪節(jié)圓直徑；Zi,Z2主、從動齒輪齒數(shù)；2從動齒輪的節(jié)錐角。由式（3.12）可以算出：dim = 92.79mm, d2m = 253.06mm。按式（3.11）主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力P = 2 668.82 =14415.78N92.79主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 P2=P =14415.78N。3、錐齒輪的軸向力和徑向力一級減速機(jī)構(gòu)作用在主、從動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為:(3.4)P_A1tan ： sin sin : cos cos -A2 tan ： sin -sin : cos(3.5)cos卩R1 = tan： cos -sin : sin(