1、摘 要本设计是针对斯太尔重型车而进行的双级主减速器设计。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，双级减速器具有降低转速,增大扭矩的特点,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。双级主减速器与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上该设计包含了双级主减速器各零件参数的设计和校核。主要包括：主减速器结构的选择、主动锥齿轮传动比选择与齿轮设计、从动锥齿轮的设计、轴承的选择与校核，轴的选择与校核。在设计中，要选择正确的传动比以满足主从动锥齿轮的齿数分配，主减速
2、器是汽车传动系中减小降低转速、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的方向。关键词：载货汽车；双级主减速器；齿轮；校核；设计ABSTRACTThis 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. Com
3、pares 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.Two-stage main reducer and a single-stage than in the same ground clea
4、rance to ensure a large transmission ratio available, but the size, quality are larger, higher cost. It is mainly used in medium and heavy trucks, SUVs and buses onThis article elaborated the two-stage main gear box each components parameter computation and the selection process, and through computa
5、tion examination. The design mainly includes: Main gear box structure choice, host, driven bevel gears design, bearings examination. In the design, to select the correct gear ratio to satisfy the number of teeth of driving and driven bevel gear allocation The main reducer in the transmission lines u
6、sed 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-stag
7、e 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 国内外研究现状 11.1.3 主减速器设计的要求 21.2 主减速器的结构方案分析 21.2.1 主减速器的齿轮类型 21.2.2 主减速器的减速形式 31.2.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 41.3 本设计主要内容及方案 5第 2 章 主减速器的结构设计与校核 .62.1 主减速器传动比的计算 72.1.1 主减速比的确定 72.1.2 双级主减速器传动比分配 82.2 主减速齿轮计算载荷的确定 82.
8、3 主减速器齿轮参数的选择 .112.4 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 .142.5 第二级齿轮模数的确定 .182.6 双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择 .192.7 齿轮的校核 .202.8 主减速器齿轮的材料及热处理 .212.9 本章小结 .22第 3 章 轴的设计 233.1 一级主动齿轮轴的机构设计 .233.2 中间轴的结构设计 .243.3 本章小结 .25第 4 章 轴的校核 264.1 主动锥齿轮轴的校核 .264.2 中间轴的校核 .274.3 本章小结
9、.29第 5 章 轴承的选择和校核 305.1 主减速器锥齿轮上作用力的计算 .305.2 轴和轴承的设计计算 .335.3 主减速器齿轮轴承的校核 .345.4 本章小结 .37第 6 章 差速器设计 376.1 概述 .376.2 差速器齿轮的基本参数选择 .376.3 差速器的几何尺寸计算与强度计算 .396.3.1 差速器齿轮的几何尺寸计算 .396.3.2 差速器齿轮的强度计算 .416.4 本章小结 .42第 7 章 半轴设计 437.1 概述 .437.2 半轴的设计与计算 .437.2.1 全浮式半轴的设计计算 .437.2.2 半轴的结构设计及材料与热处理 .457.3 本章
10、小结 .45结论 .46致谢 .47参考文献 .48附录 .491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。对于重型车来说，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
11、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。 因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且
12、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 国内外研究现状据我国工信部消息，2015 年重卡市场的产能规划在 300 万量以上。在这样的汽车行业市场需求下，作为汽车工业的重要配套行业，中国车桥行业的产销量同样呈上升趋势。随着汽车行业的高速发展，汽车在节能，环保，舒适等方面的性能将显著提升，这就要求车桥产品的性能进一步提高。车桥作为重卡的核心总成，其重要性受到越来越多的关注。科技的迅猛发展也将带领未来重卡车桥朝着轻量化，大扭矩，长寿命和地生产成本的方向发展，同时技术含量高的驱动桥附件和电子技术将会得到广泛的应用。在我国重卡中单级桥因
13、为桥包尺寸大，离地间隙小，导致通过性较差，应用范围相对较小，双级减速器的应用占有很大一部分比例。我国重卡大量使用的斯太尔驱动桥属于典型的双级减速器，其二级减速的结构，主减速器总成相对较小，桥包尺寸减小，因此离地间隙加大，通过性好，承载能力较大。广泛用于公路运输，以及石油，工矿，林业，野外作业和部队等多种领域的车辆。不过，双级减速器也有传动效率低，油耗高，结构相对复杂，产品价格高等缺点。在欧、美重卡中双级主减速器后驱动桥只占整个产品的 40%，且有呈下降趋势，在美国只占 10%；日本采用该结构的产品更少。其原因是这些地区的道路较好，采用单级减速双曲线螺旋锥齿轮副成本较低，故大部分均采用这种结构。
14、而亚洲、非洲和南美国家则采用双级主减速器的驱动桥，用于非道路和恶劣道路使用的车辆(工程自卸车等)。当地道路愈差则采用双级主减速器驱动桥愈多，反之，则愈少。国外汽车驱动桥已普遍采用限滑差速器、湿式行车制动器等先进技术。限滑差速器大大减少了轮胎的磨损，而湿式行车制动器则提高了主机的安全性能，简化了维修工作。国内仅一部分车使牙嵌式差速器。限滑差速器成本较高，因而在多数国产驱动桥上一直没有得到应用。目前向国内提供限滑差速器的制造商主要是美国 TraCtech公司和德国采埃孚公司。美国 Tractech 公司在苏州的工厂即将建成投产，主要生产牙嵌式、多片摩擦盘式差速器。1.1.3 主减速器设计的要求主减
15、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。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。31.2.1 主减速器的齿轮类型根据主减速器的使用目
16、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 交角的布置。由于轮齿端面重叠的影90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
17、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。（如
18、图1.1 所示）a)螺旋锥齿轮传动 b)双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传动 d)蜗杆传动 图 1.1 主减速器齿轮传动形式1.2.2 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
19、，则称轮边减速器。 由于本文设计的是斯太尔重型汽车主减速器，由于它的主传动比比较大，故选用二级主减速器 34。1.2.3 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 1.2（a） 所示）。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 1.3 所示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内
20、，以减小尺寸 。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体dc处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性， 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 等于或大于 。cd1调整垫片 2调整垫圈（a）悬臂式支承 （b）骑马式支承图 1.2 主动锥齿轮的支承型式5图 1.3 从动锥齿轮的支承型式1.3 本设计的主要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. 轴的设计；6.轴承的选择和校核。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
21、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。方可达到设计目的。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。然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斯太尔重型车的参数如下表 2.1：表 2.1 基本参数表名称 代号 参数驱动形式 42装载质量t 8.510总质量t 16发动机最大功率kw 及转速r min - 140-2500maxePpn发动机最大转矩N.m 及转速 rmin - 700-1400T轮胎型号 11.00-205.2gli变速器传动比 gi0.7
22、2h最高车速kmh 92maxv由上表可知该重型车的轮胎型号为 11.00-20，其中 20 为轮胎名义尺寸 D、单位为英寸。11.00 为轮胎的宽 B、单位也为英寸。b 为轮缘高度尺寸（单位 mm） ，在这里取 B=14.00（ 如图 2.1 所示）：重型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，可查得轮胎的滚动半径为 1：r r =516.58139mm。7图 2.1 轮胎的断面图 2.1.1 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。 的选择应在汽车总体设计
23、时和传0i动系的总传动比 一起由整车动力计算来确定。可利用在不同 下的功率平衡图来研Ti 0i究 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 可使汽0i 0i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 的情况下，所选择的 值应能保证这些汽车有尽可能高maxepn0i的最高车速 。这时 值应按下式来确定：v0i（2.2）ghaprivnimx037.式中 车轮的滚动半径, = =0.5166 ，单位 ；r r2d变速器最高档传动比；ghi最高车速；maxv发动机最大功率时的转速。pn对于其他
24、汽车来说，为了得到足够的功率储备而最高车速稍有下降， 一般选得0i比上式求得的大 10%25%，即按下式选择：=（0.3770.472） （2.3） 0i LBFHghaprivnmx式中 车轮的滚动半径，m；r变速器最高档传动比；ghi分动器和加力器的最高档传动比；FH轮边减速器的传动比。LBi本设计中没有分动器和加力器，所以 =1；也没有轮边减速器，所以 =1。按FHi LBi以上两式求得的 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0i轮可能有的齿数，将 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 0.377，即：=0.377 （2.4） 0iLBFHg
25、haprivnmx把 =0.51658 、 =2500r/min、 =90km/h、 =1、 =1、 =0.72 代入rpnaxFHiLBighi式（2.4）中，即得 =7.40。并与同类汽车比较也传动比也相差不大，最终确定0i=7.40。因为 较大，所以采用双级主减速器。0i2.1.2 双级主减速器传动比分配一般情况下第二级减速比 与第一级减速比 之比值（ / ）约在 1.42.002i01i02i1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及各零件的负荷从而可适当减小其尺寸及
26、质量。在这里取 / =1.68。一般，02i1双级主减速器第一主动锥齿轮的齿数 多在 915 范围内 8，我们在这里取最大1z=15，则可算得： = ，其 = = =3.52。1z01i0.268.2i01.472.2 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（ 、 ）的最小者，作为载货汽车和越野汽jeTj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= / （2.5）jeTTlKi0maxn= （2.6）jLBriG2式中 发动机最大转矩，maxeTN9由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的
27、传动系最低档传动比，TLi= =5.2 2.1=10.92；TLi01gi上述传动部分的效率，取 =0.9；T超载系数，对于一般重型汽车、矿用汽车和越野车以及液力传动的各0K类汽车取 =1；0该车的驱动桥数目，在这里 =1；nn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2G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；车轮的滚动半径，0.5166m；r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LBi,速比（例如轮边减速器等） ，在这里取
28、 ， 。1LBLBi由表 2-1 中可知，把 =700( )代入式（2-5）得：maxeTN= /j TTLKi0n=700 5.22.10.9/1je=6879.6 ( ) （2.7）jN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空载 满载车型前轴 后轴 前轴 后轴轿车 前置发动机 56%66% 34%44% 47%60% 40%53%前轮驱动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%42 后轮单胎50%59% 41%50% 32%40% 60%68%42 后轮双胎，长头、短
29、头车44%49% 51%55% 27%30% 70%73%42 后轮双胎，平头车49%54% 46%51% 32%35% 65%68%货车64 后轮双胎31%37% 63%69% 19%24% 76%81%本文设计车型为 4 后轮双胎，平头车，满载时前轴的负荷在 32%35%，取 34%；2后轴为 65%68%，取 66%。该车满载时的总质量为 =16 ，则可求得前后轴的轴荷Gt和1G2=0.34 =0. .8 （2.8）1G=0.66 =0. .8=N （2.9）2把式（2.1）和式（2.9）的值代入式（2.6） ，可得=jTLBri2=13572 ( ) j mN（2.10）取 ，即 26
30、044.2 ( )为强度计算中用以验算主减速器从)(minjjejT、 minj 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辆稳定，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11= （2.11）jmT)()(PHRLBrTaffniG式中： 汽车满载总重 1.6 9.8aG410所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取 =0；T TG道路滚动阻力系数，载货汽车的系数在 0.0150.020；初选 =0.016；Rf Rf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H0.050.09，可初取 =0.07；Hf汽车性能系数Pf（2.1
31、2） )(195.06maxeTPGf 当 =46.4116 时，取 =0。max)(195.0eTGPf， ， ， ， 等见式（2.5） （2.6）下的说明。rLBinmaxe把上面的已知数代入式（2.11）可得：= =2019.36（ ） jmT)()(PHRLBrTaffniGmN（2.13）2.3 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 比第二级的 小一些，这时第一01i02i级主动锥齿轮的齿数 可选得较大些，约在 915 范围内。第二级圆柱齿轮的传动齿1z数和可选在 68 的范围内。在这里我们选择 =15。则 =15 2.1=31.5 取01z0
32、12iz，修正第一级的传动比 =2.07； 。312z 120zi57.3012i2、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）322jdTK式中： 直径系数，取 =1316；2dK2d计算转矩， ，取 ， 中较小的，第一级所承受的转矩：jTmNjje= =9106.36（ ） （2.15）jT02ie把式（2.15）代进式（2.14）,初取 =248。2d3、齿轮端面模数的选择 当 选定后，可按式 可算出从动齿轮大端模数， 。2d2/zmt8tm4、齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮(从动
33、)齿面宽度推荐为：F2=0.155 =38.252 ，可初取 F =38mm。2d2主动锥齿轮：F1=(1+%10) F2=41.8mm，取 42mm。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 2。6、螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使齿面重叠系数 1.25。因 愈大传动就越平稳噪声就FmF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 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 的法向压力角。03则在这里选择的压力角为 。5.22.
34、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表 2.3 双级主减速器一级齿轮的几何尺寸计算用表13序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果1 主动齿轮齿数 1z 152 从动齿轮齿数 2 313 大端模数 tm8m4 齿面宽 b2b=385 工作齿高 Hhg113.6gh6 全齿高 2 =15.1047 法向压力角 =5.28 轴交角 9 节圆直径 =dmz1201dm=248210 节锥角arctan121=90-2 =18.5=64.2211 节锥距 A = 1sind=02iA =137.900m12 周节 t=3.1416 m t=3.
35、1416 13 齿顶高21agahk2 =9.1921ah=4.408214 齿根高 =fa =5.9121fm=10.696215 径向间隙 c= ghc=1.50416 齿根角 0arctnAf=2.461=4.44217 面锥角；2102=30.2401=66.66218 根锥角 ；11R =23.341R序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果22R=59.762R19 齿顶圆直径110cosahd=22=136.5501dm=251.80220节锥顶点至齿轮外缘距离11sinakA2d2h=144.811kA=50.19221 理论弧齿厚 1sm= =101s2m22 齿侧间隙
36、=0.2540.330B0.260mm23 螺旋角 =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） FPp式中： 单位齿长上的圆周力，N/mm；pP作用在齿轮上的圆周力， N，按发动机最大转矩 和最大附着力矩两maxeT种载荷工况进行计算；从动齿轮齿宽，及 = 。FF38bm15图 2.2 主动锥齿轮受力图按发动机最大转矩计算时：=1
37、396 （2.17） FdiTpge2103maxmN按最大附着力矩计算时：=7099.70 （2.18）FdrGp2103/上式中： 后轮承载的重量，单位 ；2 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；轮胎的滚动半径， ；r m从动轮的直径， 。2d可得到载货汽车一档时的单位齿长上的圆周力 =1429 。式（2.17）许pmN所算出来的值小于 ，所以符合要求，虽然附着力矩产生的 p 很大，但由于发许p动机最大转矩的限制 p 最大只有 1429 。可知，校核成功。mN2、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 为)/(2mNw（2.19）Jmz
38、FKTvSjw20312式中： 超载系数 1.0；0K尺寸系数 = =0.75；s sK4.25m载荷分配系数，当一个齿轮用骑马式支承型式时， 1.101.25；m mK取 =1.1；m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vK度高时，取 1；端面模数， 。 =8 ；m齿面宽度， ；F齿轮齿数；z齿轮所受的转矩， ；TmNJ计算弯曲应力用的综合系数，见图 2.3。图 2.3 弯曲计算用综合系数 J由上图可查得：小齿轮系数 0.27，大齿轮系数 0.205；把这些已知数代入式1J2（2.19）可得：=120312JmzFKTvSw 7.08451362=496.53 mN1
39、7=20321JmzFKTvSw 205.8311.7690=634.4 mN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 中最小的计算时，汽车主减速器齿轮的jeT,许用应力为 700 （或按不超过材料强度极限的 75%） 。根据上面计算出来的aMP，它们都小于 700 ，所以校核成功。21,wa3、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：j（2.20）JFKTdCvfmsjpj 301102式中： 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6 ；pC N/21， ， 见式（2-19）下的说明，即 =1， =1
40、.1， =1；0Kmv 0mKv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s况下，可取 1；表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取 1；f主动齿轮的计算转矩；jT1 计算应力的综合系数，见图 2.4 所示，可查的J 12.0J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：=JFKTdCvfmsjpje 30110226.12.038753=2110 aMP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 ， 小于 2800 ，所以校核成功。aMPjea2.5 第二级齿轮模数的确定1、材料的选择和应力的确定
41、齿轮所采用的钢为 20CrMnTi 渗碳淬火处理，齿面硬度为 5662HRC ， 9。由于齿轮在汽车倒档时工作的时间很少，并且一aHLimP50aFEP850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 可选择在 16 20这里取 =16，法向压力角 = 。20由 =31202zi.52， =68 =5878 取 =63 得 =14， =49，修正传动比21021z12z，其二级从动齿轮所受的转矩 。5.34902i mNT6.40785.368792取 查李仲生主编的机械设计书表 11-5；取1,.HFS查李仲生主编的机械设计书表 11-4得：8.9EH
42、Z=680 （轮齿弯曲许用应力）aFEFMPS25.18021a（轮齿接触许用应力）aaHLimH 10212、齿轮的弯曲强度设计计算=680 FSaFnFYbdKTaP（2.21） 式中： 载荷系数，齿轮按 8 级精度制造取 ；K3.1K所计算齿轮受的转矩；T齿宽；b计算齿轮的分度圆直径；d模数；nm19齿型系数，由当量齿数 = =14.58， =FaY31coszv1643 32coszv0.56493即可得 =3.0； 查李仲生主编的机械设计书图 11-8；1FaY2.Fa应力修正系数，可得 =1.50， 由 查李仲生主编的机SaY1Sa71.2SaYvz械设计书图 11-9。因 06.
43、6853.1FSa 058.68.352FSa故应对小齿轮进行弯曲强度计算：法向模数 3212cosFSadnYZKTm式中： 齿宽系数， =0.8，查李仲生主编的机械设计书（表 11.6）。dd把已知数代入上式得：= =8.063212cosFSadnYZKTm3 22316cos0.148.0679 m由李仲生主编的机械设计书表 4-1 取 8 10。nm2.6 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名称 代号 计算公式齿顶高 ah= ，其中ahnm1anh顶隙 c= ，其中c25.0c齿根高
44、 fh= + =fan.1齿高 = + =hfm分度圆直径 d=dcoszn顶圆直径 ad= + = +2adah2dnm根圆直径 f = - = -ff5.中心距 a= =a21dcos21zn= =259mm， = =8mm， = =2mm，Acos21zmnahnmcnm= + =10mm， = + =2.25 =18mm， =110mm，fhaafn1dos1z408mm， =126mm， = =424mm，cos22zdn nad212an90 ， ，nfm5.1fm5.38齿宽 88 ，在这里取 b2=90mm， 。08bd m9412.7 齿轮的校核1、齿轮弯曲强度校核主、从动齿
45、轮的弯曲强度，把上面已知数据代入式（2.21）得： aSaFnF MPYmbdKT53.1081946.873.22311 547.22 aFaSaFnF 7.2803221 494.04aPFP60齿轮的弯曲强度满足要求。2、齿面接触强度校核=1500 （2.22） 12HHEubdKTZaM式中： 材料弹性系数， =2.5；EZ节点区域系数， =189.8；HH螺旋角系数， = =0.98；Zcos齿数比， =2.52；uu主从 z主动齿轮的齿面接触强度为：21ubdKTZHE121=2.5 0.988.9 aMP5.3120946.873.2=1453.15 aMPaHP15主动齿轮的齿
46、面接触强度符合要求。从动齿轮的齿面接触强度为：ubdKTZHE122 =2.5 0.988.19 aMP52.314089.263. =836.6 aMPaHP15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
47、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 20CrMnTi11。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5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数 8 时为 2945HRC 12。m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 0.0050.010
