黄河少帅自卸车双级主减速器设计论文

黑龙江工程学院本科生毕业设计 I 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 黑龙江工程学院本科生毕业设计 II 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； Gear； Check黑龙江工程学院本科生毕业设计 目 录 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 绪论 . 1 1.1 概述 . 1 1.1.1 主减速器的概述 . 1 1.1.2 主减速器设计的要求 . 1 1.2 主减速器的结构方案分析 . 2 1.2.1 主减速器的减速形式 . 2 1.2.2 主减速器的齿轮类型 . 2 1.2.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 . 3 1.3 主要涉及内容及方案 . 4 第 2章 主减速器的结构设计与校核 . 5 2.1 主减速器传动比的计算 . 5 2.1.1 轮胎外直径的确定 . 5 2.1.2 主减速比的确定 . 6 2.1.3 双级主减速器传动比分配 . 7 2.2 主减速齿轮计算载荷的确定 . 8 2.3 主减速器齿轮参数的选择 . 10 2.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 . 12 2.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 . 12 2.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度校核 . 13 2.5 第二级齿轮模数的确定 . 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 主减速器齿轮的材料及热处理 . 20 2.9 本章小结 . 21 黑龙江工程学院本科生毕业设计 第 3章 轴承的选择和校核 . 22 3.1 主减速器锥齿轮上作用力的计算 . 22 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 . 26 3.4 本章小结 . 29 第 4章 轴的设计 . 30 4.1 一级主动齿轮轴的机构设计 . 30 4.2 中间轴的结构设计 . 31 4.3 本章小结 . 32 第 5章 轴的校核 . 33 5.1 主动锥齿轮轴的校核 . 33 5.2 中间轴的校核 . 35 5.3 本章小结 . 37 结论 . 38 致谢 . 39 参考文献 . 40 附录 . 41 黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 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 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。 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黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 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 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。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 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）。 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 dc 。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， dc 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 从动锥齿轮 的支承 型式 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 黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 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。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 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 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 maxeP - pn 140-2500 发动机最大转矩 N.m 及转速 r min maxeT - Tn 700-1400 轮胎型号 11.00-20 变速器传动比gi gli 5.2 ghi 0.72 最高车速 km h maxav 92 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 ： rd =1100mm （ 2.1） rd 1.10m 黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 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。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 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 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 （ 2.2） 式中 r 车轮的滚动半径 ,r =2rd=0.55m ，单位 m ； ghi 变速器最高档传动比 ； 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%，即按下式选择： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 0i=（ 0.377 0.472）LBFHghapriiivnrmax （ 2.3） 式中 r 车轮的滚动半径， m； ghi 变速器最高档传动比； FHi 分动器和加力器的最高档传动比； LBi 轮边减速器的传动比。 本设计中没有分动器和加力器，所以 FHi =1；也没有轮边减速器，所以 LBi =1。按以上两式求得的0i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0i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： 0i=0.420LBFHghapriiivnrmax （ 2.4） 把 r =0.55m 、pn=2500r/min、maxav=92km/h、 FHi =1、 LBi =1、ghi=0.72 代入式（ 2.4）中，算的0i=8.18。 并与同类汽车比较也传动比也相差不大，最终确定0i=8.18。 因为0i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。 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02i/01i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 1z 多在 9 15 范围内 8， 由于一般常规的载货汽车 1z 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 1z =11， 则可算得：01i= 1.10i 2.73，其 02i =010ii = 73.218.8 =3.00，修定总传动比得 02010 iii =8.19。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 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 （ 2.5） jT=LBLBri rG 2 （ 2.6） 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=8.19 5.2=42.59； 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 汽车取0K=1； n 该车的驱动桥数目，在这里 n =1； 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=700(N m )代入式 （ 2-5） 得： jeT=TTLe KiT 0m a x/n 黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 jeT=700 mN 1/9.0159.42 jeT=26831.70( mN ) （ 2.7） 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 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，平头车，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 =16t ，则可求得前后轴的轴荷 1G和 2G 1G =0.34 G =0.34 16t =5.44t （ 2.8） 2G =0.66 G =0.66 16t =10.56t （ 2.9） 把 式（ 2.1）和式（ 2.9）的值代入式（ 2.6） ， 可得 jT=LBLBri rG 2 黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 jT=11 55.085.08.9100 5 6.14 mN jT=48380.640( mN ) （ 2.10） 取 )(m in jjej TTT 、，即 minjT26831.70 ( 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 （ 2.11） 式中：aG 汽车满载总重 1.6 410 9.8=156800N ； TG 所牵引的挂车满载总重 ， N， 仅用于牵引车取 TG =0； Rf 道路滚动阻力系数， 载货汽车的系数在 0.015 0.020；初选 Rf =0.018； 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 =0.08； Pf 汽车性能系数 )(1 9 5.0161 0 01m a xeTaP T GGf （ 2.12） 当 m ax)(195.0eTaT GG =43.6816 时，取 Pf =0。 r ， LBi ， LB ， n ， maxeT 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： jmT= )()(PHRLBLB rTa fffnirGG =8451.52（ mN ） （ 2.13） 2.3 主减速器齿轮参数的选择 1、 齿数的选择 黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 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，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=11。则0112 izz =11 73.2 30.03 取302 z ，修正第一级的传 动比1201 zzi =2.73； 00.301002 iii。 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 2-5， 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： 32 2 jd TKd （ 2.14） 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=02iTje =8943.90（ mN ） （ 2.15） 把式（ 2.15）代进式（ 2.14）中得到 84.2692 d 332.12mm ； 初取 2d =300mm。 3、 齿轮端面模数的选择 当 2d 选定后，可按式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 度推荐为 ： F=0.155 2d =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 2。 6、 螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使 齿面重叠系数 Fm 1.25。因 Fm 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 黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 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 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 1z 11 2 从 动齿轮齿数 2z 30 3 大端 模数 tm 10.00mm 4 齿面宽 b 2b =50mm 5 工作齿高 mHhg 1 gh 17.00mm 6 全齿高 mHh 2 h =18.88 7 法向压力角 =20 8 轴交角 =90 9 节圆直径 d =m z 1d110mm 2d =300mm 10 节锥角 1arctan21zz 2 =90- 1 1 = 14.20 2 =69.86 11 节锥距 A0 =11sin2 d =22sin2 d A0 =159.74mm 12 周节 t=3.1416 m t=31.42mm 13 齿顶高 21 aga hhh mkh aa 2 1ah =11.88mm 2ah =5.12mm 14 齿根高 fh = ahh 1fh=7.00mm 2fh =13.76mm 15 径向间隙 c= ghh c=1.88mm 黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 16 齿根角 0arctan Ahf 1=2.51 2= 92.4 17 面锥角 2101 ；1202 01= 06.25 02= 37.72 18 根锥角 111 R ； 222 R 1R =17.63 2R =64.94 19 齿顶圆直径 11101 c os2 ahdd 02d = 222 cos2 ahd 01d =132.31mm 02d =303.53mm 20 节锥顶点 至 齿轮外缘距离 1121 s in2 ak hdA 212 dAk 22 sin ah 1kA =145.91mm 2kA =50.19mm 21 理论弧齿厚 1s ms 2 1s = 2s =10mm 22 齿侧间隙 B =0.254 0.330 0.320mm 23 螺旋角 =35 2.4.2 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： FPp （ 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maxeT和最大附着力矩两种黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 载荷工况进行计算； F 从动齿轮齿宽，及 F = 50b mm 。 图 2.2 主动锥齿轮受力图 按发动机最大转矩计算时： FdiTp ge21013m a x =1323.64 mN （ 2.17） 按最大附着力矩计算时 ： FdrGp r210232 =6582.40 /N mm （ 2.18） 上式中： 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 。 可 得到载货汽车一档时的单位齿长上的圆周力许p=1429 mN 。式（ 2.17）所算出来的值小于许p，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 1429 mN 。 可知，校核 成功 。 2、 轮齿的弯曲强度计算 黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力 )/( 2mmNw为JmzFKKKKTvmSjw 203102 （ 2.19） 式中：0K 超载系数 1.0； sK 尺寸系数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 ； F 齿面宽度， mm ； z 齿轮齿数； T 齿轮所受的转矩， mN ； J 计算弯曲应力用的综合系数，见图 2.1。 图 2.3 弯曲计 算用综合系数 J 由上图可 查 得：小齿轮系数 1J 0.220，大齿轮系数 2J 0.187；把这些已知数代入式（ 2.19）可得： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 12031 102 JmzFK KKKTvmSw =73.22 2 0.01011501 1.17 9 6.00.166.8 9 4 6102 23 =474.30 2mmN 22032 102 JmzFK KKKTvmSw =1 8 7.01030501 1.17 9 6.00.166.8 9 4 6102 23 =586.48 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（或按不超过材料强度极限的 75%）。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 （ 2.20） 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（ 2-19）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，见图 3.2 所示 ，可查的 102.0J 图 2.4 接触强度计算综合系数 J 黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 按发动机输出的转矩计算可得： JFKKKKKTdCvfmsjpje 3011102 =1106.232 73.2102.05011011.11166.89462 3 =2514.16aMP 按发动机平均输出的转矩计算可得： JFKKKKKTdCvfmsjpjm 3011102 =1106.232 46.10102.05011011.11152.84512 3 =1248.37aMP 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 2800aMP，je小于 2800aMP，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 1750aMP，jm小于 1750aMP，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，aHLim MP1500，aFE MP8509。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 可选择在 16 20这里取 =16，法向压力角 = 20 。 由1202 zzi =3.00， 21 zz =68 10 =58 78 取 21 zz =68 得 1z =17， 2z =51，修正传动比 00.3175102 i，其二级从动齿轮所受的转矩 mNT 70.2 6 8 3 100.390.8 9 4 32 。 取 1,25.1 HF SS 查李仲生主编的机械设计书表 11-5；取 8.189,5.2 EH ZZ 查李仲生主编的机械设计书表 11-4得： aFFEFF MPS 25.18 5 021 =680 aMP aaHH L i mHH MPMPS 1 5 0 011 5 0 021 2、 齿轮的弯曲强度设计计算 2FSaFanF YYbdmKT =680 aMP （ 2.21） 式中： K 载 荷系数，齿轮按 8 级精度制造取 3.1K ； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 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 =16cos173=19，32 coszzv = 5616cos513 及 可得1FaY=2.96； 35.22 FaY查 李仲生主编的机械设计书图 11-8； SaY 应力修正系数， 可得1SaY=1.55， 70.12 SaY由vz查 李仲生主编的机械设计书图 11-9。 因 0 0 6 7 5.06 8 055.196.2 1 11 FSaFa YY 0 0 5 8 8.06 8 070.135.2 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 os2 FSaFadnYYZKTm 式中：d 齿宽系数，d=0.8， 查 李仲生主编的机械设计书（表 11.6） 。 把已知数代入上式得： 3 2111211 c os2 FSaFadnYYZKTm = 3 223 16c o s68055.196.2178.01090.89434.12 =8.82mm 由 李仲生主编的机械设计书表 4-1 取 9nm mm10。 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 3-2。 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 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 黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 分度圆直径 d d =coszmn 顶圆直径 ad ad=d +ah2=d +2nm 根圆直径 fd fd=d -fh2=d -nm5.2 中心距 a a =2 21 dd = cos2 21zzmn A = cos2 21zzmn =315.93mm，取 A =316mm ； ah = nan mh =9mm， c = nn mc =2.25mm， fh=ah+c =1.25nm=11.25mm， h =ah+fh=2.25nm=20.25mm， 1dcos 1zmn =158mm， cos 22 zmd n 474mm， na mdd 211 =176mm， 2ad = nmd 22 =492mm， mm5.1 3 55.211 nf mdd mm136 ， mm5.4 5 15.222 nf mdd mm452 ， 齿宽 1588.01db d126.4mm ， 为了安全把齿宽可取大些，在这里取 mmb 132 。 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（ 2.21）得： aSaFanF MPYYmbdKT 55.196.291581321090.89434.122 3111 11 612.12aF MP680 aSaFanF MPYYmbdKT 70.135.294741321070.268314.122 3222 11 533.00aMP aF MP680 齿轮的弯曲强度满足要求。 2、 齿面 接触 强度 校核 122 HHEH uubdKTZZZ =1500 aMP （ 2.22） 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； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 u 齿数比， u主从 zz=3.00； 主动齿轮的齿面接触强度为： uubdKTZZZHEH122111 =2.5 8.189 16cosaMP00.3100.31581321090.89434.1223 =1480.23aMP 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： uubdKTZZZHEH122222 =2.5 8.189 16cosaMP00.3100.34741321070.268314.1223 =854.61aMP 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，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 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 m 8 时为 29 45HRC12。 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，防止早黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 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。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 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 dT 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 ：313333332223111m a x 1001001001001001 TRgRiRTgiTgiTgiedfiffiffiffifTT （ 3.1） 式中： maxeT 发动机最大转矩，在此取 700 mN ； 1if ， 2if iRf 变速器在各挡的使用率，可参考表 3-5 选取； 1gi ， 2gi gRi 变速器各挡的传动比； 1Tf ， 2Tf TRf 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 if及 Tf 的参考值 车 型 变速器 挡位 if Tf 轿车 公共汽车 载货汽车 挡 挡 挡 挡带超速挡 挡 挡带超速挡 挡 TK 80 TK 80 if 挡 挡 挡 挡 挡 超速挡 1 9 90 1 4 20 75 0.8 2.5 16 80.7 2 6 27 65 1 4 15 50 30 1 3 11 85 0.5 3.5 7 59 30 0.5 2 5 15 77.5 黑龙江工程学院本科生毕业设计 23 Tf 挡 挡 挡 挡 挡 超速挡 60 60 50 70 65 60 60 65 60 50 50 70 70 60 60 70 70 60 60 75 50 60 70 60 50 60 70 70 70 50 60 70 70 60 注：表中aeT GTK 1.0 max，其中maxeT 发动机最大转矩， mN ；aG 汽车总重力， kN。 经计算 dT 为 668.82 mN 。 2、 齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力为 P mdT2 N （ 3.2） 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)； md 该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径 ；对于螺旋锥齿轮 2121222 s inzzddFddmmm （ 3.3） 式中：mm dd 21 , 主、从动齿面宽中点分度圆的直径； F 从动齿轮齿宽； 2d 从动齿轮节圆直径； 21,zz 主、从动齿轮齿数； 2 从动齿轮的节锥角。 由式（ 3.12）可以算出： md192.79mm ， md2253.06mm 。 按式（ 3.11）主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 1P =79.92 82.6682=14415.78N 主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 2P = 1P =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 ： co ss ins int anco s 11 PA （ 3.4） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 24 co ss ins int anco s 22 PA （ 3.5） 1R = s ins inco st anco s 1 P （ 3.6） 2R = s ins inco st anco s 2 P （ 3.7） 由上面已知 可得 ： 1A 14.20c o s35s i n14.20s i n20t a n35c o s78.14415 11682.26N 2A 86.69c o s35s i n86.69s i n20t a n35c o s 84.13162=2538.14N 由式（ 3.6）、（ 3.7）可算得： 1R =2538.14N； 2R =11682.26N 二级减速齿轮 齿宽中点处的圆周力为 P dT2 N （ 3.8） 式中： T 作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩01iTT d=1825.88 mN ； d 该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径 。 可算出 158 88.1825221 PP23112.41N 。 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： 1A = 2A = tan1P （ 3.9） 1R = 2R = costan1 aP (3.10) 式中： 齿轮的螺旋角， 16 ； 把 已 知条 件代 入式 （ 3.9 ）和 式 （ 3.10 ） 可 算出 1A = 2A =6627.38 N ，1R = 2R =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，齿轮黑龙江工程学院本科生毕业设计 25 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% 1d =77mm ，在这里取 mmb 80 。 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 rC 为 160KN ， 前轴承圆锥滚子轴承 30214 型， 此轴承的额定动载荷 rC 为132KN 14。 由此可得到： mmaba )4c o s2( 21 式中： 2a 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 mma 62 。 及 a 6414.20c o s250 =33.47， mm 取 a =34mm 。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 26 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： 前R= 212 5.01 dAaRaPb (3.11) 后R= 212 5.01 dAcRcPb (3.12) 根据上式已知 R = 1R =2538.14N， A = 1A =11682.26N， 1P =14415.78N， a =34mm ，b =80mm， c = ba 114mm。 后 轴承 径向力 前R= 22 11026.116825.03414.25383478.14415801 =9267.07N 前 轴承径向力 后R= 22 11026.116825.011414.253811478.14415801 =21011.51N 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 rC 为 132KN，在此径向力 R =6403.38N，轴向力 A =0N。 当量动载荷 Q= YAXR (3.13) 式中 X 、 Y ， 1X 、 0Y 。 由式（ 3-18）可得当量动载荷 Q=XRA =19267.07=9267.07N 再由公式： 610QfCrfLpt s (3.14) 式中 ： tf 为温度系数，在此取 1.0； pf 为载荷系数，在此取 1.2。 所以 L = 63103 109 2 6 7 . 0 72.1101321 =3.82 910 s 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 2n 为 ramr vn 66.22 r/min (3.15) 式中： r 轮胎的滚动半径， m； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 27 amv 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 35 km/h，在此取 35 km/h。 所以由式 （ 3-11）可得 2n =478.0 3566.2 =169.27r/min； 而主动锥齿轮的计算转速 1n =169.272.73=462.11r/min。 所以轴承能工作的额定轴承寿命： nLLh 60 h (3.16) 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11.46260 1082.39 hL=137773.83h。 若大修里程 S 定为 100000 公里，可计算出预期寿命即 hL =amvS h (3.17) 所以 hL =35100000=2857.14h 和 hL 比较， hL hL ，故轴承符合使用要求。 对于 后 轴承，在此选用 30216 型 型轴承，此轴承的额 定动载荷 rC 为 160KN，在此径向力 R =21011.51N，轴向力 A =11682.26N，所以RA=0.556 e =0.42 查得 X =0.4，Y =1.4。 由式（ 3-11）可得当量动载荷 Q=0.421011.51+1.411682.26=24759.77N。 所以轴承的使用寿命 ： L = 63103 102 4 7 5 9 . 7 72.1101601 =2.737 810 s 11.46260 10737.38 hL=9871.39h hL 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 = 2R =11682.26N， A = 2A =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 ，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 , gkfe , 。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 28 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 117.25 mm ， e 207.25mm ，f 126.75mm ， k 197.75mm , mmg 5.324 。 所以，轴承 C 的径向力： cR = 2122121225.01 fPePfReRdAdAg m (3.18) 轴承 D 的径向力： DR = 2122121225.01 kPcPkRcRdAdAg m (3.19) 式中： 2P , 2A , 2R 第一级从动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力； md2 第一级减速从动锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径； d 第二级减速主动齿轮（斜齿圆柱齿轮）的节圆直径 ； 111 , RAp 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： cR = 2122121225.01 fPePfReRdAdAg m=6827.48N DR = 2122121225.01 kPcPkRcRdAdAg m=9094.95N 黑龙江工程学院本科生毕业设计 29 对于轴承 C， 在此选用 30316 型轴承，此轴承的额定动载荷rC为 278KN， e =0.35在此轴承 C 的径向力cR=6827.48N 轴向力 A = NAA 24.4 0 8 921 ， 方向与第一级从动齿轮的相反，所以轴承 C 不受轴向力，因此RA=0 e =0.35，此时 X =1， Y =0。 由式（ 3-11）可得当量动载 Q= YAXR =16914.95=6827.48 N 13。 所以轴承的使用寿命 ： 610 QfCrfLpt = 63103 106 8 2 7 . 4 82.1102781 =1.26 1110 s 27.169601026.1 11hL =12406214.92h hL 所以轴承 C 符合使用要求。 对于轴承 D，在此选用 30316 型轴承， 由机械设计手册查得 此轴承的额定动载荷 rC为 278KN ， e =0.35 在此轴承 D 的径向力 DR =9094.95N ， 轴向力A= NAA 24.4 0 8 921 ，所以RA=0.45 e =0.35， 7.1,4.0 YX 15。 由式（ 3-20）可得当量动载荷 Q= YAXR =0.4 24.4 0 8 97.19 0 9 4 . 9 5 =10589.69N ， 所以轴承的使用寿命 ： 610 QfCrfLpt = 63103 1069.10 58 92.11027 81 =2.93 1010 s 27.16960 1093.210 hL=2884937.28h hL 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。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 30 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，并满足其所要的要求。 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 50 mm ，大端分度圆直径为 110 mm ，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 80 mm ，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 70 mm ，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 58 mm ，齿顶圆直径为 62 mm ，花键轴宽为62mm ； 第 8 段：螺栓轴，螺栓直径为 M36。螺栓长度为 60mm 。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 31 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； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 32 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。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 33 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 8946.66 mN ， 齿轮的圆周力 NP 78.14415 ，轴向力 NA 26.11682 ，径向力 NR 14.2538 ，并还知道两轴承受 径向 力和轴向力分别为 N07.9267前R， N51.21011后R； 0前A， NA 26.11682后。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后A与圆锥齿轮受的力方向相反，则为负； 径向力前R为正，后R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： 80 后RM aV mN =1680.92 mN （ 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： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 34 图 5.2 垂直 面上弯矩图 求出 垂直 面上的弯矩并画出弯矩图： aRM= 80后A mN=934.58 mN （ 5.2） 根据上面的方向，弯矩图如图 5.3 所示： 图 5.3 垂直面上弯矩图 合成弯矩可得： 22 HRaV MMM 后 = 22 58.93492.1680 =1923.26 mN （ 5.3） 由上面的图科知，在后轴承受力点上的弯矩最大，其弯矩为： 计算 危险截面上的轴的直径，轴的材料选择 20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许用应力 MPab 90 1 ，则： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 35 31 1.0 bMd 后 =59.79mm （ 5.4） 由于截面处轴的直径为 80mm ， 最小处的直径也大于 59.79mm ，所以 校核成功 。 5.2 中间轴的校核 如图 5.4，有第 3 章可知，从动锥 齿轮受到的圆周力 NP 78.14415 ，轴向力NA 14.2538 ，径向力 NR 26.11682 ； 主动圆柱齿轮受到的圆周力 2P 23112.41N ，轴向力 NA 38.66272 ，径向力 NR 24.87512 ； 轴承 C 所受的 轴向力 0CA， 径向力48.6827CR N ；轴承 D 所受的轴向力 24.4089DA N ， 径向力 NR D 95.9094 。 图 5.4 中间轴受力图 求出水平面上的弯矩并画出弯矩图： 25.117 CAV RM 右 mmN =1066.38 mN ）（左 50.8075.126 2 RRM DAV mmN =160.91 mN mmNRRMCBV )50.8075.1 9 7(右=409.71 mN mmNRMDBV 75.1 2 6左=1152.78 mN 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 5.5 所示 ： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 36 5.5 垂直面上弯矩图 求出垂直面上的 弯矩并画出弯矩图： 右AHM =0 mN ）（左 50.8075.126 2 AAM DAH mmN =1051.82 mN mmNAMBH 50.80右= mN 32.204 mmNAMBH 75.1 2 62左= mN 840.02 根据规定的方向，如图 5.6 所示： 图 5.6 垂直面上的弯矩图 由上图可知，在 A 点的垂直面上的弯矩最大，最危险。这一点的合成弯矩得： 22 AHAVA MMM =1497.83 mN （ 5.5） 计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择 20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许黑龙江工程学院本科生毕业设计 37 用应力 MPab 90 1 ，则： 31 1.0 bAMd =50.01mm 由于截面处轴的直径为 186mm ，最小处的直径也大于 50.01mm ，所以校核成功。 5.3 本章小结 通过本章对轴的校核，轴满足其要求，对它所受的弯矩计算有更深的认识，对自己的计算水平有一定的提高，对将来对轴的设计和校核积累了宝贵的经验。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 38 结 论 通过所设计的载货汽车的参数，对它的主减速器进行设计，通过对主传动比的计算，知道所要设计主减速器的传动比比较大 。为了满足 主减速器具有较大的主传动比，并能使汽车的离地间隙增大，选择设计成双级的主减速器。通过载货汽车的参数，合理分配一、二级啮合齿轮的传动比。通过经验公式对各个齿轮进行设计，并用强度公式进行校核，使其它满足强度要求。通过对双级主减速器设计，得到一个能满足要求，并能平稳安全的工作。 在此设计中有如下总结： 1. 如何合理的分配好传动比，对车辆的离地间隙有直接的影响，解决的方法主要是通过经验和参考现有车型分配好传动比 ； 2. 通过对齿轮的设计 ，合理的选择材料，并尽量减小质量。对汽车的各方面的性能有一定是好处； 3. 在对齿轮和 轴的设计完成后，对轴承的选择要保证它的强度，并同时满足零件的装配； 4. 尽量使所设计的机构简单，容易加工和维修。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 39 致 谢 本设计在指导老师田芳的悉心的指导下完成的，在题目的选择上，田老师力求理论联系实际，本人所做的是载货汽车双级主减速器的设计具有现实意义的题目，在整个设计过程中，田老师耐心指导，使得本设计在原有的基础上有了明显的提高。在田老师的严格要求和耐心教诲下，我的分析问题，解决问题的能力都有了显著的进步，为我走向工作岗位打下良好的基础。田老师严谨的治学态度、坚持学习的精 神和兢兢业业的工作作风是我永远值得学习的典范。此外，在思想和生活上 田 老师也给了我大量的帮助，是我能安心的学习。在此，我对田老师表示最衷心的感谢和崇高的敬意 。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 40 参考文献 1 刘惟信主编 . 汽车设计 M.北京 :清华大学出版社 ,2001 2 仙波正庄（日）行星齿轮传动及应用 M北京：机械工业出版社， 1998 3 陈家瑞主编 .汽车构造（下） M北京 :人民交通出版社 .2000 4 殷 沈绵主编 .汽车底盘构造与检修 M.北京：机械工业出版社， 2006 5 吉林工业大学汽车教研室编 .汽车设计 M.北京：机械工业出版社， 1981 6 汽车工程手册编辑委员会 .汽车工程手册 M.北京：人民交通出版社 .2001 7 刘惟信主编 .汽车设计方法理论 M.北京：机械工业出版社， 1992 8 彭文生等 .机械设计与机械原理指南 M.华中理工大学出版社 .1998汽车工程手册编辑委员会 .汽车工程手册 M.北京：人民交通出版社 .2001 9 李仲生主编 .机械设计基础（第 5 版） M北京：机械工业出版社 ， 2006 10 林慕义 张福生主编 .车 辆底盘构造与设计 M.北京：冶金工业出版社， 2007 11 成大先机械设计手册 M北京：化学工业出版社， 2002 12 刘鸿文主编 .材料力学（第三版） M北京：高等教育出版社， 1993 13 姚贵升主编 .汽车金属材料应用手册 M.北京：北京理工大学出版社， 2000 14 玉凤主编 .机械设计课程设计 M.北京：机械工业出版社 15 机械设计手册委员会编 .机械设计手册第 3 卷 M.北京：机械工业出版社，2004 16 机械设计手册编委会 .机械设计手册 减速器和变速器 M.机械 工业出版社， 2007 17 Detached we Eddy si Lations Over a si lified Landing Gear.L.5.He dges ， A .L TravinM.PR. Spalart. Journalfo FluidsEngineering.2002 18 The Key Cballenges for Northerican Truck Manu facturersM.Beyond Au tmootive design production.JustinCok.2006 黑龙江工程学院本科生毕业设计 41 附 录 Truck Main Reduction Gear In the highly competitive period following the energy crisis of the early 1970s, the automotive industry had to shift attention increasingly towards improvement of the quality of the product, yet still keeping its prices as low as possible. Prior to that GKN Axles Ltd, to take optimum advantage of economies of scale, had been producing at highly competitive prices a standard range of axles of different types and sizes, from which all customers needs could be satisfied. Because vehicle manufacturers had not hitherto had to place such a great emphasis on fuel economy, and therefore on light weight, these standard axles could cater reliably for all conditions likely to be met in a wide variety of applications. Now vehicle manufacturers require axles designed and developed for their specific applications. As axle design is becoming increasingly specialised, customers are increasingly raising their aspirations in terms of performance an reliability. For this reason, they are turning to specialists such as GKN Axles Ltd who have the ability to provide axles for a wide variety of vehicles。 Since the 1970s, however, in common with virtually all other suppliers to the high volume producers in the motor industry, GKN has radically modified its approach to suit the prevailing conditions as they change through the 1980s and on into the 1990s. Its aim now is at supplying complete axle assembles, including, for example, the brakes, all designed and fully developed for and integrated, as a matter of course, into specific vehicle designs including, in particular, those for the specialist market. Emphasis is now on rationalization of materials, methods and components. This overall change has been necessary because of the greatly in creased sophistication demanded of the modern vehicle, in terms of overall efficiency, compactness, light weight, reliability, durability, refinement and maintenance-free operation. Another area into which GKN Axles has expanded is the supply of components and assemblies such as limited-slip differentials, ball-joints, transfer boxes, gears and some types of suspension. 黑龙江工程学院本科生毕业设计 42 For off-road operation, the duty cycles may be entirely different in both torsional and beam loading-denpending on the application. For example, some types of vehicle spend a considerable proportion of their running time at high torque in low gear. In most circumstances, the terrain may be such that the tyres tend to slip more readily than on tarmac； in others, however, for example in fairly firm sandy screes, it may allow tyres to bite into it, and thus lead to torsional fatigue loading significantly greater than on smooth roads. Vertical and lateral loading, too, may be much more severe, though this dose depend to a major extent on speeds. Shock loading can also affect braking and acceleration torques though, again, such effects are speed-dependent. Hypoid gear systems are more commonly used than spiral bevels. Their principle advantages are that pinions of a specific ratio are bigger, their teeth profiles are of large radius, they are inherently stronger and more durable, their meshing areas are larger, and they generate less noise Host reduction gear effect is to be used to reduce the rotation rate that the transmission shaft sends in but to enhance revolution moment of torsion , changes drive direction with moment of torsion , passes on to half axes after differential mechanism and. The host reduction gear structure form is that the form is different but different according to gear wheel type , reduction gear mainly. Host reduction gear gear wheel has helix cone forms such as gear wheel , hypoid gear , column gear wheel and worm gear worm mainly. Pair of level host reduction gear is compared with single stage , the gap may be 7 12 transmission ratio , i0 each other at the same time in swear to be away from a field 12. But the dimension , mass are without exception bigger , cost is higher. It applies to middle, heavy type freight train , go-anywhere vehicle and motor bus mainly go ahead. Dyadic overall pair of level host reduction gear has the various structure scheme: First order is a cone gear wheel , the second stage is a column gear wheel； First order is a cone gear wheel , the second stage is epicyclic gear； First order is epicyclic gear , the second stage is a cone gear wheel； First order is a column gear wheel , the second stage is a cone gear wheel. Horizontal , askew, face and droop over to the three kinds to first order for the cone gear wheel , the second stage are that pair of column gear wheel level betokens reduction gear, but has direction arrangement scheme. 黑龙江工程学院本科生毕业设计 43 Direction level arrangement can use the assembly drooping over to outline dimension diminution , reducing the automobile quality heart altitude thereby, makes the direction dimension increase by but , that the use on long distance between shafts automobile but appropriate diminution transmission shaft length, is harmful for short distance between shafts automobiles to put arrangement together but, may make a transmission shaft short , leads to a universal transmission shaft intersection angle enlarge. Droop over to arranging a messenger to drive the bridge direction dimension diminution, may diminish a universal transmission shaft intersection angle, since but host reduction gear shell fixes superjacent in bridge shell , make not only droop over enhance to outline dimension, and have reduced bridge shell stiffness , have been harmful for gear wheel to work. This arrangement but easy to be versed in style driving a bridge arrangement. Arranging bridge shell stiffness and improving to the transmission shaft is slanting to arrangement advantageous. When assigning a transmission ratio in pair of level host reduction gear having the cone gear wheel and the column gear wheel, the column gear wheel is 1.4 like the ratio auxiliary and boring subsidiary gear wheel transmission ratio 2.0, and the cone gear wheel is 1.7 like subsidiary transmission ratio 3.3, such axial loading may diminish a cone when the gear wheel is engaged and effect loading on the driven cone gear wheel and the column gear wheel, may make the active cone gear wheel tooth number appropriate increasing by at the same time , make whose supporting axis neck dimension appropriate enlarge, To improve whose supporting stiffness, improve falling-in stationarity and the job reliability. For modern axles, choice of gear lubricant can be critical. In cars operating at high speeds on motorways, axle oil temperature can ultimately rise even higher than 130 ,so venting of the casing is important. In principle, the oil in the base of the casting is swept around over the crownwheel and then forwards through the two bearings that carry the pinion. Consequently, both the shapes and dimensions of the clearances betwee n the crownwheel and casing can be critical, and adequate drainage has to be provided for the oil to flow, through channels cored in the pinion bearing housings, back to the base of the casing. Within the gear carrier unit, taper roller bearings are employed almost universally for carrying the input pinion. They have a large load capacity within a small envelope, and can be preloaded for accurate and stable positioning of the gears. For pinion flange seals where 黑龙江工程学院本科生毕业设计 44 resistance to high temperatures at relatively high speeds is essential, polyarcylate may be specified, but the abrasive conditions Viton is generally preferred. That the cone gear wheel tooth goes over width face to face can not enhance gear wheel intensity and life-span , is able to lead to tooth ditch unexpected turn of events small end because of cone gear wheel gear teeth on the contrary narrow the cutting knife the top of the head face width