斯太尔重型主减速器设计毕业论文.doc

黑龙江工程学院本科生毕业设计斯太尔重型主减速器设计毕业论文目 录摘要IAbstractII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82.3 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 本章小结45结论46致谢47参考文献48附录49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 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。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。1.2.1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。（如图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，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）。1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，以减小尺寸。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，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。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rmin- 140-2500发动机最大转矩N.m及转速rmin- 700-1400轮胎型号 11.00-20变速器传动比 5.2 0.72最高车速kmh 92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：rr =516.58139mm。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时和传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的最高车速。这时值应按下式来确定： （2.2）式中 车轮的滚动半径,=0.5166，单位； 变速器最高档传动比； 最高车速； 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，一般选得比上式求得的大10%25%，即按下式选择： =（0.3770.472） （2.3） 式中 车轮的滚动半径，m； 变速器最高档传动比； 分动器和加力器的最高档传动比； 轮边减速器的传动比。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） 把=0.51658、=2500r/min、=90km/h、=1、=1、=0.72代入式（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=7.40。因为较大，所以采用双级主减速器。2.1.2 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1.42.0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质量。在这里取/=1.68。一般，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=15，则可算得：=，其=3.52。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（、）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 =/ （2.5） = （2.6）式中 发动机最大转矩， 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， =5.22.1=10.92； 上述传动部分的效率，取=0.9；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类汽车取=1； 该车的驱动桥数目，在这里=1；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；车轮的滚动半径，0.5166m；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，。由表2-1中可知，把=700()代入式（2-5）得： =/ =7005.22.10.9/1 =6879.6 () （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42后轮单胎50%59%41%50%32%40%60%68%42后轮双胎，长头、短头车44%49%51%55%27%30%70%73%42后轮双胎，平头车49%54%46%51%32%35%65%68%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%；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和=0.34=0.34161039.8 （2.8） =0.66=0.66161039.8=106624N （2.9）把式（2.1）和式（2.9）的值代入式（2.6），可得 =13572 () （2.10）取，即26044.2 ()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 = （2.11）式中：汽车满载总重1.69.8 所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取=0； 道路滚动阻力系数，载货汽车的系数在0.0150.020；初选=0.016； 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0.050.09，可初取=0.07； 汽车性能系数 （2.12） 当 =46.4116时，取=0。，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： =2019.36（） （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数和可选在68的范围内。在这里我们选择=15。则=152.1=31.5取，修正第一级的传动比=2.07；。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： （2.14）式中：直径系数，取=1316；计算转矩，取，中较小的，第一级所承受的转矩： =9106.36（） （2.15）把式（2.15）代进式（2.14）,初取=248。3、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，。4、齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮(从动)齿面宽度推荐为：F2=0.155=38.252，可初取F=38mm。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。则在这里选择的压力角为。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152从动齿轮齿数313大端模数84齿面宽=385工作齿高13.66全齿高=15.1047法向压力角=8轴交角 EMBED Aquation.3 =909节圆直径=120=24810节锥角arctan=90-=64.211节锥距A=A=137.9012周节t=3.1416 mt=3.1416 13齿顶高=9.192=4.40814齿根高=5.912=10.69615径向间隙c=c=1.50416齿根角=2.46=4.4417面锥角；=30.24=66.6618根锥角；=23.34=59.7619齿顶圆直径=136.55=251.8020节锥顶点至齿轮外缘距离=144.81=50.1921理论弧齿厚=1022齿侧间隙=0.2540.3300.260mm23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） 式中：单位齿长上的圆周力，N/mm； P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；从动齿轮齿宽，及=。图2.2 主动锥齿轮受力图按发动机最大转矩计算时： =1396 （2.17） 按最大附着力矩计算时：=7099.70 （2.18）上式中： 后轮承载的重量，单位；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，； 从动轮的直径，。可得到载货汽车一档时的单位齿长上的圆周力=1429。式（2.17）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，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有1429。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为 （2.19）式中：超载系数1.0； 尺寸系数=0.75； 载荷分配系数，当一个齿轮用骑马式支承型式时，1.101.25；取=1.1； 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；端面模数，。=8；齿面宽度，；齿轮齿数；齿轮所受的转矩，；J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（2.19）可得：= =496.53= =634.4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，它们都小于700，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）式中：材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6；，见式（2-19）下的说明，即=1，=1.1，=1；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； 表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； 主动齿轮的计算转矩； 计算应力的综合系数，见图2.4所示，可查的图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：=2110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。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5662HRC，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可选择在1620这里取=16，法向压力角=。由=3.52，=68=5878 取=63得=14，=49，修正传动比，其二级从动齿轮所受的转矩。取 查李仲生主编的机械设计书表11-5；取查李仲生主编的机械设计书表11-4得： =680（轮齿弯曲许用应力） （轮齿接触许用应力）2、齿轮的弯曲强度设计计算 =680 （2.21） 式中：载荷系数，齿轮按8级精度制造取； 所计算齿轮受的转矩； 齿宽； 计算齿轮的分度圆直径； 模数； 齿型系数，由当量齿数=14.58，=即可得=3.0；查李仲生主编的机械设计书图11-8； 应力修正系数，可得=1.50，由查李仲生主编的机械设计书图11-9。因 故应对小齿轮进行弯曲强度计算：法向模数 式中：齿宽系数，=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：=8.06由李仲生主编的机械设计书表4-1取810。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=，其中顶隙=，其中齿根高=+=齿高=+=分度圆直径=顶圆直径=+=+2根圆直径=-=-中心距= =259mm，=8mm，=2mm，=+=10mm，=+=2.25=18mm，=110mm，408mm，=126mm，=424mm，90，齿宽88，在这里取b2=90mm，。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： 547.22 494.04齿轮的弯曲强度满足要求。2、齿面接触强度校核 =1500 （2.22） 式中：材料弹性系数，=2.5； 节点区域系数，=189.8； 螺旋角系数，=0.98； 齿数比，=2.52；主动齿轮的齿面接触强度为： =2.50.98 =1453.15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： =2.50.98 =836.6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8时为2945HRC12。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 轴的设计3.1 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42，大端分度圆直径为120，齿顶圆直径为136.55；第2段：这段与轴承配合，其轴的直径为80，长度为25。其选用的轴承代号为30216，其小径为80，大径为140；第3段：大端直径为80，小端直径为60，长度为20；第4段：轴直径为60，长度为25mm；第5段：大端直径为75，小端直径为60，其1、2、3、4、5段的总长为135；第6段：这段与轴承配合，轴的直径为65，长度为22。其选用的轴承代号为30212。 第7段：花键轴，直径为60，花键轴长度为65；第8段：螺栓轴，螺栓直径为M30。螺栓长度为58。由计算可得主动锥齿轮的总长度为280。3.2 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。(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，直径为80mm，轴的长度为26mm；轴承代号30212；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74mm，长度为30mm；第3段：二级主动斜齿圆柱齿轮，齿宽为94mm，分度圆直径为110mm，齿顶圆为126mm；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，直径为74mm，长度为25mm；第5段：一级从动轮凸台，与其从动锥齿轮配合，它的直径与从动锥齿轮的与其配合部分的尺寸相同；第6段：与从动锥齿轮用螺栓连接的圆盘，轴的直径为196mm，厚度为12mm；第7段：作用是为了加工时方便和减小轴的质量，轴的直径为50mm，长度为5mm；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，其设计尺寸同第1段相同。3.3 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4章 轴的校核4.1 主动锥齿轮轴的校核由第3章可知，齿轮上受到的转矩为6879.65，齿轮的圆周力，轴向力，径向力，并还知道两轴承受径向力和轴向力分别为，；，。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与圆锥齿轮受的力方向相反，则为负；径向力为正，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4.1 主动锥齿轮轴受力图求出水平面上的弯矩并画出弯矩图：=1682.55 （4.1）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4.2所示)：图4.2 垂直面上弯矩图求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图：=935.48 （4.2）根据上面的方向，弯矩图(如图4.3所示)：图4.3 垂直面上弯矩图合成弯矩可得：= =1923.26 （4.3）由上面的图可知，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，则：=59.78 （4.4）由于截面处轴的直径为80，最小处的直径也大于59.78，所以校核成功。4.2中间轴的校核 (如图4.4)，有第3章可知，从动锥齿轮受到的圆周力，轴向力，径向力；主动圆柱齿轮受到的圆周力21736.66，轴向力，径向力；轴承C所受的轴向力，径向力；轴承D所受的轴向力，径向力。图4.4 中间轴受力图求出水平面上的弯矩并画出弯矩图： =1066.38=160.91 =422.32 =1105.29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4.5所示)：图 4.5 垂直面上弯矩图求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图： =0=1051.82 = =根据规定的方向，(如图4.6所示)：图4.6 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：=1497.83 （4.5）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，弯曲许用应力，则：=50.01由于截面处轴的直径为186，最小处的直径也大于50.01，所以校核成功。4.3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。第5章 轴承的选择和校核5.1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：（5.1） 式中：发动机最大转矩，在此取700；，变速器在各挡的使用率，可参考表5.1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5.1选取；表5.1 及的参考值 车型 变速器档位 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8080挡110.82110.50.5挡942.56433.52挡90201627151175挡7580.76550855915挡77.5超速挡3030挡6070657070505050挡6065607070606060挡5060506060707070挡60506060607070挡60超速挡7570注：表中，其中发动机最大转矩，；汽车总重力，kN。经计算为668.82。2、齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为 N （5.2） 式中：作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩见式(5.1)；该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径；对于螺旋锥齿轮 （5.3） 式中：主、从动齿面宽中点分度圆的直径； 从动齿轮齿宽； 从动齿轮节圆直径； 主、从动齿轮齿数； 从动齿轮的节锥角。由式（5.12）可以算出：92.7，253.05。按式（5.11）主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力=14429.77N主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力= =14429.77N。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： （5.4） （5.5）= （5.6）= （5.7）由上面已知可得：11693.6N=2540.57N由式（5.6）、（5.7）可算得：=2540.57N; =11693.6N二级减速齿轮齿宽中点处的圆周力为 N （5.8）式中：作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩=1825.88；该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。可算出2173.66。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：= （5.9）= (5.10) 式中：齿轮的螺旋角，；把已知条件代入式（5.9）和式（5.10）可算出=6232.88，=8230.32。5.2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5.1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比齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时尺寸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。为了减小悬臂长度和增大支承间距，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以使拉长、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