车辆工程毕业设计52黄河少帅自卸车双级主减速器设计正文.doc
车辆工程毕业设计52黄河少帅自卸车双级主减速器设计正文
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车辆工程毕业设计论文
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车辆工程毕业设计52黄河少帅自卸车双级主减速器设计正文,车辆工程毕业设计论文
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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 nts 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； Cnts 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 nts 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 . 错误 !未定义书签。 nts 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nts 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。 nts 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 nts 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。 nts 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 -pn140-2500 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gigli5.2 ghi0.72 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 nts 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： ghaprivnrimax0 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： nts 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。 nts 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 0max/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 0max/n nts 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 2nts 10 jT=11 55.085.08.910056.14 mNjT=48380.640( mN ) （ 2.10） 取 )(min 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 )(195.0161001m a xeTaP T GGf （ 2.12） 当 max)(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 nts 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 nts 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 nts 13 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 16 齿根角 0arctan Ahf1 =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 co s2 ahdd 02d = 222 cos2 ahd 01d =132.31mm 02d =303.53mm 20 节锥顶点 至 齿轮外缘距离 1121 sin2 ak hdA 212 dAk 22 sin ah1kA =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nts 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 ge21013max =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 nts 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： nts 16 12031 102 JmzFK KKKTvmSw = 73.2220.01011501 1.1796.00.166.8946102 23 =474.30 2mmN 22032 102 JmzFK KKKTvmSw = 187.01030501 1.1796.00.166.8946102 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 nts 17 按发动机输出的转矩计算可得： JFKKKKKTdCvfmsjpje 3011102 =1106.232 73.2102.05011011.11166.8 9 4 62 3 =2514.16aMP按发动机平均输出的转矩计算可得： JFKKKKKTdCvfmsjpjm 3011102 =1106.232 46.10102.05011011.11152.8 4 5 12 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 70.26 83 100.390.89 432 。 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 25.185021 =680 aMP aaHH L i mHH MPMPS 15001150021 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 ； nts 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 = 5616cos 513 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 00 67 5.068055.196.2 1 11 FSaFa YY 005 88.068070.135.2 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 fhfh=ah+c =nm25.1齿高 h h =ah+fh=nts 19 分度圆直径 d d =coszmn 顶圆直径 adad=d +ah2=d +2nm根圆直径 fdfd=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， 1dcos1zmn =158mm， cos 22 zmd n 474mm， na mdd 211 =176mm， 2ad = nmd 22 =492mm， mm5.1 3 55.211 nf mdd mm136 ， mm5.4515.222 nf mdd mm452 ， 齿宽 1 5 88.01db 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 55.196.291 5 81 3 21090.8 9 4 34.122 3111 11 612.12aF MP680 aSaFanF MPYYmbdKT 70.135.294741321070.2 6 8 3 14.122 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； nts 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
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