轻型防爆清障车传动系统设计

前言清障车是一种个性化很强的功能性专用车辆，一般带有起重、托举和拖曳等装备,用于清除道路障碍物(主要是违章车辆或故障车辆)。第一台清障车始创于20世纪50年代公路交通比较发达的美国。20世纪70年代,伴随着液压与控制技术的发展,清障车在技术、工艺上均已成熟,功能也比较完备,具有托举、起吊、拖曳、牵引、背拖和破拆等功能,引领清障设备进入了一个全新的发展阶段。我国清障车虽起步较晚,但发展迅速。20世纪80年代末期,我国开始生产清障车,目前国内已有几十家生产清障车的厂家。传统的清障车是以卡车为牵引装置的载体,在交通拥挤的路段它并不能够及时发挥其救援功能。为了更好地实现道路救援,以微型车为牵引装置载体的道路牵引装置相继出现。清障车的技术发展简史及现状道路清障车最早应用于公路交通非常发达的国家。美国早在20世纪50年代即生产出世界第一辆道路清障车。当时这种特种车结构比较简单，由发动机驱动通过机械传动，带动卷扬机构并用拉杆支撑将故障车一端吊起拖离现场，而且往往采用自制底盘功能也较单一，这是道路清障车发展的第一阶段。道路清障车发展的第二阶段,是以液压传动与控制技术的引入为标志的。20世经70年代第一批全液压系统的道路清障车并涌现出一批著名的道路清障车生产企业,如美国的CENTURY、CHALLENGER、JERR-DAN、WRECKER，奥地利的EMPL，日本的TOKYU，加拿大的NRC等。此阶段内道路清障车技术和生产得到很大发展。首先是系列品种及规格增多,其次是所用的专用底盘、二类底盘多样化，最大型号的道路清障车为4桥，第三是结构多样、功能齐全、具有托举、起吊、拖拽、牵引、背拖、破拆、清洁、维修等功能。第四是工作能力更大。拖举能力最大可达25t，拖牵能力可达48t,起吊能力可达40t。第五是操作方式更先进，工作环境更优越舒适。我国道路清障车虽起步较晚但发展迅速，国内已有近二十家生产道路清障车的厂家。其中形成生产规模的主要厂家有广东粤海汽车有限公司、长沙中联重工科技发展股份有限公司、沈阳北方交通工程公司、江苏扬州盛达特种车有限公司等。20世纪80年代末期，我国开始生产道路清障车。我国道路清障车行业走了一条引进技术与自主开发相结合的道路，紧跟世界道路清障车发展方向,技术基本与世界同步。只是在产品的可靠性和耐用性方面与世界先进水平有一定差距。无论是研发、生产技术还是生产能力我国企业都能满足国内市场需求。主要特点表现在以下几个方面：（1）起点高。国内道路清障车主要生产厂家在产品开发时以国际著名品牌的近代产品为基型剖析、吸纳国际上经济发达国家的道路清障车新类型、新结构、新工艺、新技术和新材料,全面提升了道路清障车技术的起点和水平；（2）配置新。现在多数厂家采用了国际最新技术成果特别是在液压、电气、传感、气动及数控等元器件的应用方面直接引入了这些领域的最新技术；（3）多元化。各生产厂家为满足市场的需求，各种类型的道路清障车不断涌现使品种多元化成为道路清障车技术的一个明显特；。（4）大型工程机械生产企业介入清障车领域.国内诸如中联重科、三一集团等世界级的工程机械大型生产企业凭借其强大的制造实力、研发实力以及优质的售后服务参与到提高清障车技术水平的竞争中来。将大幅度缩短我国与世界清障车设计、制造水平的差距,尽快实现技术水平与世界同步。2.道路清障车的发展趋势我国清障车今后的发展将有如下趋势：（1）重型化趋势。目前国内最大吨位的道路清障车为48t,产品投入市场后很受欢迎。随着我国经济发展越来越快高等级道路越来越长重型运输车辆越来越多,我国对重型清障车的需求越来越大。我国自己开发的60t道路清障车也即将面市,开发80t的道路清障车工作已经开始筹划,道路清障车的重型化趋势也使得重型道路清障车占有的市场比例越来越大。(2)开发专用底盘。目前国内道路清障车所用的底盘绝大多数采用的是普通载重车用二类底盘它的受力方式、结构布局、车体改造等都不能很好地满足道路清障车的需要。道路清障车底盘专用化是国内道路清障车行业发展的必然趋势。(3)应用新技术。利用数控技术、遥控技术来提高道路清障车的自动化程度；利用高强、轻质新材料提高道路清障车各结构件、受力件的强度减轻道路清障车的自质量；利用液压、电气、气动方面的技术创新和最新成果来提高道路清障车的功能；利用表面处理及涂装新技术,防腐防锈,美化外观。（4）多重安全保障。利用传感技术来自动限制道路清障车的超重、超距等违章操作,确保车辆安全。（5）流水线生产。在产品制造过程中开始大量使用专用设备有条件实现道路清障车的流水线生产提高产量,降低成本。道路清障车是一个刚刚起步的朝阳产业，只要路在延长,车在增加,就需要越来越多的道路清障车来保障路的畅通。功能大致相同、吨位相同、质量差不多的道路清障车,国外产品的价格是国内产品的4倍。这说明我国的道路清障车走向世界市场具有很大的竞争优势,成为世界的道路清障车生产大国已经不是遥远的梦想。3.道路清障车企业的发展趋势道路清障车在我国只有短短十几年的发展历程，然而，随着我国社会经济的快速发展，车辆保有量的不断上升，公路特别是高速公路的快速延伸，国内道路清障车产业可谓如火如荼，蒸蒸日上。到目前为止，国内道路清障车已开发出托吊分离型、托吊联体型、平板型、普通型4大系列几百个品种，清障吨位从几百kg到60t，基本能满足各类车辆的拯救清障作业需要。那么，清障车企业下一步的发展方向在哪里呢？回顾过去，展望未来，笔者认为，道路清障车企业具有以下4个发展趋势：（1）车身轻量化趋势。随着全球石油资源消耗量的不断增大，油价也在不断上涨，清障车的使用成本随之提高。有资料显示：轿车的车身自质量每减轻100kg，其100km油耗将减少0.1L。假如清障车的油耗也可以按此计算，那么自质量为3t的清障车，如果能减轻自质量10%，即0.3t，那么其100km就可以减少油耗0.3L；而自质量为54t的重型清障车，如果能减轻自质量10%，即5.4t，那么其100km就可以减少油耗5.4L。一辆车从用户投入使用到报废，要使用几十年，行驶几十万甚至上百万km，那么累计计算下去将是个巨大的数据，能节约大量能源，为用户节省不少的燃油费用支出；因此，随着油价的不断攀升，尤其当攀升到清障车使用寿命内节省的燃油费用大于清障车车身轻量化所花费的费用时，清障车车身轻量化就势在必行了。车身的轻量化可以从设计入手，一是优化车身结构，二是采用高强度钢材或是应用新型材料。对于这方面，国外公司已开始有所行动，如美国的大型清障车车厢基本都使用铝合金材料。（2）生产自动化趋势。目前国内清障车生产企业的产能大都比较低，产品个性化比较强，底盘也多种多样，而且大部分使用的还不是清障车专用底盘。这几方面原因造成了清障车生产大部分都还是人工生产，极少使用自动化设备如机械手等，并且还没有实现流水线生产作业，从一个工序转到下一个工序都要花费不少时间，每一个工序产品的生产和装配效率也很低。和轿车或商用车生产企业相比，清障车生产企业还属于“劳动密集型”企业。随着清障车使用量的增大、生产企业竞争的加剧、劳动力成本的增加和清障车企业实力的增强，以及底盘专用化程度的提高，清障车生产过程自动化会越来越得到普及。它不但能有效降低生产成本，还能提高产品质量。（3）使用过程智能化趋势。国内生产的道路清障车，目前还仅停留在能完成清障任务的阶段，而对于清障过程的监控和记录，预防事故发生，清障车发生故障后的系统自动检测诊断等，却没有实现。这样，一旦清障过程中出现事故，原因很难界定，这往往引起清障车使用者和生产者互相推卸责任，一方说清障车质量有问题，一方说使用者操作不当或超载使用等。如果安装一套由计算机控制的力矩限制器和记录仪，强制清障车吊臂或托臂最大起吊（托）能力，避免因用户擅自调整清障车液压系统压力，因人为超载而引发清障事故，并将清障过程中各个部件的受力情况和操作情况记录下来，给维修保养和事故责任认定提供参考。另外，目前清障车的故障诊断主要依靠广大售后服务人员去完成，售后服务人员专业技术、业务水平的高低决定了一辆清障车的维修效果和效率。而且，一旦一个地区的清障车数量较多，某一时期突然出现故障较多，则售后服务人员往往忙于奔命，还不一定能让用户满意。而如果清障车上安装一套智能化故障诊断系统，则用户自已就能轻松解决一部分清障车的故障，至少可以预先准确告知售后服务人员故障的出处和性质，让售后服务人员有的放矢，有针对性地备齐所需的配件和工具，以提高解决故障的效率。（4）配置精细化趋势。经济社会的发展，人民生活水平的不断提高，对道路车辆的要求也不断提高。例如，近年来出现的豪华旅游大客车，其前悬有2m长，最小离地间隙只有180mm，一旦发生故障或交通事故，用目前市场上普遍使用的清障车根本不能将它拖离事故现场。为此，必须开发超薄超长拖臂型清障车，才能将它拖离事故现场。又如，目前清障车上配置的绞盘，其负载和空载时的收放绳速度是一样的（目前中国市场上也只有收放绳速度一样的绞盘），对于负载收放绳速度，由于是在负载情况下使用，为保证安全，此速度很适合；但有些客户提出，为了提高工作效率，希望绞盘空载时收放绳的速度能提高1到2倍，因此，开发空载和负载时收放绳速度不一样的双速液压绞盘就被提上了工作日程。随着社会车辆的发展和用户要求的提高，清障车的设计也要求越来越精细化。4.对发展清障车技术的建议我国清障车技术发展到现在，可以说已经形成一个学科、一个专业。中国道路交通安全协会对清障车技术提出许多课题进行研讨，应该说为该学科和专业的发展，做出了很有前瞻性的理论探索和基础工作。应该看到，随着我国公路交通事业在今后5年或10年的更大发展和清障车市场需求的更大增长，清障车技术绝不会停止在今天的水平上，也将有一个同步的发展和提高。为此，笔者就今后清障车技术发展提出一些不成熟的建议，与大家探讨。1）开发清障车的专用二类底盘。现在我国清障车所用的二类底盘，绝大多数不是清障车专用底盘，而是采用载货车用的二类底盘。它在受力方式、结构布局、车体改造方面有许多不合理、不适应之处。其一，载货车在纵梁上承受的是均布载荷，前、后轴荷均是向下的压力；而清障车在纵梁上有几处承受的是集中载荷，前轴荷减压，后轴荷加压，受力方式很不合理。其二，作为清障车受力支点的后桥轴承、轮胎及钢板弹簧承受压力偏大，而二类底盘在此受力处并未特殊加强。其三，多数二类底盘在进行车体改造时，要“割尾部”、钻孔加联接板等，造成材料和人力的很大浪费。因此，笔者建议:从行业协会的角度提出开发清障车专用二类底盘的课题由汽车厂和改装厂共同研究合理方案。按大、中、小规格，先选少数几种清障车车型，开发专用底盘。各改装厂和成批量的政府采购也应率先采用专用底盘，以便使汽车底盘制造厂能集中生产形成经济批量。清障车专用底盘的主要技术要求是:轴距较长(加长力臂);后轴承的轮胎、钢板弹簧均要有较大加强(增加支点承受力);车前部有加配重的预留装置(加大力矩);车尾部尽量缩短，并预留改装用的装置(缩短重臂);车身有加联接板的预留孔;甚至提供车体改造用的副梁;等等。笔者认为，对底盘厂来说清障车专用底盘也是一块很大的市场。对于清障车生产厂来说也是可以提高产品功能、省时省力和减少浪费的好事情。2）尽量利用其他学科的技术成果来推动清障车的技术进步。(1)利用液压、电气、气动方面的技术创新和最新成果来提高清障车的功能，实行元器件的国际最优化选购来提升清障车的技术层次。(2)利用数控技术、电视技术、遥控技术来提高清障车的自动化程度。（3)利用传感技术来自动限制清障车的超重、超距等违章操作，确保车辆安全。（4)利用高强、轻质新材料，提高清障车各结构件、受力件的强度，减轻清障车的自质量，增强托重、吊重等功能。（5)利用表面处理及涂装新技术，防腐防锈，美化外观。（6)利用装备制造业的新技术、新产品和新工艺提高道路清障车的整体制造水平。3）加强标准化、系列化、通用化建设。特别要加强国家强制性标准和各种行业标准的宣贯，规范设计、生产和市场，确保质量和安全。还应积极引用发达国家的技术标准，提升产品层次，避免产品出口遇到国外标准设置的技术壁垒。4）加强老产品的更新换代对老产品普遍存在的一些技术问题进行技术攻关，如解决卷扬速度慢，卡具笨重，漏油，锈蚀，以及粗制滥造等问题。加强技术创新，努力打造拥有独立知识产权的民族知名品牌。5）加强产品的《公告》管理、“CCC认证”“ISO9000质量管理体制认证”及“环保核准”等工作，提高企业和产品的技术水平和经营管理水平。6）研究不同用户的需求。研究不同地域、不同等级道路及不同城市用户的需求，研究多功能、多适应性的清障车类型和品种。总之，在党的十六大精神指引下，伴随着全国公路交通事业快速发展，清障车技术的研究水平必将大大提高，清障车行业也必将有一个跨跃式的大发展。道路清障车是一个刚刚起步的朝阳产业，只要路在延长车在增加就需要越来越多的道路清障车来保障路的畅通。功能大致相同、吨位相同、质量差不多的道路清障车国外产品的价格是国内产品的4倍。这说明我国的道路清障车走向世界市场具有很大的竞争优势，成为世界的道路清障车生产大国已经不是遥远的梦想。随着我国煤炭事业的高速发展，井下清障车的发展也越来越快，需求量和实用性也越来越广，本次设计就是针对井下需求的清障车。第一章发动机的选择1.1发动机最大功率Pgmax汽车的动力性能在很大程度上取决于发动机的功率值。发动机功率越大，动力性能就越好，粗略估计发动机功率时，可根据所要求的最大车速来确定，即：式中最大功率，；传动系效率，取重力加速度，；滚动阻力系数，取；空气阻力系数，；汽车正面投影面积，，前轮距，对于重型汽车：；汽车总高，H=2m。所以：最高车速，；汽车总质量，。将以上数据代入：=(28.33+11.23)/0.9 =63.96KW1.2最大功率转速np中型货车柴油机的一般在1800—4000r/min之间，重型货车柴油机的可取得低一些，取1400—1800r/min。1.3发动机型号确定根据以上数据，并结合同类型汽车所选择的发动机型号，我们将该车型的发动机型号定为：YC4D120-20。YC4D120-20发动机的参数如表1—1：额定转速下功率(KW/r/min)90/2800最大扭矩(Nm/r/min)350/1600-1900表1—1所选发动机的参数第二章变速器的总体设计方案分析2.1变速器的设计要求变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置，又称变速箱。它作为汽车动力系统重要的组成部分，主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同需求。此外，变速器还用于使汽车能倒退行驶和在起动发动机以及汽车滑行或停车时使发动机与传动系保持分离；必要时还应有动力输出功能。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求。应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。设置空档，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求，遵守有关标准和法规。需要时应设计动力输出装置。2.2变速器传动机构的型式选择与结构分析变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有级变速器按根据前进档档数的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线式和综合式的。其中固定轴式应用广泛，有两轴式和三轴式之分，前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，而后者多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。2.2.1三轴式变速器与两轴式变速器现代汽车大多都采用三轴式变速器。以下是三轴式和两轴式变速器的传动方案。三轴式变速器如图2-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。图2-1轿车三轴式四档变速器1.第一轴；2.第二轴；3.中间轴两轴式变速器如图2-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%~10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。图2-2两轴式变速器1.第一轴；2.第二轴；3.同步器由于本设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用三轴式变速器2.2.2变速器主传动方案的比较图2-3是三轴式五档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。图2-3a所示方案，除倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图2-3b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图2-3d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，形成一个只有四个前进档的变速器.以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。变速器用图2-3c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图2-3c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。2.2.3倒档的布置方案常见的倒档结构方案有以下几种：图2-4a图2-4b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-4c图2-4d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而经常在货车变速器中使用。图2-4e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-4f图2-4g所示方案是为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用本次设计采用图2-4f所示方案的倒档换档方2.3变速器主要零件的结构方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式等因素。2.3.1齿轮型式齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。2.3.2换档结构型式现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。2.3.3轴承型式变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。在本设计中，第一轴常啮合齿轮及第二轴上齿轮由于内腔尺寸较小，所以采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承按直径系列选用深沟球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴前、后轴承采用圆锥滚子轴承。2.4传动方案的最终设计通过对变速器型式、传动机构方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图2-5所示。其传动路线：1档：一轴→1→2→中间轴→10→9→9、11间同步器→二轴→输出2档：一轴→1→2→中间轴→8→7→5、7间同步器→二轴→输出3档：一轴→1→2→中间轴→6→5→5、7间同步器→二轴→输出4档：为直接档，即一轴→1→1、3间同步器→二轴→输出5档：一轴→1→2→中间轴→4→3→1、3间同步器→二轴→输出倒档：一轴→1→2→中间轴→12→13→11→9、11间同步器→二轴→输出图2-5五档变速器结构简图第三章变速器主要参数的选择与齿轮设计根据井下的环境要求并参考相关的小型车，设计中所采用的相关参数如下：主减速比：7.112最高时速：60km/h轮胎型号：7.50-16（断面宽220外直径：普通花纹810加深花纹820）发动机型号：YC4D120-20最大扭矩：350Nm最大功率：90kw最高转速：2800r/min3.1变速器主要参数的选择3.1.1档位数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4-5个档位的变速器。本设计也采用5个档位。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比（3-1）式中m——汽车总质量；g——重力加速度；ψmax——道路最大阻力系数；rr——驱动轮的滚动半径；Temax——发动机最大转矩；i0——主减速比；η——汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器I档传动比为：（3-2）式中G2——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；φ——路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。由已知条件：满载质量8500kg；rr=405mm；Temax=350Nm；i0=7.112；η=0.9。根据公式（3-2）可得：igI=6.83。超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计取五档传动比igⅤ=0.75。中间档的传动比理论上按公比为：（3-3）根据上式可得出：=1.74。故有：、、（修正为1）。3.1.2中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A，可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式进行初选。（3-4）式中KA——中心距系数，对轿车取KA=8.9~9.3；对货车取KA=8.6~9.6；对多档主变速器取KA=9.5~11TImax——变速器处于一档时的输出扭矩：TImax=TemaxigIη=1151.45N﹒m故可得出初始中心距A=84mm。3.1.3齿轮模数齿轮模数选取的一般原则：1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数；4）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。建议用下列各式选取齿轮模数，第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn（3-5）其中=350Nm，可得出mn=3.3。一档直齿轮的模数mmm（3-6）通过计算m=3.5。所以模数：m=4mm。3.1.4齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表3-1选取。表3-1汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角齿形压力角α螺旋角β轿车高齿并修形的齿形14.5°、15°16°、16.5°25°~45°一般货车GB/T1356-2001规定的标准齿形20°20°~30°重型车GB/T1356-2001规定的标准齿形低档、倒档齿轮22.5°、25°小螺旋角在本设计中变速器齿轮压力角α取20°,啮合套或同步器取30°。在本次设计中螺旋角β取30°。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：b=KcmnKc-齿宽系数，直齿取Kc=(4.4~7.0)mm；斜齿Kc=(7.0~8.6)mm。Mn-法面模数。3.1.5齿轮的变位系数变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。变位系数的选择原则：1）对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。2）对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定3.2.1确定一档齿轮的齿数已知一档传动比（3-7）为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和：（3-8）其中A=84，m=4，故有=42。选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减少因大、小齿轮的齿数间有公约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。则取=43。为使Z9/Z10尽量大一些，应尽量使Z10小一些，可取Z10=12，则Z9=31。上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-8）看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里修正为43，则根据式（3—8）推出A=84mm3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比（3-9）由已知数据可得：而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，且斜齿轮中心距（3-10）由此可得：（3-11）根据已知数据可计算出：。联立方程式可得：=14，Z2=24。则根据式（3-7）可计算出一档实际传动比为：igI=6.53。3.2.3确定其他档位的齿数二档传动比（3-12）而故有：Z7/Z8=1.85，对于斜齿轮：（3-13）故有：联立方程式得：。按同样的方法可分别计算出：三档齿轮，修正后五档齿轮，修正后igv=0.78。所以经修正后的各档的传动比为：igI=6.53、、、、igv=0.78。3.2.4确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取6.35。轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取。而通常情况下，倒档轴齿轮可取=17。由（3-14）可计算出。因本设计倒档齿轮也是斜齿轮，故可得出中间轴与倒档轴的中心距而倒档轴与第二轴的中心距3.3齿轮主要参数表齿轮主要参数归纳如下表3-2。表3-2齿轮主要参数主要参数齿数模数（mm）螺旋角变位系数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径1档Z1012400.8484352Z931-0.81241191282档Z816430°-0.4645968Z7220.48883923档Z620430°0807584Z5180726776常啮Z224430°-0.29691100Z1140.25651605档Z427430°-0.2108103112Z3110.2443948倒档Z1210430°-0.8403544Z13170.132686372Z11250.810095104第四章变速器齿轮的强度计算与材料选择4.1齿轮的损坏原因齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。4.2齿轮的强度计算及材料接触应力与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。4.2.1齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力（4-1）式中——弯曲应力（MPa）；——一档齿轮10的圆周力（N），；其中为计算载荷（N·mm），d为节圆直径。——应力集中系数，可近似取1.65；——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；b——齿宽（mm），取20t——端面齿距（mm）；y——齿形系数，如图4-1所示。图4-1齿形系数图当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为：（4-2）可求得=2285.5Nm故由可以得出=72555.5N；再将所得出的数据代入式（4-1）可得σw10=613.8MPaσw9=484.7MPa当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一档直齿轮的弯曲应力在400~850MPa之间。斜齿轮弯曲应力（4-3）式中为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（4-1）注释相同，，选择齿形系数y时，按当量模数在图（4-1）中查得。二档齿轮圆周力：（4-4）根据斜齿轮参数计算公式可得出：=38960N齿轮8的当量齿数=30.8，可查图（4-1）得：。故可求得：σw8=238.7MPa同理可得：σw7=305.8MPa。依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三档：；四档：；五档：；当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180~350MPa范围内。因此，上述对直齿轮和斜齿轮的计算结果均符合弯曲强度要求。4.2.2齿轮材料接触应力齿轮接触应力（4-5）式中——齿轮的接触应力（MPa）；F——齿面上的法向力（N），；——圆周力在（N）；——节点处的压力角（°）；——齿轮螺旋角（°）；E——齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取；B——齿轮接触的实际宽度，20mm；——主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；直齿轮：（4-6）（4-7）斜齿轮：（4-8）（4-9）其中，分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表：表4-1变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900~2000950~1000常啮合齿轮和高档1300~1400650~700通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：一档：=1998.61MPa；二档：=1325.17MPa；三档：=1233.1MPa四档：=1208.5MPa；五档：=1015.78MPa；倒档：=1904.32MPa对照上表4-1可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。第五章变速器轴的设计与校核5.1变速器轴的结构和尺寸5.1.1轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图5-1所示：图5-1变速器第一轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示：一档齿轮倒档齿轮图5-2变速器中间轴5.1.2轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验第一轴和中间轴：（5-1）第二轴：（5-2）式中P——发动机的最大功率，kwN——发动机的最大转速，r/mind‘=30.5mm为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴和中间轴：d/L=0.160.18；第二轴：d/L=0.180.21。5.2轴的校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。5.2.1第一轴的强度与刚度校核因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为（5-3）式中——扭转切应力，MPa；T——轴所受的扭矩，N·mm；——轴的抗扭截面系数，；P——轴传递的功率，kw；d——计算截面处轴的直径，mm；[]——许用扭转切应力，MPa。其中P=90kw，n=2800r/min,d=24mm；代入上式得：54.12MPa由查表可知[]=55MPa，故[]，符合强度要求。轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为：（5-4）式中T——轴所受的扭矩，N·mm；G——轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G=8.1MPa；——轴截面的极惯性矩，，；将已知数据代入上式可得：对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。5.2.2第二轴的强度与刚度校核1）轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出：（5-5）（5-6）（5-7）式中——至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比2.26；d——计算齿轮的节圆直径，mm，为80mm；——节点处的压力角，为16°；——螺旋角，为30°；——发动机最大转矩，为350N·mm。代入上式可得：；；。危险截面的受力图为：图5-3危险截面受力分析水平面：（160+75）=75，可得出=1317.4N；水平面内所受力矩：垂直面：（5-8）可求出=6879.9N垂直面所受力矩：。该轴所受扭矩为：。故危险截面所受的合成弯矩为：（5-9）可得M则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）：（5-10）将代入上式可得：，在低档工作时[]=400MPa，因此有：，符合要求。2）轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算：（5-11）（5-12）式中——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于；——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于；E——弹性模量（MPa），（MPa），E=MPa；I——惯性矩（），，d为轴的直径（）；a、b——为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（）；L——支座之间的距离（）。将数值代入式（5-11）和（5-12）得：，。故轴的全挠度为，符合刚度要求。第六章变速器同步器与操纵机构的设计6.1同步器设计在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图6-1所示：图6-1锁环式同步器1、9-变速器齿轮2-滚针轴承3、8-结合齿圈4、7-锁环（同步环）5-弹簧6-定位销10-花键毂11-结合套6.1.1同步器的工作原理如图6-2，此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图6-2b），使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图6-2d），完成同步换档。图6-2锁环同步器工作原理6.1.2同步环主要参数的确定(1)同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图6-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图6-3b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm图6-3同步器螺纹槽形式(2)锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan。一般=6°～8°。=6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7°时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7°。(3)摩擦锥面平均半径RR设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为50～60mm。(4)锥面工作长度b（6-1）设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。(5)同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.07～0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2～3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本设计中同步器径向宽度取10.5mm。(6)锁止角锁止角选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在26°～46°范围内变化。本次设计锁止角取。(7)同步时间t同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好EQ。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高档取0.15～0.30s，低档取0.50～0.80s；对货车变速器高档取0.30～0.80s，低档取1.00～1.50s。6.2变速器的操纵机构6.2.1变速器操纵机构的功用变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂两个档位。6.2.2变速器操纵机构应满足的要求设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：1．要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁。a.互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其他变速杆叉轴互被锁止，互锁装置的结构主要有以下几种：互锁销式、摆动锁块式、转动锁止式、三向锁销式，此次设计中互锁装置选择第一种，其结构型式如图6-4所示。b.自锁装置的作用是定位，防止因汽车振动或有小的轴向力作用而致脱档，保证啮合齿轮以全齿长进行啮合，并使驾驶员有换档的感觉。定位作用是通过自锁装置中的弹簧将钢球（或锁销）推入叉轴的凹臼中实现的。变速叉轴的凹臼间距是由挂档齿轮移动的距离来决定的，其结构型式如图6-4所示。c.在汽车行驶过程中，为了防止误挂倒档，以致造成安全事故和损坏传动系，在操纵机构中都设有倒档锁或倒档安全装置。倒档锁能在驾驶员挂倒档时给驾驶员明显手感，以起到提醒作用，防止误挂倒档，其结构见总装配图。图6-4变速器自锁与互锁结构1-自锁钢球2-自锁弹簧3-变速器盖4-互锁钢球5-互锁销6-拨叉轴2．要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度。3．应使驾驶员得到必要的手感。6.2.3换档位置设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点：1.按换档次序来排列；2.将常用档放在中间位置，其它档放在两边；3.为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，有时与1档组成一排。根据以上三点，本次设计变速器的换档位置如图6-5所示：图6-5换档位置图第七章主减速器设计7.1汽车驱动桥的设计要求汽车驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，将转矩合理的分配给左、右驱动车轮使其具有汽车行驶所要求的差速功能。汽车驱动桥是汽车的重要组成，承载着汽车的满载荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。汽车驱动桥结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。驱动桥包含主减速器、差速器、半轴、桥壳和各种齿轮。驱动桥设计应当满足如下基本要求：a)所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。b)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。e)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。f)与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。g)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。7.2主减速器的基本参数选择与设计计算7.2.1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。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。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：(7-1)式中：——车轮的滚动半径，=0.405m；——变速器最高档传动比，=0.78；对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：(7-2)式中：——分动器或加力器的高档传动比；——轮边减速器的传动比。根据所选定的主减速比值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把=2800r/min，=60km/h，=0.405m，=0.78代入(7-1)，计算出=9.14。所以采用二级减速。7.2.2主减速器计算载荷的确定主减速器第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮1).按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Ｔce（7-3）式中——发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比，iTL=6.83×7.12=48.63；——发动机的输出的最大转矩，取310；——传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；——该汽车的驱动桥数目在此取1；——由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取=1.0，由以上各参数可求==13567.772).按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩（7-4）式中——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥所承载130000N的负荷;——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取=0.85；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25;——车轮的滚动半径，滚动半径为0.405m；，——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0所以==497253).按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩（7-5）式中：——汽车满载时的总重量，取130000N——道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.015~0.020；在此取0.018——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.05~0.09在此取0.08——汽车的性能系数在此取0；，，n——见式（7-3），（7-4）下的说明。所以==57337.2.3主减速器基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和，从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1）为了磨合均匀，，之间应避免有公约数。2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6。4）主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。根据以上要求可取=16=29+=45〉40从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即（7-6）——直径系数，一般取13.0～16.0——从动锥齿轮的计算转矩，，为Tce和Tcs中的较小者所以=（13.0～16.0）=（210.05～281.6）初选=250则=/=250/29=8.93参考《机械设计手册》选取9，则=255根据=来校核=9选取的是否合适，其中=（0.3～0.4）此处，=（0.3～0.4）=（7.16～9.54），因此满足校核。圆柱齿轮的齿数及分度圆直径根据主减速比和主从动锥齿轮的齿数可以确定圆柱齿轮的主从的齿轮齿数分别为：z01=9，z02=27则其分度圆直径分别为d01=80，d02=2454.主，从动锥齿轮齿面宽和对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的0.3倍，即，而且应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：=0.155255=39.5在此取40一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%~20%较为合适，在此取=485.中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35°。6.螺旋方向主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。7.法向压力角加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定重型载货汽车可选用22.5°的压力角。7.2.4主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表7-1主减速器圆弧锥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162从动齿轮齿数293端面模数9㎜4齿面宽=48mm=40㎜5工作齿高15.3㎜6全齿高=16.992㎜7法向压力角=22.5°8轴交角=90°9节圆直径=146㎜=255㎜10节锥角arctan=90°-=29.745°=60.255°11节锥距A==A=147.13㎜12周节t=3.1416t=28.274㎜13齿顶高=7.65㎜14齿根高==9.342㎜15径向间隙c=c=1.692㎜16齿根角=3.633°17面锥角=33.378°=63.888°18根锥角===26.112°=56.622°19齿顶圆直径==95.927㎜=363.359㎜20节锥顶点止齿轮外缘距离=123.705㎜=66.358㎜21理论弧齿厚=20.53mm=7.74mm22齿侧间隙B=0.305～0.4060.4mm23螺旋角=35°7.2.5主减速器圆弧锥齿轮的强度计算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。1）齿轮的损坏形式及寿命齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下：（1）轮齿折断主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。=1\*GB3①疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。=2\*GB3②过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。（2）齿面的点蚀及剥落齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。=1\*GB3①点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。=2\*GB3②齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。（3）齿面胶合在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。（4）齿面磨损这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。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。在要求使用寿命为20万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9N／mm.表6-2给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。表7-2汽车驱动桥齿轮的许用应力N／mm计算载荷主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力按式（6-1）、式（6-2）计算出的最大计算转矩Tec，Tcs中的较小者7002800980按式（6-3）计算出的平均计算转矩Tcf210.91750210.9实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩Tec和最大附着转矩Tcs并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。2）主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算（1）单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即N／mm(7-7)式中：P——作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩两种载荷工况进行计算，N；——从动齿轮的齿面宽，在此取40mm.按发动机最大转矩计算时：N／mm（7-8）式中：——发动机输出的最大转矩，在此取310；——变速器的传动比；——主动齿轮节圆直径，在此取146mm.按上式N／mm按最大附着力矩计算时：N／mm（7-9）式中：——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取130000N；——轮胎与地面的附着系数，在此取0.85：——轮胎的滚动半径，在此取0.405m按上式=8775N／mm在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%～25%。经验算以上两数据都在许用范围内。（2）轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为N/（7-10）式中：——该齿轮的计算转矩，N·m;——超载系数；在此取1.0——尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当ｍ时，，在此＝0.772——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，＝1.00～1.1；其他方式支承时取1.10～1.25。支承刚度大时取最小值。——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取1.0;——计算齿轮的齿面宽，mm;——计算齿轮的齿数；——端面模数，mm;——计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数。载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。按图2-1选取小齿轮的＝0.225，大齿轮＝0.195.按上式＝49.7N/<210.3N/=91.9N/<210.3N/所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。图7-1弯曲计算用综合系数J(3)轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为N/(7-11)式中：——主动齿轮的计算转矩；——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6/mm;，，——见式(7-10)下的说明；——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1.0；——表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0——计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图7-2选取=0.115按上式=1046〈1750N/主、从动齿轮的齿面接触应力相等。所以均满足要求。图7-2接触计算用综合系数7.2.6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。汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%～1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。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。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi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58～64HRC，而心部硬度较低，当端面模数〉8时为29～45HRC。7.2.7主减速器轴承的计算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。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：(7-12)式中：——发动机最大转矩，在此取310N·m；，…——变速器在各挡的使用率，可参考表7-3选取；，…——变速器各挡的传动比；，…——变速器在各挡时的