主、本設(shè)計是對載貨汽車設(shè)計一個結(jié)構(gòu)合理、工作性可靠的雙級主減速器。此雙級主減速器是由兩級齒輪減速組成。與單級主減速器相比，在保證離地間隙相同時可得到很大的傳動比，并且還擁有結(jié)構(gòu)緊湊，噪聲小，使用壽命長等優(yōu)點(diǎn)。本文論述了雙級主減速器各個零件參數(shù)的設(shè)計和校核過程。設(shè)計主要包括：主減速器結(jié)構(gòu)的選擇、從動錐齒輪的設(shè)計、軸承的校核。主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。對發(fā)動機(jī)縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。主、關(guān)鍵詞：載貨汽車；雙級主減速器；齒輪；校核；設(shè)計ABSTRACTThisdesignisdesignsastructuretothetrucktobereasonable,workrelatedreliabletwo-stagemaingearbox.Thistwo-stagemaingearboxiscomposedoftwolevelofgearreductions.Compareswiththesinglestagemaingearbox,whentheguaranteegroundclearaneeisthesamemayobtaintheverygreatvelocityratio,andalsohasthestructuretobecompact,thenoiseissmall,servicelifelongandsoonmerits.Thisarticleelaboratedthetwo-stagemaingearboxeachcomponentsparametercomputationandtheselectionprocess,andthroughcomputationexamination.Thedesignmainlyincludes:Maingearboxstructurechoice,host,drivenbevelgear'sdesign,bearing'sexamination.Themainreducerinthetransmissionlinesusedtoreducevehiclespeed,increasedthetorque,itislessdependentonthebevelofmoregeardriveoflessbevelgear.PurchaseoftheIongitudinalengineautomobiles,themainbevelgearreduceralsousedtochangethedrivingforceforthedirectionoftransmission.Keywords:Truck；Two-stageMainReductionGea;Gear；CheckTOC\o"1-5"\h\z摘要 I\o"CurrentDocument"Abstract II\o"CurrentDocument"第1章緒論 1\o"CurrentDocument"1.1概述 11.1.1主減速器的概述 11.1.2主減速器設(shè)計的要求 1\o"CurrentDocument"1.2主減速器的結(jié)構(gòu)方案分析 21.2.1主減速器的減速形式 21.2.2主減速器的齒輪類型 21.2.3主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 3\o"CurrentDocument"1.3主要涉及內(nèi)容及方案 4\o"CurrentDocument"第2章主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核 5\o"CurrentDocument"2.1主減速器傳動比的計算 52.1.1輪胎外直徑的確定 52.1.2主減速比的確定 62.1.3雙級主減速器傳動比分配 7\o"CurrentDocument"2.2主減速齒輪計算載荷的確定 8\o"CurrentDocument"2.3主減速器齒輪參數(shù)的選擇 10\o"CurrentDocument"2.4主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強(qiáng)度計算 122.4.1主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 122.4.2主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度校核 13\o"CurrentDocument"2.5第二級齒輪模數(shù)的確定 17\o"CurrentDocument"2.6雙級主減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇 18\o"CurrentDocument"2.7齒輪的校核 19\o"CurrentDocument"2.8主減速器齒輪的材料及熱處理 20\o"CurrentDocument"2.9本章小結(jié) 21\o"CurrentDocument"第3章軸承的選擇和校核 22\o"CurrentDocument"3.1主減速器錐齒輪上作用力的計算 22\o"CurrentDocument"3.2軸和軸承的設(shè)計計算 24\o"CurrentDocument"3.3主減速器齒輪軸承的校核 26\o"CurrentDocument"3.4本章小結(jié) 29\o"CurrentDocument"第4章軸的設(shè)計 30\o"CurrentDocument"4.1一級主動齒輪軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計 30\o"CurrentDocument"4.2中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 31\o"CurrentDocument"4.3本章小結(jié) 32\o"CurrentDocument"第5章軸的校核 33\o"CurrentDocument"5.1主動錐齒輪軸的校核 33\o"CurrentDocument"5.2中間軸的校核 35\o"CurrentDocument"5.3本章小結(jié) 37結(jié)論 38致謝 39\o"CurrentDocument"參考文獻(xiàn) 40附錄 錯誤！未定義書簽。第1章緒論1.1概述1.1.1主減速器的概述主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。對發(fā)動機(jī)縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅(qū)動輪上要求必須具有一定的驅(qū)動力矩和轉(zhuǎn)速，在動力向左右驅(qū)動輪分流的差速器之前設(shè)置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質(zhì)量減小、操縱省力[1]0對于載貨汽車來說，要傳遞的轉(zhuǎn)矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運(yùn)輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機(jī)，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而主減速器在傳動系統(tǒng)中起著非常重要的作用。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經(jīng)濟(jì)性日益成為人們關(guān)心的話題，這不僅僅只對乘用車，對于重型載貨汽車，提高其燃油經(jīng)濟(jì)性也是各商用車生產(chǎn)商來提高其產(chǎn)品市場競爭力的一個法寶，因?yàn)橹匦洼d貨汽車所采用的發(fā)動機(jī)都是大功率，大轉(zhuǎn)矩的，裝載質(zhì)量在十噸以上的載貨汽車的發(fā)動機(jī)，最大功率在 140KW以上，最大轉(zhuǎn)矩也在700Nm以上，百公里油耗是一般都在34L左右。為了降低油耗，不僅要在發(fā)動機(jī)的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。因此，在發(fā)動機(jī)相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機(jī)匹配性比較高的傳動系便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設(shè)計新型的主減速器已成為了新的課題。1.1.2主減速器設(shè)計的要求驅(qū)動橋中主減速器的設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求⑴：1、 所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。2、 外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。3、 在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與動協(xié)調(diào)。4、 在保證足夠的強(qiáng)度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。5、 結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。本設(shè)計主要研究雙級主減速器的結(jié)構(gòu)與工作原理，并對其主要零部件進(jìn)行了強(qiáng)度校核1.2主減速器的結(jié)構(gòu)方案分析主減速器的結(jié)構(gòu)型式主要是根據(jù)其齒輪類型、主、從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異［2］。1.2.1主減速器的減速形式為了滿足不同的使用要求，主減速器的結(jié)構(gòu)形式也是不同的 ⑹。根據(jù)主減速器的使用目的和要求的不同，其結(jié)構(gòu)形式也有很大差異。按主減速器所處的位置可分為中央主減速器和輪邊減速器，按參加減速傳動的齒輪副可分為單級式主減速器和雙級式主減速器。按主減速器速比的變化可分為單速主減速器和雙速主減速器兩種。單級式主減速器應(yīng)用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。雙級式主減速器應(yīng)用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側(cè)車輪附近，實(shí)際上成為獨(dú)立部件，則稱輪邊減速器。由于本文設(shè)計的是重型汽車主減速器，由于它的主傳動比比較大，故選用二級主減速器［3］［4］。1.2.2主減速器的齒輪類型根據(jù)主減速器的使用目的和要求的不同，其結(jié)構(gòu)形式也有很大差異。按主減速器所處的位置可分為中央主減速器和輪邊減速器，按參加減速傳動的齒輪副可分為單級式主減速器和雙級式主減速器。按主減速器速比的變化可分為單速主減速器和雙速主減速器兩種。按齒輪副結(jié)構(gòu)形式可分為圓柱齒輪式和圓錐齒輪式兩種。 按齒型的不同，又分為螺旋錐齒輪和雙曲面錐齒輪。他們有著不同的特點(diǎn)：螺旋錐齒輪，其主、從動齒輪軸線相交于一點(diǎn)，交角可以是任意的，但在絕大多數(shù)的汽車驅(qū)動橋上，主減速齒輪副都是采用90交角的布置。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的齒輪同時嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受大的負(fù)荷。加之其齒輪不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端，使得其工作平穩(wěn)，即使在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時，噪聲和振動也很小。傳動效率高，能達(dá)到 99%，生產(chǎn)成本也較低，不需要特殊的潤滑，工作穩(wěn)定性能好。但對嚙合精度很敏感。雙曲面齒輪的特點(diǎn)是主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離。雙曲面齒輪傳動不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強(qiáng)度提高約30%，齒面的接觸強(qiáng)度提高，選用較少的齒數(shù)，有利于增加傳動比和降低轎車車身高度，并可減小車身地板中部凸起通道的高度，從而得到更大的離地間隙，利于實(shí)現(xiàn)汽車的總體布置等優(yōu)點(diǎn)。但雙曲面齒輪加工工藝要求比較高。

本文設(shè)計的雙級主減速器第一級選取弧齒錐齒輪，第二級選取圓柱齒輪。123主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況， 才能使它們很好地工作齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質(zhì)量裝配調(diào)整及軸承主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。1、主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和騎馬式支承兩種。查閱資料、文獻(xiàn)，經(jīng)方案論證，采用懸臂式支承結(jié)構(gòu)（如圖1.1（a）所示）。1—調(diào)整墊片 21—調(diào)整墊片 2—調(diào)整墊圈（a）懸臂式支承 （b）騎馬式支承圖1.1主動錐齒輪的支承型式2、從動錐齒輪的支承2、從動錐齒輪的支承從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸cd有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)肋以增強(qiáng)支承穩(wěn)定性，2.2所示）。為了增加支承剛度，兩軸為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處c-d應(yīng)不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應(yīng)是c等于或大于d圖1.2圖1.2從動錐齒輪的支承型式1.3主要涉及內(nèi)容及方案其主要的內(nèi)容為有：1.主減速比的計算；2.主減速比的分配；3.—級齒輪傳動機(jī)構(gòu)的設(shè)計和校核；4?二級齒輪傳動的設(shè)計和校核；5.軸承的選擇和校核；6.軸的選擇了達(dá)到增大離地間隙和柱減速器的功能要求，在這些內(nèi)容中最重要的是如何合理的分配好主減速比。在這個過程中，只有反復(fù)的通過計算，不斷調(diào)整一、二級的減速比。主要方案：運(yùn)用齒輪傳動原理，先用圓錐齒輪改變其轉(zhuǎn)矩的方向，并同時達(dá)到減速增扭的目的。讓后再通過圓柱齒輪副最終達(dá)到我們自己所需要的速度和扭矩。第2章主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核2.1主減速器傳動比的計算2.1.1輪胎外直徑的確定載貨汽車的參數(shù)如下表2.1：表2.1基本參數(shù)表名稱代號參數(shù)驅(qū)動形式4X2裝載質(zhì)里/t8.510總質(zhì)里/t16發(fā)動機(jī)取大功率/kw及轉(zhuǎn)速/r/minPemax-np140-2500發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩/N.m及轉(zhuǎn)速/r/minTemax-nT700-1400輪胎型號11.00-20變速器傳動比igigl5.2igh0.72最咼車速/km/hVamax92由上表可知載貨汽車的輪胎型號為11.00-20,其中20為輪*名義尺寸D、單位為英寸。11.00為輪胎的寬B、單位也為英寸。b為輪*輪緣高度尺寸（單位mm）,在這里取B（14.00）如下圖所示：通常乘用車輪胎斷面寬高比H/B的兩位百分?jǐn)?shù)表示為系列數(shù)，例如H/B為0.88,0.82,0.80，0.70，0.60， 0.50時，則分別稱其為88，82，80，70，60，50系列，轎車多采用的其后三種系列。商用車輪胎的高寬比為：有內(nèi)胎的為0.95;無內(nèi)胎為0.85。載貨汽車設(shè)計選用的輪胎是加深花紋的輪胎［劉惟信版《汽車設(shè)計》表2-20］，型號為11.00-20,可查得輪胎的外直徑為：dr=1100mm （2.1）dr=1.10m

圖2.1輪胎的斷面圖2.1.2主減速比的確定主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。 io的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動系的總傳動比iT一起由整車動力計算來確定。可利用在不同io下的功率平衡圖來研究io對汽車動力性的影響。對發(fā)動機(jī)與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇 io可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性⑸。對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機(jī)最大功率Pemax及其轉(zhuǎn)速門卩的情況下，所選擇的i。值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速Vamax。這時io值應(yīng)按下式來確定：io=0.377rgio=0.377rgVamaxigh(2.2)式中rr 式中rr 車輪的滾動半徑，片二乞刃壬厶口，單位m；2igh 變速器最高檔傳動比；vamax——最高車速；np 發(fā)動機(jī)最大功率時的轉(zhuǎn)速。對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而最高車速稍有下降,io一般選得比上式求得的大10%-25%即按下式選擇:i0=i0=(0.377?0.472)IpVamaxlgh^H丨LB式中rr——車輪的滾動半徑，m；igh 變速器最高檔傳動比；iFH 分動器和加力器的最高檔傳動比;Lb 輪邊減速器的傳動比。本設(shè)計中沒有分動器和加力器，所以iFH=1;也沒有輪邊減速器，所以iLB=1。按以上兩式求得的io值應(yīng)該與同類汽車的相應(yīng)值作比較，并考慮到主、從動主減速器齒輪可能有的齒數(shù)，將io值予以校正并最后確定下來。由式（2.2）得，取功率儲備系數(shù)為0.420，即：i0=0.420一 （2.4）VamaxighiFHiLB把rr=0.55m、np=2500r/min、vamax=92km/h>iFH=1>iLB=1>igh=0.72代入式（2.4）中，算的i°=8.18。并與同類汽車比較也傳動比也相差不大，最終確定 i0=8.18。因?yàn)閕。大于了7.6，所以得采用雙級主減速器。2.1.3雙級主減速器傳動比分配一般情況下第二級減速比G與第一級減速比心之比值（心/山）約在1.4?2.0范圍內(nèi)，而且趨于采用較大的值，以減小從動錐齒輪的半徑及負(fù)荷并適應(yīng)當(dāng)增多主動錐齒輪的齒數(shù)，使后者的軸徑適當(dāng)增大以提高其支承剛度 ⑹7］;這樣也可降低從動圓柱齒輪以前各零件的負(fù)荷從而可適當(dāng)減小其尺寸及質(zhì)量。在這里因?yàn)橹鳒p速比比較大，為了使得二級主減速器從動齒輪的直徑小一些， 可以取心/*也小一些，在這里取1.1。一般，雙級主減速器第一主動錐齒輪的齒數(shù) 乙多在9?15范圍內(nèi)［8］，由于一般常規(guī)的載貨汽車乙最大可取到11,為了提高主動齒輪的強(qiáng)度，我們在這里取最大 乙=11,則可算得：i01?1九73'其Si、需=3.00'修定總傳動比得i0譏心19可算得：i012.2主減速齒輪計算載荷的確定(2.5)(2.6)通常是將發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（Tje、T(2.5)(2.6)Tje=Temaxbl K。T/nG2 ：rrLB』LB式中Temax一一發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，NmTL 由發(fā)動機(jī)到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比,iTL=i0i1=8.195.2=42.59;T——上述傳動部分的效率，取 T=0.9；K。一一超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野車以及液力傳動的各類汽車取K=1；n――該車的驅(qū)動橋數(shù)目，在這里n=1；G2――汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷， N;對后橋來說應(yīng)該考慮到汽車加速時的負(fù)荷增大；:――輪胎對路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車， 取「=0.85,對于越野汽車取 =1.0，對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車取 =1.25；rr――車輪的滾動半徑，m；LB,iLB――分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率和減速比（例如輪邊減速器等），在這里取LB=1,心=1。由表2-1中可知，把Temax=700（Nm）代入式（2-5）得:Tje=Temax^TLK0'T，n

Tje=700Nm42.5910.9/1Tje=26831.70(Nm)各類汽車軸荷分配范圍如下圖:表2.2驅(qū)動橋質(zhì)量分配系數(shù)車型空載滿載前軸后軸前軸后軸轎車前置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動56%~66%34%~44%47%~60%40%~53%前置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動50%~55%45%~50%45%~50%50%~55%后置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動42%~59%41%~50%40%~45%55%~60%貨車4X2后輪單胎50%~59%41%~50%32%~40%60%~68%4X2后輪雙胎，長頭、短頭車44%~49%51%~55%27%~30%70%~73%4X2后輪雙胎，平頭車49%~54%46%~51%32%~35%65%~68%6X4后輪雙胎31%~37%63%~69%19%~24%76%~81%本文設(shè)計車型為42后輪雙胎，平頭車，滿載時前軸的負(fù)荷在32%?35%,取34%;(2.8)(2.9)后軸為65%?68%,取66%。該車滿載時的總質(zhì)量為G=16t，則可求得前后軸的軸荷G1和(2.8)(2.9)G1=0.34G=0.3416t=5.44tG2=0.66G=0.6616t=10.56t把式（2.1）和式（2.9）的值代入式（2.6）,可得LBLB

41.05610 9.8N 0.850.55m(2.10)(2.10)Tj=48380.640(Nm)取Tjmin(Tje、「J，即f=26831.70(Nm)為強(qiáng)度計算中用以驗(yàn)算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車倆穩(wěn)定，其正常持轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均牽引力的值來確定的，即主加速器的平均計算轉(zhuǎn)矩為(2.11)5=(3"J仟(fR第fp(2.11)Ilb"lbn式中：Ga——汽車滿載總重1.6104>9.8=156800N；GT——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取Gt=0;fR――道路滾動阻力系數(shù)，載貨汽車的系數(shù)在 0.015?0.020;初選fR=0.018;fH――汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。貨車和城市公共汽車通常取0.05?0.09,可初取fH=0.08;fP――汽車性能系數(shù)(2.12)」 0.19嗎(2.12)P_100[ Temax當(dāng)0.195(GaGt)=43.68>16時，取fP=0。Temaxrr，Ilb，LB，n，Temax等見式(2.5)(2.6)下的說明。把上面的已知數(shù)代入式(2.11)可得：(2.13)Tjm=(GaGt)rr(fRfH fP)=8451.52(Nm(2.13)ILB'LBn2.3主減速器齒輪參數(shù)的選擇1、齒數(shù)的選擇對于普通雙級主減速器，由于第一級減速比ioi比第二級的i02小一些，這時第一級主動錐齒輪的齒數(shù)zi可選得較大些，約在9?15范圍內(nèi)。第二級圓柱齒輪的傳動齒數(shù)和可選在68_10的范圍內(nèi)。在這里我們選擇乙=11。則z2二乙i01=112.73=30.03取z2=30，修正第一級的傳動比i01 =2.73;i02 3.00。z1 i012、 節(jié)圓直徑的選擇節(jié)圓直徑的選擇可根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 (見式2-5,式2-6中取兩者中較小的一個為計算依據(jù))按經(jīng)驗(yàn)公式選出：d^Kd23T； (2.14)式中：Kd2――直徑系數(shù)，取Kd2=13?16;Tj——計算轉(zhuǎn)矩，Nm,取Tj.■：，Tje中較小的，第一級所承受的轉(zhuǎn)矩：Tje「=丄=8943.90(Nm) (2.15)i02把式(2.15)代進(jìn)式(2.14)中得到d2=269.84?332.12mm;初取d2=300mm。3、 齒輪端面模數(shù)的選擇當(dāng)d2選定后，可按式mt二d2/z2可算出從動齒輪大端模數(shù)， g=10mm。4、 齒面寬的選擇汽車主減速器螺旋錐齒輪齒面寬度推薦為：F=0.155d2=46.50mm，可初取F2=50mm。5、 螺旋錐齒輪螺旋方向一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢⑵。6、 螺旋角的選擇螺旋角應(yīng)足夠大以使齒面重疊系數(shù) mF-1.25。因mF愈大傳動就越平穩(wěn)噪聲就越低。螺旋角過大時會引起軸向力亦過大，因此應(yīng)有一個適當(dāng)?shù)姆秶?。在一般機(jī)械制造用的標(biāo)準(zhǔn)制中，螺旋角推薦用35°[9]。7、 齒輪法向壓力角的選擇

根據(jù)格里森規(guī)定載貨汽車和重型汽車則應(yīng)分別選用 20>22'30的法向壓力角則在這里選擇的壓力角為202.4主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強(qiáng)度計算2.4.1主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸的計表2.3雙級主減速器一級齒輪的幾何尺寸計算用表序號項 目計算公式計算結(jié)果1主動齒輪齒數(shù)Z1112從動齒輪齒數(shù)Z2303大端模數(shù)mt10.00mm4齒面寬bb2=50mm5工作齒高h(yuǎn)g=H1mhg=17.00mm6全齒高h(yuǎn)=H2mh=18.887法向壓力角Cta=20°8軸交角E送=90°9節(jié)圓直徑d=mzd1=110mmd2=300mm10節(jié)錐角和=arctan^Z2丫2=90°-Y1篤=20.14=Y2=69.86°11節(jié)錐距d1 d2A0= :—= :—2sin;/12sin；'A0=159.74mm12周節(jié)t=3.1416mt=31.42mm13齒頂咼ha1=hg—ha2ha2=kamha1=11.88mmha2=5.12mm14齒根高h(yuǎn)f=h-hahf1=7.00mmhf2=13.76mm15徑向間隙c=h-hgc=1.88mm

序號項 目計算公式計算結(jié)果16齒根角5=arctan丄Ao&=2.51：d2=4.92%1八+? ；V01=25.06：17面錐角%2=篤+01%2=72.37’『R1=珀一§1；VR1=17.63°18根錐角7 -Y §R2_ 2_巾YR2=64.94°d01=d1+2ha1cos?1d01=132.31mm19齒頂圓直徑d02=d2+2ha2COS?2d02=303.53mm節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外2Ak1=—-ha1sin'認(rèn)2Ak1=145.91mm20緣距離d1 斗Ak2=—一ha2sin；22Ak2=50.19mm21理論弧齒厚3=S2=mS]=S2=10mm22齒側(cè)間隙B=0.254?0.3300.320mm23螺旋角PP=35°242主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度校核在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)對其強(qiáng)度進(jìn)行計算，以保證其有足夠的強(qiáng)度和壽命以及安全可靠性地工作。在進(jìn)行強(qiáng)度計算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計算：1主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計算單位齒長上的圓周力，如圖2.2所示：PP=F （2.16）式中：p 單位齒長上的圓周力，N/mm；P――作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax和最大附著力矩兩種

載荷工況進(jìn)行計算；「從動齒輪齒寬，及F=b=50mm。圖2.2圖2.2主動錐齒輪受力圖按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算時:TemaxigTemaxig1。'diF=1323.64Nm(2.17)按最大附著力矩計算時::rr:rr103=6582.40N/mm(2.18)上式中：G2――后輪承載的重量，單位N；：――輪胎與地面的附著系數(shù)，查劉惟信版《汽車設(shè)計》表9-13,=0.85；rr――輪胎的滾動半徑，m；d2 從動輪的直徑，mm?？傻玫捷d貨汽車一檔時的單位齒長上的圓周力p許=1429Nm。式（2.17）所算出來的值小于P許，所以符合要求，雖然附著力矩產(chǎn)生的p很大，但由于發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制p最大只有1429Nm0可知，校核成功。2、輪齒的彎曲強(qiáng)度計算

汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應(yīng)力匚w(N/mm2)為(2.19)宀2103TjKoKs(2.19)7二 KvFzm2J式中：Ko――超載系數(shù)1.0;Ks――尺寸系數(shù)Ks=.m=0.792;25.4Km――載荷分配系數(shù)，當(dāng)一個齒輪用騎馬式支承型式時， Km二1.10?1.25;取Km=1.1；Kv——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取1;m 端面模數(shù)，mm。m=10mm;F 齒面寬度，mm;z齒輪齒數(shù)；T――齒輪所受的轉(zhuǎn)矩，Nm;J――計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，見圖2.1相哄舎窗輪的無疑相哄舎窗輪的無疑圖2.3彎曲計算用綜合系數(shù)J由上圖可查得：小齒輪系數(shù)J1=0.220,大齒輪系數(shù)J?=0.187;把這些已知數(shù)代入式(2.19)可得：

--w1_2103--w1_2103二KvTKoKsKm210 8946.661.00.7961.12= 2 FzmJ1 15011100.2202.73=474.30Nmm2Jw221503010 0.187TK0KSKm2103Jw221503010 0.187KvFzm2J2=586.48Nmm2汽車驅(qū)動橋的齒輪，承受的是交變負(fù)荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根

疲勞折斷和由表面點(diǎn)蝕引起的剝落。按Tj,Tje中最小的計算時，汽車主減速器齒輪的許用應(yīng)力為700MPa（或按不超過材料強(qiáng)度極限的75%）。根據(jù)上面計算出來的n分別為474.30N/mm2(474.30MPa)>586.48N/mm2(586.48MPa)，它們都小于700MPa，所以校核成功。3、輪齒的接觸強(qiáng)度計算螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應(yīng)力（MPa）為:(2.20)(2.20)式中：Cp 材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取 232.6N2/mm；K0，Km，Kv――見式（2-19）下的說明，即K°=1,Km=1.1，匚=1;Ks——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗(yàn)的情況下，可取1;Kf――表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取 1；T1j 主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩；J――計算應(yīng)力的綜合系數(shù)，見圖3.2所示，可查的J=0.102圖2.4接觸強(qiáng)度計算綜合系數(shù) 圖2.4接觸強(qiáng)度計算綜合系數(shù) J按發(fā)動機(jī)輸出的轉(zhuǎn)矩計算可得:rCp.2TijKoKsKmKf-103=232.6：28946.66111.11103adi\ KvFJ =110 ： 1500.1022.73=2514.16MPa按發(fā)動機(jī)平均輸出的轉(zhuǎn)矩計算可得：疔CPI2T1jK0KsKmKf10=232.628451.52111.111035一d1［ KvFJ =110'. 1500.10210.46=1248.37MPa汽車主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力為：當(dāng)按式(2.5),(2.6)中較小者計算時許用接觸應(yīng)力為2800MPa，二je小于2800MPa，所以校核成功；當(dāng)按發(fā)動機(jī)平均輸出的轉(zhuǎn)矩計算時許用接觸應(yīng)力為1750MPa，二jm小于1750MPa，所以校核成功。2.5第二級齒輪模數(shù)的確定1、材料的選擇和應(yīng)力的確定齒輪所采用的鋼為20CrMnTi滲碳淬火處理，齒面硬度為56?62HRC，-HLim=1500MPa，二fe=850MPa［9］。由于齒輪在汽車倒檔時工作的時間很少，并且一檔時的轉(zhuǎn)矩比倒檔時的轉(zhuǎn)矩大，所有我們可以認(rèn)為齒輪只是單向工作。斜齒圓柱齒輪的螺旋角B可選擇在16°?20°這里取B=16，法向壓力角口=20?。由i02 2=3.00，乙z2=68士10=58?78取z1z2=68得乙=17，z2=51，修正乙傳動比i023.00，其二級從動齒輪所受的轉(zhuǎn)矩T2=8943903.00=傳動比i0217取Sf=1.25,Sh=1［查李仲生主編的《機(jī)械設(shè)計》書表11-5］;取Zh=2.5,Ze=189.8［查李仲生主編的《機(jī)械設(shè)計》書表11-4］得：［61］珂二F2［二H1］二［二［61］珂二F2［二H1］二［二H2］=FESf850MPa=680MPa1.25'HLimSh1500MP,=1500MPa12、齒輪的彎曲強(qiáng)度設(shè)計計算2KTbdmn2KTbdmnYFaYsa汀「F】=680MPa(2.21)式中：K――載荷系數(shù)，齒輪按8級精度制造取K=1.3;T――所計算齒輪受的轉(zhuǎn)矩；b 齒寬；d——計算齒輪的分度圓直徑;mn模數(shù)；YFa――齒型系數(shù)，由當(dāng)量齒數(shù)Zv1zYFa――齒型系數(shù)，由當(dāng)量齒數(shù)Zv1zcos3:—137^=19,cos16z 51心才=六=56及可得冷耳96；滄=2.35［查李仲生主編的《機(jī)械設(shè)計》書圖11-8］；=1.70［由Zv查李仲生主編的《機(jī)械Ysa――應(yīng)力修正系數(shù)，可得Ysa1=1.70［由Zv查李仲生主編的《機(jī)械設(shè)計》書圖11-9]。因 丫Fa1丫Sa1=2..961.55=0.006孔丫Fa2丫Sa2二2.351.70=0.00588[crF1] 680 [°>2] 680故應(yīng)對小齒輪進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計算：法向模數(shù)mn式中：'d法向模數(shù)mn式中：'d——齒寬系數(shù)，d=0.8,把已知數(shù)代入上式得：3"［查李仲生主編的《機(jī)械設(shè)計》書（表11.6）］。Sa1 2cosTOC\o"1-5"\h\z32KT1YFa,Sa1 2：321.48943.901032.961.55 2.0.8172mn_3 2 cos-=3 2 cos0.8172.dZ；[；「F1] 0.8172 680由李仲生主編的《機(jī)械設(shè)計》書表4-1取mn=9mm[10]。2.6雙級主減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇正常齒標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸見表 3-2o表3.2正常齒標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸計算名稱代號計算公式齒頂咼haha=l%n*mn，其中l(wèi)%n=1頂隙cC=Cn*mn，其中Cn=0.25齒根高h(yuǎn)fhf=ha+c=1.25mn齒高h(yuǎn)h=ha+hf=2.25mn

分度圓直徑d.mnZd=cosP頂圓直徑dada=d+2ha=d+2mn根圓直徑dfdf=d-2hf=d-2.5mn中心距ad1+d2mn(Z1+Z2)2 2cosPA=mziz2cos:=315.93mm,取A=316mm;ha=hanmn=9mm,c=cnmn=2.25mm,hf=ha+c=1.25mn=11.25mm,h=ha+hf=2.25mn=20.25mm,d^mnZ=158mm,cosPd^mnZ2=474mm,da1=d12mn=176mm,da2=d22mn=492mm,cosPdf1p-2.5mn=135.5mm:136mm,df2二d2-2.5mn=451.5mm、452mm,齒寬b=Id1=0.8158=126.4mm,為了安全把齒寬可取大些，在這里取b=132mm2.7齒輪的校核1、齒輪彎曲強(qiáng)度校核主、從動齒輪的彎曲強(qiáng)度,bd11、齒輪彎曲強(qiáng)度校核主、從動齒輪的彎曲強(qiáng)度,bd1mnFa11Sa1把上面已知數(shù)據(jù)代入式(2.21)得:21.48943.901032.961.55MPa1321589=612.12十f］=680MPa-F12KT1

bd-F12KT1

bd2mn丫Fa2丫Sa221426831701032.351.70MPa1324749=533.00MPa乞［；十］=680MPa齒輪的彎曲強(qiáng)度滿足要求。2、齒面接觸強(qiáng)度校核2KTu1"乙詆譏2KTu1"乙詆譏d2「八］=1500吧(2.22)式中：Ze――材料彈性系數(shù)，Ze=2.5；Zh――節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，Zh=189.8;Zp――螺旋角系數(shù)，Zp=Jcos0=0.98；

u 齒數(shù)比，u=z從.z主=3.00;主動齒輪的齒面接觸強(qiáng)度為：2K「u1:-H1=ZEZHZ\ 2'；bdi2 u=2.5189.8、cos16=2.5189.8、cos1621.48943.90103\ 13215823.0013.00MPa=1480.23MPaE[；「H]=1500MPa主動齒輪的齒面接觸強(qiáng)度符合要求。從動齒輪的齒面接觸強(qiáng)度為：=2.5189.8如6 =2.5189.8如6 21.426831.701。3X13247423.0013.00MPa2KT2u1bd22u二H2 =ZeZhZ=854.61MPa乞[；「H]=1500MPa從動齒輪的齒面接觸強(qiáng)度也符合要求。根據(jù)上面的校核，一級和二級減速齒輪都滿足要求，校核成功。2.8主減速器齒輪的材料及熱處理驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的， 與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點(diǎn)。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對于驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求：1、具有較高的疲勞彎曲強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度， 以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應(yīng)有高的硬度；2、 輪齒心部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；3、 鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易于控制，以提高產(chǎn)品的質(zhì)量、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率；4、 選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi[11]。用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達(dá)到 58?64HRC，而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù)m>8時為29?45HRC[12]。由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運(yùn)行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度0.005?0.010?0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應(yīng)用于補(bǔ)償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。對齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命達(dá)25%。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進(jìn)行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可以顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生［11］。2.9本章小結(jié)本章通過所給的參數(shù)對總傳動比的確定，并通過自己所設(shè)計的載貨汽車的基本情況，參照現(xiàn)有的車型，合理分配一、二級的傳動比。通過經(jīng)驗(yàn)公式對一級、二級嚙合齒輪的齒數(shù)和模數(shù)進(jìn)行設(shè)計，選擇齒輪所用的材料，并通過強(qiáng)度校核公式對所設(shè)計的齒輪進(jìn)行校核。使得齒輪符合強(qiáng)度和剛度的要求，并得出符合要求的齒輪參數(shù)，同時對傳動比進(jìn)行修正。第3章軸承的選擇和校核3.1主減速器錐齒輪上作用力的計算1、錐齒輪齒面上的作用力錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機(jī)也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實(shí)踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩Td進(jìn)行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計算：Td=Temax<100Td=Temax<100-(fi1ig1￡>fT1I I+fi2ig2100丿'、、a3 >fT2I I+fi3ig3100丿 I,3 /打3 1丄丄￡ | 十…+fiRigR100丿<(3.1)式中：Temax 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，在此取700Nm；fi1，fi2…fiR——變速器在各擋的使用率，可參考表 3-5選取;ig1，ig2…igR 變速器各擋的傳動比;fT1，fT2…fTR——變速器在各擋時的發(fā)動機(jī)的利用率，可參考表 3-5選取;表3.5 fi及fT的參考值0^車型轎車公共汽車載貨汽車速器川擋IV擋V擋V擋帶V擋V擋帶V擋\擋位\KtVKt>超速擋超速擋fifT'8080I擋110.82110.50.5n擋942.56433.52fi川擋90201627151175"擋7580.76550855915V擋————77.5超速擋3030

I擋6070657070505050n擋6065607070606060fT川擋5060506060707070"擋60506060607070V擋————60超速擋7570注：表中Kt二誌，其中皿一發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，Nm；Ga——汽車總重力，kN。經(jīng)計算Td為668.82Nm。2、齒寬中點(diǎn)處的圓周力齒寬中點(diǎn)處的圓周力為2TP=丿N （3.2）dm式中：T――作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩見式（3.1）;dm 該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑；對于螺旋錐齒輪d2m“2-FSi門2d_dZ1 > （3.3）d1m一d2mZ2 ”式中：dim,d2m――主、從動齒面寬中點(diǎn)分度圓的直徑；F 從動齒輪齒寬；d2――從動齒輪節(jié)圓直徑；Zi,Z2 主、從動齒輪齒數(shù)；2 從動齒輪的節(jié)錐角。由式（3.12）可以算出：dim=92.79mm,d2m=253.06mm。按式（3.11）主減速器主動錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力 P=2668.82=14415.78N92.79主動錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力P2=P=14415.78N。3、錐齒輪的軸向力和徑向力一級減速機(jī)構(gòu)作用在主、從動錐齒輪齒面上的軸向力 A和徑向力R分別為:(3.4)P (3.4)A1—tan：sinsin:coscos-A1TOC\o"1-5"\h\zA2 —tan：sin-sin:cos (3.5)cos卩R1= —tan：cos-sin:sin (3.6)cos:卜PR2= Jtan：cossin:sin (3.7)cos:由上面已知可得:Ai 二14415.78cos35tan20sin20.14sin35cos20.14 Ai 二14415.78cos35tan20sin20.14sin35cos20.14 =11682.26N13162.84cos35tan20sin69.86-sin35cos69.86=2538.14N由式(3.6)、(3.7)可算得:R1=2538.14N;R2=11682.26N二級減速齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力為2TP=N (3.8)d式中：T——作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩T二Tdi01=1825.88Nm；d 該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑?？伤愠鰎=P2二21825.88=23112.41N。158二級減速機(jī)構(gòu)作用在二級主、從動齒輪面上的軸向力 A和徑向力R分別為：rr fr frA=A2=Rtan： (3.9)-rr -rr /尺=R2=P-itanacos： (3.10)式中：1——齒輪的螺旋角，一：=16；把已知條件代入式(3.9)和式(3.10)可算出A1=A2=6627.38N,fr rrR1=R2=8751.24N。3.2軸和軸承的設(shè)計計算一級主動錐齒輪軸的設(shè)計計算：對于軸是用懸臂式支撐的，如圖 3-3所示，齒輪以其齒輪大端一側(cè)的軸頸懸臂式地支承于一對軸承上。為了增加支承剛度，應(yīng)使兩軸承的支承中心距b比齒輪齒面寬中點(diǎn)的懸臂長度a大兩倍以上，同時尺寸b應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，并使齒輪軸徑大于或小于懸臂長a。為了減小懸臂長度a和增大支承間距b，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內(nèi)，而大端朝外，以使b拉長、a縮短,從而增強(qiáng)支承剛度。由于圓錐滾子軸承在潤滑時，潤滑油只能從圓錐滾子軸承的小端通過離心力流向大端，所以在殼體上應(yīng)該有通入兩軸承間的右路管道和返回殼體的回油道。圖2.3一級主動齒輪的支持型式另外，為了拆裝方便，應(yīng)使主動錐齒輪后軸承（緊靠齒輪大端的軸承）的支承軸徑大于其前軸承的支持軸徑。根據(jù)上面可算出軸承支承中心距b>70%d1=77mm，在這里取b=80mm。軸承的的選擇，在這里選擇主動錐齒輪后軸承為圓錐滾子軸承 30216型，此軸承的額疋動載何Cr為132KN［14］。由此可得到：160KN，前軸承圓錐滾子軸承30214型，此軸承的額定動載荷G為ba二（一cos1'a2'4）mm2式中：a2――軸承的最小安裝尺寸［由殷玉楓主編的《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》書表12-4可查的a2=6mm］。及a=50cos20.14 46=33.47，mm取a=34mm。2

3.3主減速器齒輪軸承的校核1、齒輪軸承徑向載荷的計算軸承A、B的徑向載荷分別為:R前=1&Paf+(Ra-0.5Ad,f (3.11)b12'2R后=7Pc)+(Rc—0.5Adi) (3.12)b根據(jù)上式已知R=&"=2538.14N,A=a/=11682.26N,p"=14415.78N,a=34mm，b=80mm,c=ab=114mm。后軸承徑向力1J 2 ^2R前=—加4415.7834 2538.1434-0.511682.26110 =9267.07N80前軸承徑向力R后=1.14415.781142 2538.14114-0.511682.261102=21011.51N802、軸承的校核對于前軸承，采用圓錐滾子軸承30214型，此軸承的額定動載荷Cr為132KN，在此徑向力R=6403.38N，軸向力A=0N。當(dāng)量動載荷 Q=XRYA (3.13)式中X、Y，X=1、Y=0。由式(3-18)可得當(dāng)量動載荷Q=X-Ra=1X9267.07=9267.07N再由公式：「ftCr弋 6L- 106s (3.14)5Q丿式中：f-——為溫度系數(shù)，在此取1.0;fp——為載荷系數(shù)，在此取1.2。10/ 3所以L= 1漢132"0 3x106=3.82X09s027267.07,此外對于無輪邊減速器的驅(qū)動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉(zhuǎn)速 n2為(3.15)2.66Vam .(3.15)n2 r/minrr式中：rr 輪胎的滾動半徑，m；

vam――汽車的平均行駛速度， km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取 30?35km/h，在此取35km/h。所以由式(3-11)可得n2=2.6635=169.27r/min;0.478而主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)速ni=l69.27>2.73=462.11r/min。所以軸承能工作的額定軸承壽命：Lh —h (3.16)60n式中：n 軸承的計算轉(zhuǎn)速，r/min。9由上式可得軸承A的使用壽命Lh 3.8210=137773.83h。60x462.11若大修里程S定為100000公里，可計算出預(yù)期壽命即SL'h= h (3.17)Vam所以L'h=100000=2857.14h和Lh比較，Lh>L'h，故軸承符合使用要求。35對于后軸承，在此選用30216型型軸承，此軸承的額定動載荷Cr為160KN，在此a徑向力R=21011.51N,軸向力A=11682.26N,所以一=0.556>e=0.42查得X=0.4，R丫=1.4。由式(3-11)可得當(dāng)量動載荷Q=0.4>21011.51+1.4采1682.26=24759.772所以軸承的使用壽命:10106=2.737108106=2.737108s訂.2x24759.77,8Lh=9871.39h>Lh=9871.39h>L'h60462.11所以軸承符合使用要求。如圖3.4，對于從動圓錐齒輪的圓周力、徑向力、軸向力、由計算公式可知P=14415.78N,R=R2=11682.26N，A=A2=2538.14N，在這里我們把二級主動齒輪與軸做成一體的，選擇軸承時應(yīng)與齒輪的外尺寸 176mm相當(dāng)，選擇軸承為30316型,它的外直徑為170mm,岡収子滿足要求，它的額定動載荷為278KN。根據(jù)軸承和齒輪的尺寸，如下圖設(shè)計計算c,e,f,k,g。

圖3.4雙級主減速器中間軸軸承載荷計算圖如上圖所示，根據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊和齒輪的尺寸可算得： c=117.25mm,e=207.25mm.f=126.75mm，k=197.75mm,g=324.5mm。所以，軸承C的徑向力:氏=掙5卜軸承氏=掙5卜軸承D的徑向力：2d2m A1d R2e_&2 2f^e—Rf(3.18)RD=RD=； 0.5d2m第一級減速從動錐齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑;, 葉、 , rp_2(3.19)A2d2m Ad-只2cRk(3.19)式中：R2,A2,R2——第一級從動齒輪受的圓周力，軸向力和徑向力;d 第二級減速主動齒輪（斜齒圓柱齒輪）的節(jié)圓直徑;5,R1——第二級主動齒輪受的圓周力，軸向力和徑向力。根據(jù)上面所算得的數(shù)據(jù)代入式（3-16），（3-17）可得：Rc=;〔0.52d2mAdRc=;〔0.52d2mAd' Rze-Rf2=6827.48NRD=1g0.5A2d2m■-■-2Ad-R2c R,k|F2c-r"J=9094.95N對于軸承C,在此選用30316型軸承，此軸承的額定動載荷Cr為278KN,e=0.35在此軸承C的徑向力Rc=6827.48N軸向力A=A,-A2=4089.24N，方向與第一級A從動齒輪的相反，所以軸承C不受軸向力，因此=0ve=0.35,此時X=1,丫=0。R由式（3-11）可得當(dāng)量動載Q=XRYA=1^6914.95=6827.48N[13]。所以軸承的使用壽命：106=10106=10*1x278x103巧J.2漢6827.48;106=1.26X011s1.2610111.26101160169.27=12406214.92h>L'h所以軸承C符合使用要求。Cr對于軸承D，在此選用30316Cr為278KN，e=0.35在此軸承D的徑向力RD=9094.95N，軸向力rr f aA=A1-A2=4089.24N，所以一=0.45>e=0.35，X=0.4,Y=1.7[15]。R由式（3-20）可得當(dāng)量動載荷Q=XRYA=0.49094.95 1.74089.24=10589.69N，10“6*仆10“6*仆278><103 7x10= J.2x10589.69,106=2.93X010s293沢10Lh=2.9310 =2884937.28h>L'h60069.27所以軸承D符合使用要求。3.4本章小結(jié)本章主要是對軸承的選取和對軸承的校核，通過齒輪的尺寸和與箱體的裝配關(guān)系，合理的選擇軸承的大小。在這一張中最主要的是考慮到主減速器的裝配關(guān)系，能讓齒輪和軸合適的裝配到箱體中，并滿足一定的裝配要求。并對其所用的軸承進(jìn)行強(qiáng)度校核是壽命計算，使其滿足此車的要求。第4章軸的設(shè)計4.1一級主動齒輪軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計由上面所設(shè)計出來的齒輪的大小和軸承的大小，裝配時所要求的間隙等，參照現(xiàn)

有車型對軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計，如圖3-1,可得到主動一級主動齒輪的基本尺寸大小， 并滿圖3.1一級主動齒輪軸其軸的各段的尺寸為：第1段：主動錐齒輪，其齒寬為50mm,大端分度圓直徑為110mm，齒頂圓直徑為132.31mm；第2段：這段與軸承配合，其選用的軸承代號為 30316,其小徑為80mm,大徑為140mm，小徑寬度為26mm，其軸的直徑為80mm，寬度為25mm；第3段：大端直徑為80mm，小端直徑為60mm；第4段：軸直徑為60mm；第5段：大端直徑為70mm，小端直徑為60mm，其1、2、3、段的總長為80mm；第6段：這段與軸承配合，其選用的軸承代號為 30314,其小徑為70mm，大徑為125mm，小徑寬度為24mm。其軸的直徑為70mm，寬度為21mm；第7段：花鍵軸，花鍵分度圓直徑為58mm，齒頂圓直徑為62mm，花鍵軸寬為62mm；第8段：螺栓軸，螺栓直徑為M36。螺栓長度為60mm。由計算可得主動錐齒輪的總長度為260mm。4.2中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計對于中間軸的結(jié)構(gòu)，二級主動齒輪和中間軸加工成一體，其上面還要有一個與一級從動錐齒輪的裝配凸臺，兩個支承軸承和相應(yīng)要求的間隔 [15]。如圖3.2所示:圖3.2中間軸的結(jié)構(gòu)尺寸其軸的各段尺寸為：第1段：第一段與軸承想配合，軸承的小徑寬度為42mm，小徑直徑為80mm，其軸的直徑為80mm，軸的寬度為41mm；第2段：這段為了滿足主減速器的殼體與零件之間的距離，其直徑設(shè)計為 92mm，寬度為39.5mm；第3段：二級主動齒輪，其它的結(jié)構(gòu)尺寸為，齒寬為132mm,分度圓直徑為158mm，齒頂圓為176mm；第4段：主要是為了使一級從動齒輪與二級主動齒輪之間有一定的距離，其設(shè)計尺寸為：周寬22mm，軸的直徑為100mm；第5段：一級從動輪凸臺，與其從動錐齒輪配合，它的直徑與從動齒輪的與其配合部分的尺寸相同，及直徑為186mm,軸寬為38mm；第6段：與從動錐齒輪用螺栓連接的圓盤，其尺寸大小與和從動齒輪與它配合的尺寸相同，及軸的直徑為232mm，軸寬為22mm；第7段：作用是為了加工時方便和減小軸的質(zhì)量，其設(shè)計尺寸為軸寬為 13.5mm,軸的直徑為75mm；第8段：與第1段一樣和相同的軸承配合，并保證零件間的間隙，其設(shè)計尺寸為軸寬為59mm,軸的直徑為80mm。4.3本章小結(jié)通過設(shè)計的零件的結(jié)構(gòu)大小，軸與箱體的配合，各零件之間的間隙等，設(shè)計出符合強(qiáng)度要求的軸。使其它能安全可靠的工作。第5章軸的校核5.1主動錐齒輪軸的校核由第3章可知，齒輪上受到的轉(zhuǎn)矩為8946.66Nm,齒輪的圓周力P/4415.78N,軸向力A.11682.26N，徑向力R=2538.14N，并還知道兩軸承受徑向力和軸向力分別為R前=9267.07N，R后=21011.51N；A前二0，A后=11682.26N。其軸承所受的軸向力與軸受到的軸向力是一對作用了與反作用力， 徑向力也是一對作用力與反作用了。規(guī)定齒輪受的軸向力和徑向力為正，由圖 4.1，前、后軸承給軸的力的方向分別A后與圓錐齒輪受的力方向相反，則為負(fù)；徑向力 R前為正，R后為負(fù)。后面花鍵軸和螺栓軸可以不用計算，其結(jié)果不受多大影響。圖5.1主動錐齒輪軸受力圖求出水平面上的彎矩并畫出彎矩圖：(5.1)Mav二R后80Nm=1680.92(5.1)規(guī)定順時針方向?yàn)樨?fù)，其齒輪受到的彎矩為正，后齒輪受到的彎矩為負(fù)，前齒輪受到的彎矩為正，如圖5.2所示：

求出垂直面上的彎矩并畫出彎矩圖：MaR=A后