【全套帶圖】黃河少帥自卸車雙級主減速器設計

購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 摘 要 本設計是對載貨汽車設計一個結構合理、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，并且還擁有結構緊湊，噪聲小，使用壽命長等優(yōu)點。本文論述了雙級主減速器各個零件參數(shù)的設計和校核過程。設計主要包括：主減速器結構的選擇、主、從動錐齒輪的設計、軸承的校核。 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、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。 關鍵詞 ： 載貨汽車；雙級主減速器；齒輪；校核；設計 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 is a to to be is of of is to be is so on s s in to it is of of of to of 紙 咨詢 14951605 目 錄 摘要 . I . 1 章 緒論 . 1 述 . 1 減速器的概述 . 1 減速器設計的要求 . 1 減速器的結構方案分析 . 2 減速器的減速形式 . 2 減速器的齒輪類型 . 2 減速器主、從動錐齒輪的支承方案 . 3 要涉及內(nèi)容及方案 . 4 第 2章 主減速器的結構設計與校核 . 5 減速器傳動比的計算 . 5 胎外直徑的確定 . 5 減速比的確定 . 6 級主減速器傳動比分配 . 7 減速齒輪計算載荷的確定 . 8 減速器齒輪參數(shù)的選擇 . 10 減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 . 12 減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 . 12 減速器螺旋錐齒輪的強度校核 . 13 . 17 . 18 . 19 . 20 . 21 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 第 3章 軸承的選擇和校核 . 22 . 22 . 24 . 26 . 29 第 4章 軸的設計 . 30 級主動齒輪軸的機構設計 . 30 間軸的結構設計 . 31 章小結 . 32 第 5章 軸的校核 . 33 動錐齒輪軸的校核 . 33 . 35 . 37 結論 . 38 致謝 . 39 參考文獻 . 40 附錄 . 41 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 1 第 1 章 緒 論 述 減速器的概述 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、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，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，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。 對于 載貨汽車 來說，要傳遞的轉矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機，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)濟性日益成為人們關心的話題，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，因為重型載貨汽車所采用的發(fā)動機都是大功率，大轉矩的，裝載質(zhì)量在十噸以上的載貨汽車的發(fā)動機，最大功率在 140上，最大轉矩也在 700N m 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)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的傳動系便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設計新型的主減速器已成為了新的課題。 減速器 設計的要求 驅動橋中主減速器的設計應滿足如下基本要求 1： 1、 所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 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、 在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構與動協(xié)調(diào)。 4、 在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。 5、 結構簡單，加工工 藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。 本設計主要研究雙級主減速器的結構與工作原理，并對其主要零部件進行了強度購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 2 校核。 減速器的結構方案分析 主減速器的結構型式主要是根據(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。 減速器的減速形式 為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的 8。 根據(jù)主減速器的使用目的和要求的不同，其結構形式也有很大差異。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。 單級式主減速器應用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。雙級式主減速器應用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速器。 由于 本文 設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 34。 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，其結構形式也有很大差異。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。按齒輪副結構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： 螺旋錐齒輪，其主、從動齒輪軸線相交于一點，交角可以是任意的，但在絕大多數(shù)的汽車驅動橋上，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)地轉向另一端，使得其工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時，噪聲和振動也很小。傳動效率高，能達到 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度提高約 30 ， 齒面的接觸強度提高 ， 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，利于實現(xiàn)汽車的總體布置 等優(yōu)點 。 但 雙曲面齒輪 加 工工藝要求比較高。 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 3 本文設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。 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以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。 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，經(jīng)方案論證，采用懸臂式支承結構（如圖 a） 所示）。 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 示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內(nèi)，以減小尺寸 。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性， 應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，應是 c 等于或大于 d 。 圖 動錐齒輪 的支承 型式 1 調(diào)整墊片 2 調(diào)整墊圈 （ a）懸臂式支承 （ b）騎馬式支承 圖 動錐齒輪的支承型式 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 4 要涉及內(nèi)容 及 方案 其主要 的內(nèi)容為有 ： 了達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，只有反復的通過計算，不斷調(diào)整一、二級的減速比。 主要方案：運用齒輪傳動原理，先用圓錐齒輪改變其轉矩的方向，并同時達到減速增扭的目的。讓后再通過圓柱齒輪副最終達到我們自己所需要的速度和扭矩。 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 5 第 2 章 主減速器 的結構設計與校核 減速器傳動比的計算 胎外直徑的確定 載貨汽車的參數(shù)如下表 表 本 參數(shù)表 名稱 代號 參數(shù) 驅動形式 4×2 裝載質(zhì)量 t 質(zhì)量 t 16 發(fā)動機最大功率 轉速 r 動機最大轉矩 轉速 r 700胎型號 速器傳動比 高車速 h 92 由上表可知載貨汽車的輪胎型號為 中 20 為輪 *名義尺寸 D、單位為英寸。 輪胎的 寬 B、單位也為英寸 。 b 為輪 *輪緣高度尺寸（單位 在這 里取 B（ 如下圖所示： 通常乘用車輪胎斷面寬高比 H/B 的兩位百分數(shù)表示為系列數(shù)，例如 H/B 為 ，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 內(nèi)胎為 載貨汽車設計選用的輪胎是加深花紋的輪胎 劉惟信版汽車設計表 2 型號為 查得輪胎 的外直徑為 ： 1100 （ 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 6 圖 輪胎的斷面圖 減速比的確定 主 減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響。0i 一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌?發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇0最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性 5。 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)動機最大功率 選擇的0時0 iv a 式中 r 車輪的滾動半徑 ,r =2單位 m ； 變速器最高檔傳動比 ； 最高車速； 發(fā)動機最大功率時的轉速。 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，00% 25%，即按下式選擇： 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 7 0i=（ 式中 r 車輪的滾動半徑， m； 變速器最高檔傳動比； 分動器和加力器的最高檔傳動比； 輪邊減速器的傳動比。 本設計中沒有分動器和加力器，所以 1；也沒有輪邊減速器，所以 1。按以上兩式求得的0考慮到主、從動主減速器齒輪可能有的齒數(shù)，將0式 （ 得，取功率儲備系數(shù)為 ： 0i= 把 r =500r/2km/h、 1、 1、入式（ ，算的0i=并與同類汽車比較也傳動比也相差不大，最終確定0i=因為0以得采用雙級主減速器。 級主減速器傳動比分配 一般情況下 第二級減速比022i/01i）約在 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荷并適應當增多主動錐齒輪的齒數(shù)，使后者的軸 徑適當增大以提高其支承剛度 67；這樣也可降低從動圓柱齒輪以前各零件的負荷從而可適當減小其尺寸及質(zhì)量。 在這里因為主減速比比較大，為了使得二級主減速器從動齒輪的直徑小一些，可以取02i/01這里取 般，雙級主減速器第一主動錐齒輪的齒數(shù) 1z 多在 9 15 范圍內(nèi) 8， 由于一般常規(guī)的載貨汽車 1z 最大可取到 11，為了提高主動齒輪 的強度，我們在這里取最大 1z =11， 則可算得：01i= 02i =010定總傳動比得02010 = 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 8 減速齒輪計算載荷的確定 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑 時兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（最小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。即 0m ax/n （ 2（ 式中 發(fā)動機最大轉矩， 由發(fā)動機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 ， 0i 1i= T 上述傳動部分的效率，取 T = 0K 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0K=1； n 該車的驅動橋數(shù)目，在這里 n =1； 2G 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷， N；對后橋來說應該考慮到汽車加速時的負荷增大； 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 =對于越野汽車取 =對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車取 = r 車輪的滾動半徑， m； i, 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅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 1， 1 由表 2可知， 把00(N m )代入式 （ 2得： 0m a x/n 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 9 00 1/ ) （ 各類汽車軸荷分配范圍如下圖 ： 表 驅動橋質(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)動機前輪驅動 56%66% 34%44% 47%60% 40%53% 前置發(fā)動機后輪驅動 50%55% 45%50% 45%50% 50%55% 后置發(fā)動機后輪驅動 42%59% 41%50% 40%45% 55%60% 貨車 4× 2后輪單胎 50%59% 41%50% 32%40% 60%68% 4× 2后輪雙胎，長頭、短頭 車 44%49% 51%55% 27%30% 70%73% 4× 2后輪雙胎，平頭車 49%54% 46%51% 32%35% 65%68% 6× 4后輪雙胎 31%37% 63%69% 19%24% 76%81% 本文設計 車型為 4 2 后輪雙胎，平頭車，滿載時前軸的負荷在 32% 35%，取 34%；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 1G 1G = =16t = （ 2G =G =16t = （ 把 式（ 式（ 值代入式（ ， 可得 2購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 10 1 mN) （ 取 )(m ，即 )為強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算 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 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矩為 )()(（ 式中： 汽車滿載總重 10 ×56800N ； 所牽引的掛車滿載總重 ， N， 僅用于牽引車取 0； 道路滾動阻力系數(shù)， 載貨汽車的系數(shù)在 選 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 初取 汽車性能系數(shù) )(1 9 0 01m a （ 當 m G =6 時，取 0。 r ， ， n ， 見式（ 的說明。 把上面的已知數(shù)代入式（ 得： )()(=） （ 減速器齒輪參數(shù)的選擇 1、 齒數(shù)的選擇 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 11 對于普通 雙 級主減速器， 由于第一級減速比01時第一級主動錐齒輪的齒數(shù) 1z 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 1z =11。則0112 =11 302 z ，修正第一級的傳 動比1201 = 2、 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矩 （ 見式 2式 2 取兩者中較小的一個為計算依據(jù) ） 按經(jīng)驗公式選出： 32 2 （ 式中：2 直徑系數(shù)，取23 16； 計算轉矩， ，取jT，小的 ，第一級所承受的轉矩： 2） （ 把式（ 進式（ 得到 d 初取 2d =300 3、 齒輪端面模數(shù)的選擇 當 2d 選定后，可按式22 / 可 算出從動齒輪大端模數(shù)， 10tm 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=d =可初取 50 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 2。 6、 螺旋角的選擇 螺旋角應足夠大以使 齒面重疊系數(shù) 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，因此應有一個適當?shù)姆秶?。在一般機械制造用的標準制中，螺旋角推薦用 35° 9。 7、 齒輪法向壓力角的選擇 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 12 根據(jù)格里森規(guī)定載貨汽車和重型汽車則應分別選用 20 、 22 03 的法向壓力角。則在這里選擇的壓力角為 20 。 減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 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 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 果 1 主動齒輪齒數(shù) 1z 11 2 從 動齒輪齒數(shù) 2z 30 3 大端 模數(shù) 4 齒面寬 b 2b =505 工作齒高 6 全齒高 h = 法向壓力角 =20° 8 軸交角 =90° 9 節(jié)圓直徑 d =m z 12d =30010 節(jié)錐角 12 =90°- 1 1 = 2 =11 節(jié)錐距 11d =22d 12 周節(jié) t=m t=13 齒頂高 21 2 1214 齒根高 1215 徑向間隙 c= c=購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 13 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 16 齒根角 01 = 2 = 17 面錐角 2101 ；1202 01= 02= 18 根錐角 111 R ； 222 R 1R =2R =19 齒頂圓直徑 11101 c 02d = 222 01d =02d =20 節(jié)錐頂點 至 齒輪外緣距離 1121 s ak 212 22 221 理論弧齒厚 1s 2 1s = 2s =1022 齒側間隙 B =3 螺旋角 =35° 減速器螺旋錐齒輪的強度 校核 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后， 應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 螺旋錐齒輪的強度計算： 1、 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 單位齒長上的圓周力 ，如圖 示： 式中： p 單位齒長上的圓周力， N/ P 作用在齒輪上的圓周力， N，按發(fā)動機最 大轉矩紙 咨詢 14951605 14 載荷工況進行計算； F 從動齒輪齒寬，及 F = 50b 圖 動錐齒輪受力圖 按發(fā)動機最大轉矩計算時： 21013m a x = （ 最大附著力矩計算時 ： r210232 =N （ 上式中： 2G 后輪承載的重量，單位 N ； 輪胎與地面的附著系數(shù)，查 劉惟信版汽車設計 表 9 = r 輪胎的滾動半徑， m ； 2d 從動輪的直徑， 可 得到載貨汽車一檔時的單位齒長上的圓周力許p=1429 式（ 算出來的值小于許p，所以符合要求， 雖然附著力矩 產(chǎn)生的 p 很大，但由于發(fā)動機最大轉矩的限制 p 最大只有 1429 可知，校核 成功 。 2、 輪齒的彎曲強度計算 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 15 汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力 )/( 2203102 （ 式中：0K 超載系數(shù) 尺寸系數(shù) 載荷分配系數(shù)，當一個齒輪用騎馬式支承型式時， 質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，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)， m =10 F 齒面寬度， z 齒輪齒數(shù)； T 齒輪所受的轉矩， ； J 計算彎曲應力用的綜合系數(shù)，見圖 圖 曲計 算用綜合系數(shù) J 由上圖可 查 得：小齒輪系數(shù) 1J 齒輪系數(shù) 2J 這些已知數(shù)代入式（ 得： 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 16 12031 102 = 4 6102 23 =22032 102 = 1 8 4 6102 23 =汽車驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，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蝕引起的剝落。 按T ,中最小的計算時，汽車主減速器齒輪的許用應力為 700按不超過材料強度極限的 75%）。根據(jù)上面計算出來的21, 分別為 、 它們都小于700以校核成功 。 3、 輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力j（ 為： 3011102 （ 式中： 材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副 取 232.6 21 ； 0K，mK， 見式（ 2的說明，即0K=1，.1，； 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)驗的情況下 ，可取 1； 表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取 1； 主動齒輪的計算轉矩； J 計算應力的綜合系數(shù)，見圖 示 ，可查的 圖 觸強度計算綜合系數(shù) J 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 17 按發(fā)動機輸出的轉矩計算可得： 3011102 = = 3011102 = =按式（ （ 較小者計算時許用接觸應力為 2800于 2800以校核成功；當按發(fā)動機平均輸出的轉矩計算時許用接觸應力為 1750于 1750以校核成功。 二級齒輪模數(shù)的確定 1、 材料的選擇和應力的確定 齒輪所采用的鋼為 20碳淬火處理，齒面硬度為 56 62，9。由于齒輪在汽車倒檔時工作的時間很少，并且一檔時的轉矩比倒檔時的轉矩大，所有我們可以認為齒輪只是單向工作。 斜齒圓柱齒輪的螺旋角 可選擇在 16° 20°這里取 =16°，法向壓力角 = 20 。 由1202 =21 =68 10 =58 78 取 21 =68 得 1z =17， 2z =51，修正傳動比 i，其二級從動齒輪所受的轉矩 8 3 4 32 。 取 1, S 查李仲生主編的機械設計書表 11取 Z 查李仲生主編的機械設計書表 11： 021 =680 i 5 0 011 5 0 021 2、 齒輪的彎曲強度設計計算 2 =680 （ 式中： K 載 荷系數(shù)，齒輪按 8 級精度制造取 ； 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 18 T 所計算齒輪受的轉矩； b 齒寬； d 計算齒輪的分度圓直徑； 模數(shù)； 齒型系數(shù)，由當量齒數(shù)31 =169，32 = 5616及 可得1 李仲生主編的機械設計書圖 11 應力修正系數(shù)， 可得1仲生主編的機械設計書圖 11 因 0 0 6 7 2 1 11 Y 0 0 5 8 2 22 Y 故應對小齒輪進行彎曲強度計算 ： 法向模數(shù) 3 2111211 c 2 式中：d 齒寬系數(shù)，d=查 李仲生主編的機械設計書（表 。 把已知數(shù)代入上式得： 3 2111211 c 2 = 3 223 16c o =由 李仲生主編的機械設計書表 4 9nm 0。 級主減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇 正常齒標準斜齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸見表 3 表 常齒標準斜齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸計算 名稱 代號 計算公式 齒頂高 ah=，其中 1c c =nn ，其中 25.0ah+c =h h =ah+fh=紙 咨詢 14951605 19 分度圓直徑 d d =頂圓直徑 d +d +2d d a a=2 21 = 1 A = 1 = A =316 =9c = nn = fh=ah+c =h =ah+1d158 2 n 474na 11 =1762 2 =492 nf ， nf ， 齒寬 d 為了安全把齒寬可取大些，在這里取 32 。 輪的校核 1、 齒輪彎曲強度校核 主、從動齒輪的彎曲強度，把上面已知數(shù)據(jù)代入式（ ： 111 11 222 11 齒輪的彎曲強度滿足要求。 2、 齒面 接觸 強度 校核 122 =1500 （ 式中： 材料彈性系數(shù)， 節(jié)點區(qū)域系數(shù)， Z 螺旋角系數(shù)，Z= 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 20 u 齒數(shù)比， 主動齒輪的齒面接觸強度為： = = 主動齒輪的齒面接觸強度符合要求。 從動齒輪的齒面接觸強度為： = = 從動齒輪的齒面接觸強度也符合要求。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。 減速器齒輪的材料及熱處理 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，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。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對于驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求： 1、 具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的 齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度； 2、 輪齒心部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，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 201。 用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到 5864心部硬度較低，當端面模數(shù) m 8 時為 29 452。 由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 21 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 磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達 25。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進行滲硫處理。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。 章小結 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)驗公式對一級、二級嚙合齒輪的齒數(shù)和模數(shù)進行設計，選擇齒輪所用的材料，并通過強度校核公式對所設計的齒輪進行校核。使得齒輪符合強度和剛度的要求，并得出符合要求的齒輪參數(shù)，同時對傳動比進