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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
摘 要
本設計是重型卡車主減速器及差速器的設計。主減速器設計時根據給定的基本參數計算出主減速比，根據計算得到的主減速比選取主減速器類型為雙級主減速器；與單級主減速器相比，在保證離地間隙相同時還得到很大的傳動比，并且還擁有結構緊湊，噪聲小，使用壽命長等優(yōu)點。差速器根據主減速器的設計和以往的經驗借鑒選取為結構簡單、工作性能平穩(wěn)、制造方便的對稱式圓錐行星齒輪差速器。本設計主要內容包括：雙級主減速器和對稱式圓錐行星齒輪差速器各個零件參數的設計和校核過程。主減速器結構的選擇、主、從動錐齒輪的設計、軸承的校核；差速器結構的選擇、行星齒輪、半軸齒輪的設計和校核。
關鍵詞：重型載貨汽車；雙級主減速器；差速器；齒輪；校核
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 gear's design, bearing's 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；compensating gear；Gear；Check
II
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 概述 1
1.2 主減速器及差速器的結構形勢分析 2
1.2.1 主減速器的減速形式與齒輪類型 2
1.2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 3
1.2.3 差速器的結構形式 5
1.3 設計內容 5
第2章 主減速器的結構設計 6
2.1 主減速器傳動比的計算 6
2.2 主減速齒輪計算載荷的確定 7
2.3 主減速器齒輪基本參數的選擇 10
2.4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 12
2.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 12
2.4.2 主減速器螺旋錐齒輪的強度校核 13
2.5二級圓柱齒輪模數的確定 15
2.6雙級主減速器的圓柱齒輪基本參數的選擇 17
2.7齒輪的校核 18
2.8本章小結 19
第3章 軸承的選擇和校核 20
3.1主減速器齒輪上作用力的計算 20
3.2軸和軸承的設計計算 22
3.3主減速器齒輪軸承的校核 23
3.4本章小結 26
第4章 軸的設計 27
4.1主動圓錐齒輪軸的結構設計 27
4.2 中間軸的結構設計 28
4.3主動錐齒輪軸的校核 28
4.4中間軸的校核 30
4.5 本章小結 32
第5章 差速器的設計 33
5.1 差速器的結構形式及選擇 33
5.2差速器齒輪基本參數選擇 33
5.3差速器齒輪強度計算 36
5.4本章小結 36
結論 37
致謝 38
參考文獻 39
附錄 40
第1章 緒 論
1.1 概述
1、 主減速器及差速器的概述
汽車正常行駛時，發(fā)動機的轉速通常在2000至3000r/min左右，如果將這么高的轉速只靠變速箱來降低下來，那么變速箱內齒輪副的傳動比則需很大，而齒輪副的傳動比越大，兩齒輪的半徑比也越大，換句話說，也就是變速箱的尺寸會越大。主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。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，提高其燃油經濟性也是各商用車生產商來提高其產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，裝載質量在十噸以上的載貨汽車的發(fā)動機，最大功率在140KW以上，最大轉矩也在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。
主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對于重型卡車來說，要傳遞的轉矩較乘用車、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。
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。
根據汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及他們之間的相互關系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內所滾過的形成往往是由差別的。例如，轉彎時外側的車輪的行程總要比內側的長。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右驅動車輪的轉速雖相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產生滑移或滑轉。
為了消除由于左右車輪在運動學上的不協調而產生的這些弊病，汽車左右驅動輪間都裝由差速器，后者保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。
同樣情況也發(fā)生在多驅動橋中，前、后驅動橋之間，中、后驅動橋之間等會因車輪滾動半徑不同而導致驅動橋間的功率循環(huán)，從而使傳動系的載荷增大，損傷其零件，增加輪胎的磨損和燃料的消耗等，因此一些多驅動橋的汽車上也裝了軸間差速器。
差速器的結構型使選擇，應從所設計汽車的類型及其使用條件出嘎，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。
2、主減速器及差速器設計的要求
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調。
4、在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，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、調整方便。
驅動橋中差速器的設計應滿足：
1、所選擇的差速器在能保證工作性能的要求下，盡量的結構簡單。
2、與主減速器配合時結構要緊湊。
1.2 主減速器及差速器的結構形勢分析
1.2.1 主減速器的減速形式與齒輪類型
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。
主減速器的減速型式分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速型式的選擇與汽車的使用類型及使用條件有關有時也與制造廠已有的產品系列及制造條件有關，但它主要取決于動力性、經經濟性等整車能所要求的主減速比的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數目及布置型式等。
根據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。
由于本設計是重型卡車主減速器，由于它的主傳動比比較大，故選用二級主減速器。
現代汽車的主減速器，廣泛采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。根據嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比。一般情況下，當要求傳動比大于4．5而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更合理。這是因為如果保持主動齒輪軸徑不變，則雙曲面從動齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對螺旋錐齒輪主動齒輪顯得過大，占據了過多空間，這時可選用螺旋錐齒輪傳動，因為后者具有較大的差速器可利用空間。對于中等傳動比，兩種齒輪傳動均可采用。圓柱齒輪傳動一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅動的轎車驅動橋和雙級主減速器貫通式驅動橋。
本設計的雙級主減速器第一級選取螺旋錐齒輪，第二級選取圓柱齒輪。
1.2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案
在殼體結構及軸承型式已定的情況下，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法，對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確嚙合并具有較高使用壽命的重要元素之一。
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，經方案論證，采用懸臂式支承結構（如圖1.1（a）所示）。
1—調整墊片 2—調整墊圈
（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
主減速器從動錐齒輪的支承剛度依軸承的型式，支承間的距離和載荷在軸承之間的分布即載荷離兩端軸承支承中心間的距離c和d（如圖1.2）之比例而定。為了增強支承剛度，支承間的距離應盡量縮小。但為了使從動錐齒輪背面的支承突緣有足夠的位置設置加強筋及增強支承的穩(wěn)定性，距離c+d應不小于從動錐齒輪節(jié)園直徑的70％.兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向超內朝內，而小端相背朝外。為了使載荷能盡量均勻分在兩個軸承上，并且讓出位置來加強從動齒輪連接突緣的剛性，應盡量使尺寸c等于或大于d。為了防止從動齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應預緊。由于從動錐齒輪軸承是裝在差速器殼上，尺寸較大，足以保證剛度。
圖1.2從動錐齒輪的支承型式
1.2.3 差速器的結構形式
差速器的結構形式由多種，主要分為普通對稱式圓錐行星齒輪差速器和防滑差速器。其中，防滑式差速器右分為自鎖式和強制鎖止式。
普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼、2個半軸齒輪，4個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等有點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上。有些越野車也采用了這種結構。
由于差速器殼是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器殼的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪導向軸承支座的限制。
1.3 設計內容
設計主要內容包括：雙級主減速器和對稱式圓錐行星齒輪差速器各個零件參數的設計和校核過程。主減速器結構的選擇、主、從動錐齒輪的設計、軸承的校核；差速器結構的選擇、行星齒輪、半軸齒輪的設計和校核。
第2章 主減速器的結構設計
2.1 主減速器傳動比的計算
1、輪胎滾動半徑的確定
基本參數如下表2.1：
表2.1基本參數表
名稱
代號
參數
驅動形式
4×2
裝載質量／t
10
總質量／t
17.26
發(fā)動機最大功率／kw及轉速／r／min
-
154.56-3000
發(fā)動機最大轉矩／N.m及轉速／r／min
-
800-1300
輪胎型號
11.00-20-16
變速器傳動比
7.034
1.0
最高車速／km／h
70
由上表可知載貨汽車的輪胎型號為11.0-20-16，查表可知
=1085
R=F/2PI （2.1）
根據輪胎型號已知為斜交輪胎F取2.99，PI取3.1415926，求得：
R=0.516
2、主減速比的確定
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濟性都有直接影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌碌墓β势胶鈭D來研究對汽車動力性的影響。對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性[2]。
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P及其轉速的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時值應按下式來確定：
=8.337 （2.2）
式中 ——車輪的滾動半徑；
——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，一般選得比上式求得的大10%～25%.范圍（9.170～10.421）初取=10.
因為7.6＜＜12，因此選用雙級主減速器。
3、雙級主減速器傳動比分配
一般情況下第二級減速比與第一級減速比之比值（/）約在1.4～2.0范圍內，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，使后者的軸徑適當增大以提高其支承剛度[6][7]；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量，所以 /在這里取2.0.得：=2.236， ===4.472。
2.2 主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（、）的最小者，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
=/ （2.3）
= （2.4）
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，
==2.27.034；
——上述傳動部分的效率，取=0.9；
——超載系數，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=1；
——該車的驅動橋數目，
——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，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；
——車輪的滾動半徑，m；
——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，。
由表2.1中可知，把=800()代入式（2.3）得：
=/
=8002.27.0340.9/1
=11141.856() （2.5）
各類汽車軸荷分配范圍如下表：
表2.2 驅動橋質量分配系數
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后輪雙胎，滿載時前軸的負荷在32%～35%，取34%；后軸為65%～68%，取66%。該車滿載時的總質量為=17.26，則可求得前后軸的軸荷和
=0.34=0.3417.26=5.868 （2.6）
=0.66=0.6617.26=11.391 （2.7）
把已知值代入式（2.4），可得
=
=
=48960.918() （2.8）
取，即11141.856 ()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
= （2.9）
式中：——汽車滿載總重；
——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，載貨汽車的系數在0.015～0.020；初選=0.015；
——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數。貨車和城市公共汽車通常取0.05～0.09，可初取=0.05；
——汽車性能系數
（2.10）
當 =32.98>16時，取=0。
，，，，等見式（2.3）（2.4）下的說明。
把上面的已知數代入式（2.9）可得：
==5673.22（） （2.11）
主動齒輪計算轉矩為：
2.3 主減速器齒輪基本參數的選擇
1、齒數的選擇
對于普通雙級主減速器，由于第一級減速比比第二級的小一些（通常），這時第一級主動錐齒輪的齒數可選得較大些，約在9～15范圍內。第二級圓柱齒輪的傳動齒數和可選在68的范圍內。在這里我們選擇=15。則=1533.54取，修正第一級的傳動比=2.2；。取68。，所以，，修正
2、節(jié)圓直徑的選擇
節(jié)圓直徑的選擇可根據從動錐齒輪的計算轉矩（見式2.3，式2.4中取兩者中較小的一個為計算依據）按經驗公式選出：
（2.12）
式中：——直徑系數，取=13～16；
——計算轉矩，，取，中較小的，第一級所承受的轉矩：
=11141.856（） （2.13）
把式（2.13）代進式（2.12）中得到～357.359；取=330mm。
3、齒輪端面模數的選擇
根據公式可算出從動齒輪大端模數，。
4、齒面寬的選擇
汽車主減速器螺旋錐齒輪齒面寬度為：
F=0.155=51.15。
5、螺旋錐齒輪螺旋方向
螺旋錐齒輪在傳動時所產生的軸向力，其方向決定于齒輪的螺旋方向和旋轉方向。判斷齒輪的旋轉方向是順時針還是逆時針時，要向齒輪的背面看去。而判斷軸向力的方向時，可以用手勢法則。
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[3]。
6、螺旋角的選擇
螺旋角。
7、齒輪法向壓力角的選擇
根據格里森規(guī)定載貨汽車和重型汽車則應分別選用20、22的法向壓力角。則在這里選擇的壓力角為。
2.4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算
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算
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
結果
1
主動齒輪齒數
15
2
從動齒輪齒數
33
3
端面模數
4
齒面寬
5
齒工作高
6
齒全高
7
法向壓力角
-
8
軸交角
-
9
節(jié)圓直徑
10
螺旋角
11
螺旋方向
主動齒輪左旋；從動齒輪右旋
-
12
驅動齒輪
小齒輪
-
13
旋轉方向
從齒輪背面看，主動齒輪順時針，從動齒輪為逆時針
-
2.4.2 主減速器螺旋錐齒輪的強度校核
1、主減速器螺旋錐齒輪的強度計算
單位齒長上的圓周力：
（2.14）
式中：——單位齒長上的圓周力，N/mm；
——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算；
——從動齒輪齒寬，及=。
按發(fā)動機最大轉矩計算時：
=1466.84 （2.15）
按最大附著力矩計算時：
=5801.22 （2.16）
式中： ——后輪承載的重量，單位；
——輪胎與地面的附著系數，查劉惟信版《汽車設計》表9-13，=0.85；
——輪胎的滾動半徑，；
——從動輪的直徑，。
在現代汽車中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，計算所得的值有時高出標準值10％～25％。（1571～1756）由于發(fā)動機最大轉矩的限制，計算轉矩1466.84在允許范圍內，因此校核成功。
2、輪齒的彎曲強度計算
汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力為 （2.17）
式中：——超載系數1.0；
——尺寸系數（時 ==0.792）；
——載荷分配系數，當一個齒輪用騎馬式支承型式時，＝1.10～1.25；取=1.1；
——質量系數，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；
——端面模數，。=10；
——齒面寬度，；
——齒輪齒數；
——齒輪所受的轉矩，；主動錐齒輪
——計算彎曲應力用的綜合系數。
小齒輪系數0.235，大齒輪系數0.27；把這些已知數代入式（2.17）可得：
=
=489.415
=
=425.972
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。其表現是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。按中最小的計算時，汽車主減速器齒輪的許用應力為700。根據上面計算出來的分別為474.30（474.30）、586.48（586.48），它們都小于700，所以校核成功。
3、輪齒的接觸強度計算
螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力（MPa）為：
（2.18）
式中：——材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6；
，，——見式（2.17）下的說明，即=1，=1.1，=1；
——尺寸系數，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經驗的情況下，可取1；
——表面質量系數，對于制造精確的齒輪可取1；
——主動齒輪的計算轉矩；
—— 計算應力的綜合系數，如下圖所示，可查的
圖2.1 接觸強度計算綜合系數J
將已知帶入式（2.18）可得：
=
=2182.177
主、從動齒輪的接觸應力是相同的汽車主減速器齒輪的許用接觸應力為：當按式（2.3），（2.4）中較小者計算時許用接觸應力為2800，小于2800，所以校核成功。
2.5二級圓柱齒輪模數的確定
1、材料的選擇及許用應力的確定
齒輪所采用的鋼為20CrMnTi號鋼，用滲碳淬火處理，齒面硬度為56～62HRC，，[9] [查馬秋生主編《機械設計基礎》圖5-28]。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=。
由=4.472，=68=58～78 取=68得=13，=55，修正傳動比，其二級從動齒輪所受的轉矩。取；取[查馬秋生主編《機械設計基礎》圖5-25]得：
2、齒輪的彎曲強度設計計算
（2.19）
式中：——載荷系數，齒輪按8級精度制造?。?
——所計算齒輪受的轉矩；
——齒寬；
——計算齒輪的分度圓直徑；
——模數；
——齒型系數，由當量齒數==15，=可得=2.91；[查馬秋生主編《機械設計基礎》表5-6得]；
——應力修正系數，可得=1.53，[查馬秋生主編《機械設計基礎》表5-6得]。
——取0.6[查馬秋生主編《機械設計基礎》圖5-39得
因 ﹥
故應對小齒輪進行彎曲強度計算：
法向模數
式中：——齒寬系數，=0.8。
==1.55
=0.25+0.75/=0.733
把已知數代入上式得：
==9.54
由馬秋生主編《機械設計基礎》表5-1取。
2.6雙級主減速器的圓柱齒輪基本參數的選擇
正常齒標準斜齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸見表2.4。
表2.4正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
=，其中
頂隙
=，其中
齒根高
=+=
齒高
=+=
分度圓直徑
=
頂圓直徑
=+2=+2
根圓直徑
=-=-
中心距
==
==10，==2.5，=+=1.25=12.5，=+=2.25=2.25，=135.24，572.16，=155.24，==592.16，，，齒寬124.2，為了安全把齒寬可取盡量大些，在這里取。
2.7齒輪的校核
1、齒輪彎曲強度校核
主、從動齒輪的彎曲強度，把上面已知數據代入式（2.19）得：
615.954
123.855
齒輪的彎曲強度滿足要求。
2、齒面接觸強度校核
=1500 （2.20）
式中：——材料彈性系數，=2.5；
——節(jié)點區(qū)域系數，=189.8；
——螺旋角系數，==0.98；
——接觸強度計算的重合度系數；=0.6
——齒數比，=4.2；
主動齒輪的齒面接觸強度為：
=
=1173.83
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：
=
=352.74
從動齒輪的齒面接觸強度也符合要求。根據上面的校核，一級和二級減速齒輪都滿足要求，校核成功。
2.8本章小結
本章通過所給的基本參數確定主減速器的總傳動比，并通過以往的經驗，合理分配一、二級的傳動比。運用經驗公式對一級、二級嚙合齒輪的齒數和模數進行設計，選擇齒輪所用的材料，并根據經驗公式對所設計的齒輪進行校核，使齒輪符合強度和剛度的要求，能夠合理運用在主減速器上。
第3章 軸承的選擇和校核
3.1主減速器齒輪上作用力的計算
1、錐齒輪齒面上的作用力
設計時，通常是先根據主減速器的結構尺寸初步選定軸承的型號，然后驗算軸承的壽命。影響軸承的主要外因是他的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，應先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。
為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式計算： （3.1）
式中：——發(fā)動機最大轉矩，在此取700；
，…——變速器在各擋的使用率，可參考表3.1選??；
，…——變速器各擋的傳動比；
，…——變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表3-1選?。?
表3.1 及的參考值
車 型
變速器
擋位
轎車
公共汽車
載貨汽車
Ⅲ擋
Ⅳ 擋
Ⅳ擋
Ⅳ擋帶超速擋
Ⅳ擋
Ⅳ擋帶超速擋
Ⅴ擋
＜80
＞80
Ⅰ擋
Ⅱ擋
Ⅲ擋
Ⅳ擋
Ⅴ擋
超速擋
1
9
90
1
4
20
75
0.8
2.5
16
80.7
2
6
27
65
1
4
15
50
─
30
1
3
11
85
0.5
3.5
7
59
─
30
1
3
5
16
75
Ⅰ擋
Ⅱ擋
Ⅲ擋
Ⅳ擋
Ⅴ擋
超速擋
60
60
50
70
65
60
60
65
60
50
50
70
70
60
60
70
70
60
60
─
75
50
60
70
60
50
60
70
70
─
70
50
60
70
70
60
注：表中，其中——發(fā)動機最大轉矩，；——汽車總重力，kN。
計算求出= 950.365。
2、齒寬中點處的圓周力
齒寬中點處的圓周力為
＝ N （3.2）
式中：——作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩；
——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑；對于螺旋錐齒輪
（3.3）
式中：——主、從動齒面寬中點分度圓的直徑；
——從動齒輪齒寬；
——從動齒輪節(jié)圓直徑；
——主、從動齒輪齒數；
——從動齒輪的節(jié)錐角。（）
可以算出：128.833，283.433。
由式（3.2）主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力
對于圓錐齒輪來說，主從動齒輪上的圓周力相等，= =14753.44N。
3、兩級齒輪的軸向力和徑向力
一級減速機構作用在主、從動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為：
（3.4）
（3.5）
= （3.6）
= （3.7）
由上式計算可得：
12117.033N
=1693.812N
=1693.812N; =12117.033N
二級減速齒輪齒寬中點處的圓周力為：
＝ N （3.8）
式中：——作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩=2090.803；
——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑。
可算出30919.89。
二級減速機構作用在二級主、從動齒輪面上的軸向力A和徑向力R分別為：
== （3.9）
== (3.10)
式中：——齒輪的螺旋角，；
把已知條件代入式（3.9）和式（3.10）可算出==8866.135，==11707.44。
3.2軸和軸承的設計計算
一級主動錐齒輪軸的設計計算：對于軸是用懸臂式支撐的，如圖3.1所示，齒輪以其齒輪大端一側的軸頸懸臂式地支承于一對軸承上。為了增加支承剛度，應使兩軸承的支承中心距比齒輪齒面寬中點的懸臂長度大兩倍以上，同時尺寸應比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，并使齒輪軸徑大于或小于懸臂長。為了減小懸臂長度和增大支承間距，應使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內，而大端朝外，以使拉長、縮短，從而增強支承剛度。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，所以在殼體上應該有通入兩軸承間的右路管道和返回殼體的回油道。
圖3.1 一級主動齒輪的支持型式
另外，為了拆裝方便，應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。
根據上面可算出軸承支承中心距﹥70%=108.66，在這里取。
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30217型，此軸承的額定動載荷為178，前軸承圓錐滾子軸承30219型，此軸承的額定動載荷為228[4]。
由此可得到：
式中：——軸承的最小安裝尺寸[查機械設計手冊表7-2-91可查的]。
及.5=60.57，取=61。
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：
= (3.11)
= (3.12)
根據上式已知==1693.812N，==12117.033N，=14753.446N，=61mm ，=110mm，=171mm。
前軸承徑向力：
==10239.08N
后軸承徑向力：
==23365.04N
2、軸承的校核
軸承采用圓錐滾子軸承30217型，此軸承的額定動載荷為178KN。
當量動載荷
式中、， 、。[查機械設計手冊表7-2-19]
當量動載荷 =16963.846N
再由公式：
(3.14)
==2529.214
此外對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速為
r/min (3.15)
式中：——輪胎的滾動半徑，m；
——汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取35 km/h。
所以由式（3.15）可得==180.426r/min；；
而主動錐齒輪的計算轉速=180.426×2.2=396.937r/min。所以軸承能工作的額定軸承壽命：
h (3.16)
式中： ——軸承的計算轉速，r/min。
由上式可得軸承A的使用壽命=106197.121h。
若大修里程S定為100000公里，可計算出預期壽命即
= h (3.17)
所以==2857.14h和比較，＞，故軸承符合使用要求。
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=14415.78N，==11682.26N，==2538.14N，在這里我們把二級主動齒輪與軸做成一體的，選擇軸承時應與齒輪的外尺寸176相當，選擇軸承為30222型，它的額定動載荷為315。根據軸承和齒輪的尺寸，如下圖設計計算,。
圖3.2 雙級主減速器中間軸軸承載荷計算圖
如上圖所示，根據機械設計手冊和齒輪的尺寸可算得：117.25，207.25，126.75，197.75,。
所以，軸承C的徑向力：
= (3.18)
軸承D的徑向力：
= (3.19)
式中：,,——第一級從動齒輪受的圓周力，軸向力和徑向力；
——第一級減速從動錐齒輪齒面寬中點的分度圓直徑；
——第二級減速主動齒輪（斜齒圓柱齒輪）的節(jié)圓直徑；
——第二級主動齒輪受的圓周力，軸向力和徑向力。
根據上面所算得的數據代入式（3-16），（3-17）可得：
=7071.59
=19055.84
軸承C、D均選用30222型軸承，此軸承的額定動載荷為315N，
求得當量動載==0.8×7071.59=5657.27[5]。所以軸承的使用壽命：
=659192.34
=6.08h＞
所以軸承符合使用要求。
3.4本章小結
本章主要是對已設計的齒輪選取能夠與其合理配合的軸承并校核。在這一章中最主要的是考慮到主減速器的裝配關系，能讓齒輪和軸配合后裝配到箱體中，并滿足一定的裝配要求。并對其所用的軸承進行使用壽命計算，使其滿足車的要求。
第4章 軸的設計
4.1主動圓錐齒輪軸的結構設計
由上面所設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，參照現有車型對軸進行結構設計，如圖4.1，可得到主動一級主動齒輪的基本尺寸大小，并滿足其所要的要求。
圖4.1 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51.15，大端分度圓直徑為150，齒頂圓直徑為171.103；
第2段：這段與軸承配合，其選用的軸承代號為30219，其小徑為95，大徑為170，小徑寬度為35，其軸的直徑為95，寬度為35；
第3段：大端直徑為95，小端直徑為75；寬度為12；
第4段：軸直徑為75；寬度為20；
第5段：大端直徑為85，小端直徑為75，寬度為12；
第6段：這段與軸承配合，其選用的軸承代號為30217，其小徑為85，大徑為150，小徑寬度為31。其軸的直徑為85，寬度為27；
第7段：花鍵軸，花鍵分度圓直徑為68，齒頂圓直徑為72，花鍵軸寬為74；
第8段：螺栓軸，螺栓直徑為36。螺栓長度為60。。
4.2 中間軸的結構設計
對于中間軸的結構，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要求的間隔[6]。如圖4.2所示：
圖4.2中間軸的結構尺寸
軸承選用30222號軸承、其軸的各段尺寸為：
第1段：第一段與軸承相配合，軸承的小徑寬度為38，小徑直徑為110，大徑直徑為180，其軸的直徑為110，軸的寬度為41；
第2段：其直徑設計為128，寬度為36；
第3段：二級主動齒輪，齒寬為140 ，分度圓直徑為135.24，齒頂圓為155.24；
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，其設計尺寸為：寬22mm，軸的直徑為100mm；
第5段：一級從動輪凸臺，與其一級從動錐齒輪配合，其直徑為200mm，軸寬為40mm；
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240mm，軸寬為22mm；
第7段：與第1段一樣和相同的軸承配合，并保證零件間的間隙，其設計尺寸為軸寬為52mm，軸的直徑為110mm。
4.3主動錐齒輪軸的校核
由第3章可知，齒輪上受到的轉矩為11141.856，齒輪的圓周力，軸向力，徑向力，并還知道兩軸承受徑向力和軸向力分別為，；，。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力。規(guī)定齒輪受的軸向力和徑向力為正方向，由圖4.1，前、后軸承給軸的力的方向分別與圓錐齒輪受的力方向相反，則為負；徑向力為正，為負。
A
R
P
61mm
110mm
A
R
R
圖4.3主動錐齒輪軸受力圖
求出水平面上的彎矩并畫出彎矩圖：
=2570154.73 （4.1）
規(guī)定順時針方向為負，其齒輪受到的彎矩為正，后齒輪受到的彎矩為負，前齒輪受到的彎矩為正，如圖4.4所示：
圖4.4 垂直面上彎矩圖
求出垂直面上的彎矩并畫出彎矩圖：
==1332873.63 （4.2）
根據上面的方向，彎矩圖如圖4.5所示：
圖4.5 垂直面上彎矩圖
合成彎矩可得：
= =2895210.97 （4.3）
由上面的圖可知，在后軸承受力點上的彎矩最大，其彎矩為：
計算危險截面上的軸的直徑，軸的材料選擇20CrMnTi，經過調質等處理，彎曲許用應力，則：
=68.519 （4.4）
由于截面處軸的直徑為75，最小處的直徑也大于68.519，所以校核成功。
4.4中間軸的校核
如圖4.6，由第3章可知，從動錐齒輪受到的圓周力，軸向力，徑向力；主動圓柱齒輪受到的圓周力21270.816，軸向力，徑向力；軸承C所受的，徑向力；軸承D所受的軸向力，徑向力。
圖4.6 中間軸受力圖
求出水平面上的彎矩并畫出彎矩圖：
=495011.37
=3312488.03
=167057.64
=4073471.638
規(guī)定順時針方向為負，其齒輪受到的彎矩為正，后齒輪受到的彎矩為負，前齒輪受到的彎矩為正，如圖4.7所示：
圖4.7 垂直面上彎矩圖
求出垂直面上的彎矩并畫出彎矩圖：
=0
=2087957.1
=
=
根據規(guī)定的方向，如圖4.8所示：
圖4.8 垂直面上的彎矩圖
由上圖可知，在A點的垂直面上的彎矩最大，最危險。這一點的合成彎矩得：
=4342420.58 （4.5）
計算危險截面上的軸的直徑，軸的材料選擇20CrMnTi，經過調質等處理，彎曲許用應力，則：
=78.43
由于截面處軸的直徑為86，最小處的直徑也大于78.43，所以校核成功。
4.5 本章小結
通過設計的零件的結構大小，滿足所設計的軸能夠與箱體合理的配合，各零件之間的間隙等，設計出符合強度要求的軸。使其它能安全可靠的工作。
第5章 差速器的設計
5.1 差速器的結構形式及選擇
根據汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及他們之間的相互關系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內所滾過的形成往往是由差別的。例如，轉彎時外側的車輪的行程總要比內側的長。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右驅動車輪的轉速雖相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產生滑移或滑轉。
為了消除由于左右車輪在運動學上的不協調而產生的這些弊病，汽車左右驅動輪間都裝由差速器，后者保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。
同樣情況也發(fā)生在多驅動橋中，前、后驅動橋之間，中、后驅動橋之間等會因車輪滾動半徑不同而導致驅動橋間的功率循環(huán)，從而使傳動系的載荷增大，損傷其零件，增加輪胎的磨損和燃料的消耗等，因此一些多驅動橋的汽車上也裝了軸間差速器。
差速器的結構型使選擇，應從所設計汽車的類型及其使用條件出嘎，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。
大多數汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和失去行駛的汽車來說，由于路面較好，哥驅動車輪與路面的附著系數變化很小，因此都采用了結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的對稱式圓錐行星齒輪差速器。本設計的車輛是用于公路運輸的重型卡車，因此選用對稱式圓錐行星齒輪差速器。
5.2差速器齒輪基本參數選擇
1、行星齒輪數目的選擇
轎車常用2個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用4個行星齒輪，少數汽車采用3個行星齒輪。
2、行星齒輪球面半徑的確定
圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強度。
球面半徑可根據經驗公式來確定：