1、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，使用壽命長等優點。本文論述了雙級主減速器各個零件參數的設計和校核過程。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，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對發動機縱置的汽車，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ABSTRACTThis design is designs a

2、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, an

3、d 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 structur

4、e 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 mai

5、n bevel gear reducer also used to change the driving force for the direction of transmission.Key words: Truck；Two-stage Main Reduction Gear；Gear；Check目 錄摘要IAbstractII第1章緒論11.1 概述11.1.1 主減速器的概述11.1.2 主減速器設計的要求11.2 主減速器的結構方案分析2主減速器的減速形式21.2.2 主減速器的齒輪類型2主減速器主、從動錐齒輪的支承方案31.3 主要涉及內容及方案4第2章 主減速器的結構設計與校核52

6、.1 主減速器傳動比的計算5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72.2 主減速齒輪計算載荷的確定82.3 主減速器齒輪參數的選擇102.4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算122.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算12主減速器螺旋錐齒輪的強度校核132.5第二級齒輪模數的確定172.6雙級主減速器的圓柱齒輪基本參數的選擇182.7齒輪的校核192.8主減速器齒輪的材料及熱處理202.9本章小結21第3章 軸承的選擇和校核223.1主減速器錐齒輪上作用力的計算223.2軸和軸承的設計計算243.3主減速器齒輪軸承的校核263.4本章小

7、結29第4章 軸的設計304.1 一級主動齒輪軸的機構設計304.2 中間軸的結構設計314.3 本章小結32第5章 軸的校核335.1 主動錐齒輪軸的校核335.2中間軸的校核355.3本章小結37結論38致謝39參考文獻40附錄41第1章 緒 論1.1 概述 主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，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對發動機縱置的汽車，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

8、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動機，這就對傳動系統有較高的要求，而主減速器在傳動系統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

9、一般都在34L左右。為了降低油耗，不僅要在發動機的環節上節油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。 因此，在發動機相同的情況下，采用性能優良且與發動機匹配性比較高的傳動系便成了有效節油的措施之一。所以設計新型的主減速器已成為了新的課題。 主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，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

10、，拆裝、調整方便。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校核。1.2 主減速器的結構方案分析主減速器的結構型式主要是根據其齒輪類型、主、從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異2。 主減速器的減速形式為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的8。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、

11、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。主減速器的齒輪類型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。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

12、意的，但在絕大多數的汽車驅動橋上，主減速齒輪副都是采用交角的布置。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而平穩地轉向另一端，使得其工作平穩，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%，生產成本也較低，不需要特殊的潤滑，工作穩定性能好。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，有利于增加傳動比

13、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，利于實現汽車的總體布置等優點。但雙曲面齒輪加工工藝要求比較高。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。 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量裝配調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

14、承 （b）騎馬式支承圖1.1 主動錐齒輪的支承型式2、從動錐齒輪的支承從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖2.2所示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，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，應是等于或大于。圖1.2從動錐齒輪的支承型式1.3 主要涉及內容及方案其主要的內容為有：1.主減速比的計算；2.主減速比的分配；3.一級齒輪傳動機構的設計和校核；4.二級齒輪傳動的設計和校核；5.軸承的選擇和校核；6.軸的選擇。為了達到增大離地間隙和柱減速器的功能要求，在這

15、些內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。 第2章 主減速器的結構設計與校核2.1 主減速器傳動比的計算 輪胎外直徑的確定載貨汽車的參數如下表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t8.510總質量t16發動機最大功率kw及轉速rmin-140-2500發動機最大轉矩N.m及轉速rmin- 700-1400輪胎型號11.00-20變速器傳動比 5.20.72最高車

16、速kmh 92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的兩位百分數表示為系列數，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：有內胎的為0.95；無內胎為0.85。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2-20，型號為11.00-20，可查得輪胎的外直徑為：=1100

17、mm （2.1）1.10 圖2.1 輪胎的斷面圖 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。可利用在不同下的功率平衡圖來研究對汽車動力性的影響。對發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：（2.2）式中 車輪的滾動半徑,=0.55，單位；

18、變速器最高檔傳動比；最高車速；發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%，即按下式選擇：=（0.3770.472） （2.3） 式中 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。按以上兩式求得的值應該與同類汽車的相應值作比較，并考慮到主、從動主減速器齒輪可能有的齒數，將值予以校正并最后確定下來。由式（2.2）得，取功率儲備系數為0.420，即：=0.420 （2.4）把=0.55、=2500r/min、=92

19、km/h、=1、=1、=0.72代入式（2.4）中，算的=8.18。并與同類汽車比較也傳動比也相差不大，最終確定=8.18。因為大于了7.6，所以得采用雙級主減速器。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1.42.0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/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多在915

20、范圍內8，由于一般常規的載貨汽車最大可取到11，為了提高主動齒輪的強度，我們在這里取最大=11，則可算得：=2.73，其=3.00，修定總傳動比得=8.19。2.2 主減速齒輪計算載荷的確定通常是將發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=/ （2.5）= （2.6）式中 發動機最大轉矩，由發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，=8.195.2=42.59；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

21、越野車以及液力傳動的各類汽車取=1；該車的驅動橋數目，在這里=1；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=700()代入式（2-5）得：=/=700=26831.70() （2.7）各類汽車軸荷分配范圍如下圖：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

22、動機前輪驅動56%66%34%44%47%60%40%53%前置發動機后輪驅動50%55%45%50%45%50%50%55%后置發動機后輪驅動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，平頭車，滿載時前軸的負荷在32%35%，取34%；后軸為65%68%

23、，取66%。該車滿載時的總質量為=16，則可求得前后軸的軸荷和=0.34=0.3416=5.44 （2.8）=0.66=0.6616=10.56（2.9）把式（2.1）和式（2.9）的值代入式（2.6），可得=48380.640()（2.10）取，即26831.70 ()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= （2.11）式中：汽車滿載總重1.6×9.8=156800；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

24、.0150.020；初選=0.018；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0.050.09，可初取=0.08；汽車性能系數（2.12）當 =43.68>16時，取=0。，等見式（2.5）（2.6）下的說明。把上面的已知數代入式（2.11）可得：=8451.52（） （2.13）2.3 主減速器齒輪參數的選擇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，這時第一級主動錐齒輪的齒數可選得較大些，約在915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=11。則=1130.03取，修正第一級的傳動比=2.73；。2、節圓直徑的

25、選擇節圓直徑的選擇可根據從動錐齒輪的計算轉矩（見式2-5，式2-6中取兩者中較小的一個為計算依據）按經驗公式選出：（2.14）式中：直徑系數，取=1316；計算轉矩，取，中較小的，第一級所承受的轉矩：=8943.90（） （2.15）把式（2.15）代進式（2.14）中得到332.12；初取=300mm。3、齒輪端面模數的選擇當選定后，可按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推薦為：F=0.155=46.50，可初取F=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2。6、螺旋角的選擇 螺旋角

26、應足夠大以使齒面重疊系數1.25。因愈大傳動就越平穩噪聲就越低。螺旋角過大時會引起軸向力亦過大，因此應有一個適當的范圍。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 根據格里森規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 果1主動齒輪齒數112從動齒輪齒數303大端模數10.004齒面寬=505工作齒高17.006全齒高

27、=18.887法向壓力角=20°8軸交角=90°9節圓直徑=110=30010節錐角arctan=90°-=69.86°11節錐距A=A=159.7412周節t=3.1416 t=31.4213齒頂高=11.88=5.1214齒根高=7.00=13.7615徑向間隙c=c=1.8816齒根角=2.51=17面錐角；=18根錐角；=17.63°=64.94°19齒頂圓直徑=132.31=303.5320節錐頂點至齒輪外緣距離=145.91=50.1921理論弧齒厚=1022齒側間隙=0.2540.3300.320mm23螺旋角=35&#

28、176; 主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2.2所示：（2.16）式中：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=。圖2.2 主動錐齒輪受力圖按發動機最大轉矩計算時：=1323.64 （2.17）按最大附著力矩計算時：=6582.40（2.18）上式中：后輪承載的重量，單位；輪胎

29、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，。可得到載貨汽車一檔時的單位齒長上的圓周力=1429。式（2.17）所算出來的值小于，所以符合要求，雖然附著力矩產生的p很大，但由于發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汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力為 （2.19）式中：超載系數1.0；尺寸系數=0.792；載荷分配系數，當一個齒輪用騎馬式支承型式時，1.101.25；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，；J計算彎曲應力用的綜合系數，見圖2.1。圖2.3彎曲計算用綜合系數J由上圖可查得：小齒輪系數0.220，大齒輪系數0.187；把這些已知數代入式（2.19）可得：= =474.30=586.48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（或按不超過材料強度極限的75%）。根據上面