重卡汽車主減速器設計目錄TOC\o"1-3"\h\u26740第1章緒論 28718結論 4117896參考文獻 43第1章緒論1.1研究目的及意義1.1.1目的隨著中國經濟水平的不斷發展，人民生活水平得到了直接推動。在汽車制造商之間的激烈競爭中，如何有效利用產品的性能，提高產品的質量，提高使用效率，降低生產成本，對汽車制造商來說非常重要。作為運輸業的支柱，重型車輛在汽車行業的地位是無可辯駁的。根據重型汽車行駛的環境和用途，重型汽車最好使用兩級主變速器。本設計的目的是為重型車輛開發一種結構合理、穩定可靠的主變速器。因此，我們必須對主變速箱進行嚴格的設計和標定，以確保主變速箱的合理性和可靠性，同時提高重型車輛的燃油經濟性。1.1.2意義通過本次設計能夠使重型車輛提高動力性、經濟性，減少整車質量。也讓我對主減速器的設計有了更加清楚的認識，例如主減速器的類型選擇，齒輪結構設計以及軸承的設計等。因此，希望本次設計在豐富我知識儲備的同時，更重要的是讓設計的主減速器質量提高到更佳的水平，更加滿足客戶的購買要求，同時也希望本次設計為汽車制造行業帶來借鑒價值，設計出更好的主減速器，從而推動我國重型汽車的發展。1.2主減速器的國、內外研究現狀1.2.1國內研究現狀2020年李浩軍[[]李浩軍.汽車驅動橋傳動系統數字化與優化方案[D].重慶:重慶理工大學,2020.[]李浩軍.汽車驅動橋傳動系統數字化與優化方案[D].重慶:重慶理工大學,2020.2020年陳志超，許煥彬[[]陳志超.基于電機能耗的某電動重卡主減速器優化設計[J].重型機械,2020(02):21-25.[]陳志超.基于電機能耗的某電動重卡主減速器優化設計[J].重型機械,2020(02):21-25.2021年高雪松[[]高雪松.重卡車橋現狀及新技術發展趨勢[J].時代汽車.

2021,(13).][]高雪松.重卡車橋現狀及新技術發展趨勢[J].時代汽車.

2021,(13).1.2.2國外研究現狀2020年\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"ZhichaoHuang;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"HuangZhichao;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"YuWeiqing;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"LiuJuping;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"HuYihua[[]\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"ZhichaoHuang;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"HuangZhichao;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"YuWeiqing;?“ResearchonOrderAnalysisMethodofVibrationSignalofRearAxleMainReducer”;2020.]在發表的“ResearchonOrderAnalysisMethodofVibrationSignalofRearAxleMainReducer”中表示作為汽車傳動系統中增加扭矩、降低轉速的關鍵部件,最終驅動總成的質量關系到整個傳動系統的工作性能。汽車主減速器作為汽車后驅動橋的核心部件,承擔著減速和增加驅動力矩的功能。它的質量直接影響到汽車的安全性和舒適性。主減速器主傳動錐齒輪的傳動平穩性和傳動噪聲是影響整個系統性能參數的重要因素之一。本文從汽車后橋主減速器的功能和結構入手,說明了分析其振動信號的必要性,闡述了主減速器振動的機理和來源。[]\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"ZhichaoHuang;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"HuangZhichao;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"YuWeiqing;?“ResearchonOrderAnalysisMethodofVibrationSignalofRearAxleMainReducer”;2020.2020年\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"YangChen;\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"XiandongLiu;\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"YingchunShan;\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"TianHe[[]\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"YangChen;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"XiandongLiu;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"YingchunShan;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"TianHe

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Lightweightdesignofdriveaxlehousingbasedonreliability;?[J]\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"JournalofPhysics:ConferenceSeriesVolume1650,2020.]在發表的《Lightweightdesignofdriveaxlehousingbasedonreliability》中研究了提高越野車某驅動橋殼優化方案可靠性的方法。[]\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"YangChen;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"XiandongLiu;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"YingchunShan;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2020/_blank"TianHe

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Lightweightdesignofdriveaxlehousingbasedonreliability;?[J]\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"JournalofPhysics:ConferenceSeriesVolume1650,2020.2021年\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MauryaP;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MulaniN;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MichaelC;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"JebaseelanD[[]\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MauryaP;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MulaniN;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MichaelC;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"JebaseelanD“FailureAnalysisofDriveAxleShaftfailedunderTorsionalStress”;2021]在發表的“FailureAnalysisofDriveAxleShaftfailedunderTorsionalStress”中表示驅動橋是任何汽車動力傳動必不可少的部件。它將動力從差速器傳遞到驅動車輛的車輪輪轂。由于差速器產生的扭矩和車輪上地面摩擦阻力產生的阻力矩,軸受到扭轉應力。因此,它們在有沖擊載荷和無沖擊載荷的疲勞下容易發生扭轉失效。[]\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MauryaP;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MulaniN;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"MichaelC;?\t"/zn/Detail/index/GARJ2021_1/_blank"JebaseelanD“FailureAnalysisofDriveAxleShaftfailedunderTorsionalStress”;2021比較國內外研究現狀發現，國內外的重型汽車的配置上差別并不大，但在部件設計與加工工藝上卻千差萬別[[]楊博華.多車型通用的某重卡減速器殼設計[J].汽車實用技術,2020(15):92-93.]。相比較國內，國外的重型汽車為了保證其動力性，良好的通過性以及長的壽命，重型汽車采用雙車架，和雙級主減速器，能保證重型汽車在復雜的環境下，裝載最大的貨物，順利通行[[][]楊博華.多車型通用的某重卡減速器殼設計[J].汽車實用技術,2020(15):92-93.[]王志平.行星減速器可靠性及優化設計思路分析[J].中國高新區,2018(08):26.1.3研究內容本次設計以解放J6P重型汽車主減速器為設計對象，通過查閱中國知網文獻和國內外重型汽車主減速器相關資料，明確該方案的設計目的和意義。設計第二部分主要介紹主減速器減速形式、齒輪類型以及支承形式。第三部分通過查閱國家標準和相關汽車設計手冊確定主減速器類型和相關的性能參數以及齒輪的尺寸參數和強度校核。第四部分主要包括齒輪軸承受力情況、軸承的設計與校核等內容，最后對齒輪軸進行設計與校核，最終完成解放J6P重型汽車主減速器的設計任務。第2章主減速器的設計方案2.1主減速器的確定2.1.1確定減速形式單級減速和雙級減速是主減速器的兩種減速形式，兩種類型結構圖展示在圖2-1和圖2-2中。主減速器的減速類型應根據車型和行駛的環境來進行確定。由于重型車輛本身具有大齒比、大承載量、復雜的行駛條件和多變的工作環境，因此必須具有良好的駕駛性能和較高的離地間隙[[]張磊磊.重型汽車輪邊減速器太陽輪冷擠壓技術研究[D].重慶:重慶理工大學,2017.]。由于所選車型是解放J6P重卡，所以采用的主減速器[]張磊磊.重型汽車輪邊減速器太陽輪冷擠壓技術研究[D].重慶:重慶理工大學,2017.圖2-1單級減速類型圖2-2雙級減速類型2.1.2確定主減速器的齒輪傳動形式1如圖2-3所示為圓柱齒輪傳動，它常見于前驅汽車中，以及雙級主減速器中。2如圖2-4所示為蝸桿傳動，蝸輪最常用于重型多軸車輛和裝有高速發動機的大型貨車。當重量和外形尺寸減少時，也可以實現高交換率。使用時間長噪聲小。3如圖2-5所示為弧齒錐齒輪傳動，它的嚙合形式為緩慢的從一端運動到另一端嚙合，齒輪軸相互垂直并且于一點相交。這種類型的齒輪能平穩運行，且精度很高，但噪聲會不斷增加。4如圖2-6所示為雙曲面齒輪傳動，它由兩個齒輪組成，其軸線相互垂直，但與弧齒錐齒輪不同的是它的兩個軸不相交。在這種類型的結構中，磁頭和驅動裝置的軸線之間有一個距離E，這被稱為偏移距離。在這種類型的齒輪箱中，主軸位于驅動軸的正上方。這種設計使多條軸線的連接更加容易，增加了驅動軸離地的高度，提高了離地間隙[[]程明.重型汽車驅動橋主減速器傳動效率分析與試驗研究[D].青島:青島理工大學,2016[]程明.重型汽車驅動橋主減速器傳動效率分析與試驗研究[D].青島:青島理工大學,2016.通過比較上述四種齒輪類型，并結合本設計的車型，最終選擇圓柱齒輪傳動形式和弧齒錐齒輪傳動。圖2-3圓柱齒輪傳動圖2-4蝸桿傳動圖2-5弧齒錐齒輪傳動圖2-6雙曲面齒輪傳動2.1.3雙級主減速器齒輪方案的選擇雙級主減速器齒輪根據不同的標準，例如主減速器速比、主減速器的位置、齒的不同等，可由多種分類類型[[]王祝新.圓柱齒輪減速器優化與抗疲勞設計[D].鄭州:鄭州大學,2017.]。根據本設計的需求，[]王祝新.圓柱齒輪減速器優化與抗疲勞設計[D].鄭州:鄭州大學,2017.雙曲面齒輪的特點是齒輪的螺旋角會增加，可以實現比錐齒輪更高的齒輪比。沿著牙齒的長度和高度有相對的滑動，因此，牙齒表面的磨損是均勻的。熱處理也有利于研磨，改善接觸面，提高牙齒質量，減少噪音。與錐齒輪相比，重疊率更大，從而使傳動更平穩，齒面的過壓更小。偏移的軸向位置使變速器在空間定位方面有更大的自由度。以下排量可用于降低車輛的重心，以提供更平穩的行駛：也可用于增加車身高度，提高車輛的越野能力。螺旋錐齒輪，傳動效率高，傳動比穩定，弧形覆蓋，承載能力強，傳動平穩，運行可靠，結構緊湊，節能節材，節省空間，耐磨損，使用壽命長，噪音低。各種機械傳動中，螺旋錐齒輪的效率最高，對各種傳動，特別是大功率傳動有很大的經濟優勢；傳動相同扭矩時，需要的傳動件是最經濟的，如皮帶、傳動鏈要求尺寸小；恒定傳動比的錐齒輪穩定，使用壽命長。2.1.4確定雙級主減速器的齒輪類型根據本設計選擇的雙極主減速器類型[[]張永奇.汽車驅動橋主減速器圓錐滾動軸承工作性能研究[D].長春:吉林大學,2016.]，確定齒輪類型為，第一級是錐齒輪，第二級是圓柱形齒輪結構，并且采用適合于重型汽車的縱向水平布局的布局形式。這種類型可以降低[]張永奇.汽車驅動橋主減速器圓錐滾動軸承工作性能研究[D].長春:吉林大學,2016.2.2確定主減速器主、從動錐齒輪的支承方式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[[]郭輝.車橋主減速器密封結構的改進[J].內燃機與配件,2018(05):18-19.[]郭輝.車橋主減速器密封結構的改進[J].內燃機與配件,2018(05):18-19.2.2.1確定主動錐齒輪支承方式主動錐齒輪支承形式有懸臂式和騎馬式[[]廉相如,王國權,陳勇,主減速器軸承載荷對重載卡車驅動橋殼疲勞特性影響[J].機械工程師,2016(02):48-51.]兩種形式，兩種形式的結構圖如圖2-8和圖2-9所示。兩種形式優缺點各不相同，經過分析與比較，確定本設計采用[]廉相如,王國權,陳勇,主減速器軸承載荷對重載卡車驅動橋殼疲勞特性影響[J].機械工程師,2016(02):48-51.圖2-8懸臂式支承圖2-9跨置式支承2.2.2確定從動錐齒輪支承方式從動錐齒輪支承類型包括無輻式和有輻式支承形式兩種[[]薛冰,宮喚春,黃東梅,趙力學,汽車主減速器圓錐滾子軸承熱機耦合分析[J].機械設計與研究,2016,32(06):65-68.]。如圖2-10和圖2-11所示。首先，從動斜齒輪與中間軸安裝在一起，所以它的支承類型要依據中間軸兩端的軸承形式、齒輪之間的支承距離以及載荷分配比來定。一般情況下，在[]薛冰,宮喚春,黃東梅,趙力學,汽車主減速器圓錐滾子軸承熱機耦合分析[J].機械設計與研究,2016,32(06):65-68.圖2-10主減速器從動錐齒輪的無輻式結構支承形式圖2-11主減速器從動錐齒輪的有輻式結構支承形式第3章主減速器的結構設計與校核3.1主減速器基本參數的確定如表3-1所示，為本設計解放牌J6P重型汽車車型重要參數。表3-1重型汽車重要參數名稱參數最高車速V90KM/h最大功率P415KW最大功率轉速n2500rpm最大轉矩T600N?m輪胎12R22.5后橋載重16000kg前橋載重9000kg總質量25T裝備質量16.103T額定質量15.459T驅動形式6×2變速器傳動比一檔傳動比i7.5最高檔傳動比i0.723.1.1確定主減速比汽車主減速比是汽車一個非常關鍵的動力性參數，它影響著汽車的結構大小、動力大小以及燃油消耗多少等。主減速比與車輪滾動半徑、發動機最大功率轉速、最高車速和最高檔傳動比有關系，用合適的參數來確定主減速比可以使得汽車獲得最大的動力，并且消耗最少的燃油。主減速比的計算公式如下： （3-1）其中：ig?：變速器最高檔傳動比0.72Vamax—最高車速90km/hnp—發動機最大功率轉速rr：車輪的滾動半徑將以上數據代入公式(3-1)中：求得的主減速器大于7.6小于12，本設計的主減速器符合要求。3.1.2確定傳動比圓柱齒輪副和錐齒輪副的比值范圍為1.4～2.0，在本設計中取1.5，第一級主動錐齒輪的齒數z1取13（9~15），根據上一節求得的主減速比i3.2主減速器齒輪計算載荷的確定3.2.1確定從動輪的計算轉矩1.根據發動機的最大轉矩和最低檔傳動比來確定計算轉矩Tje （3-2）其中：Temax:發動機最大轉矩，600Nm；k:液力變矩系數，本設計中k取1；igli0η:從動齒輪之間的傳動效率，一般取0.9；n:驅動橋數，取1。將以上數據代入公式（3-2）中，可求得計算轉矩為：2.根據驅動輪打滑時轉矩確定計算轉矩Ti （3-3）式中：：主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率，無輪邊減速器ηLB=1iLB：主減速器從動齒輪到車輪間的傳動比rr?：G2：滿載狀態下單個驅動橋上的靜負荷，N；由已知數據后橋載重16000kg，G將以上數據代入式（3-3）中，可求得計算轉矩為：3.按汽車日常行駛平均轉矩確定計算轉矩Tjm （3-4）其中：fHfR：GTGa：fp：其中，fp的計算公式為，當時，fp取0。將以上數據代入式(3-4)可得：3.2.2確定錐齒輪的計算轉矩1.確定從動輪的計算轉矩從動錐齒輪的轉矩計算公式為：（3-5）其中：Tje:計算轉矩，取31225.5Nm;i02:傳動比，取η02:傳動效率，參考圓柱齒輪傳動效率在0.98～0.99將以上數據代入式(3-5)中：2.確定主動輪的計算轉矩主動錐齒輪的計算轉矩公式如下：（3-6）其中：η01：主從動齒輪間的傳動效率，本設計中i01：傳動比Tj2：第一級從動錐齒輪的轉矩，取9343.9Nm將以上數據代入式(3-6)中：3.3確定主減速器齒輪主要參數3.3.1主從動錐齒輪齒數根據汽車傳動系統設計手冊可知，兩級減速比i01<i02，錐齒輪副的傳動比<2.5，主動齒輪的齒數在9到15的范圍內，本設計選擇=13，則=13×2.26=29.56取=30，修正第一級傳動比3.3.2主從動錐齒輪節圓直徑及端面模數1.節圓直徑計算公式如下： （3-7）其中：TG：從動錐齒輪計算轉矩，即根據上文可知TG取Kd2：為直徑系數，一般在將以上數據代入式(3-7)中：本設計節圓直徑取372.端面模數ms（3-8）其中：：主動錐齒輪的齒數,本設計取30。d2：節圓直徑，根據上文可知節圓直徑為370將以上數據代入式（3-8）中：可得端面模數為12mm。3.主動錐齒輪節圓直徑計算公式如下：d13.3.3確定齒輪齒面寬這里計算的齒面寬，屬于從動齒輪的，數值上不應超過齒輪之間距離的30%，一般建議b2=0.155d2，根據上文得到的從動齒輪直徑，d3.3.4螺旋角β及旋向螺旋角沿著齒的寬度變化，該齒輪的中心螺旋角；通常情況下，我們取平均螺旋角，凸面錐齒輪的平均螺旋角為35°～40°，本設計β取最小值35°。關于螺旋方向的規定：我們根據左右手去判斷螺旋方向和各個力的方向，我們從齒輪的后面觀察，從大端指向小端，成為右旋齒，此時判斷力的方向時用右手，握拳伸大拇指，大拇指代表軸向力的方向，其他四指代表螺旋旋向。反之，判斷方向同上。按照慣例，通常情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪與之相反。3.3.5法向壓力角根據最新汽車設計使用手冊中的規定可知，本設計的汽車的壓力角大小為。如表3-4所示，為錐齒輪的幾何尺寸參數表，包括名稱、計算公式及結果：表3-4錐齒輪的幾何尺寸表名稱公式及結果節錐角γ1γ2γγ法向壓力角α（°）22°全齒高h（mm）?=工作齒高?g（mm?齒面寬b（mm）b端面模數ms（mm12從動錐齒輪齒數z30主動錐齒輪齒數z13理論弧齒寬ss螺旋角β35°節錐頂點至齒輪外緣距離AAA齒根圓直徑ddd齒頂圓直徑ddd根錐角γγγ面錐角γγγ齒根角σσσ徑向間隙cc=??齒根高???齒頂高???周節tt=3.1416節錐距AA3.4計算齒輪強度錐齒輪容易發生疲勞彎曲裂紋、齒蝕和齒磨損。齒輪的強度計算是保護它們不受損害的方法之一，因為齒輪進入嚙合區，在負載齒面的力的作用下，在齒根發生應力。3.4.1確定單位齒長上的圓周力單位齒長圓周力計算公式為： （3-9）其中：b2：齒寬，60F：圓周力，N1.按發動機的最大轉矩計算單位齒長圓周力P （3-10）其中：Temax：發動機最大轉矩，600d1：節圓直徑igl：一檔傳動比將以上數據代入式(3-10)中：（2）按驅動輪打滑時轉矩計算單位齒長圓周力P （3-11）其中：d2：節圓直徑，根據上文可知370mmrr：?：附著系數0.85G2：單個驅動橋上的靜負荷（滿載），N；根據后橋載重16000kg，求得將以上數據代入式(3-11)中：根據最新汽車設計使用手冊中，單位齒長圓周力許用值p可知，重型汽車的單位齒長圓周力在上述兩種情況下計算的許用值為1429N·mm。通過上述計算結果可知由發動機最大轉矩計算出的單位齒長圓周力P為909.09N/mm，小于許用值，因此符合要求。3.4.2計算齒輪的彎曲強度齒根彎曲強度計算公式為： （3-12）其中：b：齒面寬，取兩齒面寬的較小值，60mm；z：齒輪齒數，z1mskv：質量系數，km：齒面載荷分配系數，跨置式結構kks：齒面接觸強度和齒根彎曲強度的尺寸系數，當端面模數不小于1.6mm時,ks=k0Tj：計算轉矩，N·m，主動錐齒輪Tj1=4352.07N·mJ：研究齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數；根據3-1彎曲應力綜合系數得主從、動的彎曲應力綜合系數分別為0.22，0.23。圖3-1齒輪彎曲應力綜合系數將以上數據代入式(3-12)中：對于主動齒輪來說，σw=292.4MPa<700MPa，對于從動齒輪來說，σw=600.413.4.3計算齒輪的接觸強度齒面接觸應力計算公式為： （3-13）其中：kf:品質系數，本設計取Tj1:主動錐齒輪計算轉矩，Td1:節圓直徑，dCp:綜合彈性系數，對鋼齒輪N1Jj:齒面接觸強度的綜合系數，根據圖3-2，得綜合系數為0.105圖3-2接觸計算用綜合系數J1.按主動齒輪計算轉矩計算：將以上數據代入式(3-13)中：2.按發動機平均輸出轉矩計算： （3-14）將以上數據代入式(3-14)中：根據上面的計算結果可知，σJ<小于許用應力為2800MPa，σJm<許用接觸應力1750MPa,所以均校核成功。3.5二級圓柱齒輪的設計與校核3.5.1二級斜齒圓柱齒輪基本參數的選擇二級斜齒圓柱齒輪材料為滲碳合金鋼20CrMnTi，齒面硬度56～62HRC，強度極限σb=1079MPa，強度極限σs=834MPa。齒輪的螺旋角取16°，壓力角齒輪彎曲強度和齒面接觸強度許用值計算公式為：取SF1.二級齒輪齒數的確定由i02=i0i01=則二級從動齒輪所受的轉矩： （3-15）其中：i02：二級傳動比i02=3.4Tje：計算轉矩，取31225.5Nm。將以上數據代入式（3-15）中：=9343.9×3.47=32423.33N?m2.模數m （3-16）其中：YSa：應力修正系數，查表得；；?d：齒寬系數，?K：載荷系數，K取1.3；YFa：齒形系數，查表得YFa1=2.85；將以上數據代入式(3-16)中：模數取整得mn3.計算齒輪的彎曲強度=667.2MPa （3-17）其中:mn：模數d：計算齒輪的分度圓直徑；b：齒寬；T：計算齒輪所受的轉矩。Y因此有必要對主動齒輪進行強度校核。如表3-6所示為圓柱齒輪幾何尺寸，包括名稱、計算公式及結果：表3-6標準斜齒圓柱齒輪幾何尺寸計算公式名稱公式及結果齒頂圓直徑ddd分度圓直徑ddd2齒全高??=齒根高??頂隙cc=齒頂高??模數mm齒數zz1z2=齒寬bb=?齒根圓直徑ddd標準中心距aa=3.5.2計算二級斜齒圓柱齒輪的強度1齒面接觸疲勞強度校核 （3-19）其中：u：主從動齒輪齒數比3.47；Zβ：螺旋角系數，ZZε：重合度系數，ZZH：節點區域系數，ZZE：彈性系數，與材料有關，Z主動齒輪的齒面接觸強度計算公式： （3-20）將以上數據代入式(3-20)中：。從動齒輪的齒面接觸強度計算公式： （3-21）將以上數據代入式(3-21)中：經比較，符合強度要求。1齒輪彎曲疲勞強度計算公式： （3-18）將上述數值帶入到公式中，分別求得主從動齒輪的彎曲疲勞強度為：經比較，均符合強度要求。3.6齒輪的材料選擇齒輪容易發生齒根彎曲和斷裂、齒面點蝕、磨損和持續變形等損壞，因此為齒輪選擇材料是一件非常重要的事情。本設計中，齒輪采用的材料為20CrMnTi，這是一種常見的碳化合金鋼，這種材料具有高的含碳量，因此耐磨抗壓，不易變形，常常被用在汽車零部件加工中。使用這種材料制成的齒輪，強度可達到64HRC。在影響齒輪強度的因素中，吃了材料的種類，齒輪的加工工藝也是一個重要的因素，例如，為了提高齒輪使用的時間，會對齒輪進行噴丸處理，為了提高齒輪的耐磨性，避免齒輪出現咬死或膠合的現象，會對齒輪進行滲流處理。3.7本章小結本章節主要計算了主減速器的各種動力性參數和尺寸參數，其中包括齒輪箱的主減速比、傳動比，主、從動齒輪的集合尺寸等，并對設計好的齒輪進行了強度計算和校核，最終確定了本設計的齒輪符合強度要求和尺寸要求，最后對齒輪材料相關內容進行了介紹。第4章主減速器齒輪軸承的載荷計算主減速器齒輪軸承的設計部分對于主減速器的設計來說非常關鍵，設計得軸承對剛度和抗壓強度都有很高的要求，下面是從軸承支承類型、受力情況等方面進行的介紹，并對其進行了強度校核，以達到使用要求。本設計的主減速器齒輪軸承采用的支承形式為懸臂式支承，并對其進行計算，如圖4-1，此方式的作用原理是在把其中一對軸承的外側用錐齒輪大端的軸頸懸臂式支承起來。設計時要保證足夠的支承剛度，方法就是通過調整軸承中心距b的大小：b>2.5倍的錐齒輪齒面寬中點的懸臂長度；b>0.7倍的節圓直徑；應滿足齒輪一側的軸徑大于等于懸臂長a。同時縮短懸臂長a，增長支承間距b，將軸承大端圓錐滾子朝外，小端朝內的方法。圖4-1懸臂式根據上面的內容可以計算得到中心距b為100.1mm，取整為100mm；本文的設計選擇30220型圓錐滾子軸承為軸承B，30218型圓錐滾子軸承為軸承A。查機械設計手冊表7-2-91分別得到軸承B的額定動載荷Cr=200KN和軸承A的額定動載荷得到懸臂長度a： （4-11）其中：a2：查得的最小安裝尺寸a2b：軸承支承中心距，取100mm。將參數帶入式（4-11）中：取整a=58mm。4.1錐齒輪齒面作用力主減速器錐齒輪在役時會受到一個合力，這個合力會產生在嚙合的齒面上，這個合力可以把它分解為軸向力、圓周力和徑向力三個分力。齒輪疲勞損傷是對于軸承來講最常見的損傷形式，因此我們可以按以下公式計算軸承壽命。當量轉矩Td的計算公式如下（4-1） 其中：，…：各檔位使用率；，…：變速器傳動比；，…：各檔位轉矩的利用率；：最大轉矩，600。其中變速器傳動比、各檔位使用率和各檔位轉矩的利用率都由最新汽車設計使用手冊中查詢得到。把選取的數值代入（4-1）：Td齒面中點圓周力P為： （4-2）其中：dm：分度圓直徑，mm；Td：當量轉矩，從上文可知為580.73N?m。對于錐齒輪： （4-3）其中：b2：從動齒輪齒寬6mmd2：從動齒輪節圓直徑，553.12mmd1m、d2m：分度圓直徑，d2mz1、z2：主從動輪齒數γ2：從動錐齒輪的節錐角(γ2將參數帶入式(4-3)中：dd則計算出主減速器的主動錐齒輪齒面寬中點處的圓周力：P1作用在主、從動弧齒錐齒輪齒面中點的圓周力相等P14.2兩級齒輪的軸、徑向力4.2.1一級錐齒輪的軸、徑向力本設計齒輪類型選擇弧齒錐齒輪，所以得出所受軸向力A為： （4-4） （4-5）將β=35°；α=22°；γ1=23.26°；γ根據公式可知其所受的徑向力R為： （4-6） （4-7）將β=35°；α=22°；γ1=23.26°4.2.2二級圓柱齒輪的軸、徑向力二級齒輪齒寬中點圓周力的計算公式為： （4-8）其中：d：齒輪齒面中點分度圓直徑，d=dTd：主動錐齒輪當量轉矩，Td=580.73N帶入公式(4-8)中，得：二級主、從動齒輪軸向力A為： （4-9）其中：β:螺旋角，β=1帶入公式（4-9）：二級主、從動齒輪徑向力R為： （4-10）帶入公式（4-10）中：4.3軸承的計算與校核4.3.1計算徑向載荷軸承A的徑向、軸向載荷的計算公式為： （4-12）其中：p：主動錐齒輪齒寬中點圓周力，P1a：懸臂長,58mm；b：軸承中心距，100mm，c=a+b=158mm；R：徑向力，取1609.93d1m：齒面中點分度圓直徑，取136.28mmA：軸向力，A1將上述數據代入公式（4-12）中：軸向載荷A前 （4-13）將上述數據帶入公式（4-13）中軸向載荷A后4.3.2軸承計算與校核一般來說，當實際載荷和當量動載荷相同時，軸承的使用壽命為在當量動載荷作用的情況下使用壽命。本文情況下當量動載荷P為： （4-14）其中：A前：軸向載荷，A前RA：徑向載荷，R前Y：軸向載荷系數，0；X：徑向載荷系數，1；P：當量載荷。根據機械設計手冊，可知：e=0.42，AR=0≤e得出X=1，Y將上述數據帶入公式（4-14）中：基本額定壽命計算公式為： （4-15）其中：ε：壽命指數，圓錐滾子軸承ε=10/3fp：載荷系數，fft：溫度系數，fP：動量載荷，P取6950.54C：額定動載荷，C取200N。將上述數據代入公式（4-15）中：在生產中，通常會將軸承的壽命用小時數為單位來表示，則可得到以小時為單位的基本額定壽命的計算公式： （4-16）其中：n：計算轉速，從動錐齒輪軸承計算轉速n2計算公式（4-17）其中：Vam：平均行駛速度，35km/h。帶入公式（4-1）中：主減速器主動錐齒輪的計算轉速：把參數代入式（4-16）中，軸承A的使用壽命為：如果汽車行駛了1×105公里，需要對軸承進行全面的檢修，根據這個求得軸承的預期壽命為： （4-18）通過比較，軸承A預期壽命比額定壽命小，所以設計的這個軸承是合格的。滾動軸承B為30220型，其額定動載荷Cr當量動載荷P為： （4-19）其中：RB：軸承的徑向載荷，R后A：軸承的軸向載荷，A后查機械設計手冊，30220型滾子軸承：e為0.42，ARB=8541.3113858.57=將參數帶入式（4-19）中：P=0.4×1將上述數據代入公式（4-14）中得：（4-20）軸承B的額定壽命為：（4-21）通過比較，軸承B預期壽命比預期壽命小，所以設計的這個軸承是合格的。4.3.3圓柱齒輪軸承計算與校核通過上一節我們分別得到了如下的結果：P=8522.6N、R=R2'=8541.3N軸承C徑向載荷RC為： （4-22）軸承C軸向載荷AC為：AC軸承D徑向載荷RD為： （4-23）軸承D軸向載荷AD為：AD其中：d2m：分度圓直徑dA′2、P′2、R′2：分別為一級的軸向力、圓周力和徑向力；d′：二級節圓直徑d'P″1、A″1、R″1：二級的圓周力、軸向力和徑向力。帶入公式（4-22）與（4-23）得：RCRD當量動載荷P的計算公式為： （4-24）其中：R：徑向載荷，5222.73N；A：軸向載荷。X：徑向動載荷系數，1；Y：軸向載荷系數，0；P：當量載荷；查機械設計手冊，得e為0.42，ACRC=0N5667.6=0≤e （4-25）帶入公式（4-25）中：根據基本額定壽命公式可以計算軸承的壽命為： （4-26）通過計算可得軸承C的額定壽命為： （4-27）通過比較，軸承C預測壽命小于額定壽命，所以設計的這個軸承是合格的。軸承D：e≥ADRD=3269.698 （4-28）由基本額定壽命計算公式可得： （4-29）通過計算可得軸承D的額定壽命為： （4-30）通過比較，軸承D預期壽命小于預期壽命，所以設計的這個軸承是合格的。4.3.4軸承材料的選擇在這個設計中，車型是一個重型卡車，所以要求軸承能夠承受高壓強并且可以在使用時減少產生的熱量，根據要求本設計使用了鉻錳合金（20CrMnTi）來作為軸承的制作材料。這種合金潤滑性和抵抗壓力的性能很好，很適合加工用于重型汽車的軸承加工。4.4本章小結本章節主要是設計和校核一級和二級齒輪軸承的載荷，確保都能夠滿足設計與使用要求。為了驗證設計的軸承是否達到額定的使用時間，還對壽命進行了計算。最后為設計的軸承選擇了恰當的材料。整個設計過程完全按照相關汽車設計手冊和準則進行的，經過對設計的軸承進行校核之后也完全的符合強度要求，實現了軸承設計的目的。第5章齒輪軸的設計與校核5.1主動錐齒輪軸的設計按照圖5-1所示的模型設計齒輪軸，各部分尺寸根據之前計算出的齒輪箱軸承尺寸和設計手冊中要求的安裝間隙來確定。各軸段的尺寸為?： 圖5-1錐齒輪軸第一段：該節是主齒輪箱的主動錐齒輪，齒寬為55毫米，大端分度圓直徑=21.07mm，齒端圓直徑=167.04mm。第二段：用于本節和安裝的軸承，30220型軸承，內徑=100mm，外徑=180mm，寬=37mm，則軸節直徑=100mm，長=35mm。第二段是與軸承配合的一段，本文中選取30220型，其內徑=100mm，外徑=180mm，寬=37mm，直徑=100mm，長=35mm；第三段：這是與前軸大端連接的一段軸，所以此段軸大端尺寸與第二段相同，為90mm，小端直徑=80mm；長度=20mm；第四段：這段軸和前軸尺寸相同，直徑=80mm，長度=28mm；第五段：這一段軸的小端直徑與前軸相同大小為=80mm，大段之間尺寸由與其配合的軸承內徑來確定。直徑=100mm,長度=17mm；第六段：軸承為30218型，此類內徑=90mm，外徑=160mm