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摘 要
本設(shè)計(jì)是對(duì)載貨汽車設(shè)計(jì)一個(gè)結(jié)構(gòu)合理、工作性可靠的雙級(jí)主減速器。此雙級(jí)主減速器是由兩級(jí)齒輪減速組成。與單級(jí)主減速器相比，在保證離地間隙相同時(shí)可得到很大的傳動(dòng)比，并且還擁有結(jié)構(gòu)緊湊，噪聲小，使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)。本文論述了雙級(jí)主減速器各個(gè)零件參數(shù)的設(shè)計(jì)和校核過(guò)程。設(shè)計(jì)主要包括：主減速器結(jié)構(gòu)的選擇、主、從動(dòng)錐齒輪的設(shè)計(jì)、軸承的校核。主減速器是汽車傳動(dòng)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(dòng)齒數(shù)多的錐齒輪。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動(dòng)以改變動(dòng)力方向。
關(guān)鍵詞：載貨汽車；雙級(jí)主減速器；齒輪；校核；設(shè)計(jì)
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；Gear；Check
目 錄
第1章 緒論 1
1.1 概述 1
1.1.1 主減速器的概述 1
1.1.2 主減速器設(shè)計(jì)的要求 1
1.2 主減速器的結(jié)構(gòu)方案分析 2
1.2.1 主減速器的減速形式 2
1.2.2 主減速器的齒輪類型 2
1.2.3 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案 3
1.3 主要涉及內(nèi)容及方案 4
第2章 主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與校核 5
2.1 主減速器傳動(dòng)比的計(jì)算 5
2.1.1 輪胎外直徑的確定 5
2.1.2 主減速比的確定 6
2.1.3 雙級(jí)主減速器傳動(dòng)比分配 7
2.2 主減速齒輪計(jì)算載荷的確定 8
2.3 主減速器齒輪參數(shù)的選擇 10
2.4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算 12
2.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 12
2.4.2 主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度校核 13
2.5第二級(jí)齒輪模數(shù)的確定 17
2.6雙級(jí)主減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇 18
2.7齒輪的校核 19
2.8主減速器齒輪的材料及熱處理 20
2.9本章小結(jié) 21
第3章 軸承的選擇和校核 22
3.1主減速器錐齒輪上作用力的計(jì)算 22
3.2軸和軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算 24
3.3主減速器齒輪軸承的校核 26
3.4本章小結(jié) 29
第4章 軸的設(shè)計(jì) 30
4.1 一級(jí)主動(dòng)齒輪軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 30
4.2 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 31
4.3 本章小結(jié) 32
第5章 軸的校核 33
5.1 主動(dòng)錐齒輪軸的校核 33
5.2中間軸的校核 35
5.3本章小結(jié) 37
結(jié)論 38
致謝 39
參考文獻(xiàn) 40
附錄 41
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(dòng)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(dòng)齒數(shù)多的錐齒輪。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動(dòng)以改變動(dòng)力方向。由于汽車在各種道路上行使時(shí)，其驅(qū)動(dòng)輪上要求必須具有一定的驅(qū)動(dòng)力矩和轉(zhuǎn)速，在動(dòng)力向左右驅(qū)動(dòng)輪分流的差速器之前設(shè)置一個(gè)主減速器后，便可使主減速器前面的傳動(dòng)部件如變速器、萬(wàn)向傳動(dòng)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(duì)于載貨汽車來(lái)說(shuō)，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(dòng)機(jī)，這就對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)有較高的要求，而主減速器在傳動(dòng)系統(tǒng)中起著非常重要的作用。
隨著目前國(guó)際上石油價(jià)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(duì)乘用車，對(duì)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(lái)提高其產(chǎn)品市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力的一個(gè)法寶，因?yàn)橹匦洼d貨汽車所采用的發(fā)動(dòng)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(dòng)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(dòng)機(jī)的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動(dòng)系中減少能量的損失。
因此，在發(fā)動(dòng)機(jī)相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動(dòng)機(jī)匹配性比較高的傳動(dòng)系便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設(shè)計(jì)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(jì)的要求
驅(qū)動(dòng)橋中主減速器的設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下基本要求[1]：
1、所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車既有最佳的動(dòng)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(dòng)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(dòng)效率；與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與動(dòng)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(jiǎn)單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。
本設(shè)計(jì)主要研究雙級(jí)主減速器的結(jié)構(gòu)與工作原理，并對(duì)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(dòng)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[8]。
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(dòng)的齒輪副可分為單級(jí)式主減速器和雙級(jí)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(jí)式主減速器應(yīng)用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。雙級(jí)式主減速器應(yīng)用于大傳動(dòng)比的中、重型汽車上，若其第二級(jí)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(jì)的是重型汽車主減速器，由于它的主傳動(dòng)比比較大，故選用二級(jí)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(dòng)的齒輪副可分為單級(jí)式主減速器和雙級(jí)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(dòng)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(dòng)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(duì)以上的齒輪同時(shí)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(zhǎng)上同時(shí)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(shí)，噪聲和振動(dòng)也很小。傳動(dòng)效率高，能達(dá)到99%，生產(chǎn)成本也較低，不需要特殊的潤(rùn)滑，工作穩(wěn)定性能好。但對(duì)嚙合精度很敏感。
雙曲面齒輪的特點(diǎn)是主、從動(dòng)齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動(dòng)齒輪軸線相對(duì)從動(dòng)齒輪軸線在空間偏移一距離。雙曲面齒輪傳動(dòng)不僅提高了傳動(dòng)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(dòng)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(jì)的雙級(jí)主減速器第一級(jí)選取弧齒錐齒輪，第二級(jí)選取圓柱齒輪。
1.2.3 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案
主減速器中心必須保證主從動(dòng)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(dòng)錐齒輪的支承
主動(dòng)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 2—調(diào)整墊圈
（a）懸臂式支承 （b）騎馬式支承
圖1.1 主動(dòng)錐齒輪的支承型式
2、從動(dòng)錐齒輪的支承
從動(dòng)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(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸。為了使從動(dòng)錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)肋以增強(qiáng)支承穩(wěn)定性，應(yīng)不小于從動(dòng)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)是等于或大于。
圖1.2從動(dòng)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(jì)算；2.主減速比的分配；3.一級(jí)齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)和校核；4.二級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)和校核；5.軸承的選擇和校核；6.軸的選擇。為了達(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(gè)過(guò)程中，只有反復(fù)的通過(guò)計(jì)算，不斷調(diào)整一、二級(jí)的減速比。
主要方案：運(yùn)用齒輪傳動(dòng)原理，先用圓錐齒輪改變其轉(zhuǎn)矩的方向，并同時(shí)達(dá)到減速增扭的目的。讓后再通過(guò)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(jì)與校核
2.1 主減速器傳動(dòng)比的計(jì)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(hào) 參數(shù)
驅(qū)動(dòng)形式
4×2
裝載質(zhì)量／t
8.510
總質(zhì)量／t
16
發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率／kw及轉(zhuǎn)速／r／min
- 140-2500
發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩／N.m及轉(zhuǎn)速／r／min
- 700-1400
輪胎型號(hào)
11.00-20
變速器傳動(dòng)比
5.2
0.72
最高車速／km／h
92
由上表可知載貨汽車的輪胎型號(hào)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(shí)，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(wú)內(nèi)胎為0.85。
載貨汽車設(shè)計(jì)選用的輪胎是加深花紋的輪胎[劉惟信版《汽車設(shè)計(jì)》表2-20]，型號(hào)為11.00-20，可查得輪胎的外直徑為：
=1100mm （2.1）
1.10
圖2.1 輪胎的斷面圖
2.1.2 主減速比的確定
主減速比對(duì)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(shí)汽車的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)和傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比一起由整車動(dòng)力計(jì)算來(lái)確定?？衫迷诓煌碌墓β势胶鈭D來(lái)研究對(duì)汽車動(dòng)力性的影響。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)作最佳匹配的方法來(lái)選擇可使汽車獲得最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性[5]。
對(duì)于具有很大功率儲(chǔ)備的轎車、長(zhǎng)途公共汽車尤其是競(jìng)賽車來(lái)說(shuō)，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率P及其轉(zhuǎn)速的情況下，所選擇的值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時(shí)值應(yīng)按下式來(lái)確定：
（2.2）
式中 ——車輪的滾動(dòng)半徑,==0.55，單位；
——變速器最高檔傳動(dòng)比；
——最高車速；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)的轉(zhuǎn)速。
對(duì)于其他汽車來(lái)說(shuō)，為了得到足夠的功率儲(chǔ)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：
=（0.377～0.472） （2.3）
式中 ——車輪的滾動(dòng)半徑，m；
——變速器最高檔傳動(dòng)比；
——分動(dòng)器和加力器的最高檔傳動(dòng)比；
——輪邊減速器的傳動(dòng)比。
本設(shè)計(jì)中沒(méi)有分動(dòng)器和加力器，所以=1；也沒(méi)有輪邊減速器，所以=1。按以上兩式求得的值應(yīng)該與同類汽車的相應(yīng)值作比較，并考慮到主、從動(dòng)主減速器齒輪可能有的齒數(shù)，將值予以校正并最后確定下來(lái)。由式（2.2）得，取功率儲(chǔ)備系數(shù)為0.420，即：
=0.420 （2.4）
把=0.55、=2500r/min、=92km/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(dòng)比也相差不大，最終確定=8.18。因?yàn)榇笥诹?.6，所以得采用雙級(jí)主減速器。
2.1.3 雙級(jí)主減速器傳動(dòng)比分配
一般情況下第二級(jí)減速比與第一級(jí)減速比之比值（/）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(dòng)錐齒輪的半徑及負(fù)荷并適應(yīng)當(dāng)增多主動(dòng)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[6][7]；這樣也可降低從動(dòng)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(jí)主減速器從動(dòng)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(jí)主減速器第一主動(dòng)錐齒輪的齒數(shù)多在9～15范圍內(nèi)[8]，由于一般常規(guī)的載貨汽車最大可取到11，為了提高主動(dòng)齒輪的強(qiáng)度，我們?cè)谶@里取最大=11，則可算得：=2.73，其===3.00，修定總傳動(dòng)比得=8.19。
2.2 主減速齒輪計(jì)算載荷的確定
通常是將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比時(shí)和驅(qū)動(dòng)車輪打滑時(shí)兩種情況下作用于主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩（、）的最小者，作為載貨汽車和越野汽車在強(qiáng)度計(jì)算中用以驗(yàn)算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷。即
=/ （2.5）
= （2.6）
式中 ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，
——由發(fā)動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪之間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比，
==8.195.2=42.59；
——上述傳動(dòng)部分的效率，取=0.9；
——超載系數(shù)，對(duì)于一般載貨汽車、礦用汽車和越野車以及液力傳動(dòng)的各類
汽車取=1；
——該車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目，在這里=1；
——汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，N；對(duì)后橋來(lái)說(shuō)應(yīng)該考慮到汽車加速時(shí)的負(fù)荷增大；
——輪胎對(duì)路面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85，對(duì)于越野汽車取=1.0，對(duì)于安裝專門的防滑寬輪胎的高級(jí)轎車取=1.25；
——車輪的滾動(dòng)半徑，m；
——分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)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(qū)動(dòng)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(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)
56%~66%
34%~44%
47%~60%
40%~53%
前置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)
50%~55%
45%~50%
45%~50%
50%~55%
后置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)
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(zhǎng)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(shè)計(jì)車型為4后輪雙胎，平頭車，滿載時(shí)前軸的負(fù)荷在32%～35%，取34%；后軸為65%～68%，取66%。該車滿載時(shí)的總質(zhì)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(qiáng)度計(jì)算中用以驗(yàn)算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷。
對(duì)于公路車輛來(lái)說(shuō)，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(lái)確定的，即主加速器的平均計(jì)算轉(zhuǎn)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(dòng)阻力系數(shù)，載貨汽車的系數(shù)在0.015～0.020；初選=0.018；
——汽車正常使用時(shí)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=0.08；
——汽車性能系數(shù)
（2.12）
當(dāng) =43.68>16時(shí)，取=0。
，，，，等見(jiàn)式（2.5）（2.6）下的說(shuō)明。
把上面的已知數(shù)代入式（2.11）可得：
==8451.52（） （2.13）
2.3 主減速器齒輪參數(shù)的選擇
1、齒數(shù)的選擇
對(duì)于普通雙級(jí)主減速器，由于第一級(jí)減速比比第二級(jí)的小一些，這時(shí)第一級(jí)主動(dòng)錐齒輪的齒數(shù)可選得較大些，約在9～15范圍內(nèi)。第二級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)齒數(shù)和可選在68的范圍內(nèi)。在這里我們選擇=11。則=1130.03取，修正第一級(jí)的傳動(dòng)比=2.73；。
2、節(jié)圓直徑的選擇
節(jié)圓直徑的選擇可根據(jù)從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（見(jiàn)式2-5，式2-6中取兩者中較小的一個(gè)為計(jì)算依據(jù)）按經(jīng)驗(yàn)公式選出：
（2.14）
式中：——直徑系數(shù)，取=13～16；
——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，，取，中較小的，第一級(jí)所承受的轉(zhuǎn)矩：
==8943.90（） （2.15）
把式（2.15）代進(jìn)式（2.14）中得到～332.12；初取=300mm。
3、齒輪端面模數(shù)的選擇
當(dāng)選定后，可按式可算出從動(dòng)齒輪大端模數(shù)，。
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(dòng)齒輪為左旋，從動(dòng)齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢(shì)[2]。
6、螺旋角的選擇
螺旋角應(yīng)足夠大以使齒面重疊系數(shù)1.25。因愈大傳動(dòng)就越平穩(wěn)噪聲就越低。螺旋角過(guò)大時(shí)會(huì)引起軸向力亦過(guò)大，因此應(yīng)有一個(gè)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(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算
2.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算
主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸的計(jì)
表2.3 雙級(jí)主減速器一級(jí)齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表
序號(hào)
項(xiàng) 目
計(jì) 算 公 式
計(jì) 算 結(jié) 果
1
主動(dòng)齒輪齒數(shù)
11
2
從動(dòng)齒輪齒數(shù)
30
3
大端模數(shù)
10.00
4
齒面寬
=50
5
工作齒高
17.00
6
全齒高
=18.88
7
法向壓力角
=20°
8
軸交角
=90°
9
節(jié)圓直徑
=
110
=300
10
節(jié)錐角
arctan
=90°-
=
=69.86°
11
節(jié)錐距
A==
A=159.74
12
周節(jié)
t=3.1416
t=31.42
13
齒頂高
=11.88
=5.12
14
齒根高
=
=7.00
=13.76
15
徑向間隙
c=
c=1.88
16
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
=303.53
20
節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離
=145.91
=50.19
21
理論弧齒厚
==10
22
齒側(cè)間隙
=0.254～0.330
0.320mm
23
螺旋角
=35°
2.4.2 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(jì)算之后，應(yīng)對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)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(jì)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(jì)算：
1、主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算
單位齒長(zhǎng)上的圓周力，如圖2.2所示：
（2.16）
式中：——單位齒長(zhǎng)上的圓周力，N/mm；
P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算；
——從動(dòng)齒輪齒寬，及=。
圖2.2 主動(dòng)錐齒輪受力圖
按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)：
=1323.64 （2.17）
按最大附著力矩計(jì)算時(shí)：
=6582.40 （2.18）
上式中： ——后輪承載的重量，單位；
——輪胎與地面的附著系數(shù)，查劉惟信版《汽車設(shè)計(jì)》表9-13，=0.85；
——輪胎的滾動(dòng)半徑，；
——從動(dòng)輪的直徑，。
可得到載貨汽車一檔時(shí)的單位齒長(zhǎng)上的圓周力=1429。式（2.17）所算出來(lái)的值小于，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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制p最大只有1429。可知，校核成功。
2、輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算
汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計(jì)算彎曲應(yīng)力為 （2.19）
式中：——超載系數(shù)1.0；
——尺寸系數(shù)==0.792；
——載荷分配系數(shù)，當(dāng)一個(gè)齒輪用騎馬式支承型式時(shí)，＝1.10～1.25；取=1.1；
——質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，取1；
——端面模數(shù)，。=10；
——齒面寬度，；
——齒輪齒數(shù)；
——齒輪所受的轉(zhuǎn)矩，；
J——計(jì)算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，見(jiàn)圖2.1。
圖2.3 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J
由上圖可查得：小齒輪系數(shù)0.220，大齒輪系數(shù)0.187；把這些已知數(shù)代入式（2.19）可得：
=
=474.30
=
=586.48
汽車驅(qū)動(dòng)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。按中最小的計(jì)算時(shí)，汽車主減速器齒輪的許用應(yīng)力為700（或按不超過(guò)材料強(qiáng)度極限的75%）。根據(jù)上面計(jì)算出來(lái)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(qiáng)度計(jì)算
螺旋錐齒輪齒面的計(jì)算接觸應(yīng)力（MPa）為：
（2.20）
式中：——材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取232.6；
，，——見(jiàn)式（2-19）下的說(shuō)明，即=1，=1.1，=1；
——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對(duì)其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗(yàn)的情況下，可取1；
——表面質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于制造精確的齒輪可取1；
——主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩；
—— 計(jì)算應(yīng)力的綜合系數(shù)，見(jiàn)圖3.2所示，可查的
圖2.4 接觸強(qiáng)度計(jì)算綜合系數(shù)J
按發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的轉(zhuǎn)矩計(jì)算可得：
=
=2514.16
按發(fā)動(dòng)機(jī)平均輸出的轉(zhuǎn)矩計(jì)算可得：
=
=1248.37
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(jì)算時(shí)許用接觸應(yīng)力為2800，小于2800，所以校核成功；當(dāng)按發(fā)動(dòng)機(jī)平均輸出的轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)許用接觸應(yīng)力為1750，小于1750，所以校核成功。
2.5第二級(jí)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，，[9]。由于齒輪在汽車倒檔時(shí)工作的時(shí)間很少，并且一檔時(shí)的轉(zhuǎn)矩比倒檔時(shí)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可選擇在16°～20°這里取=16°，法向壓力角=。
由=3.00，=68=58～78 取=68得=17，=51，修正傳動(dòng)比，其二級(jí)從動(dòng)齒輪所受的轉(zhuǎn)矩。
取 [查李仲生主編的《機(jī)械設(shè)計(jì)》書表11-5]；取[查李仲生主編的《機(jī)械設(shè)計(jì)》書表11-4]得：
=680
2、齒輪的彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
=680 （2.21）
式中：——載荷系數(shù)，齒輪按8級(jí)精度制造??；
——所計(jì)算齒輪受的轉(zhuǎn)矩；
——齒寬；
——計(jì)算齒輪的分度圓直徑；
——模數(shù)；
——齒型系數(shù)，由當(dāng)量齒數(shù)==19，=及可得=2.96；[查李仲生主編的《機(jī)械設(shè)計(jì)》書圖11-8]；
——應(yīng)力修正系數(shù)，可得=1.55，[由查李仲生主編的《機(jī)械設(shè)計(jì)》書圖11-9]。
因 ﹥
故應(yīng)對(duì)小齒輪進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算：
法向模數(shù)
式中：——齒寬系數(shù)，=0.8，[查李仲生主編的《機(jī)械設(shè)計(jì)》書（表11.6）]。
把已知數(shù)代入上式得：
==8.82
由李仲生主編的《機(jī)械設(shè)計(jì)》書表4-1取[10]。
2.6雙級(jí)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(dòng)的幾何尺寸見(jiàn)表3-2。
表3.2正常齒標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸計(jì)算
名稱
代號(hào)
計(jì)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
根圓直徑
=-=-
中心距
==
= =315.93mm，取=316；==9mm，==2.25mm，
=+=1.25=11.25mm，=+=2.25=20.25mm，=158mm，
474mm，=176mm，==492mm，
，，
齒寬126.4，為了安全把齒寬可取大些，在這里取。
2.7齒輪的校核
1、齒輪彎曲強(qiáng)度校核
主、從動(dòng)齒輪的彎曲強(qiáng)度，把上面已知數(shù)據(jù)代入式（2.21）得：
612.12
533.00
齒輪的彎曲強(qiáng)度滿足要求。
2、齒面接觸強(qiáng)度校核
=1500 （2.22）
式中：——材料彈性系數(shù)，=2.5；
——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，=189.8；
——螺旋角系數(shù)，==0.98；
——齒數(shù)比，=3.00；
主動(dòng)齒輪的齒面接觸強(qiáng)度為：
=2.5
=1480.23
主動(dòng)齒輪的齒面接觸強(qiáng)度符合要求。
從動(dòng)齒輪的齒面接觸強(qiáng)度為：
=2.5
=854.61
從動(dòng)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(jí)和二級(jí)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(dòng)橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動(dòng)系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時(shí)間長(zhǎng)，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(duì)于驅(qū)動(dòng)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(shí)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(shí)要適合我國(guó)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(guò)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)＞8時(shí)為29～45HRC[12]。
由于新齒輪接觸和潤(rùn)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(dòng)副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對(duì)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(rùn)滑。
對(duì)齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命達(dá)25％。對(duì)于滑動(dòng)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(shí)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(huì)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(guò)所給的參數(shù)對(duì)總傳動(dòng)比的確定，并通過(guò)自己所設(shè)計(jì)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(jí)的傳動(dòng)比。通過(guò)經(jīng)驗(yàn)公式對(duì)一級(jí)、二級(jí)嚙合齒輪的齒數(shù)和模數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)，選擇齒輪所用的材料，并通過(guò)強(qiáng)度校核公式對(duì)所設(shè)計(jì)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(shí)對(duì)傳動(dòng)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(jì)算
1、錐齒輪齒面上的作用力
錐齒輪在工作過(guò)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(jì)算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過(guò)程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動(dòng)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)矩進(jìn)行計(jì)算。作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計(jì)算： （3.1）
式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，在此取700；
，…——變速器在各擋的使用率，可參考表3-5選??；
，…——變速器各擋的傳動(dòng)比；
，…——變速器在各擋時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)的利用率，可參考表3-5選??；
表3.5 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
0.5
2
5
15
77.5
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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，；——汽車總重力，kN。
經(jīng)計(jì)算為668.82。
2、齒寬中點(diǎn)處的圓周力
齒寬中點(diǎn)處的圓周力為
＝ N （3.2）
式中：——作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩見(jiàn)式(3.1)；
——該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑；對(duì)于螺旋錐齒輪
（3.3）
式中：——主、從動(dòng)齒面寬中點(diǎn)分度圓的直徑；
——從動(dòng)齒輪齒寬；
——從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑；
——主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)；
——從動(dòng)齒輪的節(jié)錐角。
由式（3.12）可以算出：92.79，253.06。
按式（3.11）主減速器主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力==14415.78N
主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力= =14415.78N。
3、錐齒輪的軸向力和徑向力
一級(jí)減速機(jī)構(gòu)作用在主、從動(dòng)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）
由上面已知可得：
11682.26N
=2538.14N
由式（3.6）、（3.7）可算得：
=2538.14N; =11682.26N
二級(jí)減速齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力為
＝ N （3.8）
式中：——作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩=1825.88；
——該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑。
可算出23112.41。
二級(jí)減速機(jī)構(gòu)作用在二級(jí)主、從動(dòng)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==6627.38，==8751.24。
3.2軸和軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算
一級(jí)主動(dòng)錐齒輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算：對(duì)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(duì)軸承上。為了增加支承剛度，應(yīng)使兩軸承的支承中心距比齒輪齒面寬中點(diǎn)的懸臂長(zhǎng)度大兩倍以上，同時(shí)尺寸應(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(zhǎng)。為了減小懸臂長(zhǎng)度和增大支承間距，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內(nèi)，而大端朝外，以使拉長(zhǎng)、縮短，從而增強(qiáng)支承剛度。由于圓錐滾子軸承在潤(rùn)滑時(shí)，潤(rùn)滑油只能從圓錐滾子軸承的小端通過(guò)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(jí)主動(dòng)齒輪的支持型式
另外，為了拆裝方便，應(yīng)使主動(dòng)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﹥70%=77，在這里取。
軸承的的選擇，在這里選擇主動(dòng)錐齒輪后軸承為圓錐滾子軸承30216型，此軸承的額定動(dòng)載荷為160，前軸承圓錐滾子軸承30214型，此軸承的額定動(dòng)載荷為132[14]。
由此可得到：
式中：——軸承的最小安裝尺寸[由殷玉楓主編的《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》書表12-4可查的]。
及=33.47，取=34。
3.3主減速器齒輪軸承的校核
1、齒輪軸承徑向載荷的計(jì)算
軸承A、B的徑向載荷分別為：
= (3.11)
= (3.12)
根據(jù)上式已知==2538.14N，==11682.26N，=14415.78N，=34mm ，=80mm，=114mm。
后軸承徑向力
==9267.07N
前軸承徑向力
==21011.51N
2、軸承的校核
對(duì)于前軸承，采用圓錐滾子軸承30214型，此軸承的額定動(dòng)載荷為132KN，在此徑向力=6403.38N，軸向力=0N。
當(dāng)量動(dòng)載荷 Q= (3.13)
式中、， 、。
由式（3-18）可得當(dāng)量動(dòng)載荷Q=X·R=1×9267.07=9267.07N
再由公式：
s (3.14)
式中：——為溫度系數(shù)，在此取1.0；
——為載荷系數(shù)，在此取1.2。
所以==3.82×s
此外對(duì)于無(wú)輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋來(lái)說(shuō)，主減速器的從動(dòng)錐齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速為
r/min (3.15)
式中：——輪胎的滾動(dòng)半徑，m；
——汽車的平均行駛速度，km/h;對(duì)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（3-11）可得==169.27r/min；
而主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速=169.27×2.73=462.11r/min。所以軸承能工作的額定軸承壽命：
h (3.16)
式中： ——軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速，r/min。
由上式可得軸承A的使用壽命=137773.83h。
若大修里程S定為100000公里，可計(jì)算出預(yù)期壽命即
= h (3.17)
所以==2857.14h和比較，＞，故軸承符合使用要求。
對(duì)于后軸承，在此選用30216型型軸承，此軸承的額定動(dòng)載荷為160KN，在此徑向力=21011.51N，軸向力=11682.26N，所以=0.556＞=0.42查得=0.4，=1.4。
由式（3-11）可得當(dāng)量動(dòng)載荷Q=0.4×21011.51+1.4×11682.26=24759.77N。所以軸承的使用壽命：
==2.737×s
=9871.39h＞
所以軸承符合使用要求。
如圖3.4，對(duì)于從動(dòng)圓錐齒輪的圓周力、徑向力、軸向力、由計(jì)算公式可知=14415.78N，==11682.26N，==2538.14N，在這里我們把二級(jí)主動(dòng)齒輪與軸做成一體的，選擇軸承時(shí)應(yīng)與齒輪的外尺寸176相當(dāng)，選擇軸承為30316型，它的外直徑為170，剛好滿足要求，它的額定動(dòng)載荷為278。根據(jù)軸承和齒輪的尺寸，如下圖設(shè)計(jì)計(jì)算,。
圖3.4 雙級(jí)主減速器中間軸軸承載荷計(jì)算圖
如上圖所示，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(jí)從動(dòng)齒輪受的圓周力，軸向力和徑向力；
——第一級(jí)減速?gòu)膭?dòng)錐齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑；
——第二級(jí)減速主動(dòng)齒輪（斜齒圓柱齒輪）的節(jié)圓直徑；
——第二級(jí)主動(dòng)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：
==6827.48
==9094.95
對(duì)于軸承C，在此選用30316型軸承，此軸承的額定動(dòng)載荷為278KN，=0.35在此軸承C的徑向力=6827.48N 軸向力=，方向與第一級(jí)從動(dòng)齒輪的相反，所以軸承C不受軸向力，因此=0＜=0.35，此時(shí)=1，=0。
由式（3-11）可得當(dāng)量動(dòng)載Q==1×6914.95=6827.48[13]。所以軸承的使用壽命：
==1.26×s
=12406214.92h＞
所以軸承C符合使用要求。
對(duì)于軸承D，在此選用30316型軸承，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得此軸承的額定動(dòng)載荷為278KN，=0.35 在此軸承D的徑向力=9094.95N，軸向力=，所以=0.45﹥=0.35，[15]。
由式（3-20）可得當(dāng)量動(dòng)載荷Q==0.4=10589.69，
所以軸承的使用壽命：
==2.93×s
=2884937.28h＞
所以軸承D符合使用要求。
3.4本章小結(jié)
本章主要是對(duì)軸承的選取和對(duì)軸承的校核，通過(guò)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(duì)其所用的軸承進(jìn)行強(qiáng)度校核是壽命計(jì)算，使其滿足此車的要求。
第4章 軸的設(shè)計(jì)
4.1 一級(jí)主動(dòng)齒輪軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
由上面所設(shè)計(jì)出來(lái)的齒輪的大小和軸承的大小，裝配時(shí)所要求的間隙等，參照現(xiàn)有車型對(duì)軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，如圖3-1，可得到主動(dòng)一級(jí)主動(dòng)齒輪的基本尺寸大小，并滿足其所要的要求。
圖3.1 一級(jí)主動(dòng)齒輪軸
其軸的各段的尺寸為：
第1段：主動(dòng)錐齒輪，其齒寬為50，大端分度圓直徑為110，齒頂圓直徑為132.31；
第2段：這段與軸承配合，其選用的軸承代號(hào)為30316，其小徑為80，大徑為140，小徑寬度為26，其軸的直徑為80，寬度為25；
第3段：大端直徑為80，小端直徑為60；
第4段：軸直徑為60；
第5段：大端直徑為70，小端直徑為60，其1、2、3、段的總長(zhǎng)為80；
第6段：這段與軸承配合，其選用的軸承代號(hào)為30314，其小徑為70，大徑為125，小徑寬度為24。其軸的直徑為70，寬度為21；
第7段：花鍵軸，花鍵分度圓直徑為58，齒頂圓直徑為62，花鍵軸寬為62；
第8段：螺栓軸，螺栓直徑為M36。螺栓長(zhǎng)度為60。
由計(jì)算可得主動(dòng)錐齒輪的總長(zhǎng)度為260。
4.2 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
對(duì)于中間軸的結(jié)構(gòu)，二級(jí)主動(dòng)齒輪和中間軸加工成一體，其上面還要有一個(gè)與一級(jí)從動(dòng)錐齒輪的裝配凸臺(tái)，兩個(gè)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(jì)為92mm，寬度為39.5mm；
第3段：二級(jí)主動(dòng)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(jí)從動(dòng)齒輪與二級(jí)主動(dòng)齒輪之間有一定的距離，其設(shè)計(jì)尺寸為：周寬22mm，軸的直徑為100mm；
第5段：一級(jí)從動(dòng)輪凸臺(tái)，與其從動(dòng)錐齒輪配合，它的直徑與從動(dòng)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(dòng)錐齒輪用螺栓連接的圓盤，其尺寸大小與和從動(dòng)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(shí)方便和減小軸的質(zhì)量，其設(shè)計(jì)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(jì)尺寸為軸寬為59mm，軸的直徑為80mm。
4.3 本章小結(jié)
通過(guò)設(shè)計(jì)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(jì)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(dòng)錐齒輪軸的校核
由第3章可知，齒輪上受到的轉(zhuǎn)矩為8946.66，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(duì)作用了與反作用力，徑向力也是一對(duì)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與圓錐齒輪受的力方向相反，則為負(fù)；徑向力為正，為負(fù)。后面花鍵軸和螺栓軸可以不用計(jì)算，其結(jié)果不受多大影響。
圖5.1 主動(dòng)錐齒輪軸受力圖
求出水平面上的彎矩并畫出彎矩圖：
=1680.92