双级主减速器设计 - 图文

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第1章 绪 论

1.1 概述

1.1.1 主减速器的概述

主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力[1]。

对于载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而主减速器在传动系统中起着非常重要的作用。

随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于重型载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700N?m以上，百公里油耗是一般都在34L左右。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。

因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的传动系便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的主减速器已成为了新的课题。 1.1.2 主减速器设计的要求

驱动桥中主减速器的设计应满足如下基本要求：

1、所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。

2、外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。 3、在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。 4、在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。 5、结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。

本设计主要研究双级主减速器的结构与工作原理，并对其主要零部件进行了强度

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1－半轴 2－圆锥滚子轴承 3－支承螺栓 4－主减速器从动锥齿轮 5－油封 6－主减速器主动锥齿轮 7－弹簧座 8－垫圈 9－轮毂 10－调整螺母

图1.1 驱动桥

1.1.3主减速器型式及其现状

主减速器的结构形式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安装

(1)主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。

螺旋锥齿轮如图1.2(a)所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用90度。螺旋锥齿轮的重合度大，啮合过程是由点到线，因此，螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。

双曲面齿轮如图1.2(b)所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有：

①尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。

②传动比一定时，如果主动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。

图1.2 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮

③当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的直径较小，有较大的

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离地间隙。

④工作过程中，双曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动，又有沿齿长方向的纵向滑动，这可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。

双曲面齿轮传动有如下缺点：

①长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。 ②齿面间有大的压力和摩擦功，使齿轮抗啮合能力降低。 ③双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。

④双曲面齿轮必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油。

(2)主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种：

①悬臂式 悬臂式支承结构如图1.3所示，其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a和增加两端的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转钜较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。

图1.3 锥齿轮悬臂式支承

②骑马式 骑马式支承结构如图1.4所示，其特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，在需要传递较大转矩情况下，最好采用骑马式支承。

图1.4 主动锥齿轮骑马式支承

(3)从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的两端支承多采用圆

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锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上[5]。

(4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30％。

主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用套筒与垫片，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。

(5)主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速(如图2.5)、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比io≤7.6的各种中小型汽车上。 1.1.4.差速器型式发展现状

根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互联系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求

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(a) 单级主减速器 (b) 双级主减速器

图1.5主减速器

车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右车轮的转速虽然相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会是轮胎过早磨、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。

差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。

差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。

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1.2 主要涉及内容及方案

其主要的内容为有：1.主减速比的计算；2.主减速比的分配；3.一级齿轮传动机构的设计和校核；4.二级齿轮传动的设计和校核；5.轴承的选择和校核；6.轴的选择。为了达到增大离地间隙和柱减速器的功能要求，在这些内容中最重要的是如何合理的分配好主减速比。在这个过程中，只有反复的通过计算，不断调整一、二级的减速比。

主要方案：运用齿轮传动原理，先用圆锥齿轮改变其转矩的方向，并同时达到减速增扭的目的。让后再通过圆柱齿轮副最终达到我们自己所需要的速度和扭矩。

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第2章 主减速器的结构设计与校核

2.1设计题目的主要参数

技术参数：

发动机最大功率 Pemax kW/np (r/min) 250/2700(3000) 发动机最大转矩 Temax N·m/nr (r/min) 1460/1600 装载质量 kg 31000 汽车总质量 kg 15100 最大车速 km/h 120 最小离地间隙 mm >180 轮胎(轮辋宽度-轮辋直径) 英寸 12.0－20

2.2主减速比的确定

主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比iT一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡图来研究i0对汽车动力性的影响。对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性[5]。

对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pemax及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定： i0?0.377rrnpvamaxigh （2.2）

式中 rr——车轮的滚动半径,rr=

dr=0.6m，单位m； 2 igh——变速器最高档传动比； vamax——最高车速；

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np——发动机最大功率时的转速。

对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而最高车速稍有下降，i0一般选得比上式求得的大10%～25%，即按下式选择：

i0=（0.377～0.472） 式中 rr——车轮的滚动半径，m； igh——变速器最高档传动比；

iFH——分动器和加力器的最高档传动比； iLB——轮边减速器的传动比。

本设计中没有分动器和加力器，所以iFH=1；也没有轮边减速器，所以iLB=1。按以上两式求得的i0值应该与同类汽车的相应值作比较，并考虑到主、从动主减速器齿轮可能有的齿数，将i0值予以校正并最后确定下来。由式（2.2）得，取功率储备系数为0.472，即：

i0=0.472

rrnpvamaxighiFHiLBrrnpvamaxighiFHiLB （2.3）

（2.4）

把rr=0.6m、np=3000r/min、vamax=120、iFH=1、iLB=1、igh=0.9代入式（2.4）中，算的i0=7.8。并与同类汽车比较也传动比也相差不大，最终确定i0=7.8因为i0大于了7.6，所以得采用双级主减速器。

2.3主减速器结构方案确定

1主减速器齿轮的类型 螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。本次设计采用螺旋锥齿轮。 2主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 本次设计选用： 主动锥齿轮：悬臂式支撑(圆锥滚子轴承) 从动锥齿轮：骑马式支撑(圆锥滚子轴承) 3从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择

从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相

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向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上[5]。 4主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整

支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30％。

主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用波形套筒，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。

5主减速器的减速形式

主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。

本次设计采用双级减速，主要从传动比及它是载重量超过6t的重型货车和保证离地间隙上考虑。

2.4 差速器的选择

差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。

差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。但对于本设计的车型来说只选用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器即可。

本次设计选用：普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥

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2.5 主减速齿轮计算载荷的计算

通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩(Tje,Tj?)的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即

Tje?Temax?iTL?K0??T/n=53496 (N?m) (3.1)

Tj??G2???rr=96935(N?m) (3.2)

?LB?iLB式中：Temax——发动机最大转矩1460N?m；

iTL——由发动机到所计算的主加速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；

iTL=i0i1=7.8×5.2=40.56

i1?G(fco?smax??s?inma?xrr)

Ttgmaix?0T根据同类型车型的变速器传动比选取i1=7.64 ?T——上述传动部分的效率，取?T=0.9； K0——超载系数，取K0=1.0； n——驱动桥数目1；

G2——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但后桥来说还应考虑到汽

车加速时负荷增大量，可初取：

G2=G满×9.81×60%=182466n

?LB,iLB——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减

速比,分别取0.96和1;

由式(3.1)，式(3.2)求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为

Tjm=

(Ga?GT)?rr(fR?fH?fP)=48579(N?m) (3.3)

iLB??LB?n10

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式中：Ga——汽车满载总重15100×9.81N=148131

GT——所牵引的挂车满载总重,N, 仅用于牵引车取GT=0；

fR——道路滚动阻力系数，货车通常取0.015～0.020，可初取fR =0.018； fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取0.05～0.09，可初取

fH=0.07；

fP——汽车性能系数

fP?0.195(Ga?GT)1[16?] (3.4) 100Temax当

0.195(Ga?GT)=48.39>16时，取fP=0

Temax2.6 主减速器齿轮参数的选择

1齿数的选择 对于普通双级主减速器，由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些(通常i01/ i02≈1.4～2.0)，这时，第一级主动锥齿轮的齿数z1可选的较大，约在9～15范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿数和，可选在68±10的范围内。

2节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩(见式3.2，式3.3并取两者中较小的一个为计算依据)按经验公式选出：

d2?Kd?3Tj=229.5～288.7mm (3.5)

2式中：Kd2——直径系数，取Kd2=13～16；

Tj——计算转矩，N?m，取Tj?，Tje中较小的，第一级所承受的转矩：

Tj=

Tjei02=12158.10（N?m）

计算得，d2=206.27～254mm ,初取d2=230mm。

3齿轮端面模数的选择 d2选定后，可按式m?d2/z2算出从动齿轮大端模数，并用下式校核

mt?Km?3Tj= 17.45

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4齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：F=0.155d2=38.75mm，可初取F2=40mm。

5螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。

6螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使mF?1.25。因mF愈大传动就愈平稳噪声就愈低。螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°。

2.7 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算

2.7.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算

主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把实用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。

主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表2.1。

表2.1 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算用表

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 项 目 主动齿轮齿数 从动齿轮齿数 模数 齿面宽 工作齿高 全齿高 法向压力角 轴交角 节圆直径 计 算 公 式 计 算 结 果 11 23 10㎜ z1 z2 m b hg?H1m h?H2m b2=40㎜ hg?17㎜ h=18.88㎜ ? ? ?=22.5° ?=90° d1?110㎜ d=mz d2=230㎜ z1 z210 节锥角 ?1?arctan?2=90°-?1 ?1=27.47° ?2=62.53° 12

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序号 11 12 13 项 目 节锥距 周节 齿顶高 A0=计 算 公 式 计 算 结 果 A0=140.91㎜ t=31.416㎜ d1d2= 2sin?12sin?2t=3.1416 m ha1?hg?ha2 ha1=11.347mm ha2=5.66mm ha2?kam hf=h?ha c=h?hg 14 15 16 齿根高 径向间隙 齿根角 hf1=7.533mm hf2=13.22mm c=1.88㎜ hf?f?arctan A0?f1=3.06° ?f2=5.36° 17 面锥角 ?a1??1??f2；?a2??2??f1 ?a1=32.83° ?a2=65.59° ?f1=?1??f1 18 根锥角 ?f1=24.41° ?f2=57.17° da1=150.14㎜ da2=255.22㎜ Ak1=119.766㎜ Ak2=59.978㎜ ?f2=?2??f2 da1?d1?2ha1cos?1 19 齿顶圆直径 da2=d1?2ha2cos?2 Ak1?20 节锥顶点止齿轮外缘距离 d2?ha1sin?1 2d1Ak2??ha2sin?2 2s1?t?s2 21 理论弧齿厚 s1=27.38mm s2=10.32mm 0.356mm s2?Skm 22 23 齿侧间隙 螺旋角 B=0.305～0.406 ?

?=35° 2.7.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算

在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式

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及其影响因素。

螺旋锥齿轮的强度计算：

(1)主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 ①单位齿长上的圆周力

p?P (3.6) F 式中：p——单位齿长上的圆周力，N/mm;

P——作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩

两种载荷工况进行计算；

按发动机最大转矩计算时：

Temax?ig?103 p?=1019N/mm (3.7)

d1?F2按最大附着力矩计算时:

G2???rr?103p?=771N/mm (3.8)

d2?F2虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有1019 N/mm 可知，校核成功。

②轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力

?w(N/mm2)为

?w?2?103?Tj?K0?KS?KmKv?F?z?m?J2 (3.9)

式中：K0——超载系数1.0； Ks——尺寸系数Ks=4m=0.792121； 25.4 Km——载荷分配系数1.1~1.25；

Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳

动精度高时，取1；

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J——计算弯曲应力用的综合系数，见图3.1，J2?0.3,J1?0.35。

图3.1 弯曲计算用综合系数J

Tje作用下： 从动齿轮上的应力?w2=455.37MPa<700MPa；

'Tjm作用下： 从动齿轮上的应力?w2=125.36MPa<210.9MPa；

''当计算主动齿轮时，Tj/Z与从动相当，而J2?J1，故?w1

综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。

汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩Tjm有关，Tje或Tjm只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。

(2)轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力?j(MPa)为： ?j?Cpd12?T1j?K0?Ks?Km?Kf?103Kv?F?J (3.10)

12 Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm； 注：K0=1, Ks=1, Km=1.11, Ks=1

Kf——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1；

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J—— 计算应力的综合系数，J2=0.1875，见图3.2所示； ?jm=666.7MPa<[?]jm=1750MPa

?je=2373.45MPa<[?]je=2800MPa，故符合要求、校核合理。

图3.2 接触强度计算综合系数J

2.8 第二级齿轮模数的确定

2.8.1、材料的选择和应力的确定

齿轮所采用的钢为20CrMnTi渗碳淬火处理，齿面硬度为56～62HRC，

?HLim?1500MPa，?FE?850MPa[9]。由于齿轮在汽车倒档时工作的时间很少，并且一

档时的转矩比倒档时的转矩大，所有我们可以认为齿轮只是单向工作。斜齿圆柱齿轮的螺旋角?可选择在16°～20°这里取?=16°，法向压力角?=20?。

由i02?i02?z2=2.00，z1?z2=68?10=58～78 取z1?z2=68得z1=18，z2=36，修正z136?2.0018，其二级从动齿轮所受的转矩

传动比

T2?12158.10?3.00?36474.30Nm。

取SF?1.25,SH?1 [查李仲生主编的《机械设计》书表11-5]；取ZH?2.5,ZE?189.8[查李仲生主编的《机械设计》书表11-4]得： [?F1]?[?F2]??FESF?850MPa=680MPa 1.25 16

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[?H1]?[?H2]??HLim1500SH?1MPa?1500MPa

2、齿轮的弯曲强度设计计算

?F?2KT YFaYSa?[?F]=680MPa （2.21）

bdmn式中：K——载荷系数，齿轮按8级精度制造取K?1.3； T——所计算齿轮受的转矩； b——齿宽；

d——计算齿轮的分度圆直径； mn——模数；

YFa——齿型系数，由当量齿数zv1?zv2?17z==19，3?3cos?cos1651z?56及可得YFa1=2.96；YFa2?2.35[查李仲生主编的《机械设计》=3?3cos?cos16书图11-8]；

YSa——应力修正系数，可得YSa1=1.55，YSa2?1.70[由zv查李仲生主编的《机械设计》书图11-9]。

因

YFa1YSa12..96?1.55YY2.35?1.70﹥??0.00675Fa2Sa2??0.00588

[?F1]680[?F2]680故应对小齿轮进行弯曲强度计算： 法向模数 mn?32KT1YFa1YSa12?cos? 2?dZ1[?F1]式中：?d——齿宽系数，?d=0.8，[查李仲生主编的《机械设计》书（表11.6）]。

把已知数代入上式得：

32KT1YFa1YSa12?1.4?8943.90?102.96?1.552?23=?cos16=1.1 mn?3?cos?226800.8?17?dZ1[?F1]由李仲生主编的《机械设计》书表4-1取mn?1mm[10]。

2.9双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择

表2.2正常齿标准斜齿圆柱齿轮传动的几何尺寸计算

名称 代号 17

计算公式

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齿顶高 顶隙 ha c ha=han?mn?1，其中han?1 c=cn?mn?0.25，其中cn?0.25 齿根高 齿高 分度圆直径 顶圆直径 根圆直径 hf hf=ha+c=1.25mn?3.5 h h=ha+hf=2.25mn?4.5 d da d=mnz?72 cos?da=d+2ha=d+2mn?79 df df=d-2hf=d-2.5mn?70 中心距 a ad1?d2mn?z1?z2?=?130 2cos?2

2.10 主减速器齿轮的材料及热处理

汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀(剥落)、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：

1具有高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；

2轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断； 3钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；

4选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如:为了节约镍、铬等我国发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。

汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号20CrMnTi,22CrMnMo，20CrNiMo,20MnVB，及20Mn2TiB，在本设计中采用了

18

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20CrMnTi。

用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC58～64，，而芯部硬度较低，当m?8时为HRC32～45。

对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m?5时，为0.9～1.3mm。

由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮副草热处理及精加工后均予以厚度为0.005～0.010～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。

对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25％。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。

2.11 主减速器的润滑

主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主

减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油流进差速器，有的采用专门的倒油匙。

为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的漏油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。

加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。

2.12 本章小结

本章根据所给参数确定了主减速器的参数，对主减速器齿轮计算载荷的计算、齿轮参数的选择，螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算并对主减速器齿轮的材料及热处理，轴承的预紧，主减速器的润滑等做了必要的交待。选择了机械设计、机械制造的标准参数。

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第3章 差速器设计

3.1差速器的作用

根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路的特征，为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。

差速器作用：分配两输出轴转矩，保证两输出轴有可能以不同角速度转动。 本次设计选用的普通锥齿轮式差速器结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。

3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器

由于本车为中型载货汽车，则普通的对称式圆锥行星齿轮差速器(如图4.1)由差速器左

图3.1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器

壳为整体式，2个半轴齿轮，4个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮以及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，所以本设计采用采用该结构。

由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到从动齿及主动齿轮导向轴承支座的限制。普通圆锥齿轮差速器的工作原理图，如图4.2所示：

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图3.2 普通圆锥齿轮差速器的工作原理图

3.2.1 差速器齿轮的基本参数选择

1行星齿轮数目的选择 重型货车多用4个行星齿轮。

2行星齿轮球面半径RB(mm)的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。 球面半径可根据经验公式来确定：

RB?KB3Tj=40～47.47(mm) (4.1) 圆整取RB=45.5mm

式中：KB——行星齿轮球面半径系数，2.52～2.99，对于有4个行星轮的公路载货汽

车取小值，取2.99；

RB确定后，即根据下式预选其节锥距：

A0=(0.98～0.99)RB=44.59～45.045mm 取45mm (4.2) 3行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了得到较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25。

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半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5～2范围内。取z1=11，z2=22。

在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数z2L,z2R之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装，即应满足：

z2L?z2r22?22 = =11 (4.3)

n4(4)差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角?1,?2： ?1?arctanz1z2?26.565?;?1?arctan?63.43?; (4.4) z2z1式中：z1,z2——行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： m?取标准模数4；

式中：A0,z1,z2在前面已初步确定。

算出模数后，节圆直径d即可由下式求得：

d1?mz1?44mm;d2?mz2?88mm (4.6) 5压力角? 目前汽车差速器齿轮大都选用22?30'的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且再小齿轮(行星齿轮)齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。

6行星齿轮安装孔直径?及其深度L的确定 行星齿轮安装孔?与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。

2A02Asin?1?0sin?2=3.7 (4.5) z1z2T0?103 L?1.1?=35.97(mm) L??1.1??

[?c]?nl2T0?103 ??=32.70 mm (4.7)

1.1[?C]nl式中：T0差速器传递的转矩24942N?m； n——行星齿轮数4；

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'' l——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm. l?0.5d2，d2是半轴齿轮齿面

'宽中点处的直径d2?0.8d2,l=64mm;

[?c]——支承面的许用挤压应力，取为69MPa. 3.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算

表3.11为汽车差速器用直齿锥齿轮的几何尺寸计算步骤，表中计算用的弧齿厚系数τ见图3.3。

表3.1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 项 目 行星齿轮齿数 半轴齿轮齿数 模数 齿面宽 齿工作高 齿全高 压力角 轴交角 节圆直径 节锥角 节锥距 计 算 公 式 及 结 果 z1?11 z2?22 m?4 F?0.30A0=13.5mm,取F=14 m m hg=1.6m=6.4mm h=1.788m+0.051=7.203mm ??22?30' ??90? d1?mz1?44mm;d2?mz2?88mm ?1?arctanA0=z1z2?26.565?;?1?arctan?63.43?; z2z1d1d2==45mm 2sin?12sin?212 13 周节 齿顶高 t=3.1416m=12.5664mm ''h1'?hg?h2?6.465mm;h2?[0.43?0.37]?m?3.135 2.09 Z22()Z114 齿根高 \'h1\?1.788m?h1'?4.263mm;h2?1.788m?h2?7.593mm 23

黑龙江工程学院本科生毕业设计 序号 15 16 项 目 径向间隙 齿根角 计 算 公 式 及 结 果 c?h?hg?0.188m?0.051?1.179mm \h1\h2o?1?arctan?3.306;?2?arctan?5.875? A0A017 18 19 20 面锥角 根锥角 外圆直径 节锥顶点至齿轮外缘距离 ?01??1??2?32.44?;?02??2??1?66.736? ?R1??1??1?23.259?;?R2??2??2?57.36? 'd01?d1?2h1'cos?1?77.765mm;d02?d2?2h2cos?2?138.79mm ?01?d2d'?h1'sin?1?63.11mm;?02?1?h2sin?2?30.196mm 22t'?(h1'?h2)tan????m?11.224mm 221 22 理论弧齿厚 齿侧间隙 S1?t?S2?13.9088mm;S2?B?0.189mm(高精度) 注:实际齿根高比上表计算值大0.051mm。

图3.3 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数(弧齿系数)

差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑,这是由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左/右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间有相对滚动的缘故。

汽车差速器齿轮的弯曲应力为

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2?103TK0KsKm ?w? (4.8) 2KvFz2mJ式中：T——差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，N?m； T?Tj?0.6n (4.9)

Tje?0.6Tjm?0.6?3741.N3?mTm;?＝1155.87mm Te?44 n——差速器行星齿轮数目4； z2——半轴齿轮齿数22； K0——超载系数1.0； Kv——质量系数1.0； Ks——尺寸系数Ks?4m?0.7491； 25.4 Km——载荷分配系数1.1； F——齿面宽22mm; m——模数6；

J——计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数0.226，见图4.4。

图3.4 弯曲计算用综合系数J

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Lh?L h (3.16) 60n式中： n——轴承的计算转速，r/min。

3.82?109由上式可得轴承A的使用寿命Lh?=137773.83h。

60?462.11若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即

L'h=

所以L'h=

S h (3.17) vam100000=2857.14h和Lh比较，Lh＞L'h，故轴承符合使用要求。 35对于后轴承，在此选用30216型型轴承，此轴承的额定动载荷Cr为160KN，在此径向力R=21011.51N，轴向力A=11682.26N，所以

A=0.556＞e=0.42查得X=0.4，RY=1.4。

由式（3-11）可得当量动载荷Q=0.4×21011.51+1.4×11682.26=24759.77N。所以轴承的使用寿命：

?1?160?10?86?10 L=?=2.737×s ?10?1.2?24759.77???3.737?108 Lh?=9871.39h＞L'h

60?462.113103所以轴承符合使用要求。

如图4.4，对于从动圆锥齿轮的圆周力、径向力、轴向力、由计算公式可知

??P=14415.78N，R=R2=11682.26N，A=A2=2538.14N，在这里我们把二级主动齿轮与轴做成一体的，选择轴承时应与齿轮的外尺寸176mm相当，选择轴承为30316型，它的外直径为170mm，刚好满足要求，它的额定动载荷为278KN。根据轴承和齿轮的尺寸，如下图设计计算c,e,f,k,g。

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图4.4 双级主减速器中间轴轴承载荷计算图

如上图所示，根据机械设计手册和齿轮的尺寸可算得：c?117.25mm，e?207.25mm，

f?126.75mm，k?197.75mm,g?324.5mm。

所以，轴承C的径向力：

221????'????????0.5?A2d2m?A1d??R2e?R1f?P2e?P1f (3.18) Rc=??????g????轴承D的径向力：

221?????????????0.5?A2d2m?A1d??R2c?R1k?P2c?P1k (3.19) RD=??????g??????式中：P2?,A2,R2——第一级从动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力； d2m——第一级减速从动锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径； d'——第二级减速主动齿轮（斜齿圆柱齿轮）的节圆直径；

??? p1,A1,R1——第二级主动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力。

根据上面所算得的数据代入式（3-16），（3-17）可得：

221????'????????0.5?A2d2m?A1d??R2e?R1f?P2e?P1f=6827.48N Rc=???????g???221?????????????0.5?A2d2m?A1d??R2c?R1k?P2c?P1k=9094.95N RD=???????g??? 32

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对于轴承C，在此选用30316型轴承，此轴承的额定动载荷Cr为278KN，e=0.35

??在此轴承C的径向力Rc=6827.48N 轴向力A=A1?A2?4089.24N，方向与第一级

从动齿轮的相反，所以轴承C不受轴向力，因此

A=0＜e=0.35，此时X=1，Y=0。 R由式（3-11）可得当量动载Q=?XR?YA?=1×6914.95=6827.48N[13]。所以轴承的使用寿命：

?ftCr?1166?1?278?10???10 L??==1.26×s ??10?10?fpQ??1.2?6827.48??????31031.26?1011 Lh?=12406214.92h＞L'h

60?169.27所以轴承C符合使用要求。

对于轴承D，在此选用30316型轴承，由机械设计手册查得此轴承的额定动载荷Cr为278KN，e=0.35 在此轴承D的径向力RD=9094.95N，轴向力

??A=A1?A2?4089.24N，所以

A=0.45﹥e=0.35，X?0.4,Y?1.7[15]。 R由式（3-20）可得当量动载荷Q=?XR?YA?=0.4?9094.95?1.7?4089.24=10589.69N， 所以轴承的使用寿命：

??ftCr?1066?1?278?10??10 L??==2.93×s ??10?10?fpQ??1.2?10589?.69????2.93?1010 Lh?=2884937.28h＞L'h

60?169.27?3103所以轴承D符合使用要求。

4.4本章小结

本章主要是对轴承的选取和对轴承的校核，通过齿轮的尺寸和与箱体的装配关

系，合理的选择轴承的大小。在这一张中最主要的是考虑到主减速器的装配关系，能让齿轮和轴合适的装配到箱体中，并满足一定的装配要求。并对其所用的轴承进行强度校核是寿命计算，使其满足此车的要求。

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第5章 轴的设计

5.1 一级主动齿轮轴的机构设计

由上面所设计出来的齿轮的大小和轴承的大小，装配时所要求的间隙等，参照现有车型对轴进行结构设计，如图3-1，可得到主动一级主动齿轮的基本尺寸大小，并满 满足其所要的要求。

图3.1 一级主动齿轮轴

其轴的各段的尺寸为：

第1段：主动锥齿轮，其齿宽为36mm，大端分度圆直径为75mm，齿顶圆直径为87mm；

第2段：这段与轴承配合，其小径为40mm，大径为80mm，小径宽度为18mm，其轴的直径为40mm，宽度为18mm；

第3段：轴的直径为40mm，宽度为28mm； 第4段：轴直径为35mm，宽度为14mm； 第5段：大端直径为32mm；

第6段：轴直径为38mm，宽度为35mm

5.2 中间轴的结构设计

对于中间轴的结构，二级主动齿轮和中间轴加工成一体，其上面还要有一个与一

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级从动锥齿轮的装配凸台，两个支承轴承和相应要求的间隔[15]。如图3.2所示：

图3.2中间轴的结构尺寸 其轴的各段尺寸为：

第1段：第一段与轴承想配合，轴承的小径宽度为35mm，小径直径为80mm，其轴的直径为80mm，轴的宽度为35mm；

第2段：这段为了满足主减速器的壳体与零件之间的距离，其直径设计为40mm，宽度为20mm；

第3段：二级主动齿轮，其它的结构尺寸为，齿宽为57mm，分度圆直径为72mm，齿顶圆为73mm；

第4段：主要是为了使一级从动齿轮与二级主动齿轮之间有一定的距离，其设计尺寸为：周宽15mm，轴的直径为40mm；

第5段：轴直径为44mm，宽度为26mm

第6段：一级从动轮凸台，与其从动锥齿轮配合，它的直径与从动齿轮的与其配合部分的尺寸相同，及直径为75，轴宽为14mm；

第7段：与从动锥齿轮用螺栓连接的圆盘，其尺寸大小与和从动齿轮与它配合的尺寸相同，及轴的直径为111mm，轴宽为5mm；

第8段：轴直径为70mm，宽度为35mm

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5.3 本章小结

通过设计的零件的结构大小，轴与箱体的配合，各零件之间的间隙等，设计出符合强度要求的轴。使其它能安全可靠的工作。

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第6章 轴的校核

6.1 主动锥齿轮轴的校核

由第3章可知，齿轮上受到的转矩为8946.66N?m，齿轮的圆周力P?14415.78N，轴向力A?11682.26N，径向力R?2538.14N，并还知道两轴承受径向力和轴向力分别为R前?9267.07N，R后?21011.51N；A前?0，A后?11682.26N。其轴承所受的轴向力与轴受到的轴向力是一对作用了与反作用力，径向力也是一对作用力与反作用了。

?与规定齿轮受的轴向力和径向力为正，由图4.1，前、后轴承给轴的力的方向分别A后?为正，R后?为负。后面花键轴和螺栓轴圆锥齿轮受的力方向相反，则为负；径向力R前可以不用计算，其结果不受多大影响。求出水平面上的弯矩并画出弯矩图：

MaV?R后?80N?m=1680.92N?m （5.1）

规定顺时针方向为负，其齿轮受到的弯矩为正，后齿轮受到的弯矩为负，前齿轮受到的弯矩为正，如图5.2所示：

图5.2 垂直面上弯矩图

求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图：

MaR=A后?80N?m=934.58N?m （5.2）

根据上面的方向，弯矩图如图5.3所示：

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图5.3 垂直面上弯矩图

合成弯矩可得：

2M后?M2aV?MHR=1680.922?934.582 =1923.26N?m （5.3）

由上面的图科知，在后轴承受力点上的弯矩最大，其弯矩为： 计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许用应力[??1b]?90MPa，则：

d?3M后0.1[??1b]=59.79mm （5.4）

由于截面处轴的直径为80mm，最小处的直径也大于59.79mm，所以校核成功。

6.2中间轴的校核

从动锥齿轮受到的圆周力P?14415.78N，轴向力A?2538.14N，径向力

R?11682.26N；主动圆柱齿轮受到的圆周力P2?23112.41N，轴向力A2?6627.38N，

.24N；轴承C所受的轴向力AC?0，径向力RC?6827径向力R2?8751.48N；轴承.24N，径向力RD?9094.95N。 D所受的轴向力AD?4089求出水平面上的弯矩并画出弯矩图：

MAV右?RC?117.25N?mm =1066.38N?m

N?mm=160.91N?m MAV左?（RD?126.75?R2?80.50） 38

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MBV右?(RC?197.75?R?80.50)N?mm=409.71N?m MBV左?RD?126.75N?mm=1152.78N?m

规定顺时针方向为负，其齿轮受到的弯矩为正，后齿轮受到的弯矩为负，前齿轮受到的弯矩为正，如图5.5所示：

5.5 垂直面上弯矩图

求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图：

MAH右 =0N?m

N?mm=1051.82N?m MAH左?（AD?126.75?A2?80.50） MBH右??A?80.50N?mm=?204.32N?m MBH左??A2?126.75N?mm=?840.02N?m 根据规定的方向，如图5.6所示：

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图5.6 垂直面上的弯矩图

由上图可知，在A点的垂直面上的弯矩最大，最危险。这一点的合成弯矩得：

2MA?M2AV?MAH=1497.83N?m （5.5）

计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许用应力[??1b]?90MPa，则：

d?3MA=50.01mm

0.1[??1b]由于截面处轴的直径为186mm，最小处的直径也大于50.01mm，所以校核成功。

5.3本章小结

通过本章对轴的校核，轴满足其要求，对它所受的弯矩计算有更深的认识，对自

己的计算水平有一定的提高，对将来对轴的设计和校核积累了宝贵的经验。

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