载货汽车双级主减速器设计（全套完整有CAD）

可算出.。

二级减速机构作用在二级主从动齿轮面上的轴向力和径向力分别为式中齿轮的螺旋角，把已知条件代入式.和式.可算出.，.。

.轴和轴承的设计计算级主动锥齿轮轴的设计计算对于轴是用悬臂式支撑的，如图所示，齿轮以其齿轮大端侧的轴颈悬臂式地支承于对轴承上。

为了增加支承刚度，应使两轴承的支承中心距比齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时尺寸应比齿轮节圆直径的还大，并使齿轮轴径大于或小于悬臂长。

为了减小悬臂长度和增大支承间距，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以使拉长缩短，从而增强支承刚度。

由于圆锥滚子轴承在润滑时，润滑油只能从圆锥滚子轴承的小端通过离心力流向大端，所以在壳体上应该有通入两轴承间的右路管道和返回壳体的回油道。

图.级主动齿轮的支持型式另外，为了拆装方便，应使主动锥齿轮后轴承紧靠齿轮大端的轴承的支承轴径大于其前轴承的支持轴径。

根据上面可算出轴承支承中心距﹥，在这里取。

轴承的的选择，在这里选择主动锥齿轮后轴承为圆锥滚子轴承型，此轴承的额定动载荷为，前轴承圆锥滚子轴承型，此轴承的额定动载荷为。

由此可得到式中轴承的最小安装尺寸由殷玉枫主编的机械设计课程设计书表可查的。

及.，取。

.主减速器齿轮轴承的校核齿轮轴承径向载荷的计算轴承的径向载荷分别为根据上式已知.，.，.，。

后轴承径向力.前轴承径向力.轴承的校核对于前轴承，采用圆锥滚子轴承型，此轴承的额定动载荷为，在此径向力.，轴向力。

当量动载荷.式中，。

由式可得当量动载荷机械设计书表得齿轮的弯曲强度设计计算.式中载荷系数，齿轮按级精度制造取所计算齿轮受的转矩齿宽计算齿轮的分度圆直径模数齿型系数，由当量齿数，及可得.查李仲生主编的机械设计书图应力修正系数，可得.，由查李仲生主编的机械设计书图。

因﹥故应对小齿轮进行弯曲强度计算法向模数式中齿宽系数，.，查李仲生主编的机械设计书表.。

把已知数代入上式得.由李仲生主编的机械设计书表取。

.双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择正常齿标准斜齿圆柱齿轮传动的几何尺寸见表。

表.正常齿标准斜齿圆柱齿轮传动的几何尺寸计算名称代号计算公式齿顶高，其中顶隙，其中齿根高齿高分度圆直径顶圆直径根圆直径中心距.，取，.，，，齿宽.，为了安全把齿宽可取大些，在这里取。

.齿轮的校核齿轮弯曲强度校核主从动齿轮的弯曲强度，把上面已知数据代入式.得齿轮的弯曲强度满足要求。

齿面接触强度校核.式中材料弹性系数，.节点区域系数，.螺旋角系数，.齿数比，.主动齿轮的齿面接触强度为主动齿轮的齿面接触强度符合要求。

从动齿轮的齿面接触强度为从动齿轮的齿面接触强度也符合要求。

根据上面的校核，级和二级减速齿轮都满足要求，校核成功。

.主减速器齿轮的材料及热处理驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。

其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断齿面疲劳点蚀剥落磨损和擦伤等。

根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度轮齿心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易于控制，以提高产品的质量缩短制造时间减少生产成本并将低废品率选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。

汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造，齿轮所采用的钢为。

用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳淬火回火后，轮齿表面硬度应达到，而心部硬度较低，当端面模数时为。

第二级圆柱齿轮的传动齿数和可选在的范围内。

在这里我们选择。

则.取，修正第级的传动比.。

节圆直径的选择节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩见式，式中取两者中较小的个为计算依据按经验公式选出.式中直径系数，取计算转矩取，中较小的，第级所承受的转矩把式.代进式.中得到.初取。

齿轮端面模数的选择当选定后，可按式可算出从动齿轮大端模数，。

齿面宽的选择汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为，可初取。

螺旋锥齿轮螺旋方向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。

螺旋角的选择螺旋角应足够大以使齿面重叠系数.。

因愈大传动就越平稳噪声就越低。

螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有个适当的范围。

在般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用。

齿轮法向压力角的选择根据格里森规定载货汽车和重型汽车则应分别选用的法向压力角。

则在这里选择的压力角为。

.主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算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的计表.双级主减速器级齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果主动齿轮齿数从动齿轮齿数大端模数.齿面宽工作齿高.全齿高.法向压力角轴交角节圆直径节锥角.节锥距.周节齿顶高齿根高径向间隙.齿根角.面锥角根锥角齿顶圆直径节锥顶点至齿轮外缘距离理论弧齿厚齿侧间隙.螺旋角主减速器螺旋锥齿轮的强度校核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及其影响因素。

螺旋锥齿轮的强度计算主减速器螺旋锥齿轮的强度计算单位齿长上的圆周力，如图.所示.式中单位齿长上的圆周力，作用在齿轮上的圆周力按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算从动齿轮齿宽，及。

图为轮轮缘高度尺寸单位，在这里取.如下图所示通常乘用车轮胎断面宽高比的两位百分数表示为系列数，例如为.，.，.，.，.，.时，则分别称其为，系列，轿车多采用的其后三种系列。

商用车轮胎的高宽比为有内胎的为.无内胎为.。

载货汽车设计选用的轮胎是加深花纹的轮胎刘惟信版汽车设计表，型号为.，可查得轮胎的外直径为图.轮胎的断面图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。

的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比起由整车动力计算来确定。

可利用在不同下的功率平衡图来研究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可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

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及其转速的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。

这时值应按下式来确定.式中车轮的滚动半径，.，单位变速器最高档传动比最高车速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，般选得比上式求得的大，即按下式选择.式中车轮的滚动半径，变速器最高档传动比分动器和加力器的最高档传动比轮边减速器的传动比。

本设计中没有分动器和加力器，所以也没有轮边减速器，所以。

按以上两式求得的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，将值予以校正并最后确定下来。

由式.得，取功率储备系数为.，即把代入式.中，算的.。

并与同类汽车比较也传动比也相差不大，最终确定.。

因为大于了.，所以得采用双级主减速器。

双级主减速器传动比分配般情况下第二级减速比与第级减速比之比值约在范围内，而且趋于采用较大的值，以减小从动锥齿轮的半径及负荷并适应当增多主动锥齿轮的齿数，使后者的轴径适当增大以提高其支承刚度这样也可降低从动圆柱齿轮以前各零件的负荷从而可适当减小其尺寸及质量。

在这里因为主减速比比较大，为了使得二级主减速器从动齿轮的直径小些，可以取也小些，在这里取.。

般，双级主减速器第主动锥齿轮的齿数多在范围内，由于以设计新型的主减速器已成为了新的课题。

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。

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。

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。

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。

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校核。

.主减速器的结构方案分析主减速器的结构型式主要是根据其齿轮类型主从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。

主减速器的减速形式为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。

根据主减速器的使用目的和要求的不同，其结构形式也有很大差异。

按主减速器所处的位置可分为中央主减速器和轮边减速器，按参加减速传动的齿轮副可分为单级式主减速器和双级式主减速器。

按主减速器速比的变化可分为单速主减速器和双速主减速器两种。

单级式主减速器应用于轿车和般轻中型载货汽车。

双级式主减速器应用于大传动比的中重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。

由于本文设计的是重型汽车主减速器，由于它的主传动比比较大，故选用二级主减速器。

主减速器的齿轮类型根据主减速器的使用目的和要求的不同，其结构形式也有很大差异。

按主减速器所处的位置可分为中央主减速器和轮边减速器，按参加减速传动的齿轮副可分为单级式主减速器和双级式主减速器。

按主减速器速比的变化可分为单速主减速器和双速主减速器两种。

按齿轮副结构形式可分为圆柱齿轮式和圆锥齿轮式两种。

按齿型的不同，又分为螺旋锥齿轮和双曲面锥齿轮。

他们有着不同的特点螺旋锥齿轮，其主从动齿轮轴线相交于点，交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱