中型客车主减速器设计说明书

HG1090 商用车主减速器设计参数与零件结构优化 1 主减速器设计 Abstract: Currently, car have come into every field of human society, especially in the industrial, agricultural, commercial and international trade, national defence construction . On the main reducer, it is an important component of the car, located in the terminalof vehicle transmission system, also an important part of the drive axle.Its basic function is a universal transmission device transmits the engine torque through the main reducer, reduce speed, increase torque; the conical gear pair changing torque transmission direction . The assembly precision of main reducer assembly pair is high, the manufacturing and assembly quality of the drive axle and the vehicle has a crucial role in drive axle and even the car. Key words: automobile/ main reducer / conical gear pair 摘要：当前，汽车以进入人类社会的各个领域,尤其是工业、农业、商业与国 际贸易、国防建设。 对主减速器而言，它是汽车的一个重要组成部分，位于汽车传动系统的末端， 也是驱动桥中的一个重要部分，其基本功用是将万向传动装置传来的发动机转矩通 过主减速器，实现降低转速、增大转矩；通过圆锥齿轮副改变转矩的传递方向 2。 主减速器的总成对装配精度要求很高，其制造与装配质量对驱动桥乃至整个汽车有 至关重要的作用。 关键词：汽车/主减速器/圆锥齿轮副 1 绪论 1.1 研究目的及意义 随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，主减速器的设计和制造工艺都在日益 完善。主减速器和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益 朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织专业化目标 前进。应采用能以几种典型的零部件，以不同方案组合的设计方法和生产方式达到 主减速器产品的系列化或变形的目的，或力求做到将某一类型的主减速器以更多或 增减不多的零件，用到不同的性能、不同吨位、不同用途的许多变形汽车上。 2 主减速器是汽车最重要的系统之一，是为汽车传输动力所设计的。通过本课题设计， 使我们对所学过的基础理论和专业知识进行一次全面的，系统的回顾和总结，提高 我们独立思考能力和团结协作的工作作风。 1.2 国内外研究现状及趋势 目前我国汽车产业在技术方面还很落后，离世界先进水平还有一段距离。虽然 中国汽车行业处在黄金期，但千万不能以为中国的汽车行业已经走到了世界的最前 端，我们在发动机技术、新产品研发、新材料利用等方面还相对落后。 对 于 中 国 主 减 速 器 产 业 发 展 出 现 的 问 题 中 ， 许 多 情 况 不 容 乐 观 ， 如 产 业 结 构 不 合 理 、 产 业 集 中 于 劳 动 力 密 集 型 产 品 ； 技 术 密 集 型 产 品 明 显 落 后 于 发 达 工 业 国 家 ； 生 产 要 素 决 定 性 作 用 正 在 削 弱 ； 产 业 能 源 消 耗 大 、 产 出 率 低 、 环 境 污 染 严 重 、 对 自 然 资 源 破 坏 力 大 ； 企 业 总 体 规 模 偏 小 、 技 术 创 新 能 力 薄 弱 、 管 理 水 平 落 后 等 。 中 国 主 减 速 器 产 业 发 展 已 到 了 岔 口 ； 中 国 驱 动 桥 生 产 企 业 急 需 选 择 发 展 方 向 。 目 前 国 产 工 业 车 辆 主 减 速 器 的 品 种 较 单 一 ， 规 格 较 少 ， 供 货 周 期 较 长 ,尤 其 是 牵 引 车 等 批 量 较 少 的 车 辆 ， 大 多 借 用 其 它 流 动 机 械 如 叉 车 、 装 载 机 的 主 减 速 器 ， 由 于 结 构 型 式 和 工 况 要 求 不 完 全 一 致 很 难 使 整 车 的 动 力 及 传 动 系 统 达 到 理 想 的 匹 配 要 求 ， 因 而 应 大 力 提 倡 工 业 车 辆 主 减 速 器 的 专 业 化 、 系 列 化 生 产 。 从目前世界汽车产业的发展现状和趋势来看，大跨国公司的优势越来越明显， 我国已经失去了独立发展民族汽车工业的国际环境，只有充分吸纳各国技术所长的 合资合作才是降低研究开发成本、缩短新产品开发/生产周期、增强竞争力的现实 有效途径。而主减速器又是汽车传动系统的一个重要部分，它的质量情况也在一定 程度上影响着整个汽车的质量，因此，我们应在结构合理的基础上，进一步优化使 其结构紧凑、效率高、噪音小，同时还要考虑其经济性。 随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向发展以及路面条件的改善,近年来主 减速比有减小的趋势,以满足高速行驶的要求。 为减小驱动轮的外廓尺寸,目前主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮。实践和理论 分析证明，螺旋锥齿轮不发生根切的最小齿数比直齿齿轮的最小齿数少。显然采用 螺旋锥齿轮在同样传动比下，主减速器的结构就比较紧凑。此外，它还具有运转平 3 稳、噪声较小等优点。因而在汽车上曾获得广泛的应用。近年来，准双曲面齿轮在 广泛应用到轿车的基础上，愈来愈多的在中型、重型货车上得到采用。 在现代汽车发展中，对主减速器的要求除了扭矩传输能力、机械效率和重量指 标外，它的噪声性能已成为关键性的指标。噪声源主要来自主、被动齿轮。噪声的 强弱基本上取决于齿轮的加工方法。区别于常规的加工方法，采用磨齿工艺，采用 适当的磨削方法可以消除在热处理中产生的变形。因此，与常规加工方法相比，磨 齿工艺可获得很高的精度和很好的重复性。 汽车在行驶过程中的使用条件是千变万化的。为了扩大汽车对这些不同使用条 件的适应范围，在某些中型车辆上有时将主减速器做成双速的，它既可以得到大的 主减速比又可得到所谓多档高速，以提高汽车在不同使用条件下的动力性和燃料经 济性。 1.3 本课题研究内容 HG1090 型商用车的主减速器结构三维建模、主减速器齿轮的计算与校核、主减 速器壳体的计算与校核、结构方案分析与优化。主要设计参数：额定装载质量 5000 Kg、最大总质量 8930 Kg、最高车速 110 Km/h、比功率 15 Kw/t、比转矩 40 Nm/t ，设计时可参考解放 CA1091 型货车的参数。 （1）分析主减速器的性能要求和参数的选择；（要考虑到设计的可行性、安 全性、经济性） （2）根据前位同学选好的参数和设计好的结构进行绘制三维图形； （3）对主要零部件结构强度校核、优化；（可以运用 Solidworks 进行应力 强度等分析） （4）撰写驱动桥设计说明书； 2 主减速器结构及工作原理简介 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 4 可使其尺寸及质量减小、操纵省力。 主减速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。 3 主减速器结构方案分析及选择 3.1 结构形式选择 主减速器位适应使用要求发展有多种结构型式：如单级主减速器、双级主减速 器、双速主减速器和单级主减速器加轮边减速器。 （1）单级主减速器常由一对圆锥齿轮所组成。这对锥齿轮的传动比是根据整 车动力性和燃油经济性的要求来选定的。它结构简单，质量轻，所以在可能条件下 尽量采用单级主减速器的型式。然而单级主减速器的传动比一般位 3.56.7，太大 的传动比将会使从动锥齿轮的尺寸过大，影响驱动桥壳下的离地间隙。离地间隙越 小，汽车通过性就越差，这也就限制了从动锥齿轮的最大尺寸。 （2）双级主减速器是由第一级圆锥齿轮副和第二级圆柱齿轮副或第一级圆柱 齿轮副和第二级圆锥齿轮副所组成。采用双级主减速器可达到两种目的：一是可获 得较大的传动比 6-10，其二是采用双级减速器后，第二级的传动比可以小一些， 由此第二级的从动齿轮尺寸在差速器安装尺寸允许情况下可相应减小，由此减少了 桥壳的外形尺寸，增加了离地间隙。而双级主减速器的重量及制造成本都比单级主 减速器要高的多。 （3）双速主减速器内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。汽车在良好路面 上行驶时，使用较小的传动比，在困难的路上行驶或需要较大的牵引力（爬坡）时， 则使用较大的传动比。它与五挡变速器配合使用，可使汽车有十个档位，使汽车获 5 得良好的使用性能，同时，该减速器的成本也相当高的。 （4）单级主减速器加轮边减速器：越野车、重型矿用自卸车和重型货车需要 减速比更大的驱动桥，同时也要很大的离地间隙，因此发展了轮边减速器。于是驱 动桥分成两次减速具有两个减速比-主减速器传动比和轮边减速器比。相对这时 的主减速器传动比要比没有轮边减速器的主减速器传动比要小的多。其结果时驱动 桥中央部分的外形尺寸减小很多，相对地增加了离地间隙。同时，在主减速器后和 轮边减速器前的零件如差速器、半轴等载荷大大减少，其零件尺寸也相应地减小。 它能缩短桥中心到连接传动轴凸缘间地距离，能减少传动轴地夹角。当然，这种减 速器结构复杂，制造装配精度要求高，成本自然也是普通主减速器的几倍。 对于本设计中，其传动比为 6 左右，因此我们采用单级主减速器。 汽车主减速器广泛采用的是螺旋圆锥齿轮，它包括圆弧齿锥齿轮、准双曲面齿 轮、延摆线齿锥齿轮等多种形式。 圆弧齿锥齿轮传动，制造简单，广泛应用在汽车主减速器上，以对圆弧齿锥齿 轮啮合时，轮齿并不在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端，并有 几个齿同时参加啮合，所以它比直齿轮能承受更大地载荷，而且平稳无声。但其对 齿合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便使工作条件急剧变坏，伴随磨损、增大 和噪声增大。为保证齿轮副的正确齿合，必须将轴承顶紧，提高支承刚度，增大壳 体刚度。圆弧齿锥齿轮一般采用格里森制。 双曲面齿轮传动与圆弧齿锥齿轮传动不同之处，在于主、从动轴线不相交而有 一偏移距 。由于存在偏移距，从而主动齿轮螺旋角 1与从动轮螺旋角 2不等，E 且 。此时两齿轮切向力 与 之比，可根据啮合面上法向力彼此相等的条212F1 件求出。 1212cos/ 设 与 分别为主、从动轮平均分度圆半径，双曲面的传动比 为1r2 osi 1 212cosrFios 对于圆弧齿锥齿轮传动，其传动比 ，令 ，则2/id12cos/K 6 Kiridos12/ 系数一般为 1.251.5。这说明当双曲面齿轮尺寸与螺旋锥齿轮尺寸相当时，双 曲面传动有更大的传动比，当传动比一定，从动轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比 圆弧齿锥齿轮有较大直径，较高的齿轮强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度，当传 动比和主动齿轮尺寸一定时，双曲线从动锥齿轮直径比相应螺旋齿轮为小，因而离 地间隙较大。 双曲面齿轮副在工作过程中，除了有沿齿高方向的侧向滑动之外，还有沿齿长 方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的摩合过程，并使其工作安静平滑。然而纵 向滑动可使摩擦损失增加，降低传动效率，因而偏移距 不应过大。双曲面齿轮传E 动齿面间大的压力和大的摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死。因此，双曲 面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和避免齿面烧结的特殊双曲面润滑油。 考虑到生产条件、材料问题、以及经济性问题，我们选择采用格里森螺旋锥齿 轮。 3.2 螺旋锥齿轮传动 图 1 螺旋锥齿轮传动 按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面 齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传 动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。 在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发 动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传 动。 为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋 锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿 7 轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传 动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点， 汽车上获得广泛应用。 近年来，有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮传动。准双曲面锥齿轮传动 与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更 高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴 线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心 高度，提高汽车行使的稳定性。东风 EQ1090E 型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。 但是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大， 齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲 面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低 使用寿命。 主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图 1 示） 。螺旋锥齿轮传动的主、 从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续 平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时 捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。为保证齿轮副的正确啮 合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。 4 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工 作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度 有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。 4.1 主动锥齿轮的支承 图 2 主动锥齿轮跨置式 8 主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查阅资料、文献， 经方案论证，采用跨置式支承结构（如图 2 示） 。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承 支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下 的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的 1/30 以下而主动锥齿轮后轴承的径向 负荷比悬臂式的要减小至 1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高 10%左右。 装载质量为 2t 以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。本课题所 设计的 HG1090 货车装载质量为 5t，所以选用跨置式。 图 3 从动锥齿轮支撑形式 4.2 从动锥齿轮的支承 从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图 3 示） 。为了增加支承刚度，两轴承 的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸 c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处 有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d 应不小于从动锥齿轮大端分度圆 直径的 70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是 c 等于或大于 d。 5 主减速器锥齿轮设计 5.1 主减速比 i0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。i 0的选择应在汽车总体设计 时和传动系的总传动比 i0一起由整车动力计算来确定。可利用在不同 i0下的功率 平衡田来研究 i0对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最 佳匹配的方法来选择 i0值，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 9 机最大功率 及其转速 的情况下，所选择的 i0值应能保证这些汽车有尽可能amxPpn 高的最高车速 。这时 i0值应按下式来确定：v （1）rpamxghn=.37vi 式中 车轮的滚动半径， =1.018/2=0.509mr r igh变速器量高档传动比。i gh =1 对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i 一般0 选择比上式求得的大 1025，即按下式选择： （2）rp0amxghFLBni=(.37.42)vi 式中 i分动器或加力器的高档传动比 iLB轮边减速器的传动比。 根据所选定的主减速比 i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双 级等以及是否需要轮边减速器） ，并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。 把 nn=3000r/n , =110km/h , r =0.509m , igh=1 代入（1）amxv 计算出 i =5.246.550 根据相关文献可知，单级主减速器广泛应用在主减速比 的各种中小型汽6.70i 车，因此本设计采用单级主减速器，对于中型货车而言，通常采用螺旋锥齿轮，初 步取 。60i 5.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 通常是发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动打滑时这两种情况下 作用于主减速器从动齿轮齿轮上的转矩（ 、 ）的较小者，最为载货汽车和越jeTj 野汽车在强度计算时用以验证主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即 nKiTLej /0max （3） )/(2LBrj iG （4） 式中： 、 计算转矩，N.m；jeTj 发动机最大转矩；max 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；Li 上述传动部分的效率，取 =0.9TT 超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各0K 类汽车取 =1； 10 n该车驱动桥数目； 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说还需考虑2G 到汽车加速时的负荷增大量； 轮胎对地面的附着系数，对于一个安装一般轮胎公路用汽车，取 =0.85；对于越野汽车取 =1；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车取 =1.25； 车轮的滚动半径，m；r 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LBi, 速比（例如轮边减速器等） 其中： =40 8.93=357.2N.m =6.24 =0.9 =1 n=1 axeTTLiT0K =6860*9.8N =0.85 =0.509m =0.99 =2Gr BLBi60 代入式（3） ，有： =2006.0N.m je =4896.7N.m 故 N.m0.26jT 5.3 主减速器锥齿轮的主要参数选择 5.3.1 主减速器各级齿数的确定 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：对于单级主减速器而言，当主减 速器比较大时，应尽量使主动齿轮的齿数取小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。 当主减速比 时， 的最小值可取为 5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度， 最60i1z 1z 好大于 5.当主减速比较小时， 可取 712，但这时常常会因主从动齿轮齿数太多，1 尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮之间的 齿数尽量避免公约数；为得到理想的齿面重叠系数，器齿数之和对于载货汽车应不 少于 40，对于轿车应不少于 50。 因此可以初步取 ，此时60,12z45.160i 5.3.2 主、从动锥齿轮齿形参数计算 按照文献中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表 1。 可根据从动锥齿轮的计算转矩按经验公式给出： 322jdTK （4） 式中 从动锥齿轮的节圆直径，mm；2d 直径系数，取 ；K152dK 计算转矩，N.m， N.m；jT0.6jT 故 =189mm2 11 齿轮端面模数的选择 选定后，可按2d 15.3/2zdm （5） 算出从动锥齿轮大端的端面模数，并用下式校核： 3jmTK （6） 式中： 计算转矩，N.m， N.m；jT0.2jT 模数系数，取 =0.4；mKmK 故 5.04 根据模数的优先等级，同时更好地满足强度要求初步取 ；8m 此时 zd480622 11 齿面宽选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮的从动齿轮轮齿面宽推荐为： 4.7801502dF （7） 故取 m 螺旋锥齿轮的旋转方向 分为左旋和右旋两种。对着齿面看去，如果轮齿的弯曲方向从其小端到大端为 顺时针走向时，则称为右旋齿，反时针时则称为左旋齿。主从动齿轮的螺旋方向是 不同的。 螺旋锥齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方 向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还时针时，要向齿轮的背面看去。而判断轴向力 的方向时，可以用手势法则，左旋的轴向力方向用左手定则，右旋用右手定则。当 变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿 轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。 在本设计中，由于是单级主减速器，因此主动锥齿轮采用左旋，从动锥齿轮采 用右旋。 螺旋角的选择 弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平 均螺旋角一般为 3540。货车选用较小的 值，使运转平稳，噪音低。 取 =35。 法向压力角 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也 可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于货车弧齿锥齿轮，一般选用 =20。 铣刀盘名义直径 的选择dr2 12 由于从动齿轮直径为 ，查表 9-4 可知取 。md4802mrd7.26 （表 9-6、9-8、9-9 可得 ）803,15.0,6.1,5.21 kSKH 表 1 主、从动锥齿轮参数 参 数 符 号 主动锥齿轮 从动锥齿轮 齿数 z 6 37 模数 m 6 6 节圆直径 d=mz 36 222 齿面宽 F 45 40 齿工作高 Hhg19 9 齿全高 m2 9.996 法向压力角 20 20 轴立角 90 节锥角 =arctan21z5170/954. 54279/0. 节锥距 sin10dA91.74 113.03 周节 t=3.1416m 18.85 齿顶高 mKhag221 7.71 1.29 齿根高 2211 2.286 8.706 径向间隙 ghc0.996 齿根角 0220 11arctntAh93521/47. 6142/0. 13 面锥角 12011325/38. 4280/47.8 根锥角 221R 9/67. 93/51. 外圆直径 22011coshd51.14 222.49 理论弧后齿 mSstk21 14.03 4.82 齿侧间隙 B 0.18(高精) 螺旋角 35 螺旋方向 左旋 右旋 5.3.3 主减速器锥齿轮的强度计算 锥齿轮要安全可靠地工作，必须右足够的强度和寿命。设计时，应根据其所受 载荷尺寸大小验算其强度。 齿轮地损坏形式有很多，常见地主要右齿轮折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、 齿面磨损等。齿轮的使用寿命除与设计的正确与否有直接关系外，在实际生产中也 往往是由于材料、加工精度、热处理、装配调试以及使用条件不当造成损坏的。正 确的设计只是减少或避免上述损坏地产生，强度计算是检验设计可靠性办法之一。 目前强度计算多是近似的方法，在汽车工业中确定齿轮强度的主要依据是台架及道 路试验，以及齿轮在实际使用中对情况的判断，而计算可作设计参考。随着计算机 技术在汽车设计中的应用、试验设备与技术的发展，为有限寿命和有限元计算方法 创造了条件，使计算更符合实际使用情况。 单位齿长圆周力 按发动机最大转矩计算时 FdiTPge13max/0.2 （8） 式中： 发动机最大转矩， =357.2N.m；maxeTmaxe 变速箱传动比，常取 1 档进行计算， =6.24；gi gi 主动轮节圆直径，取 =88；1dd F齿宽，F=70mm； 故将各参数代入式（8） ，有： 14 P=723.7N.mm 按照文献,PP=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性能满足要求。 齿轮弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： JFzmKTvso jw3102 （9） 式中： 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；w 齿轮的计算转矩，Nm；jT 过载系数，一般取 1；oK 尺寸系数，档 m1.5 时， ，m=8；S 7.0425/4mKS 齿面载荷分配系数，骑马式式结构， ；m 1 质量系数，取 1；v F 计算齿面宽，F=70mm； Z 计算齿轮的齿数; m 端面模数，mm; J 计算弯曲应力的综合参数；（当 z=11/60 时，J=0.28/0.3） 对于主动锥齿轮， =2006/5.45=368.1N.m；从动锥齿轮 N.m；jT 0.26jT 将各参数代入式（9） ，有： 主动锥齿轮， =353.6MPa；1w 从动锥齿轮， =328.4MPa；2 按照文献, 主从动锥齿轮的 =700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。 轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： FJKTdCvfmsojPj 31102 （10） 式中： 锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；j 主动齿轮的工作转矩， =368.1N.m;T1 jT1 主动锥齿轮大端分度圆直径，mm； =88mmd 1d F 主、从动锥齿轮齿面宽较小值；F=70mm 齿面品质系数，取 1.0；fK 综合弹性系数，取 232.6N1/2/mm；PC 尺寸系数，取 1.0；s 15 齿面接触强度的综合系数，取 0.16；J 、 、 选择同式（9）oKvm 将各参数代入式（10） ，有： =1433.18MPaj 按照文献， =2800MPa，轮齿接触强度满足要求。jj 主动齿轮轴的直径计算 mnPdT 94.3502./98192.095331 5.4 主减速器锥齿轮的优化 5.4.1 主减速器锥齿轮参数的优化 通过上述计算和应力分析可知，齿轮参数选择远远满足使用要求，故进行如下优化。 根据标准模数选取原则，取 ；6m 此时 zd3022 11 齿面宽 8.53601.5.2dF （11） 故取 m0 铣刀盘名义直径 的选择dr2 由于从动齿轮直径为 ，查表 9-4 可知取 。302mrd40.152 5.4.2 优化后主减速器锥齿轮的强度计算 单位齿长圆周力 按发动机最大转矩计算时 FdiTPge13max/0.2 （12） 式中： 发动机最大转矩， =357.2N.m；maxeTmaxe 变速箱传动比，常取 1 档进行计算， =6.24；gi gi 主动轮节圆直径，取 =66；1dd F齿宽，F=50mm； 故将各参数代入式（8） ，有： P=1350.86N.mm 按照文献,PP=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性能满足要求。 16 齿轮弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： JFzmKTvso jw3102 （13） 式中： 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；w 齿轮的计算转矩，Nm；jT 过载系数，一般取 1；oK 尺寸系数，档 m1.5 时， ，m=6；S 7.0425/4mKS 齿面载荷分配系数，骑马式式结构， ；m 1 质量系数，取 1；v F 计算齿面宽，F=50mm； Z 计算齿轮的齿数; m 端面模数，m=6mm; J 计算弯曲应力的综合参数；（当 z=11/60 时，J=0.28/0.3） 对于主动锥齿轮， =2006/5.45=368.1N.m；从动锥齿轮 N.m；jT 0.26jT 将各参数代入式（9） ，有： 主动锥齿轮， =572.6 MPa；1w 从动锥齿轮， =571.8MPa；2 按照文献, 主从动锥齿轮的 =700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。 轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： FJKTdCvfmsojPj 31102 （14） 式中： 锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；j 主动齿轮的工作转矩， =368.1N.m;T1 jT1 主动锥齿轮大端分度圆直径，mm； =88mmd 1d F 主、从动锥齿轮齿面宽较小值；F=50mm 齿面品质系数，取 1.0；fK 综合弹性系数，取 232.6N1/2/mm；PC 尺寸系数，取 1.0；s 齿面接触强度的综合系数，取 0.16；J 、 、 选择同式（9）ovm 17 将各参数代入式（10） ，有： =2261.02MPaj 按照文献， =2800MPa，轮齿接触强度满足要求。jj 5.4.3 优化后主减速器锥齿轮的主要参数 表 1 主、从动锥齿轮参数 参 数 符 号 主动锥齿轮 从动锥齿轮 齿数 z 11 60 模数 m 6 6 节圆直径 d=mz 66 360 齿面宽 F 55 50 齿工作高 Hhg1 10.17 齿全高 m2 11.29 法向压力角 20 20 轴立角 90 节锥角 =arctan21z389.1061.79 节锥距 sin10dA183.3 182.7 周节 t=3.1416m 18.85 齿顶高 mKhag221 7.23 2.94 齿根高 2211 4.06 8.35 径向间隙 ghc1.12 齿根角 0220 11arctntAh2689.1618.2 18 面锥角 1201057.13279.8 根锥角 221R .943.6 外圆直径 22011coshd80.22 361.06 理论弧后齿 mSstk21 13.18 5.67 齿侧间隙 B 0.18(高精) 螺旋角 35 螺旋方向 左旋 右旋 （表 9-6、9-8、9-9 可得 ）.940,.,82.1,695.21 kSKH 6 主减速器锥齿轮的材料 主减速器锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷 大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄 弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求： 具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐 磨性。 齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。 锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律 易控制。 选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、 钼、硅等元素的合金钢。 汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有 20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo 和 16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表 面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为 0.8%1.2%） ，具有相当高的 耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表 面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和 19 切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软， 在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会 引起表面硬化层的剥落。 为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死， 锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为 0.0050.020mm 的磷化处理或镀铜、镀 锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高 25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿 轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。 根据以上要求，我们选用 的渗碳合金钢作为主减速器锥齿轮的材料。CrMnTi20 它的优点是表面摁扣得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为 0.8%-1.2%） ， 具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性，故材料的弯曲强度、 表面接触强度和承受冲击的能力较好。由于较低的含碳量，使锻造性能和切削加工 性能较好。其主要缺点是热处理费用高，表面硬化层以下的基层较软，在承受很大 压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬 化层剥落。 为改善新齿轮的磨合，防止其在运动初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死， 锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为 0.005-0.020mm 的磷化处理或镀铜、镀锡处 理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高 25%的齿轮寿命。 在齿轮热处理时，考虑到从动齿轮轮齿的使用频率比主动齿轮轮齿要低，为了 均衡零件的使用寿命及经济性，我们可以使从动齿轮的硬度弱小于主动齿轮。主动 齿轮齿面硬度在 60HRC 以上，配对的从动齿轮只需在 5860HRC 之间。 7 主减速器锥齿轮轴承的设计计算 7.1 锥齿轮齿面上的作用力 7.1.1 锥齿轮上的力 动力装置驱动圆弧螺旋锥齿轮的小齿轮，由小齿轮带动从动大齿轮。在工作齿 面上有一法向力。它分解成三个方向的分力：一个沿齿轮的切线方向称为切向力或 圆周力，一个沿齿轮轴线方向的称为轴向力，另一个与齿轮轴垂直的称为径向力。 齿轮的法向力与作用在齿面宽中点处的圆周力有关。 对于圆锥齿轮副来说，作用在主动、从动齿轮上的圆周力大小是一样的，方 20 向相反；主动齿轮径向力与从动齿轮轴向力大小相等，方向相反；同样，主动齿轮 轴向力与从动齿轮径向力大小相等，方向相反。见图 4 所示： 图 4 主动齿轮受力图 齿面宽中点处的圆周力 ： P 为确定齿面宽中点处的圆周力，首先要计算处从动齿轮齿面宽中点处的 分度圆直径 mFDm 8.3106.79sin5036sin22 NTP42 1.8.10 所以 N419.P4209. 主动齿轮的轴向力 和从动齿轮径向力 ：AR 主动齿轮左旋顺时针转动时（汽车前进）： =1 )cosins(taco2 PR )389.105i389.10itn35s940 =9847N 21 主动齿轮左旋逆时针转动时（汽车倒退）： =1A)cosins(taco2 PR )389.105i389.10itn35s940 =-6392N 从动齿轮的轴向力 和主动齿轮径向力 ：2A1R 主动齿轮左旋顺时针转动时（汽车前进）： =2 )cosins(taco1 PR )61.7935i61.79i0tn35s94 =3948N 主动齿轮逆时针转动时（汽车倒退）： =2A)cosins(taco1 PR )61.7935i61.79i0tn35s94 =7186N 计算结果如果轴向力是正值表明力的方向由小端到大端；负值表明轴向力方向 由大端到小端。径向力是正值表明径向力使该齿轮指向圆锥中心，负值表明径向力 背向圆锥中心。 主动齿轮 从动齿轮 圆周力 1P轴向力 1A径向力 1R圆周力 2P轴向力 2A径向力 2R 前进 N4029.87N3948N409.398N74 后退 62671639 主动齿轮轴和从动齿轮轴及轴承的确定 主动齿轮轴的直径计算 齿 轮 转 向 22 mnPdT 94.3502./98192.095331 结合主动齿轮分度圆直径 及 A、B 轴承受力情况，齿轮轴取值尽量大，61md 故前轴颈 ，后轴颈 ，在机械设计手册中选择圆锥滚子轴d3514 承 30308 和 30313 从动齿轮轴轴承选用 30314. 7.2 锥齿轮轴承的载荷 当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿 轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图 3-4 为单级主减速器的跨置式支 承的尺寸布置图: 图 5 单级主减速器轴承布置尺寸 图 34 中各参数尺寸： a=35mm，b=30mm，c=140mm，d=120mm，e=40,ab=55mm，D m1=66mm，D m2=360mm 。 主动齿轮轴各轴承的载荷 轴向力 23 NA0EB9874 径向力 主动齿轮径向力合力 NPRQ135292ABEabeE783NQAB569abaAB)(BA189 从动齿轮轴上各轴承的载荷 轴向力 NAC3948D0 从动齿轮径向合力 PRQ162452DC)()(11mmdcNC9560QD8 径向力 轴向力 A力 轴 承 24 A1899 0B 3797 9874QC 9560 3948D 6685 0E 7833 0 7.3 齿轮轴承型号的确定 轴承 B 计算当量动载荷 P6.237984QA 斜齿圆柱齿轮圆锥滚子轴承 值为 0.37，故 ，由此得 。ee. 7.1,4.0YX 另外查得载荷系数 。2.1pf NYAXQfPp 21846)97.1374.0()( 轴承应有的基本额定动负荷 C3106htLnfP 式中： 温度系数，得 ft=1；tf 轴承转速，取 3000r/min；n 轴承的预期寿命，5000h；hL 将各参数代入式中，有； NC16847 初步选择 的圆锥滚子轴承 30312。1684770rC 验算圆锥滚子轴承的寿命 3106)(PfnLrth 将各参数代入式中，有： 25 Lh =7282h5000h 所选择 30312 圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选 30313 轴承,经检验能 满足。轴承 A、轴承 C、轴承 D、轴承 E 强度都可按此方法得出，其强度均能够满足 要求。 8 主减速器结构设计 进行结构设计时，必须与制造和使用修理密切结合起来。结构设计时如对结构 细节考虑不周，它会严重影响产品的性能与质量。 8.1 主减速器齿轮外形设计 任何齿轮加工质量的好坏，在很大程度上决定于齿轮外形设计，所以设计时必 须考虑影响齿轮加工质量、经济效果等的重要因素。所设计的齿轮应当避免产生过 大的应力集中和引起的严重变形。 跨越式小齿轮设有前轴颈以便安装前轴承，如果齿数选得少则齿根圆直径也小， 而轴颈却需要一定的尺寸，这时需要注意在小齿轮设计时必须避免刀具干涉，而把 轴颈切掉。因此，轴颈必须为刀具提供间隙。 轴承座前端有一段螺纹，用来锁定轴承及凸缘，其固定方法是要使齿轮在作用 轴向力时，螺栓不承受拉伸力。为了防止螺栓螺母松动，应采取取措施将其锁住如 用锁紧垫片、用开口销螺母锁紧，而螺栓则由齿轮凸台的边缘予以止动。齿轮装在 凸缘上时，支承的凸缘应有足够得刚度。所以差速器壳前盖上一般有增强刚度而置 的加强筋，其筋一般不少于六条。 8.2 锥齿轮调整 为保证锥齿轮副能正常啮合，于齿轮装配后，对齿轮副需要检验调整，以保证 齿轮副的啮合痕迹正常。为此，在设计时应考虑齿轮的调整装置，本设计中，主齿 轮通过两处调整垫片和弹性波形套以及大螺母综合调整，调整好后，将螺母垫片打 进轴颈槽（事先加工好得槽）锁死；从动齿轮得调整是要利用其支承轴承外侧的垫 片和调整螺母进行调整。调整完后，用锁片锁死。 8.3 润滑 主减速齿轮，差速器和轴承都要进行润滑。 为防止主减速器和轴壳内由于温度高使壳内部气压加大而引起漏油，常在主减 26 速器上装有通气塞，通气塞得位置应比较隐蔽而不易为油溅及处。 加油孔应设在加油方便的地方，油孔位置应使油面的高度位置。 放油孔的位置应设在轴壳的最低点，以便在换油时能把油放尽。但是也不能把 油塞突处轴壳点太多，这样在汽车通过障碍时，油塞极易碰落，从而齿轮，轴承和 差速器等由于缺油而烧损。 对于主动锥轮轴上的后轴承的润滑应特别注意，该轴承距齿轮较远是无法采用 飞溅润滑的，为使后轴承润滑，需要设法引润滑油到达轴承处，于是常在从动齿轮 的前端近小齿轮处的主减速器壳体上设有油道，使油道直通后轴承，靠齿轮飞溅出 来的油，流入似油杯的油口，使润滑油流到后轴承处，最后一个锥滚子轴承的锥顶 朝外，它起着向外泵油的作用，所以在主动小齿轮的外轴承的外面要有回油道，把 油回到轴壳，以保护油封不被破环。 要有足够的润滑油能流进差速器以保证一切接触表面的润滑。 8.4 提高从动齿轮支承刚度措施 承受大负荷的主减速器中，有时从动齿轮的尺寸较大，为提高从动从轮的刚度， 有些是在齿轮背后设有承推销。在齿轮没有负荷的时候，承推销与齿轮背平面间的 间隙一般为 0.25mm，可根据实际情况调节。在本车中，相对来说从动齿轮负荷不是 很大，故无须采用承推销装置。 9 桥壳设计 驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量，并承受由车轮传来的路面反力和反力矩， 并经悬架传给车架（或车身） ；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。驱动 轴壳是传力件又是载件，因此驱动桥壳应满足如下设计要求： 具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常并不使半轴产生附加 弯曲应力。 保证足够的强度和刚度的前提下，尽量减小质量以提高汽车行使平顺性。 保证足够的离地间隙。 结构工艺性好，成本低。 保护装于其上的传动