微型轿车驱动桥设计总结

1、目录1. 绪论 ···········································11.1研究本课题的目的和意义···&

2、#183;·····························11.2主减速器的定义种类功用·················

3、3;···············11.3本次设计的主要内容 ································&#

4、183;··22. 主减速器的设计 ········································32.1主减速器的结构型式的选择· ·

5、83;·····························32.1.1主减速器的减速型式··················

6、·············32.1.2主减速器齿轮的类型的选择····························42.1.3主减速器主动锥齿轮的支承形式··

7、3;·······················62.1.4主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法·····················72.2主减速器的

8、基本参数选择与设计计算· ···························72.2.1主减速器计算载荷的确定·················&

9、#183;···········72.2.2主减速器基本参数的选择·····························92.2.3主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算··

10、3;····················122.2.4主减速器双曲面齿轮的强度计算·························192.2.5

11、主减速器齿轮的材料及热处理··························232.3主减速器轴承的选择 ···················&#

12、183;··············242.3.1计算转矩的确定································242.3.

13、2齿宽中点处的圆周力······························242.3.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力··············

14、3;·········242.3.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择······················252.4本章小结 · ············

15、;··························303.差速器设计 ······················&

16、#183;·················303.1差速器结构形式的选择 · ····························&#

17、183;···303.2对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理··························323.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构·············&#

18、183;··············333.4对称式圆锥行星齿轮差速器的设计····························333.4.1差速器齿轮的基本参数的选择

19、3;·························333.4.2差速器齿轮的几何计算······················

20、;·······353.4.3差速器齿轮的强度计算·····························373.5本章小结 · ········&

21、#183;·····························37结论 ···················&#

22、183;·······················39参考文献 ·························&

23、#183;·················40致谢 ·······························&#

24、183;···········41中国地质大学长城学院2012 届毕业设计1.绪论1.1 研究本课题的目的和意义主减速器是驱动桥的重要组成部分， 其性能的好坏直接影响到车辆的动力性、 经济性。目前 , 国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平， 完全可承担起为我国汽车行业提供传动装置配套的重任， 部分产品还出口至欧美及东南亚地区。 由于计算机技术、 信息技术和自动化技术的广泛应用， 主减速器将有更进一步的发展

25、。 对主减速器的研究能极大地促进我国的汽车工业的发展。1.2 主减速器的定义种类功用主减速器是传动系的一部分， 与差速器，车轮传动装置和桥壳共同组成驱动桥。 主减速器的功用是增扭， 降速，改变转矩的传递方向， 即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩传递给差速器。在现代汽车驱动桥上，主减速器种类很多，包括单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 其中应用得最广泛的是采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的单级主减速器。 在双级主减速器中， 通常还要加一对圆柱齿轮 （多采用斜齿圆柱齿轮），或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮

26、传动。 在某些公共汽车、 无轨电车和超重型汽车的主减速器上， 有时也采用蜗轮传动。单级螺旋锥齿轮减速器其主、 从动齿轮轴线相交于一点。 交角可以是任意的， 但在绝大多数的汽车驱动桥上， 主减速齿轮副都是采用 90o交角的布置。 由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合， 因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。 加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合， 面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另端， 使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的。单级双曲面齿轮其主、 从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。 其空间交叉角也都是采用90o。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或

27、下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。 当偏移距大到一定程度时， 可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。 这对于增强支承刚度、 保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。 双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。 因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等， 但端面模数或端面周节是不等的。 主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。 这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。 其增大的程度与偏移距的大小有关。 另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大

28、， 所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半1中国地质大学长城学院2012 届毕业设计径为大，从而使齿面间的接触应力降低。 随偏移距的不同， 双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至 175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少， 所以可选用较少的齿数， 这有利于大传动比传动。 当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。 因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小， 这对于主减速比大于 4.5 的传动有其优越性。当传动比小于 2 时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大， 这时选

29、用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大， 还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。例如，在乘用车上当主减速器采用下偏置 ( 这时主动齿轮为左旋 ) 的双曲面齿轮时， 可降低传动轴的高度， 从而降低了车厢地板高度或减小了因设置传动轴通道而引起的地板凸起高度，进而可使车辆的外形高度减小。单级圆柱齿轮主减速器只在节点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其他啮合点还伴随着沿齿廓的滑动一样， 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动都有这种沿齿廓方向的

30、滑动。 此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。 这种滑动有利于唐合， 促使齿轮副沿整个齿面都能较好地啮合， 因而更促使其工作平稳和无噪声。 但双曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点的温度升高， 因而需要用专门的双曲面齿乾油来润滑， 且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达 96。其传动效率与倔移距有关，特别是与所传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮也是一样，其效率可达 99。两种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏感性本质上是相同的。 如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺旋角的平均值相同， 则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大， 而其从动齿轮的螺旋角则比螺

31、旋锥齿轮的小，因而双曲面主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的大，而从动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的小。 两种齿轮都在同样的机床上加工， 加工成本基本相同。然而双曲面传动的小齿轮较大， 所以刀盘刀顶距较大，因而刀刃寿命较长。 单级蜗杆 - 蜗轮主减速器在汽车驱动桥上也得到了一定应用。在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎之间的配合要求有大的主减速比( 通常 8 14) 时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便， 而采用其他齿轮时就需要结构较复杂、 轮廓尺寸及质量均较大、效率较低的双级减速。与其他齿轮传动相比，它具有体积及质量小、传动比大、运转非常平稳、最为静寂无噪声、 便于汽车的总体布置及贯通

32、式多桥驱动的布置、 能传递大载荷、使用寿命长、传动效率高、结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。其惟一的缺点是耍用昂贵的有色金属的合金 ( 青铜 ) 制造，材料成本高，因此未能在大批量生产的汽车上推广。1.3 本次设计的主要内容本设计的目标是设计一种满载质量为 5t 的轻型载货汽车的主减速器，本设计主要研究的内容有： 主减速器的齿轮类型、 主减速器的减速形式、 主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支承形式、 主减速器计算载荷的确定、 主减速器基本参数的选择、 主减速器齿轮的材2中国地质大学长城学院2012 届毕业设计料及热处理、 主减速器轴承的计算、 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理、 对称

33、式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计。2. 主减速器的设计2.1 主减速器的结构型式的选择主减速器的结构型式， 主要是根据其齿轮类型、 主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。2.1.1 主减速器的减速型式主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。(1) 单级主减速器如图 2.1 所示为单级主减速器。 由于单级主减速器具有结构简单、 质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点， 广泛用在主减速比 i<7.6 的各种中、小型汽车上。 单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。图 2.1

34、单极主减速器图 2.2 双级主减速器(2) 双级减速如图 2.2 所示为双级主减速器。由两级齿轮减速器组成，结构复杂、 质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大 (7.6<i 12) 且采用单级减速不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型汽车上，本车不采用。(3) 双速主减速器3中国地质大学长城学院2012 届毕业设计双速主减速器 用于载荷及道路状况变化大、使用条件非常复杂的重型载货汽车。会加大驱动桥的质量，提高制造成本，并要增设较复杂的操纵装置所以本车不采用。(4) 单级贯通式主减速器、双级贯通式主减速器单级贯通式主减速器、双级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车上, 本车为单

35、桥驱动 ,所以不采用。(5) 主减速器附轮边减速器主减速器附轮边减速器应用于矿山、水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等，本车不采用。综上所述，本车采用单级主减速器。2.1.2 主减速器齿轮的类型的选择在现代汽车驱动桥上， 主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。 圆柱齿轮传动应用于发动机横置的前置前驱动乘用车和双级主减速器驱动桥。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮传动。螺旋锥齿轮双曲面齿轮圆柱齿轮传动蜗杆传动图 2.3 主减速器的几种齿轮类型（1）螺旋锥齿轮其主、从动齿轮轴线相交于一点。 交角可以是任意的，

36、但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用 90o交角的布置。由于轮齿端面重叠的影响， 至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。 加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的 2 。（2）双曲面齿轮其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都是采用 90o。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移， 称为上偏置或下偏置。 这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。 当偏移距大到一定程度时， 可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。 这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。

37、这对于增强支承刚度、 保证轮齿正确啮合从4中国地质大学长城学院2012 届毕业设计而提高齿轮寿命大有好处。 双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等， 但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。 这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。 另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大， 从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲

38、面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至 175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。 因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比i 4.5 的传动有其优越性。当传动比小于 2 时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。 由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大， 还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多， 因而双曲面齿轮传动比螺旋锥

39、齿轮传动工作得更加平稳、 无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。（3）圆柱齿轮传动一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥，在此不采用。(4) 蜗杆传动与锥齿传动相比，蜗杆传动有如下优点在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比（可大于 7）；在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声；便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置；能传递大的载荷，使用寿命长。但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。在此不采用。像圆柱齿轮传动只在节点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其他啮合点还伴随着沿齿廓的滑动一样， 螺旋锥齿轮与双

40、曲面齿轮传动都有这种沿齿廓方向的滑动。 此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。 这种滑动促使齿轮副沿整个齿面都能较好地啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声。 但双曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量， 使接触点的温度升高，因而需要用专门的双曲面齿乾油来润滑， 且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达 96。其传动效率与倔移距有关，特别是与所传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮也是一样，其效率可达 99。两种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏感性本质上是相同的。 如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、 从动齿轮螺旋角的平均值相同，则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大， 而其从动齿

41、轮的螺旋角则比螺旋锥齿轮的小， 因而双曲面主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的大， 而从动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的小。 两种齿轮都在同样的机床上加工， 加工成本基本相同。 然而双曲面传动的小齿轮较大，所以刀盘刀顶距较大，因而刀刃寿命较长。5中国地质大学长城学院2012 届毕业设计由于本车的主减速器传动比大于 5，且采用双曲面齿轮可以增大离地间隙，所以不采用螺旋锥齿。综上所述各种齿轮类型的优缺点 , 本文设计的 CA1050轻型车主减速器采用双曲面齿轮。2.1.3 主减速器主动锥齿轮的支承形式在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正

42、确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一 , 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种：（1）悬臂式图 2.4 悬臂式支承如图 2.4 所示，齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。 支承距离 b 应大于 2.5 倍的悬臂长度 a，且应比齿轮节圆直径的 70%还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸 a。支承刚度除了与轴承开式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。 当采用一对圆锥滚子轴承支承时， 为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。 其特点是结构简单，支承刚度

43、较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。（2）跨置式如图 2.5 所示，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。6中国地质大学长城学院2012 届毕业设计图 2.5 跨置式支承装载质量较大的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。但是跨置式支承增加了导向轴承支座， 使主减速器结构复杂， 成本提高。乘用车和装载质量小的商用车，常采用结构简单、质量较小

44、、成本较低的悬臂式结构。CA1050作为轻型货汽车 , 采用结构较为简单的悬臂式支承，以降低其成本。2.1.4 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法图 2.6 从动双曲面齿轮的支承主减速器从动双曲面齿轮的支承刚度依轴承的形式、 支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。 为了增加支承刚度， 支承间的距离应尽可能缩小。 两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内， 小端相背朝外。 为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。但为了增加支承刚度，应当减小尺寸c d；为了使载荷均匀分配，应尽量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d。球面圆锥滚子轴承具有自动调位的性能

45、， 对轴的歪斜的敏感性较小， 这一点当主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极为重要。向心推力轴承不需要调整， 但仅见于某些小排量轿车的主减速器中。 只有当采用直齿或人字齿圆柱齿轮时， 由于无轴向力， 双级主减速器的从动齿轮才可以安装在向心球轴承上。综上所述，由于本车为轻型载货汽车， 主减速器从动齿轮不宜采向心球轴承， 应采用圆锥滚子轴承支承，并用螺栓与差速器壳突缘连结。2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算2.2.1 主减速器计算载荷的确定（1）按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩TceT ceT e max i1i 0k 0T/ nN m（ 2.1）式中 :i 1 变速器一挡传

46、动比，在此取4.3 ，此数据此参考解放CA1051轻型载货汽7中国地质大学长城学院2012 届毕业设计车；i0 主减速器传动比在此取5.3 ，此数据此参考解放CA1051轻型载货汽车Te max 发动机的输出的最大转矩，在此取300 N m ，此数据此参考解放CA1050型载货汽车；k0 由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取k0 =1.0 ，当性能系数 fp >0 时可取 k0 =2.0 ；116 - 0.195 mag当0.195 mag16100T emaxTemax（2.2）fp当0.195 mag0

47、16Temaxma 汽车满载时的总质量在此取 5455 Kg，此数据此参考解放CA1050轻型载货汽车；545510 =35>16所以由式（ 2.2 ） 得： 0.195即 fp <0所以 k0 =1.0300n 该汽车的驱动桥数目在此取1；T 传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9 。根据以上参数可以由 (2.1 ）得：Tce = 300 4.3 5.3 1.00.9 =6211 N m1Tcs（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs G 2 rr /LBi LB（2.3）式中：G2 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取 32550N，此数据此参考解放

48、CA1051轻型载货汽车；轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85 ；对越野汽车取=1.0 ；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取=1.25 ；在此取=0.85 ；rr 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为7.50-16 ，滚动半径为 0.394m ；LB ， i LB 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，LB 取 0.9 ，由于没有轮边减速器 i LB 取 1.0 。所以由公式（ 2.3 ）得 :T cs G 2 r r / LBi LB = 32550 0.850.394 =12112N m0.91.0（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动

49、锥齿轮的计算转矩Tcf对于公路车辆来说， 使用条件较非公路车辆稳定， 其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：8中国地质大学长城学院2012 届毕业设计(GaGT )rrN m（2.4）TcffR fH fPi LBLB n式中：Ga 汽车满载时的总重量，在此取54550N;GT 所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；fR 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.020 ；在此取 0.018 ；fH 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.050.09在此取 0.07 ；fp 汽车的性能系数在此取0；LB ，iLB 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到

50、驱动车轮之间的传动效率和传动比，LB 取 0.9 ，由于没有轮边减速器 i LB 取 1.0 ；n 该汽车的驱动桥数目在此取 1；r r 车轮的滚动半径 ，在 此选 用轮胎型号 为 7.50-16 ，滚 动半 径为0.394m。所以由式（ 2.4 ）得：(GaG T )r rfPTcffR fHi LBLB n= 54550 0.394 0.018 0.07 0 =2101.5 N m 0.9 1.0 12.2.2 主减速器基本参数的选择（1）主、从动锥齿轮齿数z1 和 z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀， z1 ， z2 之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重合度和高

51、的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车 z1 一般不小于 6；主传动比 i0 较大时， z1 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；对于不同的主传动比， z1 和 z2 应有适宜的搭配。（2）从动锥齿轮大端分度圆直径D2 和端面模数 m对于单级主减速器， 增大尺寸 D 2 会影响驱动桥壳的离地间隙， 减小 D 2 又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。D 2 可根据经验公式初选，即D 2K D 23 T c（ 2.5）KD 2 直径系数，一般取 13.0 16.0 ；Tc 从动锥齿轮的计算转矩，N m ，为 Tce

52、 和 Tcs 中的较小者取其值为6221 N m ；9中国地质大学长城学院2012 届毕业设计由式（ 2.5 ）得：D 2 =（ 13.0 16.0 ） 3 6221 =（239.09 294.27 ） mm ；初选 D 2 =260mm则齿轮端面模数 m =D 2 / z2 =260/35=7.43 mmD 2 = m z2 =35 7.43=260.05 mm（3）主，从动齿轮齿面宽F 的选择。齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命， 反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小， 这样不但会减小了齿根圆角半径， 加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。 此外，安装时

53、有位置偏差或由于制造、 热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。 另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。另外 , 由于双曲面齿轮的几何特性, 双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。一般取大 齿 轮 齿 面 宽Fc=0.155d2 =0.155260.05=38.09mm ， 小 齿 轮 齿 面 宽Fz =1.1 Fc =1.138.09=41.90mm（4）小齿轮偏移距及偏移方向的选择载货汽车主减速器的 E 值，不应超过从从动齿轮节锥距的 20%（或取 E 值为 d 的10%12%，且一般不超过 12%）。传

54、动比愈大则 E 值也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距 E 可达从动齿轮节圆直径 d2 的 20 30。但当 E 大干 d2 的 20时，应检查是否存在根切。E=(0.10.12)d2 =(0.10.12)260.05=26.0131.20mm初选 E=30mmabcd图 2.7 双曲面齿轮的偏移方式双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种， 如图 2.7 所示：由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧， 这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时， 则为上10中国地质大学长城学院2012 届毕业设计偏移，在下方时则为下偏移。其中 a、b 是下偏移， c、d 是上偏移。双曲面齿轮的偏

55、移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系： 下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋， 从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。本减速器采用下偏移。（5）螺旋角的选择双曲面齿轮螺旋角是沿节锥齿线变化的，轮齿大端的螺旋角0 最大，轮齿小端螺旋角 i 最小，齿面宽中点处的螺旋角 m 称为齿轮中点螺旋角。 螺旋锥齿轮中点处的 螺旋角是相等的。二对于双曲面齿轮传动，由于主动齿轮相对于从动齿轮有了偏移距，使主动齿轮和从动齿轮中点处的螺旋角不相等。且主动齿轮的螺旋角大，从动齿轮的螺旋角小。选时应考虑它对齿面重合度mf ，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则 mf 也越大，同时啮合的齿越多， 传动越平

56、稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高， mf 应不小于 1.25 ，在 1.5 2.0 时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角多为 35° 40°。主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:z = 25 +5z2+90 E（ 2.6）z1d2z - 主动轮中点处的螺旋角， mm；z1 ， z2 主、从动轮齿数；分别为8，35；E 双曲面齿轮偏移距 , 30mm；d2 从动轮节圆直径， 260.05mm；由式（ 2.6 ）得 :z = 25 +535 +9030=45.848260.05从动齿轮中点螺旋角c 可按下式初选 :sinE300

57、.20F260.0538.09d22222双曲面齿轮传动偏移角的近似值；F 双曲面从动齿轮齿面宽为38.09mm；11.61c = z -=45.84 °- 11.61 =34.23 °c 、 z 从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。平均螺旋角=z +c=45.84 +34.32=40.04°。22（6）螺旋方向的选择。11中国地质大学长城学院2012 届毕业设计图 2.8 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。 如图 2.8 所示，螺旋方向与双曲面齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向， 当变速器挂前进挡时， 应使主动锥齿轮的轴向力离开锥

58、顶方向，这样可使主、 从动齿轮有分离的趋势， 防止轮齿因卡死而损坏。 所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动， 这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。（7）法向压力角加大压力角可以提高齿轮的强度， 减少齿轮不产生根切的最小齿数， 但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小， 并使齿轮的端面重叠系数下降， 对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等， 因此应按平均压力角考虑， 载货汽车选用 22°30或 20°的平均压力角，在此选用 20°的平均压力角。2.2.3 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算（1）大齿轮齿顶角2

59、与齿根角2图 2.9（ a）标准收缩齿和（ b）双重收缩齿12中国地质大学长城学院2012 届毕业设计标准收缩齿和双重收缩齿各有其优缺点，采用哪种收缩齿应按具体情况而定。双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序的效率。 双重收缩齿的轮齿参数， 其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使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， 不是这种情况而要采用双重收缩齿，齿高的急剧收缩将使小端的齿轮又短又粗。标准收缩齿在齿高方向的收缩好，但可能使齿厚收缩过多， 结果造成小齿轮粗切刀的刀顶距太小。 这种情况可用倾锥根母线收缩齿的方法或仔细选用

60、刀盘半径加以改善， 即当双重收缩齿会使齿高方向收缩过多， 而标准收缩齿会使齿厚收缩过多时，可采用倾锥根母线收缩齿作为两者之间的这种。大齿轮齿顶角2 和齿根角2 为了得到良好的收缩齿, 应按下述计算选择应采用采用双重收缩齿还是倾锥根母线收缩齿。用标准收缩齿公式来计算2 及 23843h 'm22Am3438h''m22Amh 'm2hgm K ah ''m21.150hgm0.15KRm2 cos2hgmz2d2Fc sin 2iRm22.02i arc cot1.2 z1z2Rm2Amsin22 arctan z2 z1由（ 2.6）与（ 2.1

61、4）联立可得 :（ 2.6）（ 2.7）（ 2.8）（ 2.9）（ 2.10）（ 2.11）（ 2.12）（ 2.13）（ 2.14）d2 Fc sin arccot1.2z1Rm2z2（2.15）2.013中国地质大学长城学院2012 届毕业设计K ( d2Fc sinarccot1.2 z1 )cos 2hgmz22.0z2K a K (d2Fc sinarccot1.2 z1 )cos 2h 'm 2z22.0z2h ''m2 (1.15K a )hgm2 3438 K cos 2 K a sin arctan z2z2z1式中：z1 , z2 小齿轮和大齿轮的齿

62、数；d2 大齿轮的最大分度圆直径 , 已算出为 260.05mm； Rm2 大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径；Am 在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距 mm； hgm 大齿轮齿面宽中点处的齿工作高；K a 大齿轮齿顶高系数取0.15 ；h 'h ''m2 大齿轮齿宽中点处的齿跟高；2 大齿轮齿面宽中点处的螺旋角；2 大齿轮的节锥角；K 齿深系数取 3.7 ；Fc 从动齿轮齿面宽。所以：260.05 38.09sin arccot(1.28 )Rm22.035111.663.7260.0538.09sin arccot(1.28 )cos34.23hgm359.762.0350.153.7260.0538.09sin arccot(1.28 ) cos34.