汽车主减速器设计说明书.

1、本科毕业设计（论文）摘要汽车主减速器是汽车传动中的最重要的部件之一。它能够将万向传动装置产来的发 动机转矩传给驱动车轮，以实现降速增扭。本次设计的是有关 十米高一级客车后桥主减速器设计总成。并要使其具有通过性。 本次设计的内容包括有：方案选择，结构的优化与改进。齿轮与齿轮轴的设计与校核， 以及轴承的选用与校核。并且在设计过程中，描述了主减速器的组成和差速器的差速原 理和差速过程。方案确定主要依据原始设计参数，对比同类型的减速器及差速器，确定此轮的传动 比，并对其中重要的齿轮进行齿面接触和齿轮弯曲疲劳强度的校核。而对轴的设计过程 中着重齿轮的布置，并对其受最大载荷的危险截面进行强度校核，轴承的选

2、用力求结构 简单且满足要求。主减速器及差速器对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用，是汽车设计的重点之一。关键词：主减速器；差速器；转速；行星齿轮；传动比I本科毕业设计（论文）AbstractAutomobil reducti on final drive is one of the best impossible parts in automobile geari ng. It can chang speed and driving tuist within a big scope .The problem of this desig n is ten meters passager

3、car reducti on fin ulnit ,it ' s properly in com mon use . The desig n of scheme, the better desig n and improveme nt of structure ,the desig n and calibratio n of gear and gear shiftes , and the select of beari ngs , and also the desig n explain the construction of differential action .The ting

4、 of the scheme desierment main deside. The drive ratio of gear , according to orginal desig n parameter and con strasti ng the same type reducti on final drive ang differe ntial assay . It realize pla net gear in the desig n of structure . It put to use alterati on better gears tran smissi on in the

5、 desig n of gear , and compare the root con tact tired stre ngth of some important gears and the face twirl tired strength . It eraphaize pay attention to the place of gears. Compare the stre ngth of the biggest load dan graes sect ion .It require structure simple and accord with dema nd in select o

6、f beari ngs .Key words : Reduct ion final , Differe ntial , Rotati onal speed ,Pla ntet gear , Drive ratio#本科毕业设计（论文）摘要 IAbstract II目录 III第1章绪论 1第2章主减速器的结构形式 22.1主减速器的齿轮类型 22.2主减速器的减速形式 22.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 22.3.1主动锥齿轮的支承 22.3.2从动锥齿轮的支承 32.3.3主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 4第3章主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 53.1主减速器齿轮计算载荷的确定

7、 53.1.1按发动机最大转矩和最大抵挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tee . 53.1.2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 Tes 53.1.3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf 63.2锥齿轮主要参数的选择 63.2.1主、从动锥齿轮齿数 乙和Z 63.2.2从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数m 73.2.3主、从动锥齿轮齿面宽 b1和b2 73.2.4双曲面齿轮副偏移距E 83.2.5中点螺旋角： 83.2.6螺旋方向 93.2.7法向压力角a 10第4章 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算 114.1锥齿轮轮齿形状的选择 114.2锥齿轮的几何尺寸计算 11i

8、ii本科毕业设计（论文）第5章主减速器锥齿轮的强度计算 145.1单位齿长圆周力 145.2轮齿弯曲强度 145.3轮齿接触强度 16第6章主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 186.1锥齿轮齿面上的作用力 186.1.1齿宽中点处的圆周力 186.1.2锥齿轮的轴向力和径向力 186.2锥齿轮轴承的载荷计算 196.3锥齿轮轴承的寿命计算 206.3.1 A轴承的寿命计算 206.3.2 B轴承的寿命计算 206.3.3 C、D轴承的寿命计算 21第7章齿轮材料 22第8章对称式圆锥行星齿轮差速器设计 238.1差速器齿轮主要参数选择 238.1.1行星齿轮数n 238.1.2行星齿轮球面半径 R

9、 238.1.3行星齿轮和半轴齿轮齿数 乙和乙 238.1.4行星齿轮和半轴齿轮节锥角、模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 .248.1.5压力角a 248.1.6行星齿轮轴直径d及支承长度L 248.2差速器轮齿的几何计算 258.3差速器齿轮强度计算 26第9章驱动桥半轴设计 269.1全浮式半轴计算 279.2半轴的结构设计 279.2.1全浮式半轴杆部直径设计 279.2.2半轴杆部设计其他要求 279.3半轴的强度校核 289.3.1半轴的扭转应力 289.3.2半轴花键的剪切应力 289.3.3半轴花键的挤压应力 29结论 30致谢 31参考文献 32V本科毕业设计（论文）第1章绪论

10、驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩， 并将动力合理的分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直 立、纵向力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳。汽车的主减速器是汽车传动系是汽车传动戏中的重要部件之一，它能够将传动装置的扭矩传给驱动车轮，事先降速以增大扭矩。本次设计的是主减速器总成。并要使其有一定的通过性。本次设计的内容包括有： 方案选择，结构的优化设计与改进，齿轮与齿轮州的设计与校核，而且在设计过程中， 描绘了主减速器与差速器的组成以及差速器的原理和差速过程。方案的确定主要依据的是原始设计数据如齿轮的传动比，对比

11、同类型的减速器及差速器做设计；结构设计中采用行星齿轮和移位锥齿轮传动，并对其中的重要齿轮进行齿 面接触和疲劳强度的校核；而轴的设计中着重与齿轮的布置。并对其中最大载荷的危险 截面进行了强度的校核。轴承的选用力求结构简单且满足要求。驱动桥是汽车最重要的系统之一，是为汽车传输和分配动力所设计的。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。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

12、器的结构就比较紧凑。此外，它还具有运转平稳、噪声较小 等优点。因而在汽车上曾获得广泛的应用。近年来，双曲面齿轮在广泛应用到轿车的基 础上，愈来愈多的在轻、中型、重型货车上得到采用。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本科毕业设计（论文）第2章主减速器的结构形式2.1主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。根据设 计要求采用准双曲面齿轮传动。2.2主减速器的减速形式主减

13、根据减速形式特点不同，主减速器分类为单级主减速器、双级主减速器、双速 主减速器、贯通式主减速器和单、双级减速配轮边减速器。由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点，因而广 泛应用于主传动比i 0< 7的汽车上。本设计要求的主减速器的传动比为5.571: 1小于7,故采用单级主减速器。2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器必须保证主、从齿轮有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的 正确啮合，除与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以 外，还与齿轮的支承刚度有关。2.3.1主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置

14、式支承两种。本设计中的客车最大质量为145O0Kg2吨，应该采用跨置式支承。因为在所传递较大的转矩的情况下悬臂式 支承难以满足刚度的要求。#本科毕业设计（论文）（a）悬臂式支承（b）跨置式支承图1主减速器锥齿轮的支承形式跨置式支承中的导向轴承都采用圆柱滚子轴承，并且其内外圈可以分离，以利于拆 装。圆锥滚子轴承采用背对背反装，并且尽可能减小良轴承间的距离，增大支承轴径， 适当提高轴承的配合紧度。232从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及载荷在轴承之间的分布比例 有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。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

15、使从动锥齿轮背面的差速器壳处有足够的位置设置加强 筋，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，应尽量使尺寸 c等于或大于尺寸do图2从动锥齿轮的支承方式在具有大主动传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承。辅助支承与 从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证当偏移量达到允许极限，即与从动锥齿轮背面接触 时，能够制止从动锥齿轮继续偏移。主、从动齿轮在载荷作用下的偏移量许用极限值， 如下图所示。支撑面与从动锥齿轮背面间的安装间隙应不大于0.25mm+ 0,075m

16、niQ 25mm图3在载荷作用下主减速器齿轮的容许极限便移量中型和重型汽车主减速器从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或者铆钉与差速器 壳突缘连结。2.3.3主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整通常汽车以高档行驶时，发动机的平均使用转矩大约不超过其最大转矩的70%因此主减速器轴承的预紧值可取为发动机最大转矩时换算所得轴向力的30%轴承预紧力的大小可以用轴承的摩擦力矩来检验，其值通常为1至4N.m大型、重型车取大值。在此取3N.m主动锥齿轮预紧度的调整，可通过精选两轴承内圈内的套筒长度、 调整垫圈 厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。因主动锥齿轮采用跨置式支承，故调整 垫圈厚度较合适。在调整轴承

17、预紧度之后，还应进行主减速器齿轮的啮合调整。因齿面 接触区和齿侧间隙的正确调整是保证齿轮正确啮合、运转平稳、延长齿轮寿命的重要条 件。第3章 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定3.1主减速器齿轮计算载荷的确定在设计中采用格里森制齿轮计算载荷的三种确定方法3.1.1按发动机最大转矩和最大抵挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩TeeTcekd Temax ki 1 i f i 0nn3.1)式中：fi - 性能系数，当0195鱼<16时，fiT emax,0.195Ga当> 16时，取fi =0Temax其中ma为汽车满载质量，ma =14500Kg Temax =890N.m0.195

18、Ga=31.13>16 取 fi =0；人maxkd -猛接离合器所产生的动载系数，性能系数fi=0的汽车，Kd=1；i 1 -变速器一档传动比为6.333;i0 -主减速器传动比为 5.571 ;-发动机到万向传动轴之间的传动效率为0.9;k 液力变矩器系数，本设计中为手动变速器，故k=1 ；n计算驱动桥数，n=1；计算得：Tce =28260.20N.m3.1.2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcsG2 m2rrLBiLB（3.2）式中：G2 汽车在满载状态下一个驱动桥上的静载荷，本设计中后桥为驱动桥,G2=9500>9.8=93100N ；m2 汽车最大加速度时的后

19、轴负荷转移系数，取1.1 ；-轮胎与路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良好 的混凝土或沥青路上，取0.85;rr -车轮滚动半径，轮胎规格为11R22.5, rr =0.493m；计算得：Tcs=41573.59N.m3.1.3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩 Tc应取前两种的较小值，即 Tc=mi n Tce,Tcs =Tce=28260.20N.m当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc取Tcf主动锥齿轮的计算转矩为Tz二=5636.37N.m i?GG为主、从动锥齿轮间的传动效率，计算时对于双曲面齿轮副，当i0<6时，G取90%

20、 ；3.2锥齿轮主要参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数Z和Z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数m、主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2、双曲面齿轮副的偏移距 E、中点 螺旋角1、法向压力角-等。3.2.1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：1）为了磨合均匀，乙和Z2之间应避免有公约数。2） 为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮和应不少于40 <3） 为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于商用车，乙一般不小于64）主传动比io较大时，乙尽量取得少些，以便得到满意的离地间隙。5）对于不同的主传动比，乙和Z2应有适

21、宜的搭配。6）对于双曲齿轮单级贯通式主减速器来说，通常主动齿轮的最小齿数为8根据上述，取 乙=8, Z2=iZ 1=44.568, Z2取 45。322从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数mi对于单级主减速器，增大尺寸D2会影响驱动驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小D2影响到跨置式主动齿轮的前支承座得安装空间和差速器的安装。D2可根据经验公式初选，即D2=Kd23（3.4）式中：D2从动齿轮大端分度圆直径（mm）;Kd2 -一 直径系数，一般为13.015.3 ;Tc-从动锥齿轮的计算转矩（N.m） ,Tc=minTce, Tcs。计算得 D2=426.44mmm由下式计算，即mD/z2=11

22、(3.5)同时，m还应满足ms 二 Km3 Tc(3.6)式中ms-模数系数，取0.30.4计算得ms取值范围为9.1412.18，ms=9.48符合要求。3.2.3主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2锥齿轮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宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆角半径，加 大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时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7本科毕业设计(论文)伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。 但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降

23、低。对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于其节锥距A的0.3倍，即b2<0.3A2=65.40mm，而且 b2应满足 b2<10ms=94.8mm，般也推荐 b2=0.155 D?。因此 b2=0.155 D2=0.155 x 426.44 66mnb1=1.1b2=72.06mm3.2.4双曲面齿轮副偏移距EE值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于总质量较大的商用车，E三(0.100.12)D2三42.64451.728mm且E三20% A2=43.60mm。另外，主传动比越大，则E也应越大， 但应保证齿轮不发生根

24、切。在本设计中 E=45mm。双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和小偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去， 并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动 齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。本设计中采用如 图所示的方案，主动锥齿轮相对从动锥齿轮呈下偏移布置。图4双曲面齿轮的偏移3.2.5中点螺旋角B螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。且双曲 面齿轮副的中点螺旋角是不相等的。选择B时，应考虑它对齿面重合度& F、轮齿强度和轴向力大小的影响。B越大，则 £ F也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平

25、稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。 一般& F应不小于1.25，在1.52.0时效果最好。但是B过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为35°40。商用车选用较小的B9本科毕业设计（论文）值以防止轴向力过大，通常取35°。“格里森”制齿轮推荐用下式预选主动齿轮螺旋角的名义值：I乩=25° + 5。Z +9:zid2（3.7）式中：时-主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值；Zi、Z2主、从动齿轮齿数；d2 -从动齿轮的分度圆直径；E-双曲面齿轮副的偏移距。对于双曲面齿轮，所得螺旋角名义值还需按照选用的标准刀号进行反算，最终得到的螺旋角

26、名义值:i与预选值时之差不超过5°326螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方 向，判断轴向力方向时，可以用手势法则，左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断， 右旋齿轮用右手法则判断；判断时四指握起的旋向与齿轮旋转方向相同，其拇指所指方 向则为轴向力的方向如图7所示。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，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。考虑到汽车发动机为顺时针旋转，采用图 a中的布置：主动齿轮左旋，从动齿轮右 旋。主动锥齿轮从背面看为

27、顺时针旋转，从动锥齿轮从背面看为逆时针旋转。图5双曲面齿轮的偏移和螺旋方向f崭曲聲生曲誉绘技转方向主功齿轮旋转方陶 亠101丸丄动侗轮蜃耗方向鹉 A 權主M軒轮度科方闻I袖 :A !* f力图6螺旋方向与轴向力327法向压力角a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。但对于小 尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于 小负荷工作的齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于双曲面齿轮, 从动齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但主动齿轮轮齿两侧的压力角是不等的。选取平 均压力角时，商用车为20°或22° 30&

28、#39;在此取a =22° 3011本科毕业设计(论文)第4章主减速器锥齿轮的几何尺寸计算4.1锥齿轮轮齿形状的选择这里提出二种轮齿形状，即双重收缩齿、标准收缩齿和倾根锥母线收缩齿。根据汽车设计中表 9-12 中公式(89)知:9 2=34.945138 ' , S 2=233.786407' , Tr=0.189821为正数，采用倾根锥母线收缩齿。(a)(b)(a)标准收缩齿(b)双重收缩齿图6标准收缩齿与双重收缩齿4.2锥齿轮的几何尺寸计算根据汽车设计中表9-12给出的圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算步骤。计算得锥齿轮的几何尺寸如下：小齿轮齿数Z=8;大齿轮齿数 Z

29、2=45 ;大齿轮齿面宽d=20.155D2=66mm；小齿轮轴线偏移距 E= (0.100.12) D2=45mm ;大齿轮大端分度圆直径 D2=426.44mm ;刀盘名义半径rd=266.700(根据表9-4选择);13本科毕业设计（论文）大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径Rm2=180.9461mm ;小齿轮在吃面宽中点处的分度圆半径Rm1=39.4109mm ;小齿轮节锥角y=11° 40' 59小齿轮中点螺旋角 仿=46° 21 ' ;19大齿轮中点螺旋角 俊=32° 18' 28大齿轮节锥角 y=77° 58'

30、 52大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离=-0.8252mm ;在节面内大齿轮齿面宽中点锥距 Am=184.9975mm ;大齿轮节锥距 A0=217.9941mm ;大齿轮在齿面宽中点处得齿顶高 hm2=1.8862mm ,齿根高hm2=12.6247mm ;倾根锥母线收缩齿的大齿轮齿顶角%t=0.82 °倾根锥母线收缩齿的大齿轮齿根角济=4.66 °大齿轮的齿顶高h2' =2.3597mm大齿轮齿根高h2 =15.3073mm径向间隙C=1.9362mm ;大齿轮的齿全高h=17.667mm ;大齿轮齿工作高hg=15.7308mm ;大齿轮的面锥角 Y2=78&

31、#176; 48' 13大齿轮的根锥角 虫2=73° 20' 12大齿轮外圆直径d02=427.4226mm ;大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离 X02=43.9105mm ;大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离Z0=-1.6086mm,（负号表示该面锥顶点在大齿 轮轮体与小齿轮轴线之间）；大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离ZR=1.6963mm ,（正号表示该根锥顶点越过小齿轮轴线）；小齿轮的面锥角暫广代。1T 16小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离 G0=-1.9683mm ,（负号表示该面锥顶点在小齿轮轮体与大齿轮轴线之间）；小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离 BR=208.69

32、32mm ;小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离 B 1=138.4683mm ;小齿轮的外圆直径 d01=120.7249mm ;小齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离 =9.1434mm ,（正号表示该根锥顶点越过小齿 轮轴线）；小齿轮根锥角 ®=10° 52' 34在节平面内大齿轮内锥距 Aj=151.9941mm。15本科毕业设计（论文）第5章 主减速器锥齿轮的强度计算在选好主减速锥齿轮的主要参数后，可根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸， 而后根据所确定的计算载荷进行强度验算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。轮齿损坏形式主要有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、

33、齿面胶合、齿面 磨损等。5.1单位齿长圆周力主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算，即5.1)式中，p为轮齿上的单位齿长圆周力（N/mrj）； F为作用在轮齿上的圆周力（N）； b2为从动齿轮的齿面宽（mm），b2=81.03mm。按发动机最大转矩计算P= 2kdTemaxkigin 10 3n D1b2(5.2)#本科毕业设计（论文）#本科毕业设计（论文）式中：Temax -发动机最大转矩（N.m），Temax=890N.m ;变速器传动比，常取一档进行计算，分别为6.333;D 主动锥齿轮中点分度圆直径，D1=39.4109mm ;计算得：一档时 p=1164.35N

34、.m <1.2p=1178.4N.mp有时高出表中数值的在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高,20% 25%。5.2轮齿弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为2Tck0kskm3w g s d 10kvm$b2 DJ w（5.3）式中：-锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力（MPa）;Tc 所计算齿轮的计算转矩（N.m）,对于从动齿轮：Tc=minTce,Tcs=28260.20N.m ,对于主动齿轮，Tc=Tz=5636.37N.mKo-过载系数，一般取1,即k0=1 ；K s -尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当 ms1.6mm寸，ks=（ms/2

35、5.4）0.25。本设计中 ms=9.48>1.6mm , 0 25ks=（ms/25.4） =0.7816 ;Km 齿面载荷分配系数，跨置式结构：km=1.01.1 , km取1;Kv-质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，kv=1.0 ;b 所计算齿轮的齿面宽（mrj） ， b=72.6mm , b2=66mm ；D-所讨论齿轮的大端分度圆直径（mm , D1=120.02mm ,D2=426.44mm ;Jw-所计算齿轮的轮齿弯曲,根据图7， Jw1 =0.28，Jw2=0.24计算得：ow1 =689.87MPa<斷=700MPaow2=380.94MPa<

36、; 砒=700MPa得出结论：主、从动锥齿轮的轮齿弯曲强度均符合强度要求。大齿轮弯曲计算用:樣老年*<5.3轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为(5.4)52TzkokskmkfIQ3j DJkvbJj式中：-锥齿轮轮齿的齿面接触应力（MPa）;Di-主动锥齿轮大端分度圆直径（mm） , Di=120.0245mm ；b bi和b2中的较小值（mm）, b=66mm ；ks-尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取 1.0 ；kf-齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜、磷化处理等），对于制造精确的齿轮，kf取1.0 ；Cp 综合弹性系数，钢对钢齿轮：

37、Cp取232.6N2 /mm ;ko,km,kv与式（5-14）的相同；Jj-齿面接触强度的综合系数，Jj=0.1825根据图8取值。计算得：G =l657.46MPa< j =2800MPa由于主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。所以主、从动齿轮均符合弯曲强度要求。19本科毕业设计（论文）#本科毕业设计（论文）大齿轮齿敛可354045505560接触计算用图8接触强度计算用综合系数 J孑繼sfieszm#第6章主减速器锥齿轮轴承的载荷计算6.1锥齿轮齿面上的作用力锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿 轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于

38、齿轮轴线的径向力。6.1.1齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力F为Fi2TDmi(6.1)式中：T-作用在从动齿轮上的转矩，根据公式计算得1172.38N.m ；Dm2-从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，Dm2=361.89mm由式（5-17）确定，即：Dm2=D2b2Sin y(6.2)式中：D2从动齿轮大端分度圆直径；b2-从动齿轮轮齿宽;卫从动齿轮节锥角。计算得：从动齿轮齿宽中点处的圆周力F1=29.76KN由式=可知，F2=36.44KN6.1.2锥齿轮的轴向力和径向力主动锥齿轮的螺旋方向为右旋，从锥顶看旋转方向为逆时针主动齿轮的轴向力Faz：Faz=（tan a sin 丫 +sin

39、 （329c64KN）=式中：丫为主动锥齿轮的面锥角，Y =16° 11 16a为轮齿驱动齿廓的法向压力角，a =22° 3。轴向力为正值表明力的方向离开锥顶。21本科毕业设计(论文)#主动齿轮的径向力FrzFrz= (tan a cossin B sin =10.58KN径向力是正值表明力使该齿轮离开相啮合齿轮。从动齿轮的轴向力Fac：Fac=(tan a sinsin B cos=l0)3KN式中：Y从动齿轮的根锥角，Y =73° 20' 12 从动齿轮的径向力FrcFRc=(tan a cos 丫 +sin B2si72KN)径向力是正值表明力使该齿

40、轮离开相啮合齿轮6.2锥齿轮轴承的载荷计算#A#图9主减速器轴承的布置尺寸在图 a 中 a=132mm, b=78mm, c=54mm,在图 b 中 a=322mm, b=172mm, c=150mm A轴承：Fr1= =21.96KNB轴承：Fr2=15.58KNC轴承：Fr3=21.92KND轴承：Fr4=18.78KN6.3锥齿轮轴承的寿命计算6.3.1 A轴承的寿命计算A轴承为圆柱滚子轴承采用 NU型23系列，代号为NU2309E，尺寸为45X100>36。 A轴承只承受径向载荷，额定动载荷 Cr为102.85KN，所承受的当量动载荷P1=XFr1 =21.96KN。对于无轮边减

41、速器的驱动桥来说，从动轮（差速器）轴承的计算转速n2为“2=式中：r轮胎滚动半径，r=0.493mm ;V am汽车的平均行驶速度（KM/h）,对于公共汽车取3040KM/h。计算得 n2=188.84KM/h ,n 1= n2 X0=1052.03KM/h。在实际计算中，常以工作小时数表示轴承的额定寿命Lh=（）£106（6.3）式中：ft为温度系数，取1.0 ；fp为载荷系数，取1.2。计算得 Lh=4018.75h。若大修里程定位100000公里，可计算出预期寿命即 Lh' =2857hLh=4018.75h > Lh' =2857故A轴承满足寿命要求。6

42、.3.2 B轴承的寿命计算对于B轴承，在此并不是一个轴承，而是一对轴承，对于成对安装的轴承组的计 算当量载荷时径向载荷系数 X和轴向载荷系数丫值按双列轴承选用，e值与单列轴承相 同。B轴承为圆锥滚子轴承采用 3000型13系列，代号为31314,尺寸为70X50X38&5。31314轴承的基本额定动载荷 Cr=193KN，由于采用成对轴承 刀Cr=1.7Cr=330.03KN。=1.90>e=0.4 则 X=0.4，Y=1.6P2=XFr2+YFaz=0.4 X5.58+1.6 2X.64=53.66KN根据公式（9-53）计算得Lh=3677.53h> Lh' =

43、2857h故B轴承满足寿命要求。23本科毕业设计（论文）6.3.3 C、D轴承的寿命计算C、D 轴承为 32218U，尺寸为 90X160X42.6 40X34，额定动载荷 Cr=262KN 。Fd3=7.66KNFd4=6.57KN ,Fd3+ Fac=17.99KN> Fd4=6.57KN 轴有向右移动的趋势；C、D轴承面对面正装，轴承D受压，轴承C放松；C、D 的派生轴向力分别 Fa3=Fd3=7.66KN Fa4=Fd3+Fac=17.99KN ; Fa3 Fr3=0.3495<e=0.42 p3=XF r3+YFa3=Fr3=21.92KN=0.9579>e=0.4

44、2 p4=0.4Fr4+1.43Fa4=33.24KN根据公式（9-53）计算的 C 轴承 Lh3=187640.34h> Lh' =2857hD 轴承 Lh4=468402.22h> Lh' =2857h故C、D轴承都满足寿命要求。#本科毕业设计（论文）第7章齿轮材料驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其他齿轮相比，具有载荷大、 作用时间长、变化多、有冲击等特点，是传动系中的薄弱环节。锥齿轮材料应满足如下 要求：1）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的 耐磨性。2）轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折

45、断。3）锻造性能、可加工性及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。4）选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而是选用含锰、钒、硼、钛、 钼、硅等元素的合金钢。汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo 和 l6SiMn2WMoV 等，经过渗碳、淬火、回火后， 轮齿表面硬度应达到5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数m >8时为2945HRC， 当端面模数mW8寸为3245HRC。对渗碳层有如下规定：当端面模数mW5时，厚度为0.91.3mmm=58时，厚度为1.01.4mmm &

46、gt;8时，厚度为1.21.6mm为改善新齿轮的磨合，防止其在运行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 0.0050.020mm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。渗硫后摩擦因数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面 擦伤、咬死和胶合。25本科毕业设计(论文)第8章对称式圆锥行星齿轮差速器设计8.1差速器齿轮主要参数选择8.1.1行星齿轮数n行星齿轮数n需根据承载情况来选择，在承载不大的情况下n可取两个，反之应取n=4。在本设计中n取4。.8.1.2行星齿轮球

47、面半径Rb行星齿轮球面半径Ro反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定Rb=kb( 8.1)式中：kb-行星齿轮球面半径系数，kb=2.53.0,对于有四个行星齿轮的乘用车和商用车取小值，kb=2.65 ;Td-差速器计算转矩，Td= min：,匚=28260.20N.m ;计算得：Rb=kb=2.65=80.72mm。行星齿轮节锥距A0为A0=(0.980.99) Rb=79.50mm(8.2)8.1.3行星齿轮和半轴齿轮齿数Z1和Z2为了使轮齿有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿轮Z1应取少些，但Z1 一般不少于10。半轴齿轮齿数Z2在

48、1425之间选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比Z1/ Z2在1.52.0范围内。同时为使四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮数整除，否 则差速齿轮不能装配。根据上述要求：Z1取11,取Z2取22。本科毕业设计(论文)8.1.4行星齿轮和半轴齿轮节锥角、模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定行星齿轮和半轴齿轮节锥角y和Y分别为Y =arcta n( z1/z2)Y=arcta n( z2/z1)(8.3)计算得：y=26° 33' 54Y=63° 26'。锥齿轮大端的端面模数m为m=sin Y=sin y(8.4)计算得

49、：m=6.46。算出模数后，齿轮大端节圆直径即可由下式求得：行星齿轮大端节圆直径：di= mZi=11 >6.46=71.06mm半轴齿轮大端节圆直径：d2=mZ2=22£46=142.12mm8.1.5压力角a汽车差速齿轮都采用压力角为 22° 30'齿高系数为0.8的齿形。某些总质量较大的商用车采用25°压力角，以提高齿轮强度。在本设计中质量较大，故采用25°的压力角。8.1.6行星齿轮轴直径d及支承长度L行星齿轮轴直径d(mm)为d=To 103.1.1 “c nd(8.5)式中：T0-差速器壳传递的转矩(N.m), T0=28260

50、.20N.m ;n行星齿轮数，n=4 ;rd-行星齿轮支承面中点到锥顶的距离(mm ,约为半轴齿轮齿宽中点处平均 直径的一半，即rd" 0.5Dd'=57mm (其中d2为半轴齿轮齿面宽中点处的直径， d2=115.29mm);创-支承面允许挤压应力取98MPa。计算得：d=31.28N.m。(行星齿轮轴直径d与行星齿轮安装孔 书相等) 行星齿轮在轴上的支承长度LL=1.1d=34.41mm(8.6)29本科毕业设计（论文）图10差速器行星齿轮安装孔直径及其深度8.2差速器轮齿的几何计算行星齿轮齿数Zi=11 ，半轴齿轮齿数Z2=22，模数m=6.46齿面宽 b2=(0.25

51、O.3O)A0=3Omm ;齿工作高 hg=1.6m=10.34mm;压力角a =25 ,轴交角 工=90°节圆直径 di=mZi=71.06mm ,d2=mZ2=142.12mm ;节锥角 y=26° 33' 54=63° 26' 5节锥距 A°=79.50mm ,周节 t=3.1416m=20.29mm ;齿顶高 h1'=hg-h2=4.59mm, h? = 0.430+ m=3.38mm ;齿根高 =1.788mhi'=4.59mm , h?" =1.788imh2 =8.17mm ;径向间隙 c=h- h

52、g=0.188m+0.051=1.27mm ;齿根角 q=arctan=3 ° 18' ,16二 arctan=5 ° 52' 3面锥角y1=Y|+>=32°25'57 y2=Y+为=66°44'21根锥角yi=y-D=23°15'58农2=Y- $=57°34'2外圆直径 d°i= d?+2 h，cos 丫 =83.51mm ; d°2= d?+2 hg'cos ?=145.14mm ;节锥顶点至齿轮外缘距离 X01= - h1,sin i=67.95

53、mmX°2= h2si nY=32.51mm ; 齿侧间隙B=0.25。8.3差速器齿轮强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那 样经常处于啮合传动状态，只有当汽车转弯或左、右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮 打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此，对于差速器齿轮，主要 应进弯曲强度计算。2Tc ks km103kvmpd2J n(8.7)式中：n为行星齿轮数，n=4 ；J为综合系数,计算得：cw=824.71MPa<C 呐=980MPa 当 To=min Tce，Tcs时ow=980MPa第9章驱动桥半轴设计9.1全浮式半轴计

54、算全浮式半轴计算载荷可按车轮附着力距计算，即Mm2'（9.1）式中：G2-驱动桥的最大静载荷，G2=9500>9.8=93100N ;rr- 车轮滚动半径，rr=0.493m ;m2 -负荷转移系数，m2' =1.1&-附着系数，© =0.8;3计算得：M盲20195.25采0。9.2半轴的结构设计9.2.1全浮式半轴杆部直径设计全浮式半轴杆部直径可按下式初步选取d=K3M ©（9.2）式中：d-半轴干部直径（mm）；3M 厂-半轴计算转矩（N.mm） , M =20195.25 10;k- 直径系数，取0.2050.218 。计算得：d=55.8359.37mm，取 58mm。9.2.2半轴杆部设计其他要求1）半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的低径，以便使半轴各部分基本达到等强度。2）半轴的破坏形式大多是扭转疲劳损坏，在结构设计时应尽量增大各过渡部分的圆 角半径，尤其是凸缘与杆部、花键与杆部的过渡部分，以减小应力集中。3）当杆部较粗而且外端凸缘也较大时，可采