毕业设计说明书修正版

1、广西科技大学2011届毕业设计说明书毕业设计说明书车型基本参数最大功率/转速：56.7kw/38004000r/min最大扭矩：175N.m/22002500r/min最高车速：90km/h直接档变速器各档速比 一档6.09 二档3.09 三档1.71 四档1.00倒档 4.95轮胎规格：6.50-16 驱动形式：后轮驱动（4x2）整车尺寸：4750X1900X2130mm装载质量：2280kg汽车总质重：4280kg整车整备质量：2000kg最小离地间隙：200mm前后轮距：1728/1697mm轴距：2800mm轴荷分配：满载：前后轴荷：1498/2782空载：前后轴荷：1100/900第

2、一章 绪论1.1毕业设计选题的目的和意义随着时代的发展，汽车已经成为了人们出行的主要交通工具，汽车性能的好坏，直接影响到人们出行的心情，而主减速器又是汽车中不可或缺的重要组成部分，所以市场对主减速器的质量要求越来越高。目前，虽然国内的减速器行业初具规模，已经能生产各种规格和型号的减速器了，但技术依然跟国外有着相当大的差距。在信息技术时代的今天，国内减速器行业的发展依然困难重重，唯有创新，才能加快发展步伐，才能将国内的技术水平提升到一定的高度。因此，对汽车主减速器的研究，对我国汽车工业的发展有着极大的意义。 通过对汽车主减速器的设计与计算，使我对综合运用所学的基础理论、专业知识有了更好的认识和巩

3、固，培养了我对汽车设计的基本技能研究和处理问题的能力，为将来踏入汽车行业奠定扎实的基础。1.2 驱动桥简介驱动桥位于汽车传动系统的末端，主要由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。其功用是：将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动轮，实现降低转速、增大转矩；通过主减速器锥齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮的差速作用，保证内、外侧车轮以不同转速转向。驱动桥是汽车传动系中的主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性能的好坏。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。主减速器：降低由传动轴传来的转速并增大扭矩。差速器：在两输出轴

4、间分配转矩并保证两输出轴可能以不同的转速旋转。半轴：接受并传递转矩到两边驱动车轮。驱动桥壳：支承汽车整体质量，并承受由车轮传来的由路面不平引起的反力和反力矩，并经悬架传递给支架或车身。驱动桥设计应当满足如下基本要求：1. 所选择的主减速比应能保证汽车在给定条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。 2. 外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性要求。 3. 齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。4. 在各种转速和载荷下具有高的传动效率。5. 在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。6. 与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协

5、调。7. 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。1.3 驱动桥结构型式及选择驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式(或称为整体式)，即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主减速器、差速器及车轮传动装置(由左、右半轴组成)都装在它里面。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动；当车轮采用独立悬架时，驱动桥应为断开式。现把它们各自的结构特点分析（

6、如：表1-1）：表1-1驱动桥结构型式及选择形 式断开式驱动桥非断开式驱动桥特点结构特点桥壳分段，彼此之间用铰链连接，可作相对运动；主减速器、差速器等固定在支架或车身上，两侧驱动轮通过独立悬架与支架或车身连接，两轮可彼此独立地相对于支架或车身上下跳动桥壳是一根支承在左、右驱动轮上的刚性空心梁，而主减速器、差速器和半轴等传动部件都装在其内；整个驱动桥通过悬架与支架或车身连接优点减低簧下质量从而改善汽车通过性，提高行使平顺性，平均车速提高。降低车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命。与地面接触良好，抗侧滑能力提高，汽车的持纵稳定性更好结构简单，制造工艺性好，成本低，工作可靠，维修和调整容易缺

7、点结构复杂，成本较高簧下质量大，对降低动载荷不利，平顺性差，Hmin小，通过性不好应用越野车、轿车各种货车、客车及多数越野车和部分轿车选 取断开式驱动桥第二章驱动桥主减速器设计2.1 主减速器设计主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转的方向的作用。主减速器的齿轮主要有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗杆蜗轮等形式2.1.1 主减速器结构方案分析1）主减速器的简介主减速器的功用是将传动轴输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时具有改变转矩旋转方向的作用。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。主减速器一般根据所

8、采用的齿轮型式、主动和从动齿轮的装置方法以及减速型式的不同而互异。2.2主减速器的形式的选择分析 为了满足不同的使用要求，对车辆要求使用的主减速器的形式也有所不同。按参加减速传动的齿轮副数目可分为单级主减速器和双级主减速器。单级主减速器多采用一对弧齿锥齿轮或双曲面齿轮传动。广用于主传动比i07的汽车上。乘用车、质量较小的商用车都采用单级主减速器，它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点双级主减速器的主要结构特点是由两级齿轮减组成的主要减速器。在保证离地间隙的同时可得到较大的传动比，i0一般为712；但器尺寸、质量均较大，结构复杂，制造成本也显著增加，因此主要用在总质量较大的商用车上。

9、由于此次设计的车型总质量比较轻，主减速比远小于7，所以选择单级主减速器方案单级主减速器传动形式主要有四种：螺旋锥齿轮传动、双曲面齿轮传动、圆柱齿轮传动和蜗轮蜗杆传动。它们的传动形式如图（1-1）：a）螺旋齿轮传动 b）双曲面齿轮传动 c）圆柱齿轮传动 d）蜗杆传动1）双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E（偏移距），由于偏移距的存在，使主动齿轮螺旋角1大于从动齿轮螺旋角2，从而使双曲面齿轮传动比大于相同尺寸的螺旋锥齿轮传动比。2）螺旋锥齿轮传动而是逐渐从一端连续平稳地转移向另一端，另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对

10、以上的轮齿同时齿合，所以它工作平稳，能承受较大的负荷，制造也简单。但在工作中噪声大，对齿合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大而噪声增大。为保证齿轮副的正确齿合，必须将支承轴承预紧，提高了支承刚度，增大壳体刚度。3）蜗杆蜗轮传动蜗杆蜗轮传动比较大（i07）在任何转速使用下均能工作非常平稳且无噪声，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，结构简单，折装方便，调整容易。但制造成本高，传动效率低，应用于重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。4）圆柱齿轮传动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和双

11、级主减速器置通式驱动桥。通过以上的一些参数对比，有如下结论：1）当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。2）当传动比一定时，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋。锥齿轮有较大的直径，较高的齿轮强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。3）当传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮较小，因而有较大的离地间隙4）在工作工程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可以改变论齿的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。5）由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角，这样同时啮合

12、的齿数多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30%。6）双曲面齿轮传动的主动齿轮直径和螺旋角都很大，所以相啮合齿轮的当量。曲率半径较相应的螺旋锥齿轮大，其结果使齿面的接触强度提高。7）双曲面齿轮主动齿轮的螺旋角变大，则不产生根切的最小齿数可减少，所以选用较少的齿数，有利于增加传动比。综上所述，故此次设计选择双曲面传动方案2.3主减速器齿轮的支承方式现代汽车中主减速器主动锥齿轮支承有两种形式：悬臂式和跨置式支承。 悬臂式支承 跨置式支承悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的主减速器上。跨置式支承的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承，这样可大大增加支承刚度

13、，又使轴承符合刚度减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的轴承能力高于悬臂式，此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳上有支承导向轴承所需要的轴承座，使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈，它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。故此次设计选用跨置式支承2.4从动锥齿轮的支

14、承选择从动锥齿轮的支承(下图a)，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及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。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主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，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续

15、变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图（1-3c）所示。图1-3a-b从动锥齿轮辅助支承 图1-3c 主、从动锥齿轮的许用偏移量2.5主减速器轴承的预紧 为了减小在锥齿轮传动过程中产生的轴向力所引的齿轮轴的轴向位移，以提高轴的支承刚度，保证锥齿轮的正常啮合，装配主减速器时，圆锥滚子轴承应有一定的装配预紧度。但是过紧，则传动效率低，且加速磨损。工程上用预紧力矩表示预紧度的大小。预紧力矩的合理值应该依据试验确定。对于主动锥齿轮轴承的预紧力矩一般为13Nm。主动锥齿轮圆锥滚子轴承的预紧度的调整，可利用调整垫片厚度的方法，调整时转动叉形凸缘，如发现预紧度过紧则增加垫片的总厚度；反之减小垫片的

16、总厚度。支承差速器壳的圆锥滚子轴承的预紧度的调整，可利用轴承外侧的调整螺母或主减速器壳与轴承盖之间的调整垫片来调整。2.6锥齿轮啮合的调整 锥齿轮啮合的调整是在圆锥滚子轴承预紧度调整之后进行的。它包括齿面啮合印迹和齿侧间隙的调整。（1）齿面啮合印迹的调整，首先在主动锥齿轮轮齿上涂以红色颜料，然后用手使主动齿轮往复转动，于是在从动锥齿轮轮齿的两工作面上便出现红色印迹。若从动锥齿轮轮齿正转和逆转工作面上的印迹位于齿高的中间偏于小端，并占齿面宽度并占齿面宽度的60%以上，则为正确啮合。正确啮合的印迹位置可通过主减速壳与主动锥齿轮轴承座之间的调整垫片的总厚度而获得。（2）啮合间隙的调整方法是拧动支承差

17、速器壳的圆锥滚子轴承外侧的调整螺母，以改变从动锥齿轮的位置。轮齿啮合间隙应在0.150.40mm范围内。为保持已调好的差速器圆锥滚子轴承预紧度不变，一端调整螺母拧入的圈数应等于另一端调整螺母拧出的圈数。若间隙大于规定值，应使从动锥齿轮靠近主动锥齿轮，反之离开。2.7润滑 双曲面齿轮工作时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜易被破坏，为减少摩擦，提高效率，必须使用含有防刮伤添加剂的双曲面齿轮油。主减速器壳中所储齿轮油，靠从动锥齿轮转动时甩溅到各齿轮、轴和轴承上进行润滑。为保证主动齿轮轴前端的两个圆准滚子轴承得到可靠润滑，需在主减速器壳体中铸出进油道和回油道。当齿轮转动时，飞溅起的

18、润滑油从进油道通过轴承座的孔进入两圆锥滚子轴承大端的润滑油经回油道流回主减速器内。加油孔应设在加油方便之处，放油孔应设在桥壳最低处。差速器壳应开孔使润滑油进入，保证差速器齿轮和滑动表面的润滑。在主减速壳体上必须装有通气塞，以防止壳体内温度过高使气压过大导致润滑油渗漏。2.2 确定双曲面锥齿轮的主减速器速比i0 i0=0.377RrNpvamaxigh=0.3770.35738008515.68 式中： Rr 车轮滚动半径为0.357m； Np 发动机最高转速3800r/min； vamax最高车速90km/h； igh 最高档传动比，igh=1;2.3主减速器齿轮计算载荷的确定 汽车主减速器锥

19、齿轮有格里森和奥利康两种切齿方法，这里仅介绍格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。2.3.1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TceTce=kdTemaxki1ifi0n式中： kd 由于猛接离合器而产生的超载系数，该车取1； Temax发动机最大转矩，此车为175N.m n 驱动桥数目，取1； k 液力变矩器变矩系数，取1； i1 变速器一档的传动比，取6.09 if 分动器速比为1； i0 主减速器速比，取5.68; 发动机到主减速器的传动效率，取94%； Tce=kdTemaxki1ifi0n即 Tce=117516.0915.6894%1=5 690.25N.m2

20、.3.2 按发动机打滑转矩来确定从动锥齿轮计算载荷Tcs Tcs=G2m2rrimm式中： G2单个驱动桥的最大轴载质量，该车为G2=22809.8=22 344N m2汽车最大加速度时的驱动桥质量转移系数，m2查表为1.22 轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取0.85； im主减速从动锥齿轮到驱动轮之间的减速比，取1； rr 车轮滚动半径，为0.357m； m 主减速器从动锥齿轮到驱动轮之间的传动效率，为0.98； Tcs=G2m2rrimm 即： Tcs=22 3441.20.850.35710.98=8 302.39N.m2.3.3 按日常行驶转矩Tcf确定从动锥齿

21、轮计算载荷Tcf Tcf=Garrimmn(fR+fH+fi) 式中： Ga汽车总质量若有挂车，则要包括挂车的质量，该车是41 944N； rr车轮滚动半径，该车是0.357m； im从动锥齿轮到驱动轮之间的减速比，该车是1； m从动锥齿轮到驱动轮之间的传动效率，该车是0.984; n 驱动桥数目，该车驱动桥数目为1； fH汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常，轿车取0.08； 载货汽车和城市公共汽车取0.050.09；长途公共汽车取0.060.10； 越野汽车取0.090.30。该车取0.06； fi性能系数，若发动机的最大使用转矩Memax,Nm 当GaTemax82时 fi=16-0.

22、195GaTemax10-2； 当GaTemax82时 fi=0.3；这里fi=0 fR 道路滚动阻力系数，计算时轿车取f=0.0100.015；载货汽车取 0.0150.020；越野汽车取0.0200.035；该车取0.015. 将以上各参数代入公式可得：Tcf=419440.35710.9810.015+0.06+0=1 145.97Nm 当计算锥齿轮的最大应力时，计算转矩Tc取前面两种的较小值，即Tc=minTce,Tcs 当计算锥齿轮的疲劳寿命时，Tc取Tcf。2.3.4主动锥齿轮的计算转矩Tz Tz=Tci0G 式中：i0-为主减速比，i0=5.68； Tz-主动锥齿轮的计算转矩，单

23、位Nm； Tc-从动锥齿轮的计算转矩，单位Nm； G-由于是双曲面齿轮副且i06，所以本次G取0.90； 当计算锥齿轮的疲劳强度时，计算转矩Tz=224.17Nm； 当计算锥齿轮的最大应力时，计算转矩Tz=1 113.12Nm；2.4主减速器双曲面锥齿轮的主要参数选择与确定 主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms、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、法向压力角等。 表6-4 载货汽车驱动桥主减速器主动锥齿轮齿数传动比（Z2/Z1）推荐主动锥齿轮最小齿数Z1主动锥齿轮的允许范围Z11.501.7514121

24、61.752.001311152.002.501110132.503.00109113.003.50109113.504.00109114.004.5098104.505.008795.006.007686.007.506577.5010.00556初选z1=7，即z2=75.68=39.76，取z2=40。2.4.1主从动锥齿轮齿数z1、z2的选择 对于单级主减速器，增加尺寸D2会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小D2 又 不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。 D2可根据经验公式初选，即 D2=KD23Tc 式中：D2 -从动锥齿轮的大端分度圆直径，单位mm； KD2-

25、直径系数，一般为13.015.3，这里取KD2=15; Tc-从动锥齿轮的计算转矩，Tc=minTce,Tcs; D2=15 35690.25=267.79mm 取D2=270mm 从动锥齿轮节圆直径D2选定后，可按msm=D2z2 计算锥齿轮的大端端面模数。 ms=D2z2=270/40=6.75mm 算出端面模数后可用下式校核： ms=Km3Tc 式中：ms-齿轮大端端面模数； Km-模数系数，取Km=0.30.4; Tc -从动齿轮计算转矩； ms=0.30.435690.25=5.397.14mm 即齿轮大端端面模数符合要求。 综上所述，最终选择从动锥齿轮的端面模数ms=7mm。 所以

26、，主动锥齿轮的大端分度圆直径D1=77=49mm。 2.4.2双曲面齿轮齿宽b2的选择通常推荐圆锥齿轮与双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽b2为其节锥距0A的0.30倍，即b2=0.300A,且b210m。对于汽车工业，主减速器圆弧齿锥齿轮推荐采用: b2=0.155D2式中：d2从动齿轮节圆直径。 b2=0.155270=41.85mm在这里，取b2=42mm主动双曲面齿轮齿面宽b1=1.1b2=1.14246mm 齿面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。齿面宽大于上述规定，不但不能提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难。因为齿面宽的加大只能从延长小端着手，轮齿延长的结果使小端齿沟变窄，结

27、果使切削刀头的顶面宽或刀盘刀顶距过窄及刀尖的圆角过小，这样不但减小了齿根圆角半径从而加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。如果在安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时负荷集中于轮齿小端，则易引起小端的过早损坏和疲劳。另外，齿面宽过大也会引起装配空间的减小。2.4.3双曲面小齿轮偏移距及偏移方向的选择选择E值时应考虑到：E值过大，将导致齿面纵向滑动增大，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。一般对于中、大型货车E(0.100.12)d2。另外，主传动比越大，则E也越大，但要保证齿轮不发生根切。 E(0.100.12)D2=（0.100.12）

28、270=(27.0032.40)mm；取E=30mm。双曲面齿轮的偏移方向定义为：由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿动在从动齿轮中心线上方，则为上偏移，在从动齿轮中心线下方则为下偏移。在双曲面锥齿轮传动中，小齿轮偏移距E的大小及偏移方向是双曲面锥齿轮传动的重要参数。为了增加离地间隙，本设计方案中小齿轮采用上偏移。2.4.4螺旋角的选择螺旋角是沿节锥齿线变化的，大端的螺旋角0较大，小端的螺旋角i较小，齿面宽中点处的螺旋角m称为齿轮的中点螺旋角，也是该齿轮的名义螺旋角。由于偏移距的存在，使主、从动齿轮的名义螺旋角不相等，且主动齿轮大于从动齿轮的。它们之差称为偏移角。

29、选择齿轮螺旋角时，应该考虑它对重合度mF、齿轮强度和轴向力的大小的影响。螺旋角应足够大以使mF不小于1.25。因mF越大，传动就越平稳，噪音就越低。当mF2.0可得到很好的效果。但螺旋角过大会引起轴向力也过大，因此应有一个适当的范围。双曲面齿轮大小中点螺旋角的平均值多在m=3540范围内。“格里森”制推荐用下式来近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值： 1=25+5(Z2Z1 )+90ED2式中： 1-主动锥齿轮的名义螺旋角的预选数值； Z1、Z2主、从动齿轮的齿数； E-双曲面齿轮的偏移距，单位mm； D2-从动齿轮的分度圆直径，单位mm； 1=25+5(407 )+9030270=47确定从动齿

30、轮的名义螺旋角： 2=1-式中： -双曲面齿轮的传动偏移角的近似值； sinED22+b22 E-双曲面齿轮的偏移距，单位mm； D2-双曲面从动齿轮的分度圆直径，单位mm； b2- 双曲面的从动齿轮的齿面宽； sin302702+402=0.19; =11 所以 2=47-11=36 双曲面锥齿轮传动的平均螺旋角为： =1+22=47+362422.4.5螺旋方向的选择双曲面的齿轮的螺旋方向指的是轮齿节锥线的曲线弯曲方向，分为“左旋”和“右旋”两种。判断左右旋向时应从锥齿轮的锥顶对着齿面看去，如果轮齿从小端至大端的走向为顺时针方向则称为右旋，反时针则称为左旋。主、从动齿轮的螺旋方向是相反的。

31、与上偏移相对应，主动齿轮的螺旋方向为右旋，从动齿轮为左旋。7.法向压力角的选择加大法向压力角可以提高轮齿的强度、减少齿轮不发生根切的最少齿数。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，并使齿轮端面重叠系数下降。所以对于轻负荷齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳、噪声低。对于双曲面齿轮来说，虽然大齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但小齿轮两侧的压力角是不相等，因此，其压力角按平均压力角考虑。在车辆驱动桥主减速器的“格里森”制双曲面齿轮传动中，货车选用20的平均压力角。2.5有关双曲面锥齿轮设计计算方法及公式表2-1中的第（65）项求得的齿线曲率半径rd与第（7）项选定的刀盘半径rd

32、之差不应超过dr值的1。否则需要重新试算。表2-1圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算用表序号计算公式数值注释(1)z17(2)z243(3)(1)(2)(4)F(5)E(6)D2(7)rd(8)1(9)tan1(10)cot1i=1.2(3)(11)sin2i(12)Rm2=6-(4)(11)2.0(13)sini=(5)(11)(12)(14)cosi(15)14+9 (13)(16)3 (12)(17)Rm1=(15)(16)(18)TR=0.021+1.06或TR=1.30(19)1210+(17)(20)tan=(5)(19)(21)1.0+(20)2(22)sin=(20)(21)(23

33、)(24)sin2=5-(17)(22)12(25)tan2(26)tan1x=(22)(25)(27)cos1x(28)sin2=(24)(27)(29)cos2(30)tan1x=15-(29)(28)(31)289-30(32)(3)(31)(33)sin1=24-(22)(32)(34)tan1(35)tan1=(22)(34)(36)1(37)cos1(38)sin1=(33)(37)(39)1(40)cos1(41)tan1=15+31-(40)(38)(42)1(43)cos1(44)1=42-(39)(45)cos2(46)tan2(47)cos2=(22)(33)(48)2(

34、49)sin2(50)cos2(51)17+(12)(32)(37)(52)(12)(50)(53)51+(52)(54)(12)(45)(49)(55)(43)(51)(35)(56)-tan01=4155-(46)(54)(53)(57)-01(58)cos01(59)(41)(56)(51)(60)(46)(56)(52)(61)(54)(55)(62)54-(55)(61)(63)56+60+(62)(64)41-(46)(63)(65)rd=(64)(58)(66)(7)(65)(67)350;1.0-(3)(68)(5)(34)-1735;(35)(37)(69)37+(40)(6

35、7)1(70)Zm=(49)(51)(71)z=1247-(70)(72)Am=(12)(49)(73)A0=0.5(6)(49)(74)73-(72)(75)hgm=k(12)(45)(2)(76)(12)(46)(7)(77)(49)(45)-(76)(78)i(79)sini(80)i2=(78)2.0(81)cosi2(82)tani2(83)(77)(82)(84)D=10 560(83)(2)(85)Ka(86)Kb=1.150-(83)(87)hm2=(75)(85)(88)hm2=7585+0.05(89)(90)sin2(91)(92)sin2(93)h2=87+(74)(9

36、0)(94)h2=88+(74)(92)(95)C=0.15075+0.05(96)h=93+(94)(97)h=96+(95)(98)02=48+(89)(99)sin02(100)cos02(101)R2=84-(91)(102)sinR2(103)cosR2(104)cotR2(105)d02=(93)(50)0.5+(6)(106)70+(74)(50)(107)x02=106-(93)(49)(108)7290-(87)(99)(109)7292-(88)(102)(110)z071-(108)(111)zR=71+(109)(112)12+70(104)(113)sin(5)(11

37、2)(114)cos=1-(113)2(115)tan=(113)(114)(116)sin01=(103)(114)(117)01(118)cos01(119)tan01(120)102111+(95)(103)(121)G0=5113-(120)(114)(122)tan=(38)(67)1(69)(123);cos(124)=39-1231;cos(125)1=117-36;cos1(126)11367r-(68)r(127)(123)r(125)r(128)(68)1+(87)(68)r(129)(118)(125)r(130)74 (127)(131)B0=128+130129+(7

38、5)(126)(132)4127-(130)(133)B1=128-132129+(75)(126)r(134)121+(131)(135)d01=(119)(134)0.5(136)(70)(100)(99)+(12)(137)sin0=(5)(136)(138)0(139)cos0(140)99110+(95)(100)(141)GR=5137-(140)(139)(142)sinR1=(100)(139)(143)R1(144)cosR1(145)tanR1(146)Bmin(147)Bmax(148)90+(92)(149)96-(4)(148)(150)Ai=73-(4)2.6主减速

39、器双曲面齿轮的强度计算2.6.1单位齿长上的圆周力主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其轮齿上单位齿长上的圆周力来估算，即 P=Fb2 式中：P-作用在齿轮上 的单位齿长圆周力； F-作用在齿轮上的圆周力； b2 -从动齿轮齿宽面； 按发动机最大转矩计算： P=2TemaxigD1b2103 式中： ig -变速器一档传动比，ig1=6.09 , ig4=1.00； Temax-发动机最大转矩175Nm； D1 -主动锥齿轮中点分度圆直径,D1=49mm； b2 -从动齿轮齿宽面42mm；一档 P=21756.094942103=1 035.711429N/mm直接档 P=21751.00494

40、2103=170.07250N/mm表3-3 许用单位齿长上的圆周力 参数汽车类别p/(Nmm-1)（按发动机最大转矩计算时）p/(Nmm-1)（按驱动轮打滑转矩计算时）轮胎与地面的附着系数一档二挡直接挡轿车8935363218930.85载货汽车142925014290.85公共汽车9822140.86牵引汽车5362500.65 按轮胎的最大附着力矩计算 p=2G2rrD2b2103=222 3440.850.35710327042=1195.82NmP 综合以上计算所得，本次设计满足设计要求。2.6.2汽车主减速器双曲齿轮轮齿的计算弯曲应力为 w=2Tck0kskmkvmsb2D2JW1

41、03 式中 Tc-为从动锥齿轮的计算转矩； k0 -超载系数,一般取1； ks-尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸、热 处理等有关，当端面模数m1.6mm时，ks=4ms25.4=0.72; km-齿面载荷分配系数，当两个齿轮均用跨置式支承形式时， km=1.01.1,取km=1.1; kv 质量系数，它与齿轮精度及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载 荷的影响有光关，接触好、周接及同心度准确时，取kv=1.0; ms 端面模数，取6.35mm; D2-为所讨论齿轮的大端分度圆直径,270mm； b2 -计算齿轮的齿面宽 取为42mm； Jw-齿轮的轮齿弯曲应力综合系数,查表得0.28 1

42、）按Tc=min（Tce，Tcs）计算所得的最大弯曲应力w=25690.2510.721.1031.07270420.28=368.66Mpaw 此计算结果满足设计要求； 2）按Tcf计算的疲劳接触应力 w=21145.9710.721.01031.07270420.28=74.24Mpa8时为2945HRC。当m8时为3245HRC。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的传动副在热处理及精加工后均予以厚度为0.0050.020mm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

43、能提高寿命达25。对于滑动速度高的齿轮，为了滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时的温度低，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。本设计中主减速器主、从动齿轮材料均采用20CrMnTi。第3章 差速器设计3.1 差速器功用的阐述差速器的功用是当汽车转弯行驶或在不平路面上行驶时，使左右驱动车轮以不同的角速度滚动，以保证两侧驱动轮与地面间作纯滚动运动。当汽车转弯行使时，内外两侧车轮中心在同一时间内移过的曲线距离显然不同，即外侧车轮移过的距离大于内侧车轮，若两侧车轮都固定在同一刚性转轴上，两轮角速度相等，则此时外轮必然是边滚动边滑移，内轮必然是边滚动边滑转。同样，汽车在不平路面上直线行驶