车辆工程毕业设计论文轻型商用车主减速器设计【全套图纸】

1、目 录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc233715626 摘 要 PAGEREF _Toc233715626 h I HYPERLINK l _Toc233715627 Abstract PAGEREF _Toc233715627 h II HYPERLINK l _Toc233715628 第1章 绪 论 PAGEREF _Toc233715628 h 1 HYPERLINK l _Toc233715629 1.1国内外主减速器行业现状和发展趋势 PAGEREF _Toc233715629 h 1 HYPERLINK l _Toc233715630 1.2本

2、设计的目的和意义 PAGEREF _Toc233715630 h 2 HYPERLINK l _Toc233715631 1.3本次设计的主要内容 PAGEREF _Toc233715631 h 2 HYPERLINK l _Toc233715632 第2章 主减速器的设计 PAGEREF _Toc233715632 h 3 HYPERLINK l _Toc233715633 2.1主减速器的结构型式的选择 PAGEREF _Toc233715633 h 3 HYPERLINK l _Toc233715634 主减速器的减速型式 PAGEREF _Toc233715634 h 3 HYPERL

3、INK l _Toc233715635 主减速器齿轮的类型的选择 PAGEREF _Toc233715635 h 4 HYPERLINK l _Toc233715636 主减速器主动锥齿轮的支承形式 PAGEREF _Toc233715636 h 6 HYPERLINK l _Toc233715637 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法 PAGEREF _Toc233715637 h 7 HYPERLINK l _Toc233715638 2.2主减速器的基本参数选择与设计计算 PAGEREF _Toc233715638 h 8 HYPERLINK l _Toc233715639 主减速比

4、的确定 PAGEREF _Toc233715639 h 8 HYPERLINK l _Toc233715640 主减速器计算载荷的确定 PAGEREF _Toc233715640 h 9 HYPERLINK l _Toc233715641 主减速器基本参数的选择 PAGEREF _Toc233715641 h 11 HYPERLINK l _Toc233715642 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 PAGEREF _Toc233715642 h 15 HYPERLINK l _Toc233715643 主减速器双曲面齿轮的强度计算 PAGEREF _Toc233715643 h 23 HYP

5、ERLINK l _Toc233715644 主减速器齿轮的材料及热处理 PAGEREF _Toc233715644 h 27 HYPERLINK l _Toc233715645 2.3主减速器轴承的选择 PAGEREF _Toc233715645 h 28 HYPERLINK l _Toc233715646 计算转矩的确定 PAGEREF _Toc233715646 h 28 HYPERLINK l _Toc233715647 齿宽中点处的圆周力 PAGEREF _Toc233715647 h 28 HYPERLINK l _Toc233715648 双曲面齿轮所受的轴向力和径向力 PAGE

6、REF _Toc233715648 h 29 HYPERLINK l _Toc233715649 主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择 PAGEREF _Toc233715649 h 30 HYPERLINK l _Toc233715650 2.4本章小结 PAGEREF _Toc233715650 h 34 HYPERLINK l _Toc233715651 第3章 差速器设计 PAGEREF _Toc233715651 h 35 HYPERLINK l _Toc233715652 3.1差速器结构形式的选择 PAGEREF _Toc233715652 h 35 HYPERLINK l _To

7、c233715653 3.2对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 PAGEREF _Toc233715653 h 37 HYPERLINK l _Toc233715654 3.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 PAGEREF _Toc233715654 h 38 HYPERLINK l _Toc233715655 3.4对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 PAGEREF _Toc233715655 h 38 HYPERLINK l _Toc233715656 差速器齿轮的基本参数的选择 PAGEREF _Toc233715656 h 38 HYPERLINK l _Toc233715657 差速器齿

8、轮的几何计算 PAGEREF _Toc233715657 h 40 HYPERLINK l _Toc233715658 差速器齿轮的强度计算 PAGEREF _Toc233715658 h 42 HYPERLINK l _Toc233715659 3.5本章小结 PAGEREF _Toc233715659 h 43 HYPERLINK l _Toc233715660 第4章 驱动半轴的设计 PAGEREF _Toc233715660 h 44 HYPERLINK l _Toc233715661 4.1半轴结构形式的选择 PAGEREF _Toc233715661 h 44 HYPERLINK

9、l _Toc233715662 4.2全浮式半轴计算载荷的确定 PAGEREF _Toc233715662 h 46 HYPERLINK l _Toc233715663 4.3全浮式半轴的杆部直径的初选 PAGEREF _Toc233715663 h 47 HYPERLINK l _Toc233715664 4.4全浮式半轴的强度计算 PAGEREF _Toc233715664 h 47 HYPERLINK l _Toc233715665 4.5半轴花键的计算 PAGEREF _Toc233715665 h 47 HYPERLINK l _Toc233715666 花键尺寸参数的计算 PAGE

10、REF _Toc233715666 h 47 HYPERLINK l _Toc233715667 花键的校核 PAGEREF _Toc233715667 h 49 HYPERLINK l _Toc233715668 4.6本章小结 PAGEREF _Toc233715668 h 50 HYPERLINK l _Toc233715669 结 论 PAGEREF _Toc233715669 h 51 HYPERLINK l _Toc233715670 参考文献 PAGEREF _Toc233715670 h 52 HYPERLINK l _Toc233715671 致 谢 PAGEREF _Toc

11、233715671 h 53 HYPERLINK l _Toc233715672 附录A： PAGEREF _Toc233715672 h 54摘要本设计的任务是设计一台用于轻型商用车上的主减速器，采用单级主减速器，该减速器具有结构简单、体积及质量小且成本低等优点，因此广泛用于各种中、小型汽车上。例如，轿车、轻型载货汽车都是采用单级主减速器，大多数的中型载货汽车也采用这种形式。根据轻型载货汽车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速、发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、汽车构造、机械设计

12、等相关知识，计算出相关的主减速器参数并论证设计的合理性。它功用是：将输入的转矩增大并相应降低转速；当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。本设计主要内容有：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、主减速比的确定、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、全浮式半轴计算载荷的确定、全浮式半轴的直径的选择、全浮式半轴的强度计算、半轴花键的强度计算。全套图纸，加153893706关键词: 主减速比；主动齿

13、轮；从动齿轮；差速器；行星齿轮 AbstractThe design task is to design for a light commercial vehicle on the main reducer, using a single-stage main reducer, the reducer is simple in structure, size and quality of small and low cost, it is widely used in a variety of small and medium-sized car. For example, car, li-g

14、ht truck and are based on single-stage main reducer, the majority of medium-laden vehic-les were also using this form.According to the shape of light truck, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and the maximum speed, the engI-nes maximum p

15、ower, maximum torque, displacement and other important parameters, se-lect the appropriate The main reduction ratio. Based on the above parameters, combined w-ith the car design, automotive theory, automobile construction, mechanical design and oth-er related knowledge, to calculate the relevant par

16、ameters of the main reducer and demon-strate the rationality of the design.Its purpose is to: increase the input torque and lower speed; when the motor home also has a vertical change in the direction of the role of spin torque.The main elements of design are: the main type of gear reducer, speed re

17、ducer forms the main, the main driving gear reducer and the driven bevel gear supporting the form of the determination of the main reduction ratio, the main reducer of the calculation to deter-mine the load, the main reducer Basic parameters of the choice of the main reduce-rgear materials and heat

18、treatment, the calculation of the main bearing reducer, pla-netary gear symmetric conical differential of the differential principle, symmetric co-ne of the structure of planetary gear differential, planetary symmetric cone different-ial gear design, the whole floating axle load calculation to deter

19、mine the whole dia-meter floating axle option, all the strength of floating axle, the axle spline strength calculation.Key words: The main reduction ratio; gear; driven gear; differential; Planetary Gear 绪论国内外主减速器行业现状和发展趋势中国汽车主减速器产业是紧随桑塔纳等合资项目的国产化配套战略成长起来的，发展时间不长。相比跨过公司，我国汽车主减速器企业多年来定位于汽车集团内部配套或服务于地

20、方区域市场，国内竞争不充分，发展明显滞后于整车。主要表现在以下几个方面：一是市场竞争不充分，产业集中度低，企业规模效益普遍不高，不能适应零部件业规模化、低成本的发展要求。二是受体系供应链条的限制，不同地区的主减速器供应体系之间的供应链互相不交叉。三是主减速器供应以外资或合资企业为主，本土企业的专业化水平不高，产品技术含量低。国外汽车主减速器行业现状：一是零部件市场投资集中，易于形成较大经济规模，生产成本降低，利于实现通用化共享平台；二是主减速器企业产品研发投入力度大，便于技术水平提升，形成与主机厂的同步开发能力；三是这种现象导致其他国家主减速器企业跨地区、跨集团的资产重组难以实现上规模、上水平

21、的目标，其后果是其产品的技术水平、生产成本、产品质量以及营销服务网络等与跨国公司的差距进一步拉大。由于新的竞争环境的形成，以欧美日为代表的全球性汽车产业链正在逐步构成一个新型的汽车工业零整关系，我们可以清楚地看到世界汽车零部件企业正纷纷从整车企业中独立出来， 这极大地改变了原有汽车产业的垂直一体化分工协作模式，零部件企业与整车企业形成了对等合作、战略伙伴的互动协作关系。根据Wards AutoWorld的最新调研表明，日本汽车业在近几年来通过建立起一种以追求团队精神和协调意识，运用战略联盟或外包的形式，加强与供应商和承销商之间合作的新型零整体系显得尤为富有成效。经由细致的功能与成本比较，研究自

22、身优势所在，或有可能建立起的竞争优势，并集中力量发展这种优势；同时，从维护企业品牌角度研究企业的核心环节，保留并增强这些环节上的能力，把不具有优势的或非核心的一些环节分离出去，同时不断寻求能与之达到协同的合作伙伴，共同完成价值链的全过程。日本企业的做法，摆脱了“纵向一体化”的负面影响，将资源得以外延，借助零部件企业的资源达到快速响应市场的目的，于是出现了这一新型的“横向一体化”模式。发展趋势：世界汽车工业的全球化重组和我国汽车工业的迅猛发展，使汽车主减速器产业处于快速变化的环境中，我国汽车主减速器企业在发展战略的制定和实施过程中，还会不断出现新的问题，对已有问题的认识也在不断深化。这就要求我们

23、与时俱进，开拓思想，不断提高对问题的认识，及时调整对策措施，从容应对，使企业稳步健康发展。当今世界各国齿轮和齿轮减速器向着六高、二低、二化方向发展的总趋势，即：高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率；低噪声、低成本；标准化和多样化。由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用，齿轮减速器的发展将跃上新的台阶，从经济指标、产业链、宏观政策等多个角度刻画汽车主减速器发展变化，洞察行业发展动向，精确把握发展规律，可见中国本土汽车主减速器存在巨大发展空间。因此，此题目的设计尤为重要。本设计的目的和意义随着加入WTO以来我国汽车市场的进一步开放，跨国汽车集团及零部件供应商纷纷调整

24、了在华战略，将过去相对独立的“中国战略”转变为符合其长远利益和整体利益的“全球战略”，中国市场逐步成为其“全球战略”的重要组成部分，它们对中国市场的投资会进一步加大。可以预见，跨国汽车集团及核心零部件供应商对我国汽车产业的控制力会进一步增强。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

25、展。对主减速器的研究能极大地促进我国的汽车工业的发展。本次设计的主要内容本设计的目标是设计一种轻型商用车的主减速器，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、主减速比的确定、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、全浮式半轴计算载荷的确定、全浮式半轴的直径的选择、全浮式半轴的强度计算、半轴花键的强度计算。主减速器的设计根据轻型载货汽车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径

26、、车辆重量、满载重量以及最高车速、发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、汽车构造、机械设计等相关知识，计算出相关的主减速器参数并论证设计的合理性。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。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i7.6的各种中、小型汽车

27、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(7.60时可取=2.0；汽车满载时的总质量在此取5455 ；该汽车的驱动桥数目在此取1；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(2.3）得：=6211（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （2.4）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取32550N，此数据参考同类车型； 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般

28、轮胎的公路用汽车，可以取=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；车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为7.50-16，则有其滚动半径为0.394m； ，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，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0。所以由公式（2.4）得:=12112（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，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： （2.5）式中：汽车满载时的总重量，在此取54550N;所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算

29、；道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.020；在此取0.018； 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；汽车的性能系数在此取0；，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，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0；该汽车的驱动桥数目在此取1； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为7.50-16，则有其滚动半径为0.394m。所以由式（2.5）得： =2101.5主减速器基本参数的选择（1）主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强

30、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一般不小于6；主传动比较大时，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，和应有适宜的搭配。 （2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小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。可根据经验公式初选，即 （2.6）式中：直径系数，一般取13.016.0；从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者取其值为6221；由式（2.6）得： =（13.016.0）=（239.09294.27）；初选=260 则齿轮端面模数=/=260/35=7

31、.43=357.43=260.05（3）主，从动齿轮齿面宽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=0.155=0.155260.05=38.09mm，小齿轮齿面宽=1

32、.1=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的2030。但当E大干的20时，应检查是否存在根切。E=(0.10.12) =(0.10.12)260.05=26.0131.20mm初选E=30mm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，则为上偏移，在下方时则为下偏移。其中a、b

33、是下偏移，c、d是上偏移。双曲面齿轮的偏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。 （a） （b） （c） （d）图2.7 双曲面齿轮的偏移方式（5）螺旋角的选择双曲面齿轮螺旋角是沿节锥齿线变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，齿面宽中点处的螺旋角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，轮齿强

34、度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于1.25，在1.52.0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3540。主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:=+ （2.7）式中：主动轮中点处的螺旋角，mm；，主、从动轮齿数；分别为8，35；双曲面齿轮偏移距, 30mm；从动轮节圆直径，260.05mm；由式（2.7）得:=+=45.84从动齿轮中点螺旋角可按下式初选:双曲面齿轮传动偏移角的近似值；双曲面从动齿轮齿面宽为38.09mm；=-=45.84-=34.23、从动齿轮和主动齿轮

35、中点处的螺旋角。平均螺旋角=40.04。（6）螺旋方向的选择主、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。图2.8 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力（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

36、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2230或20的平均压力角，在此选用20的平均压力角。主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算（1）大齿轮齿顶角与齿根角图2.9 收缩齿两种形式标准收缩齿（a）和双重收缩齿(b)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

37、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。大齿轮齿顶角和齿根角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及 （2.8） （2.9） （2.10） （2.11） （2.12） （2.13） （2.14） （2.15） （2.16）由（2.12）与（2.13）联立可得: （2.17） （2.18） （2.19） （2.20） （2.21）式中： ,

38、小齿轮和大齿轮的齿数；大齿轮的最大分度圆直径,已算出为260.05mm；大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径；在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距mm；大齿轮齿面宽中点处的齿工作高；大齿轮齿顶高系数取0.15；大齿轮齿宽中点处的齿顶高；大齿轮齿宽中点处的齿跟高；大齿轮齿面宽中点处的螺旋角；大齿轮的节锥角；齿深系数取3.7；从动齿轮齿面宽。所以： 43.820.73 计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和。 （2.22） （2.23） （2.24） （2.25）由式（2.19）与（2.23）联立可得: （2.26） 刀盘名义半径,按表选取为114.30mm 轮齿收缩系数当为正数时,为倾根锥母线收缩齿，应按倾根

39、锥母线收缩齿重新计算及。按倾根锥母线收缩齿重新计算大齿轮齿顶角及齿跟角。 （2.27） （2.28） （2.29） （2.30） 由式（2.27）与（2.28）联立可得: （2.31） （2.32）大齿轮齿顶高系数取0.15倾根锥母线收缩齿齿根角齿顶角之和（2）大齿轮齿顶高 （2.33） （2.34）大齿轮节锥距由式（2.33），（2.34）得：（3）大齿轮齿跟高 （2.35）大齿轮齿宽中点处齿跟高由式（2.35）得：（4）径向间隙（5）大齿轮齿全高（6）大齿轮齿工作高（7）大齿轮的面锥角（8）大齿轮的根锥角（9）大齿轮外圆直径（10）小齿轮面锥角（11）小齿轮的根锥角（12）小齿轮的齿顶高和

40、齿根高齿顶高:齿根高； 表2.2 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表序 号项 目符号数值1主动齿轮齿数82从动齿轮齿数353端面模数7.54主动齿轮齿面宽41.90 mm5从动齿轮齿面宽38.09 mm6主动齿轮节圆直径60.00 mm7从动齿轮节圆直径262.5mm8主动齿轮节锥角12.889从动齿轮节锥角77.1210节锥距 133.31mm11 偏移距30mm12主动齿轮中点螺旋角 45.8413从动齿轮中点螺旋角34.2314平均螺旋角40.0415刀盘名义半径114.30mm16从动齿轮齿顶角1.1217从动齿轮齿根角6.3418主动齿轮齿顶高5.75mm19从动齿轮齿顶高1.77

41、mm20主动齿轮齿根高7.26mm21从动齿轮齿根高 11.84mm22螺旋角3523径向间隙 1.51mm24从动齿轮的齿工作高11.5mm25主动齿轮的面锥角18.81 26从动齿轮的面锥角78.2427主动齿轮的根锥角11.5228从动齿轮的根锥角70.7829最小齿侧间隙允许值0.175mm主减速器双曲面齿轮的强度计算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。1、齿轮的损坏形式及寿命齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响

42、因素分述如下： （1）轮齿折断 主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。 = 1 * GB3 疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。 = 2 * GB3 过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合

43、要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。 为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。 （2）齿面的点蚀及剥落 齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不

44、足而引起的。 = 1 * GB3 点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。 = 2 * GB3 齿面剥落：发生在渗碳等表

45、面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。（3）齿面胶合 在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是

46、改善润滑条件等。（4）齿面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为20万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。 2、实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有

47、关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩Tec和最大附着转矩Tcs并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。 主减速器双曲面齿轮的强度计算（1） 单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 Nmm (2.36)式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，N； 从动齿轮的齿面宽，在此取38.09mm. 按发动机最大转矩计算时 Nmm （2.37）式中：发动机输出的最大转矩，在此取300； 变速器的传动比在此取4.

48、3； 主动齿轮节圆直径，在此取59.43mm；按式（2.36）得： Nmm在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%25%。经验算以上数据在许用范围内。（2）轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 N/ （2.38） 式中：该齿轮的计算转矩，Nm,Nm; 超载系数；在此取1.0;尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当时，在此0.829载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.10式式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值;质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动

49、精度高时，可取1.0; 计算齿轮的齿面宽38.09mm;计算齿轮的齿数8;端面模7.5mm;计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数、载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。参照图2.10取=0.28图2.10 计算用弯曲综合系数按Nm计算疲劳弯曲应力135 N/ 210 N/ 按 Nm计算疲劳弯曲应力479 N/ 700 N/所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 (3) 轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为 N/ (2.39)式中：主动齿轮的计算转矩；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6/mm; ，见式(2.

50、38)下的说明; 尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1.0; 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0; 计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图2.11选取=0.17。图2.11 接触计算用综合系数按计算：=2027 2800N/按计算：=1109 1750N/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

51、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：a.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；b.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c.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； d.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

52、造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi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5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数8时为2945HRC11。由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑3。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可

53、以显著降低，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5。主减速器轴承的选择计算转矩的确定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向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算: (2.40)式中：发动机最大转矩，在此取300Nm；，变速器在各挡的使

54、用率，可参考表表2.4选取；，变速器各挡的传动比； ，变速器在各挡时的发动机的利用率。经计算为261主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径mm齿宽中点处的圆周力 ZN (2.41)式中： 作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩。d1m该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。按(2.41)计算主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 Z =10.38KN双曲面齿轮所受的轴向力和径向力图2.12 主动锥齿轮齿面的受力图如图2.12，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F 为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，F分解成两个相互垂直的力F和，F垂直于

55、OA且位于OOA所在的平面，位于以OA为切线的节锥切平面内。在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力。F与之间的夹角为螺旋角，F与之间的夹角为法向压力角，这样就有： （2.42） （2.43） （2.44）于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为 （2.45） （2.46）由式（2.45）可计算 10.80KN由式（2.46）可计算=2.06KN主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支

56、承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷7。对于采用悬臂式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承载荷，如图2.13所示。图2.13 主减速器轴承的布置尺寸(1)主动齿轮轴承的选择初选 a=65,b=40轴承A，B的径向载荷分别为 （2.47） （2.48）已知 =10.80KN，=2.06KN，a=65mm,b=40mm, 所以由式（2.47）和（2.48）得:轴承A的径向力 轴承B的径向力KN轴承A，B的径向载荷分别为 KN 对于轴承A，承受轴向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=XR+YA （2.49）式中： Q当量动载荷 X径

57、向系数 Y轴向系数 此时X=0.4，Y=1.96所以Q=16.830.4+10.81.9=27.25根据公式： (2.50)式中: 为温度系数，在此取1.0;为载荷系数，在此取1.2寿命指数，取=所以=2.70310s假设汽车行驶十万公里大修，对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的主动锥齿轮轴承的计算转速为 (2.51)式中： 轮胎的滚动半径为390mm n轴承计算转速 汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取3035 km/h，在此取35km/h。所以有上式可得=238.72 r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (2.52) 式中: 轴承的计算转速，r/min。由

58、上式可得轴承A的使用寿命代入公式(2.49)得 C=97.86KNA轴承选 32307 GB/T 297-946对于轴承B，承受径向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=XR+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 Q=7.02KN根据公式(2.49)得 C=25.66KNB轴承选 30208 GB/T 297-946（2）从动齿轮轴承的选择初选c=75mm,d=85mm.KN从动齿轮轴向力 (2.53)从动齿轮中点螺旋角，其值为34.23；从动齿轮根锥角，其值为70.78。KN从动齿轮径向力 KN从动轮齿宽中点处分度圆直径mm对于轴承C,径向力 (2.54)KN轴向力

59、当量动载荷 Q=XR=YA 其中e=0.36此时X=1,Y=0, 所以Q=9.42KN。根据公式(2.49)得： C=28.56KN选取30210圆锥滚子轴承6。对于轴承D,径向力 (2.55)KN轴向力FAc=0当量动载荷 Q=XR=YA e=0.36此时X=1,Y=0, 所以Q=6.47KN。根据公式(2.49)得 C=24.52KN轴承D选取30210圆锥滚子轴承6。本章小结本章介绍了单级减速、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主减速器的减速形式，由于本车是轻型载货汽车，通过对比决定采用单级主减速器；然后对采用何种齿轮类型进行了讨论，最后根据实际情况决定采用双曲面

60、齿轮。以上问题解决后，对齿轮的具体参数进行了设计计算，并对其进行了校核。校核合格以后，进行了轴承的选择和校核。 差速器设计差速器结构形式的选择汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨