重型汽车双级主减速器设计

【关键字】设计

1引言

1.1概述

主减速器是汽车驱动桥中的重要部件。驱动桥主要包括主减速器总成、差速器、驱动桥壳

等。主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵向布置时还具有改

变旋转方向的作用。为满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。按参加减速传

动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器，在双级式主减速器中，若第二级减

速器齿轮有两对，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称为轮边减速器。按主减

速器传动比挡数分，有单速式减速器和双速式减速器，前者的传动比是固定的，后者有两个传

动比供驾驶员选择，以适应不同行驶条件的需要。按齿轮副结构形式分，减速器有圆柱齿轮式、

圆锥齿轮式和准双曲面齿轮式等。

1.2主减速器发展趋势

20世纪70—80年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结

合。通用减速器的发展趋势如下：

①高水平、高性能。圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿，承载能力提高4倍以上，体积

小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。

②积木式组合设计。基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件通用性和互换性强，系

列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。

③型式多样化，变型设计多。摆脱了传统的单一的底座安装方式，增添了空心轴悬挂式、

浮动支承底座、电动机与减速器一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。

促使减速器水平提高的主要因素有：

①理论知识的日趋完善，更接近实际（如齿轮强度计算方法、修形技术、变形计算、优

化设计方法、齿根圆滑过渡、新结构等）。

②采用好的材料，普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控制水平提高。

③结构设计更合理。

④加工精度提高到ISO5-6级。

⑤轴承质量和寿命提高。

⑥润滑油质量提高。

自20世纪60年代以来，我国先后制订了JB1130—70《圆柱齿轮减速器》等一批通用减

速器的标淮，除主机厂自制配套使用外，还形成了一批减速器专业生产厂。目前，全国生产减

速器的企业有数百家，年产通用减速器25万台左右，对发展我国的机械产品作出了贡献。

20世纪60年代的减速器大多是参照苏联20世纪40-50年代的技术制造的，后来虽有所

发展，但限于当时的设计、工艺水平及装备条件，其总体水平与国际水平有较大差距。

改革开放以来，我国引进一批先进加工装备，通过引进、消化、吸收国外先进技术和科

研攻关，逐步掌握了各种高速和低。

速重载齿轮装置的设计制造技术。材料和热处理质量及齿轮加工精度均有较大提高，通

用圆柱齿轮的制造精度可从JB179-60的8-9级提高到GB10095-88的6级，高速齿轮的制

造精度可稳定在4-5级。部分减速器采用硬齿面后，体积和质量明显减小，承载能力、使用

寿命、传动效率有了较大的提高，对节能和提高主机的总体水平起到很大的作用。

我国自行设计制造的高速齿轮减（增）速器的功率已达42000kW，齿轮圆周速度达150m/s

以上。但是，我国大多数减速器的技术水平还不高，老产品不可能立即被取代，新老产品并存

过渡会经历一段较长的时间。

1.3汽车主减速器的作用组成及分类

主减速器的作用

汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠

变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮

的半径比也就越大。换句话说，也就是变速箱的尺寸也会越大。另外，转速下降，而扭矩必然

增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，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，可使主减速器前面的传动部件如变速箱、分动器、万向传

动装置等传递的扭矩减小，也可使变速箱的尺寸质量减小，并且使操纵省力。

所以说主减速器是驱动桥中重要的传力部件，其基本功用是降低传动轴输入的转速，同时

增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩。达到减速增扭动作用。还具有改变转矩旋转方向的

作用。经过减速以后，再将转矩分配给左、右车轮，并使左右车轮能够正常行驶。

主减速器的分类

主减速器的结构形式也是不同的。按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和

双级式主减速器，在双级式主减速器中，若第二级减速器齿轮有两对，并分置于两侧车轮附近,

实际上成为独立部件，则称为轮边减速器。按主减速器传动比挡数分，有单速式减速器和双速

式减速器，前者的传动比是固定的，后者有两个传动比供驾驶员选择，以适应不同行驶条件的

需要。按齿轮副结构形式分，减速器有圆柱齿轮式、圆锥齿轮式和准双曲面齿轮式等。

主减速器的组成

双级主减速器由两级齿轮组构成。一般由螺旋锥齿轮和圆柱齿轮和若干齿轮轴及轴承组

成。锥齿轮可以在减速增矩的同时改变传动的方向，在减速器中作用非常重要。近年来，以准

双曲面齿轮为代表的锥齿轮广泛用于中型、重型货车上。这是因为准双曲面齿轮与普通锥齿轮

齿轮相比，不仅齿轮的工作平稳性更好，轮齿的弯曲强度和接触强度更高，还具有主动齿轮的

轴线可相对从动齿轮轴线偏移的特点。当主动锥齿轮轴线向下偏移时，在保证一定离地间隙的

情况下，可降低主动锥齿轮和传动轴的位置，因而使车身和整个重心降低。这有利于提高汽车

行驶稳定性。在近些年来的汽车驱动桥上，应用最广泛的主减速器锥齿轮是格里森制或奥利康

制螺旋锥齿轮。因为其主动与从动齿轮的轴线不相交而呈90度角度夹角，这对于增强支撑刚

度，保证齿轮的正确啮合从而提高齿轮寿命有很大益处。双级减速器中的圆柱齿轮一般选用斜

齿圆柱齿轮。因为斜齿轮可以抵消一部分因使用锥齿轮而产生的轴向力，且使传动工作过程更

加平稳。

1.4国内外发展动态

随着科技的发展，汽车主减速器也有了长足的进步，汽车的主减速器已广泛采用双曲面齿

轮。双曲面齿轮有的也叫准双曲面齿轮，是螺旋锥齿轮的一种，一般的锥齿轮是齿轮轴线垂直

相交，而准双曲面齿轮的轴线垂直不相交，有一定的偏置量。双曲面齿轮传动主减速器主要有

以下几个方面的特点：同样体积能够实现较大的传动比；小轮的螺旋角加大，因此提高了小轮

的强度；因为偏置量的存在会改变整个地盘的重心高度，所以一般采用下偏置来提高平稳性。

但是对于越野车来说要采用上偏置来提高越野性能。

在制造工艺上，齿轮普遍采用渗碳淬火，磨齿，承载能力进步4倍以上，使减速器体积小，

重量轻，噪声低，效率更高，可靠性更高。在设计上，与日益成熟的计算机设计相结合，可以

更快捷，更科学，更可靠。

总体来说，车用减速器发展趋势和特点是向着六高、二低、二化方向发展，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、多样

化，计算机技术、信息技术、自动化技术广泛应用。从发动机的大马力、低转速的发展趋势以

及商用车的最高车速的提升来看，公路用车桥减速器应该向小速比方向发展:在最大输出扭矩

相同时齿轮的使用寿命要求更高（齿轮疲劳寿命平均可达50万次以上）;在额定轴荷相同时，车

桥的超载能力更强;主减速器齿轮使用寿命更长、噪音更低、强度更大，润滑密封性能更好;整

体刚性好，速比范围宽。

1.5该项目的研究意义与目的

本项目的题目是，EQ1090货车双级主减速器设计，通过该项目，我们可以了解汽车的主

要构造，及各个构件部件的作用，对本科期间的课程，有更好的消化。

2双级主减速器的选择与设计

2.1双级主减速器的选择

双级主减速器的方案分析

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，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。

驱动桥中主减速器设计应满足如下基本要求：

a）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。

b）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。

c）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。

d）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。

e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。

主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。

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。

对一些载质量较大的载货汽车和公共汽车，越野车来说，根据发动机特性和使用条件，要

求主减速器具有较大的传动比，由一对锥形齿轮构成的单级主减速器已不能保证足够的离地间

隙，这时则需要用两对减速齿轮降速增矩的双级主减速器。

双级主减速器传动形式

整体式双级主减速器主要有三种结构方案：

a）第一级螺旋齿轮或双曲面齿轮、第二级圆柱齿轮（图）

图减速器结构1

b）第一级行星齿轮、第二级螺旋或双曲面齿轮（图2.1b）

图2.1b减速器结构2

c）第一级圆柱、第二级螺旋或双曲面齿轮（图2.1c）

图2.1c减速器结构3

2.1.3双级主减速器布置形式

a）纵向水平布置：使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，

但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距汽

车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大（图2.2a）。

图2.2a齿轮布置方案1

b）垂向布置：使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，但由于主减

速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利

于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。（图2.2b）

图2.2b齿轮布置方案2

c）斜向布置：有利传动轴布置和提高桥壳刚度（图2.2c）

图2.2c齿轮布置方案3

2.1.4双级主减速器的结构

图2.3所示的双级主减速器仿真图。第一级为锥齿轮传动，第二级为圆柱斜齿

轮传动。第一级从动锥齿轮16加热后套在中间轴14的凸缘上并用钾钉钏紧。第二

级主动圆柱齿轮与中间轴制成一体。中间轴两端通过锥形轴承支承在主减速器壳

上，由于其右端靠近从动锥齿轮受力大，故该端的轴承大于左端的轴承。圆柱从动

齿轮夹在两半差速器壳之间，用螺栓与差速器壳紧固在一起。

图2.3双级主减速器仿真图

1-第二级从动齿轮；2-差速器壳；3-调整螺母；4、15-轴承盖；5-第二级主动齿

轮；6、7、8、13-调整垫片；9-第一级主动锥齿轮轴；10-轴承座；11-第一级主动锥

齿轮；12-主减速器壳；14-中间轴；16-第一级从动锥齿轮；17-后盖

双级主减速器主要有如下结构特点：

(1)第一级为圆锥齿轮传动，其调整装置与单级主减速器类同。

(2)第二级为圆柱齿轮传动。圆柱齿轮多采用斜齿或人字齿，传力干稳。人字

齿轮传动消除斜齿轮产生轴向力的缺点。

(3)由于双级减速，减小了从动锥齿轮的尺寸，其背面一般不需要止推装置。

(4)主动锥齿轮后方的空间小，常为悬臂式支承。

(5)因有中间轴，故多了一套调整装置。但第二级圆柱齿轮的轴向移动只能调

整齿的啮合长度，使啮合副互相对正，不能调整啮合印痕和间隙。

(6)双级主减速器的减速比为两对齿轮副减速比的乘积。设第一级的减速比为

%、第二级的减速比为曲2,则双级主减速器的总传动比，。=办「相。主减速器也需

要调整，调整方法参考东风EQ1090E主减速器的调整，第一级主动锥齿轮轴承预紧

度用轴肩前面调整垫片8调整；轴向位置用调整垫片7移动轴承座10来调整；中

间轴轴承预紧度及从动锥齿轮的轴向位置利用轴两端轴承盖处的垫片6和13调整;

垫片厚度增减一调整预紧度；垫片等量地从一边调到另一边一调整从动锥齿轮的轴

向位置。

由于一般中重型载货汽车和大型客车，越野车需要较大的传动比，增大离地间

隙，提高汽车通过性，所以本设计采用纵向水平布置的第一级螺旋齿轮、第二级圆

柱齿轮的双级主减速器。

2.2双级主减速器的设计

已知数据：

EQ1090货车；

自重4000Kg；

满载质量9000Kg；

最高车速100Km/h；

一档传动比igi=6.24；

发动机最大扭矩Tmax=31Kgf.m；

滚动半径r=0.5mo

2.2.1传动比的分配

设一级减速齿轮的传动比为il；二级减速齿轮的传动比为i2。根据汽车二级主

减速器的传动比分配要求，有：i2/ii=1.4~2.0且iixi2=7.63

,根据上述两式可初选得：iiQ2.2;i2a3.4

2.2.2一级减速即螺旋锥齿轮的设计

主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数ZU和Z12、从动锥齿轮大端

分度圆直径D12和端面模数m,、主、从动锥齿轮齿面宽bu和bi2、中点螺旋角B、

法向压力角a等。

1.主、从动锥齿轮齿数ZU和Z12

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,ZU、Z12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、从动齿轮齿数和应不

小于40；

3）为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于货车，zu一般不少于6；

4）当主传动比ii较大时，尽量使zu取得小些，以便得到满意的离地间隙；

5）Z11和Z12应有适宜的搭配。

根据《汽车设计课程设计手册》138页表6-4、6-5：选一级减速齿轮的主动齿

轮齿数为Zii=H,从动锥齿轮的齿数Zi2=25；

.-.ii=25/l1=2.2727o

则i2=7.63/2.2727=3.36

i2/ii=1.4772,符合要求。

2计算载荷的确定：

a：按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩

KdTemaxKiiido

Tee=~（2.1）

其中通过已知数据并查表可得：

Temax=31Kgf«mx9.81=304N«m；Kd=l；7=90%；K=l；ii=6.24；i0=2.2727；ir=l；

n=lo

Tce=3880N•m

b:按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs

TTla(PT(2.2)

-r

Tcx=---------r------

Z，”Tlm

式中几为计算转矩N.m；G2为满载状况下一个驱动桥上的静载荷N,m2,为汽

车最大加速度时的后轴负荷转移系数，由于是货车，所以：m'2=1.1-1.2；巾为轮

胎与路面间的附着系数；4为车轮滚动半径m；北为主减速器从动齿轮到车轮之间

的传动比；3为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率。根据已知数据，取：

(P=0.85；。=3.36；m'2=1.1;r=0.5m;

77M=90猊G2=6300

.-.Tcs=973.958

3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Trf

Ter=i油孔⑵3)

G卡9000*9.8=88200N;r=0.5;fr=0.016;fH=0.07;fk0;im=3.36

7；=90%;n=l.

.-.Tcf=1254.1667

式中，Tef为计算转矩N.m；Ft为汽车日常行驶平均牵引力N。

用式(2.1)和式(2.2)求得的计算转矩是从动锥齿轮的最大转矩，不同于用式(2.3)

求得的日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc取前面两种的

较小值，即Tc=min[Tce,Tcs]；当计算锥齿轮的疲劳寿命时，Tc取Tef。

主动锥齿轮的计算转矩为

式中，Tz为主动锥齿轮的计算转矩(N.m)；i。为主传动比；J1G为主、从动锥

齿轮间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮福，QG取95%；对于双曲面齿轮副,

当i0>6时，J1G取85%,当i0<=6时，J1G取90%.

r.Tc=973.958时，Tz=476.163

「=1254.1667时，Tz=613.1555

2.从动锥齿轮大端分度圆直径D12和端面模数ms

D12对驱动桥壳尺寸有影响，D12大将影响桥壳的离地间隙；D12小则影响跨置

式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

D12可根据经验公式初选

Dz=KD?VTC（2.4）

代入数值得Di2=250

式中，D2为从动锥齿轮大端分度圆直径（mm）；KD为直径系数，一般为13.0-

15.3；Tc为从动锥齿轮的计算转矩Tc=min[Tce,Tcs]（见本节计算载荷确定

部分）

砥由下式计算

nu=DJZ?（2.5）

式中，m,为齿轮端面模数。

同时，砥还应满足

⑵）

ms=Km^Tc6

式中，右为模数系数，取0.3〜0.4。

二.计算并圆整,得一=10。

3主、从动锥齿轮齿面宽bi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，不但减小了齿根圆半

径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。止匕外，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的减小。但是齿面过窄，

轮齿表面的耐磨性会降低。

从动锥齿轮齿面宽b2推荐不大于其节锥距A2的0.3倍，即b2<=0.3A2,而且

b?应满足b2<=10nis,一般也推荐b2=0.155D2。对于螺旋锥齿轮，bi一般比b2大

10%O

.•.b2=40,所以主动锥齿轮齿面宽bi=44

4.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。

弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的，而

且B1与B2之差称为偏移角£因拟采用螺旋锥齿轮故不考虑偏移角。

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eF也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度

越高。一般£F应不小于1.25,在1.5〜2.0时效果最好。但是B过大，齿轮上所受

的轴向力也会过大。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角

一般为35°〜40。。轿车选用较大的B值以保证较大的£f,使运转平稳，噪声低;

货车选用较小声值以防止轴向力过大，通常取，=35。。

5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。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.为使其能与斜齿圆柱齿轮得到较好的

配合，减少轴向及径向力，故主动轮左旋，从动锥齿轮的旋向选右旋。

6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。但

对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度

下降。因此，对于轻负荷工作的齿轮一般采川小压力角，町使齿轮运转平稳，噪

小低。对于弧齿锥齿轮，轿车:a一般选用14。30,或16°；货车:a为20。；重

型货车:a为22°30'。对于双曲面齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小

齿轮轮齿两侧的压力角是不等的，选取平均压力角时，轿车为19。或20。，货车

为20°或22°30'。因为EQ1090为中型货车，故可取其法向压力角为20°。根据

上述数据可得：

从动锥齿轮：齿顶高5.3,齿全高18.88,齿侧间隙0.35,理论齿厚12.

主动锥齿轮：大端分度圆直径110,旋向左旋，齿顶高11.65,齿全高18.88,

齿侧间隙0.35,理论弧齿厚19.4。

（1）单位齿长圆周力

主减速器锥齿轮的表面耐磨性长用轮齿上的单位齿长圆周力来估算

2MxiO'

F(2.7)

p

。2

式中，F为作用在轮齿上的圆周力；b2为从动齿轮的齿面宽。

按发动机最大转矩计算时

式中，ig为变速器传动比；D1为主动锥齿轮中点分度圆直径(mm)。带入数值，

得p=854.61。比较查表所得[p]=1429,可知符合要求。

按驱动轮打滑转矩计算时：

带入数值得:p=1467.6。比较查表所得[p]=1429,但L25[p]=1786,于是p小于1.25[p],

符合要求。

(2)轮齿弯曲强度

锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为

八

O"w2TK°KK"⑵8)

KvmsDbJw

式中：ow一弯曲应力，N/miff-,

M一所讨论的齿轮上的计算转矩，N.m,对于从动齿轮，M=11723.88N.m和

Mcf=2170.19N.m；对于主动齿轮,M=1987.44和Mcf=367.89N.m；

K。一超载系数，对于汽车K0=l；

鼠一尺寸系数，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

025

有关，当6mm时，Ks=(ms/25.4)=0.792121；

K.一齿面载荷分配系数，对于悬臂式支承，Km=1.0-1.25,主动齿轮，取

1.2；对于骑马式支承,Km=1.0-1.1,从动齿轮取1.05;

K、,一质量系数，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

有关，接触好，周节及同心度准确时，取K『=l；

ms一端面模数，10mm；

b一所讨论的齿轮的齿面宽,主动齿轮b=44mm；从动齿轮b=40mm;

Z一所讨论的齿轮的齿数,ZFU,Z2=25

J一所讨论的齿轮的轮齿弯曲应力的综合系数，取J大齿轮JR.206,小齿

轮J=0.273；

上述按min[Tce,Tcs]计算的最大弯曲应力,=4924700符合要求；按Tcf计算

的疲劳弯曲应力b=197《210Mpa符合要求。所以，锥齿轮的设计可以满足设计需

要，可用。

(3)轮齿接触强度

锥齿轮轮齿的齿面接触应力为

6=鼠匹舞g^x]03(2.9)

DiVkvbJj

式中，。j为锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)；Di为主动锥齿轮大端分度圆直径

(mm)；b取bi和b2的较小值(nun)；/为齿面接触强度的综合系数；ks、ko、km、kv

等为系数

Ko一超载系数，对于汽车Ko=l；

Ks一尺寸系数，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，当加s当1.6mm时,Ks=(ms/25.4)0.25=0.792121；

Km—齿面载荷分配系数，对于悬臂式支承，Km=L0〜1.25,主动齿轮，取1.2；

对于骑马式支承，Km=L0〜1.1,从动齿轮取1.05;

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

关，接触好，周节及同心度准确时，取Kv=l；

计算并查表得，Tc按min[Tce,Tcs]计算的最大接触应力1374.27Mpa不超过许用

应力[2800],符合要求，按Tcf计算的疲劳接触应力b=870W匕]=1750Mpa,亦符

合要求，主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的.所以锥齿轮符合要求。

锥齿轮的材料及处理方法

驱动桥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。它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。

3)锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易

控制。

4)选择合金材料时，尽量少用含银、铭元素的材料，而选用含镒、凯、硼、钛、

铝、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、

20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV等。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，故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底较软，

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0.005-0.020mm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。

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。

精度等级：选取精度等级。因为用表面淬火，齿轮的变形不大，不须磨削，

初选其等级精度为8级精度(GB10095-88)；

根据机械原理和机械设计的知识，由12=3.36,且根据《齿轮书册》中斜齿圆

柱齿轮的设计方法及要求，初选二级斜齿圆柱齿轮组的主动齿轮齿数Z2i=14,从

动齿轮齿数为Z22=47则i2=Z22/Z2i=47/14=3.357143

则实际i2/ii=3.357143/2.2727=l.4772>1.4,且14与47没有公约数,符合要求。

斜齿圆柱齿轮具体参数的确定：

选用推荐模数mn=6,取an=20°,因为，的推荐值一般为15°〜20°,故初选

£二15。

齿顶高系数**=1,顶隙系数c,,*=0.25,

则分度圆直径dz产Z21mt=Z2iiUn/cos，=87.43,dz2=Z22mt=293.5

齿距p=^mn=18,84；

齿顶高ha=ha„*mn=6；

齿根高hf=cn*mn=7.5,齿全高h=(han*+cn*)mn=13.5。

计算中心距。=^(4+4)=379推荐值a=380,符合推荐值。

根据已初选数据可计算得：

从动齿齿顶圆直径da=d22+2ha=305.5

主动齿齿顶圆直径da=d2i+2ha=99.43

主动齿齿根圆直径df=d-2hf=72

从动齿齿根圆直径df=d-2hf=278

齿宽的确定：b=0dd,其中0d为齿宽系数，d为小齿轮分度圆直径，根据已知数据，

查《机械手册》可得：

bi=0.85X87.43=74.32圆整为bi=75,

根据经验公式，b2=75-5=70

因为从动锥齿轮旋向为右旋，为抵消部分轴向力，故主动斜齿轮的旋向应为左

旋，从动斜齿轮旋向应为右旋。

2.2.5圆柱齿轮的损坏形式及材料选择

圆柱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。

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足而引起的。

（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。

(5)鉴于减速器的工作状况，拟选用用低碳合金钢，调质后渗碳淬火，硬度

HRC58~63。

斜齿齿轮弯曲强度计算：

2Tcos/7^

,二^1------(2.10)

mn：yKcKs

查表Kc=8.0

Ke=2.0

Ko-=1.5

其中cos(3=cosl5°=0.96593

=6

(yw==587.244Mpa<\Wa](2.11)

符合弯曲强度要求。

轮齿接触强度计算：

八.。\FE(In

cr.=0.418------+—(2.12)

\byPZPh)

式中，?是轮齿的接触应力，MPa；F为齿面上的法向力；E为齿轮材料的弹性模

量，E=2.1X105MPa,并且：

(2.13)

COS6ZCOS/?dcosacos/3mnzxcoscif

_rzsincc_mnzxsincc

0”cos2/32cos2/3(2.14)

〃sinexN、Sina

外=J3=5c蕊2万(2.15)

带入数据得bj=1253.6

因为其许用应力的范围(渗碳)是1300~1400,所以渗碳处理的齿轮符合接

触强度要求。

斜齿圆柱齿轮材料的选择：由上面计算可知，采用渗碳合金钢可满足设计要求。

在选用钢材及热处理时，对切削加工性能及成本也要考虑，值得提出的是，对

齿轮进行强力喷丸处理后，齿轮弯曲疲劳寿命和接触疲劳寿命都能提高。在同样负

荷条件下，磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要高。

3轴与轴承的设计选用

3.1支撑方式选择：

主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的

工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、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。

3.1.1锥齿轮的支撑方案

主动锥齿轮可以采用悬臂式支撑结构，悬臂式支承结构的特点是在锥齿轮大端

一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a和增加两

支承间的距离凸b,以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在

齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承

受。为了尽可能地增加支承刚度，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。为了方便拆装,

应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时

也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴

承。支承刚度除了与轴承形式、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。

主动锥齿轮的另一种支撑方式是跨置式，跨置式支承结构的特点是在锥齿轮的

两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件

改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。止匕外，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体

上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。

另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，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。

综上所述，主动圆锥齿轮的支撑方式为悬臂式轴承支撑。如图3.1所示

图3.1锥齿轮轴轴承布置方案

从锥齿轮的支承，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十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do

3.1.2斜齿圆柱齿轮的支撑方案

圆柱齿轮轴上只有一个斜齿圆柱齿轮，且齿轮位置居中，故可采用一对轴承对

称布置于齿轮两侧的方案。

图3.2：圆柱齿轮轴的轴承布置方案

3.2轴的设计与校核

轴是组成机器的主要零件之一，一切作回转运动的零件都必须安装在轴上才

能进行运动及动力的传递。因此轴的作用是支撑回转件及传递运动和动力。轴的结

构设计是根据轴上零件的安装、定位及轴的制造工艺等方面的要求，合理确定轴的

结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件工作的可

靠性。

3.2.1主动锥齿轮轴的设计与校核

1.最小直径的确定

此轴为花键轴，初选为

K取4.0,Tm变速器输出的最大转矩。则d=39,

因为一轴是花键轴，即花键的内径应为39,于是花键轴外径为D=47。

2.各轴段直径的确定

轴段I是安装联轴法兰的，经分析可知其是最小轴颈处，其与轴的联接为花键

连接，可取其直径为D1=47；轴段n是安装圆锥滚子轴承的轴段，选择轴承内径为

d=50,轴径就和轴承内径相等；轴段HI是过渡轴段，取为D3=45mni;轴IV是安装安

装圆锥滚子轴承的轴段，由于其承受的载荷较前一轴承大，所以选取轴承的内径为

D=65mmo

3.初步选择滚动轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。考虑到各

种因素，从轴承手册上初步选择轴承A为0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚

子轴承，其轴承代号为32310,其尺寸为50*110*42.25；轴承B为2基本游隙组、

标准精度级的单列圆锥滚子轴承，其代号为32313,其尺寸为65*140*51,这个轴

承采用轴肩定位。

4.轴上零件的周向定位

轴I和万向节的联接采用法兰凸缘联接，法兰与轴的链接采用花键联接。首先

计算花键的有效链接长度，根据花键的校核公式

3

2T.xlOr,

CT可得

P

（pzhdmy[ap]

D_d

其中查得0=0.75,z=8,[cyp]=150MPa,c=0.6,dm---—=39mm,

n_z7

h=---------2c=5-2x0.6=3.8mm。将数据代人上式可得

2

考虑到安装等因素，取有效长度为/=50口机。

所以轴段I的长度取为乙=70mm。

5.确定轴上的圆角和倒角的尺寸：

取轴端倒角为2x45。。

6.作出弯扭合成图并判断危险截面

1）.求支反力

根据轴的结构，根据轴的计算简图及前面计算的到的齿轮载荷求出轴承的支反

力有：

对于H面有：

由力的平衡和力矩平衡（对A点取矩）可得：FHNl+FHN2^Fa

其中玲的值见表3-2,于是可求得：FHm=108052N,FHN2=20390N；同理可得

V面得支反力为：Fvm=2412N,FVN2=127812V,图中的轴向反力为

F'VN2=Fal=73729.6N。

2）.根据支反力作出轴的弯矩图和扭矩图

支点B处的弯矩最大为

MHB^110xFHNl^2038N-m,MHB^99.6xFHNl=241N-m,合成弯矩为

A22,该轴的扭矩为点只受

Mb口=/2038+241=2052.2N-m1Tx=3988N-m,C

扭矩其值为Tlc=d/%/2=48.17x67130.4=3433.IN-m。

作出轴的弯矩图和扭矩图，如图3.1所示。

由图可看出危险截面为截面B和Co

按弯扭合成应力校核轴的强度.：

截面B的校核：

根据第三强度理论有

』M合2+(必])2

(3.3)

W

其中折合系数。=0.3,抗弯截面模量W=031=o.ix9C)3=7290(W,则

截面C的校核：

截面C只受扭矩作用，因此只校核其剪切应力由第一强度理论有

T]3988xl03"Cie

T=—=--------------=6S.9MPa(3.4)

cn叱0.2x673

7.轴的许用应力计算

轴的材料是20CrMnTi,其抗拉强度为g=1080MRz,屈服极限为

巴=850MPa,根据弯曲疲劳极限的计算公式可得:

合成弯矩为:

图3.1轴I的弯扭图

取安全系数为s=3,贝iJ[b_J=b_i/s=486/3=162MPa,则剪切许用应力

为忆1]=乙/2=162/3=81儿。4。由此可看出轴的校核通过，该轴安全。

3.2.2从动锥齿轮轴的设计校核

1.初步确定轴的最小直径

由经验公式可得

"min=4鼻叵(3-5)

V”

其中取A)=112加加2,则有

取dmin=47mm,由于主动斜齿轮分度圆直径为d=87.43如“，由轴承手册查到

相应轴的直径最小为d“min=50由，因此轴n应当做成齿轮轴。轴的材料和主动斜

齿轮材料相同为42CrMo0

2.各轴段直径的确定：

轴段I、V是安装圆锥滚子轴承的轴段，可取其直径为4=50加利。轴段II左边是定位

圆锥滚子轴承的轴肩，查轴承手册可知其d“min=5。优加，可取d2=50"»"；轴段IV取为

£>3=60mm;轴111定位从动锥齿轮的轴肩，其直径取为a=64mm„

3.初步选择滚动轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。其中轴承

C左边采用套筒定位。考虑到各种因素，从轴承手册上初步选择轴承C、D为。基

本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承，其轴承代号为32310,其尺寸为

dxDxT=50mmxllOmmx42.25/方〃。

4.各个轴段的长度确定

各个轴段的长度确定除了考虑各自的要求外，还要考虑箱体的对称性。

轴段I是安装圆锥滚子轴承的轴段，其长度取决轴承的宽度，查表可知轴承的

内衬宽度为B=42.5mm,所以取其长度略比轴承内衬宽度小为40mm。轴段H是齿轮

轴，为了差速器壳有安装的空间齿轮左边轴的长度取为；取轴I的中心线到圆锥滚

子轴承D右边的距离为119时n,则齿轮右边到轴I的中心线的距离为10.8相根；齿

轮右边要留出足够的退刀曹，其长度取为17相机，所以轴段n的长度是

Z2=29.8+100+17=146.8^71；轴段HI是定位轴肩其宽度应为20mm。段轴IV段是

安装定位套筒和从动锥齿轮的轴段，取为20mm。

5.确定轴上的圆角和倒角的尺寸：

取轴端倒角为2*45°,各个轴肩处圆角半径-2。

6.作出弯扭合成图并判断危险截面

1).求支反力

根据轴的结构，在确定支点位置时在轴承手册中查取%=%=30.3小。因此

作为简支梁的支承跨距如图3.2所示为240/.,根据轴的计算简图及前面计算的

到的齿轮载荷求出轴承的支反力有：

对于H面有：

由力的平衡和力矩平衡(对D点取矩)可得

=

FfiN4+月3+月2FHN3(36)

240x7^3=80'契+167.3乂月2'

其中的值见表3-2,于是可求得：Fm=109424N,FHN4=123188N同理

可得V面得支反力为：FVN3=49646N,FVN4=31835N,图中的轴向反力为

F'VN3=工2-工3=366523N。

2.)根据支反力作出轴的弯矩图和扭矩图

齿轮2、3处的弯矩最大分别为：

MH2—0.08xFHN4=9877N-m,MH3=0.0727xFHN3=77273N•m；

MV2=0.08xF.N4--2995.6N•m,=0.0727x+Fa2•Jm2=4063AN•mo

合成弯矩图为：

图3.2合成弯矩图

由图上可知齿轮2、3所在截面是危险截面

7.截面A的校核

根据第三强度理论有

其中折合系数二=0.3,抗弯截面模量=0.1x5CP=76353.4加3,

则

8.截面B的校核

根据第三强度理论有：

J%/+(%)2

(3.8)

其中折合系数。=0.3,抗弯截面模量W=(Md/=0.1x483=41267.3加加，则

9.轴的许用应力计算

轴的材料是42CrMo,其抗拉强度为％=1080MPa,屈服极限为

q=930MPa,根据弯曲疲劳极限的计算公式可得

取安全系数为s=3,则。_J=bT/s=5O2/3=167.3MPa,则剪切许用应力为

K_J=r_i/2=167.3/3=83.7MPa。由此可看出轴的校核通过，该轴安全。

3.3轴承的选择

滚动轴承可以概括的分为向心轴承、推力轴承、向心推力轴承三类。因为齿轮

采用了螺旋锥齿轮和斜齿圆柱齿轮，故需采用向心推力轴承。由于主减速器的冲击

载荷较大，且转速较高，所以拟采用圆锥滚子轴承。参考《机械手册》和

《汽车轴承手册》，并结合上面计算出的轴的数据，采用以下轴承:

内径外径宽度型号

主动圆锥齿轮前轴承5011042.2532310

主动圆锥齿轮后轴承651404832313

从动圆锥齿轮轴承5011042.2532310

1轴承的载荷计算

1）.主减速器当量载荷

当量载荷的求解：

实践表明，轴承的主要损坏形式是疲劳损坏，所以应按输入的当量转矩进行

计算。作用在主减速器主动齿轮上的当量转矩&可按下式求得

*』/*",此磊）Fq-给+〃如・给+…（3.9）

式中4max一发动机最大转矩，N-m

力,一变速器1、2、倒档使用率其值可参考表

〃一变速器1、2、3、•••、倒档的传动比

力,一变速器处于1、2、3、•••、倒档时的发动机转矩利用率

查表可得力i=l,气2=3,,3=5,&=16，％=75，

fr\~50,fT2=60,fT3=70,fT4=70,fT5=60,

分配变速器格挡的传动比，去五档传动比为45=1，则

如=次7，如=57，如=而?，其中已知一档传动比为％=6.24,所以

各档的传动比取为％=3.9,2.46,a=1.56,将数据代入上式可得

65J苫-

—[lx(6.24x-—y+3x(3.9x—y+5x(2.46x—)J

丁w100100100100=

7L,=373.4x,

17(

+16x(1.56x—-)3+75x(1x—)3

求齿轮上的力

a锥齿轮副

主动锥齿轮的周向力片为

查表4-1可得锥齿轮的轴向力、径向力的计算公式为

b.斜齿圆柱齿轮副

主动齿轮所传递的当量转矩为

则可得其周向力为-*=谭/=33

轴向力为4=A,tan，=16025.4xtan17.9724°=5198.6N

径向力为4吟:=16025.4x——=61329N

COSPcos17.97240

表4.1主减速器齿轮上承受的当量载荷

齿轮］齿轮2齿轮3齿轮4

齿轮\

8829.978829.9716025.416025.4

7426.61044.55198.65198.6

1044.57426.66132.96132.9

C.轴承的轴向附加载荷

轴I的轴向附加载为图4.1轴承A、B载荷计算图

工a=4=7426.57N

轴H的轴向附加载荷为

2.轴承的轴向力和径向力

轴承A、B的轴向力和径向力

轴承的受力简图如右图所示，其中

a=99.96mm，b=23.25mm，c