汽车减速器毕业设计 - 图文

摘要

随着工业和国防现代化的发展，无论对公路运输还是非公路运输的车辆都提出更高的要求。主减速器是汽车传动部分的重要部件之一，是汽车传动系最主的部件之一。主要作用是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮降速增矩，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。为满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不一样的。

本文设计的是轻型卡车主减速器的设计，设计主要包括：主减速器结构的选择、主、从动锥齿轮的设计、轴承的设计与校核，轴的设计与校核等。

主减速器对提高汽车形式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：主减速器齿轮轴承设计校核

Abstract

With the development of industry and national defense modernization \the highway transportation or non - road transport vehicles are put forward higher requirements. Automobile main reducer is automotive drive axle of the main assembly structure is one of the main transmission components, automotive transmission system.

Automobile main reducer in the transmission lines use to vehicle speed,increased the torque ,it is less dependent on the bevel of more gear drive of less bevel

gear.Purchase of the longitudinal engine automobiles,the main bevel gear reducer also used to change the driving force for the direction of transmission. Automobile main reduce has different strcture to fit different requirement.

The design mainly includes:main gear box structures choice.host、driven bevel gear’s design,bearing’s design and check,axis’s design and check.

Automobile main reducer to reducer the car driving and differential stability and its though sex has a unique function,is one of the focal points of automotive design. Key word: Automobile main reduce Gear Bearing Design Check.

第一章绪论 1.1.1主减速器概述

主减速器功用是在传动系中降低转速，增大转矩并改变转矩旋转方向（90°）.另外它布置在动力向驱动轮分流之前的位置。这样，有利于减小前面传动部件（如变速器、传动轴等）所传递的转矩，从而可以减小这些部件的尺寸和质量。

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。 目前随着物价的上涨，人们日益关注汽车经济性，这不仅仅只对乘用车，对于轻型载货汽车，轻型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的。因此提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝

因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的传动系便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的主减速器已成为了新的课题

1.1.2设计主减速器时应满足的如下基本要求：

1)选取适当的主减速器，以保证汽车在给定的条件下有最佳动力性和燃油经济性；

2)外廓尺寸小，保证汽车足够的离地间隙，以满足通过性要求； 3)齿轮及其他传动件工作工作平稳，噪声小； 4)在各种载荷和工况下有较高的传动效率；

5)具有足够的刚度和强度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能的降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的行驶平顺性； 6)与悬架的导向机构运动协调；

7)结构简单，加工工艺性好，制造容易、维修、调整方便。

第二章减速器设计的主要内容

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。

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。

(a) 螺旋锥齿轮（b）双曲面齿轮传动 (c) 圆柱齿轮传动（d）蜗杆传动

图2.3 主减速器的几种齿轮类型

弧齿锥齿轮传动特点是主从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于齿轮端面重叠的影响，至少有两对以上的齿轮同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其齿轮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一端，所以工作平稳，噪声和震动小，但弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大。

双曲面齿轮特点是主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离E，称为偏移距，偏移距的存在可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性，有利于实现汽车的总体布置。较弧齿锥齿轮相比，当双曲面齿轮于弧齿锥齿轮尺寸相同时，它具有更大的传动比；传动比一定，从动齿轮齿轮相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮有更大的直径和较高的轮齿强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度；传动比一定，主动齿轮齿轮相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮的尺寸要小，从而可以获得更大的离地间隙；双曲面齿轮的主动齿轮的螺旋角增大，同时啮合的齿数较多，重合度更大，即可提高传动的平稳性，又可以使齿轮的弯曲强度提高约30%,降低齿面间的接触力。但是双曲面齿轮沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率而且它的压力和摩擦功较大，可能导致油膜破坏和齿面

烧结咬死，抗胶合能力较低。因此，需要选用可改善油膜强度和带有防刮伤添加剂的双曲面齿轮油来润滑。

圆柱齿轮传动广泛用于发动机横置的前置前驱动乘用车驱动桥和双击主减速器驱动桥以及轮边减速器。

蜗杆传动轮廓尺寸小及质量小，并可获得较大的传动比（通常i0=8~4）；工作平稳，无噪声；其主要缺点使涡轮齿圈要求使用昂贵的有色金属合金（青铜）制造，材料成本高；此外，传动效率较低。

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,本文设计的轻型商用车主减速器采用双曲面齿轮

2.1.2主减速器的减速形式

影响减速形式选择的因素有汽车类型、使用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及主传动比i0。其中，i0的大小影响汽车的动力性和经济性。

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的优点，广泛用在主减速比i0≤7.0的汽车中。例如，乘用车（一般i0=3~4.5）、总质量较小的商用车都采用单级主减速器。单级主减速器多采用一对弧齿锥齿轮或双曲面齿轮传动，也有采用一对圆柱齿轮传动或蜗杆传动的。

2.1.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了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

主动锥齿轮的支承形式的支撑形式可分为悬臂式支撑和跨置式支撑两种。悬臂式支撑支撑结构简单，支撑刚度较差，用于传递转矩较小的主减速器上。跨置式支撑的结构特点是锥齿轮两端的轴上均有轴承，这样可大大增加支撑刚度，又使轴承符合减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。

从动齿轮的支撑形式多用圆锥滚子轴承支撑。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。

2.2主减速器的基本参数的计算 2.2.1主减速器传动比的计算

对于具有很大功率储备的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速

vamax。这时i0值应按下式来确定：

rrnpi0=0.377vamaxigH =6.7 （2.1）

式中：r——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为7.00-16 8PR，滚动半径为

0.368m；

rnp——最大功率时发动机转速，3600min；

rvamax ——汽车的最高车速，95kmh；

igH ——变速器最高档传动比，通常为0.784。

所求的i0值应与同类汽车的主减速比比较，并考虑到主、从动主减速齿轮

i有可能的齿数，对值予以校正并最终确定0=6.7

2.2.2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

Tce

Tce?Temax?i1?i0?k0??T/n = 7964.2N?m (2-2)

式中：i1——变速器一挡传动比，在此取4.717

i0——主减速器传动比在此取6.7；

Temax——发动机的输出的最大转矩，在此取280N?m，

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

kk各类汽车取0=1.0，当性能系数fp>0时可取0=2.0；

n——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。

（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs

Tcs=

（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30772N

?——轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，可以取

?=0.85；

rr——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为7.00-16 8PR，则有其滚动半径

为0.368m；

?mim——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iLB取1.0。

------汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车0.80~0.85，商用

车0.75~0.90；

（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

=Tcf?

(Ga?GT)rr?fR?fH?fP? N?m1581.5N.m(2.4)

iLB??LB?n=

式中：Ga——汽车满载时的总重量，在此取43953N;

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0.015～0.020；在此取

0.018；

fH——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，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驱动车轮之间的

传动效率和传动比，?LB取1.0，由于没有轮边减速器iLB取1.0；

n——该汽车的驱动桥数目在此取1；

rr——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为7.00-16 8PR，则有其滚动半径

为0.368m。

由式（2-2）和（2-3）求得的计算转矩，是作用到从动锥齿轮上的最大

转矩，不同于用式（2-4）求得的日常行驶平均转矩。当计算从动锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc应取前面两种的较小值，即Tc=min[Tce,Tcs];

（4）主动锥齿轮的计算转矩

（2．5）

式中；Tz为主动锥齿轮的计算转矩N?m；i0为主减速器传动比；为

主、从动锥齿轮间的传动效率，计算时对于弧齿锥齿轮副，取95%，对于双曲面齿轮副，当>6时，取85%,当≦6时，取90%。

2.2.3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z1和z2、动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数

m、主，从动齿轮齿面宽b1和b2、双曲面齿轮副的偏

移距E、中点螺旋角?法向压力角 （一）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，z1，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商用车z1一般不小于6；

i④主传动比0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙； ⑤对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配

（二）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D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D2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。

D2可根据经验公式初选，即

D2?KD23Tc =300mm（2.6）

式中：KD2——直径系数，一般为13.0~15，在此取15；

Tc——从动锥齿轮的计算转矩，Tc=min[Tce,Tcs]=7964.2N?m 模数m由下式计算m?D23z2同时，m还应满足m?KmTc式中Km为模数系

数，取0.3~0.4。即m=7.3

(三)主从动锥齿轮齿面宽

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。

对于从动锥齿轮齿面宽b2.推荐不大于其节锥距A2的0.3倍，即b2≦0.3A2,而且b2应满足b2≦10m，一般也推荐b2=0.155D2。

b2=46.5mm b1=51.1mm

(四) 双曲面齿轮副偏移距E

E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，则不能发挥双曲面动的特点。一般对于乘用车和总质量不大的商用车，E≦0.2D2，且E≦40￠；对于总质量较大的商用车，E≦（0.10~0.12）D2，且E≦20￠。另外，主传动比越大，则E也应越大，但应保证齿轮不发生根切。

即E≦（0.10~0.12）D2=30mm

双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种，由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。如图所示：

（a）（b）

（c）（d）

图2.7 双曲面齿轮的偏移方式

a)、b)主动齿轮轴线下偏移 c)、d)主动齿轮轴线上偏移

（五）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。 主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:

?z=25?+5?z2E?+90? =47°（2-7）

dz12式中：?z——主动轮中点处的螺旋角；

z1，z2——主、从动轮齿数；分别为6，41；

E——双曲面齿轮偏移距, 30mm；

d2——从动轮节圆直径300mm； 从动齿轮中点螺旋角

?c可按下式初选:

==0.17 (2-8)

?——双曲面齿轮传动偏移角的近似值；

b2—双曲面从动齿轮齿面宽为46.5mm；

?=10°

?c=?z-?=47°-10°=37°

?c、?z从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。

平均螺旋角?=

?z+ ?c2=42°。

(六)主、从动锥齿轮的螺旋方向

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：双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力

（七）法向压力角

法向压力角大一些可以增加齿轮强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，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，并使齿轮的端面重合下降，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法向压力角不等的。因此选取平均压力角时，乘用车为19°或20°，商用车为20°或22°30′。在此取20°。

2.2.4主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算

1大齿轮齿顶角?2与齿根角?2

①用标准收缩齿公式来计算?2及?2

?2?3843h'm2Am（2.8） 3438h''m2Am（2.9）

?2?h'm2?hgmKa（2.10）

（2.11）

h''m2?1.150hgm?0.15hgm?KRm2cos?2z2（2.12） d2?Fcsin?2i2.0（2.13）

Rm2??2i?arccot1.2z1z2（2.14）

Am?Rm2sin?2（2.15）

?2?arctanz2z1（2.16）

由（2.12）与（2.13）联立可得:

d2?Fcsinarccot1.2Rm2?2.0z1z2（2.17）

z1)cos?2z2K(d2?Fcsinarccot1.2hgm?2.0z2（2.18）

KaK(d2?Fcsinarccot1.2h'm2?2.0z2z1)cos?2z2（2.19）

h''m2?(1.15?Ka)hgm（2.20）

?2?3438?Kcos?2z?Kasin?arctan2?（2.21） z2z1??式中：z1,z2——小齿轮和大齿轮的齿数；

d2——大齿轮的最大分度圆直径,已算出为300mm； 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；

Ka——大齿轮齿顶高系数取0.15；

h'm2——大齿轮齿宽中点处的齿顶高； 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；

b2——从动齿轮齿面宽。

表2.2主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 1 偏12 13 14 15 刀移从动齿轮节圆直径 主动齿轮节锥角 从动齿轮节锥角 节锥距 距 主动齿轮齿数 从动齿轮齿数 端面模数 符号 z1 z2 6 m FZ b2 7.3 主动齿轮齿面宽 从动齿轮齿面宽 主动齿轮节圆直径 51mm 46.5mm 43.8mm d1 d2 300mm 8.32° 81.6° 148mm 30mm ?1 ?2 A0 E ?1 主动齿轮中点螺旋角 从动齿轮中点螺旋角 平盘均名螺义旋半角 径 47° 37° 42°

?2 ? rd 114.30mm 16 17 18 19 20 21 2 23 24 25 26 27 从动齿轮齿顶角 从动齿轮齿根角 主从主从动动动动齿齿齿齿轮轮轮轮齿齿齿齿顶顶根根高 高 高 高 ?2 ?2 h'1 h'2 h''1 0.7° 4.6° 10.3mm 1.6mm 3.2mm 11.9mm h''2 ? C 螺旋角 径向间隙 42° 1.625mm 10.45mm 12.9° 84° 6.05° 从动齿轮的齿工作高 主动齿轮的面锥角 从动齿轮的面锥角 主动齿轮的根锥角 hg ?01 ?02 ?R1 28 29 从动齿轮的根锥角 最小齿侧间隙允许值 ?R2 Bmin 7° 0.175mm 2.2.5主减速器双曲面齿轮的强度计算

齿轮的损坏形式常见的有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。因为尚未建立起广为工程实际使用而且行之有效的计算方法及设计数据，所以目前设计一般使用的齿轮传动时，通常只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。1、

（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

p?P N／mm （2-22） b2式中：p---为齿轮上的单位齿上圆周力（N/mm）;

F---为作用在轮齿上的圆周力；①按发动机最大转矩Temax和最大附着力

矩G2?rr两种载荷工况进行计算，N；

b2——从动齿轮的齿面宽，在此取46.5mm.

① 按发动机最大转矩计算时

p?2kdTemaxkigif? N／mm = 1176N.m （2-23）

nD1b2式中：Temax——发动机输出的最大转矩，在此取280N?m；

ig——变速器的传动比在此取4.717；

if——分动器传动比，取1；

D1 ——主动齿轮节圆直径，在此取43.8mm；

kd——猛接离合器所产生的动载系数，取1；

n——该汽车的驱动桥数目在此取1； ② 驱动轮打滑的转矩计算

p?2G2m'2?rr?D2b2im?m（2-24）

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

（二）轮齿的弯曲强度计算 锥齿轮的齿根弯曲应力为

2?103?T?K0?Ks?Km?? N/mm2（2.25） 2Kv?b?z?m?J式中：T——该齿轮的计算转矩（N.m）；对于从动齿轮：Tc=min[Tce,Tcs]

和Tcf,对于主动齿轮，T还要按（2-5）换算。

K0——超载系数，一般取1.0;

Ks——尺寸系数，它反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理等

因素有关，当ｍ?1.6时，Ks?40.73

m，在此25.4Ks?37.325.4＝Km——齿面载荷分配系数，跨置式结构，Km＝1.00～1.10，悬臂

式结构Km＝1.00~1.25，在此取1；

Kv——质量系数，当齿轮接触良好，齿距及径向跳动精度高时，可

取1.0;

b——计算齿轮的齿面宽分别为43.8mm和46.5mm；

z——计算齿轮的齿数6，41;

m——端面模7.3mm;

J——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J=0.3。

主动齿轮：当Tc=Tcf时从动齿轮：当Tc=min[Tce,Tcs]时

MPa

MPa；当Tc=Tcf时

MPa

上述按min[Tce,Tcs]计算的最大弯曲应力不超过700MPa，按Tcf计算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数为6000000。所以主减速器齿轮满足弯曲强度

要求

(三) 轮齿的表面接触强度计算

锥齿轮的齿面接触应力为

Cp?j?d12TK0KsKmKf?103 N/mm2 (2.26)

KvbJ式中：T——主动齿轮的计算转矩；

Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm;

12K0，Kv，Km——见式(2.25)下的说明;

Ks——尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对淬透性的影响，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取1.0;

J——齿面接触强度的综合系数（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，按图选取

J=0.175。

当Tz=Tcf时，

=1312MPa;当Tz=min[Tce,Tcs]时

=2757MPa;上述按min[Tce,Tcs]

计算的最大接触应力不应超过2800MPa;按Tcf计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。所以主减速器齿轮满足接触强

度要求。

2.2.6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58～64HRC，而心部硬度较低，当端面模数m〉8时为29～45HRC[11]。

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0.005～0.010～0.020mm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。

2.3主减速器轴承的选择 2.3.1计算转矩的计算

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Td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

3333?fT1?fT2?fT3?fTR????1??????Td?Temax???fi2?ig2??fi3?ig3????fiR?igR???（2-?fi1?ig1?100??100??100?????100????100??1327）

式中：Temax——发动机最大转矩，在此取280N·m；

fi1，fi2…fiR——变速器在各挡的使用率，参考表2.2选取； ig1，ig2…igR——变速器各挡的传动比低挡/高档：4.717/0.784；

fT1，fT2…fTR——变速器在各挡时的发动机的利用率参考表2.2选取。

经计算Td为244N.m 2.3.2齿宽中点的圆周力 齿宽中点处的圆周力Fz为：

FZ＝

（2-28）

Dm2=D2-b2 (2-29)

Dm1=Dm2 (2-30) (2-31)

式中T——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

244N.m；

Dm——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径；

——为从动齿轮节锥角81.67°。

将各数代入上面三式中得到主动齿轮FZ1 =12.8KN Dm1=38mm， 从动齿轮Fz2=14.9KN Dm2=253.9mm。

2.3.3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，FT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，FT分解成两个相互垂直的力FN和Ff，FN垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff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Fs。F与Ff之间的夹角为螺旋角?，FT与Ff之间的夹角为法向压力角?，这样就有：

F?FTcos?cos?（2-32）

FN?FTsin??Ftan?/cos?（2-33） FS?FTcos?sin??Ftan?（2-34）

于是，①作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为

FZ?tan?sin?1?sin?1cos?1?（2.35）cos?1FZFrz?FNcos??FSsin???tan?cos?1?sin?1sin?1?（2.36）

cos?1Faz?FNsin??FScos??由式（2.35）、（2.36）计算 Faz=12.6KN、Frz=3.6KN

③ 用在从动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为

= (2-37)

) (2-38)

由式可计算Fac=4KN、Frc=14.67KN。

2.3.4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=50 轴承A，B的径向载荷分别为

?F?a?b???Frz?a?b?Fazdm1?FAr??Z?????（2.39）

aa2a?????Fb??FbFd?FBr??Z???rz?azm1?（2.40）

2a??a??a2222已知 Fz1=12.8KN、FaZ=12.6KN，FRZ=3.617KN，a=65mm,b=50mm, 所以由式（2.39）和（2.40）得：轴承A的径向力为22KN、轴承B的径向力为9.8KN 轴承A，B的轴向载荷分别为FAa?Faz?12.6KNFBa?0 ①

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P=P??Fr?YFa

式中： Q——当量动载荷；X——径向系数；Y——轴向系数；

=0.43

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n2为

n?2.66vam (2.41) rr式中：rr——轮胎的滚动半径为368mm n——轴承计算转速

vam——汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取30～35

km/h，在此取35km/h。

所以有上式可得n=

=253 r/min 预期寿命为5000h

所以C==80KN （2.42） 选取30211号轴承 Cr=90.8KN

L‘h==7428h>5000h (2.43)

所以轴承符合要求。

②对于轴承B，所承受的当量动载荷P??Fr?YFa，

式中： Q——当量动载荷；X——径向系数；Y——轴向系数；

=0

预期寿命为5000h

所以C==36KN （2.42） 选取30206号轴承 Cr=43.2KN

L‘h==9251h>5000h 所以轴承符合要求

（2）从动齿轮轴承的选择

初选c=75 d=85；F=14.9KN Frc =14.6KN Fac =4KN Dm2=253.9mm 轴承C，D的径向载荷分别为

Fcr = (2.42)

Fdr =(2.43)

=7.8KN

轴承C，D的轴向载荷分别为Fcz=Fac=4KN Fdz=0KN

① 于轴承C，所承受的当量动载荷P??Fr?YFa，

式中： Q——当量动载荷；X——径向系数；Y——轴向系数；

=0.28

预期寿命为5000h

所以C==51KN （2.42） 选取30207号轴承 Cr=54.2KN

L‘h==6001h>5000h 所以轴承符合要求

②对于轴承D，所承受的当量动载荷P??Fr?YFa，

式中： Q——当量动载荷；X——径向系数；Y——轴向系数；

=0

预期寿命为5000h

所以C==29KN （2.42） 选取30205号轴承 Cr=32.2KN

L‘h==7434h>5000h 所以轴承符合要求

2.4主减速器轴的设计与校核

2.4.1主减速器轴的设计

第一段：主动锥齿轮齿宽51㎜大端分度圆直径43.8㎜齿顶圆直径58.4㎜；

第二段：直径42㎜宽度为8㎜； 第三段：直径41㎜宽度为8㎜；

第四段：这段与轴承配合，轴承型号30206.小径30㎜，大径62，小径宽度

17.25㎜；轴直径55㎜，宽度17㎜； 第五段：直径41㎜，宽度45.5㎜；

第六段：这段于轴承配合，轴承型号20211，小径55㎜，大径100㎜，小径

宽度22.75㎜；轴直径55㎜，宽度22㎜； 第七段：键轴直径50㎜，宽30㎜； 第八段：直径M12,长度18㎜。 2.4.2主减速器轴的校核

齿轮上收到的计算转矩为TC=1797KN齿轮的圆周力F1=12.8KN，

FRC=3.6KN,FAC=12.6KN 轴承A所受的轴向力和径向力分别为FA=12.6KN

FR=22KN,轴承B所受的轴向力和径向力分别为FA=0 FR=9.8KN。其轴承所受到的轴向力和轴所受到的轴向力是一对作用力和反作用力，径向力也是作用力与反作用力。规定齿轮受的轴向力和径向力为正，前、后轴承给轴的力的方向分别与齿轮受得力方向相反，则为负；径向力FR为正，FA为负。后面键轴和螺栓轴可以不用计算，结果不受多大影响。 F1

FACFA FRC FR FR

50 65 求出水平上的弯矩并画出弯矩图MAV=65FA=819N.M

规定顺时针方向为负，齿轮所受到得弯矩为正,后齿轮受到的弯矩为负，前齿轮受到的弯矩为正，如图所示：

MA FR Mh

FR

Fr M 求出垂直上的弯矩并画出弯矩图：MAr= 65FR=637N.M 根据上面的图的方向，画出弯矩图为:

MAc

FR 合成弯矩可得Mh==1037N.m

由上图可知，后轴所受力的弯矩最大，计算危险截面的轴的直径，轴的材料选择20CrMnTi,经过调制等处理，弯曲许用应力[]_1=150MPa,则：

d=

2.5本章小结

=40mm 由于轴的最小径处也大于40mm，所以校核成功。

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。

单级减速的减速形式，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。

参考文献

①《汽车设计》——主编王望予机械工业出版社； ②《汽车构造》——主编冯晋祥人民交通出版社；

③《机械设计》——主编濮良贵陈国定吴立言高等教育出版社； ④《机械原理》——主编孙桓陈作模葛文杰高等教育出版社； ⑤《汽车制造基础》——主编陈红机械工业出版社； ⑥《汽车构造图册》——主编张则曹人民交通出版社；

⑦《机械设计基础课程设计》——主编邢琳张秀芳机械工业出版社； ⑧《汽车理论》——主编余志生机械工业出版社；

⑨机械设计手册编委会.机械设计手册减速器和变速器M].机械工业出版社。 ⑩《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册[M]。人民交通出版社。

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/bz3p.html