商用货车主减速器设计分享版

广东技术师范学院天河学院

汽车设计课程设计

题目：商用货车主减速器的设计2

系 别： 机电工程系 专 业： 车辆工程 姓 名： 学 号： 指导教师：

日 期： 2012年6月

汽车设计课程设计任务书（十）

系部： 机电工程系 课程代码： 0340137_ 班级： 一、设计题目：商用货车主减速器设计 二、原始数据 已知条件 长×宽×高（mm) 发动机最大功率[kW/(r/min)] 发动机最大转矩[Ｎ·m/(r/min)] 最高车速（km/h） 总质量（kg） 轴距（mm） 前轮距/后轮距(mm) 驱动轮类型与规格 驱动方式 1 5060×1730 ×2080 65/3200 225/2000 90 2840 2600 1345/1240 6.00-15 题 号 2 3 4701×1890 ×2060 55/3000 205/1800-2100 80 2495 2400 1385/1380 6.00-15 5040×1868 ×2130 45/3200 150/2000 90 3090 2600 1300/1240 6.00-14 FR4×2，后双胎 4 4900×1750 ×2100 57/3200 174/2000 105 2430 2515 1412/1366 6.00-14 FR4×2，后双胎 FR4×2，后双胎 FR4×2，后双胎 三、设计工作量 1. 查阅相关资料，确定主减速器的总体方案；

2. 确定主减速器参数，设计主减速器主、从动齿轮，对轴承进行选型，对主要部件进行强度计算；

3. 完成1张0#图纸的制图工作量（含装配图1张、零件图2～3张）； 4. 编制设计说明书，要求不少于6000字。 四、课程设计进度安排

1．发放任务书、讲解设计要求、熟悉设计内容，查阅资料，确定方案，共两天； 2．完成相关计算，绘制完成所需图纸，共五天； 3．编写设计说明书及答辩，共三天。 五、主要参考资料

[1]王望予.汽车设计.第四版.机械工业出版社，2004.8 [2]陈家瑞.汽车构造. 第三版.机械工业出版社，2008.10 [3]刘惟信.汽车设计.第一版.清华大学出版社，2001.7

[4]刘惟信.汽车车桥设计.第一版.清华大学出版社，2004.4

[5]冯键璋.汽车发动机原理与汽车理论.机械工业出版社，2005.1

[6]王国权、龚国庆.汽车设计课程设计指导书.机械工业出版社，2009.11 [7]杨可桢、程光蕴、李仲生.机械设计基础.第五版.高等教育出版社，2006.5 [8]刘惟信、驱动桥.人民交通出版社，北京：1987

指导教师： 签名日期： 年 月 日 教研室主任： 系主任： 审核日期： 年 月 日

商用货车主减速器设计

摘要

首先简要介绍了商用货车主减速器功用、总体构造和结构形式。然后选择了部分零、部件的参数，并对主要的零部件进行了设计和计算。驱动桥是参考斯太尔载重汽车驱动桥设计的。

关键词：主减速器；驱动桥；商用汽车；双曲面弧齿锥齿轮

Commercial goods owner speed reducer design

summary

This paper at first introduced the commercial goods owner reducer functions, general structure and form of the structure. Then select some of the parts of the parameters, and the main parts of the design and calculation. Driving axle is reference steyr heavy trucks drive axle of the design.

Keyword：main retarder；banjo axle；commercial vehicle；Hypoid arc tooth wimble gear

目录

绪论 ..................................................................... 1 主减速器的作用 ........................................................... 1 一、主减速器结构方案分析 ................................................. 1

1.1主减速器的齿轮类型 ................................................................................................... 2

1.1.1 弧齿锥齿轮传动（螺旋锥齿轮传动） ............................................................ 2 1.1.2双曲面齿轮传动 ................................................................................................. 2 1.1.3圆柱齿轮传动 ..................................................................................................... 4 1.1.4蜗杆传动 ............................................................................................................. 5 1.2主减速器的减速形式 ................................................................................................... 6

1.2.1单级主减速器 ..................................................................................................... 6 1.2.2双级主减速器 ..................................................................................................... 7 1.2.3 双速主减速器 .................................................................................................... 8 1.2.4贯通式主减速器 ............................................................................................... 10

二、主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 ..........................................11

2.1主动锥齿轮的支承 ..................................................................................................... 11 2.2从动锥齿轮的支承 ..................................................................................................... 12 三、主减速器锥齿轮主要参数选择与计算载荷的确定 .............................. 13

3.1主减速器齿轮计算载荷的确定 ................................................................................. 13

3.1.1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 ............... 13 3.1.2按驱动轮打滑转矩确定 ................................................................................... 13 3.1.3主动齿轮计算转矩为 ....................................................................................... 14 3.2锥齿轮主要参数的选择 ............................................................................................ 14 3.2.1主、从动锥齿轮齿数 ....................................................................................... 14 3.2.2从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数 ....................................................... 15 3.2.3主、从动锥齿轮齿面宽的 ............................................................................... 15 3.2.4双曲面齿轮副偏移距 ....................................................................................... 16 3.2.5中点螺旋角 ....................................................................................................... 16 3.2.6螺旋方向 ........................................................................................................... 17

3.2.7法向压力角 ....................................................................................................... 17

四、锥齿轮主要参数计算 ......................................................... 18

4.1车轮滚动半径 ............................................................................................................. 18 4.2主减速比及主、从动锥齿轮齿数 ............................................................................. 18 4.3主、从动锥齿轮大端分度圆直径 ............................................................................. 18 4.4齿轮端面模数 ............................................................................................................. 18 4.5主、从动锥齿轮齿面宽的确定 ................................................................................. 19 4.6双曲面小齿轮偏移距 ................................................................................................. 19 4.7螺旋方向 ..................................................................................................................... 19 4.8法向压力角 ................................................................................................................. 19 五、锥齿轮强度计算 .............................................................. 19

5.1单位齿长圆周力 ......................................................................................................... 19 5.2轮齿弯曲强度 ............................................................................................................. 20 5.3轮齿接触强度 ............................................................................................................. 21 六、锥齿轮轴承载荷计算 ......................................................... 22

6.1锥齿轮齿面上的作用力 ............................................................................................. 22 6.2锥齿轮的轴向力和径向力 ......................................................................................... 23

6.2.1主动锥齿轮轴向力和径向力 ........................................................................... 23 6.2.2从动锥齿轮轴向力和径向力 ........................................................................... 24 6.3锥齿轮轴承的载荷 ..................................................................................................... 24 七、轴承型号的选用 .............................................................. 26

7.1轴的设计与校核 ......................................................................................................... 26

7.1.1主动锥齿轮轴的设计与校核 ........................................................................... 26

八、锥齿轮的材料 ................................................................ 26 九、课程设计总结 ................................................................ 28 参考文献 ......................................................................... 29

商用货车主减速器设计

绪论

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。

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。

一、主减速器结构方案分析

主减速器可根据齿轮类型、减速器形式以及主、从动齿轮的支撑形式不同分类。

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1.1主减速器的齿轮类型

主减速器的齿轮弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。

1.1.1 弧齿锥齿轮传动（螺旋锥齿轮传动）

弧齿锥齿轮传动(图1.1a)的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。

a)螺旋锥齿轮传动 b)双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传动 d)蜗杆传动

图1.1 主减速器齿轮传动形式

1.1.2双曲面齿轮传动

双曲面齿轮传动(图1.1b)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，此距离称为偏移距。由于偏移距正的存在，使主动齿轮螺旋角?1大于从动齿轮螺旋角?2 (图1.2)。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比

图1.2双曲面齿轮副受力情况

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F1?cos?1 F2cos?2式中，F1、F2分别为主、从动齿轮的圆周力；?、?分别为主、从动齿轮的螺旋角。

12螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角(图2)。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。

双曲面齿轮传动比i0s为

i0s?FrFr2121?rcos?rcos?2121

式中，i0s为双曲面齿轮传动比；r1、r2分别为主、从动齿轮平均分度圆半径。 令K?cos?2/cos?1，则i0s?Ki0L。由于?1??2，所以系数K>1，一般为1．25～1．50。

弧齿锥齿轮传动比i01为

i这说明：

?01rr21

1)当双曲面齿轮与弧齿锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。 2)当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的弧齿锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。

3)当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的弧齿锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。

另外，双曲面齿轮传动比弧齿锥齿轮传动还具有如下优点：

1)在工作过程中，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。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。

2)由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的?1大于从动齿轮的?2，这样同时啮合的齿数较多，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％。

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3)双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。

4)双曲绵主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。

5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。

6)双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。

但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：

1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96％，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99％。

2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。

3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。

4)双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。

由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。 一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对弧齿锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用弧齿锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。

1.1.3圆柱齿轮传动

圆柱齿轮传动(图1.1c)一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的乘用

车驱动桥(图3)和双级主减速器驱动桥（图1.4）及轮边减速器。

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图1.3 发动机横置且前置前驱动轿车驱动桥

1.1.4蜗杆传动

蜗杆(图1.1d)传动与锥齿轮传动相比有如下优点：

1)在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比(可大于7)。 2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。 3)便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。 4)能传递大的载荷，使用寿命长。 5)结构简单，拆装方便，调整容易。

但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率低。 蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。

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图1.4 单级主减速器

1.2主减速器的减速形式

主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等(图1.5)。

图1.5 主减速器分类

1.2.1单级主减速器

单级主减速器(图1.4)可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比扎不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，

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且使从动齿轮热处理困难。

单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。

1.2.2双级主减速器

双级主减速器(图1.6)与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0一般为7～12。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。

图1.6 双级主减速器

根据结构特点不同，双级主减速器分为整体式和分开式两种。分开式双级主减速器的第一级设于驱动桥中部，称为中央减速器；第二级设于轮边，称为轮边减速器。

整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮(图1.7a)；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级

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为锥齿轮(图1.7b)；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮(图1.7c)。

对于第一级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平(图1.7d)、斜向(图1.7e)和垂向(图1.7f)三种布置方案。

纵向水平布置可以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。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。斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。

在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减速器中分配传动比时，圆柱齿轮副和锥齿轮副传动比的比值一般为1.4～2.0，而且锥齿轮副传动比一般为1.7～3.3，这样可减小锥齿轮啮合时的轴向载荷和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，以改善其支承刚度，提高啮合平稳性和工作可靠性。

1.2.3 双速主减速器

双速主减速器(图8)内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。它与普通变速器相配合，可得到双倍于变速器的挡位。双速主减速器的高低挡减速比是根据汽车的使用条件、发动机功率及变速器各挡速比的大小来选定的。大的主减速比用于汽车满载行驶或在困难道路上行驶，以克服较大的行驶阻力并减少变速器中间挡位的变换次数；小的主减速比则用于汽车空载、半载行驶或在良好路面上行驶，以改善汽车的燃料经济性和提高平均车速。

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商用货车主减速器设计 图1.7 双级主减速器布置方案

图1.8 双速主减速器

双速主减速器可以由圆柱齿轮组(图1.8-左)或行星齿轮组(图1.8-右)构成。圆柱齿轮式双速主减速器结构尺寸和质量较大，可获得的主减速比较大。只要更换圆柱齿轮轴、去掉一对圆柱齿轮，即可变型为普通的双级主减速器。行星齿轮式双速主减速器结构紧凑，质量较小，具有较高的刚度和强度，桥壳与主减速器壳都可与非双速通用，但需加强行星轮系和差速器的润滑。

对于行星齿轮式双速主减速器，当汽车行驶条件要求有较大的牵引力时，驾驶员通过操纵机构将啮合套及太阳轮推向右方，接合齿轮5的短齿与固定在主减速器上的接合齿环相接合，太阳轮1就与主减速器壳联成一体，并与行星齿轮架3的内齿环分离，而仅与行星齿轮4啮合。于是，行星机构的太阳轮成为固定轮，与从动锥齿轮联成一体的齿圈2为主动轮，与差速器左壳联在一起的行星齿轮架3为从动件，行星齿轮起减速作用，其减速比为(1+α)，α为太阳轮齿数与齿圈齿数之比。在一般行驶条件下，通过操纵机构使啮合套及太阳轮移到左边位置，啮合套的接合齿轮5与固定在主减速器壳上的接合齿环分离，太阳轮1与行星齿轮4及行星齿轮架3的内齿环同时啮合，从而使行星齿轮无法自转，行星齿轮机构不再起减速作用。显然，此时双速主减速器相当于一个单级主减速器。

双速主减速器的换挡是由远距离操纵机构实现的，一般有电磁式、气压式和电一气压综合式操纵机构。由于双速主减速器无换挡同步装置，因此其主减速比的变换是在停车时进行的。双速主减速器主要在一些单桥驱动的重型汽车

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上采用。

1.2.4贯通式主减速器

贯通式主减速器根据其减速形式可分成单级和双级两种。单级贯通式主减速器具有结构简单，体积小，质量小，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性等优点，主要用于轻型多桥驱动的汽车上。

根据减速齿轮形式不同，单级贯通式主减速器又可分为双曲面齿轮式及蜗轮蜗杆式两种结构。双曲面齿轮式单级贯通式主减速器是利用双曲面齿轮副轴线偏移的特点，将一根贯通轴穿过中桥并通向后桥。但是这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的限制，而且主动齿轮工艺性差，主减速比最大值仅在5左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱动桥上。当用于大型汽车时，可通过增设轮边减速器或加大分动器速比等方法来加大总减速比。蜗轮蜗杆式单级贯通式主减速器在结构质量较小的情况下可得到较大的速比。它使用于各种吨位多桥驱动汽车的贯通式驱动桥的布置。另外，它还具有工作平滑无声、便于汽车总布置的优点。如蜗杆下置式布置方案被用于大客车的贯通式驱动桥中，可降低车厢地板高度。

对于中、重型多桥驱动的汽车，由于主减速比较大，多采用双级贯通式主减速器。根据齿轮的组合方式不同，可分为锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮一锥齿轮式两种形式。锥齿轮一圆柱齿轮式双级贯通式主减速器可得到较大的主减速比，但是结构高度尺寸大，主动锥齿轮工艺性差，从动锥齿轮采用悬臂式支承，支承刚度差，拆装也不方便。圆柱齿轮一锥齿轮式双级贯通式主减速器的第一级圆柱齿轮副具有减速和贯通的作用，有时仅用作贯通用，将其速比设计为1。在设计中应根据中、后桥锥齿轮的布置、旋转方向、双曲面齿轮的偏移方式以及圆柱齿轮副在锥齿轮副前后的布置位置等因素来确定锥齿轮的螺旋方向，所选的螺旋方向应使主、从动锥齿轮有相斥的轴向力。这种结构与前者相比，结构紧凑，高度尺寸减小，有利于降低车厢地板及整车质心高度。

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二、主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

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。

2.1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式支承两种。

图2.1 主减速器锥齿轮的支承形式

a)主动锥齿轮悬臂式 b)主动锥齿轮跨置式 c)从动锥齿轮

悬臂式支承结构(图2.1a)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。

跨置式支承结构(图2.1b)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。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

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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。

2.2从动锥齿轮的支承

从动锥齿轮的支承(图2.1c)，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(图2.2)。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变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图2.3所示。

图2.2 从动锥齿轮辅助支承 图2.3 主、从动锥齿轮的许用偏移量

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三、主减速器锥齿轮主要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

汽车主减速器有格里森和奥利康两种切齿方法，这里介绍格里森齿制锥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低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩

TcekT?demaxkiii?n1f0

式中，Tce为计算转矩（N.m）；kd为猛接离合器所产生的动载系数，货车：

kd=1；Temax为发动机最大转矩；n为计算驱动桥数；i1为变速器一档传动比；η

为发动机到万向传动轴之间的传动效率。（汽车设计 表4-1）

取kd=1，k=1，i1=4.39，n=1，if=1，i0=4.75，?=98% 则

TcekT?demaxkiii?n1f0=

1?205?1?4.39?1?4.75?0.98=4409.76N.m

13.1.2按驱动轮打滑转矩确定

Gm?rT?i?’22csmmr

式中，Tcs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，乘用车：m2=1.2～1.4，商用车：m2=1.1～1.2；D=1.1～1.2；?为轮胎与路面间的附着系数；rr为车轮

’’’滚动半径（m）；im为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；?m为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率。（汽车设计 表4-1）

取m2=1.1，?=0.85，rr=0.335，im=1，?=95%

’ 13

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则

Gm?rT?i?’22csmmr=

2495?9.8?60%?1.1?0.85?0.335=4846.58 N.m

1?0.953.1.3主动齿轮计算转矩为

Tz?Ti?0cG

式中，Tz为主动锥齿轮的计算转矩（N.m）；i0为主传动比；?为主、从

G动锥齿轮间的传动效率，计算时对于弧齿追齿轮副，?G取95%，对于双曲面齿轮副，当i0＞6时，?G取85%，当i0≤6时，?G取90%。 则

TT??iz0cG4409.76?1031.52 N.m

4.75?0.93.2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β、法向压力角α等。

3.2.1主、从动锥齿轮齿数

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，对于货车，Z1一般不少于6。

4)当主传动比i0较大时，尽量使Z1取得小些，以便得到满意的离地间隙。

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5)对于不同的主传动比，Z1和Z2应有适宜的搭配。

3.2.2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，D2对驱动桥壳尺寸有影响，D2大将影响桥壳的离地间隙；D2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。

D2可根据经验公式初选

D2?KD3Tc

2式中，D2为从动锥齿轮大端分度圆直径（mm）；KD2为直径系数，一般为13.0～15.3；Tc为从动锥齿轮的计算转矩（N.m）。Tc=min[Tce,Tcs]

ms由下式计算

m?D/Zs22

式中，ms为齿轮端面模数。 同时，ms还应满足

ms?Km3Tc

式中，Km为模数系数，取0.3～0.4。

3.2.3主、从动锥齿轮齿面宽的

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。此外，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。

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≤10ms，一般也推荐b2=0.155D2。对于弧齿锥齿轮，b1一般比

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b2大10%。

3.2.4双曲面齿轮副偏移距

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，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。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值也应越大，但应保证齿轮不发生根切。

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，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线的下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。图。3.1a、b为主动齿轮轴线下偏移情况，图3.1c、d为主动齿轮轴线上偏移情况。

图3.1 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向

（a)、（b)主动齿轮轴线下偏移 （c)、（d)主动齿轮轴线上偏移

3.2.5中点螺旋角

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

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等的，而且β1>β2,β1与β2之差称为偏移角?(图1.2)。

选择β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。β越大，则?F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β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β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°。

3.2.6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。

3.2.7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用小压力角，并使齿轮运转平稳，噪小低。对于弧齿锥齿轮，乘用车的α一般选用14°30′或16°；商用车的α为20°；重型货车：α为22°30′。对于双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相等的，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，乘用车为19°或20°，商用车为20°或22°30′。现选取α为20°。

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四、锥齿轮主要参数计算

4.1车轮滚动半径

D?3.05（可根据轮胎规格6.0-15查表得=705mm） ?D0Dr2?0r0’所以rrD?3.05?0’2?=

705?3.05=335.66mm 2?4.2主减速比及主、从动锥齿轮齿数

i0?0.377rr?npVmaxi=0.377335.66?3000=4.75

80?1根据表4.1因为i0（4.5～5.0），所以Z1取8，则Z2=8×4.75=38 Z1与Z2无公约数且取整故Z2=37 所以i0=Z2/Z1=4.63

表4.1传动比与主动锥齿轮齿数选择

4.3主、从动锥齿轮大端分度圆直径

D2?KDTc32?=1334409.76=213.18mm

4.4齿轮端面模数

ms?D2/z2=213.18÷37=5.76

同时，ms还应满足

ms?Km3Tc=0.334409.76=4.92≤ms?D2/z2=213.18 ÷37=5.76成立

式中，Km为模数系数，取0.3～0.4。 取ms=6（汽车设计 表3-1 ） 则D1?m1?Z1?Z=6×8=48 D2?m12=6×37=222

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4.5主、从动锥齿轮齿面宽的确定

b2=0.155D2=0.155×222=33.3mm b1=b2（1+10%）=33.3×1.1=36.63mm

4.6双曲面小齿轮偏移距

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，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。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值也应越大，但应保证齿轮不发生根切。 E≤0.1D2=0.1×222=22.20mm 取E=22mm

4.7螺旋方向

主动锥齿轮螺旋方向采用左旋，从动锥齿轮螺旋方向采用右旋。

4.8法向压力角

法向压力角α取20°

五、锥齿轮强度计算

在选好主减速器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、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，常用齿轮上的单位齿长圆周力来估算，即

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p?Fb

2式中，p为轮齿上单位齿长圆周力；F为作用在轮齿上的圆周力；b2为从动齿轮齿面宽。

按发动机最大转矩计算时

p??2kTkii??10nDbdemaxgf123

2?1?205?1?1?4.75?0.96?103?1.17?103N/mm＜[P]1?48?33.3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)；其它符号同前。

按驱动轮打滑转矩计算时

p2Gm?r?10Dbi?2?2495?9.8?60%?1.1?0.85?0.335?10??22r322mm’

?1.29?103N/mm＜[P]3222?33.3?1?0.96式中符号同前。

许用的单位齿长圆周力[p]见表5.1。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，[p]有时高出表中数值的20％～25％。

表5.1 单位齿长圆周力许用值[p]

5.2轮齿弯曲强度

?式中，

W?2Tkkk? 10mkvDbJc0sm3sW?W为锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(MPa)；Tc为所计算齿轮的计算转矩

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(N·m)，对于从动齿轮，Tc=min[Tce,Tcs]和Tcf，对于主动齿轮，Tc还要按式(5-10)换算；k0为过载系数，一般取1；ks为尺寸系数，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ms>=1.6mm时ks?(ms/25.4)0.25，当ms<1.6mm时，ks＝0.69；km为齿面载荷分配系数，跨置式结构：km＝1.0～1.1，悬臂式结构：km＝1.10～1.25；kv为质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，kv＝1.0；b为所计算的齿轮齿面宽(mm)；D为所讨论齿轮大端分度圆直径(mm)；参考文献[7]。

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6x106。

JW为所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取法见

?W?2Tkkk?

10kvmDbJc0sm3sW

?2?4409.76?1?0.69?1?101?5.76?0.033?0.172?0.23?93.1MP＜?[w] 符合要求。

5.3轮齿接触强度

锥齿轮轮齿的齿面接触应力为

?式中，

J?C2Tkkkk?

10kbJDpz0smf31VJ?J为锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)；D1为主动锥齿轮大端分度

圆直径(mm)；b取b1和b2的较小值(mm)；ks为尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0；kf为齿面品质系数，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，ks取1.0；

Cp为综合弹性系数，钢对钢齿轮，Cp取232.6N1/2mm；JJ为齿面接触强度的

综合系数，取法见参考文献[11]；k0、km、kv见式(5-14)的说明。

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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。 则

C??DJp12Tzk0kskmkf?10kbJVJ3?200.07?1?1?1?10 =232.6245.0833.04?0.251?3 =1135.7 N.m＜[?j] 符合要求

六、锥齿轮轴承载荷计算

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

F?2T Dm2T?Temax3fff1[fg1(ig1?T1)3?fg2(ig2?T2)3?fg3(ig3?T3)3???? 100100100100式中Temax—发动机最大转矩，N?m

fgi—变速器1、2、3、···、倒档使用率其值可参考表 igi—变速器1、2、3、···、倒档的传动比

fTi—变速器处于1、2、3、···、倒档时的发动机转矩利用率

查表可得fg1?1，fg2?3，fg3?5，fg4?16，fg5?75，

fT1?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ig5?1，则

ig4?4ig1，ig3?4ig1，ig2?4ig1，其中已知一档传动比为ig1?4.39，所以各档

2322

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的传动比取为ig2?2.10，ig3?1.63，ig4?1.45，将数据代入上式可得

1506070[1?(4.39?)3?3?(2.10?)3?5?(1.63?)3100100100100T?373.4?3?170.00N?m7060?16?(1.45?)3?75?(1?)3100100

式中，T为作用在从动齿轮上的转矩；Dm2为从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式(5-17)确定，即

Dm2= D2?b2sin?2=213.18-33.04×0.97=180.91mm

Dm1?Dm2Z1Z2?180.91837?39.12mm

式中，D2为从动齿轮大端分度圆直径；b2为从动齿轮齿面宽；γ2为从动齿轮节锥角。

?1?arttanZ18?arttan?12.19 Z237?2?90??1?78.81?

所以F?2T2?205??2.27KN Dm2180.916.2锥齿轮的轴向力和径向力

6.2.1主动锥齿轮轴向力和径向力

轴向力 Faz?F(tan?sin??sin?cos?) cos?2.27(tan20sin12.19?sin35cos12.19)??1.34KN cos35F(tan?cos??sin?sin?) cos?2.27(tan20cos12.19?sin35sin12.19)?1.31KN cos35 ?径向力 FRz? ? 23

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6.2.2从动锥齿轮轴向力和径向力

轴向力 Fac?F(tan?sin??sin?cos?) cos?2.27(tan20sin77.81?sin35cos77.81)?1.31KN cos35F(tan?cos??sin?sin?) cos?2.27(tan20cos77.81?sin35sin77.81)??1.34KN cos35 ?径向力 FRc? ?注：公式中的节锥角γ在计算主动齿轮受力时用面锥角代之，计算从动齿轮受力时用根锥角代之。计算结果中，如轴向力为正值表明力的方向离开锥顶，负值表示指向锥顶；径向力是正值表明力使该齿轮离开相啮合齿轮，负值表明力使该齿轮趋向相啮合齿轮。当计算双曲面齿轮受力时，?为齿轮驱动齿廓的法向压力角。

6.3锥齿轮轴承的载荷

当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图6.2为单级主减速器悬臂式支撑的尺寸布置图，各轴承的载荷计算如下。

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图6.1 主动锥齿轮齿面受力图 图6.2 单级主减速器轴承布置尺寸

表6.1 轴承上的载荷

径向轴力 承轴A 向力 径向轴力 承轴B 向力 0 D 向力 0 FbFDFb ()2?(RZ?RZm1)2aa2a)F(a?b)2FRZ(a?b)FRZDm12 []?[?]aa2a径(向轴力 承轴C 向力 径(Fd2FRZdFRZDm22)?[?]c?dc?d2(c?d) =2.31KN =1.03 KN Faz=-1.34KN Fac=1.31KN 向轴力 承轴FcFDFc2)?[RZ?RZm2]2c?dc?d2(c?d) =1.26 KN =0.84 KN 注：Dm1、Dm2分别为主、从动齿轮轮齿宽中心点的分度圆直径。

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七、轴承型号的选用

7.1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。

7.1.1主动锥齿轮轴的设计与校核

7.1.1.1最小直径的确定 此轴为花键轴，初选为

d?K3Tm'

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。 根据轴的直径查机械设计基础附录表1

《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 50 110 42.25 32310 主动圆锥齿轮后轴承 65 140 48 32313 从动圆锥齿轮轴承 50 110 42.25 32310

八、锥齿轮的材料

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。

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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，尽量少用含镍、铬元素的材料，而选用含锰、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、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。

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九、课程设计总结

通过这两周的课程设计，充分将前三年所学专业知识用以实践，这不但是一次

设计过程，还是系统的复习了前面所学专业知识。两周的课程设计虽说时间紧，但组员之间都能从容地对待，充分发挥自己的聪明才智，将主减速器设计流程合理的规划出来。组员的合作也是这次课程设计的要点，通过合作，可以充分利用时间，分工合作，循序渐进，不断改进所提出的方案，通过组员之间的讨论，选出最合理的方案。在这次课程设计过程中，充分应用了计算机的Word，Excel，又在画图中练习了CAD软件，计算主减速器主要参数又加深了对汽车设计重要理论知识的理解。这次课程设计比起前两次课程设计更加繁琐、复杂，这也是作为一个设计者必须经过的一个重要过程，如果没有一个由低到高，由简到繁，由易到难的过程，是很难成功的。这次课程设计主要是熟悉设计流程，掌握查阅相关手册、资料的方法。通过这次课程设计，相当于为毕业设计做准备。

每一次的课程设计都是难忘的，积累经验，为以后工作做准备。课程设计中存在不足之处，希望老师指出。

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商用货车主减速器设计

参考文献

[1]王望予.汽车设计.第四版.机械工业出版社，2004.8. [2]陈家瑞.汽车构造. 第三版.机械工业出版社，2008.10. [3]刘惟信.汽车设计.第一版.清华大学出版社，2001.7. [4]刘惟信.汽车车桥设计.第一版.清华大学出版社，2004.4. [5]冯键璋.汽车发动机原理与汽车理论.机械工业出版社，2005.1. [6]刘惟信、驱动桥.人民交通出版社，北京：1987.

[7]王国权、龚国庆.汽车设计课程设计指导书.机械工业出版社，2009.11. [8]杨可桢、程光蕴、李仲生.机械设计基础.第五版.高等教育出版社，2006.5.

[9]GB/T 2977-2008，载重汽车轮胎规格、尺寸、气压与负荷.中国标准出版社，2008.6. [10]GB-T297-94，滚动轴承、圆锥滚子轴承外形尺寸.中国标准出版社，1994.12.

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/f0t.html