1、.PAGE 1目錄TOC o 1-3 h z uHYPERLINK l _Toc233715626摘 要 PAGEREF _Toc233715626 h IHYPERLINK l _Toc233715627Abstract PAGEREF _Toc233715627 h IIHYPERLINK l _Toc233715628第1章 緒 論 PAGEREF _Toc233715628 h 1HYPERLINK l _Toc2337156291.1國外主減速器行業現狀和開展趨勢 PAGEREF _Toc233715629 h 1HYPERLINK l _Toc2337156301.2本設計的目的和

2、意義 PAGEREF _Toc233715630 h 2HYPERLINK l _Toc2337156311.3本次設計的主要容 PAGEREF _Toc233715631 h 2HYPERLINK l _Toc233715632第2章 主減速器的設計 PAGEREF _Toc233715632 h 3HYPERLINK l _Toc2337156332.1主減速器的構造型式的選擇 PAGEREF _Toc233715633 h 3HYPERLINK l _Toc233715634主減速器的減速型式 PAGEREF _Toc233715634 h 3HYPERLINK l _Toc233715

3、635主減速器齒輪的類型的選擇 PAGEREF _Toc233715635 h 4HYPERLINK l _Toc233715636主減速器主動錐齒輪的支承形式 PAGEREF _Toc233715636 h 6HYPERLINK l _Toc233715637主減速器從動錐齒輪的支承形式及安置方法 PAGEREF _Toc233715637 h 7HYPERLINK l _Toc2337156382.2主減速器的根本參數選擇與設計計算 PAGEREF _Toc233715638 h 8HYPERLINK l _Toc233715639主減速比確實定 PAGEREF _Toc233715639

4、 h 8HYPERLINK l _Toc233715640主減速器計算載荷確實定 PAGEREF _Toc233715640 h 9HYPERLINK l _Toc233715641主減速器根本參數的選擇 PAGEREF _Toc233715641 h 11HYPERLINK l _Toc233715642主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算 PAGEREF _Toc233715642 h 15HYPERLINK l _Toc233715643主減速器雙曲面齒輪的強度計算 PAGEREF _Toc233715643 h 23HYPERLINK l _Toc233715644主減速器齒輪的材料及熱處

5、理 PAGEREF _Toc233715644 h 27HYPERLINK l _Toc2337156452.3主減速器軸承的選擇 PAGEREF _Toc233715645 h 28HYPERLINK l _Toc233715646計算轉矩確實定 PAGEREF _Toc233715646 h 28HYPERLINK l _Toc233715647齒寬中點處的圓周力 PAGEREF _Toc233715647 h 28HYPERLINK l _Toc233715648雙曲面齒輪所受的軸向力和徑向力 PAGEREF _Toc233715648 h 29HYPERLINK l _Toc23371

6、5649主減速器軸承載荷的計算及軸承的選擇 PAGEREF _Toc233715649 h 30HYPERLINK l _Toc2337156502.4本章小結 PAGEREF _Toc233715650 h 34HYPERLINK l _Toc233715651第3章 差速器設計 PAGEREF _Toc233715651 h 35HYPERLINK l _Toc2337156523.1差速器構造形式的選擇 PAGEREF _Toc233715652 h 35HYPERLINK l _Toc2337156533.2對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 PAGEREF _Toc233715653

7、 h 37HYPERLINK l _Toc2337156543.3對稱式圓錐行星齒輪差速器的構造 PAGEREF _Toc233715654 h 38HYPERLINK l _Toc2337156553.4對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 PAGEREF _Toc233715655 h 38HYPERLINK l _Toc233715656差速器齒輪的根本參數的選擇 PAGEREF _Toc233715656 h 38HYPERLINK l _Toc233715657差速器齒輪的幾何計算 PAGEREF _Toc233715657 h 40HYPERLINK l _Toc233715658差速器

8、齒輪的強度計算 PAGEREF _Toc233715658 h 42HYPERLINK l _Toc2337156593.5本章小結 PAGEREF _Toc233715659 h 43HYPERLINK l _Toc233715660第4章 驅動半軸的設計 PAGEREF _Toc233715660 h 44HYPERLINK l _Toc2337156614.1半軸構造形式的選擇 PAGEREF _Toc233715661 h 44HYPERLINK l _Toc2337156624.2全浮式半軸計算載荷確實定 PAGEREF _Toc233715662 h 46HYPERLINK l _

9、Toc2337156634.3全浮式半軸的桿部直徑的初選 PAGEREF _Toc233715663 h 47HYPERLINK l _Toc2337156644.4全浮式半軸的強度計算 PAGEREF _Toc233715664 h 47HYPERLINK l _Toc2337156654.5半軸花鍵的計算 PAGEREF _Toc233715665 h 47HYPERLINK l _Toc233715666花鍵尺寸參數的計算 PAGEREF _Toc233715666 h 47HYPERLINK l _Toc233715667花鍵的校核 PAGEREF _Toc233715667 h 49

10、HYPERLINK l _Toc2337156684.6本章小結 PAGEREF _Toc233715668 h 50HYPERLINK l _Toc233715669結論 PAGEREF _Toc233715669 h 51HYPERLINK l _Toc233715670參考文獻 PAGEREF _Toc233715670 h 52HYPERLINK l _Toc233715671致 PAGEREF _Toc233715671 h 53HYPERLINK l _Toc233715672附錄A： PAGEREF _Toc233715672 h 54.1摘要本設計的任務是設計一臺用于輕型商用車

11、上的主減速器，采用單級主減速器，該減速器具有構造簡單、體積及質量小且本錢低等優點，因此廣泛用于各種中、小型汽車上。例如，轎車、輕型載貨汽車都是采用單級主減速器，大多數的中型載貨汽車也采用這種形式。根據輕型載貨汽車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速、發動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數，選擇適當的主減速比。根據上述參數，再結合汽車設計、汽車理論、汽車構造、機械設計等相關知識，計算出相關的主減速器參數并論證設計的合理性。它功用是：將輸入的轉矩增大并相應降低轉速；當發動機縱置時還具有改變轉矩旋轉方向的作用。本設計主要容有：主減速器的齒輪類型、主減速

12、器的減速形式、主減速器主動齒輪和從動錐齒輪的支承形式、主減速比確實定、主減速器計算載荷確實定、主減速器根本參數的選擇、主減速器齒輪的材料及熱處理、主減速器軸承的計算、對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理、對稱式圓錐行星齒輪差速器的構造、對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計、全浮式半軸計算載荷確實定、全浮式半軸的直徑的選擇、全浮式半軸的強度計算、半軸花鍵的強度計算。關鍵詞: 主減速比；主動齒輪；從動齒輪；差速器；行星齒輪AbstractThe design task is to design for a light mercial vehicle on the main reducer, using a

13、 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 e*ample, car, li-ght truck and are based on single-stage main reducer, the majority of medium-laden vehic-les were also using this

14、 form.According to the shape of light truck, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and the ma*imum speed, the engI-nes ma*imum power, ma*imum torque, displacement and other important parameters, se-lect the appropriate The main reduction ra

15、tio. Based on the above parameters, bined w-ith the car design, automotive theory, automobile construction, mechanical design and oth-er related knowledge, to calculate the relevant parameters of the main reducer and demon-strate the rationality of the design.Its purpose is to: increase the input to

16、rque 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 reducer forms the main, the main driving gear reducer and the driven bevel gear supporting the form of the determinat

17、ion 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 treatment, the calculation of the main bearing reducer, pla-netary gear symmetric conical differential of the diffe

18、rential principle, symmetric co-ne of the structure of planetary gear differential, planetary symmetric cone different-ial gear design, the whole floating a*le load calculation to determine the whole dia-meter floating a*le option, all the strength of floating a*le, the a*le spline strength calculat

19、ion.Key words: The main reduction ratio; gear; driven gear; differential; Planetary Gear.1緒論國外主減速器行業現狀和開展趨勢中國汽車主減速器產業是緊隨桑塔納等合資工程的國產化配套戰略成長起來的，開展時間不長。相比跨過公司，我國汽車主減速器企業多年來定位于汽車集團部配套或效勞于地方區域市場，國競爭不充分，開展明顯滯后于整車。主要表現在以下幾個方面：一是市場競爭不充分，產業集中度低，企業規模效益普遍不高，不能適應零部件業規?；?、低本錢的開展要求。二是受體系供應鏈條的限制，不同地區的主減速器供應體系之間的供應鏈

20、互相不穿插。三是主減速器供應以外資或合資企業為主，外鄉企業的專業化水平不高，產品技術含量低。國外汽車主減速器行業現狀：一是零部件市場投資集中，易于形成較大經濟規模，生產本錢降低，利于實現通用化共享平臺；二是主減速器企業產品研發投入力度大，便于技術水平提升，形成與主機廠的同步開發能力；三是這種現象導致其他國家主減速器企業跨地區、跨集團的資產重組難以實現上規模、上水平的目標，其后果是其產品的技術水平、生產本錢、產品質量以及營銷效勞網絡等與跨國公司的差距進一步拉大。由于新的競爭環境的形成，以歐美日為代表的全球性汽車產業鏈正在逐步構成一個新型的汽車工業零整關系，我們可以清楚地看到世界汽車零部件企業正紛

21、紛從整車企業中獨立出來， 這極改變了原有汽車產業的垂直一體化分工協作模式，零部件企業與整車企業形成了對等合作、戰略伙伴的互動協作關系。根據Wards AutoWorld的最新調研說明，日本汽車業在近幾年來通過建立起一種以追求團隊精神和協調意識，運用戰略聯盟或外包的形式，加強與供應商和承銷商之間合作的新型零整體系顯得尤為富有成效。經由細致的功能與本錢比較，研究自身優勢所在，或有可能建立起的競爭優勢，并集中力量開展這種優勢；同時，從維護企業品牌角度研究企業的核心環節，保存并增強這些環節上的能力，把不具有優勢的或非核心的一些環節別離出去，同時不斷尋求能與之到達協同的合作伙伴，共同完成價值鏈的全過程。

22、日本企業的做法，擺脫了“縱向一體化的負面影響，將資源得以外延，借助零部件企業的資源到達快速響應市場的目的，于是出現了這一新型的“橫向一體化模式。開展趨勢：世界汽車工業的全球化重組和我國汽車工業的迅猛開展，使汽車主減速器產業處于快速變化的環境中，我國汽車主減速器企業在開展戰略的制定和實施過程中，還會不斷出現新的問題，對已有問題的認識也在不斷深化。這就要求我們與時俱進，開拓思想，不斷提高對問題的認識，及時調整對策措施，沉著應對，使企業穩步安康開展。當今世界各國齒輪和齒輪減速器向著六高、二低、二化方向開展的總趨勢，即：高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高傳動效率；低噪聲、低本錢；標準

23、化和多樣化。由于計算機技術、信息技術和自動化技術的廣泛應用，齒輪減速器的開展將躍上新的臺階，從經濟指標、產業鏈、宏觀政策等多個角度刻畫汽車主減速器開展變化，洞察行業開展動向，準確把握開展規律，可見中國外鄉汽車主減速器存在巨大開展空間。因此，此題目的設計尤為重要。本設計的目的和意義隨著參加WTO以來我國汽車市場的進一步開放，跨國汽車集團及零部件供應商紛紛調整了在華戰略，將過去相對獨立的“中國戰略轉變為符合其長遠利益和整體利益的“全球戰略，中國市場逐步成為其“全球戰略的重要組成局部，它們對中國市場的投資會進一步加大。可以預見，跨國汽車集團及核心零部件供應商對我國汽車產業的控制力會進一步增強。主減速

24、器是驅動橋的重要組成局部，其性能的好壞直接影響到車輛的動力性、經濟性。目前,國減速器行業重點骨干企業的產品品種、規格及參數覆蓋圍近幾年都在不斷擴展，產品質量已到達國外先進工業國家同類產品水平，完全可承擔起為我國汽車行業提供傳動裝置配套的重任，局部產品還出口至歐美及東南亞地區。由于計算機技術、信息技術和自動化技術的廣泛應用，主減速器將有更進一步的開展。對主減速器的研究能極促進我國的汽車工業的開展。本次設計的主要容本設計的目標是設計一種輕型商用車的主減速器，本設計主要研究的容有：主減速器的齒輪類型、主減速器的減速形式、主減速器主動齒輪和從動錐齒輪的支承形式、主減速比確實定、主減速器計算載荷確實定、

25、主減速器根本參數的選擇、主減速器齒輪的材料及熱處理、主減速器軸承的計算、對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理、對稱式圓錐行星齒輪差速器的構造、對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計、全浮式半軸計算載荷確實定、全浮式半軸的直徑的選擇、全浮式半軸的強度計算、半軸花鍵的強度計算。主減速器的設計根據輕型載貨汽車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速、發動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數，選擇適當的主減速比。根據上述參數，再結合汽車設計、汽車理論、汽車構造、機械設計等相關知識，計算出相關的主減速器參數并論證設計的合理性。主減速器的構造型式的選擇主減速器的構造型式，主

26、要是根據其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。主減速器的減速型式主減速器的減速型式分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫穿、雙級貫穿、主減速及輪邊減速等。(1)單級主減速器如圖2.1所示為單級主減速器。由于單級主減速器具有構造簡單、質量小、尺寸緊湊及制造本錢低廉的優點，廣泛用在主減速比i7.6的各種中、小型汽車上。單級主減速器都是采用一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪，也有采用蝸輪傳動的。圖2.1單極主減速器 圖2.2雙級主減速器(2)雙級減速如圖2.2所示為雙級主減速器。由兩級齒輪減速器組成，構造復雜、質量加大，制造本錢也顯著增加，因此僅用于主減速比較大(7.60時可取=

27、2.0；汽車滿載時的總質量在此取5455 ；該汽車的驅動橋數目在此取1；傳動系上傳動局部的傳動效率，在此取0.9。根據以上參數可以由(2.3得：=62112按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩2.4式中：汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，在此取32550N，此數據參考同類車型；輪胎對路面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，可以取=0.85；對越野汽車取=1.0；對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取=1.25；在此取=0.85；車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為7.50-16，則有其滾動半徑為0.394m；，分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0

28、.9，由于沒有輪邊減速器取1.0。所以由公式2.4得:=121123按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩定，其正常持續的轉矩根據所謂的平均牽引力的值來確定：2.5式中：汽車滿載時的總重量，在此取54550N;所牽引的掛車滿載時總重量，N，但僅用于牽引車的計算；道路滾動阻力系數，對于載貨汽車可取0.0150.020；在此取0.018；汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，對于載貨汽車可取0.050.09在此取0.07；汽車的性能系數在此取0；，分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0；該汽

29、車的驅動橋數目在此取1；車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為7.50-16，則有其滾動半徑為0.394m。所以由式2.5得： =2101.5主減速器根本參數的選擇1主、從動錐齒輪齒數和選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：為了磨合均勻，之間應防止有公約數；為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不小于40；為了嚙合平穩，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6；主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙；對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。2從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒

30、輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝?？筛鶕洑v公式初選，即2.6式中：直徑系數，一般取13.016.0；從動錐齒輪的計算轉矩，為和中的較小者取其值為6221；由式2.6得：=13.016.0=239.09294.27；初選=260 則齒輪端面模數=/=260/35=7.43=357.43=260.053主，從動齒輪齒面寬的選擇齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端會引起輪齒小

31、端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒外表的耐磨性和輪齒的強度會降低。 另外,由于雙曲面齒輪的幾何特性,雙曲面小齒輪齒面寬比大齒輪齒面寬要大。一般取大齒輪齒面寬=0.155=0.155260.05=38.09mm，小齒輪齒面寬=1.1=1.138.09=41.90mm4小齒輪偏移距及偏移方向的選擇載貨汽車主減速器的E值，不應超過從從動齒輪節錐距的20%或取E值為d的10%12%，且一般不超過12%。傳動比愈大則E值也應愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距E可達從動齒輪節圓直徑的2030。但當E大干的20時，應檢查是否存在根切。E=(0.10.12)=(0.

32、10.12)260.05=26.0131.20mm初選E=30mm雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種，如圖2.7所示：由從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側，這時如果主動齒輪在從動齒輪中心線上方時，則為上偏移，在下方時則為下偏移。其中a、b是下偏移，c、d是上偏移。雙曲面齒輪的偏移方向與其輪齒的螺旋方向間有一定的關系：下偏移時主動齒輪的螺旋方向為左旋，從動齒輪為右旋；上偏移時主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋。本減速器采用下偏移。a bc d圖2.7雙曲面齒輪的偏移方式5螺旋角的選擇雙曲面齒輪螺旋角是沿節錐齒線變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，齒面寬中點處的螺旋角稱

33、為齒輪中點螺旋角。螺旋錐齒輪中點處的螺旋角是相等的。二對于雙曲面齒輪傳動，由于主動齒輪相對于從動齒輪有了偏移距，使主動齒輪和從動齒輪中點處的螺旋角不相等。且主動齒輪的螺旋角大，從動齒輪的螺旋角小。 選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.52.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。 汽車主減速器雙曲面齒輪大小齒輪中點處的平均螺旋角多為3540。主動齒輪中點處的螺旋角可按下式初選:=+2.7式中：主動輪中點處的螺旋角，mm；，主、從動輪齒數；分別為8，35；雙曲面齒輪偏移距, 30

34、mm；從動輪節圓直徑，260.05mm；由式2.7得:=+=45.84從動齒輪中點螺旋角可按下式初選:雙曲面齒輪傳動偏移角的近似值；雙曲面從動齒輪齒面寬為38.09mm；=-=45.84-=34.23、從動齒輪和主動齒輪中點處的螺旋角。平均螺旋角=40.04。6螺旋方向的選擇主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。如圖2.8所示，螺旋方向與雙曲面齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有別離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。圖2

35、.8雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力7法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數下降，對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側的法向壓力角不等，因此應按平均壓力角考慮，載貨汽車選用2230或20的平均壓力角，在此選用20的平均壓力角。主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算1大齒輪齒頂角與齒根角圖2.9收縮齒兩種形式標準收縮齒a和雙重收縮齒(b)各有其優缺點，采用哪種收縮齒應按具體情況而定。雙重收縮齒的優點在于能提高小齒輪粗切工序的效率。雙重收縮齒的輪齒參數，其大、小齒輪根錐角的選定是考慮到用一把使

36、用上最大的刀頂距的粗切刀，切出沿齒面寬方向正確的齒厚收縮來。當大齒輪直徑大于刀盤半徑時采用這種方法是最好的，不是這種情況而要采用雙重收縮齒，齒高的急劇收縮將使小端的齒輪又短又粗。標準收縮齒在齒高方向的收縮好，但可能使齒厚收縮過多，結果造成小齒輪粗切刀的刀頂距太小。這種情況可用傾錐根母線收縮齒的方法或仔細選用刀盤半徑加以改善，即當雙重收縮齒會使齒高方向收縮過多，而標準收縮齒會使齒厚收縮過多時，可采用傾錐根母線收縮齒作為兩者之間的這種。大齒輪齒頂角和齒根角為了得到良好的收縮齒,應按下述計算選擇應采用采用雙重收縮齒還是傾錐根母線收縮齒。用標準收縮齒公式來計算及 2.8 2.9 2.10 2.11 2

37、.12 2.13 2.14 2.15 2.16由2.12與2.13聯立可得: 2.17 2.182.192.20 2.21式中： ,小齒輪和大齒輪的齒數；大齒輪的最大分度圓直徑,已算出為260.05mm；大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑；在節錐平面大齒輪齒面寬中點錐距mm；大齒輪齒面寬中點處的齒工作高；大齒輪齒頂高系數取0.15；大齒輪齒寬中點處的齒頂高；大齒輪齒寬中點處的齒跟高；大齒輪齒面寬中點處的螺旋角；大齒輪的節錐角；齒深系數取3.7；從動齒輪齒面寬。所以：43.820.73計算標準收縮齒齒頂角與齒根角之和。 2.22 2.23 2.24 2.25由式2.19與2.23聯立可得: 2.2

38、6刀盤名義半徑,按表選取為114.30mm輪齒收縮系數當為正數時,為傾根錐母線收縮齒，應按傾根錐母線收縮齒重新計算及。按傾根錐母線收縮齒重新計算大齒輪齒頂角及齒跟角。 2.27 2.28 2.29 2.30 由式2.27與2.28聯立可得: 2.31 2.32大齒輪齒頂高系數取0.15傾根錐母線收縮齒齒根角齒頂角之和2大齒輪齒頂高 2.332.34大齒輪節錐距由式2.33，2.34得：3大齒輪齒跟高 2.35大齒輪齒寬中點處齒跟高由式2.35得：4徑向間隙5大齒輪齒全高6大齒輪齒工作高7大齒輪的面錐角8大齒輪的根錐角9大齒輪外圓直徑10小齒輪面錐角11小齒輪的根錐角12小齒輪的齒頂高和齒根高齒

39、頂高:齒根高； 表2.2主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸參數表序 號項 目符號數值1主動齒輪齒數82從動齒輪齒數353端面模數7.54主動齒輪齒面寬41.90 mm5從動齒輪齒面寬38.09 mm6主動齒輪節圓直徑60.00 mm7從動齒輪節圓直徑262.5mm8主動齒輪節錐角12.889從動齒輪節錐角77.1210節錐距 133.31mm11偏移距30mm12主動齒輪中點螺旋角 45.8413從動齒輪中點螺旋角34.2314平均螺旋角40.0415刀盤名義半徑114.30mm16從動齒輪齒頂角1.1217從動齒輪齒根角6.3418主動齒輪齒頂高5.75mm19從動齒輪齒頂高1.77 mm20主動

40、齒輪齒根高7.26mm21從動齒輪齒根高 11.84mm22螺旋角3523徑向間隙 1.51mm24從動齒輪的齒工作高11.5mm25主動齒輪的面錐角18.81 26從動齒輪的面錐角78.2427主動齒輪的根錐角11.5228從動齒輪的根錐角70.7829最小齒側間隙允許值0.175mm主減速器雙曲面齒輪的強度計算在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進展計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及平安可靠性地工作。在進展強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。1、齒輪的損壞形式及壽命齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下

41、： 1輪齒折斷 主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度缺乏而引起的過載折斷。折斷多數從齒根開場，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。= 1 * GB3疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經受交變的彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產生初始的裂紋。隨著載荷循環次數的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒局部地或整個地斷掉。在開場出現裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。= 2 * GB3過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值

42、載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側間隙調節不當、安裝剛度缺乏、安裝位置不對等原因，使輪齒外表接觸區位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時，往往會使一端經常是大端沿斜向產生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。 為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當的模數、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。 2齒面的點蝕及剝落 齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于外表接觸強度缺乏而引起的。= 1 * GB3點蝕

43、：是輪齒外表屢次高壓接觸而引起的外表疲勞的結果。由于接觸區產生很大的外表接觸應力，常常在節點附近，特別在小齒輪節圓以下的齒根區域開場，形成極小的齒面裂紋進而開展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現象就稱為點蝕。一般首先產生在幾個齒上。在齒輪繼續工作時，則擴大凹坑的尺寸及數目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的圍適當加大齒面寬也是一種方法。= 2 * GB3齒面剝落：發生在滲碳等外表淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深

44、的凹坑。凹坑壁從齒外表陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是外表層強度不夠。例如滲碳齒輪外表層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使滲碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一局部滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。3齒面膠合 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒外表的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造成的外表損壞現象和擦傷現象稱為膠合。它多出現在齒頂附近，在與節錐齒線的垂直方向產生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現象的方法是改善潤滑條件等。4齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動、

45、研磨或劃痕所造成的損壞現象。規定圍的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未去除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予防止。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規定里程更換規定的潤滑油并進展清洗是防止不正常磨損的有效方法。汽車驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現是齒根疲勞折斷和由外表點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環次數均以超過材料的耐久疲勞次數。2、實踐說明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續載荷即平均計算轉矩有關，而與汽車預期壽命期間出現的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸

46、出轉矩Tec和最大附著轉矩Tcs并不是使用中的持續載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應力，不能作為疲勞損壞的依據。 主減速器雙曲面齒輪的強度計算1 單位齒長上的圓周力在汽車主減速器齒輪的外表耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 Nmm (2.36)式中：P作用在齒輪上的圓周力，按發動機最大轉矩Tema*和最大附著力矩 兩種載荷工況進展計算，N； 從動齒輪的齒面寬，在此取38.09mm. 按發動機最大轉矩計算時 Nmm 2.37式中：發動機輸出的最大轉矩，在此取300；變速器的傳動比在此取4.3；主動齒輪節圓直徑，在此取59.43mm；按式2.36得： Nmm在現代汽

47、車的設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數據的20%25%。經歷算以上數據在許用圍。2輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為 N/ 2.38式中：該齒輪的計算轉矩，Nm,Nm;超載系數；在此取1.0;尺寸系數，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，當時，在此0.829載荷分配系數，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，1.001.10式式支承時取1.101.25。支承剛度大時取最小值;質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節及徑向跳動精度高時，可取1.0;計算齒輪的齒面寬38.09mm;計算齒輪的齒數8;端面模7.5mm;計算彎曲

48、應力的綜合系數或幾何系數，它綜合考慮了齒形系數、載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數及慣性系數等對彎曲應力計算的影響。參照圖2.10取=0.28圖2.10 計算用彎曲綜合系數按Nm計算疲勞彎曲應力135 N/ 210 N/ 按 Nm計算疲勞彎曲應力479 N/ 700 N/所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。 (3) 輪齒的外表接觸強度計算錐齒輪的齒面接觸應力為 N/ (2.39)式中：主動齒輪的計算轉矩；材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6/mm;，見式(2.38)下的說明;尺寸系數，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經歷的情況下，可取1.0;外表質量系數

49、，決定于齒面最后加工的性質如銑齒，磨齒等，即外表粗糙度及外表覆蓋層的性質如鍍銅，磷化處理等。一般情況下，對于制造準確的齒輪可取1.0;計算接觸應力的綜合系數或稱幾何系數。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數、有效尺寬及慣性系數的因素的影響，按圖2.11選取=0.17。圖2.11 接觸計算用綜合系數按計算：=2027 2800N/按計算：=1109 1750N/主減速器齒輪的材料及熱處理驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕剝落、磨損和擦傷等。

50、根據這些情況，對于驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：a.具有較高的疲勞彎曲強度和外表接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故齒外表應有高的硬度；b.輪齒心部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，防止在沖擊載荷下輪齒根部折斷c.鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規律易于控制，以提高產品的質量、縮短制造時間、減少生產本錢并將低廢品率； d.選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi用滲碳合金鋼制造的齒輪，經過滲碳、淬火、回火后，輪齒外表硬度應到達5864HRC，而心

51、部硬度較低，當端面模數8時為2945HRC11。由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副或僅僅大齒輪在熱處理及經加工如磨齒或配對研磨后均予與厚度0.0050.0100.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種外表不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑3。對齒面進展噴丸處理有可能提高壽命達25。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進展滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數可以顯著降低，故即使潤滑條件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現象產生5。主減速器軸承的選擇計算轉矩確實定錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的

52、齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發動機也不全處于最大轉矩狀態，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經常變化中。實踐說明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進展計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式計算: (2.40)式中：發動機最大轉矩，在此取300Nm；，變速器在各擋的使用率，可參考表表2.4選?。?，變速器各擋的傳動比；，變速器在各擋時的發動機的利用率。經計算為261主動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑mm齒寬

53、中點處的圓周力ZN (2.41)式中： 作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩。d1m該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑。按(2.41)計算主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 Z =10.38KN雙曲面齒輪所受的軸向力和徑向力圖2.12 主動錐齒輪齒面的受力圖如圖2.12，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針，F 為作用在節錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面，F分解成兩個相互垂直的力F和，F垂直于OA且位于OOA所在的平面，位于以OA為切線的節錐切平面。在此平面又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F

54、與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有：2.422.432.44于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為2.452.46由式2.45可計算10.80KN由式2.46可計算=2.06KN主減速器軸承載荷的計算及軸承的選擇軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應考慮徑向力所應起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計算出軸承的徑向載荷7。對于采用懸臂式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承載荷，如圖2.13所示。圖2.13 主減速器軸承的

55、布置尺寸(1)主動齒輪軸承的選擇初選 a=65,b=40軸承A，B的徑向載荷分別為2.472.48=10.80KN，=2.06KN，a=65mm,b=40mm, 所以由式2.47和2.48得:軸承A的徑向力 軸承B的徑向力KN軸承A，B的徑向載荷分別為KN對于軸承A，承受軸向載荷和徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承，所承受的當量動載荷Q=*R+YA2.49式中： Q當量動載荷 *徑向系數 Y軸向系數此時*=0.4，Y=1.96所以Q=16.830.4+10.81.9=27.25根據公式： (2.50)式中: 為溫度系數，在此取1.0;為載荷系數，在此取1.2壽命指數，取=所以=2.70310s假設汽

56、車行駛十萬公里大修，對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的主動錐齒輪軸承的計算轉速為 (2.51)式中： 輪胎的滾動半徑為390mm n軸承計算轉速汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取3035 km/h，在此取35km/h。所以有上式可得=238.72 r/min所以軸承能工作的額定軸承壽命： h (2.52) 式中: 軸承的計算轉速，r/min。由上式可得軸承A的使用壽命代入公式(2.49)得C=97.86KNA軸承選 32307 GB/T 297-946對于軸承B，承受徑向載荷和徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承，所承受的當量動載荷Q=*R+YA Q當量動載荷 *徑向系數

57、Y軸向系數Q=7.02KN根據公式(2.49)得 C=25.66KNB軸承選 30208 GB/T 297-9462從動齒輪軸承的選擇初選c=75mm,d=85mm.KN從動齒輪軸向力 (2.53)從動齒輪中點螺旋角，其值為34.23；從動齒輪根錐角，其值為70.78。KN從動齒輪徑向力KN從動輪齒寬中點處分度圓直徑mm對于軸承C,徑向力(2.54)KN軸向力當量動載荷 Q=*R=YA 其中e=0.36此時*=1,Y=0, 所以Q=9.42KN。根據公式(2.49)得： C=28.56KN選取30210圓錐滾子軸承6。對于軸承D,徑向力(2.55)KN軸向力FAc=0當量動載荷 Q=*R=YA

58、 e=0.36此時*=1,Y=0, 所以Q=6.47KN。根據公式(2.49)得 C=24.52KN軸承D選取30210圓錐滾子軸承6。本章小結本章介紹了單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫穿、雙級貫穿、主減速及輪邊減速等主減速器的減速形式，由于本車是輕型載貨汽車，通過比照決定采用單級主減速器；然后對采用何種齒輪類型進展了討論，最后根據實際情況決定采用雙曲面齒輪。以上問題解決后，對齒輪的具體參數進展了設計計算，并對其進展了校核。校核合格以后，進展了軸承的選擇和校核。差速器設計差速器構造形式的選擇汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時間所滾過的路程往往不等。例如，轉彎時、外兩側車輪行程顯然不同，即外

59、側車輪滾過的距離大于側的車輪；汽車在不平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會引起左、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可防止地會產生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉向和操縱性能惡化。為了防止這些現象的發生，汽車左、右驅動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可

60、能以不同的角速度轉動。差速器主要有以下幾種形式。1對稱式圓錐行星齒輪差速器圖3.1 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器圖3.1所示，普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪(少數汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用2個行星齒輪)，行星齒輪軸(不少裝4個行星齒輪的差逮器采用十字軸構造)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其構造簡單、工作平穩、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上有些越野汽車也采用了這種構造，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其摩擦，提高其鎖緊系數；或加裝可操縱的、能強制鎖住差