【關鍵字】設計

1引言

1.1概述

主減速器是汽車驅動橋中的重要部件。驅動橋主要包括主減速器總成、差速器、驅動橋殼

等。主減速器的功用是將輸入的轉矩增大并相應降低轉速，以及當發動機縱向布置時還具有改

變旋轉方向的作用。為滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的。按參加減速傳

動的齒輪副數目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器，在雙級式主減速器中，若第二級減

速器齒輪有兩對，并分置于兩側車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱為輪邊減速器。按主減

速器傳動比擋數分，有單速式減速器和雙速式減速器，前者的傳動比是固定的，后者有兩個傳

動比供駕駛員選擇，以適應不同行駛條件的需要。按齒輪副結構形式分，減速器有圓柱齒輪式、

圓錐齒輪式和準雙曲面齒輪式等。

1.2主減速器發展趨勢

20世紀70—80年代，世界上減速器技術有了很大的發展，且與新技術革命的發展緊密結

合。通用減速器的發展趨勢如下：

①高水平、高性能。圓柱齒輪普遍采用滲碳淬火、磨齒，承載能力提高4倍以上，體積

小、重量輕、噪聲低、效率高、可靠性高。

②積木式組合設計。基本參數采用優先數，尺寸規格整齊，零件通用性和互換性強，系

列容易擴充和花樣翻新，利于組織批量生產和降低成本。

③型式多樣化，變型設計多。擺脫了傳統的單一的底座安裝方式，增添了空心軸懸掛式、

浮動支承底座、電動機與減速器一體式聯接，多方位安裝面等不同型式，擴大使用范圍。

促使減速器水平提高的主要因素有：

①理論知識的日趨完善，更接近實際（如齒輪強度計算方法、修形技術、變形計算、優

化設計方法、齒根圓滑過渡、新結構等）。

②采用好的材料，普遍采用各種優質合金鋼鍛件，材料和熱處理質量控制水平提高。

③結構設計更合理。

④加工精度提高到ISO5-6級。

⑤軸承質量和壽命提高。

⑥潤滑油質量提高。

自20世紀60年代以來，我國先后制訂了JB1130—70《圓柱齒輪減速器》等一批通用減

速器的標淮，除主機廠自制配套使用外，還形成了一批減速器專業生產廠。目前，全國生產減

速器的企業有數百家，年產通用減速器25萬臺左右，對發展我國的機械產品作出了貢獻。

20世紀60年代的減速器大多是參照蘇聯20世紀40-50年代的技術制造的，后來雖有所

發展，但限于當時的設計、工藝水平及裝備條件，其總體水平與國際水平有較大差距。

改革開放以來，我國引進一批先進加工裝備，通過引進、消化、吸收國外先進技術和科

研攻關，逐步掌握了各種高速和低。

速重載齒輪裝置的設計制造技術。材料和熱處理質量及齒輪加工精度均有較大提高，通

用圓柱齒輪的制造精度可從JB179-60的8-9級提高到GB10095-88的6級，高速齒輪的制

造精度可穩定在4-5級。部分減速器采用硬齒面后，體積和質量明顯減小，承載能力、使用

壽命、傳動效率有了較大的提高，對節能和提高主機的總體水平起到很大的作用。

我國自行設計制造的高速齒輪減（增）速器的功率已達42000kW，齒輪圓周速度達150m/s

以上。但是，我國大多數減速器的技術水平還不高，老產品不可能立即被取代，新老產品并存

過渡會經歷一段較長的時間。

1.3汽車主減速器的作用組成及分類

主減速器的作用

汽車正常行駛時，發動機的轉速通常在2000至3000r/min左右，如果將這么高的轉速只靠

變速箱來降低下來，那么變速箱內齒輪副的傳動比則需很大，而齒輪副的傳動比越大，兩齒輪

的半徑比也就越大。換句話說，也就是變速箱的尺寸也會越大。另外，轉速下降，而扭矩必然

增加，也就加大了變速箱與變速箱后一級傳動機構的傳動負荷。所以，在動力向左右驅動輪分

流的差速器之前設置一個主減速器，可使主減速器前面的傳動部件如變速箱、分動器、萬向傳

動裝置等傳遞的扭矩減小，也可使變速箱的尺寸質量減小，并且使操縱省力。

所以說主減速器是驅動橋中重要的傳力部件，其基本功用是降低傳動軸輸入的轉速，同時

增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩。達到減速增扭動作用。還具有改變轉矩旋轉方向的

作用。經過減速以后，再將轉矩分配給左、右車輪，并使左右車輪能夠正常行駛。

主減速器的分類

主減速器的結構形式也是不同的。按參加減速傳動的齒輪副數目分，有單級式主減速器和

雙級式主減速器，在雙級式主減速器中，若第二級減速器齒輪有兩對，并分置于兩側車輪附近,

實際上成為獨立部件，則稱為輪邊減速器。按主減速器傳動比擋數分，有單速式減速器和雙速

式減速器，前者的傳動比是固定的，后者有兩個傳動比供駕駛員選擇，以適應不同行駛條件的

需要。按齒輪副結構形式分，減速器有圓柱齒輪式、圓錐齒輪式和準雙曲面齒輪式等。

主減速器的組成

雙級主減速器由兩級齒輪組構成。一般由螺旋錐齒輪和圓柱齒輪和若干齒輪軸及軸承組

成。錐齒輪可以在減速增矩的同時改變傳動的方向，在減速器中作用非常重要。近年來，以準

雙曲面齒輪為代表的錐齒輪廣泛用于中型、重型貨車上。這是因為準雙曲面齒輪與普通錐齒輪

齒輪相比，不僅齒輪的工作平穩性更好，輪齒的彎曲強度和接觸強度更高，還具有主動齒輪的

軸線可相對從動齒輪軸線偏移的特點。當主動錐齒輪軸線向下偏移時，在保證一定離地間隙的

情況下，可降低主動錐齒輪和傳動軸的位置，因而使車身和整個重心降低。這有利于提高汽車

行駛穩定性。在近些年來的汽車驅動橋上，應用最廣泛的主減速器錐齒輪是格里森制或奧利康

制螺旋錐齒輪。因為其主動與從動齒輪的軸線不相交而呈90度角度夾角，這對于增強支撐剛

度，保證齒輪的正確嚙合從而提高齒輪壽命有很大益處。雙級減速器中的圓柱齒輪一般選用斜

齒圓柱齒輪。因為斜齒輪可以抵消一部分因使用錐齒輪而產生的軸向力，且使傳動工作過程更

加平穩。

1.4國內外發展動態

隨著科技的發展，汽車主減速器也有了長足的進步，汽車的主減速器已廣泛采用雙曲面齒

輪。雙曲面齒輪有的也叫準雙曲面齒輪，是螺旋錐齒輪的一種，一般的錐齒輪是齒輪軸線垂直

相交，而準雙曲面齒輪的軸線垂直不相交，有一定的偏置量。雙曲面齒輪傳動主減速器主要有

以下幾個方面的特點：同樣體積能夠實現較大的傳動比；小輪的螺旋角加大，因此提高了小輪

的強度；因為偏置量的存在會改變整個地盤的重心高度，所以一般采用下偏置來提高平穩性。

但是對于越野車來說要采用上偏置來提高越野性能。

在制造工藝上，齒輪普遍采用滲碳淬火，磨齒，承載能力進步4倍以上，使減速器體積小，

重量輕，噪聲低，效率更高，可靠性更高。在設計上，與日益成熟的計算機設計相結合，可以

更快捷，更科學，更可靠。

總體來說，車用減速器發展趨勢和特點是向著六高、二低、二化方向發展，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、低成本，標準化、多樣

化，計算機技術、信息技術、自動化技術廣泛應用。從發動機的大馬力、低轉速的發展趨勢以

及商用車的最高車速的提升來看，公路用車橋減速器應該向小速比方向發展:在最大輸出扭矩

相同時齒輪的使用壽命要求更高（齒輪疲勞壽命平均可達50萬次以上）;在額定軸荷相同時，車

橋的超載能力更強;主減速器齒輪使用壽命更長、噪音更低、強度更大，潤滑密封性能更好;整

體剛性好，速比范圍寬。

1.5該項目的研究意義與目的

本項目的題目是，EQ1090貨車雙級主減速器設計，通過該項目，我們可以了解汽車的主

要構造，及各個構件部件的作用，對本科期間的課程，有更好的消化。

2雙級主減速器的選擇與設計

2.1雙級主減速器的選擇

雙級主減速器的方案分析

主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動

齒數多的錐齒輪。對發動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于

汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅

動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向

傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力。

驅動橋中主減速器設計應滿足如下基本要求：

a）所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經濟性。

b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩，噪音小。

c）在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構與動協調。

d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。

e）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。

主減速器的結構形式主要是根據齒輪類型、減速形式的不同而不同。

按齒輪副結構型式分，主減速器的齒輪傳動主要有螺旋錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪式傳動、

圓柱齒輪式傳動（又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉式齒輪傳動即行星齒輪式傳動）和

蝸桿蝸輪式傳動等形式。

對一些載質量較大的載貨汽車和公共汽車，越野車來說，根據發動機特性和使用條件，要

求主減速器具有較大的傳動比，由一對錐形齒輪構成的單級主減速器已不能保證足夠的離地間

隙，這時則需要用兩對減速齒輪降速增矩的雙級主減速器。

雙級主減速器傳動形式

整體式雙級主減速器主要有三種結構方案：

a）第一級螺旋齒輪或雙曲面齒輪、第二級圓柱齒輪（圖）

圖減速器結構1

b）第一級行星齒輪、第二級螺旋或雙曲面齒輪（圖2.1b）

圖2.1b減速器結構2

c）第一級圓柱、第二級螺旋或雙曲面齒輪（圖2.1c）

圖2.1c減速器結構3

2.1.3雙級主減速器布置形式

a）縱向水平布置：使總成的垂向輪廓尺寸減小，從而降低汽車的質心高度，

但使縱向尺寸增加，用在長軸距汽車上可適當減小傳動軸長度，但不利于短軸距汽

車的總布置，會使傳動軸過短，導致萬向傳動軸夾角加大（圖2.2a）。

圖2.2a齒輪布置方案1

b）垂向布置：使驅動橋縱向尺寸減小，可減小萬向傳動軸夾角，但由于主減

速器殼固定在橋殼的上方，不僅使垂向輪廓尺寸增大，而且降低了橋殼剛度，不利

于齒輪工作。這種布置可便于貫通式驅動橋的布置。（圖2.2b）

圖2.2b齒輪布置方案2

c）斜向布置：有利傳動軸布置和提高橋殼剛度（圖2.2c）

圖2.2c齒輪布置方案3

2.1.4雙級主減速器的結構

圖2.3所示的雙級主減速器仿真圖。第一級為錐齒輪傳動，第二級為圓柱斜齒

輪傳動。第一級從動錐齒輪16加熱后套在中間軸14的凸緣上并用鉀釘釧緊。第二

級主動圓柱齒輪與中間軸制成一體。中間軸兩端通過錐形軸承支承在主減速器殼

上，由于其右端靠近從動錐齒輪受力大，故該端的軸承大于左端的軸承。圓柱從動

齒輪夾在兩半差速器殼之間，用螺栓與差速器殼緊固在一起。

圖2.3雙級主減速器仿真圖

1-第二級從動齒輪；2-差速器殼；3-調整螺母；4、15-軸承蓋；5-第二級主動齒

輪；6、7、8、13-調整墊片；9-第一級主動錐齒輪軸；10-軸承座；11-第一級主動錐

齒輪；12-主減速器殼；14-中間軸；16-第一級從動錐齒輪；17-后蓋

雙級主減速器主要有如下結構特點：

(1)第一級為圓錐齒輪傳動，其調整裝置與單級主減速器類同。

(2)第二級為圓柱齒輪傳動。圓柱齒輪多采用斜齒或人字齒，傳力干穩。人字

齒輪傳動消除斜齒輪產生軸向力的缺點。

(3)由于雙級減速，減小了從動錐齒輪的尺寸，其背面一般不需要止推裝置。

(4)主動錐齒輪后方的空間小，常為懸臂式支承。

(5)因有中間軸，故多了一套調整裝置。但第二級圓柱齒輪的軸向移動只能調

整齒的嚙合長度，使嚙合副互相對正，不能調整嚙合印痕和間隙。

(6)雙級主減速器的減速比為兩對齒輪副減速比的乘積。設第一級的減速比為

%、第二級的減速比為曲2,則雙級主減速器的總傳動比，。=辦「相。主減速器也需

要調整，調整方法參考東風EQ1090E主減速器的調整，第一級主動錐齒輪軸承預緊

度用軸肩前面調整墊片8調整；軸向位置用調整墊片7移動軸承座10來調整；中

間軸軸承預緊度及從動錐齒輪的軸向位置利用軸兩端軸承蓋處的墊片6和13調整;

墊片厚度增減一調整預緊度；墊片等量地從一邊調到另一邊一調整從動錐齒輪的軸

向位置。

由于一般中重型載貨汽車和大型客車，越野車需要較大的傳動比，增大離地間

隙，提高汽車通過性，所以本設計采用縱向水平布置的第一級螺旋齒輪、第二級圓

柱齒輪的雙級主減速器。

2.2雙級主減速器的設計

已知數據：

EQ1090貨車；

自重4000Kg；

滿載質量9000Kg；

最高車速100Km/h；

一檔傳動比igi=6.24；

發動機最大扭矩Tmax=31Kgf.m；

滾動半徑r=0.5mo

2.2.1傳動比的分配

設一級減速齒輪的傳動比為il；二級減速齒輪的傳動比為i2。根據汽車二級主

減速器的傳動比分配要求，有：i2/ii=1.4~2.0且iixi2=7.63

,根據上述兩式可初選得：iiQ2.2;i2a3.4

2.2.2一級減速即螺旋錐齒輪的設計

主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動錐齒輪齒數ZU和Z12、從動錐齒輪大端

分度圓直徑D12和端面模數m,、主、從動錐齒輪齒面寬bu和bi2、中點螺旋角B、

法向壓力角a等。

1.主、從動錐齒輪齒數ZU和Z12

選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：

1）為了磨合均勻,ZU、Z12之間應避免有公約數；

2）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；

3）為了嚙合平穩、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于貨車，zu一般不少于6；

4）當主傳動比ii較大時，盡量使zu取得小些，以便得到滿意的離地間隙；

5）Z11和Z12應有適宜的搭配。

根據《汽車設計課程設計手冊》138頁表6-4、6-5：選一級減速齒輪的主動齒

輪齒數為Zii=H,從動錐齒輪的齒數Zi2=25；

.-.ii=25/l1=2.2727o

則i2=7.63/2.2727=3.36

i2/ii=1.4772,符合要求。

2計算載荷的確定：

a：按發動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩

KdTemaxKiiido

Tee=~（2.1）

其中通過已知數據并查表可得：

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:按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcs

TTla(PT(2.2)

-r

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

Z，”Tlm

式中幾為計算轉矩N.m；G2為滿載狀況下一個驅動橋上的靜載荷N,m2,為汽

車最大加速度時的后軸負荷轉移系數，由于是貨車，所以：m'2=1.1-1.2；巾為輪

胎與路面間的附著系數；4為車輪滾動半徑m；北為主減速器從動齒輪到車輪之間

的傳動比；3為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率。根據已知數據，取：

(P=0.85；。=3.36；m'2=1.1;r=0.5m;

77M=90猊G2=6300

.-.Tcs=973.958

3按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩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為計算轉矩N.m；Ft為汽車日常行駛平均牽引力N。

用式(2.1)和式(2.2)求得的計算轉矩是從動錐齒輪的最大轉矩，不同于用式(2.3)

求得的日常行駛平均轉矩。當計算錐齒輪最大應力時，計算轉矩Tc取前面兩種的

較小值，即Tc=min[Tce,Tcs]；當計算錐齒輪的疲勞壽命時，Tc取Tef。

主動錐齒輪的計算轉矩為

式中，Tz為主動錐齒輪的計算轉矩(N.m)；i。為主傳動比；J1G為主、從動錐

齒輪間的傳動效率。計算時，對于弧齒錐齒輪福，QG取95%；對于雙曲面齒輪副,

當i0>6時，J1G取85%,當i0<=6時，J1G取90%.

r.Tc=973.958時，Tz=476.163

「=1254.1667時，Tz=613.1555

2.從動錐齒輪大端分度圓直徑D12和端面模數ms

D12對驅動橋殼尺寸有影響，D12大將影響橋殼的離地間隙；D12小則影響跨置

式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。

D12可根據經驗公式初選

Dz=KD?VTC（2.4）

代入數值得Di2=250

式中，D2為從動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）；KD為直徑系數，一般為13.0-

15.3；Tc為從動錐齒輪的計算轉矩Tc=min[Tce,Tcs]（見本節計算載荷確定

部分）

砥由下式計算

nu=DJZ?（2.5）

式中，m,為齒輪端面模數。

同時，砥還應滿足

⑵）

ms=Km^Tc6

式中，右為模數系數，取0.3?0.4。

二.計算并圓整,得一=10。

3主、從動錐齒輪齒面寬bi和b2

錐齒輪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寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓半

徑，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。止匕外，在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，會引起輪齒小端

過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間的減小。但是齒面過窄，

輪齒表面的耐磨性會降低。

從動錐齒輪齒面寬b2推薦不大于其節錐距A2的0.3倍，即b2<=0.3A2,而且

b?應滿足b2<=10nis,一般也推薦b2=0.155D2。對于螺旋錐齒輪，bi一般比b2大

10%O

.?.b2=40,所以主動錐齒輪齒面寬bi=44

4.中點螺旋角B

螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。

弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，雙曲面齒輪副的中點螺旋角是不相等的，而

且B1與B2之差稱為偏移角￡因擬采用螺旋錐齒輪故不考慮偏移角。

選擇B時，應考慮它對齒面重合度￡F、輪齒強度和軸向力大小的影響。B越大，

則eF也越大，同時嚙合的齒數越多，傳動就越平穩，噪聲越低，而且輪齒的強度

越高。一般￡F應不小于1.25,在1.5?2.0時效果最好。但是B過大，齒輪上所受

的軸向力也會過大。汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角

一般為35°?40。。轎車選用較大的B值以保證較大的￡f,使運轉平穩，噪聲低;

貨車選用較小聲值以防止軸向力過大，通常取，=35。。

5螺旋方向

從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、

從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力

的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、

從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞.為使其能與斜齒圓柱齒輪得到較好的

配合，減少軸向及徑向力，故主動輪左旋，從動錐齒輪的旋向選右旋。

6法向壓力角。

法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發生根切的最少齒數。但

對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度

下降。因此，對于輕負荷工作的齒輪一般采川小壓力角，町使齒輪運轉平穩，噪

小低。對于弧齒錐齒輪，轎車:a一般選用14。30,或16°；貨車:a為20。；重

型貨車:a為22°30'。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側壓力角是相同的，但小

齒輪輪齒兩側的壓力角是不等的，選取平均壓力角時，轎車為19。或20。，貨車

為20°或22°30'。因為EQ1090為中型貨車，故可取其法向壓力角為20°。根據

上述數據可得：

從動錐齒輪：齒頂高5.3,齒全高18.88,齒側間隙0.35,理論齒厚12.

主動錐齒輪：大端分度圓直徑110,旋向左旋，齒頂高11.65,齒全高18.88,

齒側間隙0.35,理論弧齒厚19.4。

（1）單位齒長圓周力

主減速器錐齒輪的表面耐磨性長用輪齒上的單位齒長圓周力來估算

2MxiO'

F(2.7)

p

。2

式中，F為作用在輪齒上的圓周力；b2為從動齒輪的齒面寬。

按發動機最大轉矩計算時

式中，ig為變速器傳動比；D1為主動錐齒輪中點分度圓直徑(mm)。帶入數值，

得p=854.61。比較查表所得[p]=1429,可知符合要求。

按驅動輪打滑轉矩計算時：

帶入數值得:p=1467.6。比較查表所得[p]=1429,但L25[p]=1786,于是p小于1.25[p],

符合要求。

(2)輪齒彎曲強度

錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為

八

O"w2TK°KK"⑵8)

KvmsDbJw

式中：ow一彎曲應力，N/miff-,

M一所討論的齒輪上的計算轉矩，N.m,對于從動齒輪，M=11723.88N.m和

Mcf=2170.19N.m；對于主動齒輪,M=1987.44和Mcf=367.89N.m；

K。一超載系數，對于汽車K0=l；

鼠一尺寸系數，它反映了材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素

025

有關，當6mm時，Ks=(ms/25.4)=0.792121；

K.一齒面載荷分配系數，對于懸臂式支承，Km=1.0-1.25,主動齒輪，取

1.2；對于騎馬式支承,Km=1.0-1.1,從動齒輪取1.05;

K、,一質量系數，它與齒輪精度及齒輪分度圓上的切線速度對齒間載荷的影響

有關，接觸好，周節及同心度準確時，取K『=l；

ms一端面模數，10mm；

b一所討論的齒輪的齒面寬,主動齒輪b=44mm；從動齒輪b=40mm;

Z一所討論的齒輪的齒數,ZFU,Z2=25

J一所討論的齒輪的輪齒彎曲應力的綜合系數，取J大齒輪JR.206,小齒

輪J=0.273；

上述按min[Tce,Tcs]計算的最大彎曲應力,=4924700符合要求；按Tcf計算

的疲勞彎曲應力b=197《210Mpa符合要求。所以，錐齒輪的設計可以滿足設計需

要，可用。

(3)輪齒接觸強度

錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為

6=鼠匹舞g^x]03(2.9)

DiVkvbJj

式中，。j為錐齒輪輪齒的齒面接觸應力(MPa)；Di為主動錐齒輪大端分度圓直徑

(mm)；b取bi和b2的較小值(nun)；/為齒面接觸強度的綜合系數；ks、ko、km、kv

等為系數

Ko一超載系數，對于汽車Ko=l；

Ks一尺寸系數，它反映了材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有

關，當加s當1.6mm時,Ks=(ms/25.4)0.25=0.792121；

Km—齒面載荷分配系數，對于懸臂式支承，Km=L0?1.25,主動齒輪，取1.2；

對于騎馬式支承，Km=L0?1.1,從動齒輪取1.05;

Kv—質量系數,它與齒輪精度及齒輪分度圓上的切線速度對齒間載荷的影響有

關，接觸好，周節及同心度準確時，取Kv=l；

計算并查表得，Tc按min[Tce,Tcs]計算的最大接觸應力1374.27Mpa不超過許用

應力[2800],符合要求，按Tcf計算的疲勞接觸應力b=870W匕]=1750Mpa,亦符

合要求，主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的.所以錐齒輪符合要求。

錐齒輪的材料及處理方法

驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、

作用時間長、變化多、有沖擊等特點。它是傳動系中的薄弱環節。錐齒輪材料應滿

足如下要求：

1)具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高

的耐磨性。

2)輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。

3)鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規律易

控制。

4)選擇合金材料時，盡量少用含銀、銘元素的材料，而選用含鎰、凱、硼、鈦、

鋁、硅等元素的合金鋼。

汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、

20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV等。滲碳合金鋼的優點是表面可得到含

碳量較高的硬化層(一般碳的質量分數為0.8%?1.2%),具有相當高的耐

磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性，故這類材料的彎曲強度、表

面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于較低的含碳量，使鍛造性能和切

削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用高，表面硬化層以下的基底較軟，

在承受很大壓力時可能產生塑性變形，如果滲透層與芯部的含碳量相差過

多，便會引起表面硬化層剝落。

為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現早期的磨損、擦傷、膠合

或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0.005-0.020mm的磷化處

理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。

對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。滲硫后摩擦因數可

顯著降低，即使潤滑條件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。

精度等級：選取精度等級。因為用表面淬火，齒輪的變形不大，不須磨削，

初選其等級精度為8級精度(GB10095-88)；

根據機械原理和機械設計的知識，由12=3.36,且根據《齒輪書冊》中斜齒圓

柱齒輪的設計方法及要求，初選二級斜齒圓柱齒輪組的主動齒輪齒數Z2i=14,從

動齒輪齒數為Z22=47則i2=Z22/Z2i=47/14=3.357143

則實際i2/ii=3.357143/2.2727=l.4772>1.4,且14與47沒有公約數,符合要求。

斜齒圓柱齒輪具體參數的確定：

選用推薦模數mn=6,取an=20°,因為，的推薦值一般為15°?20°,故初選

￡二15。

齒頂高系數**=1,頂隙系數c,,*=0.25,

則分度圓直徑dz產Z21mt=Z2iiUn/cos，=87.43,dz2=Z22mt=293.5

齒距p=^mn=18,84；

齒頂高ha=ha?*mn=6；

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

計算中心距。=^(4+4)=379推薦值a=380,符合推薦值。

根據已初選數據可計算得：

從動齒齒頂圓直徑da=d22+2ha=305.5

主動齒齒頂圓直徑da=d2i+2ha=99.43

主動齒齒根圓直徑df=d-2hf=72

從動齒齒根圓直徑df=d-2hf=278

齒寬的確定：b=0dd,其中0d為齒寬系數，d為小齒輪分度圓直徑，根據已知數據，

查《機械手冊》可得：

bi=0.85X87.43=74.32圓整為bi=75,

根據經驗公式，b2=75-5=70

因為從動錐齒輪旋向為右旋，為抵消部分軸向力，故主動斜齒輪的旋向應為左

旋，從動斜齒輪旋向應為右旋。

2.2.5圓柱齒輪的損壞形式及材料選擇

圓柱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：

（1）輪齒折斷

主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數從齒根

開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。

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。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。

（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

壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所

造成的表面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、研磨或劃痕所造成的損壞現象。規定范圍內的正

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

未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。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

進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。

(5)鑒于減速器的工作狀況，擬選用用低碳合金鋼，調質后滲碳淬火，硬度

HRC58~63。

斜齒齒輪彎曲強度計算：

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)

符合彎曲強度要求。

輪齒接觸強度計算：

八.。\FE(In

cr.=0.418------+—(2.12)

\byPZPh)

式中，?是輪齒的接觸應力，MPa；F為齒面上的法向力；E為齒輪材料的彈性模

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2萬(2.15)

帶入數據得bj=1253.6

因為其許用應力的范圍(滲碳)是1300~1400,所以滲碳處理的齒輪符合接

觸強度要求。

斜齒圓柱齒輪材料的選擇：由上面計算可知，采用滲碳合金鋼可滿足設計要求。

在選用鋼材及熱處理時，對切削加工性能及成本也要考慮，值得提出的是，對

齒輪進行強力噴丸處理后，齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。在同樣負

荷條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高。

3軸與軸承的設計選用

3.1支撐方式選擇：

主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的

工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質量、裝配調整及軸承、主減速器殼體的

剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。

3.1.1錐齒輪的支撐方案

主動錐齒輪可以采用懸臂式支撐結構，懸臂式支承結構的特點是在錐齒輪大端

一側采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩

支承間的距離凸b,以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在

齒輪上離開錐頂的軸向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承

受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應大于2.5倍的懸臂長度a,且應

比齒輪節圓直徑的70%還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸a。為了方便拆裝,

應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。靠近齒輪的支承軸承有時

也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸

承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關以外，還與

軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。

主動錐齒輪的另一種支撐方式是跨置式，跨置式支承結構的特點是在錐齒輪的

兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件

改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。止匕外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相

對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊

湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體

上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。

另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，

有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難。跨置式支承中的導向軸承都為圓柱滾子軸

承，并且內外圈可以分離或根本不帶內圈。它僅承受徑向力，尺寸根據布置位置而

定，是易損壞的一個軸承。

綜上所述，主動圓錐齒輪的支撐方式為懸臂式軸承支撐。如圖3.1所示

圖3.1錐齒輪軸軸承布置方案

從錐齒輪的支承，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分

布比例有關。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓

錐滾子大端應向內，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足

夠的位置設置加強肋以增強支承穩定性，c十d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直

徑的70%。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸c等于或大于

尺寸do

3.1.2斜齒圓柱齒輪的支撐方案

圓柱齒輪軸上只有一個斜齒圓柱齒輪，且齒輪位置居中，故可采用一對軸承對

稱布置于齒輪兩側的方案。

圖3.2：圓柱齒輪軸的軸承布置方案

3.2軸的設計與校核

軸是組成機器的主要零件之一，一切作回轉運動的零件都必須安裝在軸上才

能進行運動及動力的傳遞。因此軸的作用是支撐回轉件及傳遞運動和動力。軸的結

構設計是根據軸上零件的安裝、定位及軸的制造工藝等方面的要求，合理確定軸的

結構形式和尺寸。軸的結構設計不合理，會影響軸的工作能力和軸上零件工作的可

靠性。

3.2.1主動錐齒輪軸的設計與校核

1.最小直徑的確定

此軸為花鍵軸，初選為

K取4.0,Tm變速器輸出的最大轉矩。則d=39,

因為一軸是花鍵軸，即花鍵的內徑應為39,于是花鍵軸外徑為D=47。

2.各軸段直徑的確定

軸段I是安裝聯軸法蘭的，經分析可知其是最小軸頸處，其與軸的聯接為花鍵

連接，可取其直徑為D1=47；軸段n是安裝圓錐滾子軸承的軸段，選擇軸承內徑為

d=50,軸徑就和軸承內徑相等；軸段HI是過渡軸段，取為D3=45mni;軸IV是安裝安

裝圓錐滾子軸承的軸段，由于其承受的載荷較前一軸承大，所以選取軸承的內徑為

D=65mmo

3.初步選擇滾動軸承

因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。考慮到各

種因素，從軸承手冊上初步選擇軸承A為0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾

子軸承，其軸承代號為32310,其尺寸為50*110*42.25；軸承B為2基本游隙組、

標準精度級的單列圓錐滾子軸承，其代號為32313,其尺寸為65*140*51,這個軸

承采用軸肩定位。

4.軸上零件的周向定位

軸I和萬向節的聯接采用法蘭凸緣聯接，法蘭與軸的鏈接采用花鍵聯接。首先

計算花鍵的有效鏈接長度，根據花鍵的校核公式

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。將數據代人上式可得

2

考慮到安裝等因素，取有效長度為/=50口機。

所以軸段I的長度取為乙=70mm。

5.確定軸上的圓角和倒角的尺寸：

取軸端倒角為2x45。。

6.作出彎扭合成圖并判斷危險截面

1）.求支反力

根據軸的結構，根據軸的計算簡圖及前面計算的到的齒輪載荷求出軸承的支反

力有：

對于H面有：

由力的平衡和力矩平衡（對A點取矩）可得：FHNl+FHN2^Fa

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

V面得支反力為：Fvm=2412N,FVN2=127812V,圖中的軸向反力為

F'VN2=Fal=73729.6N。

2）.根據支反力作出軸的彎矩圖和扭矩圖

支點B處的彎矩最大為

MHB^110xFHNl^2038N-m,MHB^99.6xFHNl=241N-m,合成彎矩為

A22,該軸的扭矩為點只受

Mb口=/2038+241=2052.2N-m1Tx=3988N-m,C

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

作出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖3.1所示。

由圖可看出危險截面為截面B和Co

按彎扭合成應力校核軸的強度.：

截面B的校核：

根據第三強度理論有

』M合2+(必])2

(3.3)

W

其中折合系數。=0.3,抗彎截面模量W=031=o.ix9C)3=7290(W,則

截面C的校核：

截面C只受扭矩作用，因此只校核其剪切應力由第一強度理論有

T]3988xl03"Cie

T=—=--------------=6S.9MPa(3.4)

cn叱0.2x673

7.軸的許用應力計算

軸的材料是20CrMnTi,其抗拉強度為g=1080MRz,屈服極限為

巴=850MPa,根據彎曲疲勞極限的計算公式可得:

合成彎矩為:

圖3.1軸I的彎扭圖

取安全系數為s=3,貝iJ[b_J=b_i/s=486/3=162MPa,則剪切許用應力

為憶1]=乙/2=162/3=81兒。4。由此可看出軸的校核通過，該軸安全。

3.2.2從動錐齒輪軸的設計校核

1.初步確定軸的最小直徑

由經驗公式可得

"min=4鼻叵(3-5)

V”

其中取A)=112加加2,則有

取dmin=47mm,由于主動斜齒輪分度圓直徑為d=87.43如“，由軸承手冊查到

相應軸的直徑最小為d“min=50由，因此軸n應當做成齒輪軸。軸的材料和主動斜

齒輪材料相同為42CrMo0

2.各軸段直徑的確定：

軸段I、V是安裝圓錐滾子軸承的軸段，可取其直徑為4=50加利。軸段II左邊是定位

圓錐滾子軸承的軸肩，查軸承手冊可知其d“min=5。優加，可取d2=50"?"；軸段IV取為

￡>3=60mm;軸111定位從動錐齒輪的軸肩，其直徑取為a=64mm?

3.初步選擇滾動軸承

因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。其中軸承

C左邊采用套筒定位。考慮到各種因素，從軸承手冊上初步選擇軸承C、D為。基

本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承，其軸承代號為32310,其尺寸為

dxDxT=50mmxllOmmx42.25/方〃。

4.各個軸段的長度確定

各個軸段的長度確定除了考慮各自的要求外，還要考慮箱體的對稱性。

軸段I是安裝圓錐滾子軸承的軸段，其長度取決軸承的寬度，查表可知軸承的

內襯寬度為B=42.5mm,所以取其長度略比軸承內襯寬度小為40mm。軸段H是齒輪

軸，為了差速器殼有安裝的空間齒輪左邊軸的長度取為；取軸I的中心線到圓錐滾

子軸承D右邊的距離為119時n,則齒輪右邊到軸I的中心線的距離為10.8相根；齒

輪右邊要留出足夠的退刀曹，其長度取為17相機，所以軸段n的長度是

Z2=29.8+100+17=146.8^71；軸段HI是定位軸肩其寬度應為20mm。段軸IV段是

安裝定位套筒和從動錐齒輪的軸段，取為20mm。

5.確定軸上的圓角和倒角的尺寸：

取軸端倒角為2*45°,各個軸肩處圓角半徑-2。

6.作出彎扭合成圖并判斷危險截面

1).求支反力

根據軸的結構，在確定支點位置時在軸承手冊中查取%=%=30.3小。因此

作為簡支梁的支承跨距如圖3.2所示為240/.,根據軸的計算簡圖及前面計算的

到的齒輪載荷求出軸承的支反力有：

對于H面有：

由力的平衡和力矩平衡(對D點取矩)可得

=

FfiN4+月3+月2FHN3(36)

240x7^3=80'契+167.3乂月2'

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

可得V面得支反力為：FVN3=49646N,FVN4=31835N,圖中的軸向反力為

F'VN3=工2-工3=366523N。

2.)根據支反力作出軸的彎矩圖和扭矩圖

齒輪2、3處的彎矩最大分別為：

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

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

合成彎矩圖為：

圖3.2合成彎矩圖

由圖上可知齒輪2、3所在截面是危險截面

7.截面A的校核

根據第三強度理論有

其中折合系數二=0.3,抗彎截面模量=0.1x5CP=76353.4加3,

則

8.截面B的校核

根據第三強度理論有：

J%/+(%)2

(3.8)

其中折合系數。=0.3,抗彎截面模量W=(Md/=0.1x483=41267.3加加，則

9.軸的許用應力計算

軸的材料是42CrMo,其抗拉強度為％=1080MPa,屈服極限為

q=930MPa,根據彎曲疲勞極限的計算公式可得

取安全系數為s=3,則。_J=bT/s=5O2/3=167.3MPa,則剪切許用應力為

K_J=r_i/2=167.3/3=83.7MPa。由此可看出軸的校核通過，該軸安全。

3.3軸承的選擇

滾動軸承可以概括的分為向心軸承、推力軸承、向心推力軸承三類。因為齒輪

采用了螺旋錐齒輪和斜齒圓柱齒輪，故需采用向心推力軸承。由于主減速器的沖擊

載荷較大，且轉速較高，所以擬采用圓錐滾子軸承。參考《機械手冊》和

《汽車軸承手冊》，并結合上面計算出的軸的數據，采用以下軸承:

內徑外徑寬度型號

主動圓錐齒輪前軸承5011042.2532310

主動圓錐齒輪后軸承651404832313

從動圓錐齒輪軸承5011042.2532310

1軸承的載荷計算

1）.主減速器當量載荷

當量載荷的求解：

實踐表明，軸承的主要損壞形式是疲勞損壞，所以應按輸入的當量轉矩進行

計算。作用在主減速器主動齒輪上的當量轉矩&可按下式求得

*』/*",此磊）Fq-給+〃如?給+…（3.9）

式中4max一發動機最大轉矩，N-m

力,一變速器1、2、倒檔使用率其值可參考表

〃一變速器1、2、3、???、倒檔的傳動比

力,一變速器處于1、2、3、???、倒檔時的發動機轉矩利用率

查表可得力i=l,氣2=3,,3=5,&=16，％=75，

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

分配變速器格擋的傳動比，去五檔傳動比為45=1，則

如=次7，如=57，如=而?，其中已知一檔傳動比為％=6.24,所以

各檔的傳動比取為％=3.9,2.46,a=1.56,將數據代入上式可得

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

求齒輪上的力

a錐齒輪副

主動錐齒輪的周向力片為

查表4-1可得錐齒輪的軸向力、徑向力的計算公式為

b.斜齒圓柱齒輪副

主動齒輪所傳遞的當量轉矩為

則可得其周向力為-*=譚/=33

軸向力為4=A,tan，=16025.4xtan17.9724°=5198.6N

徑向力為4吟:=16025.4x——=61329N

COSPcos17.97240

表4.1主減速器齒輪上承受的當量載荷

齒輪］齒輪2齒輪3齒輪4

齒輪\

8829.978829.9716025.416025.4

7426.61044.55198.65198.6

1044.57426.66132.96132.9

C.軸承的軸向附加載荷

軸I的軸向附加載為圖4.1軸承A、B載荷計算圖

工a=4=7426.57N

軸H的軸向附加載荷為

2.軸承的軸向力和徑向力

軸承A、B的軸向力和徑向力

軸承的受力簡圖如右圖所示，其中

a=99.96mm，b=23.25mm，c