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轻型商用车主减速器设计【汽车类】【6张CAD图纸】

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关键词：: 轻型商用车主减速器设计汽车 cad 图纸

资源描述：

轻型商用车主减速器设计

58页 24000字数+说明书+任务书+开题报告+6张CAD图纸【详情如下】

主动锥齿轮.dwg

从动锥齿轮.dwg

任务书.doc

十字轴.dwg

半轴齿轮.dwg

审定表.doc

成绩评定表.doc

推荐表.doc

教师评分表.doc

答辩评分表.doc

行星齿轮.dwg

装配图.dwg

评阅人评分表.doc

说明书封皮.doc

轻型商用车主减速器设计开题报告.doc

轻型商用车主减速器设计说明书.doc

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摘要I

AbstractII

第1章绪论1

1.1国内外主减速器行业现状和发展趋势1

1.2本设计的目的和意义2

1.3本次设计的主要内容2

第2章主减速器的设计3

2.1主减速器的结构型式的选择3

2.1.1主减速器的减速型式3

2.1.2主减速器齿轮的类型的选择4

2.1.3主减速器主动锥齿轮的支承形式6

2.1.4主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法7

2.2主减速器的基本参数选择与设计计算8

2.2.1主减速比的确定8

2.2.2主减速器计算载荷的确定9

2.2.3主减速器基本参数的选择11

2.2.4主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算15

2.2.5主减速器双曲面齿轮的强度计算23

2.2.6主减速器齿轮的材料及热处理27

2.3主减速器轴承的选择28

2.3.1计算转矩的确定28

2.3.2齿宽中点处的圆周力28

2.3.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力29

2.3.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择30

2.4本章小结34

第3章差速器设计35

3.1差速器结构形式的选择35

3.2对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理37

3.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构38

3.4对称式圆锥行星齿轮差速器的设计38

3.4.1差速器齿轮的基本参数的选择38

3.4.2差速器齿轮的几何计算40

3.4.3差速器齿轮的强度计算42

3.5本章小结43

第4章驱动半轴的设计44

4.1半轴结构形式的选择44

4.2全浮式半轴计算载荷的确定46

4.3全浮式半轴的杆部直径的初选47

4.4全浮式半轴的强度计算47

4.5半轴花键的计算47

4.5.1花键尺寸参数的计算47

4.5.2花键的校核49

4.6本章小结50

结论51

参考文献52

致谢53

摘　　要

　　　本设计的任务是设计一台用于轻型商用车上的主减速器，采用单级主减速器，该减速器具有结构简单、体积及质量小且成本低等优点，因此广泛用于各种中、小型汽车上。例如，轿车、轻型载货汽车都是采用单级主减速器，大多数的中型载货汽车也采用这种形式

　　　根据轻型载货汽车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速、发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、汽车构造、机械设计等相关知识，计算出相关的主减速器参数并论证设计的合理性。

　　　它功用是：将输入的转矩增大并相应降低转速；当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。

　　　本设计主要内容有：主减速器的齿轮类型、主减速器的减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支承形式、主减速比的确定、主减速器计算载荷的确定、主减速器基本参数的选择、主减速器齿轮的材料及热处理、主减速器轴承的计算、对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计、全浮式半轴计算载荷的确定、全浮式半轴的直径的选择、全浮式半轴的强度计算、半轴花键的强度计算。　

关键词: 主减速比；主动齿轮；从动齿轮；差速器；行星齿轮　　　The design task is to design for a light commercial vehicle on the main reducer, using a 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 example, car, li-

ght truck and are based on single-stage main reducer, the majority of medium-laden vehic-

les were also using this form.

　　　According to the shape of light truck, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and the maximum speed, the engI-

ne's maximum power, maximum torque, displacement and other important parameters, se-

lect the appropriate The main reduction ratio. Based on the above parameters, combined 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 torque 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 determination 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 differential principle, symmetric co-ne of the structure of planetary gear differential, planetary symmetric cone different-ial gear design, the whole floating axle load calculation to determine the whole dia-meter floating axle option, all the strength of floating axle, the axle spline strength calculation.　　　中国汽车主减速器产业是紧随桑塔纳等合资项目的国产化配套战略成长起来的，发展时间不长。相比跨过公司，我国汽车主减速器企业多年来定位于汽车集团内部配套或服务于地方区域市场，国内竞争不充分，发展明显滞后于整车。主要表现在以下几个方面：一是市场竞争不充分，产业集中度低，企业规模效益普遍不高，不能适应零部件业规模化、低成本的发展要求。二是受体系供应链条的限制，不同地区的主减速器供应体系之间的供应链互相不交叉。三是主减速器供应以外资或合资企业为主，本土企业的专业化水平不高，产品技术含量低。

　　　国外汽车主减速器行业现状：一是零部件市场投资集中，易于形成较大经济规模，生产成本降低，利于实现通用化共享平台；二是主减速器企业产品研发投入力度大，便于技术水平提升，形成与主机厂的同步开发能力；三是这种现象导致其他国家主减速器企业跨地区、跨集团的资产重组难以实现上规模、上水平的目标，其后果是其产品的技术水平、生产成本、产品质量以及营销服务网络等与跨国公司的差距进一步拉大。

　　　?由于新的竞争环境的形成，以欧美日为代表的全球性汽车产业链正在逐步构成一个新型的汽车工业零整关系，我们可以清楚地看到世界汽车零部件企业正纷纷从整车企业中独立出来，这极大地改变了原有汽车产业的垂直一体化分工协作模式，零部件企业与整车企业形成了对等合作、战略伙伴的互动协作关系。根据Ward's AutoWorld的最新调研表明，日本汽车业在近几年来通过建立起一种以追求团队精神和协调意识，运用战略联盟或外包的形式，加强与供应商和承销商之间合作的新型零整体系显得尤为富有成效。经由细致的功能与成本比较，研究自身优势所在，或有可能建立起的竞争优势，并集中力量发展这种优势；同时，从维护企业品牌角度研究企业的核心环节，保留并增强这些环节上的能力，把不具有优势的或非核心的一些环节分离出去，同时不断寻求能与之达到协同的合作伙伴，共同完成价值链的全过程。日本企业的做法，摆脱了“纵向一体化”的负面影响，将资源得以外延，借助零部件企业的资源达到快速响应市场的目的，于是出现了这一新型的“横向一体化”模式。　　　本设计的目标是设计一种轻型商用车的主减速器，本设计主要研究的内容有：主减速器的齿轮类型、主减速器的减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支承形式、主减速比的确定、主减速器计算载荷的确定、主减速器基本参数的选择、主减速器齿轮的材料及热处理、主减速器轴承的计算、对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计、全浮式半轴计算载荷的确定、全浮式半轴的直径的选择、全浮式半轴的强度计算、半轴花键的强度计算。

主减速器的设计

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。

主减速器的减速型式

　　　主减速器的减速型式分为单级减速、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。

　　　(1)单级主减速器

　　　如图2.1所示为单级主减速器。由于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廉的优点，广泛用在主减速比i<7.6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。

轻型商用车主减速器设计.gif

主动锥齿轮.gif

内容简介：: SY-025-BY-2毕业设计（论文）任务书学生姓名张守伟系部汽车工程系专业、班级车辆工程 B05-17指导教师姓名苏清源职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称轻型商用车主减速器设计一、设计（论文）目的、意义随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为发展趋势。而主减速器设计是汽车设计中重要的环节之一。主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。通过本题目的设计，学生可综合运用机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、汽车构造、汽车理论、汽车设计、专用车辆设计、液压传动等课程的知识，达到综合训练的效果。由于本题目模拟工程一线实际情况，学生通过毕业设计可与工程实践直接接触，可达到面向工程一线的应用型本科要求，并可为学生就业提供帮助。当今世界各国齿轮和齿轮减速器向着六高、二低、二化方向发展的总趋势，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；标准化和多样化。由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用，齿轮减速器的发展将跃上新的台阶。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）本题是依据现有生产企业在生产车型的主减速器作为设计原型，在给定变速器输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，要求学生独立设计出符合要求的主减速器，着重设计计算齿轮的结构参数及对其校核计算。在对各种结构件进行了分析计算后，绘制出主减速器装配图及主要零件的零件图。（一）主减速器的结构形式（1）主减速器的齿轮类型的选择；（2）主减速器的减速形式的选择；（3）主减速器主、从动锥齿轮的支承方案。（二）主减速器基本参数选择与计算载荷的确定（1）主减速器齿轮计算载荷的确定；（2）锥齿轮主要参数的确定。（三）主减速器锥齿轮强度计算（四）主减速器锥齿轮轴承的载荷计算（五）锥齿轮材料的选择三、设计（论文）完成后应提交的成果（一）计算说明部分（1）主减速器齿轮设计计算及校核；（2）差速器设计计算及校核；（3）驱动半轴的设计计算及校核；（4）设计计算说明书。（二）图纸部分（1）整体装配图 A0一张（2）主动锥齿轮、从动锥齿轮零件图 A1各一张（3）其他重要零件图 A1三张四、设计（论文）进度安排1、第4周（2008年3月24日2008年3月30日）调研、开题报告2、第5周（2008年3月31日2008年4月6日）主减速器传动比计算及主、从动锥齿轮齿数分配3、第6第7周（2008年4月7日2008年4月20日）主、从动锥齿轮设计计算4、第8周（2008年4月21日2008年4月27日）差速器的设计及校核5、第9第10周（2008年4月28日2008年5月11日）轴承的选择与设计及完成装配图6、第11第12周（2008年5月12日2008年5月25日）完成零件图7、第13第14周（2008年5月26日2008年6月8日）完成设计说明书8、第15周第16周（2008年6月9日2008年6月22日）设计审核、修改9、第17周（2008年6月23日2008年6月29日）毕业设计答辩准备及答辩五、主要参考资料1梁博. 减速器设计的传动比分配问题科技信息J.2008,032曾韬螺旋锥齿轮设计与加工M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，19893戴素江.汽车主减速器齿轮热处理致裂因素分析J.科技信息 2007,094肖文颖.普通锥齿轮差速器行星齿轮的力学分析J.科技资讯 2007,145刘惟信汽车车桥设计M北京：人民交通出版社，20036成大先机械设计手册M北京：化学工业出版社，20027刘品，李哲机械精度设计与检测基础M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，20048高杰.驱动桥单级主减速器总成J.现代零部件 2004,099陈黎卿.汽车主减速器轴承受力分析及选型系统开发J.轴承 2007,11.10吴训成，毛世民点接触齿面啮合分析的基本公式及其应用研究J机械设计，2000，17(2)11吴玉枝.主减速器齿轮类零件热处理变形分析J.机械工人.热加工 2006,1212濮良贵，纪名刚机械设计M北京：高等教育出版社，199613刘惟信圆锥齿轮与双曲面齿轮传动M北京：人民交通出版社，198014曾韬螺旋锥齿轮设计与加工M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，198915陈家瑞汽车构造M北京：机械工业出版社，200516胡丽华，朗全汽车齿轮与花键测绘. 北京：人民交通出版社，198717汽车专业相关网站六、备注指导教师签字：年月日教研室主任签字：年月日SY-025-BY-1毕业设计（论文）题目审定表指导教师姓名苏清源职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称轻型商用车主减速器设计课题适用专业车辆工程课题类型Z 课题简介：（主要内容、意义、现有条件、预期成果及表现形式。）一、选题意义：随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为发展趋势。而主减速器设计是汽车设计中重要的环节之一。通过本题目的设计，学生可综合运用汽车构造、汽车理论、汽车设计、专用车辆设计、液压传动等课程的知识，达到综合训练的效果。由于本题目模拟工程一线实际情况，学生通过毕业设计可与工程实践直接接触，可达到面向工程一线的应用型本科要求，并可为学生就业提供帮助。本题目绘图量、计算量均较大，完成毕业设计有一定困难，需要有责任心、专业知识水平较高的同学完成。二、主要内容：本题是依据现有生产企业在生产车型的主减速器作为设计原型，在给定变速器输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，学生独立设计出符合要求的主减速器，着重设计计算齿轮的结构参数及对其校核计算。在对各种结构件进行了分析计算后，绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。三、预期成果及表现形式：设计计算主减速器的齿轮的结构参数及对其校核计算，差速器齿轮结构参数计算。对各种结构件进行分析计算。另外，对现有结构进行改进、完善。设计说明书（2万），A0（折合三张）指导教师签字：年月日教研室意见1选题与专业培养目标的符合度好较好一般较差2对学生能力培养及全面训练的程度好较好一般较差3选题与生产、科研、实验室建设等实际的结合程度好较好一般较差4论文选题的理论意义或实际价值好较好一般较差5课题预计工作量较大适中较小6课题预计难易程度较难一般较易教研室主任签字：年月日系（部）教学指导委员会意见：负责人签字：年月日注：课题类型填写 W.科研项目；X.生产（社会）实际；Y.实验室建设；Z.其它。SY-025-BY-9毕业设计成绩评定表学生姓名张守伟性别男系部汽车工程专业车辆工程班级B05-17设计（论文）题目轻型商用车主减速器设计指导教师姓名苏清源职称副教授指导教师评分（X）评阅教师姓名职称评阅教师评分（Y）答辩组组长职称答辩组评分（Z）毕业设计（论文）成绩百分制五级分制答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）：系部公章：年月日注：1、指导教师、评阅教师、答辩组评分按百分制填写，毕业设计（论文）成绩百分制=0.3X+0.2Y+0.5Z 2、评语中应当包括学生毕业设计（论文）选题质量、能力水平、设计（论文）水平、设计（论文）撰写质量、学生在毕业设计（论文）实施或写作过程中的学习态度及学生答辩情况等内容的评价。SY-025-BY-10优秀毕业设计（论文）推荐表题目轻型商用车主减速器设计类别设计类学生姓名张守伟系、专业、班级汽车工程系车辆工程 B05-17指导教师苏清源职称副教授设计成果明细：答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）：系部公章：年月日备注：注：“类别”栏填写毕业论文或毕业设计SY-025-BY-6毕业设计指导教师评分表学生姓名张守伟系部汽车工程系专业、班级车辆工程指导教师姓名苏清源职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称轻型商用车主减速器设计序号评价项目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与生产、科研、实验室建设等实际的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力205计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）106插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）58科学素养、学习态度、纪律表现；毕业论文进度10得分 X= 评语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）指导教师签字：年月日SY-025-BY-8毕业设计答辩评分表学生姓名张守伟专业班级车辆工程B05-17指导教师苏清源职称副教授题目轻型商用车主减速器设计答辩时间月日时答辩组成员姓名出席人数序号评审指标满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况，题目难易度、工作量、与实际的结合程度102设计（实验）能力、对实验结果的分析能力、计算能力、综合运用知识能力103应用文献资料、计算机、外文的能力104设计说明书撰写水平、图纸质量，设计的规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）、实用性、科学性和创新性155毕业设计答辩准备情况56毕业设计自述情况207毕业设计答辩回答问题情况30总分 Z= 答辩过程记录、评语：答辩组长签字：年月日SY-025-BY-7毕业设计评阅人评分表学生姓名张守伟专业班级车辆工程B05-17指导教师姓名苏清源职称副教授题目轻型商用车主减速器设计序号评价项目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与生产、科研、实验室建设等实际的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力255计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）156插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）5得分 Y= 评语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）评阅人签字：年月日本科学生毕业设计轻型商用车主减速器设计系部名称：汽车工程系专业班级：车辆工程B05-17班学生姓名：张守伟指导教师：苏清源职称：副教授黑龙江工程学院二九年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeThe Design of the Main Reducer of Light Commercial VehiclesCandidate：Zhang ShouweiSpecialty：Vehicle EngineeringClass：B05-17Supervisor：Prof. Su QingyuanHeilongjiang Institute of Technology2009-06HarbinSY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部汽车工程系专业、班级车辆工程 B05-17指导教师姓名职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称轻型车主减速器设计一、课题研究现状、选题目的和意义现状：伴随着中国汽车市场的飞速增长，中国汽车主减速器产业也取得明显进步，质量和技术含量显著提高，中国本土的主减速器制造商也在国际采购体系中越来越自主。中国的整车配套和售后维修的巨大市场空间保证主减速器制造商的似锦前程。目的：随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为发展趋势。而主减速器设计是汽车设计中重要的环节之一。主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。通过本题目的设计，可综合运用机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、汽车构造、汽车理论、汽车设计、专用车辆设计、液压传动等课程的知识，达到综合训练的效果。由于本题目模拟工程一线实际情况，通过毕业设计可与工程实践直接接触，可达到面向工程一线的应用型本科要求，并可为就业提供帮助。意义：当今世界各国齿轮和齿轮减速器向着六高、二低、二化方向发展的总趋势，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；标准化和多样化。由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用，齿轮减速器的发展将跃上新的台阶，从经济指标、产业链、宏观政策等多个角度刻画汽车主减速器发展变化，洞察行业发展动向，精确把握发展规律，可见中国本土汽车主减速器存在巨大发展空间。因此，此题目的设计尤为重要。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题本题是依据现有生产企业在生产车型的主减速器作为设计原型，在给定变速器输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，要求学生独立设计出符合要求的主减速器，着重设计计算齿轮的结构参数及对其校核计算。在对各种结构件进行了分析计算后，绘制出主减速器装配图及主要零件的零件图。（一）主减速器的结构形式（1）主减速器的齿轮类型的选择；（2）主减速器的减速形式的选择；（3）主减速器主、从动锥齿轮的支承方案。（二）主减速器基本参数选择与计算载荷的确定（1）主减速器齿轮计算载荷的确定；（2）锥齿轮主要参数的确定。（三）主减速器锥齿轮强度计算与锥齿轮材料的选择（四）主减速器锥齿轮轴承的载荷计算要解决的问题：（1）减速器齿轮类型的选择（2）主从动锥齿轮的布置方案（3）从动锥齿轮的支承形式及安装方法三、技术路线（研究方法）主减速器的齿轮类型主减速器的减速形式主减速比的确定主减速器齿轮计算载荷确定主减速器的润滑主减速器轴承的计算主减速器齿轮材料选择及热处理主减速器主、从动齿轮支承方案主减速器齿轮强度计算主减速器基本参数确定四、进度安排1、第4周（2008年3月24日-2008年3月30日）调研、开题报告2、第5周（2008年3月31日-2008年4月6日）主减速器传动比计算及主、从动锥齿轮齿数分配3、第6第7周（2008年4月7日-2008年4月20日）主、从动锥齿轮设计计算4、第8周（2008年4月21日-2008年4月27日）差速器的设计及校核5、第9第10周（2008年4月28日-2008年5月11日）轴承的选择与设计及完成装配图6、第11第12周（2008年5月12-2008年5月25日）完成零件图7、第13第14周（2008年5月26-2008年6月8日）完成设计说明书8、第15周第16周（2008年6月9日-2008年6月22日）设计审核、修改9、第17周（2008年6月-2008年6月29日）毕业设计答辩准备及答辩五、主要参考资料1梁博. 减速器设计的传动比分配问题科技信息J.2008,032曾韬螺旋锥齿轮设计与加工M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，19893戴素江.汽车主减速器齿轮热处理致裂因素分析J.科技信息 2007,094肖文颖.普通锥齿轮差速器行星齿轮的力学分析J.科技资讯 2007,145刘惟信汽车车桥设计M北京：人民交通出版社，20036成大先机械设计手册M北京：化学工业出版社，20027刘品，李哲机械精度设计与检测基础M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，20048高杰.驱动桥单级主减速器总成J.现代零部件 2004,099陈黎卿.汽车主减速器轴承受力分析及选型系统开发J.轴承 2007,11.10吴训成，毛世民点接触齿面啮合分析的基本公式及其应用研究J机械设计，2000，17(2)11吴玉枝.主减速器齿轮类零件热处理变形分析J.机械工人.热加工 2006,1212濮良贵，纪名刚机械设计M北京：高等教育出版社，199613刘惟信圆锥齿轮与双曲面齿轮传动M北京：人民交通出版社，198014曾韬螺旋锥齿轮设计与加工M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，198915陈家瑞汽车构造M北京：机械工业出版社，200516胡丽华，朗全汽车齿轮与花键测绘. 北京：人民交通出版社，198717John Fenton. Handbook of Automotive Powertrian and Chassis Design.London:Professional Engineering Publishing,1998.六、备注指导教师意见：签字：年月日黑龙江工程学院本科生毕业设计目录摘要IAbstractII第 1 章绪论 11.1 国内外主减速器行业现状和发展趋势11.2 本设计的目的和意义21.3 本次设计的主要内容2第 2 章主减速器的设计 32.1 主减速器的结构型式的选择32.1.1 主减速器的减速型式32.1.2 主减速器齿轮的类型的选择42.1.3 主减速器主动锥齿轮的支承形式62.1.4 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法72.2 主减速器的基本参数选择与设计计算82.2.1 主减速比的确定82.2.2 主减速器计算载荷的确定92.2.3 主减速器基本参数的选择112.2.4 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算152.2.5 主减速器双曲面齿轮的强度计算232.2.6 主减速器齿轮的材料及热处理272.3 主减速器轴承的选择282.3.1 计算转矩的确定282.3.2 齿宽中点处的圆周力282.3.3 双曲面齿轮所受的轴向力和径向力292.3.4 主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择302.4 本章小结34第 3 章差速器设计35黑龙江工程学院本科生毕业设计 3.1 差速器结构形式的选择353.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理373.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构383.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计383.4.1 差速器齿轮的基本参数的选择383.4.2 差速器齿轮的几何计算403.4.3 差速器齿轮的强度计算423.5 本章小结43第 4 章驱动半轴的设计444.1 半轴结构形式的选择444.2 全浮式半轴计算载荷的确定464.3 全浮式半轴的杆部直径的初选474.4 全浮式半轴的强度计算474.5 半轴花键的计算474.5.1 花键尺寸参数的计算474.5.2 花键的校核494.6 本章小结50结论51参考文献52致谢53黑龙江工程学院本科生毕业设计摘要本设计的任务是设计一台用于轻型商用车上的主减速器，采用单级主减速器，该减速器具有结构简单、体积及质量小且成本低等优点，因此广泛用于各种中、小型汽车上。例如，轿车、轻型载货汽车都是采用单级主减速器，大多数的中型载货汽车也采用这种形式。根据轻型载货汽车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速、发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、汽车构造、机械设计等相关知识，计算出相关的主减速器参数并论证设计的合理性。它功用是：将输入的转矩增大并相应降低转速；当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。本设计主要内容有：主减速器的齿轮类型、主减速器的减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支承形式、主减速比的确定、主减速器计算载荷的确定、主减速器基本参数的选择、主减速器齿轮的材料及热处理、主减速器轴承的计算、对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计、全浮式半轴计算载荷的确定、全浮式半轴的直径的选择、全浮式半轴的强度计算、半轴花键的强度计算。关键词: 主减速比；主动齿轮；从动齿轮；差速器；行星齿轮黑龙江工程学院本科生毕业设计 ABSTRACTThe design task is to design for a light commercial vehicle on the main reducer, using a 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 example, car, li-ght truck and are based on single-stage main reducer, the majority of medium-laden vehic-les were also using this form.According to the shape of light truck, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and the maximum speed, the engI-nes maximum power, maximum torque, displacement and other important parameters, se-lect the appropriate The main reduction ratio. Based on the above parameters, combined 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 torque 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 determination 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 differential principle, symmetric co-ne of the structure of planetary gear differential, planetary symmetric cone different-ial gear design, the whole floating axle load calculation to determine the whole dia-meter floating axle option, all the strength of floating axle, the axle spline strength calculation.Key words: The main reduction ratio; gear; driven gear; differential; Planetary Gear黑龙江工程学院本科生毕业设计0第 1 章绪论1.1 国内外主减速器行业现状和发展趋势中国汽车主减速器产业是紧随桑塔纳等合资项目的国产化配套战略成长起来的，发展时间不长。相比跨过公司，我国汽车主减速器企业多年来定位于汽车集团内部配套或服务于地方区域市场，国内竞争不充分，发展明显滞后于整车。主要表现在以下几个方面：一是市场竞争不充分，产业集中度低，企业规模效益普遍不高，不能适应零部件业规模化、低成本的发展要求。二是受体系供应链条的限制，不同地区的主减速器供应体系之间的供应链互相不交叉。三是主减速器供应以外资或合资企业为主，本土企业的专业化水平不高，产品技术含量低。国外汽车主减速器行业现状：一是零部件市场投资集中，易于形成较大经济规模，生产成本降低，利于实现通用化共享平台；二是主减速器企业产品研发投入力度大，便于技术水平提升，形成与主机厂的同步开发能力；三是这种现象导致其他国家主减速器企业跨地区、跨集团的资产重组难以实现上规模、上水平的目标，其后果是其产品的技术水平、生产成本、产品质量以及营销服务网络等与跨国公司的差距进一步拉大。由于新的竞争环境的形成，以欧美日为代表的全球性汽车产业链正在逐步构成一个新型的汽车工业零整关系，我们可以清楚地看到世界汽车零部件企业正纷纷从整车企业中独立出来，这极大地改变了原有汽车产业的垂直一体化分工协作模式，零部件企业与整车企业形成了对等合作、战略伙伴的互动协作关系。根据 Wards AutoWorld 的最新调研表明，日本汽车业在近几年来通过建立起一种以追求团队精神和协调意识，运用战略联盟或外包的形式，加强与供应商和承销商之间合作的新型零整体系显得尤为富有成效。经由细致的功能与成本比较，研究自身优势所在，或有可能建立起的竞争优势，并集中力量发展这种优势；同时，从维护企业品牌角度研究企业的核心环节，保留并增强这些环节上的能力，把不具有优势的或非核心的一些环节分离出去，同时不断寻求能与之达到协同的合作伙伴，共同完成价值链的全过程。日本企业的做法，摆脱了“纵向一体化”的负面影响，将资源得以外延，借助零部件企业的资源达到快速响应市场的目的，于是出现了这一新型的“横向一体化”模式。发展趋势：世界汽车工业的全球化重组和我国汽车工业的迅猛发展，使汽车主黑龙江工程学院本科生毕业设计1减速器产业处于快速变化的环境中，我国汽车主减速器企业在发展战略的制定和实施过程中，还会不断出现新的问题，对已有问题的认识也在不断深化。这就要求我们与时俱进，开拓思想，不断提高对问题的认识，及时调整对策措施，从容应对，使企业稳步健康发展。当今世界各国齿轮和齿轮减速器向着六高、二低、二化方向发展的总趋势，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；标准化和多样化。由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用，齿轮减速器的发展将跃上新的台阶，从经济指标、产业链、宏观政策等多个角度刻画汽车主减速器发展变化，洞察行业发展动向，精确把握发展规律，可见中国本土汽车主减速器存在巨大发展空间。因此，此题目的设计尤为重要。1.2 本设计的目的和意义随着加入 WTO 以来我国汽车市场的进一步开放，跨国汽车集团及零部件供应商纷纷调整了在华战略，将过去相对独立的“中国战略”转变为符合其长远利益和整体利益的“全球战略”，中国市场逐步成为其“全球战略”的重要组成部分，它们对中国市场的投资会进一步加大。可以预见，跨国汽车集团及核心零部件供应商对我国汽车产业的控制力会进一步增强。主减速器是驱动桥的重要组成部分，其性能的好坏直接影响到车辆的动力性、经济性。目前,国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为我国汽车行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用，主减速器将有更进一步的发展。对主减速器的研究能极大地促进我国的汽车工业的发展。1.3 本次设计的主要内容本设计的目标是设计一种轻型商用车的主减速器，本设计主要研究的内容有：主减速器的齿轮类型、主减速器的减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支承形式、主减速比的确定、主减速器计算载荷的确定、主减速器基本参数的选择、主减速器齿轮的材料及热处理、主减速器轴承的计算、对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计、全浮式半轴计算载荷的确定、全浮式半轴的直径的选择、全浮式半轴的强度计算、半轴花键的强度计算。黑龙江工程学院本科生毕业设计2第 2 章主减速器的设计根据轻型载货汽车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速、发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、汽车构造、机械设计等相关知识，计算出相关的主减速器参数并论证设计的合理性。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主减速器的减速型式主减速器的减速型式分为单级减速、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。(1)单级主减速器如图2.1所示为单级主减速器。由于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廉的优点，广泛用在主减速比i7.6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。图 2.1 单极主减速器图 2.2 双级主减速器黑龙江工程学院本科生毕业设计3(2)双级减速如图 2.2 所示为双级主减速器。由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大(7.60 时可取=2.0；0kpf0k汽车满载时的总质量在此取 5455 ；amgK该汽车的驱动桥数目在此取 1；n传动系上传动部分的传动效率，在此取 0.9。T根据以上参数可以由(2.3）得：=6211ceT300 4.3 5.3 1.0 0.91mN （2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩csT LBLBrcsirGT/2（2.4）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取 32550N，2G此数据参考同类车型；轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，可以取黑龙江工程学院本科生毕业设计10=0.85；对越野汽车取=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取=1.25；在此取=0.85；车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 7.50-16，则有其滚动半径rr为0.394m；，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LBLBi效率和传动比，取 0.9，由于没有轮边减速器取 1.0。LBLBi所以由公式（2.4）得:=12112LBLBrcsirGT/232550 0.85 0.3940.9 1.0mN （3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cfT对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： () NaTrcfRHPLBLBGG rTfffmin（2.5）式中：汽车满载时的总重量，在此取 54550N;aG所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；TG道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此取Rf0.018；汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取 0.05Hf0.09 在此取 0.07；汽车的性能系数在此取 0；pf，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LBLBi效率和传动比，取 0.9，由于没有轮边减速器取 1.0；LBLBi该汽车的驱动桥数目在此取 1；n黑龙江工程学院本科生毕业设计11 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 7.50-16，则有其滚动半径rr为 0.394m。所以由式（2.5）得： )(PHRLBLBrTacffffnirGGT =2101.554550 0.3940.0180.0700.9 1.0 1mN 2.2.3主减速器基本参数的选择（1）主、从动锥齿轮齿数和1z2z选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，之间应避免有公约数；1z2z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；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于 6；1z主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；0i1z对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。1z2z （2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数2Dm对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影2D2D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。可根据经验公式初选，即2D （2.6）322cDTKD 式中：直径系数，一般取 13.016.0；2DK从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者取其值为 6221cTmN ceTcsT；mN 由式（2.6）得： =（13.016.0）=（239.09294.27）；2D36221mm初选=260 则齿轮端面模数=/=260/35=7.432Dmmm2D2zmm黑龙江工程学院本科生毕业设计12=35 7.43=260.052Dm2zmm（3）主，从动齿轮齿面宽的选择F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。另外,由于双曲面齿轮的几何特性,双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。一般取大齿轮齿面宽=0.155=0.155 260.05=38.09mm，小齿轮齿面宽cF2d=1.1=1.1 38.09=41.90mmzFcF（4）小齿轮偏移距及偏移方向的选择载货汽车主减速器的 E 值，不应超过从从动齿轮节锥距的 20%（或取 E 值为 d的 10%12%，且一般不超过 12%）。传动比愈大则 E 值也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距 E 可达从动齿轮节圆直径的 2030。但当 E 大干的 202d2d时，应检查是否存在根切。E=(0.10.12) =(0.10.12) 260.05=26.0131.20mm2d初选 E=30mm双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种，如图 2.7 所示：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，则为上偏移，在下方时则为下偏移。其中 a、b 是下偏移，c、d 是上偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。本减速器采用下偏移。黑龙江工程学院本科生毕业设计13（a）（b）（c）（d）图 2.7 双曲面齿轮的偏移方式（5）螺旋角的选择双曲面齿轮螺旋角是沿节锥齿线变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端0螺旋角最小，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮中点螺旋角。螺旋锥齿轮中点处im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，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则fm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，fm应不小于 1.25，在 1.52.0 时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。fm 汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角多为 3540。主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:=+ z25521zz902Ed（2.7）式中：主动轮中点处的螺旋角，mm；z，主、从动轮齿数；分别为 8，35；1z2z双曲面齿轮偏移距, 30mm；E从动轮节圆直径，260.05mm；2d由式（2.7）得:黑龙江工程学院本科生毕业设计14=+=45.84z2553589030260.05从动齿轮中点螺旋角可按下式初选:c230sin0.20260.0538.092222EdF双曲面齿轮传动偏移角的近似值；双曲面从动齿轮齿面宽为 38.09mm；F11.61=-=45.84-=34.23cz11.61、从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。cz平均螺旋角=40.04。+ 2zc45.84 +34.322（6）螺旋方向的选择主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。如图 2.8 所示，螺旋方向与双曲面齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，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。黑龙江工程学院本科生毕业设计15 图 2.8 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力（7）法向压力角加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用 2230或 20的平均压力角，在此选用 20的平均压力角。2.2.4主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算（1）大齿轮齿顶角与齿根角22黑龙江工程学院本科生毕业设计16图 2.9 收缩齿两种形式标准收缩齿（a）和双重收缩齿(b)各有其优缺点，采用哪种收缩齿应按具体情况而定。双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序的效率。双重收缩齿的轮齿参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的，不是这种情况而要采用双重收缩齿，齿高的急剧收缩将使小端的齿轮又短又粗。标准收缩齿在齿高方向的收缩好，但可能使齿厚收缩过多，结果造成小齿轮粗切刀的刀顶距太小。这种情况可用倾锥根母线收缩齿的方法或仔细选用刀盘半径加以改善，即当双重收缩齿会使齿高方向收缩过多，而标准收缩齿会使齿厚收缩过多时，可采用倾锥根母线收缩齿作为两者之间的这种。大齿轮齿顶角和齿根角为了得到良好的收缩齿,应按下述计算选择应采用采22用双重收缩齿还是倾锥根母线收缩齿。用标准收缩齿公式来计算及22 223843 mmhA（2.8） 223438 mmhA（2.9） 2mgmahh K（2.10） 21.1500.15mgmhh（2.11） 222cosmgmKRhz（2.12） 222sin2.0cimdFR（2.13）黑龙江工程学院本科生毕业设计17 122arccot1.2izz（2.14） 22sinmmRA（2.15） 221arctanzz（2.16）由（2.12）与（2.13）联立可得: 1222sinarccot1.22.0cmzdFzR（2.17） 12222(sinarccot1.2)cos2.0cgmzK dFzhz（2.18） 122222(sinarccot1.2)cos2.0acmzK K dFzhz（2.19） 2(1.15)magmhKh（2.20） 22221cos3438sin arctanaKzKzz（2.21）式中： ,小齿轮和大齿轮的齿数；1z2z大齿轮的最大分度圆直径,已算出为 260.05mm；2d大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径；2mR黑龙江工程学院本科生毕业设计18在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距 mm；mA大齿轮齿面宽中点处的齿工作高；gmh大齿轮齿顶高系数取 0.15；aK大齿轮齿宽中点处的齿顶高；2mh大齿轮齿宽中点处的齿跟高；2mh大齿轮齿面宽中点处的螺旋角；2大齿轮的节锥角；2齿深系数取 3.7；K从动齿轮齿面宽。cF所以：28260.0538.09sinarccot(1.2)35111.662.0mR83.7260.0538.09 sinarccot(1.2) cos34.23359.762.0 35gmh280.15 3.7260.0538.09 sinarccot(1.2) cos34.23351.462.0 35mh29.76 (1.150.15)9.76mh8260.0538.09sinarccot(1.2)35114.54sin77.122.0mA 43.820.7323.7 cos34.233534380.15sin arctan3581222222sinarccot1.2cos3438 1.1500.152.0sinczdFKzz黑龙江工程学院本科生毕业设计19 1222222sinarccot1.2cos3438 1.1500.152.0sinczdFKzz8260.0538.09sinarccot1.23.7 cos34.23353438 1.1500.1535352.0sinarctan8 292.954.88计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和。 2243.82292.95336.77s DRRsTT（2.22） 22222tansincos10560tanmdDRrz（2.23） 222sincosmR（2.24） 10.021.06RTz（2.25）由式（2.19）与（2.23）联立可得: 2222212sinsintancoscos10560(0.021.06)tandRsrTzz（2.26）刀盘名义半径,按表选取为 114.30mmdr 轮齿收缩系数RTsin77.12sin77.12tan34.23cos34.23cos34.23114.3010560(0.02 8 1.06)337.77 35 tan20RT 黑龙江工程学院本科生毕业设计200.050当为正数时,为倾根锥母线收缩齿，应按倾根锥母线收缩齿重新计算RTs及。22按倾根锥母线收缩齿重新计算大齿轮齿顶角及齿跟角。 22 22TR （2.27） 2aTRK（2.28） TRRST（2.29） 10.021.06RTz（2.30）由式（2.27）与（2.28）联立可得: 21(0.021.06)aSKz（2.31） 212(0.021.06)Sz（2.32）大齿轮齿顶高系数取 0.15aK倾根锥母线收缩齿齿根角齿顶角之和TR20.15 336.77 (0.02 8 1.06)67.121.12 2(0.02 8 1.06) 336.7767.12380.346.34 （2）大齿轮齿顶高2h （2.33）2202()sinmmhhAA黑龙江工程学院本科生毕业设计21 2020.5sindA（2.34）大齿轮节锥距0A由式（2.33），（2.34）得：00.5 260.05133.38sin77.12A21.46(133.38 114.54) sin1.121.77h （3）大齿轮齿跟高2h 2202()sinmmhhAA（2.35）大齿轮齿宽中点处齿跟高2mh由式（2.35）得：29.76(133.38 114.54) sin6.3411.84h （4）径向间隙0.150.050.15 9.760.051.51gmCh（5）大齿轮齿全高2221.17 11.8413.01hhh（6）大齿轮齿工作高2213.01 1.5111.5ghhC（7）大齿轮的面锥角022277.121.12（8）大齿轮的根锥角22277.126.3470.78R （9）大齿轮外圆直径22022 cos1.77 cos77.12260.05260.840.50.5hdd（10）小齿轮面锥角黑龙江工程学院本科生毕业设计22012sincoscoscos70.78cos11.610.32R 0118.81（11）小齿轮的根锥角102sincoscoscos78.24cos11.610.20R 111.52R（12）小齿轮的齿顶高和齿根高齿顶高:111.51.515.7522ghhCmm齿根高；1113.01 5.757.26hhhmm 表 2.2 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表序号项目符号数值1主动齿轮齿数1z82从动齿轮齿数2z353端面模数m7.54主动齿轮齿面宽ZF41.90 mm5从动齿轮齿面宽CF38.09 mm6主动齿轮节圆直径1d60.00 mm7从动齿轮节圆直径2d262.5mm8主动齿轮节锥角112.889从动齿轮节锥角277.1210节锥距 0A133.31mm11 偏移距E30mm12主动齿轮中点螺旋角 145.84黑龙江工程学院本科生毕业设计2313从动齿轮中点螺旋角234.2314平均螺旋角40.0415刀盘名义半径dr114.30mm16从动齿轮齿顶角21.1217从动齿轮齿根角26.3418主动齿轮齿顶高1h5.75mm19从动齿轮齿顶高2h1.77 mm20主动齿轮齿根高1h7.26mm21从动齿轮齿根高 2h11.84mm22螺旋角3523径向间隙 C1.51mm24从动齿轮的齿工作高gh11.5mm25主动齿轮的面锥角0118.81 26从动齿轮的面锥角0278.2427主动齿轮的根锥角1R11.5228从动齿轮的根锥角2R70.7829最小齿侧间隙允许值minB0.175mm2.2.5主减速器双曲面齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。1、齿轮的损坏形式及寿命、齿轮的损坏形式及寿命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。黑龙江工程学院本科生毕业设计24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。疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。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。点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强黑龙江工程学院本科生毕业设计25度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。（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。汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为 20 万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。 2、实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩 Tec 和最大附着转矩 Tcs 并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。主减速器双曲面齿轮的强度计算（1）单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 Nmm (2.36)2bPp 式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩 Temax 和最大附着力矩两种载荷工况进行计算，N； rrG2 从动齿轮的齿面宽，在此取 38.09mm. 2b按发动机最大转矩计算时黑龙江工程学院本科生毕业设计26 Nmm 213max210bdiTpge（2.37）式中：发动机输出的最大转矩，在此取 300；maxeTmN 变速器的传动比在此取 4.3；gi 主动齿轮节圆直径，在此取 59.43mm；1d按式（2.36）得： Nmm3300 4.3 10115059.4338.092p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。（2）轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 N/ （2.38） JmzbKKKKTvms2031022mm式中：该齿轮的计算转矩，Nm,Nm;T300ceT 88cfT 超载系数；在此取 1.0;0K尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，sK当时，在此0.8296 . 144 .25mKs47.4325.4sK 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.00mKmK1.10 式式支承时取 1.101.25。支承刚度大时取最小值;质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向vK跳动精度高时，可取 1.0; 计算齿轮的齿面宽 38.09mm;b计算齿轮的齿数 8;z端面模 7.5mm;m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、J黑龙江工程学院本科生毕业设计27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=0.28J图 2.10 计算用弯曲综合系数J按Nm 计算疲劳弯曲应力88cfT135 N/ 210 N/322 1088 4.3 0.9 1 0.74 1.21 38.09 8 0.28 7.43 2mm2mm 按 Nm 计算疲劳弯曲应力300ceT 479 N/ 700 N/322 10300 4.3 0.9 1 0.74 1.21 38.09 8 0.28 7.43 2mm2mm所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 (3) 轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为 N/ (2.39)bJKKKKTKdCvfmspj3011022mm式中：主动齿轮的计算转矩；T材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6/mm;pC21N ，见式(2.38)下的说明;0KvKmK 尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验sK的情况下，可取 1.0; 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），fK即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取 1.0;黑龙江工程学院本科生毕业设计28 计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿J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 2.11 选取=0.17。J图 2.11 接触计算用综合系数按计算：ceT=2027 2800N/3232.62 300 0.9 4.3 1 0.74 1.2 1 1059.431 38.09 0.20j 2mm2mm按计算：cfT=1109 1750N/3232.62 88 0.9 4.3 1 0.74 1.2 1 1059.431 38.09 0.20j 2mm2mm2.2.6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。黑龙江工程学院本科生毕业设计29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5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数8 时为 2945HRC11。m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 0.0050.0100.020mm 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5。2.3 主减速器轴承的选择2.3.1计算转矩的确定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:dT (2.40)313333332223111max1001001001001001TRgRiRTgiTgiTgiedfiffiffiffifTT式中：发动机最大转矩，在此取 300Nm；maxeT，变速器在各挡的使用率，可参考表表 2.4 选取；1 if2ifiRf，变速器各挡的传动比；1gi2gigRi ，变速器在各挡时的发动机的利用率。1Tf2TfTRf经计算为 261dT主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径mm1111sin59.4341.90sin18.2250.27mddb 黑龙江工程学院本科生毕业设计302.3.2齿宽中点处的圆周力 ZN (2.41)F12mTd式中：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。Td1m该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。按(2.41)计算主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 Z =10.38KNF2 26150.272.3.3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，F 为作T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，F 分T解成两个相互垂直的力 F和，F垂直于 OA 且位于OOA 所在的平面，位于NfFNfF以 OA 为切线的节锥切平面内。在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力 F 和沿节fF圆母线方向的力。F 与之间的夹角为螺旋角，F 与之间的夹角为法向压力FsfFTfF角，这样就有： coscosTFF （2.42） cos/tansinFFFTN（2.43） tansincosFFFTS（2.44）于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力 A 和径向力 R 分别为黑龙江工程学院本科生毕业设计31 1111sincostansinsincoscosZazNSFFFF（2.45）（2.461111cossintancossinsincosZNSrzFFFF）由式（2.45）可计算 10.80KN10.38tan20 sin18.81sin40.04 cos18.8145.84azF 由式（2.46）可计算=2.06KNrzF10.38tan20 cos18.8140.04 sin18.8145.842.3.4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7。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=40黑龙江工程学院本科生毕业设计32轴承 A，B 的径向载荷分别为（2.47）2212ZrzazmArFabFabF dFaaa 2212azmZrzBrF dF bF bFaaa（2.48）已知 =10.80KN，=2.06KN，a=65mm,b=40mm, 所以由式（2.47）和（2.48）aZFRZF得:轴承 A 的径向力 2210.3865402.06 654010.8 50.216.8365652 55ArFKN轴承 B 的径向力KN2210.38 402.06 4010.38 50.277.0265652 65BrF轴承 A，B 的径向载荷分别为 KN10.8AaazFF 0BaF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 Q=XR+YA （2.49）式中： Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 10.80.6416.83AeR此时 X=0.4，Y=1.96所以 Q=16.830.4+10.81.9=27.25根据公式： (2.50)610tpfCLf Q式中: 为温度系数，在此取 1.0;tf为载荷系数，在此取 1.2pf寿命指数，取 =103黑龙江工程学院本科生毕业设计33所以=2.70310 sL6310310159762 . 11085.10218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为2n (2.51)2.66amrvnr式中：轮胎的滚动半径为 390mmrr n轴承计算转速汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取amv3035 km/h，在此取 35km/h。所以有上式可得=238.72 r/minn2.66 350.39所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (2.52) 60hLnL式中: 轴承的计算转速，r/min。n由上式可得轴承 A 的使用寿命7100000 60 238.724.1 1035Lr代入公式(2.49)得 103761.04.1 10101.2 27.25CC=97.86KNA 轴承选 32307 GB/T 297-946对于轴承 B，承受径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Q=XR+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 0AR Q=7.02KN根据公式(2.49)得 103761.04.1 10101.2 7.02C黑龙江工程学院本科生毕业设计34C=25.66KNB 轴承选 30208 GB/T 297-946（2）从动齿轮轴承的选择初选 c=75mm,d=85mm.KN21coscos34.2310.3812.32coscos45.84czFF从动齿轮轴向力 (2.53)2222tansinsincoscoscacFF从动齿轮中点螺旋角，其值为 34.23；2从动齿轮根锥角，其值为 70.78。2KN12.32tan20sin70.78sin34.23cos70.782.31cos34.23acF 从动齿轮径向力2222tancossinsincoscrcFF 12.32tan20cos70.78sin34.23sin70.78cos34.23 KN9.70从动轮齿宽中点处分度圆直径mm222sin260.0538.09 sin70.78225.84mDdF 对于轴承 C,径向力 (2.54)2222crcacmRcF dF dF DFcdcdcdKN2212.32 859.70 852.31 225.849.42758575852 7585RcF轴向力2.31AcacFFKN当量动载荷 Q=XR=YA 2.310.259.42AeR 其中 e=0.36黑龙江工程学院本科生毕业设计35此时 X=1,Y=0, 所以 Q=9.42KN。根据公式(2.49)得： 103761.04.1 10101.2 9.42CC=28.56KN选取 30210 圆锥滚子轴承6。对于轴承 D,径向力 (2.55)2222crcacmRdF cF dF DFcdcdcdKN2212.32 759.70 752.31 225.846.47758575852 7585RcF轴向力 FAc=0当量动载荷 Q=XR=YA 2.3109.42AeR e=0.36此时 X=1,Y=0, 所以 Q=6.47KN。根据公式(2.49)得 103761.04.1 10101.2 6.47CC=24.52KN轴承 D 选取 30210 圆锥滚子轴承6。2.4 本章小结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。黑龙江工程学院本科生毕业设计36黑龙江工程学院本科生毕业设计37第 3 章差速器设计3.1 差速器结构形式的选择汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器主要有以下几种形式。（1）对称式圆锥行星齿轮差速器图 3.1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器图 3.1 所示，普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2 个半轴齿轮，4 个行星齿轮(少数汽车采用 3 个行星齿轮，小型、微型汽车多采用 2 个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装 4 个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其黑龙江工程学院本科生毕业设计38内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置差速锁等。由于整速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速界从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。（2）强制锁止式防滑差速器图 3.2 强制锁止式防滑差速器如图 3.2 所示，强制锁止式防滑差速器就是在普通的圆锥齿轮差速器上加装差速锁，必要时将差速器锁住。此时左、右驱动车轮可以传递由附着力决定的全部转矩。当汽车驶入较好的路面时，差速器的锁止机构应即时松开，否则将产生与无差速器时一样的问题，例如使转弯困难、轮胎加速磨损、使传动系零件过载和消耗过多的功率等。（3）自锁式差速器为了充分利用汽车的牵引力，保证转矩在驱动车轮间的不等分配以提高抗滑能力，并避免上述强制锁止式差速器的缺点，创造了各种类型的自锁式差速器。用以评价自锁式差速器性能的主要参数，是它的锁紧系数。为了提高汽车的通过性，似乎是锁紧系数愈大愈好，但是过大的锁紧系数如前所述，不但对汽车转向操纵的轻便灵活性、行驶的稳定性、传动系的载荷、轮胎磨损和燃料消耗等，有不黑龙江工程学院本科生毕业设计39同程度的不良影响，而且无助于进一步提高驱动车轮抗滑能力。因此设计高通过性汽车差速器时，应正确选择锁紧系数值。因为本车属于轻型载货汽车，主要在较好的路面上行驶，所以采用成本低廉、结构简单的对称式圆锥行星齿轮差速器。3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图 3.3 差速器差速原理如图 3.4 所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳 3 与行星齿轮轴 5 连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮 6 固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮 1 和 2 为从动件，其角速度为和。012A、B 两点分别为行星齿轮 4 与半轴齿轮 1 和 2 的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C 三点到差速器旋转轴线的距离均为。r 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的 A、B、C 三点的圆周速度都相等（图 3.4），其值为。于是=，即r0r120差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳 3 的角速度。当行星齿轮 4 除公转外，还绕本身的轴 5 以角速度自转时（图 3.4），啮合点4A 的圆周速度为=+，啮合点 B 的圆周速度为=-。于是1r0r4r2r0r4r+=（+）+(-)1r2r0r4r0r4r即 + =2 （3.1120）若角速度以每分钟转数表示，则n 0212nnn黑龙江工程学院本科生毕业设计40（3.2）式（3.2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式（3.2）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图 3-2 所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右半壳图 3.2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器3.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。黑龙江工程学院本科生毕业设计413.4.1差速器齿轮的基本参数的选择（1）行星齿轮数目的选择载货汽车采用 4 个行星齿轮。（2）行星齿轮球面半径的确定BR 圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径，BR它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。球面半径可按如下的经验公式确定：BR mm (3.3) 3TKRBB式中：行星齿轮球面半径系数，可取 2.522.99，对于有 4 个行星齿轮BK的载货汽车取小值； T计算转矩，取 Tce 和 Tcs 的较小值，Nm.根据上式=2.7=47.62mm 所以预选其节锥距BR3300 4.3 5.20 0.9 0.9A =48mm0（3）行星齿轮与半轴齿轮的选择为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于 10。半轴齿轮的齿数采用 1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 z1/z2在 1.52.0 的范围内。差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均Lz2Rz2匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： InzzRL22（3.4）式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，Lz2Rz2=Lz2Rz2 行星齿轮数目；n黑龙江工程学院本科生毕业设计42 任意整数。I在此=11，=20 满足以上要求。1z2z（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角，12 =28.81 =90-=61.19211arctanzz11arctan2012 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m m=4.16mm110sin2zA220sin2zA2 47.5sin28.8111得=45.77mm =4.1620=83.21mm114.16 11dmz22mzd （5）压力角目前，汽车差速器的齿轮大都采用 22.5的压力角，齿高系数为 0.8。最小齿数可减少到 10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为 20的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选 22.5的压力角。（6）行星齿轮安装孔的直径及其深度 L行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： 1 . 1L nlTLc302101 . 1 （3.5 nlTc1 . 11030式中：差速器传递的转矩，Nm；在此取 5433Nm；0T 行星齿轮的数目；在此为 4；n 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，，为半轴l20.5ld2d齿轮齿面宽中点处的直径，而；220.8dd 支承面的许用挤压应力，在此取 69 Mpa。X黑龙江工程学院本科生毕业设计43根据上式=66.57mm， =0.566.57=33.28mm20.8 83.21dl 23.19mm ，取=20mm35433 101.1 69 4 33.28 22mm1.1 20L 3.4.2差速器齿轮的几何计算差速器齿轮参数计算见表 3.1。表 3.1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数10，应尽量取最小值1z=111z2半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（3-4）2z=202z3模数m=4m4齿面宽b=(0.250.30)A ;b10m013.38mm5工作齿高mhg6 . 1=6.4gh6全齿高051. 0788. 1mh7.2037压力角22.58轴交角=909节圆直径； 11mzd 22mzd 144d 280d 10节锥角，211arctanzz1290=28.81=61.191211节锥距22110sin2sin2ddA=47.5mm0A12周节=3.1416tm=13.11mmt13齿顶高;21agahhhmzzha212237. 043. 0=4.41mm1ah=2.25mm2ah黑龙江工程学院本科生毕业设计4414齿根高=1.788-;=1.788-1fhm1ah2fhm2ah=3.03mm;1fh=4.89mm2fh15径向间隙=-=0.188+0.051chghm=0.83mmc16齿根角=01arctanAhf;022arctanAhf1=3.65; =5.881217面锥角；211o122o=34.69=64.841o2o18根锥角；111R222R=25.16=55.311R2R序号项目计算公式计算结果19外圆直径；1111cos2aohdd22202cos2ahddmm0153.50dmm285.38d 20节圆顶点至齿轮外缘距离11201sin2hd22102sin2hdmm0142.39mm0224.8321理论弧齿厚 21stsmhhtstan2212=8.46 mm1s=7.39 mm2s22齿侧间隙B=0.250mmB23弦齿厚26213BdssSiiii=8.49mm1S=6.61mm2S24弦齿高iiiiidshh4cos2=5.93mm1h=2.92mm2h3.4.3差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为w = MPa (3.6) wJmbzKKKTKvms2203102式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩,在此为 1006 TTNm；黑龙江工程学院本科生毕业设计45 差速器的行星齿轮数；n 半轴齿轮齿数；2z 、见式（2.9）下的说明；0KvKsKmK 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图 3-2 可得J=0.225J根据式(3.6)得:=971 Mpa980 MPaw32 101006 1.00.64 1.011 13.38204.164.160.289所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求15。图 3.2 弯曲计算用综合系数3.5 本章小结本章主要进行了差速器的设计，首先是结构形式的选择，差速器分为对称式圆锥行星齿轮差速器、强制锁止式防滑差速器、自锁式差速器。考虑到成本和使用状况，选用最简单的对称式圆锥行星齿轮差速器。差速器结构形式确定后，对差速器行星齿轮和半轴齿轮进行设计计算，并进行校核。黑龙江工程学院本科生毕业设计46第 4 章驱动半轴的设计驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮，驱动车轮传动装置的结构形式与驱动桥的结构型式密切相关，在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置，且多采用等速万向节；在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，半轴将差速器的半轴齿轮和车轮的轮毂联接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，驱动车轮的传动装置还应包括轮边减速器，这时半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮联接起来。4.1 半轴结构形式的选择驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，半轴将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来，半轴的形式主要取决半轴的支承形式：普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式，3/4 浮式和全浮式。其具体结构如下：（1）半浮式半轴图 4.1 半浮式半轴如图 4.1 所示，半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接)。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的乘用车。黑龙江工程学院本科生毕业设计47（2）3/4 浮式半轴图 4.2 3/4 浮式半轴如图 4.2 所示，3/4 浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即 3/4 浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。（3）全浮式半轴图 4.3 全浮式半轴如图 4.3 所示，全浮式半轴的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为 570MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造黑龙江工程学院本科生毕业设计48成本较高，故轿车及其他小型汽车不采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于各类载货汽车上。综合考虑各种半轴的优缺点和本车的实际情况，本设计采用全浮式半轴。4.2 全浮式半轴计算载荷的确定设计半轴的主要尺寸是其直径的设计，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。

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