毕业论文-汽车单级主减速器设计-文档精品

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 摘 要 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，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会 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。 主减速器的存在有两个作用，第一是改变动力传输的方向，第二是作为变速 器的延伸为各个档位提供一个共同的传动比。 变速器的输出是一个绕纵轴转动的 力矩，而车轮必须绕车辆的横轴转动，这就需要有一个装置来改变动力的传输方 向。之所以叫主减速器，就是因为不管变速器在什么档位上，这个装置的传动比 都是总传动比的一个因子。有了这个传动比，可以有效的降低对变速器的减速能 力的要求，这样设计的好处是可以有效减小变速器的尺寸，使车辆的总布置更加 合理 汽车主减速器最主要的作用，就是减速增扭。我们知道发动机的输出功率是 一定的，根据功率的计算公式 W=M*v（功率=扭矩*速度） ，当通过主减速器将传 动速度降下来以后，能获得比较高的输出扭矩，从而得到较大的驱动力。此外， 汽车主减速器还有改变动力输出方向、实现左右车轮差速或中后桥的差速功能。 关键字：关键字：传动系；驱动轴；主减速器 2 Abstract Normal driving of the car, the engine speed is usually around 2000 to 3000r/min, if such a high speed alone gearbox to reduce down, then the gearbox Gears gear than you need, and the drive gear pairratio increases, the radius of the two gears is greater, in other words, is the gearbox size larger. In addition, the speed decreases, torque bound to increase, will increase the transmission load of a gearbox and gearbox transmission. Therefore, prior to the diversion of power to the left and right driving wheel differential to set up a main gear box. The existence of the main gear box has two roles, the first is to change the direction of power transmission, and the second is as an extension of the transmission to provide a common transmission ratio for each gear. A transmission output is around the longitudinal axis of rotation of the torque, the wheels have to go around the horizontal axis rotation of the vehicle, which requires a device to change the direction of the transmission of power. Is called a main gear box, because regardless of transmission, the gear transmission ratio of this device are the total transmission ratio of a factor. With this transmission ratio, can effectively reduce the ability to slow down transmission, the benefits of this design can effectively reduce the size of the transmission, so that the general arrangement of the vehicle a more reasonable Auto main gear box of the most important role is to slow the increase in twist. We know that the engine output power is certain, to get a relatively high output torque, larger driving force. In addition, the automotive main gear box to change the direction of power output, left and right wheel differential or rear axle differential features. Keywords: transmission system; drive shaft; main reducer 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 目录目录 1 绪论 . 5 1.1 驱动桥简介 5 1.2 主减速器设计的基本要求 . 5 2 单级主减速器结构方案分析 . 6 2.1 主减速器的的结构形式 6 2.1.1 主减速器齿轮的类型 . 6 2.1.2 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 . 7 2.1.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 . 7 2.1.4 主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 . 8 2.1.5 主减速器的减速型式 . 8 2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 10 2.2.1 主减速比 0 i的确定 . 10 2.2.2 主减速齿轮计算载荷的确定 . 11 2.3 主减速器齿轮基本参数的选择 13 2.3.1 齿数的选择 . 13 2.3.2 节圆直径的选择 . 13 2.3.3 齿轮端面模数的选择 . 14 2.3.4 齿面宽的选择 . 14 2.3.5 双曲面齿轮的偏移距E . 15 2.3.6 螺旋锥齿轮螺旋方向 . 15 2.3.7 螺旋角的选择 . 16 2.3.8 齿轮法向压力角的选择 . 18 2. 4 螺旋锥齿轮几何尺寸计算 18 2.5 主减速器螺旋锥齿轮强度计算 . 21 2.5.1 计算圆周力 . 21 2.5.2 轮齿弯曲强度： . 23 2.5.3 轮齿接触强度： . 25 2.6 锥齿轮的材料及热处理： 27 4 3 主减速器齿轮的材料及热处理 . 29 4 主减速器的润滑 . 30 总 结 31 致 谢 32 参考文献 33 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 5 1 绪论 1.1 驱动桥简介 驱动桥是汽车传动系的重要组成部分，它位于传动系的末端，一般由主减速器、差 速器、车轮传动装置和桥壳等组成。其功用是：将万向传动装置传来的发动机转矩通 过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降低转速、增大转矩。通过主减速 器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向。通过差速器实现两侧车轮差速的作用，保证内、 外车轮以不同的转速转向。承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横 向力，以及制动力矩和反作用力矩等。 驱动桥分断开式和非断开式两类。断开式驱动桥为了提高汽车行驶平顺性和通过 性，有些轿车和越野车全部或部分驱动轮采用独立悬架，即将两侧的驱动轮分别用弹性 悬架与车架相联系，两轮可彼此独立地相对于车架上下跳动，于此相应，主减速壳固定 在车架上。驱动桥壳应制成分段并通过铰链连接，这种驱动桥称为断开式驱动桥。 非断开式驱动桥整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接，由于半轴套管与主减速器 壳是刚性连成一体的，因而两侧的半轴和驱动轮不可能在横向平面内做相对运动。故称 这种驱动桥为非断开式驱动桥，亦称为整体式驱动桥。 1.2 主减速器设计的基本要求 主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿 轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动 力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转 速，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后，便可使主减速器前面 的传动部件如变速器、 万向传动装置等所传递的扭矩减小， 从而可使其尺寸及质量减小、 操纵省力。 驱动桥中主减速器设计应满足如下基本要求： a）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。 b）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。 c）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。 d）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。 e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。 6 2 单级主减速器结构方案分析 2.1 主减速器的的结构形式 2.1.1 主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在双 级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮） ，或一组行星齿轮。 在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。 在某 些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮传动。 螺旋锥齿轮其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的 汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用 90 交角的布置。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，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其轮齿不是在 齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另端，使得其工作平 稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的。 双曲面齿轮其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都是采用 90 。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个 偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个 齿轮轴旁通过。 这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。 这对于增强支承刚度、 保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的 螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。 因此， 双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等， 但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这 一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大 的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传 动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥 齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮 与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至 175。双曲面主动齿轮的螺旋角较 大， 则不产生根切的最少齿数可减少， 所以可选用较少的齿数， 这有利于大传动比传动。 当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传 动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速 比 i04.5 的传动有其优越性。当传动比小于 2 时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 7 动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空 间。 2.1.2 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法， 对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种： 悬臂式 齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度，应 使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直 径的 70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了 减小悬臂长度和增大支承间的距离， 应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内， 而大端朝外， 以缩短跨距，从而增强支承刚度。 骑马式 齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。骑马式支承使支承刚度 大为增加， 使齿轮在载荷作用下的变形大为减小， 约减小到悬臂式支承的 130 以下 而 主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至 1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可 提高 10%左右。 装载质量为 2t 以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。 但是骑马式支承 增加了导向轴承支座， 是主减速器结构复杂， 成本提高。 轿车和装载质量小于 2t 的货车， 常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。 2.1.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在支承之间的 分布而定。为了增加支承刚度，支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子 轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。为了防止从动齿轮 在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器 壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承具有自动调位的性能，对轴的歪斜 的敏感性较小，这一点当主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极为重要。向心推力轴承不 需要调整，但仅见于某些小排量轿车的主减速器中。只有当采用直齿或人字齿圆柱 齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器的从动齿轮才可以安装在向心球轴承上。 8 轿车和轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高 的紧配合固定在差建界壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好，中型和重型汽车主 减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。 2.1.4 主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支撑主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙 的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转 速有关。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整，可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚 度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为 方便，波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。 2.1.5 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。 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 0 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。 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(7.6 0 i12)且采用单级减速不能满足既定的主减速比和 离地间隙要求的重型汽车上。以往在某些中型载货汽车上虽有采用，但在新设计的现代 中型载货汽车上已很少见。这是由于随着发动机功率的提高、车辆整备质量的减小以及 路面状况的改善，中等以下吨位的载货汽车往具有更高车速的方向发展，因而需采用较 小主减速比的缘故。 双速主减速器：对于载荷及道路状况变化大、使用条件非常复杂的重型载货汽车来 说， 要想选择一种主减速比来使汽车在满载甚至牵引井爬陡坡或通过坏路面时具有足够 的动力性，而在平直而良好的硬路面上单车空载行驶时又有较高的车速和满意的娥料经 济性，是非常困难的。为了解决这一矛盾，提高汽车对各种使用条件的适应性，有的重 型汽车采用具有两种减速比并可根据行驶条件来选择档位的双速主减速器。它与变速器 各档相配合，就可得到两倍于变速器的档位。显然，它比仅仅在变速器中设置超速档， 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 9 即仅仅改变传动比而不增加档位数，更为有利。当然，用双速主减速器代替半衰期的超 速档，会加大驱动桥的质量，提高制造成本，并要增设较复杂的操纵装置，因此它有时 被多档变速器所代替。 单级贯通式主减速器：单级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车的贯通桥上，其优点 是结构简单、主减速器的质量较小、尺寸紧凑，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。它又分为双曲面齿轮式和蜗轮式两种结构型式。 双曲面齿轮式单级贯通式主减速器，是利用了双曲面齿轮传动主动齿轮轴线相对于从动 齿轮轴线的偏移，将一根贯通轴穿过中桥井通向后桥。但这种结构受主动齿轮最少齿数 和偏移距大小的限制，而且主动齿轮的工艺性差，通常主动齿轮的最小齿数是 8，因此 主减速比的最大值只能在 5 左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱动桥。当用于大型汽车 时刷需增设轮边减速器或加大分动器传动比。 蜗轮传动为布置贯通桥带来极大方便，且其工作平滑无声，在结构质量较小的情况 下也可得到大的传动比，适于各种吨位贯通桥的布置和汽车的总体布置。但由于需用青 铜等有色金属为材料而未得到推广。 双级贯通式主减速器：用于主减速比 0 i5 的中、重型汽车的贯通桥。它又有锥齿 轮圆柱齿轮式和圆柱齿轮锥齿轮式两种结构型式。 锥齿轮圆柱齿轮双级贯通式主减速器的特点是有较大的总主减速比(因两级减速 的减速比均大于 1)，但结构的高度尺寸大，特别是主动锥齿轮的工艺性差，而从动锥齿 轮又需要采用悬臂式安置，支承刚度差，拆装也不方便。 与锥齿轮圆柱齿轮式双级贯通式主减速器相比，圆柱齿轮锥齿轮式双级贯通式 主减速器的结构紧凑，高度尺寸减小，但其第一级的斜齿圆柱齿轮副的减速比较小，有 时甚至等于 1。为此，有些汽车在采用这种结构布置的同时，为了加大驱动桥的总减速 比而增设轮边减速器；而另一些汽车则将从动锥齿轮的内孔做成齿圈并装入一组行星齿 轮减速机构，以增大主减速比。 单级(或双级)主减速器附轮边减速器：矿山、水利及其他大型工程等所用的重型汽 车，工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等，要求有高的动力性，而车 速则可相对较低，因此其传动系的低档总传动比都很大。在设计上述重型汽车、大型公 共汽车的驱动桥时，为了使变速器、分动器、传动轴等总成不致因承受过大转矩而使它 们的尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致 10 了一些重型汽车、大型公共汽车的驱动桥的主减速比往往要求很大。当其值大于 12 时， 则需采用单级(或双级)主减速器附加轮边减速器的结构型式，将驱动桥的一部分减速比 分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。这样以来，不仅使驱动桥中间部分主减速 器的轮廓尺寸减小， 加大了离地间隙， 并可得到大的驱动桥减速比(其值往往在2616左 右)，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。但轮边减速器在 一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂、成本提高，因此只有当驱动桥的减速比大 于 12 时，才推荐采用。 按齿轮及其布置型式，轮边减速器有行星齿轮式及普通圆柱齿轮式两种类型。 2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 主减速比 0 i、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽 车总体设计时就确定。 2.2.1 主减速比 0 i的确定 主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位 时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。 0 i的选择应在汽车总体设计时和传动系的 总传动比 T i一起由整车动力计算来确定。 可利用在不同 0 i下的功率平衡田来研究 0 i对汽 车动力性的影响。 通过优化设计， 对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择 0 i值， 可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最 大功率 maxe P及其转速 p n，的情况下，所选择的 0 i值应能保证这些汽车有尽可能高的最 高车速 maxa v。这时 0 i值应按下式来确定： 0 max rp agh r n i vi (1.1) 式中 r r车轮的滚动半径，m； gh i变速器量高档传动比。 则 0 2306000 0.3773.06 170 1 i 根据所选定的主减速比 0 i值，就可基本上确定主减速器的减速型式为单级，螺旋锥 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 11 齿轮传动，不需要轮边齿轮。 2.2.2 主减速齿轮计算载荷的确定 通常通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两 种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩( je T、 j T )的较小者，作为载货汽车和越野 汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即 m a x0 / j eeT Lt TTiKn (2.2) 2r j LBLB Gr T i (2.3) 式中 maxe T发动机量大转矩，N m； TL i 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； T 上述传动部分的效率，取0.9 T ； 0 K 超载系数，对于一般乘用车、载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液 力传动的各类汽车取 0 1K ； n 该车的驱动桥数目； 2 G汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说还应考 虑到汽车加速时的负荷增大量； 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 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； r r车轮的滚动半径，m； , LBLB i分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和 减速 比(例如轮边减速器等)。 综上所述131 13.73 0.4 0.9/1 je T 6 4 7 . 5 1N m 3 1 4 3 50 . 5 50 . 8 52 3 0 . 3 01 09 . 8 0 . 9 53 . 5 5 jm T 12 4 4 8 . 9 5N m 上面求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的 依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平 均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩(mN )为 () () aTr jmHRP LBLB GGr Tfff in (2.4) 式中 a G汽车满载总重，N； T G所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车； R f道路滚动阻力系数，计算时轿车取0.010 0.015 R f ；载货汽车取 0.015 0.020；越野汽车取0.020 0.035； H f汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常，轿车取0.08；载货汽车和 城市公共汽车取0.050.09；长途公共汽车取0.060.10，越野汽车取0.090.30。 P f汽车或汽车列车的性能系数： max 0.195()1 16 100 aT P e GG f T 6 （2.5） 当 max 0.195() 16 aT e GG T 时 取0 P f ,式中 P f计算为负时，取 0 值 0 . 1 9 5(1 4 3 59 . 80 ) 2 0 . 9 3 31 6 131 0 P f 式中 max , , LB rLBe r in T 等见（3）式下说明。 则 3 (1435 9.8) 230.30 10(0.0520.08) 3.55 0.95 1 jm T 1 2 6 . 7 6N m 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 13 2.3 主减速器齿轮基本参数的选择 2.3.1 齿数的选择 对于单级主减速器，当 0 i较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满 意的驱动桥离地间隙。当 0 i6 时， 1 z的最小值可取为 5，但为了啮合平稳及提高疲劳强 度， 1 z最好大于 5。当 0 i较小(如 0 3.55i )时，引可取为7 12，但这时常常会因主、 从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、 从动齿轮的齿数 1 z， 2 z之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之 和对于载货汽车应不少于 40，对于轿车应不少于 50。 依据以上理论，可取 1 11z ， 2 39z 表 2.1 汽车主减速器主动锥齿轮齿数2 传动比（z2/z1） z1推荐 z1允许范围 1.501.75 14 1216 1.752.00 13 1115 2.002.50 11 1013 2.503.00 10 911 3.003.50 10 911 3.504.00 10 911 4.004.50 9 810 4.55.0 8 79 5.006.00 7 68 6.007.50 6 57 7.5010.00 5 56 2.3.2 节圆直径的选择 可根据从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出： 2 3 2dj dKT 2 (2.6) 式中 2 d从动锥齿轮的节圆直径，mm； 2 d K 直径系数，取1316K ； j T计算转矩，mN 。 14 则 3 2 14448.95107.20d mm 2.3.3 齿轮端面模数的选择 2 d选定后，可按式 22 /mdz 算出从动锥齿轮大端端面模数，并用下式校核： 3 mj mKT 5 （2.7） 式中 j T计算转矩，N m； m K模数系数，取0.3 0.4 m K 。 则 22 /mdz 1 0 7 . 23 9 2 . 7 5 校核： 3 mj mKT 3 3 0 . 3 54 4 8 . 9 5 2 . 7 2 表 2.2 锥齿轮模数6（mm） 0.1 0.12 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1 1.125 1.25 1.375 1.5 1.75 2 2.25 2.5 2.75 3 3.25 3.5 3.75 4 4.5 5 5.5 6 6.5 7 8 9 10 11 12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 36 40 45 50 经查表得：2.75m 2.3.4 齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮从动齿轮齿面宽 F(mm)推荐为： 22 0.155Fd 1 （2.8） 0 . 1 5 5 1 0 7 . 2x 1 6 . 6 2mm 主动齿轮的齿面宽为 00 12 (1 10)FF 6 （2.9） 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 15 00 (11 0)1 6 . 6 2 1 8 . 2 8mm 式中 2 d从动齿轮节圆直径，mm。 2.3.5 双曲面齿轮的偏移距E 轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距 0 A的 40%(接近于从动齿轮节圆直径 2 d的 20%)；而载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷 传动，E则不应超过从动齿轮节锥距 0 A的 20%（或取 E 值为 d 的10%12%，且一般不 超过 12%） 。传动比愈大则正也应愈大，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 2 d的 2030。但当E大干 2 d的 20时，应检查是否存在根切。 2.3.6 螺旋锥齿轮螺旋方向 分为“左旋”与“右旋”两种。对着齿面看去，如果轮齿的弯曲方向从其小端至大端为 顺时针走向时，则称为右旋齿，反时针时则称为左旋齿。主、从动齿轮的螺旋方向是不 同的。 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向 和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要向齿轮的背面看去。而判 断轴向力的方向时，可以用手势法则，左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断；右旋 齿轮的轴向力的方向用右手法则判断。判断时伸直拇指的指向为轴向力的方向，而其他 手指握起来后的旋向就是齿轮旋转的方向。 图 2.13 齿轮旋转的方向 16 2.3.7 螺旋角的选择 螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的。节锥齿线(节锥表而与齿廓表面的交线)上 任一点的螺旋角，是该点处的切线和节锥顶点与该点的连线之间的夹角。螺旋锥齿轮与 双曲面齿轮的螺旋角沿节锥齿线是变化的，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮的中点螺旋 角或名义螺旋角，螺旋锥齿轮传动主、从动齿轮的中点螺旋角或名义螺旋角是相等的。 而双曲面齿轮传动，由于有了偏移距而使主、从动齿轮的名义螺旋角不等，且主动齿轮 的大，而从动齿轮的小。选择齿乾的螺旋角时，应考虑到它对齿面(或纵向)重叠系数、 轮齿强度和轴向力的大小有影响。螺旋角应足够大以使重叠系数不小于 1.25。因重叠系 数愈大传动就愈平稳噪声就愈低。对轿车应1.51.8。当2.0 时可得到很好的结果。螺 旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。汽车主减速器锥齿轮的螺 旋角多在 00 3540，轿车选择较大的值来保证有较大的重叠系数。货车通常取较小的值 来防止轴向力过大。 “格里森”制推荐用下式，近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值： 000 2 1 12 25590 zE zd 1 （2.11） 式中 1 主动齿轮名义螺旋角的预选值 12 ,z z主、从动齿轮齿数 2 d从动齿轮的节圆直径，mm E螺旋锥齿轮取0E 。 所以 000 1 3016.08 25590 11107.20 6 0 47.91 预选 1 后尚需用刀号来加以校正。首先要求出近似刀号： 12 sin 20 （） 近似刀号 3 （2.12） 式中 12 , 主、从动轮的齿根角，以“分”表示。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 17 表表 2.3 螺旋锥齿轮的齿高参数螺旋锥齿轮的齿高参数1 经查表得： 1 1.640H 2 1 . 8 2 8H 0 . 2 7 0 a K 把数据带入表 2-5 相关公式可求得：4.51 g hmm 5.027hmm 1 3 . 7 7hm m 2 0.74hmm 1 1 . 2 5 7hm m 2 4.287hmm 0 1 15.75 mm 0 2 74.25 mm 0 55.69Amm 1 7 9 . 2 2 268 那么可求得12.88近似刀号 对于螺旋锥齿轮，所得螺旋角名义值还需按照选用的标准刀号进行反算，最终得到 的螺旋角名义值 1 与预选值 1 之差不超过 5 。 按近似刀号选取与其最接近的标准刀号（计有：0.5、1.5、2.5、3.5、4.5、20.5） 然后按选定的标准刀号反算螺旋角： 12 20 arcsin() 标准刀号1 （2.13） 根据近似刀号可选取12.5标准刀号 把数据代入式（2.13）得： 0 4 6 . 0 6 18 由于 0 1 5，即最终可取 0 46.06为主动齿轮的螺旋角 2.3.8 齿轮法向压力角的选择 格里森制规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用 1430，或 16 的法向压力角；载货汽 车和重型汽车则应分别选用 20 、2230的法向压力角。 铣刀盘名义直径 2 d r的选择 刀盘名义直径可按从动齿轮分度圆直径 2 d直接按表 3 选取： 表 2.4 螺旋锥齿轮和双曲面齿轮名义刀盘半径的选择4 由于 2 d为 107.20mm，故查表 3，选择 d r=57.150mm 2. 4 螺旋锥齿轮几何尺寸计算 表 2.5 格里森制螺旋锥齿轮几何尺寸计算用表2（mm） 序 号 计算公式 计算范例 注 释 1 1 z 11 小齿轮齿数 1 z应不少于 6，用半展成法加工时， 按下表选定： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 19 2 z/ 1 z 2 2.5 3 4 5 6-8 min1 z 17 15 13 8 7 6 2 2 z 39 齿数 2 z由 1 z及主减速比 0 i确定，但 1 z和 2 z之间应 避免公约数；对轿车： 1 z+ 2 z应在 5060 范围内，而 载货汽车一般要求40。 3 m 2.75 端面模数 s m可由 22/z dm s 进行计算， 4 2 b 16.6 从动齿轮面宽 2 b=0.155 2 d，同时 2 b10m。 5 20 法向压力角，轿车 1430或 16 ，货车 20 ，重型 汽车 2230。 6 mHhg 1 4.51 齿工作高 g h，其中 1 H见表 5、表 6。 7 mHh 2 5.027 齿全高h 8 90 轴交角 9 11 mzd 30.25 小齿轮分度圆直径 10 2 1 1 arctanz z 15.75 小齿轮节锥角 11 12 90 74.25 大齿轮节锥角 12 1 1 0 sin2 d A 55.69 节锥距 序 号 计算公式 计算范例 注 释 13 mt1416. 3 8.48 周节 14 mKh a 2 0.74 大齿轮齿顶高 2 h 15 g hh 1 2 h 3.77 小齿轮齿顶高 1 h 16 11 hhh 1.257 小齿轮齿根高 20 17 22 hhh 4.827 大齿轮齿根高 18 g hhc 0.517 径向间隙 19 0 1 1 arctan A h 1.32 小齿轮齿根角 20 0 2 2 arctan A h 4.48 大齿轮齿根角 21 2101 17.07 小齿轮面锥角 22 1202 79.13 大齿轮面锥角 23 111 R 14.43 小齿轮根锥角 24 222 R 69.77 大齿轮根锥角 25 11101 cos2hdd 37.51 小齿轮外缘直径 26 22202 cos2hdd 107.60 大齿轮外缘直径 27 11 2 01 sin 2 h d x 14.11 小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离 28 22 1 02 sin 2 h d x 52.89 大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离 29 mSs k 2 2.13 大齿轮理论弧齿厚 2 s , 其中 k S 查表 2-6 序 号 计算公式 计算范例 注 释 30 21 sts 6.35 小齿轮理论弧齿厚 2 s 31 B 0.76 齿侧间隙 B， 32 46.06 螺旋角 33 螺旋方向 主动齿轮右旋， 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 21 从动齿轮左旋。 34 旋转方向 主动齿轮顺时 针， 从动齿轮逆 时针。 表 2.6 螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿后6 k S 表 2.7 “格里森”制圆锥齿轮推荐齿侧间隙3B 2.5 主减速器螺旋锥齿轮强度计算 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。 2.5.1 计算圆周力 按发动机最大转矩计算圆周力有： 22 max3 1 10 2 eg Ti p d F 4 （2.14） 式中： maxe T发动机最大转矩，N mm； g i变速器传动比，通常取 I 档及直接档进行计算； 1 d主动齿轮分度圆直径（mm） ，对螺旋齿轮有 1 d 1 mz。 则 3 131 4.49 10 2339.87 30.25 16.62 2 PN m 按最大附着力矩计算圆周力有： 3 2 2 2 10 r G p d F 2 （2.15） 式中： 2 G满载下驱动桥上的静载荷，N； 轮胎与地面的附着系数，按表 10 查得； r 轮胎的滚动半径，m； 2 d主减速器从动齿轮分度圆半径，mm。 则 3 2 14063 0.85 230.30 103090260.77 107.2 16.62 pN m 许用的单位齿长圆周力p见表 2-8。 表 2.8 许用单位齿长上的圆周力1 参数 类别 max3 1 2 2 10 eg Ti p d b 3 2 2 2 2 10 r G p d b 轮胎与地面 的附着系数 档 档 档 轿车 893 536 321 893 0.85 载货汽 车 1429 250 1429 0.85 公交车 982 214 0.85 牵引汽536 250 0.65 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 23 车 注：在现代汽车设计中，由于材料及加工工艺等制造质量的提高，计算所得的P值允许高出表中数据 20%25%。 2.5.2 轮齿弯曲强度： 锥齿轮的计算弯曲应力 w （N/mm2）为： 03 2 2 10 jsm w v T k k k k m FzJ 1 （2-16） 式中： w 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(Mpa)； j T所计算齿轮的计算转矩(N m )； 从动齿轮按 c T=min （ csce TT ,） 和 cf T计算， 主动齿轮按 z T和 zf T计算（一般由于从动齿轮受力较主动齿轮大，常只校 核从动齿轮）； 0 k过载系数，一般取 1； s k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m1.6mm 时， 0.25 (/25.4) s km。 m k齿面载荷分配系数， 跨置式结构： m k=1.01.1， 悬臂式结构： m k=1.10 1.25； v k质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时， v k=1.0； F所计算的齿轮齿面宽(mm)； J所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取法见图 10-图 13。 3 2 2 10448.95 1 0.57 1 1 16.62 39 2.750.24 w 4 3 5 . 0 4 2 Nm m 3 2 2 10126.76 1 0.57 1 1 16.62 39 2.750.24 w 1 2 2 . 8 3 2 Nm m 上述按 c T或 z T计算的最大弯曲应力不超过 700MPa； 按 cf T或 zf T计算的疲劳弯曲 24 应力 f 不应超过 210MPa（破坏的循环次数 6 6 10 次）。 图 2.2 弯曲计算用综合系数J（压力角为 20 ，轴交角为 90 的螺旋锥齿轮） 图 2.3 弯曲计算用综合系数J（压力角为 2230、轴交角为 90 的螺旋锥齿轮） 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 25 2.5.3 轮齿接触强度： 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为: 1max03 1 2 10 pmsf j v CTk k k k dk FJ 1 (2.17) 式中： j 锥齿轮轮齿的齿面接触应力(Mpa)； z T主动齿轮计算转矩（N/m）； 1 d主动锥齿轮大端分度圆直径(mm)； b取 1 b和 2 b的较小值(mm)，通常取从动齿轮的 2 b； s k 尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取 1.0； f k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， f k取 1.0； p C综合弹性系数，针对钢齿轮取 232.6N 1 2mm； J齿面接触强度的综合系数，取法见； 0 k、 m k、 v k见式(2-17)的说明。 主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的，按 z T计算的最大接触应力不应超过 2800MPa，按 zf T计算的疲劳接触应力 f 不应超过 1750MPa（破坏的循环次数 6 6 10 次）。 则 3 3 232.62 154.44 1 0.57 1 1 10 10 30.251 16.62 0.13 j 2 8 5 . 4 6M p a 26 图 2.4 接触强度计算用综合系数J（平均压力角为 19 的双曲面齿轮） 图 2.5 接触强度计算用综合系数J（平均压力角为 2230的双曲面齿轮） 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 27 图 2.6 接触强度计算用综合系数J（压力角为 20 、轴交角为 90 的螺旋齿轮） 2.6 锥齿轮的材料及热处理： 汽车主减速器锥齿轮的工作条件非常恶劣， 与传动系其它齿轮相比较， 具有载荷大、 作用时间长、变化多、有冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳 点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。它是传动系中的薄弱环节。锥齿轮材料及热处理应满足 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； 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，尽量少用我国矿藏量少的元素的合金钢（如镍、铬等），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、 20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo 和 l 6SiMn2WMoV 等，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m8 时为2945HRC， 当端面模数m8 时为 3245HRC。对渗碳层有如下规定： 28 当端面模数m5 时，厚度为 0.91.3mm m=58 时，厚度为 1.01.4m