毕业设计（论文）-重型货车主减速器设计.doc

全套图纸加扣 3012250582摘 要在现代汽车驱动桥上，主减速器的功用是将输入的转距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。单级主减速器通常由主动齿轮和从动齿轮组成。在双级主减速器中，通常还要加一对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。主减速器采用的最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在某些公共汽车和重型汽车上有时也选用蜗轮传动。本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮设计以及对支承轴承的选择。关键词: CA15； 主减速器； 螺旋锥齿轮； 轴承； 行星齿轮ABSTRACTNowadays, the main reducer, which on modern car driving axle, is used to increase the imported torque and correspond to decrease its speed, at the mean while, it also can change the direction of torque when engine is longitudinal. Single-stage reducer is usually composed of the main driving gear and driven gear. In main two-stage reducer, a spur gear or a group of planetary gear also included. In the wheel-side reducer, helical gears drive or planetary gear is adopted, which is laid of common parallel coaxial. spiral bevel gear gear and hypoid gears are broadly adopted by main reducer. Worm transmission is used by some buses and trucks. In this paper, the structure of main components and the main design parameters are first to confirm; and then refer to similar driving axle structure, and identify the design parameters; Finally, check the main, driven bevel gear, cone planetary differential gear.Key word: CA15; Main reducer; spiral bevel gear; Bearing; Planetary gear目 录第1章 绪论1 1.1 研究本课题的目的与意义1 1.2 主减速器的定义、种类、功用1 1.3 本设计的主要内容1第2章 主减速器设计3 2.1 主减速器的结构形式3 2.1.1 主减速器的齿轮类型3 2.1.2 主减速器齿轮类型的选择4 2.1.3 双级主减速器结构方案分析6 2.1.4 主减速器主动锥齿轮的支承形式7 2.1.5 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方法8 2.2 主减速器主、从动锥齿轮的基本参数选择与设计计算8 2.2.1 第一级螺旋锥齿轮的设计计算9 2.2.2 主减速器齿轮基本参数的选择.11 2.2.3 主减速器螺旋齿轮的几何尺寸设计.13 2.3 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算.14 2.3.1 单位齿长上的圆周力.16 2.3.2 齿轮的弯曲强度计算.16 2.3.3 齿轮接触强度的计算.18 2.4 主、从动锥齿轮的材料选择.18 2.5 第二级斜圆柱齿轮的设计计算.19 2.5.1 选择齿轮的精度等级、材料、齿轮及其螺旋角.19 2.5.2 齿轮接触强度计算.19 2.5.3 按齿面弯曲强度计算.22 2.5.4 几何尺寸的计算.23 2.5.5 第二级齿轮弯曲疲劳强度的校核.24第3章 差速器设计26 3.1 差速器结构形式的选择26 3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理28 3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构29 3.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计29 3.4.1 差速器齿轮主要参数的选择29 3.5 差速器锥齿轮的几何参数计算31 3.6 差速器锥齿轮的强度计算33 3.7 差速器锥齿轮的材料选择34第4章 轴承的设计与选择35 4.1 第一级齿轮轴承的计算35 4.1.1 作用于主减速器锥齿轮上的力35 4.1.2 主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择37 4.2 差速器轴承的计算39第5章 轴的设计与校核41 5.1 主动锥齿轮轴的设计与校核41 5.1.1 最小直径的确定41 5.1.2 各轴段直径的确定41 5.1.3 轴上零件的周向定位与其长度42 5.1.4 确定轴上的圆角和倒角的尺寸43 5.1.5 作出弯扭合成图并判断危险截面43 5.2 从动锥齿轮轴的设计与校核47 5.2.1 初步确定轴的最小直径47 5.2.2 各轴段直径的确定47 5.2.3 各轴段长度的确定47 5.2.4 确定轴上的圆角与倒角的尺寸47 5.2.5 作出弯扭合成图并判断危险截面47第6章 键的设计与校核51 6.1 主动锥齿轮轴花键的设计与校核51 6.2 半轴花键的设计与校核55 毕业设计总结59致谢61参考文献6265第1章 绪论1.1研究本课题的目的与意义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。1.2主减速器的定义、种类、功用主减速器是传动系的一部分，与差速器，车轮传动装置和桥壳共同组成驱动桥。主减速器的功用是增扭，降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩传递给差速器。在现代汽车驱动桥上，主减速器种类很多，包括单级减速、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。其中应用得最广泛的是采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的单级主减速器。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。 主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动机纵置的汽车来说，主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。 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，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，也可以使变速箱的尺寸、质量减小，操纵省力。 1.3本设计的主要内容本设计的目标是设计一种载货质量为5t的中型载货汽车的主减速器，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、半轴花键的设计与强度计算。参考车型基本参数本设计的车型：载货汽车参考车型：CA15型载货汽车本设计车型的主要参数：轮距：1700mm长宽高：685523302310轴距：4175mm最小离地间隙：265mm最大拖挂总质量：6000kg装载质量：5000kg轴荷分配 空载 满载前 轴 : 1755 2097后 轴 : 2170 7038最高车速：80km/h发动机最大扭矩：353N.m发动机额定转速下功率：85kw/2800r/min变速器速比：档6.24， 档3.32，档1.90，档1.00，档0.81，R档6.7主减速器速比：7.63轮胎类型与规格：斜交轮胎 9.00-20 第2章 主减速器设计2.1主减速器的结构形式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主减速器的齿轮类型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i7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单级主减速器 图2-2双级主减速器(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，i一般为7-12,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中、重型汽车上。(3)双速主减速器双速主减速器 用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。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。(4)单级贯通式主减速器、双级贯通式主减速器单级贯通式主减速器、双级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车上。(5)主减速器附轮边减速器 主减速器附轮边减速器应用于矿山、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。综上所述，本车采用双级主减速器。2.1.2主减速器齿轮类型的选择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。圆柱齿轮传动应用于发动机横置的前置前驱动乘用车和双级主减速器驱动桥。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。图2-3 主减速器的几种齿轮类型(1)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，而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2。 (2)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i4.5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。由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。(3)圆柱齿轮传动一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥，在此不采用。(4)蜗杆传动与锥齿传动相比，蜗杆传动有如下优点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）； 在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声； 便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置； 能传递大的载荷，使用寿命长。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，传动效率较低。在此不采用。像圆柱齿轮传动只在节点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其他啮合点还伴随着沿齿廓的滑动一样，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动都有这种沿齿廓方向的滑动。此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。这种滑动促使齿轮副沿整个齿面都能较好地啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声。但双曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点的温度升高，因而需要用专门的双曲面齿乾油来润滑，且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达96。其传动效率与倔移距有关，特别是与所传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮也是一样，其效率可达99。两种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏感性本质上是相同的。如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺旋角的平均值相同，则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大，而其从动齿轮的螺旋角则比螺旋锥齿轮的小，因而双曲面主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的大，而从动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的小。两种齿轮都在同样的机床上加工，加工成本基本相同。然而双曲面传动的小齿轮较大，所以刀盘刀顶距较大，因而刀刃寿命较长。 综上所述各种齿轮类型的优缺点,本文设计的CA15型载货汽车的主减速器采用采用螺旋锥齿轮传动更合理。2.1.3双级主减速器结构方案分析双级主减速器与单级相比,在保证离地间隙同时可得到较大的传动比。i0一般为7-12，但是尺寸质量均较大，成本较高，主要应用在中、重型货车、越野车和大客车上。(1)整体式双级主减速器有多种结构方案：a.第一级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮（图a）b.第一级为锥齿轮、第二级为行星齿轮c.第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮（图b）d.第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮（图c）对于第一种方案，可有纵向、斜向和垂向三种布置方案。如图d、e、f。图2-4 双级主减速器布置方案(2)双速主减速器双速主减速器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，可获得到双倍于变速器的档位。由圆柱齿轮组、行星齿轮组成，主要应用于单桥驱动的重型车上。综合以上各种主减速器结构方案的优缺点并结合载货汽车的实际要求和行使条件，我们选取双级主减速器，且第一级为弧齿锥齿轮；第二级为圆柱斜齿轮，采用纵向水平布置布置方案。(3)分开式主减速器分开式主减速器由中央主减速器和轮边减速器组成。其特点是保证具有较大传动比条件下驱动桥中央部分尺寸较小，离地间隙较大，主要应用于越野车、重型矿用自卸车、重型车上。此种布置方案何以使前置后驱动单桥驱动载货汽车的最小离地间隙增大,同时也可以让质心的高度降低，使汽车的通过性大大提高。2.1.4主减速器主动锥齿轮的支承形式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：（1）悬臂式 图2-5 悬臂式支承如图2.4所示，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。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。支承刚度除了与轴承开式、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。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。其特点是结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。 （2）跨置式如图2.5所示，齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置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。装载质量较大的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。但是跨置式支承增加了导向轴承支座，使主减速器结构复杂，成本提高。乘用车和装载质量小的商用车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。在需要传递较大转矩情况下,最好采用跨置式支承。因为载货汽车的承载能力要求高，所以主动齿轮的支承方案选取为：采用悬臂式支承。 图2-6 跨置式支承2.1.5主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法图2-7 从动双曲面齿轮的支承主减速器从动双曲面齿轮的支承刚度依轴承的形式、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。但为了增加支承刚度，应当减小尺寸cd；为了使载荷均匀分配，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。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。 综上所述， 中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有跨置幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。根据载货汽车的使用条件情况选择：从动齿轮采用跨置式支承。同理，第二级的齿轮的支承形式也选取为跨置式支承。2.2主减速器主、从动锥齿轮的基本参数选择与设计计算2.2.1第一级螺旋锥齿轮的设计计算(1)主减速比i0的确定本设计参考中型载货汽车CA15车型，设计在路面良好的公路运行的中型货车，预计最高车速为Vamax=80km/h，主减速比i0可由下式得到： i0 (2-1) 式中：rr车轮滚动半径,由前面给出的参数知，rr=485mm;igh变速器最高档传动比, igh =0.81;np发动机最大功率所对应的转速2800r/min;代入公式计算得 i0 =7.9 由于主传动比较大，又要保证合适的离地间隙，因此采用双级主减速器。(2) 主减速器齿轮计算载荷的确定汽车主减速器锥齿轮的切齿法主要有格里森和奥利康两种切齿方法，这里用格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。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Tce（N.m）； Tce= (2-2) 式中：Temax发动机最大转矩353N.m；猛接离合器所产生的动载系数,而=0.1959.8*9135/353=49.4616;所以性能系数fj=0;根据汽车设计中的知识得当性能系数fj=0，猛接离合器所产生的动载荷系数kd=1;ma为汽车满载质量(kg)，ma=9135；g为重力加速度（m/s）,g=9.8；Temax为发动机的最大扭矩（N/m），Temax=353；k液力变矩系数，k=1；i1变速器一档传动比，i1 =6.24；i0主减速器传动比， i0 =7.9；分动器传动比，无分动器取1；发动机到万向节传动轴之间的传动效率0.98参考汽车理论；n计算驱动桥数n=1。根据上式带入数据算得Tce=17053.46N.m按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮计算转矩Tcs Tcs= (2-3)式中：G2满载状态下一个驱动桥上的静载荷68972.4Nm2汽车最大加速度时的后桥负荷转移系数，取1.2；主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，取=3.42；主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，取92%；轮胎与路面的附着系数，这里=0.85；rr车轮滚动半径取485mm；根据上式带入数据算得Tcs=10844.34N.m 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿的 (2-4)式中：汽车满载时的总重，=89523N汽车所牵引的挂车的满载总重力，= 0 ；道路的滚动阻力系数，对于所选车型可取0.018-0.020,这里取0.018汽车正常使用时的平均爬坡性能系数，对载货汽车和城市公共汽车可取0.05-0.09，对长途公共汽车可取0.06-0.10，这里取0.07。汽车的性能系数，这里= 0根据上式代入数据计算得TcF=1214.35N.m由式(2-2-2)和式(2-2-3)求得的计算转矩,是作用到从动锥齿轮上的最大转矩,不同于式(2-2-4)求得的日常行驶平均转矩.当计算锥齿轮最大应力时,计算转矩Tc应取前面两种的较小值,即Tc=minTce,Tcs；当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc取Tcf。因为TceTcs根据汽车设计里面的知识可知计算转矩TC应去两者的较大者，所以计算转矩TC=10844.34N.m ；主动锥齿轮的计算转矩为： Tz=Tc/(i0*G) （2-5）式中：Tz为主动锥齿轮计算转矩；i0为主传动比，取7.9；G为主、从动锥齿轮间的传动效率，螺旋锥齿轮取95%,Tc=minTce,Tcs=10844.34N.m代入数据算得 Tz =1444.95N.m当计算锥齿轮的疲劳寿命时，Tc取Tcf，此时： Tzcf =161.81N.m2.2.2主减速器齿轮基本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、中心螺旋角、法向压力角等。（1）初取主、从动齿轮齿数Z1和Z2选择主、从动锥齿轮齿数时考虑以下因素：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、从动齿轮齿数和不少于40；3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，Z1一般不少于9；对于货车，Z2一般不少于6；4）当主传动比i0较大时，尽量使Z1取得少些，以便得到满意的离地间隙；5）对于不同的主传动比，Z1和Z2应有适宜的搭配。综上所述，初选Z1 =13，取Z2=29，传动比为i01=Z2/Z1=2.23。（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： (2-6)式中 D2从动锥齿轮的节圆直径，mm；KD2直径系数，一般K=13.015.3；这里取KD2=13；Tc从动锥齿轮的计算转矩，Tc=10844.34Nm。将数据带入上式并计算得D2=287.74；圆整后，取D2=290mm（3）齿轮端面模数ms的选择选定后，可按式ms=D2/Z2算出从动锥齿轮大端端面模数，同时还应满足： (2-7)式中Tj计算转矩，Nm；Km模数系数，取Km=0.30.4；取0.4；代入数据并算得ms=8.85;取10（4）齿面宽的选择汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽b(mm)推荐为： b2=0.155D2 =0.155*290=44.95;取b2=45mm；则主动锥齿轮的齿面宽F1= F2（1+10%）=45*1.1=49.5取50mm.式中D2从动齿轮节圆直径，单位mm。（5）中点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。选择齿轮的中点螺旋角时，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。所以这里取=35。（6）螺旋方向的选择螺旋锥齿轮的螺旋方向分为“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。根据主减速器的特点以及要求，所以选取主动锥齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。（7）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。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22的平均压力角，轿车选用19的平均压力角。当zl8时，其平均压力角均选用2115。所以根据所选车型为载货汽车，所以选取法向压力角为20。（8）铣刀盘名义直径2rd的选择刀盘名义直径查汽车车桥设计中的表3-14选取rd =114.300mm2.2.3主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸设计 表 3-1序号项目计算公式序号项目计算公式1主动齿轮齿数Z11314齿根高h1/=h- h1/=7.26;h2/ =h-h2/=13.502从动齿轮齿数Z22915径向间隙C=h-hg=1.883端面模数m1016齿根角1=2.622=4.864齿面宽bb2=0.155d2=45mmb1=50mm17面锥角R1=29.01R2=68.475齿工作高hghg=H1*m=10*1.7=1718根锥角R1=21.53R2=60.996齿全高hh=H2*m=10*1.888=18.88mm19外圆直径d01=151.21mmd02=294.4mm7法向压力角2020节锥顶点至齿轮外缘距01=140.25mm02=60.09mm8轴交角90221理论弧齿厚s1=18.56mms2=12.86mm9节圆直径dd=mz;d1=130mm;d2=290mm;22齿侧间隙B=0.30mm10节锥角1=atan=24.15。2=90-1=65.85。23螺旋角=3511节锥距A0A0=158.87mm224螺旋方向主动齿轮为左旋从动齿轮为右旋12周节tt=3.1416m=31.41625驱动齿轮小齿轮13齿顶高h1/=hg-h2=17-5.38=11.62mmh2/=Kam=0.538*10=5.38mm;26旋转方向向齿轮背面看去，主动齿轮为顺时针，从动齿轮为反方向 图2-8 从动锥齿轮 图2-9 主动锥齿轮2.3主减速器螺旋锥齿轮的强度计算在选好主减速器锥齿轮的主要参数后，可以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。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。轮齿损坏的形式主要有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面磨损等。1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。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。2.3.1 单位齿长上的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 P= （2-8）式中P为齿轮上的单位齿长圆周力，F为作用在轮齿上的圆周力；为从动齿轮的齿面宽。（1） 按发动机最大转矩计算 （2-9）式中： Memax发动机最大转矩，取353 N/m； 猛接离合器所产生的动载系数，=1 ig 变速器速比，取i1=6.24 ， i5=0.81；d1 主动齿轮节圆直径，取130mm； b2 从动齿轮的齿面宽，取45mm；为分动器传动比，无分动器取=1 ； = 677.76N/mmp=1429N/mm；=87.98N/mmp=250N/mm。（2） 按轮胎的最大附着力矩计算= =1655.12N/mm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有时高出许用值的20%25%。因为p=1429*（1+20%）=1714.8N/mm1655.12N/mm故符合材料要求。2.3.2齿轮的弯曲强度计算 （2-10）式中： 为锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；Tc 所讨论的齿轮的计算转矩，Nm,对于从动齿轮，按Tce、Tcs的较小者，即Tc=minTce，Tcs和MGF计算；对于主动齿轮，还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；K0 载荷系数，对于汽车K0=1；Ks 尺寸系数，它反映了材料的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理因素有关，ms=8，当时，Ks=所以Ks=所以Ks=0.79；Km 齿面载荷分配系数，对于悬臂式支承Km=1.001.25，对于跨置式支承，Km=1.01.1；取1.05Kv 质量系数，它与齿轮精度及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的影响有光关，接触好、周接及同心度准确时，取Kv=1；ms 端面模数，取10；b 所讨论的齿轮面宽，mm；Z所讨论的齿轮的齿数；所讨论的齿轮的轮齿弯曲应力的综合系数，取得0.25，主动轮取得0.27；从动齿轮的按Tce、Tce两者的较小值计算从动锥齿轮的弯曲应力： =523.52MPa=700MPa按日常行驶平均转矩计算： =61.75MPa=210MPa主动锥齿轮的弯曲应力计算：=136.59MPa=15.30MPa根据公式，按Tce、Tcs两者的较小值计算是的最大弯曲应力，对于汽车主减速器齿轮，不应超过700 MPa（或不超过材料强度极限的75%）；按MGF计算的弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数为6106。校核计算得出的值都不超过极限值，故符合要求。2.3.3齿轮接触强度的计算 （2-11）式中：Cp 综合弹性系数，对于钢制齿轮副，取Cp=232.6N/mm；d1 主动齿轮节圆直径，在这里的为130mm； 主动齿轮计算转矩，为=161.81Nm，TZ=1444.95Nm；Ks 尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，取Ks=1；Kf 表面品质系数，它取决于齿面最后加工的性质，一般情况下对于制造精确的齿轮取Kf=1；K0 载荷系数，对于汽车K0=1；Km 齿面载荷分配系数，对于夸置式支承，Km=1.001.10，取1.05；Kv 质量系数，它与齿轮精度及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的影响有光关，接触好、周接及同心度准确是时，取Kv=1;b 齿面宽，取b1和b2的较小者，b=45；Jj 齿面接触强度的综合系数，取得0.15。按Tce、Tce两者的较小值计算： =1199.64N/mm按Tzcf计算： =401.45N/mm主、从动齿轮的齿面接触应力是