货车主减速器设计

货车主减速器设计摘要驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于商用货车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已成为未来商用汽车的发展方向。本文参照传统驱动桥的设计方法进行了商用货车主减速器的设计。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，及对支承轴承进行了寿命校核。本文是采用传统的双曲面弧齿锥齿轮作为商用货车的主减速器。关键词：主减速器；驱动桥；商用汽车；双曲面弧齿锥齿轮Commercial cargo owner gear reducer designAbstractDrive axle as one of the four big assembly car, its quality directly affects the performance of vehicle performance, and for the commercial truck is particularly important. When using high power engine output large torque in order to meet the current overloaded truck quickly, high efficiency, high benefit need, must match a highly efficient and reliable drive axle. So the transmission efficiency of single reduction drive axle has become the future development direction of commercial vehicles. In this paper, with reference to the traditional design method of the drive axle of commercial cargo owners reducer design. First the structure and main design parameters of main components; Then drive axle of reference for the similar structure, determine the overall design; Finally, the main, driven bevel gear, and on the bearing life. This article is to use the traditional hyperboloid arc tooth wimble gear as main reducer of commercial vans. Key words: the main reducer; Drive axle; Commercial vehicles; Hyperboloid arc tooth wimble gear 目 录第 1 章 绪论.1第 2 章 主减速器的作用.1第 3 章 主减速器结构方案分析.23.1 主减速器的齿轮类型23.1.1 弧齿锥齿轮传动.23.1.2 双曲面齿轮传动.33.1.3 圆柱齿轮传动.53.1.4 蜗杆传动.63.2 主减速器的减速形式63.2.1 单级主减速器.73.2.2 双级主减速器.73.2.3 双速主减速器.93.2.4 贯通式主减速器.10第 4 章 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案.114.1 主动锥齿轮的支承.114.2 从动锥齿轮的支承.12第 5 章 主减速器锥齿轮主要参数选择与计算载荷的确定145.1 主减速器齿轮计算载荷的确定.145.1.1 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.145.1.2 按驱动轮打滑转矩确定.145.1.3 主动齿轮计算转矩为.155.2 锥齿轮主要参数的选择.155.2.1 主、从动锥齿轮齿数155.2.2 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数.165.2.3 主、从动锥齿轮齿面宽的165.2.4 双曲面齿轮副偏移距.175.2.5 中点螺旋角.185.2.6 螺旋方向.185.2.7 法向压力角.18第 6 章 锥齿轮主要参数计算.196.1 车轮滚动半径.196.2 主减速比及主、从动锥齿轮齿数.196.3 主、从动锥齿轮大端分度圆直径.196.4 齿轮端面模数.196.5 主、从动锥齿轮齿面宽的确定.206.6 双曲面小齿轮偏移距.206.7 螺旋向.206.8 法向压力角.20第 7 章 锥齿轮强度计算207.1 单位齿长圆周力.217.2 轮齿弯曲强度.227.3 轮齿接触强度.23第 8 章 锥齿轮轴承载荷计算238.1 锥齿轮齿面上的作用力.238.1.1 齿宽中点处的圆周力及齿宽中点处的圆周力 F248.2 锥齿轮的轴向力和径向力.258.2.1 主动锥齿轮轴向力和径向力.258.2.2 从动锥齿轮轴向力和径向力.258.3 锥齿轮轴承的载荷.26第 9 章 主减速器轴承的选型279.1 确定轴承最小内径.279.2 轴承型号 的选择.27第 10 章 锥齿轮的材料.28总结.29致谢.30参考文献.31 正文第 1 页 共 31 页第 1 章 绪论主减速器是汽车驱动桥中的重要部件。驱动桥主要包括主减速器总成、差速器、驱动桥壳等。主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵向布置时还具有改变旋转方向的作用。为满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器，在双级式主减速器中，若第二级减速器齿轮有两对，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称为轮边减速器。按主减速器传动比挡数分，有单速式减速器和双速式减速器，前者的传动比是固定的，后者有两个传动比供驾驶员选择，以适应不同行驶条件的需要。按齿轮副结构形式分，减速器有圆柱齿轮式、圆锥齿轮式和准双曲面齿轮式等 第 2 章 主减速器的作用汽车正常行驶时，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，两齿轮的半径比也就越大。换句话说，也就是变速箱的尺寸也会越大。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，也可使变速箱的尺寸质量减小，并且使操纵省力。所以说主减速器是驱动桥中重要的传力部件，其基本功用是降低传动轴输入的转速，同时增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩。达到减速增扭动作用。还具有改变转矩旋转方向的作用。经过减速以后，再将转矩分配给左、右车轮，并使左右车轮能够正常行驶 正文第 2 页 共 31 页第 3 章 主减速器结构方案分析主减速器可根据齿轮类型、减速器形式以及主、从动齿轮的支撑形式不同分类。3.1 主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。3.1.1 弧齿锥齿轮传动弧齿锥齿轮传动(图 3.1a)的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，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，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。a)螺旋锥齿轮传动 b)双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传动 d)蜗杆传动图 3.1 主减速器齿轮传动形式 13.1.2 双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动(图 3.1b)的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离 E，此距离称为偏移距。由于偏移距 正文第 3 页 共 31 页正的存在，使主动齿轮螺旋角 大于从动齿轮螺旋角 （图 3.2)。根据啮合面上12法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比 (3.1)1221cosF式中， 、 分别为主、从动齿轮的圆周力； 、 分别为主、从动齿F12 12轮的螺旋角。图 3.2 双曲面齿轮副受力情况 1螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点 A 的切线 TT 与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角(图 3.2)。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。双曲面齿轮传动比 为is0(3.2)11220cosrFs式中， 为双曲面齿轮传动比； 、 分别为主、从动齿轮平均分度圆半is0 12径。令 ，则 。由于 ，所以系数 K1，一般为12cos/KLsKi021125150。弧齿锥齿轮传动比 为i01120ri(3.3) 正文第 4 页 共 31 页这说明：1)当双曲面齿轮与弧齿锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。2)当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的弧齿锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。3)当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的弧齿锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。另外，双曲面齿轮传动比弧齿锥齿轮传动还具有如下优点：1)在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。2)由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的 大于从动齿轮的 ，这12样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约 30。3)双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。4)双曲绵主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。6)双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为 96，螺旋锥齿轮副的传动效率约为 99。2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。 正文第 5 页 共 31 页4)双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。一般情况下，当要求传动比大于 4.5 而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于 2 时，双曲面主动齿轮相对弧齿锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用弧齿锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。3.1.3 圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动(图 3.1c)一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的乘用车驱动桥(图 3.3)和双级主减速器驱动桥（图 3.6）及轮边减速器。 正文第 6 页 共 31 页图 3.3 发动机横置且前置前驱动轿车驱动桥 13.1.4 蜗杆传动蜗杆(图 3.1d)传动与锥齿轮传动相比有如下优点：1)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)。2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。3)便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。4)能传递大的载荷，使用寿命长。5)结构简单，拆装方便，调整容易。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，传动效率低。蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。 3.2 主减速器的减速形式主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、图 3.4 单级主减速器 1 正文第 7 页 共 31 页单双级减速配以轮边减速等(图 3.5)。图 3.5 主减速器分类 13.2.1 单级主减速器单级主减速器(图 3.4)可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比扎不能太大，一般 7，进一步提高 将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿i0i0轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。3.2.2 双级主减速器双级主减速器(图 3.6)与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，一般为 712。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货i0车、越野车和大客车上。 正文第 8 页 共 31 页图 3.6 双级主减速器 1根据结构特点不同，双级主减速器分为整体式和分开式两种。分开式双级主减速器的第一级设于驱动桥中部，称为中央减速器；第二级设于轮边，称为轮边减速器。整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮(图 3.7a)；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮( 图 3.7b)；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮(图 3.7c)。对于第一级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平(图 3.7d)、斜向 (图 3.7e)和垂向(图 3.7f)三种布置方案。纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大。垂向布置使驱动桥 正文第 9 页 共 31 页纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减速器中分配传动比时，圆柱齿轮副和锥齿轮副传动比的比值一般为 1.42.0，而且锥齿轮副传动比一般为 1.73.3，这样可减小锥齿轮啮合时的轴向载荷和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，以改善其支承刚度，提高啮合平稳性和工作可靠性。3.2.3 双速主减速器双速主减速器(图 3.8)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，可得到双倍于变速器的挡位。双速主减速器的高低挡减速比是根据汽车的使用条件、发动机功率及变速器各挡速比的大小来选定的。大的主减速比用于汽车满载行驶或在困难道路上行驶，以克服较大的行驶阻力并减少变速器中间挡位的变换次数；小的主减速比则用于汽车空载、半载行驶或在良好路面上行驶，以改善汽车的燃料经济性和提高平均车速。 图 3.7 双级主减速器布置方案 1 正文第 10 页 共 31 页图 3.8 双速主减速器 1双速主减速器可以由圆柱齿轮组(图 3.8-左)或行星齿轮组(图 3.8-右)构成。圆柱齿轮式双速主减速器结构尺寸和质量较大，可获得的主减速比较大。只要更换圆柱齿轮轴、去掉一对圆柱齿轮，即可变型为普通的双级主减速器。行星齿轮式双速主减速器结构紧凑，质量较小，具有较高的刚度和强度，桥壳与主减速器壳都可与非双速通用，但需加强行星轮系和差速器的润滑。对于行星齿轮式双速主减速器，当汽车行驶条件要求有较大的牵引力时，驾驶员通过操纵机构将啮合套及太阳轮推向右方，接合齿轮 5 的短齿与固定在主减速器上的接合齿环相接合，太阳轮 1 就与主减速器壳联成一体，并与行星齿轮架3 的内齿环分离，而仅与行星齿轮 4 啮合。于是，行星机构的太阳轮成为固定轮，与从动锥齿轮联成一体的齿圈 2 为主动轮，与差速器左壳联在一起的行星齿轮架3 为从动件，行星齿轮起减速作用，其减速比为(1+)， 为太阳轮齿数与齿圈齿数之比。在一般行驶条件下，通过操纵机构使啮合套及太阳轮移到左边位置，啮合套的接合齿轮 5 与固定在主减速器壳上的接合齿环分离，太阳轮 1 与行星齿轮4 及行星齿轮架 3 的内齿环同时啮合，从而使行星齿轮无法自转，行星齿轮机构不再起减速作用。显然，此时双速主减速器相当于一个单级主减速器。双速主减速器的换挡是由远距离操纵机构实现的，一般有电磁式、气压式和电一气压综合式操纵机构。由于双速主减速器无换挡同步装置，因此其主减速比的变换是在停车时进行的。双速主减速器主要在一些单桥驱动的重型汽车上采用。 正文第 11 页 共 31 页3.2.4 贯通式主减速器贯通式主减速器根据其减速形式可分成单级和双级两种。单级贯通式主减速器具有结构简单，体积小，质量小，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等优点，主要用于轻型多桥驱动的汽车上。根据减速齿轮形式不同，单级贯通式主减速器又可分为双曲面齿轮式及蜗轮蜗杆式两种结构。双曲面齿轮式单级贯通式主减速器是利用双曲面齿轮副轴线偏移的特点，将一根贯通轴穿过中桥并通向后桥。但是这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的限制，而且主动齿轮工艺性差，主减速比最大值仅在 5 左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱动桥上。当用于大型汽车时，可通过增设轮边减速器或加大分动器速比等方法来加大总减速比。蜗轮蜗杆式单级贯通式主减速器在结构质量较小的情况下可得到较大的速比。它使用于各种吨位多桥驱动汽车的贯通式驱动桥的布置。另外，它还具有工作平滑无声、便于汽车总布置的优点。如蜗杆下置式布置方案被用于大客车的贯通式驱动桥中，可降低车厢地板高度。对于中、重型多桥驱动的汽车，由于主减速比较大，多采用双级贯通式主减速器。根据齿轮的组合方式不同，可分为锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮一锥齿轮式两种形式。锥齿轮一圆柱齿轮式双级贯通式主减速器可得到较大的主减速比，但是结构高度尺寸大，主动锥齿轮工艺性差，从动锥齿轮采用悬臂式支承，支承刚度差，拆装也不方便。圆柱齿轮一锥齿轮式双级贯通式主减速器的第一级圆柱齿轮副具有减速和贯通的作用，有时仅用作贯通用，将其速比设计为 1。在设计中应根据中、后桥锥齿轮的布置、旋转方向、双曲面齿轮的偏移方式以及圆柱齿轮副在锥齿轮副前后的布置位置等因素来确定锥齿轮的螺旋方向，所选的螺旋方向应使主、从动锥齿轮有相斥的轴向力。这种结构与前者相比，结构紧凑，高度尺寸减小，有利于降低车厢地板及整车质心高度。第 4 章 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。 正文第 12 页 共 31 页4.1 主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。a)主动锥齿轮悬臂式 b)主动锥齿轮跨置式 c)从动锥齿轮图 4.1 主减速器锥齿轮的支承形式 1悬臂式支承结构(图 4.1a)的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度 a 和增加两支承间的距离凸 b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，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。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、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。跨置式支承结构(图 4.1b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外 正文第 13 页 共 31 页圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。4.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承(图 4.1c)，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸 c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c 十 d 应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的 70。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承(图 4.2)。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图 4.3 所示。图 4.2 从动锥齿轮辅助支承 1 图 4.3 主、从动锥齿轮的许用偏移量 1 正文第 14 页 共 31 页第 5 章 主减速器锥齿轮主要参数选择与计算载荷的确定5.1 主减速器齿轮计算载荷的确定汽车主减速器有格里森和奥利康两种切齿方法，这里介绍格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。5.1.1 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(5.1)101maxnikTfedce 式中， 为计算转矩（ N.m）； 为猛接离合器所产生的动载系数，货车：Tce d=1； 为发动机最大转矩； n 为计算驱动桥数； 为变速器一档传动比；kdmax i1为发动机到万向传动轴之间的传动效率。（汽车设计 表 4-1）取 =1， =1， =5.02，n=1， =1， =4.3， =98%di1if0则 MNnkTfedce .1647819.32.501max 5.1.2 按驱动轮打滑转矩确定(5.2)12mrcsiG式中， 为计算转矩（N.m）； 为满载状况下一个驱动桥上的静载荷Tcs 2（N）； 为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车： =1.21.4，m2 2商用车： =1.11.2；D=1.11.2； 为轮胎与路面间的附着系数； 为车轮r滚动半径（m）； 为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比； 为主减速器im m主动齿轮到车轮之间的传动效率。（汽车设计 表 4-1）取 =1.1， =0.85， =0.335， =1， =95%2rim 正文第 15 页 共 31 页则 MNmrcsiGT .90595.013.8%68.242 5.1.3 主动齿轮计算转矩为(5.3)10GcziT式中， 为主动锥齿轮的计算转矩（N.m）； 为主传动比； 为主、从动Tz i0G锥齿轮间的传动效率，计算时对于弧齿追齿轮副， 取 95%，对于双曲面齿轮G副，当 6 时， 取 85%，当 6时， 取 90%。i0Gi0则 MNcGcziT.21379.4805.2 锥齿轮主要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 和 、从动锥齿轮大1Z2端分度圆直径 和端面模数 、主、从动锥齿轮齿面宽 和 、双曲面齿轮副2Dsmb的偏移距 E、中点螺旋角 、法向压力角 等。5.2.1 主、从动锥齿轮齿数选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1)为了磨合均匀, 、 之间应避免有公约数。1Z22)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。3)为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于货车， 一般不少于1Z6。 正文第 16 页 共 31 页4)当主传动比 较大时，尽量使 取得小些，以便得到满意的离地间隙。i01Z5)对于不同的主传动比， 和 应有适宜的搭配。25.2.2 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器， 对驱动桥壳尺寸有影响， 大将影响桥壳的离地间2D2D隙； 小则影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。2D可根据经验公式初选(5.4)1322TKcD式中， 为从动锥齿轮大端分度圆直径（ mm）； 为直径系数，一般为2D2D13.015.3； 为从动锥齿轮的计算转矩（N.m）。 =min , cTcecTs由下式计算sm(5.5)12/Zms式中， 为齿轮端面模数。s同时， 还应满足sm(5.6)13TKcms式中， 为模数系数，取 0.30.4。Km5.2.3 主、从动锥齿轮齿面宽的锥齿轮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宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，在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的减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。 正文第 17 页 共 31 页对于从动锥齿轮齿面宽 ，推荐不大于其节锥距 的 0.3 倍，即 0.3 ，2b2A2bA而且 应满足 10m ，一般也推荐 =0.155 。对于弧齿锥齿轮， 一般比2b2s2D1大 10%。5.2.4 双曲面齿轮副偏移距E 值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E 值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于乘用车和总质量不大的商用车，E0.2 ，且 E40% ；对于总质量较大的商用车，E（0.100.12） ，且2D2A 2DE20% 。另外，主传动比越大，则 E 值也应越大，但应保证齿轮不发生根切。双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线的下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。图。5.1a 、b 为主动齿轮轴线下偏移情况，图 5.1c、d 为主动齿轮轴线上偏移情况。（a) 、（b)主动齿轮轴线下偏移 （c) 、（d)主动齿轮轴线上偏移图 5.1 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向 1 正文第 18 页 共 31 页5.2.5 中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的，而且 12,1 与 2之差称为偏移角 (图 3.2)。选择 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F大，则 也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的F强度越高。一般 应不小于 1.25，在 1.52.0 时效果最好。但是 过大，齿轮上F所受的轴向力也会过大。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为3540。轿车选用较大的 值以保证较大的 ,使运转平稳，噪声低；货车选用F较小声值以防止轴向力过大，通常取 35。 5.2.6 螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。5.2.7 法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于轻负荷工作的齿轮一般采用小压力角，并使齿轮运转平稳，噪小低。对于弧齿锥齿轮，乘用车的 一般选用 1430或 16；商用车的 为 20；重型货车： 为 2230。对于双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相等的，但主动齿轮轮齿两侧的压力角是不等的。选取平均压力角时，乘用车为 19或 20，商用车为 20或 2230。现选取 为 20。 正文第 19 页 共 31 页第 6 章 锥齿轮主要参数计算6.1 车轮滚动半径（ 可根据轮胎规格 6.0-15 查表得 =705mm）025.3Dr0 D0所以 = =335.66mm0r 25.376.2 主减速比及主、从动锥齿轮齿数 32.41906.357.37.0max iVnrpi根据表 6.1 因为 （4.04.5），所以 取 10，则 =104.32=43.2 取整0 1Z2=43 所以 = / =4.32Zi2Z1表 6.1 传动比与主动锥齿轮齿数选择 8传动比1.51.7 1.7522.02.52.53.03.54.04.04. 54.55.05.06.06.07.5Z1 1216 1115 1013 911 911 810 79 68 576.3 主、从动锥齿轮大端分度圆直径 mDTKc 97.23516.478153322 6.4 齿轮端面模数48.5397.2/zms同时， 还应满足s= =5.06 =235.9743=5.48 成立3TKcms316.478.0zDms2/式中， 为模数系数，取 0.30.4。 取 =6s 正文第 20 页 共 31 页则 =610=60 =643=2581ZmD21ZmD6.5 主、从动锥齿轮齿面宽的确定 mb9.32581.05.22 4%)(16.6 双曲面小齿轮偏移距E 值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E 值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于乘用车和总质量不大的商用车，且 ；对于总质量较大的商用车， ，且2.0D2%40A 2)1.0.(DE。另外，主传动比越大，则 E 值也应越大，但应保证齿轮不发生根切。Emm 取 E=25mm8.251.0.26.7 螺旋向主动锥齿轮螺旋方向采用左旋，从动锥齿轮螺旋方向采用右旋。6.8 法向压力角法向压力角 取 20第 7 章 锥齿轮强度计算在选好主减速器锥齿轮的主要参数后，可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。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、 正文第 21 页 共 31 页齿面磨损等。7.1 单位齿长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 12bFp(7.1)式中， p为轮齿上单位齿长圆周力； F 为作用在轮齿上的圆周力； 2b为从动齿轮齿面宽。按发动机最大转矩计算时 3/109. 109.436016522 332maxPNbDnikTfged 式中， gi为变速器传动比； 1为主动锥齿轮中点分度圆直径(mm)；其它符号同前。按驱动轮打滑转矩计算时 3/108. 1096.01.352835.8%9402 332PmNibDrGp 式中符号同前。许用的单位齿长圆周力 p见表 7.1。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， 有时高出表中数值的 2025。表 7.1 单位齿长圆周力许用值 p1 正文第 22 页 共 31 页参数按发动机最大转矩计算时的 p( -1)mN/汽车类别 一挡 二挡 直接挡按驱动轮打滑转矩计算时的 p(-1)/轮胎与地面的附着系数 轿车 893 536 321 893货车 1429 一 250 1429大客车 982 一 214 一0.85牵引车 536 一 250 一 0.657.2 轮齿弯曲强度(1302JbDmkTWscWv7.2)式中， 为锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力 (MPa)； 为所计算齿轮的计算转W c矩(Nm) ，对于从动齿轮， =min , 和 ，对于主动齿轮， 还要按式ccescf Tc(5.10)换算； 为过载系数，一般取 1； 为尺寸系数，它反映了材料性质的不k0 ks均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当 m =1.6mm 时 s，当 m 1.6mm 时， 0.5； 为齿面载荷分配系数，跨置25.0)4/(ssss式结构： 1.01.1，悬臂式结构： 1.10 1.25； 为质量系数，当轮齿kmkmkv接触良好，齿距及径向跳动精度高时， 1.0；b 为所计算的齿轮齿面宽(mm)；vD 为所讨论齿轮大端分度圆直径(mm)； 为所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系JW数，取法见参考文献7。上述按 min , 计算的最大弯曲应力不超过 700MPa；按 计算的疲劳Tces Tcf 正文第 23 页 共 31 页弯曲应力不应超过 210MPa，破坏的循环次数为 6x106。10230JbDmkTWscWv符合要求。103w.7.4568MP7.3 轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为(7.3)13012bJkTDCVfmszpJ式中， 为锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)； 为主动锥齿轮大端分度J 1圆直径(mm)； b 取 和 的较小值(mm)； 为尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对12s淬透性的影响，通常取 1.0； 为齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及kf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， 取 1.0；ks为综合弹性系数，钢对钢齿轮， 取 232.6N1/2mm； 为齿面接触强度的Cp CpJ综合系数，取法见参考文献11； 、 、 参考文献1表 4-1 的说明。k0mv上述按 min , 计算的最大接触应力不应超过 2800MPa，按 计算的疲Tces Tcf劳接触应力不应超过 1750MPa。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。则=bJkDCVfmszpJ 10230142.0916.23=275.52 N.m 符合要求j 正文第 24 页 共 31 页第 8 章 锥齿轮轴承载荷计算8.1 锥齿轮齿面上的作用力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线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。8.1.1 齿宽中点处的圆周力及齿宽中点处的圆周力 F(8.1)12mDTF3 332311max )10()10()0( TgTgTge fiffiffifT式中 发动机最大转矩，ae N变速器 1、2、3、倒档使用率其值可参考表gif变速器 1、2、3、 、倒档的传动比i变速器处于 1、2、3、 、倒档时的发动机转矩利用率Tif查表可得 ， ， ， ， ，gfgf53gf164gf75gf， ， ， ， ，501Tf62T70TT05T分配变速器格挡的传动比，去五档传动比为 ，则gi， ， ，其中已知一挡传动比为 ，所41gi4213gi431gi24.61gi以各挡的传动比取为 ， ， ，将数据代入上式可得9.26.34gi mNT 96.24)106(75)10(6 )10746.2(59.4.4.3733 3式中，T 为作用在从动齿轮上的转矩；Dm2 为从动齿轮齿宽中点处的分 正文第 25 页 共 31 页度圆直径，即= =258-39.990.97=219.21mm 2mD2sinbmZ98.50431.9211式中，D 2 为从动齿轮大端分度圆直径；b 2 为从动齿轮齿面宽； 2 为从动齿轮节锥角。1.34tanta211rr8.769012所以KNDTFm24.97.03258.2 锥齿轮的轴向力和径向力8.2.1 主动锥齿轮轴向力和径向力轴向力 )cosins(tacoFazN59.1302.35i12.i0t35s24径向力 )sinco(tancFRzN28.613.i3512.s0t35os248.2.2 从动锥齿轮轴向力和径向力轴向力 )cosins(tacoFaN39.1)8.7635i8.76i20t35s4径向力 sinco(tancFR 正文第 26 页 共 31 页N01.92)8.76sin358.76cos20(tan35cos4 注：公式中的节锥角 在计算主动齿轮受力时用面锥角代之，计算从动齿轮受力时用根锥角代之。计算结果中，如轴向力为正值表明力的方向离开锥顶，负值表示指向锥顶；径向力是正值表明力使该齿轮离开相啮合齿轮，负值表明力使该齿轮趋向相啮合齿轮。当计算双曲面齿轮受力时， 为齿轮驱动齿廓的法向压力角。8.3 锥齿轮轴承的载荷当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图 8.2 为单级主减速器悬臂式支撑布置图。 图 8.1 主动锥齿轮齿面受力图 1 图 8.2 单级主减速器轴承布置尺寸 1表 8.1 轴承上的载荷 1径向力212)()(aDFbaFmRZRZ=2.31KN径向力22)()(dcDFdcmRZ=1.03 KN轴承A轴向力=-1301.59azF轴承C轴向力=1119.39acF 正文第 27 页 共 31 页径向力212)()aDFbamRZ=1.26 KN径向力22)()(dcDFdcmRZ=0.84 KN轴承B轴向力0轴承D轴向力0注： 、 分别为主、从动齿轮轮齿宽中心点的分度圆直径。1mD2第 9 章 主减速器轴承的选型9.1 确定轴承最小内径轴是组成机器的主要零件之一，一切作回转运动的零件都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递。因此轴的作用是支撑回转件及传递运动和动力。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位及轴的制造工艺等方面的要求，合理确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件工作的可靠性。主动锥齿轮轴