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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 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 、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 张 （ 2）主动锥齿轮、从动锥齿轮零件图 一张 （ 3）其他 重要零件图 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 J3 2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， 1989 3戴素江 J2007,09 4肖文颖 J2007,14 5刘惟信汽车车桥设计 M北京： 人民交通出版社， 2003 6成大先机械设计手册 M 北京：化学工业出版社， 2002 7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， 2004 8高杰 J2004,09 9陈黎卿 J2007,11. 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 J热加工 2006,12 12濮良贵，纪名刚机械设计 M 北京：高等教育出版社， 1996 13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， 1980 14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， 1989 15陈家瑞汽车构造 M北京： 机械工业出版社， 2005 16胡丽华 ， 朗全 汽车齿轮与花键测绘 . 北京： 人民交通出版社， 1987 17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 附录 A： . be so to to by to in or is to to it is to to an or of of to of of is to to a in be so in a in of to of of to is in in of of to to to be if be be of to to so of a to in to of in of 20 of -3 in to to to on of so to on of to of by of of a to of in in 4is in of is if be a to be or of is of to of to in in in of to do as a or is to as is an to of is be to If in of be to by if of to in be to to If is to in of it to by so of be of in of be to if is be in of be at of in to to is 圆锥齿轮的装配和调整 从动圆锥齿轮的装复。将轴承内圈压到中间轴轴颈上，涂上机油，将铆好从动齿轮的中间轴装入主传动器中壳体内，将轴承外圈压入侧盖，先按分解记录的调整垫片数量分别用螺栓套在左右侧盖上连侧盖一起装上，注意侧盖与主减速器接合面处应加密 封垫，靠近从动圆锥齿轮一侧调整垫片可适当厚些，以防下一步调齿轮啮合问隙时齿隙过小而卡住，按规定力矩拧紧左右侧盖固定螺栓。从动圆锥齿轮轴承预紧度的调整。从动圆锥齿轮轴承预紧度的检查方法，用百分表测量，测量时将百分表固定于主减速器壳上，表触头抵住从动锥齿轮的背面，左右撬动从动锥齿轮，表上所指最大与最小数值之差即为轴向移动量，一般应不大于0 05大不得超过 O 10查时，如果轴向间隙值大于规定，则减少任意一边侧盖下调整垫片的厚度，如若轴向间隙小于规定值或转动从动锥齿轮阻滞不灵活，则应增加任一边测盖下 调整垫片的厚度，直至检查合格为止。 动锥齿轮啮合印迹与啮合间隙检查与调整 主、从动锥齿轮啮合印痕的检查。从动锥齿轮轴承预紧度调好之后，把调好的主动锥齿轮总成装入主减速壳内。注意装时，在两接合面间放适当厚度的调整垫片，用螺栓固定并按规定力矩拧紧，然后用涂色法在无负荷情况下检查主从动锥齿轮啮合情况。检查时，首先在从动锥齿轮相邻 120 度三处每处取 2齿，在齿面薄而均匀的涂上红丹油，然后对从动锥齿轮略施阻力，转动主动锥齿轮带动从动锥齿轮转几圈，然后停止下来，观察从动锥齿轮上压出的印迹，是否 符合原厂要求。主、从动锥齿轮啮合间隙的检查方法。检查时，首先将百分表座固定，使百分表触头垂直于从动锥齿轮大端的凸面上抵住，表针对零，手握主动锥齿轮不动，另一手轻轻来回推动从动锥齿轮，表上所指示数即为其啮合问隙值。正确的啮合印迹。啮合印迹各制造厂设计时都有明确规定，可以参阅使用说明书，啮合印迹在齿长方位于中部偏向小端，距小端边缘 2 4高方向位于中部偏向齿项距齿顶 0 86轮正反面啮合印迹力求一致，调整时，如果二者有矛盾应以正面啮合为主，但反面要保证能正常工作为原则，否则应进行修磨或更换齿轮 。主、从动锥齿轮啮合印迹，啮合间隙调整。主、从动锥齿轮啮合印迹和啮合间隙的调整都是利用改变两齿轮装配中心距来实现的，在改变接触印迹时啮合间隙也会随之变化，它们是相互联系又相互矛盾的，在调整时往往会出现间隙值符合要求，印迹却不符合规定的矛盾。由于齿面接触印迹的好坏，是判断齿面接触面积，装配中心距离和齿形等是否符合要求的重要依据。因此，当啮合印迹与啮合间隙调整中出现矛盾时，啮合印迹是矛盾的主要方面，应保证啮合印迹为主，间隙可适当放大些，但也不得超其极限值，调整方法简化口诀为： “ 大进从，小出从，项进主，根出主 ” 。 若接触印迹在从动锥齿轮的大端时，应将从动锥齿轮向主动锥齿轮靠扰，假如因此而使啮合间隙过小，可将主动锥齿轮向外移动，当接触印迹在从动锥齿轮小端时，应将从动锥齿轮调整使其离开主动锥齿轮。若因此而出现啮合间隙过大，可将主动锥齿轮向内移动。当接触印迹在从动锥齿轮的顶端时，将主动锥齿轮调整向从动锥齿轮靠扰，因此而使啮合间隙变小，可将从动锥齿轮调整外移，当接触印迹在从动锥齿轮根部时，可将主动锥齿轮调整，使其离开从动锥齿轮，如果因此而使齿轮啮合间隙过大，可将从动锥齿轮调整向内移动。双级主减速器在调整好，主从动锥齿轮啮合印 迹和啮合间隙之后还应进行差速器调整。调整时，只需调整差速器轴承盖两端的环形螺母，为了不改变差速器轴承预紧度，调整使主、从动圆柱齿轮对正，并全齿长啮合，啮合间隙检查应在 大不得超过 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）， 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 会）实际； 。 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 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 =、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。 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 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 毕业 设计 答辩评分表 学生 姓名 张守伟 专业 班级 车辆工程 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 10 2 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 10 3 应用文献资料、计算机、外文的能力 10 4 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、 、实用性、科学性和创 新 性 15 5 毕业 设计 答辩准备情况 5 6 毕业 设计 自述情况 20 7 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 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 10 2 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 10 3 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 15 4 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 20 5 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） 10 6 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 20 7 设计规范化程度（设计栏目齐全合理、 的使用等） 5 8 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 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 10 2 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 10 3 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 15 4 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 25 5 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） 15 6 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 20 7 设计规范化程度（设计栏目齐全合理、 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 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 s of 009 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 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） 四、进度安排 1、 第 4 周（ 2008 年 3 月 24 日 3 月 30 日） 调研、开题报告 2、第 5 周 （ 2008 年 3 月 31 日 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 4 月 20 日） 主、从动锥齿轮设计计算 4、第 8 周 （ 2008 年 4 月 21 日 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 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 5 月 25 日） 完成零件图 7、第 13第 14 周 （ 2008 年 5 月 26 6 月 8 日） 完成设计说明书 8、 第 15 周 第 16 周（ 2008 年 6 月 9 日 6 月 22 日） 设计审核、修改 9、第 17 周 （ 2008 年 6 月 6 月 29 日） 毕业设计答辩准备及答辩 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 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 J3 2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， 1989 3戴素江 J2007,09 4肖文颖 J2007,14 5刘惟信汽车车桥设计 M北京：人民交通出版社， 2003 6成大先机械设计手册 M北京：化学工业出版社， 2002 7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， 2004 8高杰 J2004,09 9陈黎卿 J2007,11. 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 J热加工 2006,12 12濮良贵，纪名刚机 械设计 M北京：高等教育出版社， 1996 13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， 1980 14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， 1989 15陈家瑞汽车构造 M北京：机械工业出版社， 2005 16胡丽华，朗全汽车齿轮与花键测绘 . 北京：人民交通出版社， 1987 17998. 六、备注 指导教师意见： 签字： 年 月 日 目 录 摘 要 1 章 绪 论 1 内外主减速器行业现状和发展趋势 1 设计的目的和意义 2 次设计的主要内容 2 第 2 章 主减速器的设计 3 减速器的结构型式的选择 3 减速器的减速型式 3 减速器 齿轮的类型的选择 4 减速器主动锥齿轮的支承形式 6 减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法 7 减速器 的基本参数选择与设计计算 8 减速比的确定 8 减速器计算载荷的确定 9 减速器基本参数的选择 11 减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 15 减速器双曲面齿轮的强度计算 23 减速器齿轮的材料及热处 理 27 减速器轴承的选择 28 算转矩的确定 28 宽中点处的圆周力 28 曲面齿轮所受的轴向力和径向力 29 减速器轴承载荷的计算及轴承的选择 30 章小结 34 第 3 章 差速器设计 35 速器结构形式的选择 35 称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 37 称式圆锥行星齿轮差速器的结构 38 称式圆锥行星齿轮差速器的设计 38 速器齿轮的基本参数的选择 38 速器齿轮的几何计算 40 速器齿轮的强度计算 42 章小结 43 第 4 章 驱动半轴的设计 44 轴结构形式的选择 44 浮式半轴计算载荷的确定 46 浮式 半轴的杆部直径的初选 47 浮式半轴的强度计算 47 轴花键的计算 47 键尺寸参数的计算 47 键的校核 49 章小结 50 结 论 51 参考文献 52 致 谢 错误 !未定义书签。 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 he is to a on a is in of it is in a of on of to of nes he on w- er to of of is a in of of of of of of of to of of of of of of to of 1 第 1章 绪 论 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 s 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 2 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。 设计 的目的和意义 随着加入 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。 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。 3 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。 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。 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 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 汽车满载时的总质量在此取 5455 ； 10 n 该汽车的驱动桥数目在此取 1； T 传动系上传动部分的传动效率，在此取 根据以上参数可以由 (： 3 0 0 4 . 3 5 . 3 1 . 0 0 . 91 =6211 （ 2） 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 /2 （ 式中： 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取 32550N，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 =越野汽车取 =于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取 =此取 = r 车轮的滚动半径 ， 在此选用轮胎型号为 有其滚动半径为 ， 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 效率和传动比， 于没有轮边减速器 所以由公式（ : /2 = 3 2 5 5 0 0 . 8 5 0 . 3 9 40 . 9 1 . 0 =12112 （ 3） 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 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： () rc f R H L rT f f f （ 式中： 汽车满载时的总重量，在此取 54550N; 所牵引的挂车满载时总重量， N，但仅用于牵引车的计算； 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 此取 11 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取 汽车的性能系数在此取 0； ， 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效 率和传动比， 取 于没有轮边减速器 n 该汽车的驱动桥数目在此取 1； r 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 有其滚动半径 为 所以由式（ ： )( = 5 4 5 5 0 0 . 3 9 4 0 . 0 1 8 0 . 0 7 00 . 9 1 . 0 1 =2101.5 减速器基本参数的选择 （ 1） 主、从动锥齿轮齿数 1z 和 2z 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 为了磨合均匀， 1z ， 2z 之间应避免有公约数； 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 1z 一般不小于 6； 主传动比01z 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙； 对于不同的主传动比， 1z 和 2z 应有适宜的搭配。 （ 2） 从动锥齿轮大端分度圆直径2m 对于单级主减速器，增大尺寸 2D 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小 2D 又会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，即 322 （ 12 式中： 2 直径系数，一般取 从动锥齿轮的计算转矩， ，为； 由式（ ： 2D =（ 3 6221 =（ 初选 2D =260 则齿轮端面模数 m = 2D /2z =260/35=2D =m 2z =35 （ 3） 主，从动齿轮齿面宽 F 的选择 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 小 齿 轮 齿 面 宽 4） 小齿轮偏移距及偏移方向的选择 载货汽车主减速器的 应超过从从动齿轮节锥距的 20%（或取 12%，且一般不超过 12%）。传动比愈大则 传动比的双曲面齿轮传动，偏移距 0 30。但当 0时，应检查是否存在根切。 E=(2d=( 选 E=30曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种，如图 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、 c、 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 13 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。 （ a） （ b） （ c） （ d） 图 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0最大，轮齿小端螺旋角i最小，齿面宽中点处的螺旋角m称为齿轮中点螺旋角。螺旋锥齿轮中点处的 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齿强度和轴向力大小的影响， 越大，则时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高， 过大，会导致轴向力增大。 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 35 40。 主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选 : z=25 +52102 （ 14 式中：z 主动轮中点处的螺旋角， 1z，2z 主、从动轮齿数；分别为 8， 35； E 双曲面齿轮偏移距 , 30 2d 从动轮节圆直径， 由式（ : z=25 +5 358+90 从动齿轮中点螺旋角c可按下式初选 : 230s i n 0 . 2 02 6 0 . 0 5 3 8 . 0 92222 双曲面齿轮传动偏移角的近似值； F 双曲面从动齿轮齿面宽为 c=z- = c、z从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。 平均螺旋角 = + 2= 4 5 + 3 4 2= （ 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 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。 15 图 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 22 30 或 20的平均压力角， 在此选用 20的平均压力角。 减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 （ 1）大齿轮齿顶角2与齿根角2图 缩齿两种形式 16 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2和齿根角2为了得到良好的收缩齿 ,应按下述计算选择 应采用采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2及222 3 8 4 3 （ 22 3 4 3 8 （ 2m gm ah h K （ 2 1 . 1 5 0 0 . 1 5m g （ 222c o z （ 222 s i 0 （ 122a r c c o t 1 . 2i （ 22A （ 221 （ 由（ （ 立可得 : 17 1222s i n a r c c o t 1 . 22 . 0（ 12222( s i n a r c c o t 1 . 2 ) c o 0d （ 122222( s i n a r c c o t 1 . 2 ) c o s 2 . 0 d （ 2 (1 . 1 5 )m a g h（ 22221c o 3 8 s i n a r c t a （ 式中： 1z,2z 小齿轮和大齿轮的齿数； 2d 大齿轮的最大分度圆直径 ,已算出为 2 大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径； 在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距 大齿轮齿面宽中点处的齿工作高； 大齿轮齿顶高系数取 2 大齿轮齿宽中点处的齿顶高； 2 大齿轮齿宽中点处的 齿跟高； 2 大齿轮齿面宽中点处的螺旋角； 2 大齿轮的节锥角； K 齿深系数取 从动齿轮齿面宽。 所以： 18 282 6 0 . 0 5 3 8 . 0 9 s i n a r c c o t ( 1 . 2 )35 1 1 1 . 6 62 . 0 83 . 7 2 6 0 . 0 5 3 8 . 0 9 s i n a r c c o t ( 1 . 2 ) c o s 3 4 . 2 335 9 . 7 62 . 0 3 5 280 . 1 5 3 . 7 2 6 0 . 0 5 3 8 . 0 9 s i n a r c c o t ( 1 . 2 ) c o s 3 4 . 2 335 1 . 4 62 . 0 3 5 2 9 . 7 6 ( 1 . 1 5 0 . 1 5 ) 9 . 7 6 82 6 0 . 0 5 3 8 . 0 9 s i n a r c c o t ( 1 . 2 )35 1 1 4 . 5 4s i n 7 7 . 1 2 2 . 0 23 . 7 c o s 3 4 . 2 3 3 53 4 3 8 0 . 1 5 s i n a r c t a 8 222222s i n a r c c o t 1 . 2c o 3 8 1 . 1 5 0 0 . 1 52 . 0 s i 1222222s i n a r c c o t 1 . 2c o 3 8 1 . 1 5 0 0 . 1 52 . 0 s i 82 6 0 . 0 5 3 8 . 0 9 s i n a r c c o t 1 . 23 . 7 c o s 3 4 . 2 3 353 4 3 8 1 . 1 5 0 0 . 1 53535 2 . 0 s i n a r c t a 计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和。 22 4 3 . 8 2 2 9 2 . 9 5 3 3 6 . 7 7s （ 19 22222t a ns i nc o a （ 222 （ 10 1 （ 式（ （ 立可得 : 22212s i n s i n t a nc o s c o 5 6 0 ( 0 . 0 2 1 . 0 6 )t a （ 刀盘名义半径 ,按表选取为 T 轮齿收缩系数 s i n 7 7 . 1 2 s i n 7 7 . 1 2 t a n 3 4 . 2 3c o s 3 4 . 2 3 c o s 3 4 . 2 3 1 1 4 . 3 01 0 5 6 0 ( 0 . 0 2 8 1 . 0 6 )3 3 7 . 7 7 3 5 t a n 2 0 当s为倾根锥母线收缩齿，应按倾根锥母线收缩齿重新计算2及2。 按倾根锥母线收缩齿重新计算大齿轮齿顶角2及齿跟角2。 22 （ 2 a （ （ 10 1 （ 由式（ （ 立可得 : 21( 0 . 0 2 1 . 0 6 ) （ 2 1 2( 0 . 0 2 1 . 0 6 ) （ 20 大齿轮齿顶高系数取 R 倾根锥母线收缩齿齿根角齿顶角之和 2 0 . 1 5 3 3 6 . 7 7 ( 0 . 0 2 8 1 . 0 6 ) 6 7 . 1 2 1 . 1 2 2 ( 0 . 0 2 8 1 . 0 6 ) 3 3 6 . 7 7 6 7 . 1 2 3 8 0 . 3 4 6 . 3 4 （ 2）大齿轮齿顶高2 0 2 ( ) s i h A A （ （ 0A 大齿轮节锥距 由式（ （ ： 0 0 . 5 2 6 0 . 0 5 1 3 3 . 3 8s i n 7 7 . 1 2A 2 1 . 4 6 ( 1 3 3 . 3 8 1 1 4 . 5 4 ) s i n 1 . 1 2 1 . 7 7h （ 3）大齿轮齿跟高2 0 2 ( ) s i h A A （ 2 大齿轮齿宽中点处齿跟高 由式（ ： 2 9 . 7 6 ( 1 3 3 . 3 8 1 1 4 . 5 4 ) s i n 6 . 3 4 1 1 . 8 4h （ 4）径向间隙 0 . 1 5 0 . 0 5 0 . 1 5 9 . 7 6 0 . 0 5 1 . 5 1 （ 5）大齿轮齿全高 2 2 2 1 . 1 7 1 1 . 8 4 1 3 . 0 1h h h （ 6）大齿轮齿工作高 22 1 3 . 0 1 1 . 5 1 1 1 . 5gh h C （ 7）大齿轮的面锥角 21 0 2 2 2 7 7 . 1 2 1 . 1 2 （ 8）大齿轮的根锥角 2 2 2 7 7 . 1 2 6 . 3 4 7 0 . 7 8R （ 9）大齿轮外圆直径 220 2 2 c o s 1 . 7 7 c o s 7 7 . 1 2 2 6 0 . 0 5 2 6 0 . 8 40 . 5 0 . 5 （ 10）小齿轮面锥角 0 1 2s i n c o s c o s c o s 7 0 . 7 8 c o s 1 1 . 6 1 0 . 3 2R 01 （ 11）小齿轮的根锥角 1 0 2s i n c o s c o s c o s 7 8 . 2 4 c o s 1 1 . 6 1 0 .