汽车主减速器设计说明书

1、目录致谢错误!未定义书签摘要错误!未定义书签abstract 错误!未定义书签第1章绪论错误!未定义书签国内外主减速器行业现状和发展趋势错误!未定义书签本设计的目的和意义 错误!未定义书签本次设计的主要内容错误!未定义书签第2章主减速器的设计错误!未定义书签主减速器的结构型式的选择错误!未定义书签主减速器的减速型式错误!未定义书签主减速器齿轮的类型的选择错误!未定义书签主减速器主动锥齿轮的支承形式错误!未定义书签主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法 -错误!未定义书签主减速器的基本参数选择与设计计算错误!未定义书签主减速比的确定错误!未定义书签主减速器计算载荷的确定错误!未定义书签主减速器基

2、本参数的选择错误!未定义书签主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算错误！未定义书签主减速器双曲面齿轮的强度计算 错误！未定义书签主减速器齿轮的材料及热处理 错误！未定义书签 主减速器轴承的选择错误!未定义书签计算转矩的确定错误!未定义书签双曲面齿轮所受的轴向力和径向力 错误!未定义书签主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择错误!未定义书签本章小结错误!未定乂书签第3章差速器设计错误!未定义书签差速器结构形式的选择错误!未定义书签对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理错误!未定义书签对称式圆锥行星齿轮差速器的结构错误!未定义书签对称式圆锥行星齿轮差速器的设计错误!未定义书签差速器齿轮的基本参数的选择错误!未定

3、义书签差速器齿轮的几何计算错误!未定义书签差速器齿轮的强度计算错误!未定义书签本章小结错误!未定义书签第4章驱动半轴的设计错误!未定义书签半轴结构形式的选择错误!未定义书签全浮式半轴计算载荷的确定错误!未定义书签全浮式半轴的杆部直径的初选错误!未定义书签全浮式半轴的强度计算错误!未定义书签半轴花键的计算错误!未定义书签花键尺寸参数的计算错误!未定义书签花键的校核错误!未定义书签本章小结错误!未定义书签结论错误!未定义书签参考文献错误!未定义书签附录a: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

4、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

5、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abstractthe design task is to design for a light commercial vehicle on the main reducer, using a single-stage main reduce

6、r, 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, light truck and are based on single-stage main reducer, the majority of medium-laden vehicles were also using this form.according to the shap

7、e of light truck, tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and the maximum speed, the engines maximum power, maximum torque, displacement and other important parameters, select the appropriate the main reduction ratio. based on the above param

8、eters, combined with the car design, automotive theory, automobile construction, mechanical design and other related knowledge, to calculate the relevant parameters of the main reducer and demonstrate the rationality of the design.its purpose is to: increase the input torque and lower speed; when th

9、e 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 rat

10、io, the main reducer of the calculation to determine the load, the main reducer basic parameters of the choice of the mai n reduce-rgear materials and heat treatment, the calculation of the main bearing reducer, pla-netary gear symmetric conical differential of the di fferential principle, symmetric

11、 co-ne of the structure of planetary gear differential, planetary symmetric cone different-ial gear design, the who ie floating axle load calculation to determine the whole dia-meter floati ng axle option, all the strength of floating axle, the axle spline streng th calculation.key words: the main r

12、eduction ratio; gear; driven gear; differential; planetary gear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 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

13、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

14、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

15、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。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、满栽重量以及最高车速、发动

16、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的各种中、小型汽车上。单级主减速器

17、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。a(2)双级减速如图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vic 12)且采用单级减速不能满足既定的主减速比和离 地间隙要求的重型汽车上，本车不采用。(3)双速主减速器双速主减速器用于鼓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所以本车不采用。(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，本车为单桥驱动，所 以不采用。(5)主减速器附轮边减速器主

18、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，本车不采用。综上所述，本车采用单级主减速器。2.1.2 主减速器齿轮的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(b)(c)(d)螺旋链齿轮双曲面齿轮圆柱齿轮传动蜗杆传动图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

19、。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一端，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90o。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凑支承。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

20、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

21、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 i)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

22、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

23、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

24、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。由于本车的主减速器传动比大于5、且采用双曲面齿轮可以增大离地间隙，所以不采用螺 旋锥齿。综上所述各种齿轮类型的优缺点，本文设计的轻型商用车主减速器米用双曲面齿 轮。2.1.3 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)悬臂式图悬臂式支承如图所示，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

25、承距离b应大于 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

26、到悬臂式支承的1/30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1/5-1/7。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。轻型货汽车，采用结构较为简单的悬臂式支承，以降低其成本2.1.4 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法图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

27、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c + d ;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，由于本车为轻型载货汽车，主减速器从动齿轮不宜采向心球轴承，应采用圆锥 滚子轴承支承，并用

28、螺栓与差速器壳突缘连结。2.2主减速器的基本参数选择与设计计算2.2.1 主减速比的确定主减速比i。的大小，对于主减速器的结构型式、轮廓尺寸及质量的大小影响很大。主减 速比i。的选择，应在汽车总体设计时和传动系的总传动比（包括变速器、分动器和加力器、驱 动桥等传动装置的传动比）一起，由汽车的整体动力计算来确定。正如传动系的总传动比及其变化范围为设计传动系组成部分的重要依据一样，驱动桥的主减速比i。是主减速器的设计依据，是设计主减速器时的原始数据。传动系的总传动比（其中包括主减速比i。），对汽车的动力性、燃料经济性有非常重大的 影响，发动机的工作条件也和汽车传动系的传动比（包括主减速比）有关。对

29、于具有很大功率储备的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发 动机最大功率的情况下，所选择的i。值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i。值应按下式来确定：力0va max1 gh式中：rr车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为，滚动半径为np 最大功率时发动机转速，人和；vamax 汽车的最高车速，km h ；对于其他汽车来说，为了用稍微降低最高车速vamax的办法来得到足够的功率储备，主减速比i。一般应选得比按式（）求得的要大10%- 25%即按下式选择：5io=（）i_t-（）vamax 1 gh j fh * lb式中：igh变速器最高档（直接档或超速档）传

30、动比；ifh分动器或加力器高档传动比；iib 一一轮边减速传动比。将已给出的数据代入（）：/、0.394 3oooi0=（）二1io 0.745所求的i。值应与同类汽车的主减速比比较，并考虑到主、从动主减速齿轮有可能的齿数，对值予以校正并最终确定io =222主减速器计算裁荷的确定(1)按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩teet cet e max i k t/ | jq式中：变速器一挡传动比，在此取，此数据参考同类车型；。一一主减速器传动比在此取；temax一一发动机的输出的最大转矩，在此取300 n ft1，此数据参考同类车型；ko由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载

31、系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取ko=，当性能系数fp0时可取ko =;ma -汽车满裁时的总质量在此取5455kg ；n一一该汽车的驱动桥数目在此取1 ；t一一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)得：=6211n m300 4.3 5.3 1.0 0.9 tee =.(2)按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩t cs()tcs g 2 rr / lb ilb式中：g2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,可以取二;在此取二;对

32、越野汽车取二;对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为，则有其滚动半径为t cs g 2 tr / lb=12112n m=32550 0.85 0.394=0.9 1.00.394m ;,i lb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，lb取，由于没有轮边减速器吐取。所以由公式（）得（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩tcf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：（ga gl） frtcffrfhfpn m（）i lb lb n式中：ga一一汽车满载时的总重量，在此取5

33、4550n;gt一一所牵引的挂车满载时总重量，n,但仅用于牵引车的计算；fr一道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取；在此取；fh汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取在此取；fp一汽车的性能系数在此取0；lb , ilb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，lb取，由于没有轮边减速器后取；n一一该汽车的驱动桥数目在此取1 ；n车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为，则有其滚动半径为 0.394m。所以由式（）得:td(gagdrri lb lbafrfhfp54550 0.394 0.018 0.070.9 1.0 12.2.3主减速器基本参数的选择(1 )

34、主、从动锥齿轮齿数乙和z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，乙，z2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zi 一般不小于6 ； 主传动比i 较大时，乙尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；对于不同的主传动比，乙和z2应有适宜的搭配。(2)从动锥齿轮大端分度圆直径d2和端面模数m对于单级主减速器，增大尺寸d2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小d2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。d2可根据经验公式初选，即d2 kd? tc()式中：ks一一直径

35、系数，一般取；tc-从动锥齿轮的计算转矩，n m，为j和tes中的较小者取其值为6221 nm ；由式()得：02=()3 6221 =()mm ；初选 d2 =260mm则齿轮端面模数m =d2/ z2 =260/35= mmd2=m z2= =mm(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

36、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fc=d2= 38.09mm小齿轮齿面宽fz= fc= 41.90mm (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d2的20%30%。但当e大干ch的20%时，应检查是否存在 根切。e二d2二 二31.20mm初选e=30mm双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下

37、偏移两种，如图所示：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 时主劫齿轮为右旋5从动齿轮为左旋。本减速器采用下偏移。图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，轮齿大端的螺旋角螺旋角，。最大，轮齿小端 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

38、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mf，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则mt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，mf应多为3540()不小于，在时效果最好，但过大，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主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选：z=25+5oz2+90 0、zd2式中：主动轮中点处的螺旋角，mmzi, z2主、从动轮齿数；分别为8. 35;e-双曲面齿轮偏移距.30mm ;d2从动轮节圆直径，260.05mm由式()得：z的5 -.8)

39、+90.=260.05从动齿轮中点螺旋角c可按下式初选：sind2 f22300.20260.05 38.0922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38.09mm11.61c= z =-11.61 = c、z从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角z+ c_45.84 +34.32平铝螺旋角=。22(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，这样从劫锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。主动齿轮族转方向主动舞轮族转方向a推v力上才击蛤福好方向轴 向 推i力十二h总优八g琲七七a轴i向i推 力图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22 30,