汽车主减速器二维设计【含CAD图纸和说明书】
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重型商用车主减速器设计本科毕业设计（论文）题 目 汽车主减速器设计姓 名 专 业 学 号 指导教师 年五月目 录摘要IABSTRACTII引 言11.总体设计方案41.1主减速器减速形式的确定41.2主减速器齿轮形式的分析51.3双级主减速器结构方案的确定61.4齿轮支承方案的确定72.主减速器结构设计92.1主减速器传动比的计算92.2第一级锥齿轮的设计计算92.2.1第一级锥齿轮的参数计算92.2.2第一级螺旋锥齿轮的强度校核132.3第二级斜圆柱齿轮的设计计算152.3.1第二级斜圆柱齿轮的参数计算152.3.2第二级斜圆柱齿轮的强度校核173 主减速器轴承选用及校核223.1第一级齿轮轴承的计算223.1.1第一级锥齿轮上的受力分析223.1.2轴承的选择及载荷计算233.2差速器轴承的计算264 主减速器轴的设计及校核294.1主动锥齿轮轴的结构设计294.2主动锥齿轮轴的强度校核314.3从动锥齿轮轴的结构设计344.4从动锥齿轮轴的强度校核36结 论39致 谢40参考文献41II重型商用车主减速器设计汽车主减速器设计摘要主减速器是汽车传动系中非常重要的组成部分之一，常见的主减速器由一对锥齿轮相互啮合传动，实现动力的传递以及减速增距。其中，齿数较少的为主动齿轮，齿数较多的为从动齿轮。对于汽车或货车来说，其载重较轻、中型汽车更重，一般匹配大功率发动机，且对传动系统要求较高，这种车型上面一般采用双级主减速器，以更好的增大减速比，提高汽车动力性。本文针对汽车主减速器进行研究设计，该搅拌机属于双级主减速器，主减速比为7.9。设计内容主要包括第一级锥齿轮、第二级斜圆柱齿轮、轴承以及轴的设计及校核。本文首先对主减速器的发展及其研究现状进行分析研究，在确定出本次设计汽车主减速器的整体结构和类型后，对该双级主减速器的第一级锥齿轮、第二级斜圆柱齿轮进行参数计算并校核强度，然后对主减速器的轴承进行计算校核，最后设计计算并校核主减速器锥齿轮轴。关键词：双级主减速器；锥齿轮；斜圆柱齿轮；轴；轴承Design of Reducer for Heavy Commercial VehicleABSTRACTThe main reducer is one of the most important components in the automobile transmission system. The common main reducer is driven by a pair of bevel gears meshing with each other to realize power transmission and deceleration and distance increase. Among them, the less teeth are active gears and the more teeth are driven gears. For heavy commercial vehicles or trucks, their load is lighter, medium-sized vehicles are heavier, generally matching with high-power engines, and higher requirements for the transmission system. This type of vehicle generally uses two-stage main reducer, in order to better increase the deceleration ratio and improve the power performance of the vehicle.This paper studies and designs the main reducer of heavy commercial vehicle. The mixer belongs to two-stage main reducer with a main deceleration ratio of 7.9. The design includes the design and verification of the first bevel gear, the second helical cylindrical gear, the bearing and the shaft. Firstly, the development and research status of the main reducer are analyzed and studied. After determining the overall structure and type of the heavy commercial main reducer, the parameters of the first-stage bevel gear and the second-stage helical cylindrical gear of the double-stage main reducer are calculated and the strength is checked. Then the bearing of the main reducer is calculated and checked. Finally, the main reducer is designed, calculated and checked. Speed bevel gear shaft.Key words: two-stage main reducer；bevel gear；helical cylindrical gear；shaft, bearing44引 言1、研究背景及意义主减速器作为汽车驱动桥中非常重要的组成部分，能够直接影响汽车行驶的动力性、安全性、经济性，是汽车整体性能优劣的关键之一。车辆在正常行驶时，发动机的转速可以达到2000转/分到3000转/分之间，如此高的速度，如果只由变速箱来进行减速，则需要将变速箱设计得较为复杂，以满足更大减速比的需求。而随着减速比的增大，一对啮合的减速齿轮需要有较大的直径比，即大齿轮需要做的很大，如此就会增大变速箱的体积尺寸。通过设置主减速器，可以将变速器减速后的速度，进一步减低，有效缩小了变速箱的尺寸，降低了设计难度。因此，主减速器也是汽车传动系统中减速增距的关键部件之一，其主要工作部件是主动锥齿轮带动从动锥齿轮进行动力传递。对于发动机纵置的车辆，还可以通过主减速器上的传动锥齿轮实现动力方向的改变。汽车在行驶时不仅需要一定的速度，还需要足够的驱动力拒，尤其是重型汽车上，通过在驱动桥差速器中间设置主减速器，可以将发动机经过变速器传递过来的速度，进一步减速增距，既缩小了变速箱的设计尺寸，又增加了汽车的动力，提高操纵便利性。对于本文研究的汽车来说，相比轻型的乘用车或货车，其运行时承载更多，相较于对速度的需求，更需要较大的转矩，以提高运输能力。因此，一般汽车都会配有功率较大的发动机，且需要性能较好的传动系统。为更好的减速增距，其减速器也多为二级减速器，具有较大的减速比。传动系统中的主减速器一般安装在驱动桥上，与差速器、桥壳等共同组成驱动桥。而这其中，主减速器主要起到增扭降速的作用，同时改变动力和转矩的传递方向，将由发动机经变速器传递过来的纵向动力，改变为沿车桥方向的横向动力。此外，通过减速，还将发动机的驱动力矩增大，以驱动汽车前行。目前，汽车驱动桥上的主减速器发展出了很多种类，有单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、轮边减速等多种形式。在这些减速器类型中应用最多的还是单级主减速器，且采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮实现减速。而对于汽车等，一般还会增设一对由圆柱齿轮或一组行星齿轮组成的双级主减速器。一些重型汽车上还会采用轮边减速器，也有一些公共汽车上采用涡轮传动的主减速器。2、主减速器国内外发展现状（1）国外发展现状西方发达国家对主减速器研究起步早，水平较高。目前，行业发展现状主要有以下几点：一是汽车零部件生产行业发展集中，容易形成不较大的规模，有利于降低生产成本，扩大需求；二是各大企业对汽车主减速器研究投资力度较大，有利于产品技术的更新发展，以更好的匹配汽车主机厂的要求；三是技术和市场主要高度集中在少数大型汽车研制集团手中，不利于其他主减速器企业，尤其是中小型企业的发展，也使得后者的产品技术水平与大型先进公司的差距越来越大。目前，国外主减速器的研究中，德国、日本等国处于世界领先地位，尤其是在主减速器材料和生产制造工艺水平方面具有较大优势。其生产的主减速器可靠性高，工作稳定，使用时间长。其中，日本住友重工开发的FA型高精度减速器是目前最先进的齿轮减速器之一。这些先进公司除了在零件材料和加工工艺方面不断提高水平，在主减速器的传动原理和结构布置上也在不断深入研究，开发更多新的型号主减速器，以适用更多情况、要求。近年来，发展较快的平动齿轮传动减速器就是对传动减速器工作原理的一次突破。此外，减速器和电动机的有机结合也是当今发展的一大趋势。（2）国内发展现状我国的汽车主减速器起步较晚，最早的发展是在桑塔纳等中外合资项目开始实现国产化的过程中逐渐起步发展而来。与国外先进企业及大型跨国公司相比，我国在汽车主减速器上的研制主要集中在匹配自身集团内部整车需求，或是服务于当地区域市场。在世界上，甚至是国内的竞争力明显不足，技术水平和发展理念也与国外先进水平具有较大差距。分析总结国内主减速器的发展情况，主要有以下几个方面：一是市场竞争力不足，竞争意识不强，产业集中度较低，企业规模小，生产成本高；二是受技术水平及发展规模限制，不同地区企业生产的主减速器在对主机厂的供应方面融合度不够，产品主要服务当地企业；三是目前主减速器的市场仍以中外合资企业为主，产品供应占比中，国内厂家生产的主减速器技术含量低，专业化水平不高。1.3主要研究内容本文主要针对汽车主减速器进行研究及设计。在调研分析主减速器的发展背景及其相关技术研究现状的基础上，展开出本次设计汽车主减速器的设计工作。首先确定该主减速器类型为双级主减速器，第一级选取螺旋锥齿轮，第二级选取圆柱齿轮。之后分析主减速器的结构组成，并进行设计计算：主要研究内容包括以下几方面：（1）通过查阅资料，研究分析主减速器的发展背景及研究现状，为本次设计打下理论基础。（2）确定汽车主减速器的类型，设计锥齿轮的支撑方案，针对设计要求，分析主减速器的整体结构组成及其工作原理。（3）设计主减速器的结构，计算主减速器的传动比，并进行第一级锥齿轮和第二级斜圆柱齿轮的设计计算。（4）进行主减速器轴承的选用及校核，以及轴的设计及校核，并绘制主减速器三维图。1.总体设计方案1.1主减速器减速形式的确定常见的汽车主减速器可分为单级减速、双级减速、主减速器附轮边减速器等多种型式。（1）单级主减速器图1.1所示为单级主减速器。这种型式多是采用一对螺旋锥齿轮进行传动，结构简单、尺寸紧凑、加工成本低，在减速比小于7.6的小型汽车上使用较多。 图1.1单极主减速器图 1.2双级主减速器（2）双级主减速器双级主减速器是由两级减速齿轮组成，结构较为复杂、且质量重，生产成本较高，一般在减速比大于7.6的重型汽车上使用，如图1.2所示。（3）主减速器附轮边减速器这种型式的主减速器多使用在矿山开采等大型工程中使用的重型汽车上，或是军用及重型牵引越野车中，其减速器较大。由于本设计是汽车主减速器，主减速器要求比较大，因此本设计选用双级主减速器。1.2主减速器齿轮形式的分析目前常见的汽车主减速器中使用最多的齿轮形式为螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在发动机横置的前驱汽车上也会采用圆柱齿轮传动，此外，一些公共汽车上还会采用蜗杆传动，如图1.3所示。(a) 螺旋锥齿轮 (b)双曲面齿轮 (c)圆柱齿轮传动 (d)蜗杆传动图1.3主减速器的几种齿轮类型（1）螺旋锥齿轮这种齿轮形式的主从动锥齿轮的轴线相较于一点，一般情况下，其夹角为90。这种结构齿轮在啮合时，会有两对轮齿同时啮合，能承受的负荷较大，其轮齿啮合时运行平稳，可适用于高速运转的工况，且振动、噪音较小。（2）双曲面齿轮该形式的主从动齿轮的轴线不相交，而是在空间中交叉，一般交叉角为90。布置上主动齿轮的轴线会相对从动齿轮的轴线有一定的向上或向下的偏移量，称为偏移距。通过适当增大偏移距可以使齿轮的布置尺寸更为紧凑，有利于增加齿轮的寿命及其支撑刚度。双曲面齿轮与螺旋锥齿轮相比，其传动更加平稳、且强度较高，对汽车的整体布局也较为有利。（3）圆柱齿轮传动在双级主减速器中，一般二级减速会使用圆柱齿轮传动，通常是采用斜齿轮，这种结构较适合用在发动机横置且前置的汽车上。（4）蜗杆传动蜗杆传动的优点在于，在相同的结构尺寸和质量要求下，可以实现更大的传动比，一般可达到减速比7以上。此外，蜗杆传动的运行平稳且噪音较低，能够传动较大的动力和载荷，便于在汽车上的布置。但是，蜗杆蜗轮加工时成本较高，且传动效率较低。通过对比分析上述常见的齿轮形式，本设计双级主减速器齿轮形式的最终方案为：第一级采用螺旋锥齿轮，第二级采用圆柱齿轮。1.3双级主减速器结构方案的确定通过前面的分析已经确定本次设计的主减速器采用双级主减速器形式，该形式在保证足够的离地间隙的同时，能够获得较大的主减速器，一般可以达到7-12。分析常见的双级主减速器的齿轮形式，制定出以下三种方案。方案一：第一级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮，如图1-4（a）所示；方案二：第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮，如图1-4（b）所示；方案三：第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮，如图1-4（c）所示。通过分析齿轮的形式，结合本次设计要求，本设计双级主减速器齿轮形式的最终方案为：第一级采用螺旋锥齿轮，第二级采用圆柱齿轮，即选择方案一。在齿轮的结构布置上，该形式的减速齿轮主要有三种布置方案，分别是纵向（如图1-1（d）所示）、斜向（如图1-1（e）所示）和垂向（如图1-1（f）所示）。图2.4双级主减速器布置方案综合分析上述几种方案中主减速器布置的优缺点，为方便布置，并保证足够的离地间隙，同时考虑汽车的设计要求，本设计选择纵向水平布置形式，即d图方案。1.4齿轮支承方案的确定1主动锥齿轮的支撑方案主减速器的主从动锥齿轮的支撑形式对齿轮啮合的精度及齿轮的寿命都有着重要影响。目前，常见的主减速器主动锥齿轮的支撑形式主要有悬臂式和跨置式两种。（1）悬臂式图1.5 悬臂式支承如图1.5所示，主动齿轮的轴由一对轴承支撑，锥齿轮大端一侧以悬臂式伸出轴承外侧。采用这种结构形式时需保证支撑距离b不小于悬臂长度a的2.5倍，且不小于齿轮节圆直径的70%，此外靠近齿轮大端的轴径需大于悬臂长度a。其支撑强度除了与上述几个参数有关外，还受轴承与轴承座配合间隙的影响。悬臂式支撑结构的结构简单，便于装配，但是支撑刚度不强，只在小型汽车的单级主减速器中使用较多。（2）跨置式如果齿轮前后两端的轴径都被轴承支撑住，这种型式就是跨置式，也称两端支撑式，如图1.6所示。该支撑形式的支撑刚度较好，有效减小了齿轮在较大负荷下的变形量，提高齿轮的啮合强度，其承载能力约是悬臂式的1.1倍，同等条件齿轮的变形量约为悬臂式的130。因此，在重型汽车主减速器中，因传动载荷较大，多采用跨置式支撑形式。但是，这种形式增加了导向轴承座，结构更为复杂，不利于降低成本。图1.6 跨置式支承综合考虑两种方案的优缺点，本设计主减速器中，第一级主动锥齿轮选用悬臂式支撑方案。2.1.5从动锥齿轮的支承方案图1.7 从动双曲面齿轮的支承主减速器中从动齿轮的支撑刚度要去需要根据轴承类型、支撑间距以及主减速器载荷来确定。在布置时为了增加支撑的刚度，应尽量缩短支撑之间的距离，轴承可选用圆锥滚子轴承。通过前面对两种支撑方案的分析，并综合考虑从动锥齿轮的结构形式和工作状况，本设计中，从动锥齿轮的支撑形式最终选用跨置式支撑方案，如图1.7所示。用同样的方式分析第二级斜齿圆柱齿轮，其支撑方式选用跨置式支承。2.主减速器结构设计2.1主减速器传动比的计算1、主减速比的确定本问所设计主减速器是用于在工况较为良好的路面行驶的汽车，主减速比i0可由下式得到： (2-1)式中：rr车轮滚动半径，根据经验，选择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，定为2800r/min；将数值代入上述公式，计算得i0 =7.9。因采用双级主减速器，需要对减速比进行分配，并分别设计计算两级减速齿轮。2.2第一级锥齿轮的设计计算2.2.1第一级锥齿轮的参数计算本设计主减速器第一级主、从动锥齿轮采用螺旋锥齿轮，为提高其强度刚度，材料选用20CrMnTi。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，下面对主要参数分别计算。（1）主、从动齿轮齿数及传动比计算一般情况下，双级主减速器的第一级减速比相比第二级的要小（通常其比值）。因此，第一级主动锥齿轮的齿数可选择较大一些，通常其齿数在915之间，本设计中选择=13。因在确定主、从动锥齿轮齿数时需考虑下列因素：1）为保证齿轮磨合较为均匀，Z1、Z2应避免存在公约数。2）为保证具有较好的的轮齿弯曲强度，需要有较高的齿面重合度，因此主、从动齿轮齿数和需大于40。3）为防止噪声过大，确保运行平稳，延长使用寿命，一般轻型车Z1不少于9，重型车Z2至少大于6。综合分析，本设计中取Z2=29，传动比为i01=Z2/Z1=2.23。（2）节圆直径的计算根据从动锥齿轮的计算转矩中取较小值，可按下列经验公式计算 (2-2)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）齿轮端面模数的计算可按式m=D2/Z2算出从动锥齿轮大端端面模数，此外模数还应满足下面公式 (2-3)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，计算得m=8.85，取10。（4）齿面宽的计算主减速器螺旋锥齿轮齿面宽b(mm)推荐为：b2=0.155D2 =0.155*290=44.95；取b2=45mm；因此，主动锥齿轮的齿面宽F1= F2（1+10%）=45*1.1=49.5取50mm。式中，D2从动齿轮的节圆直径，单位为mm。（5）中点螺旋角的计算螺旋角通常是定义在节锥表面的展开图中。节锥齿线上任意一点的螺旋角即是此点处的切线和节锥顶点和该点连线的夹角。螺旋锥齿轮的螺旋角在节锥齿线方向上是连续变化的，齿面宽中点的螺旋角被称为齿轮的中点螺旋角。在螺旋锥齿轮中主从动锥齿轮的中点螺旋角大小相等。在对螺旋角进行选择设计时，需考虑其对齿面重叠系数的影响，以及与轮齿强度和其轴向力的关系。一般情况下，螺旋角不能太小，保证重叠系数需大于1.25.因为重叠系数越大，齿轮传动时就越平稳，噪音越小。当重叠系数大于2.0时，齿轮传动效果更好。但是螺旋角也不能过大，太大的螺旋角会导致轴向力过大。通常来说，汽车主减速器中锥齿轮的螺旋角可以在3540之间进行选择，轻型车或轿车可以选择大一些，货车及重型车一般选择较小。本设计中取=35。（6）螺旋方向的选择锥齿轮的落选方向有“左旋”与“右旋”。“左旋”和“右旋”的判断方法为面对齿面看，当轮齿从小段金到大端的弯曲方向为顺时针时，称其为 “右旋”；当其弯曲方向为逆时针时，称其为“左旋”。对于一对相互啮合的螺旋锥齿轮，主、从动锥齿轮的螺旋方向相反。锥齿轮在传动时产生的轴向力的方向主要取决于齿轮的螺旋方向以及齿轮的旋转方向。判断其旋转方向时，需要从齿轮背面向前看；二判断齿轮的轴向力时，通常采用手势法则进行判断，即伸出拇指，拇指的指向为轴向力方向，其余四指握其，旋转方向为齿轮的旋转方向。其中，对于左旋齿轮的轴向力，采用左手法则进行判断；右旋齿轮的判断采用右手法则。本设计中，根据主减速器的特点，确定主动锥齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。（7）齿轮法向压力角的选择通常情况下，重型汽车和载货汽车的齿轮法向压力角可分别选用20和2230。对于锥齿轮，由于其主动轮的轮齿两侧的法向压力角不相等，因此在设计中按平均压力角考虑。本设计中的主减速器是用于汽车，因此取法向压力角为20。主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸如表2.1所示。表2.1 螺旋锥齿轮的参数序号项目计算公式序号项目计算公式1主动齿轮齿数Z11311周节tt=3.1416m=31.4162从动齿轮齿数Z22912齿顶高h1/=hg-h2=17-5.38=11.62mmh2/=Kam=0.538*10=5.38mm;3端面模数m1013径向间隙C=h-hg=1.884齿面宽bb2=0.155d2=45mmb1=50mm14齿根角1=2.622=4.865齿全高hh=H2*m=10*1.888=18.88mm15外圆直径d01=151.21mmd02=294.4mm6法向压力角2016理论弧齿厚s1=18.56mms2=12.86mm7轴交角9017齿侧间隙B=0.30mm8节圆直径dd=mz;d1=130mm；d2=290mm；18螺旋角=359节锥角1=at=24.15。2=90-1=65.85。19螺旋方向主动齿轮为左旋从动齿轮为右旋10节锥距A0A0=158.87mm20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2.1 从动锥齿轮 图2.2 主动锥齿轮2.2.2第一级螺旋锥齿轮的强度校核1、齿轮的弯曲强度校核 （2-4）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； K0载荷系数，对于汽车K0=1；Ks尺寸系数，体现齿轮材料的不均性，受其尺寸及热处理影响，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1.05。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、周接及同心度准确时，取Kv=1；ms端面模数，取10；b所讨论的齿轮面宽，mm；Z齿轮齿数；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两者的较小值计算最大弯曲应力，对于汽车主减速器齿轮，不应超过700 MPa；按MGF计算的弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数为6106。经过校核计算，其数值均不超过极限值，故符合设计要求。2、齿轮接触强度的校核 （2-5）式中，Cp综合弹性系数，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，在考虑齿轮尺寸及其对淬透性影响的前提下，根据经验，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，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关，接触好、周接及同心度准确是时，取Kv=。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相同的。按最大转矩（Tce、Tce）两者的较小值计算时，许用接触应力为2810 N/mm；按日常行驶转矩Tzcf为1750 N/mm。按最大转矩（Tce、Tce两者的较小值）计算时值为1199.641N/mm，不超过许用的最大接触应力2810 N/mm；按日常行驶转矩Tzcf计算时为401.45 N/mm，不超过许用疲劳接触应力1750 N/mm。因此，符合设计要求。2.3第二级斜圆柱齿轮的设计计算2.3.1第二级斜圆柱齿轮的参数计算因为所设计主减速器的功率较大，因此减速器中的大小齿轮均选用硬齿面。材料选择为20CrMnTi，并经渗碳后进行热处理，使其齿面硬度达到58-62HRC，同时，保证其精度等级为8级。下面对二级齿轮的主要参数进行设计计算。（1）第二级传动比的计算根据前面的计算已知，主减速器的总传动比为7.90，第一级的齿轮传动的传动比确定为29/13=2.23，第二级的传动比为7.90/（29/13）=3.54，初选第二级齿轮小齿轮齿数Z1=17，大齿轮齿数Z2=60；（2）初选螺旋角为了确保轴承的轴向力不会太大，斜齿圆柱齿轮传动的螺旋角不能设计过大，常在=820之间选择，本设计中初取=14。（3）计算中心距a=218.23mm （2-6）将中心矩圆整为219mm按圆整后的中心距修正螺旋角=因直改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。（4）大小齿轮分度圆直径d1=z1/cos=175.5/cos14.78=96.7mm,圆整为97mm，d2=z2/cos=605.5/cos14.78=341.29mm,圆整为342mm，齿轮宽=1.097=97mm，圆整后取97mm，故小齿轮齿宽为97+5=102mm，大齿轮齿宽为102mm。斜圆柱齿轮参数如表2.2所示。表2.2 斜圆柱齿轮的参数项目小齿轮大齿轮齿数1760法向模数5.5压力角20螺旋角14.78分度圆直径97342齿宽97102精度等级8 图2.3 主动圆柱斜齿轮 图2.4 从动圆柱斜齿轮2.3.2第二级斜圆柱齿轮的强度校核1、齿轮接触强度校核(1)试算小齿轮的分度圆直径 (2-7)式中，Kt载荷系数，选Kt =1.6；T1第二级主动斜齿轮的转矩 ,1214.35Nm u齿数比, u=60/17=3.54；ZH区域系数，已知标准斜齿轮的法面压力角n=20，由机械设计图10-30可查得ZH=2.375；ZE材料的弹性影响系数，由机械设计表10-7查得ZE=189.8；a端面重和度是由于斜齿轮的倾斜和齿轮具有一定的轴向宽度，而使斜齿轮传动增加的一部分重合度。= =18.61 ,=65.68 因此，0.72，0.860.72+0.86=1.58。H许用接触应力，H =（H1+H2）/2；因为绝对尺寸、齿面粗糙度、圆周速度及润滑对实际所用齿轮的疲劳极限的影响不大，只考虑应力循环次数对疲劳极限的影响。 （2-8）疲劳强度安全系数由于点蚀破坏发生只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能工作的后果，取失效概率为1%，所以取S=1。计算应力循环次数。N1=601160.873001010=2.09小圆柱齿轮的工作应力循环次数N2=N1/3.54=5.9由机械设计图10-18查得=1.0，=1.0；由取齿面硬度值62HRC查得主从齿轮的接触疲劳强度极限；Hlim1=Hlim2=1500Mpa；H1=Hlim1/S=1500Mpa，H2= Hlim2/S=1500Mpa，H=（H1+H2）/2=1500 Mpa;d齿宽系数，根据机械设计表10-7预取d=1.0；将上述所得的数据代入公式得小齿轮分度圆直径：=65.97mm（2）计算圆周速度 （2-9）nl小齿轮的转速取汽车正常行驶的速度为60公里/小时，则小齿轮的转速为60公里/小时=1000.2m/min大齿轮的转速：汽车轮胎的周长C=23.14rr =3.05m ；n2=1083/3.05=327.93r/min，n1=n23.54=1160.87r/min.V=（3.1465.971160.87）/（601000）=4.01m/s.（3）计算齿宽 b及模数mntb=d=1.065.97=65.97mm； = cos/Z1=3.77；h=2.25=3.772.25=8.48mm；b/h=7.78；（4）计算纵向重合度=0.3181 17tan14=1.35；（5）计算载荷系数KK=KAKVKFKF (2-10)式中，KA使用系数，根据机械设计表10-2，而且所设计的齿轮为中等冲击，原动机为多缸内燃机，所以取KA=1.75；KV动载荷系数，根据机械设计图10-8，而且所取的精度为8级，查得KV=1.17；K齿间载荷分配系数，根据P195的表10-3，而且所取的精度为8级，所以 KH=KF=1.4；K由机械设计表10-4可知齿轮的分布为非对称布置的齿轮，根据差值法可以的当齿宽为65.97，由于6级精度时，=1.509，考虑到齿轮为8级精度，=1.529；K=KAKVKFKF=1.751.171.41.529=4.38，根据机械设计图10-13，查得KF=1.51。（6）按实际得载荷校正所算得的分度圆直径，得：d= =65.97=92.29mm（7）计算模数=（dcos）/Z1=5.27mm.2、按齿面弯曲强度计算校核齿面弯曲强度设计公式计算齿轮的模数：mn (2-11)K=KAKVKKF=1.751.171.41.51=4.33Y螺旋角影响系数，根据纵向重合度=1.65，查机械设计图10-28得，Y=0.87YF齿形系数，根据，由机械设计表10-5，得YFa1=2.87 ;YFa2=2.26;Ysa1=1.536; Ysa2=1.74计算弯曲疲劳应力：由机械设计图10-20d查得FE1=FE2=1000Mpa，由机械设计图10-18查得=1.0，=1.0；当弯曲疲劳安全系数S=1.4时，根据机械设计中公式10-12得；F1= KFN1*FE1/S=714.29MPa；F2= KFN2*FE2/S=714.29MPa；由上面的计算知计算大小齿轮得（YF1* YS1）/F1=（2.87* 1.536）/714.29=0.0062（YF2* YS2）/F2=（2.26* 1.74）/714.29=0.0055因为大齿轮的较大，所以取（YF* YS）/F=0.0062=4.89mm；对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mN与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值mN=5.5，取分度圆直径d1=93 mm.z1=d1cos/mn=93cos14/5.5=16.41；取17mm则z2=uz1=173.54=60.18，取60mm3、第二级齿轮弯曲疲劳强度的校核由公式Ft=T/r得Ft=1214350/48.5=25038.14N.mm（1）当计算大齿轮时齿面接触疲劳强度的校核：= =1352.1Mpa H=1500Mpa，校核合格。（2）当计算小齿轮时齿面接触疲劳强度的校核：= =738.41Mpa ，所以，其当量动载荷由下式计算：P=0.4Fr+1.7Fa=8902.84N轴承应有的基本额定动载荷=285.63KN故查机械设计手册，差速器轴承的选择如下：表3.3 差速器轴承的选择位置轴承代号轴承规格差速器303168017043图3.3 主减速器轴承的布置4 主减速器轴的设计及校核轴的作用主要是对转动的零件其支撑作用，并随之一汽转动，进行动力和运动的传递。轴在设计时需要计算合理的外形以及全部结构的尺寸，这些尺寸由轴上安装的零件尺寸、类型、位置以及零件的固定方式等决定，并受轴承受的载荷大小、方向、类型的影响。此外，轴承的类型、尺寸，轴的材料及制造加工工艺，安装、运输等也是需要考虑的因素。在设计轴的结构时可以根据设计要求进行灵活设计，一般需遵循以下原则：1、尽量缩小尺寸，以降低重量、节约成本，同时尽量采用等强度外形尺寸或较大的截面系数，以提高强度；2、轴的结构需要保证轴上零件固定稳定、定位准确、装卸方便；3、轴在设计及加工时需避免应力集中，尽量提高强度；4、轴的结构形状应该便于加工制造，并保证较高的精度。轴的材料选择一般是根据轴的使用要求，即对强度、刚度、耐磨性等使用要求以及加工工艺要求等来进行选择。常用的轴类零件采用以45钢最为广泛。对于使用频率较少，承受载荷较小的轴也可选用Q235等材料。而受力较大，或受整体结构限制，轴的尺寸不能太大的轴类零件，可选用合金钢材料，如使用时转速要求高、精度一般的轴可以选择40Cr合金钢材料；轴精度要求高，且工作环境较为恶劣的情况可选用Cr15、65Mn等合金钢；对于高速旋转且负载较大的轴类零件，采用可选用20Cr、20CrMnTi、20Mn2B等低碳钢或38CrMoA1A渗碳钢，这些材料在经过渗碳或渗氮处理后，可以较好的提高其强度及硬度，而且可以提高轴心部的强度，使轴具有较好的耐磨性。因此，在本设计中齿轮轴的材料使用20CrMnTi，并进行渗碳淬火处理。4.1主动锥齿轮轴的结构设计1、最小直径的确定此轴为花键轴，初选为 （4-1）K取4.0，为变速器输出的最大扭矩，则d=45.44。因为轴是花键轴，故花键的内径应为45.44mm，于是花键轴的外径为52.5mm。2、各轴段直径的确定图4.1 主动锥齿轮轴轴段I是安装联轴法兰的，经分析可知其是最小轴颈处，其与轴的联接为花键连接，可取其直径为=52.5mm;轴段II是安装圆锥滚子轴承的轴段，选择轴承内径为=60mm，轴径就和轴承内径相等；轴段III是定位轴肩=75mm；轴段是过渡轴段，取为=55mm；轴段是安装圆锥滚子轴承的轴段，由于其承受的载荷较前一轴承大，所以选取轴承的内径为=75mm，轴段是轴肩段=80mm。3、轴上零件的周向定位与其长度轴I和万向节的联接采用法兰凸缘联接，法兰与轴的链接采用花键联接，首先计算花键的有效链接长度，根据花键的校核公式P=P (4-2)式中，Z花键齿数，取16L齿的工作长度，取60mm;h花键齿侧面的工作高度,h=m=3mm;dm花键的平均直径， dm=mZ=316=48mm;P许用挤压应力,由机械设计P110表6-3查得pP=45MPa;T花键承受的转矩,按驱动轮打滑时主动锥齿轮的计算转矩,T=TZ=1444.95N.m代入式（5-2）得P=26.13MPa=45MPa因此，花键连接强度满足要求。考虑到安装等因素，取有效长度为l= 60mm ，所以轴段I的长度取为=80mm。轴段是安装圆锥滚子轴承，轴段的长度与轴承的宽度相等，故=36.5mm；轴段为定位轴肩=5mm；轴段是过渡段，取=50mm；轴段是安装圆锥滚子轴承，轴段的长度与圆锥滚子轴承的宽度相等，故取=41mm；轴段为定位轴肩，=5mm。4、确定轴上的圆角和倒角的尺寸取轴端倒角为245；过渡段的倒角为1045。4.2主动锥齿轮轴的强度校核(1) 计算载荷的确定对于主减速器主动锥齿轮轴的强度校核主要是进行弯扭合成强度校核，其计算转矩应该是发动机最大转矩配与最低传动比和驱动轮打滑时的计算转矩的较小者，由前面已经求出主动轴的计算载荷为=1214.3513/29=544.36Nm （4-3）前面已经计算出在计算转矩下主动圆锥齿轮的受力为：6591.51N，5409.71N，784.15N（2）主动锥齿轮轴力学模型的建立根据主动锥齿轮轴的结构设计，建立力学模型如图3所示。在根据轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中为通过另加转矩而平移到指向轴线；亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线（上述转化在图中均未画出）。图4.2 主动锥齿轮力学模型示意图（3）求支承反力根据轴的结构，根据轴的计算简图及前如计算得到的齿轮载荷求出轴承的支承反力有:对于H面有：由力的平衡和力矩平衡（对A点取矩）可得：+=，其中=6591.51N，于是可求得：=12366.63N，=18959.14N；同理可得V面的支承反力：=2412N，=3442.86N，图中的轴向反力=5409.71N。（4）根据支承反力作出轴才弯矩图和扭矩图支承点处的弯矩最大为107.518958.14=2038Nm=703442.86=241 Nm=2052.2Nm该轴的扭矩为=3192Nm，C点只受扭矩，=3433.7Nm。作出轴的弯矩图和扭矩图，如图5-2所示，由图可看出危险截面为截面B和C。按弯矩合成应力校核轴的强度：截面的校核：根据第三强度理论有 (4-4)其中折合系数0.3，抗弯截面模量W=0.1=0.1=37324.8，则=60.33MPa截面C的校核：截面C只受扭矩的作用，因此只校核其剪切应力，由第一强度理论有(5)轴的许用应力计算轴的材料是20CrMnTi，其抗拉强度，屈服极限，根据弯曲疲劳极限的计算公式可得：合成弯矩如下图：图4.3 主动锥齿轮轴的合成弯矩图取安全系数为S=3，则，其剪切许用应力。由此可得出，轴的强度符合强度要求，该轴安全。4.3从动锥齿轮轴的结构设计1、初步确定轴的最小直径由经验公式可得 （4-5）其中取，则有=60mm。由于主动斜齿轮的分度圆直径d=102mm，因此轴应当做成齿轮轴。轴的材料和主动斜齿轮的材料相同，都为20CrMnTi。2、各轴段直径的确定图4.4 轴轴段、是安装圆锥滚子轴承的轴段，可取其直径；轴段和轴段是定位轴承的轴肩，故取轴段和轴段的直径；轴段是定位从动锥齿轮的轴肩，其直径；轴段是过渡段，取其直径；轴段是主动圆柱斜齿轮。3、各轴段的长度确定各个轴段的长度确定，除了各自的要求外，还要考虑箱体的对称性。轴段是安装圆锥滚子轴承的轴段，由于考虑到用套筒定位，取其长度；轴段是安装定位套筒和从动锥齿轮的轴段，故；轴段是定位从动锥齿轮的轴肩，取；轴段是过渡段，考虑到差速器壳体有安装的空间，取；轴段是主动圆柱斜齿轮，；轴段是定位轴承的轴肩，；轴段是安装圆锥滚子轴承，其轴段的长度取决于轴承的宽度，。4、确定轴上的圆角与倒角的尺寸去轴端倒角为245，各个轴肩处圆角半径r=2mm。4.4从动锥齿轮轴的强度校核(1) 求支承反力根据轴的结构，在确定支点位置时在轴承手册中查取36.5mm。因此作为同支梁的支承跨距为323mm，根据轴的结构，对于H面有：由力的平衡和力矩平衡（对D点取矩）可得（5-6）其中，于是可求得：，；同理可得V面支承反力为：，轴向反力为。（2）根据支承反力作出轴的弯矩图和扭矩图齿轮2,3处的最大弯矩分别为：，图4.5 合成弯矩图由图5-4 可知齿轮2,3所在截面是危险截面。（3）截面A的校核根据第三强度理论有= 其中折合系数0.3，抗弯截面模量W=0.1=0.1=21600，则=144.36MPa（4）截面B的校核：根据第三强度理论有= 其中折合系数0.3，抗弯截面模量W=0.1=0.1=37324.8，则=69.96MPa（5）轴的许用应力计算轴的材料是20CrMnTi，其抗拉强度，屈服极限，根据弯曲疲劳极限的计算公式可得：取安全系数为S=3，则，其剪切许用应力。由此可得出，轴的强度符合强度要求，该轴安全。结 论毕业设计是对我所学知识的一次大的总结，在设计之前，我收集查阅大量有关设计课题研究方面的资料、文献，对课题研究的内容进行充分地了解，确定设计目的和方向。通过查资料让我学到了许多上课学不到东西，通过一个个问题的钻研，一个个零件设备原理的探索分析，让我逐渐走进了机械的殿堂。本文对主减速器的发展及其相关技术进行了深入的研究和讨论，分析了主减速器的研究背景和技术现状。首先确定出本次设计汽车主减速器的总体设计思路。然后，在分析确定出该主减速器整体结构和类型的基础上，进行汽车主减速器的设计工作。论文主要取得如下结论：（1）针对主减速器的研究现状，查阅大量资料，对当下国内外主减速器技术以及发展现状做了相关介绍。（2）分析主减速器的结构类型，根据设计要求，选择汽车的减速形式、齿轮形式，并设计整体结构方案，确定设计方案为双级主减速器。（3）对汽车的结构进行设计，计算其传动比，对该双级主减速器的第一级锥齿轮、第二级斜圆柱齿轮进行参数计算并校核强度。（4）对主减速器的轴承进行选用及校核，并设计计算、校核主减速器锥齿轮轴。致 谢时光流逝，转眼间，四年的大学求学生涯即将结束，回首往昔，奋斗和辛劳成为丝丝的记忆，甜美与欢笑也都尘埃落定。再次，我谨向所有关心、爱护、帮助我的人们表示最诚挚的感谢与最美好的祝愿。在本设计的写作过程中，我的指导老师倾注了大量的心血，从选题到开题报告，从写作提
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