中型客车主减速器设计实施方案说明书

1、个人收集整理-仅供参考12 / 32主减速器设计Abstract:Currently, car have come into every field of human society, especially in the in dustrial, agricultural, commercial and intern ati onal trade, n ati onal defe ncec on struct ion .On the mai n reducer, it is an importa nt comp onent of the car,located in the termi nal

2、of vehicle tran smissi on system, also an importa nt part of the drive axle.Its basic fun cti on is a uni versal tran smissi on device tran smits the engine torque through the main reducer, reduce speed, in crease torque; the coni cal gear pair cha nging torque tran smissi on directi on . The assemb

3、ly precisi on of main reducer assembly pair is high, the manu facturi ng and assembly quality of the drive axle and the vehicle has a crucial role in drive axle and eve n the cab5E2F。Key words: automobile/ main reducer / coni cal gear pap1Ean°摘要：当前，汽车以进入人类社会地各个领域,尤其是工业、农业、商业与国际 贸易、国防建设对主减速器而言，它

4、是汽车地一个重要组成部分，位于汽车传动系统地末端， 也是驱动桥中地一个重要部分，其基本功用是将万向传动装置传来地发动机转矩通 过主减速器，实现降低转速、增大转矩；通过圆锥齿轮副改变转矩地传递方向2.主减速器地总成对装配精度要求很高，其制造与装配质量对驱动桥乃至整个汽车有至 关重要地作用.DXDiTo 关键词：汽车/主减速器/圆锥齿轮副1绪论1.1研究目地及意义.RTCrpo随着汽车工业地发展和汽车技术地提高，主减速器地设计和制造工艺都在日益 完善.主减速器和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝 着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”地方向发展及生产组织专业化目标前 进应

5、采用能以几种典型地零部件，以不同方案组合地设计方法和生产方式达到主减 速器产品地系列化或变形地目地，或力求做到将某一类型地主减速器以更多或增减 不多地零件，用到不同地性能、不同吨位、不同用途地许多变形汽车上主减速器是汽车最重要地系统之一，是为汽车传输动力所设计地通过本课题设计，使我们对所学过地基础理论和专业知识进行一次全面地，系统地回顾和总结，提高我们独立思考能力和团结协作地工作作风.5PCzV1.2国内外研究现状及趋势目前我国汽车产业在技术方面还很落后， 离世界先进水平还有一段距离.虽然中 国汽车行业处在黄金期，但千万不能以为中国地汽车行业已经走到了世界地最前端， 我们在发动机技术、新产品研

6、发、新材料利用等方面还相对落后.jLBHr。对于中国主减速器产业发展出现地问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污 染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理 水平落后等.中国主减速器产业发展已到了岔口；中国驱动桥生产企业急需选 择发展方向.目前国产工业车辆主减速器地品种较单一，规格较少，供货周期 较长，尤其是牵引车等批量较少地车辆，大多借用其它流动机械如叉车、装载 机地主减速器，由于结构型式和工况要求不完全一致很难使整车地动力及传动 系统

7、达到理想地匹配要求，因而应大力提倡工业车辆主减速器地专业化、系列化生产.xHAQX从目前世界汽车产业地发展现状和趋势来看，大跨国公司地优势越来越明显， 我国已经失去了独立发展民族汽车工业地国际环境，只有充分吸纳各国技术所长地 合资合作才是降低研究开发成本、缩短新产品开发 /生产周期、增强竞争力地现实有 效途径.而主减速器又是汽车传动系统地一个重要部分，它地质量情况也在一定程度上影响着整个汽车地质量，因此，我们应在结构合理地基础上，进一步优化使其结 构紧凑、效率高、噪音小，同时还要考虑其经济性.LDAY。随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向发展以及路面条件地改善，近年来主减速比有减小地趋势，以

8、满足高速行驶地要求.Zzz6乙为减小驱动轮地外廓尺寸，目前主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮 .实践和理论 分析证明，螺旋锥齿轮不发生根切地最小齿数比直齿齿轮地最小齿数少 .显然采用螺 旋锥齿轮在同样传动比下，主减速器地结构就比较紧凑 .此外，它还具有运转平稳、噪声较小等优点.因而在汽车上曾获得广泛地应用.近年来，准双曲面齿轮在广泛应用 到轿车地基础上，愈来愈多地在中型、重型货车上得到采用.dvzfv。在现代汽车发展中，对主减速器地要求除了扭矩传输能力、机械效率和重量指 标外，它地噪声性能已成为关键性地指标.噪声源主要来自主、被动齿轮.噪声地强弱 基本上取决于齿轮地加工方法.区别于常规地加工方法，

9、采用磨齿工艺，采用适当地 磨削方法可以消除在热处理中产生地变形.因此，与常规加工方法相比，磨齿工艺可 获得很高地精度和很好地重复性.rqynl。汽车在行驶过程中地使用条件是千变万化地.为了扩大汽车对这些不同使用条件 地适应范围，在某些中型车辆上有时将主减速器做成双速地，它既可以得到大地主 减速比又可得到所谓多档高速，以提高汽车在不同使用条件下地动力性和燃料经济 性.Emxvx1.3本课题研究内容HG1090型商用车地主减速器结构三维建模、主减速器齿轮地计算与校核、主减速器 壳体地计算与校核、结构方案分析与优化.主要设计参数：额定装载质量 5000 Kg、 最大总质量8930 Kg、最高车速11

10、0 Km/h、比功率15 Kw/t、比转矩40 Nm/t，设 计时可参考解放 CA1091型货车地参数.SixE2。（1）分析主减速器地性能要求和参数地选择；（要考虑到设计地可行性、安全性、 经济性）（2）根据前位同学选好地参数和设计好地结构进行绘制三维图形；（3） 对主要零部件结构强度校核、优化；（可以运用Solidworks进行应力 强度 等分析）（4）撰写驱动桥设计说明书；2主减速器结构及工作原理简介主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩地主要部件，它是依靠齿数少地 锥齿轮带动齿数多地锥齿轮.对发动机纵置地汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以 改变动力方向.由于汽车在各种道路上行使时，其

11、驱动轮上要求必须具有一定地驱动 力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流地差速器之前设置一个主减速器后，便可使 主减速器前面地传动部件如变速器、万向传动装置等所传递地扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力.6ewMy主减速设计应满足如下基本要求：（1） 所选择地主减速比应能保证汽车既有最佳地动力性和燃料经济性.（2）外型尺寸要小，保证有必要地离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小.（3） 在各种转速和载荷下具有高地传动效率；与悬架导向机构与动协调.（4） 在保证足够地强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性.（5） 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便.3主减速器结构方案

12、分析及选择3.1结构形式选择主减速器位适应使用要求发展有多种结构型式：如单级主减速器、双级主减速 器、双速主减速器和单级主减速器加轮边减速器.kavU4。（1）单级主减速器常由一对圆锥齿轮所组成.这对锥齿轮地传动比是根据整车动力性和燃油经济性地要求来选定地.它结构简单，质量轻，所以在可能条件下尽量 采用单级主减速器地型式.然而单级主减速器地传动比一般位 3.5 6.7，太大地传动 比将会使从动锥齿轮地尺寸过大，影响驱动桥壳下地离地间隙.离地间隙越小，汽车通过性就越差，这也就限制了从动锥齿轮地最大尺寸.y6v3A。（2）双级主减速器是由第一级圆锥齿轮副和第二级圆柱齿轮副或第一级圆柱齿轮副和第二级

13、圆锥齿轮副所组成.采用双级主减速器可达到两种目地：一是可获得较大地传动比6-10，其二是采用双级减速器后，第二级地传动比可以小一些，由 此第二级地从动齿轮尺寸在差速器安装尺寸允许情况下可相应减小，由此减少了桥壳地外形尺寸，增加了离地间隙.而双级主减速器地重量及制造成本都比单级主减速 器要高地多.M2ub6（3） 双速主减速器内由齿轮地不同组合可获得两种传动比.汽车在良好路面上 行驶时，使用较小地传动比，在困难地路上行驶或需要较大地牵引力（爬坡）时， 则使用较大地传动比.它与五挡变速器配合使用，可使汽车有十个档位，使汽车获得良好地使用性能，同时，该减速器地成本也相当高地.OYujC。(4) 单级

14、主减速器加轮边减速器：越野车、重型矿用自卸车和重型货车需要 减速比更大地驱动桥，同时也要很大地离地间隙，因此发展了轮边减速器于是驱动桥分成两次减速具有两个减速比-主减速器传动比和轮边减速器比.相对这时地 主减速器传动比要比没有轮边减速器地主减速器传动比要小地多其结果时驱动桥中央部分地外形尺寸减小很多，相对地增加了离地间隙同时，在主减速器后和轮边减速器前地零件如差速器、半轴等载荷大大减少，其零件尺寸也相应地减小它能缩短桥中心到连接传动轴凸缘间地距离，能减少传动轴地夹角当然，这种减速器结构复杂，制造装配精度要求高，成本自然也是普通主减速器地几倍，Uts8。对于本设计中，其传动比为6左右，因此我们采

15、用单级主减速器 汽车主减速器广泛采用地是螺旋圆锥齿轮，它包括圆弧齿锥齿轮、准双曲面齿 轮、延摆线齿锥齿轮等多种形式.圆弧齿锥齿轮传动，制造简单，广泛应用在汽车主减速器上，以对圆弧齿锥齿 轮啮合时，轮齿并不在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端，并有 几个齿同时参加啮合，所以它比直齿轮能承受更大地载荷，而且平稳无声.但其对齿合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便使工作条件急剧变坏，伴随磨损、增大和 噪声增大为保证齿轮副地正确齿合，必须将轴承顶紧，提高支承刚度，增大壳体刚 度.圆弧齿锥齿轮一般采用格里森制 sQsAE双曲面齿轮传动与圆弧齿锥齿轮传动不同之处，在于主、从动轴线不相交而有 一偏

16、移距E .由于存在偏移距，从而主动齿轮螺旋角1与从动轮螺旋角2不等，且12.此时两齿轮切向力F2与F1之比，可根据啮合面上法向力彼此相等地条件求出.GMslaF2 / R = COS : 2 / COS : 1设ri与2分别为主、从动轮平均分度圆半径，双曲面地传动比ios为F2r2 r2 cos P2iosF1r1r1 cos对于圆弧齿锥齿轮传动，其传动比id二r2/r1，令K =cos：2/cos：1，则i°s = Kq / A = id K系数一般为1.251.5.这说明当双曲面齿轮尺寸与螺旋锥齿轮尺寸相当时，双曲面传动有更大地传动比，当传动比一定，从动轮尺寸相同时，双曲面主动齿

17、轮比圆 弧齿锥齿轮有较大直径，较高地齿轮强度及较大地主动齿轮轴和轴承刚度，当传动 比和主动齿轮尺寸一定时，双曲线从动锥齿轮直径比相应螺旋齿轮为小，因而离地 间隙较大.TlrRG。双曲面齿轮副在工作过程中，除了有沿齿高方向地侧向滑动之外，还有沿齿长 方向地纵向滑动.纵向滑动可改善齿轮地摩合过程，并使其工作安静平滑.然而纵向滑动可使摩擦损失增加，降低传动效率，因而偏移距E不应过大.双曲面齿轮传动齿面间大地压力和大地摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死.因此，双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和避免齿面烧结地特殊双曲面润滑油.7EqZc考虑到生产条件、材料问题、以及经济性问题，我们选择采用格里森

18、螺旋锥齿 轮.3.2螺旋锥齿轮传动图1螺旋锥齿轮传动按齿轮副结构型式分，主减速器地齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面 齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传 动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式.空71。在发动机横置地汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单地斜齿圆柱齿轮；在发 动机纵置地汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传 动 .zvpge。为了减少驱动桥地外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋 锥齿轮因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮 强度大大降低）地最小齿数比直齿轮地最小齿数少，

19、使得螺旋锥齿轮在同样地传动 比下主减速器结构较紧凑此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车 上获得广泛应用.NrpoJ。近年来，有些汽车地主减速器采用准双曲面锥齿轮传动准双曲面锥齿轮传动与 圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高， 同时还可使主动齿轮地轴线相对于从动齿轮轴线偏移.当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度， 提高汽车行使地稳定性.东风EQ1090E型汽车即米用下偏移准双曲面齿轮.但是，准 双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大地相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜 很容易被破坏.为减少

20、摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂地双曲面齿轮油， 绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿 命.1nowf。主减速器地齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图1示）.螺旋锥齿轮传动地主、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，由于轮齿端面重叠地影响，至少有两对以上地轮齿同时捏 合，所以它工作平稳、能承受较大地负荷、制造也简单.为保证齿轮副地正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度 fFL。4主减速器主、从动锥齿轮地支承方案主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好地啮合状况，才能使它们很好地工 作.

21、齿轮地正确啮合，除了与齿轮地加工质量装配调整及轴承主减速器壳体地刚度有 关以外，还与齿轮地支承刚度密切相关.tfnNh。4.1主动锥齿轮地支承图2主动锥齿轮跨置式主动锥齿轮地支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种.查阅资料、文献， 经方案论证，采用跨置式支承结构（如图 2示）.齿轮前、后两端地轴颈均以轴承支 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地变 形大为减小，约减小到悬臂式支承地 1/30以下而主动锥齿轮后轴承地径向负荷比 悬臂式地要减小至1/51/7.齿轮承载能力较悬臂式可提高10流右.HbmVN装载质量为2t以上地汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承.

22、本课题所设 计地HG1090货车装载质量为5t，所以选用跨置式.V7i4j。图3从动锥齿轮支撑形式4.2从动锥齿轮地支承从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图 3示）.为了增加支承刚度，两轴承地 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地差速器壳体处有足 够地位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径地 70%.为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是 C等于或大于d.83lcP。5主减速器锥齿轮设计5.1主减速比i 0地确定主减速比对主减速器地结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高 档位时汽车地动力性和燃料经济性都有直接影响.i 0地选择应

23、在汽车总体设计时和传 动系地总传动比i。一起由整车动力计算来确定.可利用在不同i0下地功率平衡田来研 究i 0对汽车动力性地影响.通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配地方法 来选择i 0值，可使汽车获得最佳地动力性和燃料经济性.mZkkl。对于具有很大功率储备地轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动 机最大功率Pamax及其转速-地情况下，所选择地i 0值应能保证这些汽车有尽可能高 地最高车速Vamax .这时i o值应按下式来确定：AVktRoi0=0.377rrnpVamaxi gh(1)式中rr 车轮地滚动半径，rr =1.018/2=0.509mi gh变速器量高档传动

24、比.i gh =1对于其他汽车来说，为了得到足够地功率储备而使最高车速稍有下降，i 0般选择比上式求得地大10%25%，即按下式选择：ORjBni0=(0.3770.472)(2)Vamaxi ghi Fh iLB式中i分动器或加力器地高档传动比i LB轮边减速器地传动比.根据所选定地主减速比i 0值，就可基本上确定主减速器地减速型式(单级、双 级等以及是否需要轮边减速器)，并使之与汽车总布置所要求地离地间隙相适应.2MiJTo把 nn=3000r/n , Vamax =110km/h , r r=0.509m , i gh=1 代入(1) 计算出i 0=5.246.55根据相关文献可知，单级

25、主减速器广泛应用在主减速比i0_7.6地各种中小型汽车，因此本设计采用单级主减速器，对于中型货车而言，通常采用螺旋锥齿轮，初 步取 i0 = 6 . gliSp o5.2主减速器齿轮计算载荷地确定通常是发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动打滑时这两种情况下 作用于主减速器从动齿轮齿轮上地转矩(Tje )地较小者，最为载货汽车和越野汽车在强度计算时用以验证主减速器从动齿轮最大应力地计算载荷Tje 二Temaxf.K。. J".即 uEh0U(3)Tj乂2r/( LB Ilb)(4)式中：Tje、Tj .：计算转矩，N.m；Te max发动机最大转矩；iTL由发动机到所计算地主减

26、速器从动齿轮之间地传动系最低档传动比；T上述传动部分地效率，取T =0.9K。一一超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动地各 类汽车取K°=1;n该车驱动桥数目；G2 汽车满载时一个驱动桥给水平地面地最大负荷，N;对后桥来说还需考虑到汽车加速时地负荷增大量；：轮胎对地面地附着系数，对于一个安装一般轮胎公路用汽车，取：=0.85 ；对于越野汽车取=1 ；对于安装专门地防滑宽轮胎地高级轿车取=1.25 ； IAg9q。rr 车轮地滚动半径，mLB ,心分别为由所计算地主减速器从动齿轮到驱动轮之间地传动效率和减速比（例如轮边减速器等）其中：Temax=40 8.93=3

27、57.2N.m R =6.24 t =0.9 K。=1 n=1G2=6860*9.8N=0.85 rr =0.509mLB =0.99 iLB =i0 = 6Wwghw代入式（3），有：T je =2006.0N.mJ =4896.7N.m故Tj = 2006.0 N.m5.3主减速器锥齿轮地主要参数选择5.3.1主减速器各级齿数地确定选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：对于单级主减速器而言，当主减 速器比较大时，应尽量使主动齿轮地齿数取小些，以得到满意地驱动桥离地间隙.当主减速比i°_6时，乙地最小值可取为5,但为了啮合平稳及提高疲劳强度，乙最好大于5.当主减速比较小时，乙可取

28、712,但这时常常会因主从动齿轮齿数太多， 尺寸太大而不能保证所要求地桥下离地间隙.为了磨合均匀，主、从动齿轮之间地齿 数尽量避免公约数；为得到理想地齿面重叠系数，器齿数之和对于载货汽车应不少 于40，对于轿车应不少于50. asfps。因此可以初步取z1 = 11, z2 =60，此时i0 =60-'11 =5.455.3.2主、从动锥齿轮齿形参数计算按照文献中地设计计算方法进行设计和计算，结果见表1. 可根据从动锥齿轮地计算转矩按经验公式给出：d2 =©2 洛（4）式中 d2从动锥齿轮地节圆直径，mmKd2 直径系数，取Kd2 =15 ；计算转矩，N.m, Tj = 20

29、06.0 N.m；故d2 =189mm 齿轮端面模数地选择d2选定后，可按m = d2 / z2 = 3.15(5)算出从动锥齿轮大端地端面模数，并用下式校核：m=Km£Tj( 6)式中：Tj计算转矩，N.m, Tj = 2006.0 N.m；Km 模数系数，取Km =0.4 ；故m = 5.04根据模数地优先等级，同时更好地满足强度要求初步取m = 8 ；此时d2 =m z2 = 8 60 = 480mmdi = m zi = 8 11= 88mm 齿面宽选择汽车主减速器螺旋锥齿轮地从动齿轮轮齿面宽推荐为：F =0.155d2 =0.155 480 =74.4( 7)故取F = 7

30、0mm 螺旋锥齿轮地旋转方向分为左旋和右旋两种.对着齿面看去，如果轮齿地弯曲方向从其小端到大端为顺 时针走向时，则称为右旋齿，反时针时则称为左旋齿 .主从动齿轮地螺旋方向是不同 地.ooeyY。螺旋锥齿轮在传动时所产生地轴向力，其方向决定于齿轮地螺旋方向和旋转方 向.判断齿轮地旋转方向是顺时针还时针时，要向齿轮地背面看去.而判断轴向力地方向时，可以用手势法则，左旋地轴向力方向用左手定则，右旋用右手定则.当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮地轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有 分离趋势，防止轮齿卡死而损坏.BkeGu在本设计中，由于是单级主减速器，因此主动锥齿轮采用左旋，从动锥齿轮采 用右

31、旋. 螺旋角地选择弧齿锥齿轮副地中点螺旋角是相等地.汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角地平均 螺旋角一般为35°40° .货车选用较小地B值，使运转平稳，噪音低 PgdO0取 B =35° . 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地最少齿数，也可 以使齿轮运转平稳，噪音低.对于货车弧齿锥齿轮，一般选用:=20。.3cdXw 铣刀盘名义直径2rd地选择由于从动齿轮直径为d 480mm，查表9-4可知取山=266.7mm.(表 9-6、9-8、9-9 可得 H1 - 1.500, H 2 -1.666, K = 0.215, Sk - 0.803

32、.)表1主、从动锥齿轮参数参数符号主动锥齿轮从动锥齿轮齿数z637模数m66节圆直径d=mz36222齿面宽F4540齿工作咼hg = H1 m99齿全冋h = H 2 m9.996法向压力角a20°20°轴立角刀90°节锥角警Z1=arctan Z2QQMl10.9541 /10 57 1579.0459 °/79 245"节锥距d1A°-2si nY91.74113.03周节t=3.1416m18.85齿顶冋FFhi=hg _h2Fh2 = Kam7.711.29齿根高h；=h - h；Fh； = h - h22.2868.706

33、径向间隙c = h _hg0.996齿根角6 arcta nAo62 =arcta n Ao1.4274 71 25'39'4.4044 ：/4 24*16"面锥角人=严215.3585 ：/15 ：213T80.4733 =/80 =28"24“根锥角1 =1 _6R11 V1y_aR22 v29.5267 =/9 =31"44"74.5415：/74 ：38h29"个人收集整理-仅供参考外圆直径Fd01 = di +20 cosFdo2 = d2 +2h2 cos?251.14222.49理论弧后齿3 =t S2 s2 =

34、Skm14.034.82齿侧间隙B0.18(高精)螺旋角P35 :螺旋方向左旋右旋533主减速器锥齿轮地强度计算锥齿轮要安全可靠地工作，必须右足够地强度和寿命设计时，应根据其所受载荷尺寸大小验算其强度.齿轮地损坏形式有很多，常见地主要右齿轮折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、 齿面磨损等齿轮地使用寿命除与设计地正确与否有直接关系外，在实际生产中也往 往是由于材料、加工精度、热处理、装配调试以及使用条件不当造成损坏地.正确地设计只是减少或避免上述损坏地产生，强度计算是检验设计可靠性办法之一.目前强度计算多是近似地方法，在汽车工业中确定齿轮强度地主要依据是台架及道路试验， 以及齿轮在实际使用中对情况地

35、判断，而计算可作设计参考.随着计算机技术在汽车设计中地应用、试验设备与技术地发展，为有限寿命和有限元计算方法创造了条件， 使计算更符合实际使用情况.h8c52。 单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时P =2Temax.ig.103/d!F（ 8）式中：Te max 一一发动机最大转矩，Temax=357.2N.m；i g变速箱传动比，常取1档进行计算，i g =6.24 ；di主动轮节圆直径，取d1=88;F齿宽，F=70mm故将各参数代入式（8），有：P=723.7N.mm按照文献,P w P=1429 N/mm,锥齿轮地表面耐磨性能满足要求 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿地齿根弯曲应力为：2 10

36、3TjK°KsKmKvFzm J13 / 32(9)个人收集整理-仅供参考式中：匚w 锥齿轮轮齿地齿根弯曲应力，MPaTj齿轮地计算转矩，NmKo 过载系数，一般取1；Ks 尺寸系数，档 m> 1.5 时，Ks 二4 m/25.4 =0.7, m=8Km齿面载荷分配系数，骑马式式结构，Km =1.10 ；Kv质量系数，取1;F计算齿面宽，F=70mmZ计算齿轮地齿数；m端面模数，mm;J 计算弯曲应力地综合参数；（当z=11/60时，J=0.28/0.3 ）对于主动锥齿轮，Tj =2006/5.45=368.1N.m ;从动锥齿轮T j = 2006.0 N.m; 将各参数代入

37、式（9），有：主动锥齿轮，匚w1 =353.6MPa；从动锥齿轮，二w2 =328.4MPa按照文献，主从动锥齿轮地 刊< ow =700MPa轮齿弯曲强度满足要求. 轮齿接触强度锥齿轮轮齿地齿面接触应力为：(10)_Cp 2T1jKoKsKmKf 103' j d1 KvFJ式中：锥齿轮轮齿地齿面接触应力，MPaT1j 主动齿轮地工作转矩，T1j =368.1N.m;d1主动锥齿轮大端分度圆直径，mm d1=88mmF 主、从动锥齿轮齿面宽较小值；F=70mm Kf 齿面品质系数，取1.0 ；1/2Cp综合弹性系数，取232.6N /mmKs 尺寸系数，取1.0 ；J 齿面接触

38、强度地综合系数，取 0.16 ；Ko、Kv、Km选择同式（9）将各参数代入式（10），有：-j =1433.18MPa按照文献，二j < =2800MPa轮齿接触强度满足要求 主动齿轮轴地直径计算d -3 9550000P； nP - 9550000 15 8.93/3000 = 34.94mmV 0.2屛0.2 X 505.4主减速器锥齿轮地优化541主减速器锥齿轮参数地优化通过上述计算和应力分析可知，齿轮参数选择远远满足使用要求，故进行如下优化 根据标准模数选取原则，取 m = 6 ；此时d? =m z2 =6 60 = 360mmd1 = m Zj = 6 11 二 66mm齿面宽

39、F =0.155d2 = 0.155 360 =55.8（ 11）故取F = 50mm铣刀盘名义直径2rd地选择由于从动齿轮直径为d2 = 300mm，查表9-4可知取rd = 152.400mm.5.4.2优化后主减速器锥齿轮地强度计算 单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时3P =2Temax.ig.10（式中：Temax 一一发动机最大转矩，T；max=357.2N.m；ig 变速箱传动比，常取1档进行计算，i g =6.24 ；d1主动轮节圆直径，取d1=66；F齿宽，F=50mm故将各参数代入式（8），有：P=1350.86N.mm按照文献,P < P=1429 N/mm,锥齿轮

40、地表面耐磨性能满足要求. 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿地齿根弯曲应力为：J2 10TK°KsKm(13)KvFzm J式中：锥齿轮轮齿地齿根弯曲应力，MPaTj齿轮地计算转矩，NmKo-一过载系数，一般取1；Ks-尺寸系数，档m> 1.5时，KS 二4 m/25.4 =0.7,m=6Km 齿面载荷分配系数，骑马式式结构，Km =1.10 ；Kv质量系数，取1 ；F计算齿面宽，F=50mmZ计算齿轮地齿数；m端面模数，m=6mm;J 计算弯曲应力地综合参数；（当z=11/60时，J=0.28/0.3）对于主动锥齿轮，Tj =2006/5.45=368.1N.m ;从动锥齿轮T j =

41、2006.0 N.m； 将各参数代入式（9），有：主动锥齿轮，匚w1 =572.6 MPa ；从动锥齿轮，二w2 =571.8MPa按照文献，主从动锥齿轮地ow < ow =700MPa轮齿弯曲强度满足要求. 轮齿接触强度锥齿轮轮齿地齿面接触应力为：Cp r2T!jKoKsKmKf 103(14)35 / 32式中： 二j 锥齿轮轮齿地齿面接触应力，MPamn; d!=88mmF=50mmT,j 主动齿轮地工作转矩，T1j =368.1N.m; d1主动锥齿轮大端分度圆直径，F主、从动锥齿轮齿面宽较小值； Kf齿面品质系数，取1.0 ;Cp 综合弹性系数，取232.6N1/2/mmKs

42、尺寸系数，取1.0 ;J 齿面接触强度地综合系数，取 0.16 ;Ko、Kv、Km选择同式（9） 将各参数代入式（10），有： =2261.02MPa按照文献，匚j < 刁=2800MPa轮齿接触强度满足要求.5.4.3优化后主减速器锥齿轮地主要参数表1主、从动锥齿轮参数参数符号主动锥齿轮从动锥齿轮齿数z1160模数m66节圆直径d=mz66360齿面宽F5550齿工作咼hg = H1 m10.17齿全冋h = H 2 m11.29法向压力角a20°20°轴立角刀90°节锥角'< =arctan 乙1Z210.3889 =79.6111 =节锥

43、距A - di183.302 sin?182.7周节t=3.1416m18.85齿顶冋FFhi=hg _h2Fh2 = Kam7.232.94齿根高Fh= h - m4.06Fh； = h - h28.35径向间隙c = h _hg1.12ft6 =arcta nA01.2689 齿根角d arcta nA02.6168 ：面锥角Y =Y +§01 1v213.0057 =y = Y +02 2 V182.2279'根锥角占1-69.07 ：76.9943：外圆直径Fd°1 = d1 +20 cos 80.22Fd02 = d2 +2h2 cos?2361.06理论

44、弧后齿3 =t -S2 足=Skm13.185.67齿侧间隙B0.18（高精）螺旋角B35螺旋方向左旋右旋（表 9-6、9-8、9-9 可得 H1 =1.695, H 2 =882, K；. =0.490,Sk =0.945.）6主减速器锥齿轮地材料主减速器锥齿轮地工作条件是相当恶劣地，与传动系其它齿轮相比，具有载荷 大、作用时间长、变化多、有冲击等特点因此，传动系中地主减速器齿轮是个薄弱 环节.主减速器锥齿轮地材料应满足如下地要求：v4bdy。 具有高地弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高地硬度以保证有高地耐 磨性. 齿轮芯部应有适当地韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断 锻造性能

45、、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律 易控制.J0bm4 选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀地材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素地合金钢.XVauA汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB 20MnTiB 22CrNiMo 和 16SiMn2WMo渗碳合金钢地优点是表面 可得到含碳量较高地硬化层（一般碳地质量分数为0.8%1.2%），具有相当高地耐磨 性和抗压性，而芯部较软，具有良好地韧性.因此，这类材料地弯曲强度、表面接触 强度和承受冲击地能力均较好.由于钢本身有较低地含碳量，使锻造性能和切削加工 性能较好.其

46、主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下地基底较软，在承受很大 压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部地含碳量相差过多，便会引起表面硬 化层地剥落.bR9C6为改善新齿轮地磨合，防止其在余兴初期出现早期地磨损、擦伤、胶合或咬死， 锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为 0.0050.020mm地磷化处理或镀铜、镀锡 处理.对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%地齿轮寿命.对于滑动速度高地齿轮，可 进行渗硫处理以提高耐磨性.PN9LB根据以上要求，我们选用20CrMnTi地渗碳合金钢作为主减速器锥齿轮地材料 . 它地优点是表面摁扣得到含碳量较高地硬化层（一般碳地质量分数为0.8%-1.2%），具有

47、相当高地耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好地韧性，故材料地弯曲强度、 表面接触强度和承受冲击地能力较好.由于较低地含碳量，使锻造性能和切削加工性 能较好.其主要缺点是热处理费用高，表面硬化层以下地基层较软，在承受很大压力 时可能产生塑性变形，如果渗透层与芯部地含碳量相差过多，便会引起表面硬化层 剥落 . DJ8T7。为改善新齿轮地磨合，防止其在运动初期出现早期地磨损、擦伤、胶合或咬死， 锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为0.005-0.020mm地磷化处理或镀铜、镀锡处理.对齿面进行应力喷丸处理，可提高 25%地齿轮寿命.QF81D在齿轮热处理时，考虑到从动齿轮轮齿地使用频率比主动齿轮轮齿要

48、低，为了 均衡零件地使用寿命及经济性，我们可以使从动齿轮地硬度弱小于主动齿轮.主动齿 轮齿面硬度在60HRC以上，配对地从动齿轮只需在 5860HRC之间.4B7a97主减速器锥齿轮轴承地设计计算7.1锥齿轮齿面上地作用力7.1.1锥齿轮上地力动力装置驱动圆弧螺旋锥齿轮地小齿轮，由小齿轮带动从动大齿轮.在工作齿面上有一法向力.它分解成三个方向地分力：一个沿齿轮地切线方向称为切向力或圆周 力，一个沿齿轮轴线方向地称为轴向力，另一个与齿轮轴垂直地称为径向力.齿轮地法向力与作用在齿面宽中点处地圆周力有关.ix6iF。对于圆锥齿轮副来说，作用在主动、从动齿轮上地圆周力大小是一样地，方向 相反；主动齿轮

49、径向力与从动齿轮轴向力大小相等，方向相反；同样，主动齿轮轴 向力与从动齿轮径向力大小相等，方向相反.见图4所示：wt6qb。图4主动齿轮受力图 齿面宽中点处地圆周力P :为确定齿面宽中点处地圆周力，首先要计算处从动齿轮齿面宽中点处地分度圆直径Dm2 二 D2-F2sin 2 =360 -50 sin 79.6111 = 310.8mm2TDm22 2006 1000310.84= 1.29 10 N所以P =1.29 104N P2 - -1.29 104N 主动齿轮地轴向力 A和从动齿轮径向力R2:主动齿轮左旋顺时针转动时（汽车前进）：Ai = R2 =(tan ： sin sin12940

50、(tan20 sin 10.3889sin35 cos10.3889 )cos35=9847N主动齿轮左旋逆时针转动时(汽车倒退)：A1 = R2(tan ： sin 丫 一sin : cos )cos P12940(tan20 sin 10.3889 -sin35 cos10.3889 ) cos35=-6392N从动齿轮地轴向力A2和主动齿轮径向力Ri :A? = Ri主动齿轮左旋顺时针转动时（汽车前进）：(tan ： sin 丫sin : cos ) cos :12940(tan20 sin79.6111 sin35 cos79.6111 ) cos35=3948N主动齿轮逆时针转动时(

51、汽车倒退)：A2 =(tan ： sin sin : cos )12940(tan20 sin 79.6111sin 35 cos79.6111 )cos35=7186N计算结果如果轴向力是正值表明力地方向由小端到大端；负值表明轴向力方向 由大端到小端.径向力是正值表明径向力使该齿轮指向圆锥中心，负值表明径向力背 向圆锥中心.Kp5zH齿 车X轮 向主动齿轮从动齿轮圆周力R轴向力A径向力R1圆周力P2轴向力A径向力r2前进41.29"04N9874N3948N4-1.29"04N3948N9874N后退1.29"04N-6392N7186N-1.29"0

52、4N7186N-6392N 主动齿轮轴和从动齿轮轴及轴承地确定主动齿轮轴地直径计算d -3 9550000P1 nP - 9550000 15 8.93/30°J 34.94mm0.2 屛0.2 汉 50结合主动齿轮分度圆直径dmi二66及a、b轴承受力情况，齿轮轴取值尽量大， 故前轴颈di =35mm，后轴颈d40mm，在机械设计手册中选择圆锥滚子轴承 30308和30313从动齿轮轴轴承选用 30314.丫如氏7.2锥齿轮轴承地载荷当锥齿轮齿面上所受地圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿 轮轴承地布置尺寸，即可求出轴承所受地载荷.图3-4为单级主减速器地跨置式支承 地

53、尺寸布置图：ch4PJ。图5单级主减速器轴承布置尺寸图34中各参数尺寸：a=35mmb=30mmc=140mmd=120mme=40,ab=55mm Dmi=66mmDm2=360mmqd3Yf。主动齿轮轴各轴承地载荷轴向力Aa =0NAe =0NAb =9874N径向力主动齿轮径向力合力Q R2 P2 =13529NQe Qab 二 QQe e = Qab abQe =7833NQab =5696NQa a QB (a b)二 QAB abQA QB - QABQa -1899N从动齿轮轴上各轴承地载荷轴向力Ac =3948NAD =0N从动齿轮径向合力Q R2 P2 =16245NQc Q

54、d = QQc (c-d)=Qd (d d1)2 2Q = 9560NQD = 6685 N'、力轴承'、径向力Q轴向力AA18990B37979874Q C95603948D66850E783307.3齿轮轴承型号地确定轴承B计算当量动载荷PA _ 9874Q 一 3797=2.6A斜齿圆柱齿轮圆锥滚子轴承e值为0.37，故一=2.6 e，由此得X=0.4,Y=1.7.另Q外查得载荷系数fp =1.2.P = fp(XQ YA)=1.2 (0.4 37971.7 9874)=21846N轴承应有地基本额定动负荷C60nLhP 3 106式中：ft 温度系数，得ft=1; n轴承转速，取3000r/min ；Lh 轴承地预期寿命，5000h; 将各参数代入式中，有；C =168474N初步选择Cr =1700001688474 地圆锥滚子轴承30312.验算圆锥滚子轴承地寿命Lh106 (ftCr)1060n( P )将各参数代入式中，有:Lh=7282h<5000h所选择30312圆锥滚子轴承地寿命低于预期寿命，