主减速器精简指导书

1、第一章 课程设计的基本内容及要求1.1 课程设计的基本内容本课程设计是根据给定的设计参数和要求，对某轻型货车整体式单级主减速器及驱动桥进行设计，设计的基本内容包括：1）根据给定的设计参数及要求，对汽车主减速器进行详细的结构设计和参数计算；2）对差速器、半轴、驱动桥壳等进行选型设计；3）绘制出主减速器及驱动桥的装配图。已知给定的设计参数和要求如下（范例）：汽车最大总质量 kg档传动比1.71额定载重量mkg后轴轴荷分配62%（满载）发动机最大扭矩/转速140N.m/2200(r/min)车轮滚动半径0.378m发动机最大功率Pemax/转速48kw/3600(r/min)最小离地间隙180220

2、mm最大车速100km/h驱动方式4×2变速器最高档（档）传动比1.0发动机布置方式FR变速器档传动比6.0发动机旋转方向逆时针（输出端）档传动比3.09第二章 整体式单级主减速器设计2.1 主减速器的结构形式1、主减速器齿轮的类型：现代汽车单级主减速器中多采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮两种。（a） 螺旋锥齿轮 （b） 双曲面齿轮图1 主减速器齿轮类型1）螺旋锥齿轮如图1（a）所示，其主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，且两者的螺旋角相等，可知螺旋锥齿轮的传动比为：(2-1)式中：、螺旋锥齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径。2）双曲面齿轮如图1（b）所示，主、从动齿轮轴线偏移了一个距离，称为偏

3、移距，（如图2所示）。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比为： （2-2）式中：、双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；、双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角。图2 双曲面齿轮啮合时受力分析双曲面齿轮传动比为： （2-3）式中：、双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；、双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角；、双曲面齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径令，则。由于，所以，通常为1.251.50。2、主减速器减速形式：主减速器的减速形式主要有单级减速、双级减速、双速、单级贯通式、双级贯通式和轮边减速等形式。单级主减速器由一对锥齿轮传动，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点，广泛应用于主减速比7.6的各

4、种轿车和轻、中型货车上（对于双曲面齿轮通常要求6.5）；而双级减速和双速主要用于重型载货汽车，贯通式则用于多桥驱动的汽车。3、主减速器主动锥齿轮的支承方式：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）悬臂式支承 （b）跨置式支承图3 主动锥齿轮的支承方式（1）悬臂式支承如图3（a）所示，其特点是主动锥齿轮轴上两圆锥滚子轴承的大端向外，以减少悬臂长度，增加支承距，提高支承刚度；为了尽可能地增加支承刚度，支承距应大于2.5倍的悬臂长度，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。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

5、锥滚子轴承。悬臂式支承结构简单，但支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的主减速器。（2）跨置式支承如图3（b）所示，支承强大高,但加工和安装不便。通常装载质量2吨以上的货车才采用此支承方式。4、主减速器从动锥齿轮的支承方式及调整：图4 从动锥齿轮的支承方式为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸。但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，并让出位置来加强连接突缘的刚度，应尽量使尺寸等于或大于尺寸。为防止在大负荷下会产生较大的变形，常采用辅助支承装置，如图5所示，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

6、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6所示。图5 从动锥齿轮的辅助支承方式图6 在载荷作用下主减速器齿轮的容许极限便移量2. 2 主减速器基本参数的选择与计算1、主减速比的确定：对于具有很大功率的轿车、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，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时值应按下式来确定： （2-4）式中： 车轮的滚动半径，m；最大功率时的发动机转速，rmin；汽车的最高车速，kmh；变速器最高挡传动比，通常为1。对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有小降，主减速比一般应选得比按式(2-4)

7、求得的要大1025，即按下式选择： （2-5）式中：分动器或加力器的高档传动比；轮边减速器传动比。按式(2-4)或式(2-5)求得的值应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到主、从动主减速齿轮可能有的齿数，对值予以校正并最后确定下来。本设计范例中，、和都为1，根据第四章中采用式（2-4）最小传动比计算结果5.13，此值在后面的计算中可根据情况结合式（2-5）适当调整。(5.136.42)2、主减速齿轮计算载荷的确定：通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（）的较小者，作为载货汽车和越野汽车的计算载荷，即： （2-6） （2-7）式

8、中：发动机最大转矩（N.m）；由发动机到主减速器从动齿轮间的传动系最低档传动比；传动系的传动效率（通常取=0.9）；超载系数，对于一般的货车和客车取=1；驱动桥数目；满载时驱动桥上的静载荷（汽车最大总质量×轴荷分配）；轮胎与路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车取=0.85，对于越野汽车=1.0，对于安装专门防滑宽轮胎的高级轿车取=1.25；最大加速时后轴负荷转移系数，一般乘用车为1.21.4，货车为1.11.2；车轮滚动半径；主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率（通常取0.95）；主减速器从动齿轮到车轮间的传动比。由（2-6）、（2-7）求得的计算载荷是最大转矩，主要用于锥齿轮

9、最大应力计算，而疲劳寿命计算则需要按汽车日常行驶的平均转矩在确定计算载荷： （2-8）式中：汽车满载总重（N）；道路滚动阻力系数，一般轿车取0.0100.015，货车取0.0150.020，越野车取0.0200.035；平均爬坡能力系数，一般轿车取0.08，货车和城市公交取0.050.09，长途客车取0.060.10，越野车取0.090.30； 汽车性能系数： （2-9） （当16时，取=0）对于主减速器主动齿轮，应将（2-6）、（2-7）和（2-8）式分别除以主减速比和传动效率（对于螺旋锥齿轮=0.95；对于双曲面齿轮，当6时，=0.85，当6时，=0.90）。对于本设计范例：（1）齿轮最大

10、应力计算时，齿轮计算载荷为：从动锥齿轮：3870N.m（=6×5.12=30.72，=1, =1, =0.9）；6562N.m（=N.m，=0.85，=1.1，=0.95, =1）；取=3870 N.m作为计算载荷。主动锥齿轮：=839.8N.m（=0.9）。（2）齿轮疲劳寿命计算时，齿轮计算载荷为：760 N.m（=0.015, =0.05, =0(因为=0.195*3000*9.8/140=40.95所以取=0)；主动锥齿轮：165 N.m。（=0.9）3、主减速器齿轮基本参数的选择：主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数和、从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、齿面宽、双曲

11、面齿轮副的偏移距、中点螺旋角、法向压力角等。1）齿数的选择选择主、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；（2）为了得到理想的重合系数和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少于40；（3）为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，一般不少于9；对于货车，一般不少于6；（4）当主传动比较大时，尽量使取得少些，以便得到满意的离地间隙。当6时，可取最小值并等于5，但为了啮合平稳并提高疲劳强度常大于5；当较小时（3.55），可取712。表2-1汽车主减速器主动锥齿轮齿数传动比（z2/z1）z1推荐z1允许范围1.501.751412161.752.0013

12、11152.002.501110132.503.00109113.003.50109113.504.00109114.004.5098104.55.08795.006.007686.007.506577.5010.00556本设计范例：根据之前计算得到的主减速器传动比=5.13，查表2-1取=7，=36，重新计算传动比=5.14，返回（2-6）、（2-7）和（2-8）计算得：3886N.m 840 N.m760N.m 164 N.m2）从动锥齿轮大端分度圆（也称节圆）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，大将影响桥壳离地间隙；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

13、安装。可根据经验公式初选： (2-10)式中：从动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；直径系数，一般为13.015.3；从动锥齿轮的计算转矩(N·m)，。确定后，端面模数可由进行计算，并用下式进行校核（取较小者）： (2-11)式中：为模数系数（通常为0.30.4）。表2-2 锥齿轮模数 （mm）0.10.120.150.20.250.30.350.40.50.60.70.80.911.1251.251.3751.51.7522.252.52.7533.253.53.7544.555.566.578910111214161820222528303236404550注：1、表中模数指锥齿轮大

14、端端面模数；2、该表适用于直齿、斜齿及曲面锥齿轮。本设计范例：220mm（=14）；6.11mm； 利用（2-11）式校核计算得：6.29mm（=0.4）；对照表2-2取=6.0mm（对于螺旋齿轮端面模数用表示）；反算=216mm。3）从动锥齿轮齿面宽一般要求小于10倍的端面模数。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。从动锥齿轮齿面宽推荐值为：=0.155 （2-12） 对于主动锥齿轮齿面宽通常较从动锥齿轮齿面宽大10%。本设计范例：=33.48mm。=36.8mm4）锥齿轮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

15、齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向，判断轴向力方向时，可以用手势法则，左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断，右旋齿轮用右手法则判断；判断时四指握起的旋向与齿轮旋转方向相同，其拇指所指方向则为轴向力的方向如图7所示。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）双曲面齿轮副偏移距及偏移方向的选择轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的值，不应超过从动齿轮节锥距的40%（接近于从动齿轮大端分度圆直径的20%）；而载货汽车、越野汽车和公交车等重负荷传动，则不应超过从动齿轮节锥距的20%（或取为的10%12%，一般不超过12%）。传动比越

16、大则也应越大，大传动比的双曲面齿轮传动，可达到的20%30%，但此时需要检查是否存在根切。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；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。图8a、b为下偏移，图8c、d为上偏移。本设计范例：考虑到为轻型货车，取=0.15=0.15×220=32.4mm，并采用主动锥齿轮下偏移，考虑到发动机为逆时针旋转（输出端），主动锥齿轮选择左旋，从动锥齿轮选择右旋。6）中点螺旋角螺旋锥齿轮和双曲面齿轮螺旋角沿齿宽是变化的，因此，常用齿面宽

17、中点处的螺旋角来表示，称为中点螺旋角或名义螺旋角。 螺旋锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，而双曲面齿轮副由于存在偏移距，而使其中点螺旋角不相等，且主动齿轮螺旋角要比从动齿轮螺旋角大,两者之差称为偏移角（如图2所示）。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，齿轮上所受的轴向力也会过大。 “格里森”制齿轮推荐用下式预选主动齿轮螺旋角的名义值： （2-13）式中：主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值；、主、从动齿轮齿数；从动齿轮的分度圆直径；双曲面齿轮

18、副的偏移距。对于双曲面齿轮，所得螺旋角名义值还需按照选用的标准刀号进行反算，最终得到的螺旋角名义值与预选值之差不超过5°。本设计范例：对于螺旋齿轮36°。7）齿轮法向压力角的选择格里森制齿轮规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用14°30或16°的法向压力角，载货汽车和重型汽车选用20°或22°30的法向压力角；对于双曲面齿轮轿车选用19°的平均压力角，载货汽车选用22°30的平均压力角。当8时，其平均压力角均选用21°15。本设计范例：螺旋锥齿轮=20°。8）铣刀盘名义直径的选择刀盘名义直径可按从动齿

19、轮分度圆直径直接按表3选取：表3 螺旋锥齿轮和双曲面齿轮名义刀盘半径的选择本设计范例：由于为216mm，故查表3，选择=95.25mm。2. 3 螺旋锥齿轮几何尺寸计算表4 格里森制螺旋锥齿轮几何尺寸计算用表（mm）序号计算公式计算范例注 释17 小齿轮齿数应不少于6，用半展成法加工时，按下表选定：/22.53456-8171513876236 齿数由及主减速比确定，但和之间应避免公约数；对轿车：+应在5060范围内，而载货汽车一般要求40。36.0端面模数可由进行计算，并用式（2-11）进行校核后查表2。433.48从动齿轮面宽=0.155，同时10。520°法向压力角，轿车14&

20、#176;30或16°，货车20°，重型汽车22°30。69.36 齿工作高，其中见表5、表6。710.398齿全高，其中见表5、表6。890°轴交角942小齿轮分度圆直径1011°小齿轮节锥角1179°大齿轮节锥角12110节锥距131885周节14162大齿轮齿顶高，其中见表5、表6。15774小齿轮齿顶高162.658小齿轮齿根高178778大齿轮齿根高181038径向间隙19138°小齿轮齿根角204.56°大齿轮齿根角2111.56°小齿轮面锥角2280.38°大齿轮面锥角239.62

21、°小齿轮根锥角2474.44°大齿轮根锥角2557.2小齿轮外缘直径26216.6大齿轮外缘直径27106.5小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离2819.4大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离295.24大齿轮理论弧齿厚，其中见表73013.6小齿轮理论弧齿厚31B0.2齿侧间隙B，3236°螺旋角33螺旋方向主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。34旋转方向主动齿轮顺时针，从动齿轮逆时针。表5 载货、公共、牵引汽车或压力角为20°的其他汽车螺旋锥齿轮的、和表6 用展成法或半展成法加工的汽车螺旋锥齿轮的、和表7 螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿后表8 “格里森”制圆锥齿轮推荐齿侧间隙

22、B2.5 主减速器锥齿轮强度计算 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、齿面磨损等。按发动机最大转矩计算时有： （2-15） 式中：发动机最大转矩，N.mm；变速器传动比，通常取档及直接档进行计算；主动齿轮分度圆直径（mm），对于双曲面齿轮有：；对螺旋齿轮有。按最大附着力矩计算时有： （2-16） 式中：满载下驱动桥上的静载荷，N；轮胎与地面的附着系数，按表10查得；轮胎的滚动半径，m；主减速器从动齿轮分度圆半径，mm。许用的单位齿长圆周力见表10。表10 许用单位齿长上的圆周力参数类别轮胎与地面的附着系数档档档轿车8935363218930.85载货汽车1429

23、25014290.85公交车9822140.85牵引汽车5362500.65注：在现代汽车设计中，由于材料及加工工艺等制造质量的提高，计算所得的值允许高出表中数据20%25%。本设计范例：对螺旋齿轮有：按发动机最大转矩计算有：=42mm;11794.7N/mm，满足设计要求；按最大附着力矩计算有：1565.4N/mm1.2,满足设计要求。2、轮齿弯曲强度：锥齿轮的计算弯曲应力（N/mm2）为：（2-17）式中：锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(MPa)；所计算齿轮的计算转矩(N.m)；从动齿轮按=min（）和计算，主动齿轮按和计算（一般由于从动齿轮受力较主动齿轮大，常只校核从动齿轮）；过载系数，一般取

24、1；尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当1.6mm时，=(25.4)。齿面载荷分配系数，跨置式结构：=1.01.1，悬臂式结构：=1.101.25；质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，=1.0；所计算的齿轮齿面宽(mm)；所讨论齿轮大端分度圆直径(mm)；所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取法见图10-图13。上述按或计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按或计算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa（破坏的循环次数次）。图10 弯曲计算用综合系数（平均压力角为19°的双曲面齿轮）图11 弯曲计算综合系数（平均压力角为22°30的

25、双曲面齿轮）图12 弯曲计算用综合系数（压力角为20°，轴交角为90°的螺旋锥齿轮）图13 弯曲计算用综合系数（压力角为22°30、轴交角为90°的螺旋锥齿轮）3、轮齿接触强度：锥齿轮轮齿的齿面接触应力为:  (2-18)式中:锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)；主动齿轮计算转矩（N/m）；主动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；取和的较小值(mm)，通常取从动齿轮的；尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0；齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质(如镀铜、磷化处理等)，对于制造精确的齿轮，取1.0；综合弹性系数，针对

26、钢齿轮取232.6Nmm；齿面接触强度的综合系数，取法见；、见式(2-17)的说明。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的，按计算的最大接触应力不应超过2800MPa，按计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa（破坏的循环次数次）。图14 接触强度计算用综合系数（平均压力角为19°的双曲面齿轮）图15 接触强度计算用综合系数（平均压力角为22°30的双曲面齿轮）图16 接触强度计算用综合系数（压力角为20°、轴交角为90的螺旋齿轮）4、齿轮尺寸的调整：如果上述计算所得到的弯曲应力和接触应力超过了他们许用应力，则应加大齿轮尺寸，使其计算的应力在许用应力的范围内。加大后的

27、齿轮尺寸，可以近似地按照以下两式求得。按弯曲强度： （2-19）按接触强度： （2-20）5、锥齿轮的材料及热处理：汽车主减速器锥齿轮的工作条件非常恶劣，与传动系其它齿轮相比较，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。它是传动系中的薄弱环节。锥齿轮材料及热处理应满足如下要求：1）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性；2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断；3）锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制；4）选择合金材料时，尽量

28、少用我国矿藏量少的元素的合金钢（如镍、铬等），而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢；汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l 6SiMn2WMoV等，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数8时为2945HRC，当端面模数8时为3245HRC。对渗碳层有如下规定：当端面模数5时，厚度为0.91.3mm          =58时，厚度为1.01.4m

29、m          8时，厚度为1.21.6mm为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为0.0050.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。渗硫后摩擦因数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死和胶合。2.6 主减速器轴承的计算(略)本设计范例：在进行轴承计算前可先进行主动齿轮轴的计算，在进行轴承的选型和强度验算：图18 主

30、动齿轮轴简图由轴受到的扭转应力=300MP，可得：24.25mm，选取花键轴基本参数为8×26mm×31mm×7mm（），花键长度63mm。验算花键挤压强度：49MP，满足小于50100MP的要求。调整为28mm。主动齿轮轴承选择：考虑到拆装方便，应使，选则轴承B的型号为32007X(=35mm)，轴承A的型号为320/32X（=32mm）。（轴承验算略）其他部分（差速器、半轴、驱动桥壳等）的设计计算参见过学迅主编的汽车设计。主减速器的设计 42.1 主减速器的结构型式的选择 4 主减速器的减速型式 42.1.2 主减速器齿轮的类型的选择 52.1.3 主减速器主

31、动锥齿轮的支承形式 72.1.4 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法 82.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 92.2.1 主减速器计算载荷的确定 92.2.2 主减速器基本参数的选择 112.2.3 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 2.2.4 主减速器双曲面齿轮的强度计算 222.2.5 主减速器齿轮的材料及热处理 272.3 主减速器轴承的选择 282.3.1 计算转矩的确定 282.3.2 齿宽中点处的圆周力 282.3.3 双曲面齿轮所受的轴向力和径向力2.3.4 主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择第3章 差速器设计 353.1 差速器结构形式的选择 353.2 对称式圆锥行

32、星齿轮差速器的差速原理3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 383.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 383.4.1 差速器齿轮的基本参数的选择 383.4.2 差速器齿轮的几何计算 403.4.3 差速器齿轮的强度计算 42第4章 驱动半轴的设计 444.1 半轴结构形式的选择 444.2 全浮式半轴计算载荷的确定 454.3 全浮式半轴的杆部直径的初选 464.4 全浮式半轴的强度计算 474.5 半轴花键的计算 474.5.1 花键尺寸参数的计算 474.5.2 花键的校核 50 主减速器齿轮的材料及热处理汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿板弯曲折断、齿面疲劳点蚀(剥落)、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：（1）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳