汽车主减速器设计说明书

1、本科毕业设计（论文）PAGE PAGE 33摘 要汽车主减减速器是是汽车传传动中的的最重要要的部件件之一。它能够够将万向向传动装装置产来来的发动动机转矩矩传给驱驱动车轮轮，以实实现降速速增扭。本次设计计的是有有关十米高高一级客客车后桥桥主减速速器设计计总成。并要使使其具有有通过性性。本次次设计的的内容包包括有：方案选选择，结结构的优优化与改改进。齿齿轮与齿齿轮轴的的设计与与校核，以及轴轴承的选选用与校校核。并并且在设设计过程程中，描描述了主主减速器器的组成成和差速速器的差差速原理理和差速速过程。方案确定定主要依依据原始始设计参参数，对对比同类类型的减减速器及及差速器器，确定定此轮的的传动比比，

2、并对对其中重重要的齿齿轮进行行齿面接接触和齿齿轮弯曲曲疲劳强强度的校校核。而而对轴的的设计过过程中着着重齿轮轮的布置置，并对对其受最最大载荷荷的危险险截面进进行强度度校核，轴承的的选用力力求结构构简单且且满足要要求。主减速器器及差速速器对提提高汽车车行驶平平稳性和和其通过过性有着着独特的的作用，是汽车车设计的的重点之之一。关键词：主减速速器；差差速器；转速；行星齿齿轮；传传动比AbsttracctAutoomobbil redducttionn fiinall drrivee iss onne oof tthe besst iimpoossiiblee paartss inn auutommo

3、biile geaarinng. It cann chhangg sppeedd annd ddrivvingg tuuistt wiithiin aa biig sscoppe .The proobleem oof tthiss deesiggn iis tten metterss paassaagerr caar rreduuctiion finnal uniit ,it s prooperrly in commmonn usse . Thhe ddesiign of schhemee, tthe bettterr deesiggn aand impprovvemeent of strru

4、ctturee ,tthe dessignn annd ccaliibraatioon oof ggearr annd ggearr shhifttes , aand thee seelecct oof bbearringgs , annd aalsoo thhe ddesiign expplaiin tthe connstrructtionn off diiffeerenntiaal aactiion .The tinng oof tthe schhemee deesieermeent maiin ddesiide. Thhe ddrivve rratiio oof ggearr , acc

5、corddingg too orrginnal dessignn paarammeteer aand connstrrasttingg thhe ssamee tyype redducttionn fiinall drrivee anng ddifffereentiial asssay . IIt rreallizee pllaneet ggearr inn thhe ddesiign of strructturee . It putt too usse aalteerattionn beetteer ggearrs ttrannsmiissiion in thee deesiggn oof

6、ggearr , andd coompaare thee rooot conntacct ttireed sstreengtth oof ssomee immporrtannt ggearrs aand thee faace twiirl tirred strrenggth . IIt eerapphaiize payy atttenntioon tto tthe plaace of geaars. Coompaare thee sttrenngthh off thhe bbigggestt looad danngraaes secctioon. It reqquirre sstruuctuu

7、re simmplee annd aaccoord witth ddemaand in sellectt off beeariingss .Key worrds : RReduuctiion finnal , DDifffereentiial , RRotaatioonall sppeedd ,PPlanntett geear , DDrivve rratiio 目 录TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc293927233 摘要 PAGEREF _Toc293927233 h I HYPERLINK l _Toc293927234 Absttracct PAGERE

8、F _Toc293927234 h III HYPERLINK l _Toc293927235 目录 PAGEREF _Toc293927235 h IIII HYPERLINK l _Toc293927236 第1章绪绪论 PAGEREF _Toc293927236 h 1 HYPERLINK l _Toc293927237 第2章主主减速器器的结构构形式 PAGEREF _Toc293927237 h 22 HYPERLINK l _Toc293927238 2.1主主减速器器的齿轮轮类型 PAGEREF _Toc293927238 h 22 HYPERLINK l _Toc2939272

9、39 2.2主主减速器器的减速速形式 PAGEREF _Toc293927239 h 22 HYPERLINK l _Toc293927240 2.3主主减速器器主、从从动锥齿齿轮的支支承方案案 PAGEREF _Toc293927240 h 2 HYPERLINK l _Toc293927241 2.3.1主动动锥齿轮轮的支承承 PAGEREF _Toc293927241 h 2 HYPERLINK l _Toc293927242 2.3.2从动动锥齿轮轮的支承承 PAGEREF _Toc293927242 h 3 HYPERLINK l _Toc293927243 2.3.3主减减速器的的

10、轴承预预紧及齿齿轮啮合合调整 PAGEREF _Toc293927243 h 44 HYPERLINK l _Toc293927244 第3章主主减速器器基本参参数选择择与计算算载荷的的确定 PAGEREF _Toc293927244 h 55 HYPERLINK l _Toc293927245 3.1主主减速器器齿轮计计算载荷荷的确定定 PAGEREF _Toc293927245 h 5 HYPERLINK l _Toc293927246 3.1.1按发发动机最最大转矩矩和最大大抵挡传传动比确确定从动动锥齿轮轮的计算算转矩TTce PAGEREF _Toc293927246 h 55 HYP

11、ERLINK l _Toc293927247 3.1.2按驱驱动轮打打滑转矩矩确定从从动锥齿齿轮的计计算转矩矩 PAGEREF _Toc293927247 h 6 HYPERLINK l _Toc293927248 3.1.3按汽汽车日常常行驶平平均转矩矩确定从从动锥齿齿轮的计计算转矩矩 PAGEREF _Toc293927248 h 6 HYPERLINK l _Toc293927249 3.2锥锥齿轮主主要参数数的选择择 PAGEREF _Toc293927249 h 6 HYPERLINK l _Toc293927250 3.2.1主、从动锥锥齿轮齿齿数Z1和Z2 PAGEREF _To

12、c293927250 h 7 HYPERLINK l _Toc293927251 3.2.2从动动锥齿轮轮大端分分度圆直直径D2和端面面模数mms PAGEREF _Toc293927251 h 7 HYPERLINK l _Toc293927252 3.2.3主、从动锥锥齿轮齿齿面宽bb1和b2 PAGEREF _Toc293927252 h 8 HYPERLINK l _Toc293927253 3.2.4双曲曲面齿轮轮副偏移移距E PAGEREF _Toc293927253 h 8 HYPERLINK l _Toc293927254 3.2.5中点点螺旋角角 PAGEREF _Toc29

13、3927254 h 9 HYPERLINK l _Toc293927255 3.2.6螺旋旋方向 PAGEREF _Toc293927255 h 99 HYPERLINK l _Toc293927256 3.2.7法向向压力角角 PAGEREF _Toc293927256 h 10 HYPERLINK l _Toc293927257 第4章主主减速器器锥齿轮轮的几何何尺寸计计算 PAGEREF _Toc293927257 h 111 HYPERLINK l _Toc293927258 4.1锥锥齿轮轮轮齿形状状的选择择 PAGEREF _Toc293927258 h 11 HYPERLINK

14、l _Toc293927259 4.2锥锥齿轮的的几何尺尺寸计算算 PAGEREF _Toc293927259 h 11 HYPERLINK l _Toc293927260 第5章主主减速器器锥齿轮轮的强度度计算 PAGEREF _Toc293927260 h 114 HYPERLINK l _Toc293927261 5.1单单位齿长长圆周力力 PAGEREF _Toc293927261 h 14 HYPERLINK l _Toc293927262 5.2轮轮齿弯曲曲强度 PAGEREF _Toc293927262 h 115 HYPERLINK l _Toc293927263 5.3轮轮齿

15、接触触强度 PAGEREF _Toc293927263 h 116 HYPERLINK l _Toc293927264 第6章主主减速器器锥齿轮轮轴承的的载荷计计算 PAGEREF _Toc293927264 h 188 HYPERLINK l _Toc293927265 6.1锥锥齿轮齿齿面上的的作用力力 PAGEREF _Toc293927265 h 18 HYPERLINK l _Toc293927266 6.1.1齿宽宽中点处处的圆周周力 PAGEREF _Toc293927266 h 188 HYPERLINK l _Toc293927267 6.1.2锥齿齿轮的轴轴向力和和径向力力

16、 PAGEREF _Toc293927267 h 18 HYPERLINK l _Toc293927268 6.2锥锥齿轮轴轴承的载载荷计算算 PAGEREF _Toc293927268 h 19 HYPERLINK l _Toc293927269 6.3锥锥齿轮轴轴承的寿寿命计算算 PAGEREF _Toc293927269 h 20 HYPERLINK l _Toc293927270 6.3.1 AA轴承的的寿命计计算 PAGEREF _Toc293927270 h 200 HYPERLINK l _Toc293927271 6.3.2 BB轴承的的寿命计计算 PAGEREF _Toc29

17、3927271 h 211 HYPERLINK l _Toc293927272 6.3.3 CC、D轴承的的寿命计计算 PAGEREF _Toc293927272 h 211 HYPERLINK l _Toc293927273 第7章齿齿轮材料料 PAGEREF _Toc293927273 h 22 HYPERLINK l _Toc293927274 第8章对对称式圆圆锥行星星齿轮差差速器设设计 PAGEREF _Toc293927274 h 233 HYPERLINK l _Toc293927275 8.1差差速器齿齿轮主要要参数选选择 PAGEREF _Toc293927275 h 233

18、 HYPERLINK l _Toc293927276 8.1.1行星星齿轮数数n PAGEREF _Toc293927276 h 23 HYPERLINK l _Toc293927277 8.1.2行星星齿轮球球面半径径Rb PAGEREF _Toc293927277 h 23 HYPERLINK l _Toc293927278 8.1.3行星星齿轮和和半轴齿齿轮齿数数Z1和Z2 PAGEREF _Toc293927278 h 23 HYPERLINK l _Toc293927279 8.1.4行星星齿轮和和半轴齿齿轮节锥锥角、模模数及半半轴齿轮轮节圆直直径的初初步确定定 PAGEREF _T

19、oc293927279 h 24 HYPERLINK l _Toc293927280 8.1.5压力力角 PAGEREF _Toc293927280 h 24 HYPERLINK l _Toc293927281 8.1.6行星星齿轮轴轴直径dd及支承承长度LL PAGEREF _Toc293927281 h 24 HYPERLINK l _Toc293927282 8.2差差速器轮轮齿的几几何计算算 PAGEREF _Toc293927282 h 25 HYPERLINK l _Toc293927283 8.3差差速器齿齿轮强度度计算 PAGEREF _Toc293927283 h 226 H

20、YPERLINK l _Toc293927284 第9章驱驱动桥半半轴设计计 PAGEREF _Toc293927284 h 27 HYPERLINK l _Toc293927285 9.1全全浮式半半轴计算算 PAGEREF _Toc293927285 h 27 HYPERLINK l _Toc293927286 9.2半半轴的结结构设计计 PAGEREF _Toc293927286 h 27 HYPERLINK l _Toc293927287 9.2.1全浮浮式半轴轴杆部直直径设计计 PAGEREF _Toc293927287 h 27 HYPERLINK l _Toc293927288

21、9.2.2半轴轴杆部设设计其他他要求 PAGEREF _Toc293927288 h 228 HYPERLINK l _Toc293927289 9.3半半轴的强强度校核核 PAGEREF _Toc293927289 h 28 HYPERLINK l _Toc293927290 9.3.1半轴轴的扭转转应力 PAGEREF _Toc293927290 h 228 HYPERLINK l _Toc293927291 9.3.2半轴轴花键的的剪切应应力 PAGEREF _Toc293927291 h 288 HYPERLINK l _Toc293927292 9.3.3半轴轴花键的的挤压应应力 P

22、AGEREF _Toc293927292 h 299 HYPERLINK l _Toc293927293 结论 PAGEREF _Toc293927293 h 300 HYPERLINK l _Toc293927294 致谢 PAGEREF _Toc293927294 h 311 HYPERLINK l _Toc293927295 参考文献献 PAGEREF _Toc293927295 h 32 本科毕业设计（论文）第1章 绪论驱动桥处处于动力力传动系系的末端端，其基基本功能能是增大大由传动动轴或变变速器传传来的转转矩，并并将动力力合理的的分配给给左、右右驱动轮轮，另外外还承受受作用于于路面和

23、和车架或或车身之之间的垂垂直立、纵向力力和横向向力。驱驱动桥一一般由主主减速器器、差速速器、车车轮传动动装置和和驱动桥桥壳。汽车的主主减速器器是汽车车传动系系是汽车车传动戏戏中的重重要部件件之一，它能够够将传动动装置的的扭矩传传给驱动动车轮，事先降降速以增增大扭矩矩。本次设计计的是主主减速器器总成。并要使使其有一一定的通通过性。本次设设计的内内容包括括有：方方案选择择，结构构的优化化设计与与改进，齿轮与与齿轮州州的设计计与校核核，而且且在设计计过程中中，描绘绘了主减减速器与与差速器器的组成成以及差差速器的的原理和和差速过过程。方案的确确定主要要依据的的是原始始设计数数据如齿齿轮的传传动比，对比

24、同同类型的的减速器器及差速速器做设设计；结结构设计计中采用用行星齿齿轮和移移位锥齿齿轮传动动，并对对其中的的重要齿齿轮进行行齿面接接触和疲疲劳强度度的校核核；而轴轴的设计计中着重重与齿轮轮的布置置。并对对其中最最大载荷荷的危险险截面进进行了强强度的校校核。轴轴承的选选用力求求结构简简单且满满足要求求。驱动桥是是汽车最最重要的的系统之之一，是是为汽车车传输和和分配动动力所设设计的。通过本本课题设设计，使使我们对所所学过的的基础理理论和专专业知识识进行一一次全面面的，系统统的回顾顾和总结结，提高高我们独独立思考考能力和和团结协协作的工工作作风风。为减小驱驱动轮的的外廓尺尺寸,目前主主减速器器中基本

25、本不用直直齿圆锥锥齿轮。实践和和理论分分析证明明，螺旋旋锥齿轮轮不发生生根切的的最小齿齿数比直直齿齿轮轮的最小小齿数少少。显然然采用螺螺旋锥齿齿轮在同同样传动动比下，主减速速器的结结构就比比较紧凑凑。此外外，它还还具有运运转平稳稳、噪声声较小等等优点。因而在在汽车上上曾获得得广泛的的应用。近年来来，双曲曲面齿轮轮在广泛泛应用到到轿车的的基础上上，愈来来愈多的的在轻、中型、重型货货车上得得到采用用。汽车在行行驶过程程中的使使用条件件是千变变万化的的。为了了扩大汽汽车对这这些不同同使用条条件的适适应范围围，在某某些中型型车辆上上有时将将主减速速器做成成双速的的，它既既可以得得到大的的主减速速比又可

26、可得到所所谓多档档高速，以提高高汽车在在不同使使用条件件下的动动力性和和燃料经经济性。第2章 主减减速器的的结构形形式2.1主主减速器器的齿轮轮类型主减速器器的齿轮轮有弧齿齿锥齿轮轮、双曲曲面齿轮轮、圆柱柱齿轮和和蜗轮蜗蜗杆等形形式。根根据设计计要求采采用准双双曲面齿齿轮传动动。2.2主主减速器器的减速速形式主减根据据减速形形式特点点不同，主减速速器分类类为单级级主减速速器、双双级主减减速器、双速主主减速器器、贯通通式主减减速器和和单、双双级减速速配轮边边减速器器。由于单级级主减速速器具有有结构简简单、质质量小、尺寸紧紧凑、制制造成本本低等优优点，因因而广泛泛应用于于主传动动比i007的汽车车

27、上。本本设计要要求的主主减速器器的传动动比为55.5771:1小于7，故采采用单级级主减速速器。2.3主主减速器器主、从从动锥齿齿轮的支支承方案案主减速器器必须保保证主、从齿轮轮有良好好的啮合合状况，才能使使它们很很好的工工作。齿齿轮的正正确啮合合，除与与齿轮的的加工质质量、齿齿轮的装装配调整整及轴承承、主减减速器壳壳体的刚刚度有关关以外，还与齿齿轮的支支承刚度度有关。2.3.1主动动锥齿轮轮的支承承主动锥齿齿轮的支支承形式式可分为为悬臂式式支承和和跨置式式支承两两种。本本设计中中的客车车最大质质量为1145000Kgg2吨，应应该采用用跨置式式支承。因为在在所传递递较大的的转矩的的情况下下悬

28、臂式式支承难难以满足足刚度的的要求。 （a）悬臂式式支承 （bb）跨置置式支承承图1 主主减速器器锥齿轮轮的支承承形式跨置式支支承中的的导向轴轴承都采采用圆柱柱滚子轴轴承，并并且其内内外圈可可以分离离，以利利于拆装装。圆锥锥滚子轴轴承采用用背对背背反装，并且尽尽可能减减小良轴轴承间的的距离，增大支支承轴径径，适当当提高轴轴承的配配合紧度度。2.3.2从动动锥齿轮轮的支承承从动锥齿齿轮的支支承刚度度与轴承承的形式式、支承承间的距距离及载载荷在轴轴承之间间的分布布比例有有关。从从动锥齿齿轮多用用圆锥滚滚子轴承承支承。为了增增加支承承刚度，两轴承承的圆锥锥滚子大大端应向向内，以以减小尺尺寸c+d。为

29、为了使从从动锥齿齿轮背面面的差速速器壳处处有足够够的位置置设置加加强筋，以增强强支承稳稳定性，c+dd应不小小于从动动锥齿轮轮大端分分度圆直直径的770%。为了使使载荷能能均匀分分配在两两轴承上上，应尽尽量使尺尺寸c等等于或大大于尺寸寸d。图2 从从动锥齿齿轮的支支承方式式在具有大大主动传传动比和和径向尺尺寸较大大的从动动锥齿轮轮的主减减速器中中，为了了限制从从动锥齿齿轮因受受轴向力力作用而而产生偏偏移，在在从动锥锥齿轮的的外缘背背面加设设辅助支支承。辅辅助支承承与从动动锥齿轮轮背面之之间的间间隙，应应保证当当偏移量量达到允允许极限限，即与与从动锥锥齿轮背背面接触触时，能能够制止止从动锥锥齿轮

30、继继续偏移移。主、从动齿齿轮在载载荷作用用下的偏偏移量许许用极限限值，如如下图所所示。支支撑面与与从动锥锥齿轮背背面间的的安装间间隙应不不大于00.255mm。图3在载载荷作用用下主减减速器齿齿轮的容容许极限限便移量量 中中型和重重型汽车车主减速速器从动动锥齿轮轮多采用用有幅式式结构并并有螺栓栓或者铆铆钉与差差速器壳壳突缘连连结。2.3.3主减减速器的的轴承预预紧及齿齿轮啮合合调整通常汽车车以高档档行驶时时，发动动机的平平均使用用转矩大大约不超超过其最最大转矩矩的700%。因因此主减减速器轴轴承的预预紧值可可取为发发动机最最大转矩矩时换算算所得轴轴向力的的30%。轴承预预紧力的的大小可可以用轴

31、轴承的摩摩擦力矩矩来检验验，其值值通常为为1至4N.mm。大型型、重型型车取大大值。在在此取33N.mm。主动动锥齿轮轮预紧度度的调整整，可通通过精选选两轴承承内圈内内的套筒筒长度、调整垫垫圈厚度度、轴承承与轴肩肩之间的的调整垫垫片等方方法进行行。因主主动锥齿齿轮采用用跨置式式支承，故调整整垫圈厚厚度较合合适。在在调整轴轴承预紧紧度之后后，还应应进行主主减速器器齿轮的的啮合调调整。因因齿面接接触区和和齿侧间间隙的正正确调整整是保证证齿轮正正确啮合合、运转转平稳、延长齿齿轮寿命命的重要要条件。第3章 主减减速器基基本参数数选择与与计算载载荷的确确定3.1主主减速器器齿轮计计算载荷荷的确定定 在在

32、设计中中采用格格里森制制齿轮计计算载荷荷的三种种确定方方法。3.1.1按发发动机最最大转矩矩和最大大抵挡传传动比确确定从动动锥齿轮轮的计算算转矩TTce (3.1)式中：ffi性性能系数数，当16 取=0；猛接接离合器器所产生生的动载载系数，性能系系数=00的汽车车，Kd=1；i变变速器一一档传动动比为66.3333； 主减减速器传传动比为为5.5571；发动动机到万万向传动动轴之间间的传动动效率为为0.99；k液液力变矩矩器系数数，本设设计中为为手动变变速器，故k=1；n计计算驱动动桥数， n=1；计算得：=2882600.200N.mm3.1.2 按按驱动轮轮打滑转转矩确定定从动锥锥齿轮的

33、的计算转转矩 （3.2）式中：汽车车在满载载状态下下一个驱驱动桥上上的静载载荷，本本设计中中后桥为为驱动桥桥，=9950009.8=9931000N ；汽车车最大加加速度时时的后轴轴负荷转转移系数数，取1.11；轮胎胎与路面面的附着着系数，对于安安装一般般轮胎的的公路用用汽车，在良好好的混凝凝土或沥沥青路上上，取0.885；车轮轮滚动半半径，轮轮胎规格格为111R222.5，=0.4933m； 计算算得：=415573.59NN.m3.1.3按汽汽车日常常行驶平平均转矩矩确定从从动锥齿齿轮的计计算转矩矩（3.33）当计算锥锥齿轮最最大应力力时，计计算转矩矩应取前前两种的的较小值值，即=miin

34、,=Tce=2282660.220N.m当计算锥锥齿轮疲疲劳寿命命时，取取主动锥齿齿轮的计计算转矩矩为=556366.377N.mm为主、从从动锥齿齿轮间的的传动效效率，计计算时对对于双曲曲面齿轮轮副，当当6时时，取990%；3.2锥锥齿轮主主要参数数的选择择主减速器器锥齿轮轮的主要要参数有有主、从从动锥齿齿轮齿数数Z1和Z2、从动锥锥齿轮大大端分度度圆直径径D2和端面面模数mms、主、从从动锥齿齿轮齿面面宽b11和b2、双曲曲面齿轮轮副的偏偏移距EE、中点点螺旋角角、法向向压力角角等。3.2.1主、从动锥锥齿轮齿齿数Z11和Z2选择主、从动锥锥齿轮齿齿数时应应考虑如如下因素素：为了磨合合均匀

35、，Z1和Z2之间应应避免有有公约数数。为了得到到理想的的齿面重重合度和和高的轮轮齿弯曲曲强度，主、从从动齿轮轮和应不不少于440 。为了啮合合平稳、噪声小小和具有有高的疲疲劳强度度，对于于商用车车，Z11一般不不小于66 。主传动比比i0较大时时，Z11尽量取取得少些些，以便便得到满满意的离离地间隙隙。对于不同同的主传传动比，Z1和Z2应有适适宜的搭搭配。对于双曲曲齿轮单单级贯通通式主减减速器来来说，通通常主动动齿轮的的最小齿齿数为88。 根据上上述，取取Z1=8，Z2=iZZ1=44.5688，Z2取45。3.2.2从动动锥齿轮轮大端分分度圆直直径D2和端面面模数mms对于单级级主减速速器，

36、增增大尺寸寸D2会影响响驱动驱驱动桥壳壳高度尺尺寸和离离地间隙隙，减小小D2影响到到跨置式式主动齿齿轮的前前支承座座得安装装空间和和差速器器的安装装。D2可根根据经验验公式初初选，即即 D2= （3.4）式中：DD2从从动齿轮轮大端分分度圆直直径（mmm）；直径径系数，一般为为13.0115.33 ；从动动锥齿轮轮的计算算转矩（N.mm）,=miin,。计算得DD2=4266.444mm。ms由下下式计算算，即 =111 （3.5） 同时，ms还应满满足 （33.6）式中mss模模数系数数，取00.30.44计算得mms取值范范围为99.144122.188，ms=9.48符符合要求求。3.2

37、.3主、从动锥锥齿轮齿齿面宽bb1和b2锥齿轮齿齿面过宽宽并不能能增大齿齿轮的强强度和寿寿命，反反而会导导致因锥锥齿轮轮轮齿小端端齿沟变变窄引起起的切削削刀头顶顶面宽过过窄及刀刀尖圆角角过小。这样，不但减减小了齿齿根圆角角半径，加大了了应力集集中，还还降低了了刀具的的使用寿寿命。此此外，安安装时有有位置偏偏差或由由于制造造、热处处理变形形等原因因，使齿齿轮工作作时载荷荷集中于于轮齿小小端，会会引起轮轮齿小端端过早损损坏和疲疲劳损伤伤。另外外，齿面面过宽也也会引起起装配空空间减小小。但是是齿面过过窄，轮轮齿表面面的耐磨磨性会降降低。 对于从从动锥齿齿轮齿面面宽b2，推荐荐不大于于其节锥锥距A22

38、的0.33倍，即即b20.3 AA2=655.400mm，而且bb2应满足足b2100ms=944.8mmm，一一般也推推荐b2=0.1555 D22。 因此bb2=0.1555 D22=0.15554226.444666mmmb1=1.1b22=722.066mm3.2.4双曲曲面齿轮轮副偏移移距EE值过大大将使齿齿面纵向向滑动过过大，从从而引起起齿面早早期磨损损和擦伤伤；E值值过小，则不能能发挥双双曲面齿齿轮传动动的特点点。一般般对于总总质量较较大的商商用车，E(0.100.112) D242.644451.7288mm,且E20% A22=433.600mm。另外，主传动动比越大大，则E

39、E也应越越大，但但应保证证齿轮不不发生根根切。在在本设计计中E=45mmm 。双曲面齿齿轮的偏偏移可分分为上偏偏移和小小偏移两两种。由由从动齿齿轮的锥锥顶向其其齿面看看去，并并使主动动齿轮处处于右侧侧，如果果主动齿齿轮在从从动齿轮轮中心线线的上方方，则为为上偏移移；在从从动齿轮轮中心线线下方，则为下下偏移。如果主主动齿轮轮处于左左侧，则则情况相相反。本本设计中中采用如如图所示示的方案案，主动动锥齿轮轮相对从从动锥齿齿轮呈下下偏移布布置。图4 双双曲面齿齿轮的偏偏移3.2.5中点点螺旋角角螺旋角沿沿齿宽是是变化的的，轮齿齿大端的的螺旋角角最大，轮齿小小端的螺螺旋角最最小。且且双曲面面齿轮副副的中

40、点点螺旋角角是不相相等的。选择时时，应考考虑它对对齿面重重合度F、轮齿齿强度和和轴向力力大小的的影响。越大，则F也越大大，同时时啮合的的齿数越越多，传传动就越越平稳，噪声越越低，而而且轮齿齿的强度度越高。一般F应不小小于1.25，在1.522.0时时效果最最好。但但是过大，会导致致轴向力力增大。汽车主减减速器双双曲面齿齿轮副的的平均螺螺旋角一一般为335400。商用用车选用用较小的的值以防防止轴向向力过大大，通常常取355。“格里森森”制齿轮轮推荐用用下式预预选主动动齿轮螺螺旋角的的名义值值： （3.7）式中：主动动齿轮名名义（中中点）螺螺旋角的的预选值值；、主主、从动动齿轮齿齿数；从动动齿轮

41、的的分度圆圆直径；E双双曲面齿齿轮副的的偏移距距。对于双曲曲面齿轮轮，所得得螺旋角角名义值值还需按按照选用用的标准准刀号进进行反算算，最终终得到的的螺旋角角名义值值与预选选值之差差不超过过5。3.2.6螺旋旋方向从锥齿轮轮锥顶看看，齿形形从中心心线上半半部向左左倾斜为为左旋，向右倾倾斜为右右旋。主主、从动动锥齿轮轮的螺旋旋方向是是相反的的。螺旋旋方向与与锥齿轮轮的旋转转方向影影响其所所受轴向向力的方方向，判判断轴向向力方向向时，可可以用手手势法则则，左旋旋齿轮的的轴向力力的方向向用左手手法则判判断，右右旋齿轮轮用右手手法则判判断；判判断时四四指握起起的旋向向与齿轮轮旋转方方向相同同，其拇拇指所

42、指指方向则则为轴向向力的方方向如图图7所示示。当变变速器挂挂前进挡挡时，应应使主动动齿轮的的轴向力力离开锥锥顶方向向，这样样可使主主、从动动齿轮有有分离趋趋势，防防止轮齿齿卡死而而损坏。考虑到汽汽车发动动机为顺顺时针旋旋转，采采用图a中的布布置：主主动齿轮轮左旋，从动齿齿轮右旋旋。主动动锥齿轮轮从背面面看为顺顺时针旋旋转，从从动锥齿齿轮从背背面看为为逆时针针旋转。图5 双双曲面齿齿轮的偏偏移和螺螺旋方向向图6 螺螺旋方向向与轴向向力3.2.7法向向压力角角法向压力力角大一一些可以以增加轮轮齿强度度，减少少齿轮不不发生根根切的最最少齿数数。但对对于小尺尺寸的齿齿轮，压压力角大大易使齿齿顶变尖尖宽

43、度过过小，并并使齿轮轮端面重重合度下下降。因因此，对对于小负负荷工作作的齿轮轮，一般般采用小小压力角角，可使使齿轮运运转平稳稳，噪声声低。对对于双曲曲面齿轮轮，从动动齿轮轮轮齿两侧侧的压力力角是相相同的，但主动动齿轮轮轮齿两侧侧的压力力角是不不等的。选取平平均压力力角时，商用车车为200或2230，在此此取=2230。第4章 主减减速器锥锥齿轮的的几何尺尺寸计算算4.1锥锥齿轮轮轮齿形状状的选择择这里提出出三种轮轮齿形状状，即双双重收缩缩齿、标标准收缩缩齿和倾倾根锥母母线收缩缩齿。根根据汽汽车设计计中表表9-112中公公式（889）知知：2=344.94451338 ,2=2333.77864

44、407,TR=0.18998211为正数数，采用用倾根锥锥母线收收缩齿。 （a）标准收收缩齿 （b）双重收收缩齿图6 标标准收缩缩齿与双双重收缩缩齿4.2锥锥齿轮的的几何尺尺寸计算算根据汽汽车设计计中表表9-112给出出的圆弧弧齿双曲曲面齿轮轮的几何何尺寸计计算步骤骤。计算得锥锥齿轮的的几何尺尺寸如下下：小齿轮齿齿数Z1=8；大大齿轮齿齿数 ZZ2=455 ；大齿轮齿齿面宽dd=20.1155DD2=666mm ；小齿轮轴轴线偏移移距E=（0.1100.112）D2=455mm ； 大齿轮大大端分度度圆直径径D2=4226.444mmm ；刀盘名义义半径rrd=2666.7700(根据表表9-

45、44选择) ；大齿轮在在齿面宽宽中点处处的分度度圆半径径Rm2=1180.94661mmm ；小齿轮在在吃面宽宽中点处处的分度度圆半径径Rm1=339.441099mm ；小齿轮节节锥角1=111400599 ； 小齿轮中中点螺旋旋角1=466211 119；大齿轮中中点螺旋旋角2=322188288； 大齿轮节节锥角2=777588522； 大齿轮节节锥顶点点到小齿齿轮轴线线的距离离=-00.82252mmm ；在节面内内大齿轮轮齿面宽宽中点锥锥距Am=1884.999755mm ；大齿轮节节锥距AA0=2117.999411mm ； 大齿轮在在齿面宽宽中点处处得齿顶顶高hm2=11.888

46、62mmm ,齿根高高hm22=122.62247mmm ；倾根锥母母线收缩缩齿的大大齿轮齿齿顶角2T=0.882；倾根锥母母线收缩缩齿的大大齿轮齿齿根角2T=44.666；大齿轮的的齿顶高高h2=22.35597mmm ； 大齿轮齿齿根高hh2=115.330733mm ；径向间隙隙C=11.93362mmm ；大齿轮的的齿全高高h=117.6667mmm ； 大齿轮齿齿工作高高hg=155.73308mmm ；大齿轮的的面锥角角02=778448113； 大齿轮的的根锥角角R2=773220112；大齿轮外外圆直径径d02=4427.42226mmm ；大齿轮外外缘至小小齿轮轴轴线的距距离

47、X02=443.991055mm ；大齿轮面面锥顶点点至小齿齿轮轴线线的距离离Z0=-11.60086mmm,（负号表表示该面面锥顶点点在大齿齿轮轮体体与小齿齿轮轴线线之间）；大齿轮根根锥顶点点至小齿齿轮轴线线的距离离ZR=1.69663mmm ,（正号表表示该根根锥顶点点越过小小齿轮轴轴线）；小齿轮的的面锥角角01=116111116 ；小齿轮面面锥顶点点至大齿齿轮轴线线的距离离G0=-11.96683mmm ，（负号号表示该该面锥顶顶点在小小齿轮轮轮体与大大齿轮轴轴线之间间） ；小齿轮外外缘至大大齿轮轴轴线的距距离BR=2008.669322mm ；小齿轮轮轮齿前缘缘至大齿齿轮轴线线的距离

48、离B1=1338.446833mm ；小齿轮的的外圆直直径d01=1120.72449mmm ；小齿轮根根锥顶点点至小齿齿轮轴线线的距离离=9.14334mmm ,（正号表表示该根根锥顶点点越过小小齿轮轴轴线）；小齿轮根根锥角R1=110552334 ；在节平面面内大齿齿轮内锥锥距Ai=1551.999411mm。第5章 主减减速器锥锥齿轮的的强度计计算在选好主主减速锥锥齿轮的的主要参参数后，可根据据所选择择的齿形形计算锥锥齿轮的的几何尺尺寸，而而后根据据所确定定的计算算载荷进进行强度度验算，以保证证锥齿轮轮有足够够的强度度和寿命命。轮齿损坏坏形式主主要有弯弯曲疲劳劳折断、过载折折断、齿齿面点

49、蚀蚀及剥落落、齿面面胶合、齿面磨磨损等。5.1单单位齿长长圆周力力主减速器器锥齿轮轮的表面面耐磨性性，常用用轮齿上上的单位位齿长圆圆周力来来估算，即 (5.1)式中，pp为轮齿齿上的单单位齿长长圆周力力（N/mm）；F为作用用在轮齿齿上的圆圆周力（N）；b2为从动动齿轮的的齿面宽宽（mmm），b2=811.033mm 。 按发发动机最最大转矩矩计算 （5.2）式中：TTemaax 发动动机最大大转矩（N.mm），Temaax=8890NN.m ；ig变速器器传动比比，常取取一档进进行计算算，分别别为6.3333；D1主动锥锥齿轮中中点分度度圆直径径，D1=399.41109mmm ；计算得：一

50、档时时p=111644.355N.mm 1.66mm , kks=(mms/255.4)0.225=00.78816 ； Kmm齿齿面载荷荷分配系系数，跨跨置式结结构 ：km=1.011.1 , kkm取1； Kv质量量系数，当轮齿齿接触良良好，齿齿距及径径向跳动动精度高高时,kkv=1.0 ；b所所计算齿齿轮的齿齿面宽（mm），b1=722.6mmm , b22=666mm ；D所所讨论齿齿轮的大大端分度度圆直径径（mmm）, D1=1220.002mmm ,DD2=4226.444mmm ；Jw所计算算齿轮的的轮齿弯弯曲,根根据图77， Jw11=0.28 ，Jww2=00.244计算得：

51、w1=6689.87MMPaw11 =7700MMPaw2=3800.944MPaa w22 =7700MMPa得出结论论：主、从动锥锥齿轮的的轮齿弯弯曲强度度均符合合强度要要求。图7弯曲曲计算用用综合系系数，用用于平均均压力角角为222300，E/dd2=0.10的的双曲面面齿轮5.3轮轮齿接触触强度锥齿轮轮轮齿的齿齿面接触触应力为为 (5.4)式中:锥齿齿轮轮齿齿的齿面面接触应应力(MMPa)；D1主动锥锥齿轮大大端分度度圆直径径（mmm）,D1=1220.002455mm ； b b1和b2中的较较小值（mm）,b=666mmm ；ks尺寸系系数，它它考虑了了齿轮尺尺寸对淬淬透性的的影响

52、，通常取取1.00 ；齿面面品质系系数，它它取决于于齿面的的表面粗粗糙度及及表面覆覆盖层的的性质(如镀铜铜、磷化化处理等等)，对于于制造精精确的齿齿轮，取取1.00 ；Cp综合弹弹性系数数，钢对对钢齿轮轮：cpp取2322.6NNmm ；ko,kkm,kv与式(5-114)的的相同 ；Jj齿面接接触强度度的综合合系数，Jj=0.18225根据据图8取值 。 计算得：=16657.46MMPa Lhh=228577h,故故A轴承满满足寿命命要求。6.3.2 BB轴承的的寿命计计算对于B轴轴承，在在此并不不是一个个轴承，而是一一对轴承承，对于于成对安安装的轴轴承组的的计算当当量载荷荷时径向向载荷系

53、系数X和和轴向载载荷系数数Y值按按双列轴轴承选用用，e值值与单列列轴承相相同。BB轴承为为圆锥滚滚子轴承承采用330000型13系列列，代号号为3113144，尺寸寸为7001550338225。313314轴轴承的基基本额定定动载荷荷Cr=1933KN，由于采采用成对对轴承Cr=1.77Cr=3300.033KN 。=1.990ee=0.4 则X=0.44，Y=1.66P2=XXFr22+YFFaz=00.415.58+1.66299.644=533.666KN根据公式式（9-53）计算得得Lh=36677.53hh LLh=228577h ，故B轴承满满足寿命命要求。6.3.3 CC、D轴

54、轴承的寿寿命计算算C、D轴轴承为3322118U，尺寸为为901600422.64034 ，额定定动载荷荷Cr=2622KN 。Fd3=7.66KKN Fdd4=6.557KNN ，Fd3+ Faac=117.999KNNFd4=66.577KN 轴有有向右移移动的趋趋势； CC、D轴承面面对面正正装，轴轴承D受压，轴承CC放松；C、D的的派生轴轴向力分分别Fa3=FFd3=77.666KN Fa4=FFd3+FFac=117.999KNN ； Fa33 Frr3 =00.34495e=00.422 p44=0.4Frr4+11.433Fa44=333.244KN 根据公式式（9-53）计算的

55、的C轴承Lh3=11876640.34hh LLh=228577h D轴轴承Lh4=44684402.22hh LLh=228577h故C、DD轴承都都满足寿寿命要求求。第7章 齿轮材材料驱动桥锥锥齿轮的的工作条条件是相相当恶劣劣的，与与传动系系其他齿齿轮相比比，具有有载荷大大、作用用时间长长、变化化多、有有冲击等等特点，是传动动系中的的薄弱环环节。锥锥齿轮材材料应满满足如下下要求：1)具有有高的弯弯曲疲劳劳强度和和表面接接触疲劳劳强度，齿面具具有高的的硬度以以保证有有高的耐耐磨性。2）轮齿齿心部应应有适当当的韧性性以适应应冲击载载荷，避避免在冲冲击载荷荷下齿根根折断。3）锻造造性能、可加工工

56、性及热热处理性性能良好好，热处处理后变变形小或或变形规规律易控控制。4）选择择合金材材料时，尽量少少用含镍镍、铬元元素的材材料，而而是选用用含锰、钒、硼硼、钛、钼、硅硅等元素素的合金金钢。汽车主减减速器锥锥齿轮目目前常用用渗碳合合金钢制制造，主主要有220CrrMnTTi、20MMnVBB、20MMn2TTiB、20CCrMnnMo、22CCrNiiMo和和l6SSiMnn2WMMoV等等，经过过渗碳、淬火、回火后后，轮齿齿表面硬硬度应达达到58864HHRC，而心部部硬度较较低，当当端面模模数8时为29945HHRC，当端面面模数8时为为3245HHRC。对渗碳碳层有如如下规定定：当端面模模

57、数55时，厚厚度为00.91.33mm=58时，厚厚度为11.01.44mm8时，厚厚度为11.21.66mm为改善新新齿轮的的磨合，防止其其在运行行初期出出现早期期的磨损损、擦伤伤、胶合合或咬死死，锥齿齿轮在热热处理及及精加工工后，作作厚度为为0.00050.0020mmm的磷磷化处理理或镀铜铜、镀锡锡处理。对齿面面进行应应力喷丸丸处理，可提高高25的齿轮轮寿命。对于滑滑动速度度高的齿齿轮可进进行渗硫硫处理，以提高高耐磨性性。渗硫硫后摩擦擦因数可可显著降降低，即即使润滑滑条件较较差，也也能防止止齿面擦擦伤、咬咬死和胶胶合。第8章 对称称式圆锥锥行星齿齿轮差速速器设计计8.1差差速器齿齿轮主要

58、要参数选选择8.1.1行星星齿轮数数n 行行星齿轮轮数n需需根据承承载情况况来选择择，在承承载不大大的情况况下n可取两两个，反反之应取取n=44。在本本设计中中n取4。.8.1.2行星星齿轮球球面半径径Rb行星齿轮轮球面半半径Rbb反映了了差速器器锥齿轮轮节锥距距的大小小和承载载能力，可根据据经验公公式来确确定 Rb=kb (88.1)式中：kkb行星星齿轮球球面半径径系数，kb=2.533.0，对于有有四个行行星齿轮轮的乘用用车和商商用车取取小值，kb=2.65 ； Td差速速器计算算转矩，Td= miin,= 2282660.220N.m ； 计计算得： RRb=kb=2.65=80.72

59、mmm 。行星齿轮轮节锥距距A0为 A00=（00.9880.99）Rb=79.50mmm (8.2)8.1.3行星星齿轮和和半轴齿齿轮齿数数Z1和Z2为了使轮轮齿有较较高的强强度，希希望取较较大的模模数，但但尺寸会会增大，于是又又要求行行星齿轮轮的齿轮轮Z1应取少少些，但但Z1一般不不少于110。半半轴齿轮轮齿数ZZ2在144255之间选选用。大大多数汽汽车的半半轴齿轮轮与行星星齿轮的的齿数比比Z1/ ZZ2在1.552.00范围内内。同时时为使四四个行星星齿轮能能同时与与两个半半轴齿轮轮啮合，两半轴轴齿轮的的齿数和和必须能能被行星星齿轮数数整除，否则差差速齿轮轮不能装装配。根据上述述要求：

60、Z1取11，取取Z2取22。8.1.4行星星齿轮和和半轴齿齿轮节锥锥角、模模数及半半轴齿轮轮节圆直直径的初初步确定定 行行星齿轮轮和半轴轴齿轮节节锥角1和2分别为为1=aarcttan(z1/z2) 2=arrctaan(zz2/z1) (88.3)计算得：1=266333544 2=6332665 。锥齿轮大大端的端端面模数数m为 m=ssin1=siin22 (8.4)计算得：m=66.466 。算出模数数后，齿齿轮大端端节圆直直径即可可由下式式求得：行星齿轮轮大端节节圆直径径：d1=mZZ1=1116.46=71.06mmm半轴齿轮轮大端节节圆直径径：d2=mZZ2=2226.46=14