汽车单级主减速器设计

汽 车 设 计

课程设计说明书 课题：乘用车主减速器设计

姓 名：

学 号：

专 业：车辆工程

班 级：

指导教师：

二 〇月

摘 要

汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器。

主减速器的存在有两个作用，第一是改变动力传输的方向，第二是作为变速器的延伸为各个档位提供一个共同的传动比。 变速器的输出是一个绕纵轴转动的力矩，而车轮必须绕车辆的横轴转动，这就需要有一个装置来改变动力的传输方向。之所以叫主减速器，就是因为不管变速器在什么档位上，这个装置的传动比都是总传动比的一个因子。有了这个传动比，可以有效的降低对变速器的减速能力的要求，这样设计的好处是可以有效减小变速器的尺寸，使车辆的总布置更加合理

汽车主减速器最主要的作用，就是减速增扭。我们知道发动机的输出功率是一定的，根据功率的计算公式W=M*v（功率=扭矩*速度），当通过主减速器将传动速度降下来以后，能获得比较高的输出扭矩，从而得到较大的驱动力。此外，汽车主减速器还有改变动力输出方向、实现左右车轮差速或中后桥的差速功能。 关键字：传动系；驱动轴；主减速器

Abstract

Normal driving of the car, the engine speed is usually around 2000 to 3000r/min, if such a high speed alone gearbox to reduce down, then the gearbox Gears gear than you need, and the drive gear pairratio increases, the radius of the two gears is greater, in other words, is the gearbox size larger. In addition, the speed decreases, torque bound to increase, will increase the transmission load of a gearbox and gearbox transmission. Therefore, prior to the diversion of power to the left and right driving wheel differential to set up a main gear box.

The existence of the main gear box has two roles, the first is to change the

direction of power transmission, and the second is as an extension of the transmission to provide a common transmission ratio for each gear. A transmission output is

around the longitudinal axis of rotation of the torque, the wheels have to go around the horizontal axis rotation of the vehicle, which requires a device to change the direction of the transmission of power. Is called a main gear box, because regardless of transmission, the gear transmission ratio of this device are the total

transmission ratio of a factor. With this transmission ratio, can effectively reduce the ability to slow down transmission, the benefits of this design can effectively reduce the size of the transmission, so that the general arrangement of the vehicle a more reasonable

Auto main gear box of the most important role is to slow the increase in twist. We know that the engine output power is certain, to get a relatively high output torque, larger driving force. In addition, the automotive main gear box to change the direction of power output, left and right wheel differential or rear axle differential features. Keywords: transmission system; drive shaft; main reducer

目录

1课程设计目的 ..................................................... 1

2单级主减速器结构方案分析 ................................................................................... 2

2.1主减速器的的结构形式 .................................................................................... 2

2.1.1主减速器齿轮的类型 ................................................................................. 2

2.1.2主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 ......................................... 3

2.1.3主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 ......................................... 4

2.1.4主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 ..................................................... 4

2.1.5主减速器的减速型式 ................................................................................. 5

2.2主减速器的基本参数选择与设计计算 ............................................................ 7

2.2.1主减速比i0的确定 .................................................................................... 7

2.2.2主减速齿轮计算载荷的确定 ..................................................................... 8

2.3主减速器齿轮基本参数的选择 ...................................................................... 10

2.3.1齿数的选择 ............................................................................................... 10

2.3.2节圆直径的选择 ....................................................................................... 11

2.3.3齿轮端面模数的选择 ............................................................................... 11

2.3.4齿面宽的选择 ........................................................................................... 12

2.3.5双曲面齿轮的偏移距E ........................................................................... 12

2.3.6螺旋锥齿轮螺旋方向 ............................................................................... 13

2.3.7螺旋角的选择 ........................................................................................... 13

2.3.8齿轮法向压力角的选择 ........................................................................... 16

2. 4螺旋锥齿轮几何尺寸计算 ............................................................................. 17

2.5主减速器螺旋锥齿轮强度计算 ...................................................................... 20

2.5.1计算圆周力 ................................................................................................. 20

2.5.2轮齿弯曲强度： ......................................................................................... 21

2.5.3轮齿接触强度： ......................................................................................... 24

2.6锥齿轮的材料及热处理： ................................................................................ 26

3主减速器轴承的计算 ............................................................................................... 28

3.1作用在主减速器主动齿轮上的力 .................................................................... 28

3.2主减速器轴承载荷的计算 .................................................................................. 32

3.3主减速器轴承的当量载荷及寿命 ...................................................................... 33

4主减速器齿轮的材料及热处理 ................................................................................. 36

5主减速器的润滑 ......................................................................................................... 37

课程设计总结 .............................................................................................................. 38

参考文献 ...................................................................................................................... 39

致谢 .............................................................................................................................. 40

1课程设计目的

汽车设计课程设计是车辆工程专业学生学完《汽车设计》后，进行的一个重要的实践性教学环节。通过设计培养学生综合运用所学知识的能力，为以后的毕业设计进行一次综合训练和准备。通过本课程设计使学生在下述各方面得到训练：

1．运用汽车设计课程中的基本理论解决汽车传动系中主减速器设计过程中会遇到的各类问题，通过理论知识的知道来解决实际问题。

2. 通过设计，获得根据，通过市面上同类车型的性价对比，设计出合理、经济的主减速器。

3. 学会使用手册及图表资料。培养查阅各种资料的能力，同时掌握与本设计有关的各种资料。

2单级主减速器结构方案分析

主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，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，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。

驱动桥中主减速器设计应满足如下基本要求：

a）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。

b）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。 c）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。

d）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。

e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。

2.1主减速器的的结构形式

2.1.1主减速器齿轮的类型

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。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮），或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。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。

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90º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，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另—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。

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凄的支承。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i0≥4.5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。

2.1.2主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法

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：

悬臂式

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。为了增强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。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。

骑马式

齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。骑马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。

装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。但是骑马式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构复杂，成本提高。轿车和装载质量小于2t的货车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。

2.1.3主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法

主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、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。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。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。

轿车和轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差建界壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好，中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。

2.1.4主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整

支撑主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转速有关。

主动锥齿轮轴承预紧度的调整，可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便，波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。

2.1.5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。 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i0

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(7.6

对于载荷及道路状况变化大、使用条件非常复杂的重型载货汽车来说，要想选择一种主减速比来使汽车在满载甚至牵引井爬陡坡或通过坏路面时具有足够的动力性，而在平直而良好的硬路面上单车空载行驶时又有较高的车速和满意的娥料经济性，是非常困难的。为了解决这一矛盾，提高汽车对各种使用条件的适应性，有的重型汽车采用具有两种减速比并可根据行驶条件来选择档位的双速主减速器。它与变速器各档相配合，就可得到两倍于变速器的档位。显然，它比仅仅在变速器中设置超速档，即仅仅改变传动比而不增加档位数，更为有利。当然，用双速主减速器代替半衰期的超速档，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，因此它有时被多档变速器所代替。

单级贯通式主减速器

单级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车的贯通桥上，其优点是结构简单、主减速器的质量较小、尺寸紧凑，并可使中，后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性。它又分为双曲面齿轮式和蜗轮式两种结构型式。

5

双曲面齿轮式单级贯通式主减速器，是利用了双曲面齿轮传动主动齿轮轴线相对于从动齿轮轴线的偏移，将一根贯通轴穿过中桥井通向后桥。但这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的限制，而且主动齿轮的工艺性差，通常主动齿轮的最小齿数是8，因此主减速比的最大值只能在5左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱动桥。当用于大型汽车时刷需增设轮边减速器或加大分动器传动比。

蜗轮传动为布置贯通桥带来极大方便，且其工作平滑无声，在结构质量较小的情况下也可得到大的传动比，适于各种吨位贯通桥的布置和汽车的总体布置。但由于需用青铜等有色金属为材料而未得到推广。 双级贯通式主减速器

用于主减速比i0>5的中、重型汽车的贯通桥。它又有锥齿轮—圆柱齿轮式和圆柱齿轮锥齿轮式两种结构型式。

锥齿轮—圆柱齿轮双级贯通式主减速器的特点是有较大的总主减速比(因两级减速的减速比均大于1)，但结构的高度尺寸大，特别是主动锥齿轮的工艺性差，而从动锥齿轮又需要采用悬臂式安置，支承刚度差，拆装也不方便。

与锥齿轮—圆柱齿轮式双级贯通式主减速器相比，圆柱齿轮—锥齿轮式双级贯通式主减速器的结构紧凑，高度尺寸减小，但其第一级的斜齿圆柱齿轮副的减速比较小，有时甚至等于1。为此，有些汽车在采用这种结构布置的同时，为了加大驱动桥的总减速比而增设轮边减速器；而另一些汽车则将从动锥齿轮的内孔做成齿圈并装入一组行星齿轮减速机构，以增大主减速比。

单级(或双级)主减速器附轮边减速器

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，要求有高的动力性，而车速则可相对较低，因此其传动系的低档总传动比都很大。在设计上述重型汽车、大型公共汽车的驱动桥时，为了使变速器、分动器、传动轴等总成不致因承受过大转矩而使它们的尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致了一些重型汽车、大型公共汽车的驱动桥的主减速比往往要求很大。当其值大于12时，则需采用单级(或双级)主减速器附加轮边减速器的结构型式，将驱动桥的一部分减速比分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。这样以来，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地间隙，并可得到大的驱动桥减速比(其值往往在16~26左右)，而且半轴、差速器及主减速器从

动齿轮等零件的尺寸也可减小。但轮边减速器在一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂、成本提高，因此只有当驱动桥的减速比大于12时，才推荐采用。 按齿轮及其布置型式，轮边减速器有行星齿轮式及普通圆柱齿轮式两种类型。

2.2主减速器的基本参数选择与设计计算

i主减速比0、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在

汽车总体设计时就确定。

2.2.1主减速比

i0的确定

主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位

i时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。0的选择应在汽车总体设计时和传动系iii0T的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同下的功率平衡田来研究0

对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择

i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最

inppemax大功率及其转速，的情况下，所选择的0值应能保证这些汽车有尽可能高的i最高车速vamax。这时0值应按下式来确定：

i0=

rrnpvamaxigh

[2]

(1.1)

式中rr——车轮的滚动半径，m；

i

gh——变速器量高档传动比。

则i0

=0.377x

230x6000170x1

=3.06

i

根据所选定的主减速比0值，就可基本上确定主减速器的减速型式为单级，螺旋

锥齿轮传动，不需要轮边齿轮。

7

2.2.2主减速齿轮计算载荷的确定

通常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

TT种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩(je、jϕ)的较小者，作为载货汽车和越

野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即

Tje=Temax⋅iTL⋅K0⋅ηT/n

Tjϕ

G⋅ϕ⋅r=

ηLB⋅iLB

[3] (2.2)

[5] (2.3)

式中 Temax——发动机量大转矩，N⋅m；

iTL —— 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；

ηT —— 上述传动部分的效率，取ηT

=0.9；

K0 —— 超载系数，对于一般乘用车、载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液 力传动的各类汽车取K0

=1；

n —— 该车的驱动桥数目；

G2 —— 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说还应 考虑到汽车加速时的负荷增大量；

ϕ —— 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取

ϕ=0.85；对越野汽车取 ϕ=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取 ϕ=1.25；

rr --车轮的滚动半径，m；

ηLB,iLB---分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速 比(例如轮边减速器等)。

综上所述Tje

=131x13.73x0.4x0.9/1

=647.51N⋅m

1435x0.55x0.85x230.30x10-3x9.8

Tjm=

0.95x3.55

=448.95

N⋅m

上面求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩(N⋅m)为

Tjm

(Ga+GT)⋅rr=(fH+fR+fP)

iLB⋅ηLB⋅n

[6]

(2.4)

式中Ga——汽车满载总重，N；

GT——所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车； fR——道路滚动阻力系数，计算时轿车取fR

=0.010~0.015；载货汽车取

0.015~0.020；越野汽车取0.020~0.035；

fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常，轿车取0.08；载货汽车和城市公共汽车取0.05

~0.09；长途公共汽车取0.06~0.10，越野汽车取

0.09~0.30。

fP——汽车或汽车列车的性能系数：

fP=

0.195(Ga+GT)[6] （2.5） 1

[16-]100Temax

0.195(G+G)

>16时 取fP=0 ,式中fP计算为负时，取0值 当

Temax

0.195x(1435x9.8+0)

=20.933>16

131

∴ fP=0

式中rr,iLB,ηLB,n,Temax等见（3）式下说明。

9

(1435x9.8)x230.30x10-3x(0.052+0.08)

则Tjm=

3.55x0.95x1

=126.76

N⋅m

2.3主减速器齿轮基本参数的选择 2.3.1齿数的选择

对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当i0≥6时，z1的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，z1最好大于5。当i0较小(如i0=3.5~5)时，引可取为7~12，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的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数z1，z2之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。

依据以上理论，可取 z1=11 ，z2

=39

[2]

表2.1 汽车主减速器主动锥齿轮齿数

2.3.2节圆直径的选择

可根据从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出： d2

=Kd⋅j[2] (2.6)

2

式中 d2——从动锥齿轮的节圆直径，mm；

Kd——直径系数，取K=13~16；

2

Tj——计算转矩，N⋅m。

则d2

=14x448.95=107.20mm

2.3.3齿轮端面模数的选择

d2选定后，可按式m=d2/z2 算出从动锥齿轮大端端面模数，并用下式校核：

m=Km⋅j [5] （2.7）

式中Tj——计算转矩，N⋅m； Km——模数系数，取Km

=0.3~0.4。

则m=d2/z2

=107.2÷39 =2.75 校核：m=Km⋅ =0.35⋅ =2.72

j[3]

448.95

11

表2.2 锥齿轮模数（mm）

[6]

经查表得：m=2.75

2.3.4齿面宽的选择

汽车主减速器螺旋锥齿轮从动齿轮齿面宽F(mm)推荐为：

F2=0.155d2

[1]

（2.8）

=0.155x107.2 =16.62mm 主动齿轮的齿面宽为

F1=(1+10)F2

[6]

（2.9）

=(1+10)16.62 =18.28mm

式中d2——从动齿轮节圆直径，mm。

2.3.5双曲面齿轮的偏移距E

轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A0的40%(接近于从动齿轮节圆直径d2的20%)；而载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷传动，E则不应超过从动齿轮节锥距A0的20%（或取E值为d：的10~12，且一般不超过12%）。传动比愈大则正也应愈大，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d2的20％时，应检查是否存在根切。

2.3.6螺旋锥齿轮螺旋方向

分为“左旋”与“右旋”两种。对着齿面看去，如果轮齿的弯曲方向从其小端至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、从动齿轮的螺旋方向是不同的。

螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要向齿轮的背面看去。而判断轴向力的方向时，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；右旋齿轮的轴向力的方向用右手法则判断。判断时伸直拇指的指向为轴向力的方向，而其他手指握起来后的旋向就是齿轮旋转的方向。

图2.1[3] 齿轮旋转的方向

2.3.7螺旋角的选择

螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的。节锥齿线(节锥表而与齿廓表面的交线)上任一点的螺旋角，是该点处的切线和节锥顶点与该点的连线之间的夹角。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋角沿节锥齿线是变化的，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮的中点螺旋角或名义螺旋角

螺旋锥齿轮传动主、从动齿轮的中点螺旋角或名义螺旋角是相等的。而双曲面齿轮传动，由于有了偏移距而使主、从动齿轮的名义螺旋角不等，且主动齿轮的大，而从动齿轮的小。选择齿乾的螺旋角时，应考虑到它对齿面(或纵向)重叠系数、轮齿强度和轴向力的大小有影响。螺旋角应足够大以使重叠系数不小于1.25。

因重叠系数愈大传动就愈平稳

13

噪声就愈低。对轿车应≥1.5～1.8。当≥2.0时可得到很好的结果。螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。汽车主减速器锥齿轮的螺旋角多在350~400，轿车选择较大的值来保证有较大的重叠系数。货车通常取较小的值来防止轴向力过大。

“格里森”制推荐用下式，近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值：

β1'=250+50

'

zE

+900z1d2

[1]

（2.11）

式中 β1——主动齿轮名义螺旋角的预选值 z1,z2——主、从动齿轮齿数 d2——从动齿轮的节圆直径，mm E——螺旋锥齿轮取E所以 β1

'

=0 。

=250+50

3016.08[6]

+900 11107.20

=47.910

预选β1后尚需用刀号来加以校正。首先要求出近似刀号：

'

（δ+δ）

近似刀号=sinβ'

20

[3]

（2.12）

式中 δ1,δ2——主、从动轮的齿根角，以“分”表示。

表2.3螺旋锥齿轮的齿高参数

[1]

经查表得：H1=1.640 H2 Ka

=1.828

=0.270

=4.51mm h=5.027mm

把数据带入表2-5相关公式可求得：hg

h1 h1

'''

'

=3.77mm h2=0.74mm ''=1.257mm h2=4.287mm

γ1 A0 δ1那么可求得近似刀号=12.88

=15.750mm γ2=74.250mm

=55.69mm

=79.2' δ2=268'

对于螺旋锥齿轮，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β1与预选值β1'之差不超过5°。

按近似刀号选取与其最接近的标准刀号（计有：0.5、1.5、2.5、3.5、4.5、....20.5）然后按选定的标准刀号反算螺旋角β：

β=arcsin(

20x标准刀号[1]

) （2.13）

δ1+δ2

根据近似刀号可选取标准刀号=12.5

15

把数据代入式（2.13）得： β由于β

=46.060

-β1'

2.3.8齿轮法向压力角的选择

格里森制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则应分别选用20°、22°30′的法向压力角。

铣刀盘名义直径2rd的选择

刀盘名义直径可按从动齿轮分度圆直径d2直接按表3选取：

表2.4 螺旋锥齿轮和双曲面齿轮名义刀盘半径的选择

[4]

由于d2为107.20mm，故查表3，选择rd=57.150mm

2. 4 螺旋锥齿轮几何尺寸计算

表2.5 格里森制螺旋锥齿轮几何尺寸计算用表（mm）

[2]

17

表2.6 螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿后Sk

[6]

19

表2.7 “格里森”制圆锥齿轮推荐齿侧间隙B

[3]

2.5 主减速器螺旋锥齿轮强度计算

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。

2.5.1计算圆周力

按发动机最大转矩计算圆周力有：

[4]Temaxig3 （2.14） p=⨯10

1

⋅F2

式中：Temax—发动机最大转矩，N⋅mm；

ig—变速器传动比，通常取Ⅰ档及直接档进行计算； d1—主动齿轮分度圆直径（mm），对螺旋齿轮有d1=mz1。

131x4.49x103

=2339.87N⋅m 则P=

x16.622

按最大附着力矩计算圆周力有：

p=

2Gϕγ⨯103[2] （2.15） d2F

式中：G2—满载下驱动桥上的静载荷，N； ϕ—轮胎与地面的附着系数，按表10查得； γr—轮胎的滚动半径，m；

d2—主减速器从动齿轮分度圆半径，mm。

则p=2x14063x0.85x230.30⨯103

107.2x16.62

=3090260.77N⋅m

许用的单位齿长圆周力[p]见表2-8。

表2.8 许用单位齿长上的圆周力

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

[1]

值允许高出表中数据20%～25%。

2.5.2轮齿弯曲强度：

锥齿轮的计算弯曲应力σw（N/mm2）为：

σw=

2Tjk0kskmkvmFzJ

2

⨯10

3[1] （2-16）

21

式中：σw—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(Mpa)；

从动齿轮按Tc=min（Tce,Tcs）和Tcf计算，Tj—所计算齿轮的计算转矩(N⋅m)；

主动齿轮按Tz和Tzf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）；

k0—过载系数，一般取1；

ks—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m≥1.6mm时，ks=(m／25.4)

0.25

。

跨置式结构：km=1.0～1.1，悬臂式结构：km=1.10～km—齿面载荷分配系数，

1.25；

kv—质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，kv=1.0；

F—所计算的齿轮齿面宽(mm)；

J—所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取法见图10-图13。

'

σw

2x103x448.95x1x0.57x1= 1x16.62x39x2.75x0.24

=435.04

''σw

N⋅mm2

2x103x126.76x1x0.57x1= 1x16.62x39x2.75x0.24

=122.83

N⋅mm2

上述按Tc或Tz计算的最大弯曲应力[σ]不超过700MPa；按Tcf或Tzf计算的疲劳弯

6

6⨯10曲应力[σf]不应超过210MPa（破坏的循环次数—次）。

图2.2弯曲计算用综合系数J（压力角为20°，轴交角为90°的螺旋锥齿轮）

图2.3弯曲计算用综合系数J（压力角为22°30′、轴交角为90°的螺旋锥齿轮）23

2.5.3轮齿接触强度：

锥齿轮轮齿的齿面接触应力为:

σj=

Cpd1

2T1maxk0kmkskf

kvFJ

⨯103

[1]

(2.17)

式中:σj—锥齿轮轮齿的齿面接触应力(Mpa)；

Tz—主动齿轮计算转矩（N/m）； d1—主动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；

b—取b1和b2的较小值(mm)，通常取从动齿轮的b2；

ks

—尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0；

它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质(如镀铜、kf—齿面品质系数，

磷化处理等)，对于制造精确的齿轮，kf取1.0；

Cp—综合弹性系数，针对钢齿轮取232.6N／mm；

J

1

2

—齿面接触强度的综合系数，取法见；

k0

、

km

、

kv

见式(2-17)的说明。

主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的，按Tz计算的最大接触应力[σ]不应超过2800MPa，按Tzf计算的疲劳接触应力[σf]不应超过1750MPa（破坏的循环次数—6⨯10次）。

6

232.62x154.44x1x0.57x1x1x103

则σj=x103

30.251x16.62x0.13

=285.46 Mpa

图2.4接触强度计算用综合系数J（平均压力角为19°的双曲面齿轮）

图2.5接触强度计算用综合系数J（平均压力角为22°30′的双曲面齿轮）

图2.6 接触强度计算用综合系数J（压力角为20°、轴交角为90的螺旋齿轮）

2.6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58～64HRC，而心部硬度较低，当端面模数m＞8时为29～45HRC，当端面模数m≤8时为32～45HRC。对渗碳层有如下规定：

当端面模数m≤5时，厚度为0.9～1.3mm m=5~8时，厚度为1.0～1.4mm m＞8时，厚度为1.2～1.6mm

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0.005～0.020mm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。

3主减速器轴承的计算

3.1作用在主减速器主动齿轮上的力

图2.7

[2]

由图得

LM=Ncosa[5] （2.19）

LMp

HM=Nsinα=⋅sinα=LMtanα=⋅tanα[5]（2.20）

cosαcosβ

KM=Ptanβ

总的轴向力为

[5]

A=IM+JM=HM⋅sinγ+KM⋅cosγ

=

[5]

（2.21）

p

⋅tanα⋅sinλ+Ptanβ⋅cosγ cosβ

P

(tanαsinγ+sinβcosγ) =

cosβ

总的径向力为 R=HI

-KJ=HM⋅cosγ-KMsinγ

[5]

（2.22）

p

⋅tanα⋅sinλ-Ptanβ⋅sosγ =

cosβ

P

=

cosβ

(tanαsinγ-sinβsosγ) 上两式中齿面宽终点处的圆周力P为 P=

2T[2]

d （2.23） m

式中 T—作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩见式88 dm—该齿轮面宽中点的分度圆直径；对于圆锥齿轮 d2m

=d2-Fsinγ2=107.20-16.62sin74.250

[1]

=91.20 mm d1m

=dz2m

z91.20x11

=25.72mm [1] 239

主动齿轮的当量转矩为

T11d=Temax100[ff100)3+ff

g1(igI⋅g2(igII⋅100

)3+⋅⋅⋅][5] （2.24） 式中 Temax——发动机最大转矩，N⋅m

fg1、fg2、fg3...——变速器I、II、III...,数据可参表（2.9）

表2.9变速器的传动效率【】

[3]

ig1，ig2，ig3，...——变速器I、II、III

、...传动比,所选变速器的传动比参考表（2.10）

[5]

表2.10 变速器的传动比

fT1、fT2、ft3....——变速器处于I、II、III

、...发动机转矩利用率，可参考表2-11

表2.11[3]

发动机转矩利用率

由以上表数据可求得： T=89.99N⋅m

所以圆周力P1

=

2T

d=7000N[3] 1m

P=

2x448.95

291.2

=9845N 综上式—式数据可求得：

A1=33591.9NA2=6251N

R1=6569.21N

R2=2196N

3.2主减速器轴承载荷的计算

R=1A/C

(Pb)2-(Rb-0.5Adm)2a[3]

R1

B/D=

(Pc)2-(Rc-0.5Adm)2a

式中 P——齿面宽中点处的圆周力 A——该齿轮的总轴向力 R——该齿轮的总径向力

dm——该齿轮齿面宽中点的分度圆直径 a——轴承之间距离

b——B与D距离齿轮的距离 c——A与C距离齿轮的距离 a、b、c如图2.8所示

齿轮的相关参数a、b、c数值如表2.3所示

2.25）（

表2.13 齿轮的相关参数

[4]

由以上数据可求得： RA

=3236.55

RB=8964.96 RC=8521.60 RD

=9836.27

3.3主减速器轴承的当量载荷及寿命

根据机械设计手册（单行本）轴承的载荷公式可有 主动齿轮轴承当量动载荷为 Pr=Fr+0.2Fa=12987.59

[3]

（2.26）从动轮轴承当量动载荷为

P=F=7065.04[3]rr+0.2Fa

轴承的额定寿命 L=(

CP)ε[2]

（2.27）d∑

式中 c——轴承的额定动载荷 ε——寿命指数，圆柱轴承去ε

=

103

在实际计算中，常以工作小时表示轴承的额定寿命

L⋅106[4]

h （2.28） Lh=

60n

式中 n——轴承的计算转速，r/min n=式中 rr——轮胎滚动半径

vam——汽车的平均行驶速度，km/h 对于轿车，vam可取为55~60据于以上数据及公式可求得

如图

2.66vam[6]

（2.29）

rr

km/h

图2.8轴承计算运用图

[5]

主动齿轮轴承寿命为

对于A轴承：L=12987.59h

h 对于B轴承： L=21276.52

从动齿轮轴承寿命为

对于C轴承： L=28112.12

对于D轴承： L=28112.12h h

4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强度以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；

（2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；

（3）钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；

（4）选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如，为了节约镍、铬等我国发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。

汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。

用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度可高达HRC58～64，而芯部硬度较低，当端面模数m>8时为HRC29~40，当m

对于渗碳层深度有如下的规定：当端面模数m≤5时，为0.9~1.3mm；m>5～8时，为1.0~1.4mm；m>8时，为1.2~1.6mm。

由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮副(或仅大齿轮)在热处理及精加工(如磨齿或配对研磨)后均予以厚度为o.o5~0.10~0.20mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。

对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25%。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性可进行渗硫处理。渗硫处理时的温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。

5主减速器的润滑

主减速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润堵不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥浪子的小端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油能流进差速

为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的谓油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。加油孔应设置在加油方便之处，抽孔位置也决定了油面位置低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。

课程设计总结

通过两周的汽车世界课程设计，这次课程设计的目的是要求我们运用这学期所学过的汽车设计知识完成一定基础的实践。在短短的两周内，每个小组的成员当中，都通过互相合作讨论查阅书籍，或者请教老师给以指导完成此学期汽车制造工艺学课程设计。在整个汽车制造工艺学课程设计的过程中，我们遇到过很多困难，比如，在一开始，每个人拿到自己所在的那一小组的题目时，互相对望彼此笑一笑，都在摇头。大家都在思考着，都在笑着，笑自己平时老师教的东西好像没记住多少，又好像老师之前教的东西对这一次汽车设计课程设计没能运用的上来，又好像自己的心思此刻仍然停留在紧张的期末复习当中。随着时间的流逝，眼看都快接近课程设计结束日期，这时候大家才开始紧锣密鼓的开动，虽然还是没能完全弄懂多少东西，也都只能按照这老师所给的模板材料一步一步操作，遇到不懂的或者根据老师所给的模板找不到的应有的知识点时也都只能摘抄模板的。还有在整个过程中，还有很多让我们头疼的知识点，比如，对于每一道工序所需要的尺寸公差的选定、定位基准的选定等等。不过对这些知识点还算马马虎虎过得去，还算是完成的还可以。虽然说在整个汽车设计课程设计的过程当中，我们遇到过很多困难，但是我们也在从中逼着自己去学到了很多。以前一直想亲身体会一下那些师兄师姐在大四的时候毕业设计是怎样的感受，还有应怎样去完成毕业设计等等，在这一次课程设计学到了，或许只学到这么点点的知识还远远不够，我以后会比这一次课程设计更加的花时间的积累自己所应该具备的知识。最后在这想感谢两位老师，谢谢你们在整个设计过程当中的指导。

参考文献

[1]刘惟信主编.汽车设计.清华大学出版社.2001.

[2]刘涛主编.汽车设计.北京大学出版社.2008.1.

[3]成大先主编.机械制设计手册（单行本）轴承.化学工业出版社.2004.4.

[4]王望予主编.汽车设计.机械工业出版社.2004.8.

[5]王国权、龚国庆主编.汽车设计课程设计指导书.机械工业出版社.2009.11.

[6]杨可主编.机械制造技术基础.高等教育出版社.2008.8.

致谢

本课程设计是在我的指导教师胡春平、谭涛的亲切关怀和悉心指导下完成的。她严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。从题目的选择到最终完成，胡春平、谭涛老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。