中型客车主减速器设计说明书

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1、主减速器设计Abstract: Currently, car have come into every field of human society, especially in the industrial, agricultural, commercial and international trade, national defence construction .On the main reducer, it is an important component of the car, located in the terminalof vehicle transmission syst

2、em, also an important part of the drive axle.Its basic function is a universal transmission device transmits the engine torque through the main reducer, reduce speed, increase torque; the conical gear pair changing torque transmission direction . The assembly precision of main reducer assembly pair

3、is high, the manufacturing and assembly quality of the drive axle and the vehicle has a crucial role in drive axle and even the car.Key words: automobile/ main reducer / conical gear pair摘要：当前，汽车以进入人类社会的各个领域,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，它是汽车的一个重要组成部分，位于汽车传动系统的末端，也是驱动桥中的一个重要部分，其基本功用是将万向传动装置传来的发动机转矩通

4、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的传递方向2。主减速器的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的作用。 关键词：汽车/主减速器/圆锥齿轮副1 绪论1.1 研究目的及意义随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，主减速器的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”的方向发展及生产组织专业化目标前进。应采用能以几种典型的零部件，以不同方案组合的设计方法和生产方式达到主减速器产品的系列化或变形的目的，或力求做到将某一类型的主减速器以更多或增减不多的零件，用

5、到不同的性能、不同吨位、不同用途的许多变形汽车上。主减速器是汽车最重要的系统之一，是为汽车传输动力所设计的。通过本课题设计，使我们对所学过的基础理论和专业知识进行一次全面的，系统的回顾和总结，提高我们独立思考能力和团结协作的工作作风。1.2 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的汽车行业已经走到了世界的最前端，我们在发动机技术、新产品研发、新材料利用等方面还相对落后。 对于中国主减速器产业发展出现的问题中，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

6、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的品种较单一，规格较少，供货周期较长,尤其是牵引车等批量较少的车辆，大多借用其它流动机械如叉车、装载机的主减速器，由于结构型式和工况要求不完全一致很难使整车的动力及传动系统达到理想的匹配要求，因而应大力提倡工业车辆主减速器的专业化、系列化生产。从目前世界汽车产业的发展现状和趋势来看，大跨国公司的优势越来越明显，我国已经失去了独立发展民族汽车工业的国际环境，只

7、有充分吸纳各国技术所长的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、增强竞争力的现实有效途径。而主减速器又是汽车传动系统的一个重要部分，它的质量情况也在一定程度上影响着整个汽车的质量，因此，我们应在结构合理的基础上，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。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的改善,近年来主减速比有减小的趋势,以满足高速行驶的要求。为减小驱动轮的外廓尺寸,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的最小齿数比直齿齿轮的最小齿数少。显然采用螺旋锥齿轮在同样传动比下，主减速器的结构就比较紧凑。此外

8、，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的应用。近年来，准双曲面齿轮在广泛应用到轿车的基础上，愈来愈多的在中型、重型货车上得到采用。在现代汽车发展中，对主减速器的要求除了扭矩传输能力、机械效率和重量指标外，它的噪声性能已成为关键性的指标。噪声源主要来自主、被动齿轮。噪声的强弱基本上取决于齿轮的加工方法。区别于常规的加工方法，采用磨齿工艺，采用适当的磨削方法可以消除在热处理中产生的变形。因此，与常规加工方法相比，磨齿工艺可获得很高的精度和很好的重复性。汽车在行驶过程中的使用条件是千变万化的。为了扩大汽车对这些不同使用条件的适应范围，在某些中型车辆上有时将主减速器做成双速的，它既

9、可以得到大的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的动力性和燃料经济性。1.3 本课题研究内容 HG1090型商用车的主减速器结构三维建模、主减速器齿轮的计算与校核、主减速器壳体的计算与校核、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110 Km/h、比功率15 Kw/t、比转矩40 Nm/t ，设计时可参考解放CA1091型货车的参数。 （1）分析主减速器的性能要求和参数的选择；（要考虑到设计的可行性、安全性、经济性） （2）根据前位同学选好的参数和设计好的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；（

10、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。主减速设计应满足如下基本要求：（1）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。（2）外型

11、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。（3）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。（4）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。（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。（1）单级主减速器常由一对圆锥齿轮所组成。这对锥齿轮的传动比是根据整车动力性和燃油经济性的要求来选定的。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的型式。然而单级主减速器

12、的传动比一般位3.56.7，太大的传动比将会使从动锥齿轮的尺寸过大，影响驱动桥壳下的离地间隙。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的最大尺寸。（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圆锥齿轮副所组成。采用双级主减速器可达到两种目的：一是可获得较大的传动比6-10，其二是采用双级减速器后，第二级的传动比可以小一些，由此第二级的从动齿轮尺寸在差速器安装尺寸允许情况下可相应减小，由此减少了桥壳的外形尺寸，增加了离地间隙。而双级主减速器的重量及制造成本都比单级主减速器要高的多。（3）双速主减速器内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。汽车在良好路

13、面上行驶时，使用较小的传动比，在困难的路上行驶或需要较大的牵引力（爬坡）时，则使用较大的传动比。它与五挡变速器配合使用，可使汽车有十个档位，使汽车获得良好的使用性能，同时，该减速器的成本也相当高的。（4）单级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的驱动桥，同时也要很大的离地间隙，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。相对这时的主减速器传动比要比没有轮边减速器的主减速器传动比要小的多。其结果时驱动桥中央部分的外形尺寸减小很多，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的零件如差速器、半轴等载荷大大减少，

14、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的几倍。对于本设计中，其传动比为6左右，因此我们采用单级主减速器。汽车主减速器广泛采用的是螺旋圆锥齿轮，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

15、大和噪声增大。为保证齿轮副的正确齿合，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。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移距。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。此时两齿轮切向力与之比，可根据啮合面上法向力彼此相等的条件求出。 设与分别为主、从动轮平均分度圆半径，双曲面的传动比为 对于圆弧齿锥齿轮传动，其传动比，令，则 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，双曲面传动有更大的传动比，当传动比一定，从动轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比圆弧齿锥齿轮有较大直径，较高的齿轮强度及较

16、大的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。双曲面齿轮副在工作过程中，除了有沿齿高方向的侧向滑动之外，还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的摩合过程，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，因而偏移距不应过大。双曲面齿轮传动齿面间大的压力和大的摩擦功，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的特殊双曲面润滑油。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

17、速器的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。在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，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。为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，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）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的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

18、泛应用。近年来，有些汽车的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的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，提高汽车行使的稳定性。东风EQ1090E型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，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。主减

19、速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图1示）。螺旋锥齿轮传动的主、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，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。4 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。4.1 主动锥齿轮的支承图2主动锥齿轮跨置式主动锥齿

20、轮的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、后两端的轴颈均以轴承支承，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1/51/7。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跨置式支承。本课题所设计的HG1090货车装载质量为5t，所以选用跨置式。图3从动锥齿轮支撑形式4.2 从动锥齿轮的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，两轴承的圆锥滚子大

21、端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的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的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。5 主减速器锥齿轮设计5.1 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时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i0一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡田来研究i0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

22、。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，在给定发动机最大功率及其转速的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时i0值应按下式来确定： （1）式中车轮的滚动半径， =1.018/2=0.509migh变速器量高档传动比。igh =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下降，i一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择： （2）式中i分动器或加力器的高档传动比iLB轮边减速器的传动比。根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（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的离地间隙相适应。把nn=

23、3000r/n , =110km/h , r=0.509m , igh=1代入（1）计算出 i=5.246.55根据相关文献可知，单级主减速器广泛应用在主减速比的各种中小型汽车，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。5.2 主减速器齿轮计算载荷的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的转矩（、）的较小者，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的计算载荷。即 （3） （4）式中：、计算转矩，N.m；发动机最大转矩；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

24、；上述传动部分的效率，取=0.9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的各类汽车取=1；n该车驱动桥数目；汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说还需考虑到汽车加速时的负荷增大量；轮胎对地面的附着系数，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；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车取=1.25；车轮的滚动半径，m；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）其中：=408.93=357.2N.m =6.24 =0.9 =1 n=1 =6860*9.8N =0.85 =0.509m =0.99 =代入式

25、（3），有：=2006.0N.m =4896.7N.m故N.m5.3 主减速器锥齿轮的主要参数选择5.3.1 主减速器各级齿数的确定选择主、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，应尽量使主动齿轮的齿数取小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当主减速比时，的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，最好大于5.当主减速比较小时，可取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的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮之间的齿数尽量避免公约数；为得到理想的齿面重叠系数，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。因此可以初步取

26、，此时5.3.2 主、从动锥齿轮齿形参数计算按照文献中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表1。可根据从动锥齿轮的计算转矩按经验公式给出： （4）式中 从动锥齿轮的节圆直径，mm； 直径系数，取； 计算转矩，N.m，N.m；故=189mm齿轮端面模数的选择选定后，可按 （5）算出从动锥齿轮大端的端面模数，并用下式校核： （6）式中：计算转矩，N.m，N.m； 模数系数，取=0.4；故5.04根据模数的优先等级，同时更好地满足强度要求初步取；此时 齿面宽选择汽车主减速器螺旋锥齿轮的从动齿轮轮齿面宽推荐为： （7）故取 螺旋锥齿轮的旋转方向分为左旋和右旋两种。对着齿面看去，如果轮齿的弯曲方向从其小

27、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。主从动齿轮的螺旋方向是不同的。螺旋锥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，左旋的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，应使主动齿轮的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。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，从动锥齿轮采用右旋。螺旋角的选择弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为3540。货车选用较小的

28、值，使运转平稳，噪音低。取=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的最少齿数，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。铣刀盘名义直径的选择 由于从动齿轮直径为，查表9-4可知取。（表9-6、9-8、9-9可得）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齿工作高99齿全高9.996法向压力角2020轴立角90节锥角=arctan节锥距91.74113.03周节t=3.1416m18.85齿顶高7.711.29齿根高2.2868.706径向间隙0.996齿根角面锥角

29、根锥角外圆直径51.14222.49理论弧后齿14.034.82齿侧间隙B0.18(高精)螺旋角螺旋方向左旋右旋5.3.3 主减速器锥齿轮的强度计算锥齿轮要安全可靠地工作，必须右足够的强度和寿命。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。齿轮的使用寿命除与设计的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的。正确的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的方法，在汽车工业中确定齿轮强度的主要依据是台架及道路

30、试验，以及齿轮在实际使用中对情况的判断，而计算可作设计参考。随着计算机技术在汽车设计中的应用、试验设备与技术的发展，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。单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时 （8）式中：发动机最大转矩，=357.2N.m；变速箱传动比，常取1档进行计算，=6.24；主动轮节圆直径，取=88；F齿宽，F=70mm；故将各参数代入式（8），有：P=723.7N.mm按照文献,PP=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性能满足要求。 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： （9）式中：锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；齿轮的计算转矩，Nm；过载系数，一般

31、取1；尺寸系数，档m1.5时，m=8；齿面载荷分配系数，骑马式式结构，；质量系数，取1； F 计算齿面宽，F=70mm；Z 计算齿轮的齿数;m 端面模数，mm;J 计算弯曲应力的综合参数；（当 z=11/60时，J=0.28/0.3）对于主动锥齿轮，=2006/5.45=368.1N.m；从动锥齿轮 N.m；将各参数代入式（9），有： 主动锥齿轮， =353.6MPa；从动锥齿轮，=328.4MPa；按照文献, 主从动锥齿轮的=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： （10）式中：锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；主动齿轮的工作转矩，=368.1N.m;

32、主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；=88mmF 主、从动锥齿轮齿面宽较小值；F=70mm齿面品质系数，取1.0；综合弹性系数，取232.6N1/2/mm；尺寸系数，取1.0；齿面接触强度的综合系数，取0.16；、选择同式（9）将各参数代入式（10），有： =1433.18MPa按照文献，=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。主动齿轮轴的直径计算5.4 主减速器锥齿轮的优化5.4.1 主减速器锥齿轮参数的优化 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；此时 齿面宽 （11）故取 铣刀盘名义直径的选择 由于从动齿轮直径为，查表9-4可知取。

33、5.4.2 优化后主减速器锥齿轮的强度计算单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时 （12）式中：发动机最大转矩，=357.2N.m；变速箱传动比，常取1档进行计算，=6.24；主动轮节圆直径，取=66；F齿宽，F=50mm；故将各参数代入式（8），有：P=1350.86N.mm按照文献,PP=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性能满足要求。 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： （13）式中：锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；齿轮的计算转矩，Nm；过载系数，一般取1；尺寸系数，档m1.5时，m=6；齿面载荷分配系数，骑马式式结构，；质量系数，取1； F 计算齿面宽，F=50mm；Z 计算齿

34、轮的齿数;m 端面模数，m=6mm;J 计算弯曲应力的综合参数；（当 z=11/60时，J=0.28/0.3）对于主动锥齿轮，=2006/5.45=368.1N.m；从动锥齿轮 N.m；将各参数代入式（9），有： 主动锥齿轮， =572.6 MPa；从动锥齿轮，=571.8MPa；按照文献, 主从动锥齿轮的=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： （14）式中：锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；主动齿轮的工作转矩，=368.1N.m;主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；=88mmF 主、从动锥齿轮齿面宽较小值；F=50mm齿面品质系数，取1.0；综合弹性系数

35、，取232.6N1/2/mm；尺寸系数，取1.0；齿面接触强度的综合系数，取0.16；、选择同式（9）将各参数代入式（10），有： =2261.02MPa按照文献，=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。5.4.3 优化后主减速器锥齿轮的主要参数表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齿工作高10.17齿全高11.29法向压力角2020轴立角90节锥角=arctan节锥距183.3182.7周节t=3.1416m18.85齿顶高7.232.94齿根高4.068.35径向间隙1.12齿根角面锥角根锥角外圆直径80.

36、22361.06理论弧后齿13.185.67齿侧间隙B0.18(高精)螺旋角螺旋方向左旋右旋（表9-6、9-8、9-9可得）6 主减速器锥齿轮的材料主减速器锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，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，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。齿轮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。锻造性能、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。选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒

37、、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。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16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，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较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。为改善新

38、齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、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。根据以上要求，我们选用的渗碳合金钢作为主减速器锥齿轮的材料。它的优点是表面摁扣得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%-1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性，故材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力较好。由于较低的含碳量，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，表面硬化层以下的基层较软，在

39、承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层剥落。为改善新齿轮的磨合，防止其在运动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。 在齿轮热处理时，考虑到从动齿轮轮齿的使用频率比主动齿轮轮齿要低，为了均衡零件的使用寿命及经济性，我们可以使从动齿轮的硬度弱小于主动齿轮。主动齿轮齿面硬度在60HRC以上，配对的从动齿轮只需在5860HRC之间。7 主减速器锥齿轮轴承的设计计算7.1 锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮上的力动力装置驱动圆弧螺

40、旋锥齿轮的小齿轮，由小齿轮带动从动大齿轮。在工作齿面上有一法向力。它分解成三个方向的分力：一个沿齿轮的切线方向称为切向力或圆周力，一个沿齿轮轴线方向的称为轴向力，另一个与齿轮轴垂直的称为径向力。齿轮的法向力与作用在齿面宽中点处的圆周力有关。 对于圆锥齿轮副来说，作用在主动、从动齿轮上的圆周力大小是一样的，方向相反；主动齿轮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：图4 主动齿轮受力图齿面宽中点处的圆周力： 为确定齿面宽中点处的圆周力，首先要计算处从动齿轮齿面宽中点处的分度圆直径 所以 主动齿轮的轴向力和从动齿轮径向力：主动齿轮

41、左旋顺时针转动时（汽车前进）： = =9847N主动齿轮左旋逆时针转动时（汽车倒退）： = =-6392N从动齿轮的轴向力和主动齿轮径向力：主动齿轮左旋顺时针转动时（汽车前进）： = =3948N主动齿轮逆时针转动时（汽车倒退）： = =7186N计算结果如果轴向力是正值表明力的方向由小端到大端；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。齿轮转向主动齿轮从动齿轮圆周力轴向力径向力圆周力轴向力径向力前进后退主动齿轮轴和从动齿轮轴及轴承的确定主动齿轮轴的直径计算结合主动齿轮分度圆直径及A、B轴承受力情况，齿轮轴取值尽量大，故前轴颈，后轴

42、颈，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30314.7.2 锥齿轮轴承的载荷当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图3-4为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:图5单级主减速器轴承布置尺寸图34中各参数尺寸：a=35mm，b=30mm，c=140mm，d=120mm，e=40,ab=55mm，Dm1=66mm，Dm2=360mm。主动齿轮轴各轴承的载荷轴向力径向力主动齿轮径向力合力从动齿轮轴上各轴承的载荷轴向力从动齿轮径向合力力轴承径向力轴向力189903797987495603948

43、66850783307.3 齿轮轴承型号的确定轴承计算当量动载荷斜齿圆柱齿轮圆锥滚子轴承值为0.37，故，由此得。另外查得载荷系数。 轴承应有的基本额定动负荷式中：温度系数，得ft=1；轴承转速，取3000r/min；轴承的预期寿命，5000h；将各参数代入式中，有；初步选择的圆锥滚子轴承30312。验算圆锥滚子轴承的寿命将各参数代入式中，有： Lh =7282h5000h所选择30312圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选30313轴承,经检验能满足。轴承A、轴承C、轴承D、轴承E强度都可按此方法得出，其强度均能够满足要求。8 主减速器结构设计进行结构设计时，必须与制造和使用修理密切结合起来

44、。结构设计时如对结构细节考虑不周，它会严重影响产品的性能与质量。8.1 主减速器齿轮外形设计任何齿轮加工质量的好坏，在很大程度上决定于齿轮外形设计，所以设计时必须考虑影响齿轮加工质量、经济效果等的重要因素。所设计的齿轮应当避免产生过大的应力集中和引起的严重变形。跨越式小齿轮设有前轴颈以便安装前轴承，如果齿数选得少则齿根圆直径也小，而轴颈却需要一定的尺寸，这时需要注意在小齿轮设计时必须避免刀具干涉，而把轴颈切掉。因此，轴颈必须为刀具提供间隙。轴承座前端有一段螺纹，用来锁定轴承及凸缘，其固定方法是要使齿轮在作用轴向力时，螺栓不承受拉伸力。为了防止螺栓螺母松动，应采取取措施将其锁住如用锁紧垫片、用开

45、口销螺母锁紧，而螺栓则由齿轮凸台的边缘予以止动。齿轮装在凸缘上时，支承的凸缘应有足够得刚度。所以差速器壳前盖上一般有增强刚度而置的加强筋，其筋一般不少于六条。8.2 锥齿轮调整为保证锥齿轮副能正常啮合，于齿轮装配后，对齿轮副需要检验调整，以保证齿轮副的啮合痕迹正常。为此，在设计时应考虑齿轮的调整装置，本设计中，主齿轮通过两处调整垫片和弹性波形套以及大螺母综合调整，调整好后，将螺母垫片打进轴颈槽（事先加工好得槽）锁死；从动齿轮得调整是要利用其支承轴承外侧的垫片和调整螺母进行调整。调整完后，用锁片锁死。8.3 润滑主减速齿轮，差速器和轴承都要进行润滑。为防止主减速器和轴壳内由于温度高使壳内部气压加

46、大而引起漏油，常在主减速器上装有通气塞，通气塞得位置应比较隐蔽而不易为油溅及处。加油孔应设在加油方便的地方，油孔位置应使油面的高度位置。放油孔的位置应设在轴壳的最低点，以便在换油时能把油放尽。但是也不能把油塞突处轴壳点太多，这样在汽车通过障碍时，油塞极易碰落，从而齿轮，轴承和差速器等由于缺油而烧损。对于主动锥轮轴上的后轴承的润滑应特别注意，该轴承距齿轮较远是无法采用飞溅润滑的，为使后轴承润滑，需要设法引润滑油到达轴承处，于是常在从动齿轮的前端近小齿轮处的主减速器壳体上设有油道，使油道直通后轴承，靠齿轮飞溅出来的油，流入似油杯的油口，使润滑油流到后轴承处，最后一个锥滚子轴承的锥顶朝外，它起着向外

47、泵油的作用，所以在主动小齿轮的外轴承的外面要有回油道，把油回到轴壳，以保护油封不被破环。要有足够的润滑油能流进差速器以保证一切接触表面的润滑。8.4 提高从动齿轮支承刚度措施承受大负荷的主减速器中，有时从动齿轮的尺寸较大，为提高从动从轮的刚度，有些是在齿轮背后设有承推销。在齿轮没有负荷的时候，承推销与齿轮背平面间的间隙一般为0.25mm，可根据实际情况调节。在本车中，相对来说从动齿轮负荷不是很大，故无须采用承推销装置。9 桥壳设计驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量，并承受由车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车架（或车身）；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。驱动轴壳是传力件又是载件，因

48、此驱动桥壳应满足如下设计要求：具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常并不使半轴产生附加弯曲应力。保证足够的强度和刚度的前提下，尽量减小质量以提高汽车行使平顺性。保证足够的离地间隙。结构工艺性好，成本低。保护装于其上的传动系部件和防止泥水浸入。拆装、调整、维修方便。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式（或称为整体式，见图），即驱动桥壳是一根列界左右驱动车轮的刚性空心梁，而主减速器、差速器及车轮传动装置（由左、右半轴组成）都装在它里面。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式（见图）。这种驱动桥无刚性的驱动外壳，主减速器及其壳

49、体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动。为了防止运动干涉，应采用滑动花键轴或一种允许两轴能有适量轴向移动的万向传动机构。图6整体式驱动桥图7断开式驱动桥具有桥壳的非断开式驱动桥结构简单、制造工艺行好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和小轿车上。但整个驱动桥均属于簧下质量，对于汽车平顺性和降低动载荷不利。断开式驱动桥结构复杂，成本较高，但它大大地增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载

50、荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增强了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥在轿车和高通过性的越野车上应用相当广泛。对于本设计中，我们所设计的是中型载货汽车，而对于非断开式驱动桥而，由于其结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛应用于各种载货汽车、客车和公共汽车上，因此本设计中采用非断开式驱动桥。结束语本次设计为主减速器的设计，主减速器又是汽车传动系统的一个重要部分，它的质量情况也在一定程度上影响着整个汽车的质量，因此，我们应在结构合理的基础上，进一步优化使其结构紧凑、

51、效率高、噪音小，同时还要考虑其经济性。本设计主减速采用螺旋锥齿轮传动，首先对其进行初步设计，运用solidworks进行应力分析，然后再对其进行优化，以使其结构更为合理、紧凑；支撑形式采用跨置式，其支撑能力比悬臂式可提高10%。在设计过程中，可能存在一些不足之处，恳请各位老师同学给予批评指正。致谢在整个主减速器设计过程中，非常感谢郭老师几个月的细心指导，这使我们所学的专业知识不在只停留在理论知识，而是一次全面而综合的利用，同时让我们明白各门学科的作用。本设计中我们熟悉并掌握汽车类机械产品零件的设计方法与步骤，培养解决工程实践问题的能力，同时它又能将所学的专业知识有机的结合在一起，认识到所学理论

52、课在工程中的具体应用，熟练查阅和应用国家标准。参考文献1 刘惟信汽车设计 M第1版北京：清华大学出版社，2001.72 陈家瑞汽车构造 （下册）M第2版北京：机械工业出版社，2005.13 汽车工程手册编辑委员会汽车工程手册设计篇M北京：人民交通出版社，2001.64 余志生.汽车理论.机械工业出版社,20065 王望予汽车设计 M第4版北京：机械工业出版社，2004.86 甘永立.几何量公差与检测M.上海：上海科学技术出版社，20017 周开勤.机械零件手册M. 北京：高等教育出版社，20018 濮良贵.机械设计M 第八版. 北京：高等教育出版社，20069 成大先.机械设计手册M. 北京：

53、化学工业出版社，200410 刘惟信.汽车设计M. 北京：清华大学出版社，200111 东风汽车零部件手册M. 四川：四川科学出版社，200212 王国权 龚国庆.汽车设计课程设计指导书.北京:机械工业出版社，2011.113 禹加宽 周详基.工程力学.北京：北京理工大学出版社，200014 王健民.金属工艺学第二版.北京:中国电力出版社，200915 董燕.公差配合与测量技术.武汉：武汉理工大学出版社，2008.816 Jerry Kinsey. The Advantages of an Electronically Controlled Limited Slip Differential. J Copyright 2004 SAE international17 M.J.Nunney. Automobile Technology. Oxford, England: Butterworth-Heinemann, 2001.398