毕设说明书 - 图文

中北大学2016届毕业设计说明书

毕业设计说明书

某型汽车主减速器设计

学生姓名： 学号： 学 院： 专 业： 车辆工程 指导教师：

2016年 6 月

中北大学2016届毕业设计说明书

某型汽车主减速器设计

摘 要

本次设计的题目是某型汽车主减速器设计。汽车主减速器是汽车传动中最重要的部件之一，它能够将万向传动装置传来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现减速增扭。主减速器的设计对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用，是汽车设计的重点之一。

本文选取江淮骏铃V6为参考车型，在分析其主减速器的结构组成、工作原理和运动特点后选择最合适的主减速器设计方案，主要完成了单级主减速器螺旋锥齿轮和主动齿轮轴的设计和校核工作，然后作出相关零件图、装配图，并对主要零部件进行三维建模。

关键词：主减速器，螺旋锥齿轮，主动齿轮轴，轴承

中北大学2016届毕业设计说明书

Design of a certain type of automobile main reducer

Abstract

The topic of this design is the design of a certain type of automobile main reducer. The automobile main reducer is one of the most important parts in the automobile transmission, it can transfer the engine torque to the drive wheel to realize the speed reduction and torque increasing. The design of the main reducer has a unique role in improving the ride stability and its performance, and it is one of the key point of the automobile design.

This paper selects Jianghuai Jun bell V6 models for reference, in analysis of the main reducer structure composition, working principle and characteristics of choose the most appropriate main reduction device design scheme, mainly to complete the single-stage main reduction for spiral bevel gear and a driving gear shaft design and checking, and make correlative parts drawing and assembly drawing, and 3D modeling of the main parts.

Key words: main reducer, spiral bevel gear, drive gear shaft, bearing

中北大学2016届毕业设计说明书

目 录

1 引言……………………………………………………………………………… 1 1.1 选题的背景…………………………………………………………………… 1 1.2 设计的范围和目标…………………………………………………………… 1 1.3 设计的意义及实用价值……………………………………………………… 1 1.4 国内外已有的文献综述……………………………………………………… 1 1.4.1 现主流车桥的发展现状…………………………………………………… 1 1.4.2 未来商用主减速器技术发展方向………………………………………… 2 1.5 理论依据和实验设备条件…………………………………………………… 3 1.6 论文内容安排………………………………………………………………… 3 2 主减速器的设计………………………………………………………………… 3 2.1 主减速器的工作原理和设计要求…………………………………………… 4 2.2 主减速器结构形式的选择…………………………………………………… 4 2.2.1 根据减速形式选择………………………………………………………… 4 2.2.2 根据齿轮类型选择………………………………………………………… 5 2.2.3 主动锥齿轮的支撑形式…………………………………………………… 7 2.2.4 从动锥齿轮的支撑形式…………………………………………………… 8 2.3 设计的主要参数……………………………………………………………… 9 2.4 主减速器齿轮计算载荷的确定…………………………………………… 10 2.4.1 从动锥齿轮的计算载荷………………………………………………… 10 2.4.2 主动锥齿轮的计算载荷………………………………………………… 12 2.5 螺旋锥齿轮基本参数的选择……………………………………………… 13 2.5.1 主、从动锥齿轮的齿数Z1和Z2………………………………………… 13 2.5.2 从动锥齿轮的节圆直径d2和端面模数m……………………………… 13 2.5.3 主、从动锥齿轮齿面宽F的选择………………………………………… 15 2.5.4 螺旋角?的选择………………………………………………………… 15 2.5.5 螺旋方向的选择………………………………………………………… 16

第 Ⅰ 页 共 Ⅱ 页

中北大学2016届毕业设计说明书

2.5.6 法向压力角……………………………………………………………… 17 2.5.7 圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择………………………………… 17 2.6 主减速器圆弧齿锥齿轮的几何尺寸计算………………………………… 18 2.7 主减速器圆弧齿锥齿轮的强度计算……………………………………… 22 2.7.1 齿轮的损坏形式及其影响因素………………………………………… 22 2.7.2 螺旋锥齿轮的强度校核………………………………………………… 24 2.8 齿轮的材料及热处理……………………………………………………… 29 2.9 螺旋锥齿轮的受力分析…………………………………………………… 30 2.9.1 计算转矩的确定………………………………………………………… 30 2.9.2 主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力……………………………………… 32 2.9.3 锥齿轮所受的轴向力和径向力………………………………………… 33 2.10 本章小结…………………………………………………………………… 35 3 轴的设计……………………………………………………………………… 35 3.1 支撑方式的选择…………………………………………………………… 35 3.1.1 锥齿轮的支撑方案……………………………………………………… 35 3.1.2 从动锥齿轮的支撑……………………………………………………… 36 3.2 轴的设计与校核…………………………………………………………… 37 3.3 轴承的设计………………………………………………………………… 41 3.4 本章小结…………………………………………………………………… 45 4 结论…………………………………………………………………………… 45 参考文献……………………………………………………………………………47 致谢 ……………………………………………………………………………… 48

第 Ⅱ 页 共 Ⅱ 页

中北大学2016届毕业设计说明书

1 引言

1．1 选题的背景

主减速器是汽车的重要组成部分，基本功用是将来自变速器或者万向传动装置的转矩增大，同时降低转速并改变转矩的传递方向。主减速器由一对或几对减速齿轮副构成。动力由主动齿轮输入经从动齿轮输出。主减速器的结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有决定性的作用外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、机动性和操纵性有直接影响[1]。因此，主减速器的结构形式选择、设计参数选取及设计计算对汽车的整车设计极其重要。 1.2 设计的范围和目标

根据给定的已知条件设计参考车型的主减速器齿轮、轴的参数，并对齿轮和轴进行强度校核，包括齿轮接触应力、弯曲应力、轴的强度校核和轴承的选取与校核等。目标是使发动机传过来的高速低扭矩的转矩转化为低速高扭矩的转矩，并改变转矩方向，令所设计的主减速器有足够的刚度和强度以及较高的传动效率，能保证车辆正常运行。

1.3 设计的意义及实用价值

通过对汽车主减速器的设计实践、主要零部件强度的计算分析等内容，实现更好地学习并掌握现代汽车零部件设计与计算分析的相关知识和技能。其次，还可以让自己综合运用《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《汽车理论》和《汽车设计》等专业知识，培养自己对汽车零部件的基本设计能力和处理问题的能力，为接下来踏入汽车行业工作奠定扎实的基础。

汽车主减速器及差速器是汽车传动中的最重要的部件之一。它能够将万向传动装置传来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现降速增扭。主减速器及差速器对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用，是汽车设计的重点之一[2]。 1.4 国内外已有的文献综述 1.4.1 现主流车桥的发展现状

目前市场上的重卡车桥主要有两大形式：一种是以STR、 MAN技术为代表的轮边减速桥，一种是以一汽、二汽和美驰为代表的单级桥。单级桥由于减少了轮

第 1 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

边减速器，其传动效率比轮边减速桥高，传动比较小，在公路运输中处于主流；而轮边减速桥因为带有轮边减速，所以主减速器尺寸较小，使整车通过性提高，是工程车辆的首选。当然还有断开式车桥、独立悬挂桥主要用于特种车辆例如军车等，用量较少。

1.4.2 未来商用主减速器技术发展方向 （1）高效、高承载、低噪声的桥齿轮技术

2015年的上海车展，跨国商用车巨头不仅带来了其众多车型，更暗示了卡车发动机大马力、大排量的趋势。这些大马力的发动机意味着大扭矩，主减速器作为传递扭矩的重要环节必须较原来承担更大的输出扭矩，才能满足整车发展需要。

主减速器作为车桥传递扭矩的关键组件，其主减齿轮组件设计及加工技术成为关键。尤其是随着发动机功率提高，主减速比向小速比发展，原先STR桥主减速比主要有6.72、5.73和4.8，后续最小做到4.42，MAN单级桥主减速比已经可以做到3.083，甚至有更小的趋势。但目前国内主减齿轮的设计、齿轮材料热处理、加工和检测技术都与国外有较大的差距，国内齿轮由于材料及制造技术原因，在售后市场中暴露出轮齿损坏、打齿、齿面胶合、剥落等问题[3]。

减小齿轮噪声也是未来主减速器发展方向之一，整桥制造技术应围绕提高齿轮副加工精度及相关件轴承组合配置，使齿轮噪声降低到 80dB以下。

（2）双速主减速器技术

由于中国路况较欧美复杂，尤其是西北、西南地区山区较多，经常有爬坡路段，要用一种主减速比来满足满载爬坡，而在平直良好硬路面行驶较高车速和满意的燃料经济性，是非常困难的，采用双速主减速器技术就可根据行驶路况选择不同的档位满足要求。目前此技术在主流车桥技术中几乎难以看到，但这种产品应该有市场潜力，同时由于增加了换挡模块，对产品零部件可靠性提出了更高要求。 （3）主减速器轻量化

汽车轻量化是节能的最好方式，实验证明，如果整车重量降低10%，燃油效率

第 2 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

提高 6% ～ 8%，排放也随之减少。主减速器零部件分总成集成化、模块化设计，可进一步缩小零部件空间尺寸，减少零部件数量，减轻整桥重量，提高能源利用效率。例如：主减轴承单元集成化，但对零部件可靠性提出更高的要求。低密度合金材料的应用像铝合金在主减速器局部结构的使用等[4]。 （4）新能源车桥

既然以电代油是未来汽车的发展方向，新能源车桥技术必将快速发展。 陕汽汉德车桥公司研发的新能源客车专用桥，已批量应用于城市公交车。其中，国内龙头企业比亚迪最核心的电动桥扭矩分配技术，代表了目前电动车桥的技术前沿，车桥未来的电气化也在不远的将来实现。 （5）车桥主减速器的智能化

整车的智能化也将带动车桥主减速器的智能发展。影响车桥齿轮使用寿命的桥包油温控制将是未来车桥的控制重点，合适的油温对车桥齿轮的磨损、噪声以及整车节油均有很大影响，设计开发配备油温传感器、油温冷却器的智能组件，可以大大提高车桥的使用寿命[5]。 1.5 理论依据和实验设备条件

主减速器的主要零部件为齿轮和轴，它们的设计方案和相关参数已比较成熟，然而条件限制，在这里我将刘惟信先生编写的《汽车车桥设计》作为主要依据，同时参考《汽车设计》等教材和相关论文，选取江淮骏铃V6为参考车型，对此轻卡货车的主减速器进行设计，作出相关零件图、装配图，并对主要零部件进行三维建模。

1.6 论文内容安排

在第二章首先我将对主减速器进行介绍，接着根据车型进行方案的选择，然后对主减速器主从动锥齿轮进行设计计算，然后对齿轮进行强度校核，接着选择齿轮的材料以及热处理工艺。在第三章我将对主动齿轮轴进行设计和校核，然后对齿轮轴的轴承进行选择和校核工作。最后进行三维建模以验证可行性。

2 主减速器的设计

第 3 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

2.1 主减速器的工作原理和设计要求

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：

（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）外型尺寸要小，保证离地间隙；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。 2.2 主减速器结构形式的选择

主减速器的结构形式是由齿轮类型或减速形式来确定的，下面分别进行说明。 2.2.1 根据减速形式选择

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。

（1）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i<7.6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。

（2）双级减速

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

（3）双速主减速器

第 4 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

双速主减速器 用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。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。

（4）单级贯通式主减速器、双级贯通式主减速器

单级贯通式主减速器、双级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车上,本车为单桥驱动。

（5）主减速器附轮边减速器

主减速器附轮边减速器应用于矿山、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。

综上所述，本次设计的是中型轻卡，主减速比为4.33<7.6,故本车采用单级主减速器，即可降低成本，又满足使用要求。 2.2.2 根据齿轮类型选择

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。圆柱齿轮传动应用于发动机横置的前置前驱动乘用车和双级主减速器驱动桥。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。

齿轮类型如图2.1所示：

螺旋锥齿轮 双曲面齿轮 圆柱齿轮传动 蜗杆传动

图2.1 主减速器的几种齿轮类型

（1）螺旋锥齿轮

锥齿轮的主、从动齿轮轴线满足相交于一点。交角可以随意取，但在大部分的汽车主减速器上，主减速器的齿轮副都是采用90o交角的布置方式。由于轮齿端面

第 5 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

的重叠，最少有两对以上的轮齿同时进入啮合，所以，螺旋锥齿轮能承受较大的负荷，制造也简单。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而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[7]。为保证齿轮副的正常啮合，必须将支撑轴承预紧，以提高支撑刚度，增大壳体刚度。

（2）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，用这种齿轮支撑布置比较紧凑。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，双曲面传动主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。此外，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。因为螺旋锥齿轮传动和双曲面齿轮传动当主动齿轮直径相同时，双曲面齿轮从动齿轮直径相对较小，对于主减速器主减速比i≥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。对于中等传动比，即传动比在2~4.5时，两种齿轮传动均可采用[8]。

（3）圆柱齿轮传动

一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥，在此不采用。

（4）蜗杆传动

与锥齿传动相比，蜗杆传动有如下优点：

① 在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比（可大于7）； ② 在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声； ③ 便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置； ④ 能传递大的载荷，使用寿命长。

第 6 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。在此不采用。

像圆柱齿轮传动只在节点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其他啮合点还伴随着沿齿廓的滑动一样，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动都有这种沿齿廓方向的滑动。此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。这种滑动促使齿轮副沿整个齿面都能较好地啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声。但双曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点的温度升高，因而需要用专门的双曲面齿乾油来润滑，且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达96％。其传动效率与倔移距有关，特别是与所传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮也是一样，其效率可达99％。两种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏感性本质上是相同的。如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺旋角的平均值相同，则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大，而其从动齿轮的螺旋角则比螺旋锥齿轮的小，因而双曲面主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的大，而从动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的小。两种齿轮都在同样的机床上加工，加工成本基本相同。

由于本车的主减速器传动比为4.33，采用两种齿轮都可，由于螺旋锥齿轮成本较低，满足使用要求，综上所述各种齿轮类型的优缺点,本文设计的江淮骏铃V6轻型货车主减速器采用螺旋锥齿轮。 2.2.3 主动锥齿轮的支撑形式

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：

（1） 悬臂式

如图2.2，悬臂式支撑的齿轮其大端的轴颈被悬臂式地支撑在一对轴承的一侧。支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，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a。支承刚度不但和轴承的开式、轴径的大小、支承间的距离和悬臂的长度相关之外，还和轴承与轴以及轴承与座孔之间的配合紧度相关。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。

第 7 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

悬臂式支撑的特点是支承刚度较差，结构相对简单，用在传递较小转矩的轿车、轻型货车的单级和双级主减速器中[9]。

图2.2 悬臂式支承

（2）跨置式

在图2.3中，前、后两端齿轮的轴颈都用轴承来支承，所以又称为两端支承式。跨置式支承增大了支承刚度，极大减小了齿轮在载荷作用下的变形，可以减小到悬臂式支承的三十分之一以下．同时主动锥齿轮后边轴承的径向负荷相比悬臂式要缩小至1/5~1/7。较悬臂式来说齿轮的承载能力可提高10%左右。

图2.3 跨置式支承

装载质量较大的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。但是跨置式支承增加了导向轴承支座，使主减速器结构复杂，成本提高。乘用车和装载质量小的商用车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构[10]。

我们所设计的江淮骏铃V6作为轻型货车，采用结构较为简单的悬臂式，以降低成本。

2.2.4 从动锥齿轮的支撑形式

第 8 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

主减速器从动双曲面齿轮的支承刚度依轴承的形式、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。但为了增加支承刚度，应当减小尺寸c＋d；为了让载荷分配更加均匀，应让c的尺寸大于或等于d。球面圆锥滚子轴承可以实现自动调位，它对轴歪斜后的敏感性低，如果主减速器从动齿轮的轴承尺寸较大，这点就很重要了。向心推力轴承不必调整，小排量轿车的主减速器中多用。

综上所述，由于本车为轻型载货汽车，主减速器从动齿轮不宜采向心球轴承，应采用圆锥滚子轴承支承，并用螺栓与差速器壳突缘连结。

图2.4 从动双曲面齿轮的支承

2.3 设计的主要参数

江淮骏铃V6主减速器设计的主要参数，如表2.1所示：

表2.1 主减速器设计主要参数表

汽车型号 公告型号 额定载重 整车整备质量 发动机 变速箱 轴距 变速器一档传动比 江淮骏铃 130马力 单排栏板轻卡 HFC1043P91K6C2 1985kg 2500kg 潍柴WP3Q130E401 六安LC6T450 3308mm 6.31 类型 汽车总质量 驱动形式 发动机最大转矩 变速箱最大转矩 后桥允许载荷 前桥允许载荷 轻型载货车 4485kg 4X2 420N·m 451N·m 2865Kg 1620Kg 第 9 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

续表2.1 主减速器设计主要参数表

主减速比 车轮滚动半径 轮胎数 4.33 0.391m 6 最大车速 离地间隙 轮胎规格 95km/h 190~220mm 子午线轮胎7.50R16

2.4 主减速器齿轮计算载荷的确定 2.4.1 从动锥齿轮的计算载荷

（1）按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tje

Tje?TemaxiTLk0?T （2.1） n式中 :

iTL——变速器一挡传动比和主减速器传动比的乘积，变速器一挡传动比为6.31，主减速器传动比为4.33；

x发动机的输出的最大转矩，在此取420N?m； Tema——

k0——由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取k0=1.0，当性能系数fp>0时可取k0=2.0；

?1??mag?mag16-0.195 当0.195?16?????100??Temax?Temaxfp??? （2.2）

mag?0 当0.195?16???Temax??

ma——汽车满载时的总质量在此取4485Kg；

4485?10?20.82?16 即fp<0 ，所以k0?1.0 420 所以由式（2.2）得： 0.195? n——该汽车的驱动桥数目在此取1；

?T——传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9。 根据以上参数可以由（2.1）得：

Tje=420?6.31?4.33?1?0.9?10327.83N?m

1第 10 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tj?

Tj??G2?rr （2.3） ?LBiLB式中：

G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取28650N；

?——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?=0.85；对越野汽车取?=1.0；对于安装专门的放滑宽轮胎的高级轿车取?=1.25；在此取

?=0.85；

rr——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为玲珑F825（7.50R16LT），滚动

半径为 0.391m（查自子午线轮胎7.50R16表，滚动半径为390.96mm）；

?LB，iLB——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，?LB取0.9，由于没有轮边减速器iLB取1.0。 所以由公式（2.3）得:

Tj??G2?rr28650?0.85?0.391=?10579.81N?m

0.9?1.0?LBiLB（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tjm

对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：

Tjm?式中：

(Ga?GT)rr(fR?fH?fP) （2.4）

iLB?LBnGa——汽车满载时的总重量，在此取44850N;

GT——所牵引的挂车满载时总重量，但仅用于牵引车的计算,在此GT?0；

fR——道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.015~0.020；在此取0.017；

fH——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.05~0.09在

第 11 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

此取0.07；

fp——汽车的性能系数，由Tce计算式知在此取0；

?LB，iLB——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，?LB取0.9，由于没有轮边减速器iLB取1.0； n——该汽车的驱动桥数目在此取1；

rr——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为玲珑F825（7.50R16LT），滚动半径为 0.391m。

所以由式（2.4）得：

Tjm?(Ga?GT)rr(fR?fH?fP)

iLB?LBn =

44850?0.391?（0.017?0.07）?1695.18N?m

1.0?0.9?1在上述确定从动锥齿轮计算转矩的三种方法中，第1、2两种方法用于确定最大计算转矩，应该取他们之中较小的数值。设Tj是确定的最大计算转矩，则

Tj?min(Tje,Tj?)

利用第3种方法确Tj用于进行静强度计算和用做选择锥齿轮主要参数的依据。

定的计算转矩（日常行驶平均转矩）Tjm则用来进行锥齿轮的疲劳强度计算。 2.4.2 主动锥齿轮的计算载荷 主动锥齿轮的计算转矩为：

Tje1? Tj?1?Tje i0?GTj? （2.5） i0?GTjm i0?G

Tjm1?第 12 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

式中：

Tje、Tj?、Tjm分别为从动锥齿轮三种工况下的计算转矩(N?m)；

Tje1、Tj?1、Tjm1分别为主动锥齿轮三种工况下的计算转矩(N?m)； i0为主减速器传动比，在此取4.33；

?G?为主、从动锥齿轮间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮副，G取95%；

??i?6对于双曲面齿轮副，当i0?6时，G取85%，当0时，G取90%。本文取95%。将各数据代入公式得：

10327.83?2510.72N?m

4.33?0.9510579.81Tj?1??2571.97N?m

4.33?0.951695.18Tjm1??435.00N?m

4.33?0.95Tje1?2.5 螺旋锥齿轮基本参数的选择 2.5.1 主、从动锥齿轮的齿数z1和z2

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，z1，z2之间应避免有公约数；

②为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40；

③为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车z1一般不小于6； ④主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙； ⑤对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配[11]。

参考《汽车车桥设计》表3-12载货汽车驱动桥主减速器主动锥齿轮齿数和表3-13汽车主减速器主从动锥齿轮数的选择，选取Z1=10，Z2=43。 2.5.2 从动锥齿轮节圆直径d2和端面模数m

第 13 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

对于单级主减速器，增大尺寸d2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小d2又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

d2可根据经验公式初选，即

d2?Kd23Tc （2.6）

Kd2——直径系数，一般取13～16；

Tj——从动锥齿轮的计算转矩，N?m，为Tje和Tj?中的较小者取其值为

10327.83N?m；

由式（2.6）得：

3（13~16）10327.83?283.14~348.44mm d2=

当以一挡传递Temax时，节圆直径d2应大于或等于以下两式算得的数值中的较小值，即

d2?0.346Temaxig1i0 cm

d2?0.3460.85G2rr cm (2.7) 当以直接挡传递Temax时

d2?0.574Temxia0 cm (2.8) 最后，应根据式(2.7)、式(2.8)所得的d2值中的较大者，作为货车主减速器从动锥齿轮的节圆直接。在上述式中

Temax——发动机最大转矩，420N?m；

ig1——变速器一挡传动比，6.31；

i0——主减速比，4.33；

G2——汽车在驱动桥处的称重，28650N；

?——轮胎对路面的附着系数，在此取?=0.85；

rr——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为玲珑F825（7.50R16LT），滚动

半径为 0.391m。

第 14 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

计算得： d2?337.63mm

初选从动齿轮d2?344mm，可按mt?d2z2=8算出大端端面模数，并用下式校核：

mt?Km3Tc?(0.3~0.4)310327.83?6.53~8.71 (2.9)

所以mt?8满足要求，则d2?mt?Z2?8?43?344mm。 式中：

mt——齿轮大端端面模数；

km——模数系数，取km?0.3～0.4；

Tj——从动锥齿轮的计算转矩，N?m，为Tje和Tj?中的较小者取其值为10327.83N?m；

2.5.3 主、从动齿轮齿面宽F的选择

想要增大齿轮的强度和寿命，不能一味的增大齿面宽，相反过度增大会导致锥齿轮轮齿小端齿沟变窄，从而使切削刀头得顶面过窄以及刀尖圆角过小，这种方法不但减小了齿根圆角半径，增大了集中应力，同时降低了刀具使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。另一方面，齿面过窄会引起轮齿表面的耐磨性和轮齿强度的降低。

另外,由于双曲面齿轮的几何特性,双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。一般取大齿轮齿面宽F=0.155d2=0.155?344=53.32mm，小齿轮齿面宽

Fz=1.1F=1.1?53.32=58.65mm 2.5.4 螺旋角?的选择

螺旋锥齿轮的螺旋角是沿节锥齿线变化的，轮齿大端的螺旋角?0最大，轮齿小端螺旋角?i最小，齿面宽中点处的螺旋角?m称为齿轮的中点螺旋角，也是该齿轮的名义螺旋角。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。

第 15 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

2合成弯矩为：M合?5247002?（?226840）?571635N?mm，该轴的扭矩为

T1=445370N?mm。

由图可看出危险截面为截面B和C。 按弯扭合成应力校核轴的强度.： 截面B的校核： 根据第三强度理论有

?ca?M合2?(?T1)2W （3.6）

其中折合系数??0.3，抗弯截面模量W?0.1d3，d为截面直径，则轴的计算应力：

?ca?M合?(?T1)2W25716352?(0.3?445370)2?MPa?27.18MPa

0.1?603截面C的校核：

水平面H：MHC?41.5?FHA?205425N?mm; 垂直面V：MVB?41.5??FVA??88810N?mm；

2合成弯矩为：M合?2054252? （?88810）?223800N?mm，则轴的计算应力：

?ca?M合?(?T1)2W22238002?(0.3?445370)2?MPa?20.85MPa

0.1?603（7）轴的许用应力计算

轴的材料是20CrMnTi，其抗拉强度为?b?1080MPa，屈服极限为，根据弯曲疲劳极限的计算公式可得： ?s?850MPa??1?0.2?(?b??s)?100?0.2?(1080?850)?100?486MPa

取安全系数为s?3，则[??1]???1/s?486/3?162MPa，则剪切许用应力为[??1]???1/2?162/3?81MPa。由此可看出轴的校核通过，该轴安全。 3.3 轴承的设计

第 41 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

主动锥齿轮轴的设计计算：对于轴是用悬臂式支撑的，如图3.4所示，齿轮以其齿轮大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增加支承刚度，应使两轴承的支承中心距b比齿轮齿面宽中点的悬臂长度a大两倍以上，同时尺寸b应比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于或等于悬臂长a。为了减小悬臂长度a和增大支承间距b，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以使b拉长、a缩短，从而增强支承刚度。由于圆锥滚子轴承在润滑时，润滑油只能从圆锥滚子轴承的小端通过离心力流向大端，所以在壳体上应该有通入两轴承间的油路管道和返回壳体的回油道。

图3.4主动齿轮的支持型式

另外，为了拆装方便，应使主动锥齿轮后轴承（紧靠齿轮大端的轴承）的支承轴径大于其前轴承的支持轴径。

根据上面可算出轴承支承中心距b?70?=56mm，在这里根据轴的设计取b=106mm。

轴承的的选择上，选取主动锥齿轮后轴承B为圆锥滚子轴承30312型，前轴承A为圆锥滚子轴承30311型。 由此可得到：

ba?(cos?1?a2?4) (3.7)

2式中：a2—轴承的最小安装尺寸，由《机械设计课程设计》书可查得a2?7.5mm。 则a=40.46mm，取a=40mm。

当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力确定后，根据主减速器齿轮轴

第 42 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

承的布置尺寸，即可求出轴承所受的理论载荷。对于采用悬臂式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承载荷，如图3.5所示。各轴承的载荷计算公式见表3.1。

图3.5主减速器轴承的布置尺寸

表3.1 轴承上的载荷

径向轴力 承轴A 向力 径向轴力 承轴B 向力 0 D 向力 0 PAz?（tan?sin??sin?cos?) cos?1RA?（P?b)2?(Rz?b?0.5Azd1m)2a 轴径向力 承轴C 向力 Rc?1(P?d)2?(Rc?d?0.5Acd2m)2 yy=c+d A?P（tan?sin??sin?cos?)cos? 1RB?（P?x)2?(Rz?x?0.5Azd1m)2a径向轴力 承轴RD?1(P?c)2?(Rc?c?0.5Acd2m)2 yx=a+b y=c+d 注①：P为主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力，在此取13.11KN。

第 43 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

轴承A、B的径向载荷分别为：

1（13.11?146)2?(5.66?146?0.5?10.26?67.92)2?18.61KN 1061 RA?（13.11?40)2?(5.66?40?0.5?10.26?67.92)2?5.08KN

106轴承A、B的轴向载荷分别为： 代入公式得：RB?AB=0; AA=AZ=10.26KN;

经验算，轴承载荷实际值和理论值大致相同，设计方案成立。

对于轴承A，承受轴向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=XR+YA Q——当量动载荷

X——径向系数 Y——轴向系数

A10.26??1?e R18.61此时X=1，Y=0

所以轴承A:Q=5.08KN,轴承B：Q=18.61KN；

?ftC?6根据公式： L????10 (3.8)

?fpQ?式中:

?ft——为温度系数，在此取1.0; fp——为载荷系数，在此取1.5； ε——寿命指数，取ε?10；3

C——额定动载荷，其值查机械设计课程设计手册；

?1?130?610 所以: LA=???10=1.27×10s

?1.5?5.08??1?180?86??10=1.69×10s LB=??1.5?18.61?103103

第 44 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

假设汽车行驶十万公里大修，对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速n2为:

n?式中：

rr——轮胎的滚动半径为0.391m;

n——轴承计算转速

vam——汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取30～35

2.6v6am (3.9) rrkm/h，在此取35km/h[15]。

所以有上式可得n=

2.66?35?238.11 r/min

0.391L h (3.10) 60n所以在实际计算中常以工作小时数表示轴承的额定寿命：

Lh?式中: n——轴承的计算转速，r/min。

5.01?109?350678.26 h 由上式可得轴承A的使用寿命Lh?60?238.113.86?108?27018.32 h 同理，轴承B的使用寿命Lh?60?238.113.4 本章小节

当齿轮受力确定后，本章根据参考车型我对主减速器主动齿轮轴进行了设计和校核，然后再根据轴和载荷对轴和轴承进行选取和寿命计算。

4 结论

主减速器是驱动桥的重要组成部分，有着减速、增扭、改变转矩方向的作用。其性能的好坏对车辆的性能有着直接的影响。

本次设计通过多方查找资料，并在导师的指导下先后完成了以下工作： （1）对主减速器的各种结构形式进行了详细的阐述，通过比较分析，最后根据实际情况决定采用结构简单、成本低廉的单级主减速器；

（2）通过查阅资料总结了各种齿轮类型，从实用性和经济性考虑选用螺旋锥齿

第 45 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

选择齿轮螺旋角时应考虑它对齿面重合度mf、轮齿强度和轴向力大小的影响，

?越大，则mf也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，mf应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但?过大，会导致轴向力增大。

汽车主减速器锥齿轮的螺旋角?多为35°～40°。载货汽车选用较小值以防止轴向力过大。通常螺旋锥齿轮用35°的居多。

格里森制推荐用下式来近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值:

?1=25=+5z2E+90 （2.10） z1d2?1--主动轮中点处的螺旋角的预选值； z1，z2——主、从动轮齿数；分别为10，43；

E——双曲面齿轮偏移距, 对螺旋锥齿轮取E=0；

d2——从动轮节圆直径，344mm； 由式（2.6）得:

?1=25°+5°430?90??35.37° 10344所以，主减速器螺旋锥齿轮螺旋角?选为35°。

2.5.5 螺旋方向的选择

螺旋锥齿轮的螺旋方向指的是轮齿节锥齿线的曲线弯曲方向，分为“左旋”与“右旋”两种。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。如图2.5所示，螺旋方向与螺旋锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。判断齿轮的旋转方向是是顺时针还是逆时针，要向齿轮的背面看去。而判断齿轮的轴向力方向时，则可用左右手法则判断，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

第 16 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

为轴向力方向，而其他手指握起来后的指向就是齿轮旋转方向。所以在此主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。

图2.5 螺旋锥齿轮的螺旋方向及轴向推力

2.5.6 法向压力角

加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定载货汽车选用20°的压力角，在此选用20°的法向压力角。

2.5.7 圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择

“格里森”制螺旋锥齿轮铣刀盘的名义直径2rd是指通过被切齿轮齿间中点的假想同心圆的直径。可用下式初步估算刀盘的名义直径：

2rd=2K2A02?Am2(2?sin2?2)?Amsin?2 mm （2.11）

式中：

K——系数，选取0.9~1.1范围内的某值，以使2rd为标准值；

第 17 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

A0、Am——分别为从动齿轮的节锥距和中点锥距，mm;

?2——从动齿轮的螺旋角。

上式初步估算值为2rd=148.25mm，在《汽车车桥设计》表3-14圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择表中，按上式结果或从动轮直径选取刀盘名义半径为152.40mm。

2.6 主减速器圆弧齿锥齿轮的几何尺寸计算

表 2.2 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 计算公式 数值 10 43 8mm 注 释 主动小齿轮齿数 从动大齿轮齿数 端面模数 大齿轮齿面宽 小齿轮齿面宽 齿工作高hg,H1查表2.3取1.68 齿全高h,H2查表2.3取1.865 法向压力角 轴交角? 小齿轮节圆直径 大齿轮节圆直径 小齿轮节锥角 大齿轮节锥角 节锥距 Z1 Z2 mt F=0.155d2 53.32mm 58.65mm 13.44mm 14.92mm 20° 90° 80mm 344mm 13.09° 76.91° 176.62mm Fz=1.1F hg?H1mt h?H2mt ? ? d1?mtZ1 d2?mtZ2 ?1?arctanZ1Z2 ?2?90??1 A0?d12sin?1 第 18 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

续表 2.2 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表

序号 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 计算公式 数值 25.13 9.96mm 3.48mm 4.96mm 11.44mm 1.48mm 1.61o 3.71° 16.80° 78.52° 11.48° 73.20° 99.40mm 注 释 周节 小齿轮齿顶高h1 大齿轮齿顶高h?2,Ka查表2.3取0.435 小齿轮齿根高 大齿轮齿根高 径向间隙 小齿轮齿根角 大齿轮齿根角 小齿轮面锥角 大齿轮面锥角 小齿轮根锥角 大齿轮根锥角 小齿轮外圆直径 大齿轮外圆直径 小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离 大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离 小齿轮理论弧齿厚 大齿轮理论弧齿厚s2，SK查表2.4取0.888 第 19 页 共 48 页

't?3.1416mt ' h'1?hg?h2'h2?Kamt h1??h?h1' ?? h2?h?h2c?h?hg ?1?arctanh1?A0 ??2?arctanh2A0 ?01??1??2 ?02??2??1 ?R1??1??1 ?R2??2??2 d01?d1?2h1'cos?1 'd02?d2?2h2cos?2 345.58mm ?01?d2?h1'sin?1 2d'?02?1?h2sin?2 2169.74mm 36.61mm 18.03mm s1?t?s2 s2?SKmt 32 7.10mm 中北大学2016届毕业设计说明书

续表 2.2 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表

序号 计算公式 数值 注 释 0.305~0.559 齿侧间隙，上排为低精度（AGMA4~6级） 33 B 0.203~0.279 下排为高精度（AGMA7~13级） 34 ? 螺旋方向 35° 螺旋角 主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴35 向力有相互斥离的趋势 主动齿轮从锥顶看为逆时针，从动齿轮从锥顶看为顺36

表2.3 载货、公共、牵引汽车或压力角为20o的其他汽车锥齿轮的H1、H2和Ka 主动齿轮齿数旋转方向 时针 Z1 从动齿轮最小齿数Z2min 法向压力角（5） 6 7 8 9 10 11 ?12 34 33 32 31 30 29 26 ? 螺旋角? 齿工作高系数35°40′ 20o 35° H1 齿全高系数1.430 1.500 1.560 1.610 1.650 1.680 1.956 1.700 H2 大齿轮齿顶高系数Ka 1.588 1.666 1.733 1.788 1.832 1.865 1.882 1.888 0.160 0.215 0.270 0.325 0.380 0.435 0.490 0.46+0.39?z2z1?2

第 20 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

2?103?Tj?K0?Ks?Km ?w? N/mm （2.15） 2Kv?F?z?m?J式中：

按Tje和Tj?中的较小者和Tjm计Tj——该齿轮的计算转矩,N?m;对于从动齿轮，算；对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；

K0——超载系数；在此取1.0;

Ks——尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当ｍ?1.6时，Ks?4m8.00?0.75 ，在此Ks?425.425.4 Km——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km＝1.00～1.10悬臂式支承时取1.10～1.25。支承刚度大时取最小值;

Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取1.0;

F——齿面宽度，取齿轮副中的较小值（一般为从动齿轮的齿面宽度，取53.32mm）；

z——计算齿轮的齿数;

m——端面模数;

J——计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数、载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。根据螺旋锥齿轮的大小齿轮齿数选取，参照图2.8，大齿弯曲计算用J取0.21，小齿轮弯曲计算用J取0.26；

第 26 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

小齿轮齿数Z1

大齿轮齿数Z2

图2.8弯曲计算用综合系数J

对于从动齿轮，按Tj?10327.83N·m计算疲劳弯曲应力：

2?103?10327.83?1.0?0.75?1.1??＝553.01N/mm2< 700 N/mm2 21?53.32?43?0.21?8按Tjm?1695.18N?m N·m计算疲劳弯曲应力：

2?103?1695.18?1.0?0.75?1.122???90.77 N/< 210.9 N/mmmm

1.0?53.32?43?82?0.21对于主动齿轮，按Tj1?2510.72N?m计算疲劳弯曲应力：

2?103?2510.72?1.0?0.75?1.122??＝424.48N/< 700 N/mmmm

1?58.65?10?0.26?82按Tjm1?435.00N?m N·m计算疲劳弯曲应力：

2?103?435?1.0?0.75?1.1??＝73.54N/mm2< 210.9 N/mm2 21?58.65?10?0.26?8表2.6汽车驱动桥的许用应力 N/mm2

计算载荷 按Tj 按Tjm 主减速器齿轮的许用弯曲应力 700 210.9 主减速器齿轮的许用接触应力 2800 1750 差速器齿轮的许用弯曲应力 980 210.9 第 27 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

如表2.6所示，按Tje和Tj?中的较小者计算时汽车主减速器齿轮的许用弯曲应力为700N/mm2,按Tjm计算时齿轮的许用弯曲应力为210.9N/mm2，所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。

(3) 轮齿的表面接触强度计算 锥齿轮的齿面接触应力为

Cp2Tj1K0KsKmKf?103 (2.16) ?j?d1KvFJ式中：

T——主动齿轮的计算转矩,N/m；

Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm;

12K0，Kv，Km——见式(2.15)下的说明;

Ks——尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1.0;

Kf——表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0;

J——计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图2.9选取J=0.128； d1——主动锥齿轮大端分度圆直径；

F——取齿轮副中齿面宽的较小值，一般为从动齿轮齿面宽53.32mm； 主从动齿轮的齿面接触应力相等。

第 28 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

图2.9接触强度计算综合系数J

当按Tj1计算时，代入数据得

232.62?2510.72?1?1?1.1?1?103=2615.65N/mm2 <2800N/mm2 ?j?801?53.32?0.128当按Tjm1计算：

232.62?435?1?1?1.1?1?103=1038.07N/mm2 <1750N/mm2 ?j?801?53.32?0.128由以上结果可知，所选的各项参数满足设计使用要求。

2.8 齿轮的材料及热处理

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，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轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：

（1）具有较高的疲劳弯曲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）轮齿心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。

第 29 页 共 48 页

中北大学2016届毕业设计说明书

（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易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率； （4）选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。

汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi

用渗碳合金钢制造的齿轮，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32～45HRC[11]。

由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.005～0.010～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面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，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，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[11]。 2.9 螺旋锥齿轮的受力分析 2.9.1 计算转矩的确定

锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。

为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩Td进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算:

3333?fT2?fTR????1??fT1????fT3?? Td?Temax???fi2?ig2??fi3?ig3????fiR?igR??? ?fi1?ig1?100??100??100?????100????100??13(2.17)

式中：

Temax——发动机最大转矩，在此取420N·m；

第 30 页 共 48 页

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/gfev.html