汽车主减速器设计与研究

汽车主减速器设计与研究

汽车主减速器总成是汽车传动系的重要部件之一,其功用是降速增矩(将输入的转矩增大并相应降低转速),并可改变发动机转矩的传递方向,以适应汽车的行驶方向。主减速器总成对装配精度的要求专门高,其制造和装配质量对驱动桥乃至整车的性能有专门大的阻碍。

由于受到传统制造、装配工艺和测控手段限制,主减速器的装配质量往往满足不了高质量汽车的要求。近年国内许多车桥生产厂家先后使用了成套制造设备和主减速器柔性装配线,使制造和装配质量有了一定的提高,但针对其装配精度的检测,目前尚缺乏自动化测控设备。

汽车主减速器设计与研究

1 差不多设计参数

1〕.发动机最大功率: 55 kw/rpm 2〕.发动机最大扭矩: 161.7 Nm/rpm 3〕.五档手动变速器: 低速档比: 6.08 4〕.主减速比：4.48高档速比:1.00

5〕.轮胎型号:185/75R16 〔即轮胎半径332.7mm) 6〕.汽车总质量: 42000 kg

2 驱动桥简介

汽车驱动桥位于传动系的末端。其作用要紧有增扭，降速，改变转矩的传递方向，并合理的将转矩分配给两个驱动车轮；而且，驱动桥还要承担作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一样由主减速器，差速器，半轴和桥壳组成。

目前国内大型车桥生产企业也要紧集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些企业几乎占到国内大型车桥90%以上的市场。

设计驱动桥时应当满足如下差不多要求：

1)选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最正确的动力性和燃油经济性。

2)外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。 3)齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。 4)在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。

5)具有足够的强度和刚度，以承担和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，专门是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。

6)与悬架导向机构运动和谐。

7)结构简单，加工工艺性好，制造容易，修理，调整方便。

3驱动桥结构形式及选择

驱动桥的结构型式按工作特性分，能够归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采纳非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采纳独立悬架时，那么应该选用断开式驱动桥。独立悬架驱动桥结构较复杂，但能够大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。

3.1非断开式驱动桥

一般非断开式驱动桥，结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车内，在多数的越野汽车和部分轿车内也采纳这种结构。他们的具体结构、专门是桥壳结构尽管各不相同，然而有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。

3.2断开式驱动桥

断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，同时彼此之间能够做相对运动，因此这种桥称为断开式的。

断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情形及对各种地势的适应性比较好，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏。然而，由于与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构要紧见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车内，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。

由于本设计车辆为小型客车，因此选用断开式驱动桥。

4 主减速器的结构设计

4.1 主减速器的齿轮类型及选择

a螺旋锥齿轮 b双曲面齿轮 c圆柱齿轮传动 d螺杆传动

图1.1主减速器的几种齿轮类型

主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮〔见图1.2〕，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用螺旋锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重叠的阻碍，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此能够承担较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐步有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，因此工作平稳，噪声和振动小。而螺旋锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏锐，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；然而当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的螺旋锥齿轮小，从而能够得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。另外，螺旋锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。

(a)螺旋锥齿轮传动； (b)双曲面齿轮传动

图1.2 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动

本设计选择格里森式螺旋锥齿轮〔弧齿〕，主从动齿轮螺旋角相等。

4.2 主减速器的减速形式

为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的〔见图1.3〕。

按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双速主减速器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车内。单级式主减速器应用于轿车和一样轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。

由于i0=4.48＜6，因此采纳单级主减速器。

图1.3 单级主减速器〔左〕、双级主减速器〔右〕

4.3 主减速器主减速器主，从动锥齿轮的支承形式

主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式和跨置式两种。悬臂式安装通常在负荷较小的小客车和轻型载荷汽车内采纳，因此本设计采纳悬臂式的主动锥齿轮支撑方式〔见图1.4〕。

采纳悬臂式安装时，为保证齿轮的刚度，主动齿轮的轴颈应尽可能的加大，并使两轴承间距b比悬臂距离c大2.5倍以上，同时b不能小于所支承的齿轮大端节圆直径的70%。

图1.4 主动锥齿轮悬臂式

从动锥齿轮采纳圆锥滚子轴承支承〔见图1.5〕。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固性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能平均分配在两轴承上，应是c等于或大于d。

图1.5 从动锥齿轮支撑形式

5 主减速器齿轮参数设计与强度校核

5.1 主减速器齿轮运算载荷的确定

5.1.1按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的运算转矩Tce〔N·m〕：

TceTtpdiTLKdT/n 〔1-1〕

式中：iTL—发动机至所运算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比，

iTL=ig1·i0=6.018×4.48=26.96；

Ttpd—发动机的输出的最大转矩，依照第三章取161.7 N·m； ηT—传动系上传动部分的传动效率，在此取0.93； n—该汽车的驱动桥数目在此取1；

Kd—由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，关于一样的载货汽车，

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Kd=1.0，当性能系数fp>0时可取Kd=2.0，fp依照式〔1-2〕可得；

1MgMg16-0.195 当0.19516100TTtpdtpd fp〔1-2〕  0 当0.195Mg16Ttpd式中：M—汽车满载时的总质量，在此取42000kg； fP—汽车的性能系数。 因此依照上式可得： 0.195420010= 50.65>16

161.7fp=-0.3465<0 即Kd=1.0

由以上各参数可求Tce：

Tce=

161.726.961.00.93=4054.27N·m

15.1.2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的运算转矩Tcs〔N·m〕：

TcsG2rr/LBiLB 〔1-3〕 式中：G2—汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥所承载23692.3N

的负荷；

φ—轮胎对地面的附着系数，关于安装一样轮胎的公路用车，取φ=0.85；关于

越野汽车取1.0；关于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，运算时可取1.25；

rr—车轮的滚动半径，在此滚动半径为0.3327m；

ηLB，iLB—分别为所运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，ηLB取0.9，由于没有轮边减速器iLB取1.0。

因此依照上式可得： TcsG2rr/LBiLB=

23692.30.850.3327= 7444.52N·m

0.91.05.1.3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的运算转矩Tcf〔N·m〕：

关于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳固，其正常连续的转矩依照所谓的平均牵引力的值来确定：

Tcf(GaGT)rr〔1-4〕 fRfHfP

iLBLBn式中：Ga—汽车满载时的总重量，取4200×9.8=41160N；

GT—所牵引的挂车满载时总重量(N)，但仅用于牵引车的运算,此处为0； fR—道路滚动阻力系数，取0.012；

fH—汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，关于货车公交车可取0.05~0.09，

在此取0.07；

fP—汽车的性能系数在此取0。

因此依照上式可得： Tcf 即，Tcf=

(GaGT)rrfRfHfP

iLBLBn411600.33270.0120.070=1247.67 N·m

0.91.01 注意：当运算锥齿轮最大应力时，运算转矩取前面两种的较小值，即TcminTce,Tcs；

当运算锥齿轮的疲劳寿命时，Tc取Tcf。



5.2 主减速器锥齿轮的要紧参数选择

主减速器锥齿轮的要紧参数有主、从动齿轮的齿数z1和z2，从动锥齿轮大端分度圆直径d2、端面模数mt、主从动锥齿轮齿面宽b1和b2、中点螺旋角β、法向压力角α等。 5.2.1主、从动锥齿轮齿数z1和z2

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 1〕为了磨合平均，z1，z2之间应幸免有公约数。

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关于商用车z1一样不小于6。 4〕主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到中意的离地间隙。 5〕关于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。

查阅资料可知关于传动比为i0=4.48的汽车来说，主动齿轮的齿数初选z1=9，从动齿轮齿数z2=40。

5.2.2主、从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择

关于单级主减速器，增大尺寸d2会阻碍驱动桥壳的离地间隙，减小d2又会阻碍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可依照体会公式初选，即：

D2KD23Tc 〔1-5〕

式中：KD2—直径系数，一样取13.0～16.0

Tc —从动锥齿轮的运算转矩〔N·m〕，为Tce和Tcs中的较小者

因此Tc =4054.27N·m。

因此 d2=〔13.0～16.0〕34054.27=〔207.3～255.1〕mm 初选d2=230mm 那么mt= d2/ z2=230/40=5.75mm

查阅«机械设计通用手册»，mt选取6，那么d2=240mm d1=mtz1=54mm 同时，mt还应满足：

mt=Km3Tc 〔1-6〕

式中：模数系数Km=〔0.3～0.4〕

此处，mt=〔0.3～0.4〕34054.27=〔4.78～6.38〕。 因此模数mt =6符合条件 5.2.3 主，从动锥齿轮齿面宽b1和b2

锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，如此不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等缘故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害。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。

关于从动锥齿轮齿面宽b2，举荐不大于节锥距R的0.3倍，R=

d1d12222=123mm

b2≤0.3R=36.9mm，而且b2应满足b2≤10 mt=60mm，一样举荐采纳： b2=0.155 D2=0.155×240=37.2mm 取b2=36mm

一样适应使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取b1=40mm 5.2.4中点螺旋角β

螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小。

弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选β时应考虑它对齿面重合度ε，轮齿强度和轴向力大小的阻碍，β越大，那么ε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，一样ε应不小于1.25，在1.5～2.0时成效最好，但β过大，会导致轴向力增大。

汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角一样为35°～40°，在此处取37°。 5.2.5螺旋方向

图1.6齿轮的螺旋方向及轴向推力

主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向阻碍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，如此可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。因此主动锥齿轮选择为右旋，从锥顶看为顺时针运动，如此从动锥齿轮为左旋，从锥顶看为逆时针，驱动汽车前进。 法向压力角

加大压力角能够提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但关于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重合度下降，因此关于轻负荷工作的齿轮一样采纳小压力角可使齿轮运转平稳，噪声低。关于弧齿锥齿轮，货车和都市公交车可选用α=20°的压力角。

5.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸运算

表1-1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸表

序 号 项 目 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 主动齿轮齿数 计 算 公 式 计 算 结 果 9 右旋 40 左旋 6mm z1 主动齿轮旋转方向 从动齿轮齿数 z2 从动齿轮旋转方向 端面模数 齿面宽 齿顶高系数 顶隙系数 工作齿高 全齿高 法向压力角 轴交角 节圆直径 分度锥角 m b *ha b1=40mm，b2=36mm 0.85 0.188 hg10.20mm c* *hg2ham h2ha*c*m h=11.33mm α=20° ∑=90° α ∑ d=mz γ1=arctan〔z1/z2〕 γ2=90°-γ1 d1=54mm，d2=240mm γ1=12.68° γ2=77.32° A0=123.01mm 123mm P=18.85mm 0.39z1cos )cosz215 16 17 分锥距 大端锥距 齿距 A0d1d2 2sin12sin2R P=πm hamt(0.46ha1=7.32mm，18 齿顶高 h

a1hgha2 ha2=2.88mm

hf1=4.01 mm，19 齿根高 *hfhac*m hf2=8.45mm 20 径向间隙 c=c*m hf A0c=1.13mm θf1=1.87°，θf2=3.93° γa1=16.611° γa2=79.19° 21 齿根角 farctanγa1=γ1+θf2 22 面锥角 γa2=γ2+θf1 23 根锥角 2-θf2 da1d12ha1cos1 γf1=γ1-θf1，γf2=γγf1=10.81°，γf2=73.39° da1=68.28mm da2=241.26mm df1=46.18mm df2=236.29mm Ak1=118.39mm Ak2=24.19mm 0.4mm 24 齿顶圆直径 da2d12ha2cos2 df1d12hf1cos1 25 齿根圆直径 df2d22hf2cos2 Ak1d2/2ha1sin1 26 27 28 外锥高 齿侧间隙 螺旋角 Ak2d1/2ha2sin2 B=0.305～0.406 β β=37°

5.4 主减速器锥齿轮强度运算与校核

在完成 主减速器齿轮的几何运算之后，要验算其强度，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠地工作。

齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。汽车驱动桥的齿轮，承担的是交变负荷，其要紧损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。表1-2为主减速器许用应力 。

2 表1-2 汽车主减速器的许用应力 N/mm

运算载荷 主减速器齿轮的许用弯曲应力 主减速器齿轮的许用接触应力 差速器齿轮的许用弯曲应力 最大运算转矩ceT，csT中的较小者 700 2800 980 平均运算转矩cfT 210.9 1750 210.9

5.4.1单位齿长上的圆周力

在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力p(N/mm)来估算，即：

pF 〔1-7〕 b2式中：F—作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Ttpd和最大附着力矩G2φrr两种载荷工况进行运算，N；

b2——从动齿轮的齿面宽，在此取36mm。

1)按发动机最大转矩运算时：

Ttpdig103p 〔1-8〕

D1b22式中：Ttpd—发动机输出的最大转矩，161.7N·m； ig—变速器的传动比，6.018；

d1—主动齿轮节圆直径，在此取54mm.。 将各参数代入式〔1-8〕得：

p=1001.14 N/mm≤1.25[p]

2)按最大附着力矩运算时：

G2rr103pD2b22〔1-9〕

式中：G2—汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，关于后驱动桥还应考虑汽

车最大加速时的负荷增加量，在此取23692.3N；

φ—轮胎与地面的附着系数，在此取0.85； rr—轮胎的滚动半径，在此取0.3327m。

将各参数代入式〔1-9〕得：

p= 1550.94N/mm≤1.25[p]

5.4.2轮齿的弯曲强度运算

汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为：

2103TcK0KsKm 〔1-10〕 w2KvbzmtJwTz=Tc/(i0ηG) 〔1-11〕

式中：Tc—该齿轮的运算转矩，N·m，关于从动齿轮，Tc=min[Tce，Tcs]和Tcf，关于主

动齿轮， Tc还要依照式〔6-11〕换算，ηG=0.95；

K0—超载系数；在此取1.0；

Ks—尺寸系数，反映材料的不平均性，与齿轮尺寸和热处理有关，当m≥1.6时，

m10，在此Ks4＝0.70； 25.425.4 Km—载荷分配系数，悬置式支承取1.0～1.1，此处取1.1；

Ks4 Kv—质量系数，关于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向 跳动精度高时，可取1.0； b—运算齿轮的齿面宽，mm； z—运算齿轮的齿数；

m—端面模数，mm；

Jw—运算弯曲应力综合系数〔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运算的阻碍。运算弯曲应力时本应采纳轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。按图6.6选取小齿轮的Jw1＝0.242，大齿轮Jw2＝0.185。

图6.6 弯曲运算用综合系数

1〕按照Tc=min[Tce，Tcs]运算的最大弯曲应力

其中Tc =4054.27 N·m，km=1代入式〔1-10〕、〔1-11〕得：

σw1=497.68MPa≤700MPa，σw2=611.86MPa≤700MPa；

2〕按照Tcf运算疲劳接触应力

其中Tc =1247.67 N·m，km=1.1代入式〔1-10〕、〔1-11〕得：

σw1=153.16MPa，σw2= 188.36MPa；

因此差不多符合设计要求。 5.4.3轮齿的表面接触强度运算 锥齿轮的齿面接触应力为:

Cp2TzK0KsKmKf103 j D1Kvb2JJ〔1-12〕

式中：Tz—主动齿轮运算转矩，N·m，依照式〔1-11可得〕；

Cp—材料的弹性系数，关于钢制齿轮副取232.6N1/2/mm；

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〕。一样情形下，关于制造精确的齿轮可取1.0；

JJ—运算接触应力的综合系数〔或称几何系数〕。它综合考虑了啮和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阻碍， 按图1.7

选取JJ=0.126。

图1.7 接触强度运算用综合系数 1〕按照Tc=min[Tce，Tcs]运算的最大弯曲应力

其中将Tc =4054.27 N·m，km=1.1代入式〔1-11〕、〔1-12〕得：

σj= 2449.6MPa≤2800MPa；

2〕按照Tcf运算疲劳接触应力

其中将Tc =1247.67N·m，km=1代入式〔1-11〕、〔1-12〕得：

σj=1358.9MPa≤2800MPa；

因此差不多符合设计要求。

5.5 主减速器锥齿轮的材料

驱动桥主减速器的工作条件是相当繁重的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时刻长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式要紧有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。依照这些情形，对驱动桥齿轮的材料应满足如下的要求：

(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)齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，幸免在冲击载荷下齿根折断。 (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易操纵，以提高产品质量，缩短制造时刻、减小成本并降低废品率。

(4)选择合金材料是，尽量少用含镍、铬材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。

汽车主减速器螺旋锥齿轮目前差不多上用渗碳合金钢制造，其钢号要紧有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢有表面能得到含碳量较高的硬化层〔一样碳的质量分数为0.8%～1.2%〕，具有专门高的抗压性和耐磨性，而芯部较软，具有良好的韧性等优点。因此，这类材料的表面接触强度、抗冲击能力和弯曲强度都较好。由于钢本身含碳量较低，使锻造性能和切削加工性能较好。其要紧缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承担专门大压力时可能产生塑性变形，假如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。

为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期显现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm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。关于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理

以提高耐磨性。

此处选20CrMnTi。

6 主减速器轴承的运算

6.1 锥齿轮齿面上的作用力

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。

为运算作用在齿轮的圆周力，第一需要确定运算转矩。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。实践说明，轴承的要紧损坏形式为疲劳损害，因此应按输入的当量转矩Tdz进行运算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式运算[：

fT2fT31fT1fi1ig1fi2ig2fi3ig3 TdzTtpd100100100100333fTRfiRigR1003 13〔1-13〕

式中：Ttpd——发动机最大转矩，在此取161.7N·m；

fi1，fi2…fiR——变速器在各挡的使用率，fi1=20，fi2=80； ig1，ig2…igR——变速器各挡的传动比；

fT1，fT2…fTR——变速器在各挡时的发动机的利用率，可fT1=fT2=60。

33606080=343.52 N·m 1206.018 Tdz161.7110010010013关于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径：

d2md2bsin2 〔1-14〕 d1md2mz1 〔1-15〕 z2因此经运算： d1m＝45.90mm，d2m= 204.02mm 〔1〕齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力〔N〕为：

F＝

2Tdz 〔1-16〕 dm

式中：Tdz—作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩；

dm—该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。 那么主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力：

F=

〔2〕锥齿轮的轴向力和径向力

2343.52=14.97KN

45.90

图1.8 主动锥齿轮齿面的受力图

如图1.8，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，FN为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，FT分解成两个相互垂直的力FN和Ff，FN垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力Fs。F与Ff之间的夹角为螺旋角β，FT与Ff之间的夹角为法向压力角α，如此就有：

FFTcoscos 〔1-17〕 FNFTsinFtan/cos 〔1-18〕 FSFTcossinFtan 〔1-19〕 因此，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为： FazFNsinFScos FRzFNcosFSsin依照式〔1-20〕可运算：

Ftansinsincos 〔1-20〕 cosFtancossinsin 〔1-21〕 cos

47.17103Faztan20sin9.69sin35cos9.6936085.3N

cos35依照式〔1-21〕可运算：

47.17103FRztan20cos9.69sin35sin9.69=15100.5N

cos356.2 主减速器轴承载荷的运算

轴承的轴向载荷确实是上述的齿轮的轴向力。但假如采纳圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的阻碍。而轴承的径向载荷那么是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，那么可运算出轴承的径向载荷。

关于采纳悬置式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图1.9所示

图1.9 主减速器轴承的布置尺寸

图1.10单极主减速器轴承的布置尺寸 (1)关于主动轴轴承：

轴承A，B的径向载荷分别为：

F

az1aF(ab)2FRZ(ab)0.5FaZdm2 〔1-22〕

1

F

bz1aFb2FRZb0.5FaZdm2 〔1-23〕

1依照上式F=14970N，Faz=36085.3N，Frz=15100.5N，a=130mm，b=50mm，c=d=84mm 因此轴承A的径向力：

Fa=24689.38N

z其轴向力为0； 轴承B的径向力：

Fb=5999.68N

z 轴承A、B的轴向载荷为：

Fa36085.3N Fb=0

当锥齿轮的节圆直径d≤180mm时，一样采纳整体式结构，因此主动齿轮为整体式结构，d3T1000(2.05~2.18)3T32.6mm~34.8mm.

0.196（1）关于轴承A、B，由于主动轴的尺寸以及轴承为标准件的限制，因此轴承A轴颈

取d=40mm，在此选用32308型轴承；轴承B取轴颈d=35mm，在此选用32307型轴承。

Cr Lh10 〔1-24〕 60nQ6在此径向力R=24689.38N 轴向力A=36085.3N，e=1.5tga=0.546,因此A/R=1.76＞e，因此 X=0.4，Y=0.4cotα=1.10。

当量动载荷： Q=fdXRYA 〔1-27〕 式中：fd—冲击载荷系数在此取1.2。

有上式可得Q=1.2〔0.4×24689.38+1.10×36085.3〕=59483.50N 由于采纳的是成对轴承Cr∑=1.71Cr Cr=115000N n=4000r/min ɛ=因此轴承的使用寿命由式〔1-24〕和式〔1-27〕可得；

10 3

106CrLh==224.3h

60nQ 〔2)关于从动轴轴承： 初选c=d=84mm

轴承C、D的径向载荷分别为

FdFrcdFacDm2 FCr〔1-28〕 

cdcd2(cd) FDr22FcFrccFacDm2〔1-29〕 

cdcd2(cd)22由于从动齿轮的轴向力和径向力分别为

FacF(tansinsincos)=4180.20N cosF(tancossinsin)=12503.1N cos Frc因此由〔1-28〕、〔1-29〕可得： 轴承C、D的径向力分别为

FCr=11889.28N Frc=8166.39N 轴承C、D的轴向力为

Fc4180.20N Fd0

可用受力最大的轴承C来运算，两轴承取相同型号。

FF

ccr=4180.2/11889.3=0.352因此FQXFRYFA=11889.3N

1.71C224.3=()3 C=40.315N,选取32020X2型圆锥滚子轴

6040001.211889.3

10610

承，其内径为50mm。

7 主动锥齿轮花键的设计运算

主动锥齿轮和传动轴用花键连接，本设计选用矩形花键来连接,选定的花键小径为36mm，其差不多尺寸规格为NdDB626326 (GB/T1144-87)。 对花键应该进行挤压应力和键齿切应力的验算。挤压应力不应大于200MPa,切应力不大于73MPa。

半轴花键的剪切应力为

ts

半轴花键的挤压应力为

sc10(Dd)zL4Tj3pbj (1-30)

8Tj10223(Dd)zLpj (1-31)

式中：Tj—————主动锥齿轮的运算转矩，为 D———————花键的外径，32mm

7444.521661.72 N/m 4.48 d——————与之相配的花键孔内径，26mm， z——————花键的齿数，为6， Lp——————花键的工作长度，取60mm b———————花键的宽度,6mm

j______________载荷分配不平均系数，在此取为0.8 代入公式〔6-30〕、〔6-31〕得

ts31.70MPa sc73.97MPa 因此以上数据满足要求。

8 心得体会

通过这次毕业设计，第一让我对汽车的传动有了更清晰的认识，明白了机械设计的流程，也使我明白了一个看似简单的东西，它的设计过程、它的参数的确定、它的尺寸的标注，差不多上专门复杂的情况，需要认确实对待。同时自己不明白的地点还专门多，要学习的知识也还专门多。因此在今后的学习中我会更加的努力，好好地充实自己，使自己达到一个更高的水平。因此这次毕业设计也巩固了自己已学过的知识，让我对知识有了更深刻的认识和明白得，收成良多。最后专门感谢老师和同学们对我的关心，我想信自己会在机械行业大展宏图的！

致谢

本文是在尊敬的导师李慧的精心指导下完成的，导师高尚的品德，渊博的学识，严谨的学风和高度的责任心深深地阻碍着学生。导师的教诲是学生宝贵的精神财宝，并将使学生受益终生。在此，谨向尊敬的导师表示真诚的感谢和崇高的敬意！

在课题的研究过程中，黄河科技大学工学院的各位领导和老师对论文的完成给予了专门大支持和关心，在此表示由衷的感谢！

最后，作者还要深深地感谢默默支持本人完成学业的父母及亲友，感谢他们为我所做出的无私奉献和庞大支持！

谨向所有在本文的完成中给予作者关怀和关心而在此无法一一提及的老师、同学和朋友致以诚挚的谢意！

参 考 文 献

[1] 鲍莉：机械设计基础 河南科学技术出版社 2020.10. [2] 王望予.汽车设计[M].北京:机械工业出版社，2005.

[3] 徐颢.机械设计手册〔第3，4卷〕.北京：机械工业出版社，1991.

[4] 温芳,黄华梁.基于模糊可靠度约束的差速器行星齿轮传动优化设计[J].2004.6. [5] 刘惟信.汽车车桥设计[M].清华大学出版社，2004.

[6] 王少怀、徐东安.机械设计有用手册.北京：机械工业出版社，2020.4. [7] 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，2020.11. [8] 张炳力.汽车设计.合肥工业大学出版社，2020.3.