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目 錄
第1章 緒 論 1
1.1 設計的目的 1
1.2 主減速器的分類 1
第2章 主減速器的設計 2
2.1 主減速器的結構型式 2
2.2 主減速器的設計參數(shù)與計算 3
2.2.1 載荷的確定 3
2.2.2 基本參數(shù)的確定 5
2.2.3 齒輪的設計計算 9
2.2.4 齒輪的強度計算 14
第3章 差速器的設計 18
3.1 差速器的結構形式 18
3.2 差速器的結構形式 18
3.3 差速器的設計計算 18
3.3.1 基本參數(shù)的選擇 19
3.3.2 齒輪的參數(shù)計算 21
3.3.3 齒輪的強度計算 22
I
第1章 緒 論
1.1 設計的目的
主減速器是驅(qū)動橋的重要組成部分，其性能直接關系到車輛的動力和經(jīng)濟性。 隨著科學技術的發(fā)展，主減速機將得到進一步發(fā)展。 因此，主減速器的研究可以極大地促進中國汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，同時也為汽車行業(yè)做出更大的貢獻。。
1.2 主減速器的分類
如今主減速器種類很多，包括單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等?，F(xiàn)在大部分的主減速器采用螺旋錐齒輪和單級雙曲面齒輪的。
第2章 主減速器的設計
2.1 主減速器的結構型式
根據(jù)齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的放置方法不一樣，主減速器的結構形式不同。主減速器的減速型式一般分為單雙級減速、雙速減速、單雙級貫通、主減速和輪邊減速等。
由于本車的主減速器傳動比大于5，且采用雙曲面齒輪可以增大離地間隙，所以不采用螺旋錐齒。本文設計主減速器采用雙曲面齒輪單級減速器。
2.2 主減速器的設計參數(shù)與計算
2.2.1 載荷的確定
（1）按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩
（2.1）
式中 :
——變速器一擋傳動比取7.7；
——主減速器傳動比取7.16；
——發(fā)動機的最大輸出轉(zhuǎn)矩，取210；
——由于猛結合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取=1.0，當性能系數(shù)>0時可取=2.0；
（2.2）
——汽車滿載時的總重量取3850 ；
所以由式（2.2）得： 0.195 =35.75>16
即<0 所以=1.0
——該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取1；
——傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.9。
根據(jù)以上參數(shù)可以由(2.1）得：
==10420
（2）按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩
（2.3）
式中：
——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，在此取32550N，；
——輪胎對路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85；對越野汽車取=1.0；對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取=1.25；在此取=0.85；
——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為7.50-16，滾動半徑為 0.394m；
，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0。
所以由公式（2.3）得:
==12112
（3）按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩
對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂的平均牽引力的值來確定：
（2.4）
式中：
——汽車滿載時的總重量，取38500N;
——所牽引的掛車滿載時總重量，N，但僅用于牽引車的計算；
——道路滾動阻力系數(shù)，載貨汽車可取0.015~0.020；在此取0.018；
——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.05~0.09在此取0.07；
——汽車的性能系數(shù)在此取0；
，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0；
——該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取1；
——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為7.50-16，滾動半徑為 0.394m。
所以由式（2.4）得：
==1483
2.2.2 基本參數(shù)的確定
（1）主、從動錐齒輪齒數(shù)和
選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：
①為了磨合均勻，，之間應避免有公約數(shù)；
②為了保證齒面重合度、輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應大于等于40；
③一般不小于6，這樣才可以保證齒輪嚙合完全；
④主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙；
⑤對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。
（2）從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)
對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅(qū)動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。
可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即
（2.5）
——直徑系數(shù)，一般取13.0～16.0；
——從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為和中的較小者取其值為6221；
由式（2.5）得：
=（13.0～16.0）=（239.09～294.27）；
初選=260 則齒輪端面模數(shù)=/=260/35=7.43
==357.43=260.05
（3）主，從動齒輪齒面寬的選擇。
有有時齒面太寬，不能提高齒輪的強度和使用壽命。 相反，齒輪嚙合會增加集中的應力，這將大大縮短工具的使用壽命。 同時，安裝錯誤，安裝錯誤和熱處理會導致過早的損壞和疲勞損壞。 但是，如果齒面太窄，齒的耐磨性和強度會降低，因此選擇合適的齒寬也很重要。。
另外,根據(jù)雙曲面齒輪的幾何特性可知,雙曲面小齒輪與大齒輪相比其齒面寬要較大。一般取大齒輪齒面寬=0.155=0.155260.05=38.09mm，小齒輪齒面寬=1.1=1.138.09=41.90mm
（4）小齒輪偏移距及偏移方向的選擇
載卡車主減速器的E值必須小于變速器齒距的20％，否則E值為D值10％?12％，通常小于12％。 傳動比與E值成正比，偏移量E可以達到從動齒輪節(jié)圓直徑的20％至30％。 但是當E為20％干燥時，檢查是否有根部切割。。
E=(0.10.12) =(0.10.12)260.05=26.0131.20mm
初選E=30mm
a b
c d
圖2.7 雙曲面齒輪的偏移方式
雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種，如圖2.7所示：主齒輪相對從動輪向上，則是上偏移；主齒輪相對從動輪向下，則是下偏移。本減速器采用下偏移。
（5）螺旋角的選擇
雙雙曲線齒輪的螺旋角是基于圓錐齒輪線的變化。 齒大端的螺旋角最大，反之最小。 齒寬中點處的螺旋角稱為齒輪的中點螺旋角。 對于雙曲線齒輪傳動裝置，由于主動齒輪相對于從動齒輪的偏移，主動齒輪和從動齒輪中間的螺旋角度不相等。 而且，驅(qū)動齒輪的螺旋角較大，從動齒輪的螺旋角較小。。
選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。
汽車主減速器雙曲面齒輪大小齒輪中點處的平均螺旋角多為35°～40°。
主動齒輪中點處的螺旋角可按下式初選:
=++ （2.6）
--主動輪中點處的螺旋角，mm；
，——主、從動輪齒數(shù)；分別為8，35；
——雙曲面齒輪偏移距, 30mm；
——從動輪節(jié)圓直徑，260.05mm；
由式（2.6）得:
=++=45.84
從動齒輪中點螺旋角可按下式初選:
——雙曲面齒輪傳動偏移角的近似值；
——雙曲面從動齒輪齒面寬為38.09mm；
=-=45.84°-=34.23°
、從動齒輪和主動齒輪中點處的螺旋角。
平均螺旋角===40.04°。
（6）螺旋方向的選擇。
圖2.8 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力
主動傘齒輪和從動傘齒輪的轉(zhuǎn)動是相反的。 如圖2.8所示，軸向力的方向受螺旋方向和雙曲線齒輪的影響。 當變速器處于前進檔位時，主動錐齒輪的軸向力偏離錐體，主，從動齒輪分離，防止齒輪損壞。 因此，主動錐齒輪從錐頂部逆時針旋轉(zhuǎn)，反之亦然。。
（7）法向壓力角
加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側(cè)的法向壓力角不等，因此應按平均壓力角考慮，載貨汽車選用22°30′或20°的平均壓力角，在此選用20°的平均壓力角。
2.2.3 齒輪的設計計算
（1）為了得到良好的收縮齒，大齒輪齒頂角和齒根角,按照以下方法進行計算。
①用標準收縮齒公式來計算及
（2.6）
（2.7）
（2.8）
（2.9）
（2.10）
（2.11）
（2.12）
（2.13）
（2.14）
由（2.6）與（2.14）聯(lián)立可得:
（2.15）
（2.16）
（2.17）
（2.18）
（2.19）
式中： ,——小齒輪和大齒輪的齒數(shù)；
——大齒輪的最大分度圓直徑,已算出為260.05mm；
——大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑；
——在節(jié)錐平面內(nèi)大齒輪齒面寬中點錐距mm；
——大齒輪齒面寬中點處的齒工作高；
——大齒輪齒頂高系數(shù)取0.15；
——大齒輪齒寬中點處的齒頂高；
——大齒輪齒寬中點處的齒跟高；
——大齒輪齒面寬中點處的螺旋角；
——大齒輪的節(jié)錐角；
——齒深系數(shù)取3.7；
——從動齒輪齒面寬。
所以：
43.820.73°
②計算標準收縮齒齒頂角與齒根角之和。
③ （2.20）
（2.21）
（2.22）
（2.23）由式（2.19）與（2.23）聯(lián)立可得:
（2.24）
——刀盤名義半徑,按表選取為114.30mm
——輪齒收縮系數(shù)
④當為正數(shù)時,為傾根錐母線收縮齒，應按傾根錐母線收縮齒重新計算及。
⑤按傾根錐母線收縮齒再次計算大齒輪齒頂角及齒跟角。 （2.25）
（2.26）
（2.27）
（2.28）
由式（2.25）與（2.25）聯(lián)立可得:
（2.29）
（2.30）
——大齒輪齒頂高系數(shù)取0.15
——傾根錐母線收縮齒齒根角齒頂角之和
（2）大齒輪齒頂高
（2.30）
（2.31）
——大齒輪節(jié)錐距.
由式（2.30），（2.31）得：
（3）大齒輪齒跟高.
（2.32）
——大齒輪齒寬中點處齒跟高
由式（2.32）得：
（4）徑向間隙
（5）大齒輪齒全高
（6）大齒輪齒工作高
（7）大齒輪的面錐角
（8）大齒輪的根錐角
（9）大齒輪外圓直徑
（10）小齒輪面錐角
（11）小齒輪的根錐角
（12）小齒輪的齒頂高和齒根高
齒頂高:
齒根高；
表2.2 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸參數(shù)表[5]
序 號
項 目
符號
數(shù)值
1
主動齒輪齒數(shù)
8
2
從動齒輪齒數(shù)
35
3
端面模數(shù)
7.43 mm
4
主動齒輪齒面寬
41.90 mm
5
從動齒輪齒面寬
38.09 mm
6
主動齒輪節(jié)圓直徑
59.43 mm
7
從動齒輪節(jié)圓直徑
260.05mm
2.2.4 齒輪的強度計算
1.主減速器雙曲面齒輪的強度計算
（1） 單位齒長上的圓周力
在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即
N／mm (2.33)
式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N；
——從動齒輪的齒面寬，在此取38.09mm.
按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時
N／mm （2.34）
式中： ——發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取300；
——變速器的傳動比在此取4.3；
——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取59.43mm；
按式（2.34）得： N／mm
在現(xiàn)代汽車的設計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數(shù)據(jù)的20%～25%。經(jīng)驗算以上數(shù)據(jù)在許用范圍內(nèi)。
（2）輪齒的彎曲強度計算
汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為
N/ （2.35）
式中：——該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N·m,N·m;
——超載系數(shù)；在此取1.0;
——尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，
當ｍ時，，在此＝0.829
——載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，＝1.00～1.10式式支承時取1.10～1.25。支承剛度大時取最小值;
——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取1.0;
——計算齒輪的齒面寬38.09mm;
——計算齒輪的齒數(shù)8;
——端面模7.43mm;
——計算彎曲應力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)、
載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應力計算的影響。參照圖2.10取=0.28
圖2.10 計算用彎曲綜合系數(shù)
按N·m計算疲勞彎曲應力
＝135 N/< 210 N/
按 N·m計算疲勞彎曲應力
＝479 N/< 700 N/
所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。
(3) 輪齒的表面接觸強度計算
錐齒輪的齒面接觸應力為
N/ (2.36)
式中：——主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩；
——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6/mm;
，，——見式(2.35)下的說明;
——尺寸系數(shù)，考慮齒輪的尺寸對其淬透性的影響，取1.0;
——表面質(zhì)量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質(zhì)，取1.0;
——計算接觸應力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖2.11選取=0.17。
圖2.11 接觸計算用綜合系數(shù)
按計算：
=2027 〈2800N/
按計算：
=1109 〈1750N/
第3章 差速器的設計
3.1 差速器的結構形式
汽汽車的左右輪同時不同。 例如，車削內(nèi)外之間的距離明顯不同。 例如，兩輪的狀態(tài)是不同的，例如輪胎壓力，路況，環(huán)境等。 如果驅(qū)動橋的左右輪是剛性連接的，則肯定驅(qū)動輪在行駛過程中會在道路上滑動，這會加劇汽車輪胎的磨損。 為了避免這些問題，在左右驅(qū)動輪之間安裝車輪差速器以確保車輛在行駛期間的差速。。
因為本車屬于輕型載貨汽車，主要在較好的路面上行駛，使用對稱式圓錐行星齒輪差速器。
3.2 差速器的結構形式
對稱式圓錐齒輪差速器通常由差速器，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，等組成。如圖3-2所示。因其結構簡單、工作平穩(wěn)、因此廣泛用于各類車輛上。
圖3.2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器
1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊片；
7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右半殼
3.3 差速器的設計計算
在確定主減速器從動齒輪尺寸時，須考慮到差速器的安裝。差速器的外尺寸也與從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的有關。
3.3.1 基本參數(shù)的選擇
（1）行星齒輪數(shù)目的選擇
載貨汽車采用4個行星齒輪。
（2）行星齒輪球面半徑的確定
圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，一般由行星齒輪背面的球面半徑確定，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上即差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此也顯示了差速器的強度。
球面半徑可按如下的經(jīng)驗公式確定：
mm (3.3)
式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2.52～2.99，對于有4個行星齒輪的載貨汽車取小值；
T——計算轉(zhuǎn)矩，取Tce和Tcs的較小值；
根據(jù)上式=2.7=47.62mm 所以預選其節(jié)錐距A=48mm
（3）行星齒輪與半軸齒輪的選擇
使行星齒輪的齒數(shù)盡量少有助于獲得較大的模數(shù)和較高的齒輪強度。但一般不少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14～25，通常半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比z1/z2取1.5～2.0之間。
差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數(shù)時，應考慮它們之間的裝配關系，在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數(shù)，之和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應滿足的安裝條件為：
（3.4）
式中：，——左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，=
——行星齒輪數(shù)目；
——任意整數(shù)。
在此=11，=20 滿足以上要求。
（4）差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定
首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角，
==28.81° =90°-=61.19°
再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m
m====4.16mm
得=45.77mm =4.16×20=83.21mm
（5）壓力角
如今，汽車差速器的齒輪基本采用22.5°的壓力角，齒高系數(shù)為0.8。最小齒數(shù)可減少到10，在此選22.5°的壓力角。
（6）行星齒輪安裝孔的直徑Φ及其深度L
行星齒輪的安裝孔的直徑Φ與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常取：
（3.5）
——差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·m；在此取5433N·m
——行星齒輪的數(shù)目；在此為4
——行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，mm， ，為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而；
——支承面的許用擠壓應力，在此取69 MPa
根據(jù)上式=66.57mm =0.5×66.57=33.28mm
≈23.19mm 取=20mm
≈22mm
3.3.2 齒輪的參數(shù)計算
差速器齒輪參數(shù)計算見表3.1。
表3.1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表
序號
項目
計算公式
計算結果
1
行星齒輪齒數(shù)
≥10，應盡量取最小值
=10
2
半軸齒輪齒數(shù)
=14～25，且需滿足式（3-4）
=20
3
模數(shù)
=4.16
4
齒面寬
b=(0.25～0.30)A;b≤10m
13.38mm
5
工作齒高
=6.66
6
全齒高
7.49
7
壓力角
22.5°
8
軸交角
=90°
9
節(jié)圓直徑
；
10
節(jié)錐角
，
=28.81°=61.19
11
節(jié)錐距
=47.5mm
12
周節(jié)
=3.1416
=13.11mm
13
齒頂高
;
=4.41mm
=2.25mm
14
齒根高
=1.788-;=1.788-
=3.03mm;
=4.89mm
15
徑向間隙
=-=0.188+0.051
=0.83mm
16
齒根角
=;
=3.65°; =5.88°
17
面錐角
；
=34.69°=64.84°
18
根錐角
；
=25.16°=55.31°
序號
項目
計算公式
計算結果
19
外圓直徑
；
mm
mm
20
節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離
mm
mm
21
理論弧齒厚
=8.46 mm
=7.39 mm
22
齒側(cè)間隙
=0.250mm
23
弦齒厚
=8.49mm
=6.61mm
24
弦齒高
=5.93mm
=2.92mm
3.3.3 齒輪的強度計算
差速器齒輪的尺寸與結構與手里有關，當汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時，差速器齒輪會進行相對運動。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度為
= MPa (3.6)
式中：——差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩,此處T為1006 N·m；
——差速器的行星齒輪數(shù)；
——半軸齒輪齒數(shù)；
、、、——見式（2.9）下的說明；
——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，由圖3-2可得=0.225
根據(jù)式(3.6)得:
==971 MPa〈980 MPa
所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求[15]。
24