双级主减速器设计

第1章 绪 论

1.1 概述

1.1.1 主减速器的概述

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[1]。

对于载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而主减速器在传动系统中起着非常重要的作用。

随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于重型载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700Nm以上，百公里油耗是一般都在34L左右。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。

因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的传动系便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的主减速器已成为了新的课题。

1.1.2 主减速器设计的要求

驱动桥中主减速器的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。

本设计主要研究双级主减速器的结构与工作原理，并对其主要零部件进行了强度

1－半轴 2－圆锥滚子轴承 3－支承螺栓 4－主减速器从动锥齿轮 5－油封

6－主减速器主动锥齿轮 7－弹簧座 8－垫圈 9－轮毂 10－调整螺母

图1.1 驱动桥

1.1.3主减速器型式及其现状

主减速器的结构形式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安装

(1)主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。

螺旋锥齿轮如图1.2(a)所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用90度。螺旋锥齿轮的重合度大，啮合过程是由点到线，因此，螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。

双曲面齿轮如图1.2(b)所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有：

①尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。

②传动比一定时，如果主动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。

图1.2 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮

③当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的直径较小，有较大的

离地间隙。

④工作过程中，双曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动，又有沿齿长方向的纵向滑动，这可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。

双曲面齿轮传动有如下缺点：

①长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。

②齿面间有大的压力和摩擦功，使齿轮抗啮合能力降低。

③双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。

④双曲面齿轮必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油。

(2)主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种：

①悬臂式 悬臂式支承结构如图1.3所示，其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a和增加两端的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转钜较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。

图1.3 锥齿轮悬臂式支承

②骑马式 骑马式支承结构如图1.4所示，其特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，在需要传递较大转矩情况下，最好采用骑马式支承。

图1.4 主动锥齿轮骑马式支承

(3)从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的两端支承多采用圆

锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器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固定在差速器壳的凸缘上[5]。

(4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器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。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30％。

主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用套筒与垫片，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。

(5)主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速(如图

2.5)、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比io≤7.6的各种中小型汽车上。

1.1.4.差速器型式发展现状

根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互联系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求

(a) 单级主减速器 (b) 双级主减速器

图1.5主减速器

车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右车轮的转速虽然相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会是轮胎过早磨、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。

差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。

差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。

1.2 主要涉及内容及方案

其主要的内容为有：1.主减速比的计算；2.主减速比的分配；3.一级齿轮传动机构的设计和校核；4.二级齿轮传动的设计和校核；5.轴承的选择和校核；6.轴的选择。为了达到增大离地间隙和柱减速器的功能要求，在这些内容中最重要的是如何合理的分配好主减速比。在这个过程中，只有反复的通过计算，不断调整一、二级的减速比。

主要方案：运用齿轮传动原理，先用圆锥齿轮改变其转矩的方向，并同时达到减速增扭的目的。让后再通过圆柱齿轮副最终达到我们自己所需要的速度和扭矩。

第2章 主减速器的结构设计与校核

2.1设计题目的主要参数

技术参数：

发动机最大功率 Pemax kW/np (r/min) 250/2700(3000)

发动机最大转矩 Temax N·m/nr (r/min) 1460/1600

装载质量 kg 31000

汽车总质量 kg 15100

最大车速 km/h 120

最小离地间隙 mm >180

轮胎(轮辋宽度-轮辋直径) 英寸 12.0－20

2.2主减速比的确定

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iT一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡图来研究i0对汽车动力性的影响。对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性[5]。

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Pemax及其转速np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vamax。这时i0值应按下式来确定： i00.377rrnp

vamaxigh （2.2）

式中 rr——车轮的滚动半径,rr=dr=0.6m，单位m； 2

igh——变速器最高档传动比；

vamax——最高车速；

np——发动机最大功率时的转速。

对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而最高车速稍有下降，i0一般选得比上式求得的大10%～25%，即按下式选择：

i0=（0.377～0.472）

式中 rr——车轮的滚动半径，m；

igh——变速器最高档传动比；

iFH——分动器和加力器的最高档传动比；

iLB——轮边减速器的传动比。

本设计中没有分动器和加力器，所以iFH=1；也没有轮边减速器，所以iLB=1。按以上两式求得的i0值应该与同类汽车的相应值作比较，并考虑到主、从动主减速器齿轮可能有的齿数，将i0值予以校正并最后确定下来。由式（2.2）得，取功率储备系数为0.472，即：

i0=0.472rrnp

vamaxighiFHiLBrrnpvamaxighiFHiLB （2.3） （2.4）

把rr=0.6m、np=3000r/min、vamax=120、iFH=1、iLB=1、igh=0.9代入式（2.4）中，算的i0=7.8。并与同类汽车比较也传动比也相差不大，最终确定i0=7.8因为i0大于了7.6，所以得采用双级主减速器。

2.3主减速器结构方案确定

1主减速器齿轮的类型 螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。本次设计采用螺旋锥齿轮。

2主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择

本次设计选用： 主动锥齿轮：悬臂式支撑(圆锥滚子轴承)

从动锥齿轮：骑马式支撑(圆锥滚子轴承)

3从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择

从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相

向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器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固定在差速器壳的凸缘上[5]。

4主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整

支承主减速器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。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30％。

主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用波形套筒，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。

5主减速器的减速形式

主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。

本次设计采用双级减速，主要从传动比及它是载重量超过6t的重型货车和保证离地间隙上考虑。

2.4 差速器的选择

差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。

差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。但对于本设计的车型来说只选用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器即可。

本次设计选用：普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥

2.5 主减速齿轮计算载荷的计算

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种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩(Tje,Tj)的较小者，作为载货汽车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T/n=53496 (Nm) (3.1)

TjG2rr=96935(Nm) (3.2) LBiLB

式中：Temax——发动机最大转矩1460Nm；

iTL——由发动机到所计算的主加速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；

iTL=i0i1=7.8×5.2=40.56

i1G(fcosmaxsinmaxrr) Ttgmaix0T

根据同类型车型的变速器传动比选取i1=7.64

T——上述传动部分的效率，取T=0.9；

K0——超载系数，取K0=1.0；

n——驱动桥数目1；

G2——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但后桥来说还应考虑到汽

车加速时负荷增大量，可初取：

G2=G满×9.81×60%=182466n

LB,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,分别取0.96和1;

由式(3.1)，式(3.2)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依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为

Tjm=(GaGT)rr(fRfHfP)=48579(Nm) (3.3) iLBLBn

式中：Ga——汽车满载总重15100×9.81N=148131

GT——所牵引的挂车满载总重,N, 仅用于牵引车取GT=0；

fR——道路滚动阻力系数，货车通常取0.015～0.020，可初取fR =0.018； fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取0.05～0.09，可初取

fH=0.07；

fP——汽车性能系数

fP

0.195(GaGT)1

[16] (3.4) 100Temax

当

0.195(GaGT)

=48.39>16时，取fP=0

Temax

2.6 主减速器齿轮参数的选择

1齿数的选择 对于普通双级主减速器，由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些(通常i01/ i02≈1.4～2.0)，这时，第一级主动锥齿轮的齿数z1可选的较大，约在9～15范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿数和，可选在68±10的范围内。

2节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩(见式3.2，式3.3并取两者中较小的一个为计算依据)按经验公式选出：

d2Kdj=229.5～288.7mm (3.5)

2

式中：Kd2——直径系数，取Kd2=13～16；

Tj——计算转矩，Nm，取Tj，Tje中较小的，第一级所承受的转矩：

Tj=

Tjei02

=12158.10（Nm）

计算得，d2=206.27～254mm ,初取d2=230mm。

3齿轮端面模数的选择 d2选定后，可按式md2/z2算出从动齿轮大端模数，并用下式校核

mtKm

4齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：F=0.155d2=38.75mm，可初取F2=40mm。

5螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。

6螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使mF1.25。因mF愈大传动就愈平稳噪声就愈低。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。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°。

2.7 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算

2.7.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算

主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把实用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。

主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表2.1。

表2.1 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算用表

2.7.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算

在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式

及其影响因素。

螺旋锥齿轮的强度计算：

(1)主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 ①单位齿长上的圆周力

p

P

(3.6) F

式中：p——单位齿长上的圆周力，N/mm;

P——作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩

两种载荷工况进行计算；

按发动机最大转矩计算时：

Temaxig103

p=1019N/mm (3.7)

d1

F2

按最大附着力矩计算时:

G2rr103p=771N/mm (3.8)

d2

F2

虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有1019 N/mm 可知，校核成功。

②轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力

w(N/mm2)为

w

2103TjK0KSKm

KvFzmJ

2

(3.9)

式中：K0——超载系数1.0； Ks——尺寸系数Ks=m

=0.792121； 25.4

Km——载荷分配系数1.1~1.25；

Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳

动精度高时，取1；

J——计算弯曲应力用的综合系数，见图3.1，J20.3,J10.35。

图3.1 弯曲计算用综合系数J

Tje作用下： 从动齿轮上的应力w2=455.37MPa

'

Tjm作用下： 从动齿轮上的应力w2=125.36MPa

''当计算主动齿轮时，Tj/Z与从动相当，而J2J1，故w1

综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。

汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩Tjm有关，Tje或Tjm只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。

(2)轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力j(MPa)为： j

Cpd1

2T1jK0KsKmKf103

KvFJ

(3.10)

1

2

Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm； 注：K0=1, Ks=1, Km=1.11, Ks=1

Kf——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1；

J—— 计算应力的综合系数，J2=0.1875，见图3.2所示； jm=666.7MPa

je=2373.45MPa

图3.2 接触强度计算综合系数J

2.8 第二级齿轮模数的确定

2.8.1、材料的选择和应力的确定

齿轮所采用的钢为20CrMnTi渗碳淬火处理，齿面硬度为56～62HRC，

HLim1500MPa，FE850MPa[9]。由于齿轮在汽车倒档时工作的时间很少，并且一

档时的转矩比倒档时的转矩大，所有我们可以认为齿轮只是单向工作。斜齿圆柱齿轮的螺旋角可选择在16°～20°这里取=16°，法向压力角=20。

由i02

i02

z2

=2.00，z1z2=6810=58～78 取z1z2=68得z1=18，z2=36，修正z1

36

2.0018，其二级从动齿轮所受的转矩

传动比

T212158.103.0036474.30Nm。

取SF1.25,SH1 [查李仲生主编的《机械设计》书表11-5]；取ZH2.5,ZE189.8[查李仲生主编的《机械设计》书表11-4]得： [F1][F2]

FE

SF



850

MPa=680MPa 1.25

[H1][H2]

HLim1500

SH



1

MPa1500MPa

2、齿轮的弯曲强度设计计算

F

2KT

YFaYSa[F]=680MPa （2.21）

bdmn

式中：K——载荷系数，齿轮按8级精度制造取K1.3； T——所计算齿轮受的转矩； b——齿宽；

d——计算齿轮的分度圆直径； mn——模数；

YFa——齿型系数，由当量齿数zv1

zv2

17z==19，33

coscos16

51z

56及可得YFa1=2.96；YFa22.35[查李仲生主编的《机械设计》=33

coscos16

书图11-8]；

YSa——应力修正系数，可得YSa1=1.55，YSa21.70[由zv查李仲生主编的《机械设计》书图11-9]。

因

YFa1YSa12..961.55YY2.351.70

﹥0.00675Fa2Sa20.00588

[F1]680[F2]680

故应对小齿轮进行弯曲强度计算： 法向模数 mn3

2KT1YFa1YSa12

cos 2

dZ1[F1]

式中：d——齿宽系数，d=0.8，[查李仲生主编的《机械设计》书（表11.6）]。

把已知数代入上式得：

3

2KT1YFa1YSa121.48943.90102.961.5522=cos16=1.1 mncos22

6800.817dZ1[F1]

由李仲生主编的《机械设计》书表4-1取mn1mm[10]。

2.9双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择

表2.2正常齿标准斜齿圆柱齿轮传动的几何尺寸计算

2.10 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、工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、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20CrMnTi,22CrMnMo，20CrNiMo,20MnVB，及20Mn2TiB，在本设计中采用了

20CrMnTi。

用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC58～64，，而芯部硬度较低，当m8时为HRC32～45。

对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m5时，为0.9～1.3mm。

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草热处理及精加工后均予以厚度为0.005～0.010～0.020mm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，为了提高其耐磨性进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，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。

2.11 主减速器的润滑

主加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，因为其润滑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近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，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，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流进差速器，有的采用专门的倒油匙。

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漏油，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，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。

2.12 本章小结

本章根据所给参数确定了主减速器的参数，对主减速器齿轮计算载荷的计算、齿轮参数的选择，螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算并对主减速器齿轮的材料及热处理，轴承的预紧，主减速器的润滑等做了必要的交待。选择了机械设计、机械制造的标准参数。

第3章 差速器设计

3.1差速器的作用

根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路的特征，为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。

差速器作用：分配两输出轴转矩，保证两输出轴有可能以不同角速度转动。 本次设计选用的普通锥齿轮式差速器结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。

3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器

由于本车为中型载货汽车，则普通的对称式圆锥行星齿轮差速器(如图4.1)由差速器左

图3.1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器

壳为整体式，2个半轴齿轮，4个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮以及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，所以本设计采用采用该结构。

由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到从动齿及主动齿轮导向轴承支座的限制。普通圆锥齿轮差速器的工作原理图，如图4.2所示：

图3.2 普通圆锥齿轮差速器的工作原理图

3.2.1 差速器齿轮的基本参数选择

1行星齿轮数目的选择 重型货车多用4个行星齿轮。

2行星齿轮球面半径RB(mm)的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。 球面半径可根据经验公式来确定：

RBKBj=40～47.47(mm) (4.1) 圆整取RB=45.5mm

式中：KB——行星齿轮球面半径系数，2.52～2.99，对于有4个行星轮的公路载货汽

车取小值，取2.99；

RB确定后，即根据下式预选其节锥距：

A0=(0.98～0.99)RB=44.59～45.045mm 取45mm (4.2) 3行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了得到较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25。

半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5～2范围内。取z1=11，z2=22。

在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数z2L,z2R之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装，即应满足：

z2Lz2r2222

= =11 (4.3)

n4

(4)差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角1,2： 1arctan

z1z2

26.565;1arctan63.43; (4.4) z2z1

式中：z1,z2——行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： m

取标准模数4；

式中：A0,z1,z2在前面已初步确定。

算出模数后，节圆直径d即可由下式求得：

d1mz144mm;d2mz288mm (4.6) 5压力角 目前汽车差速器齿轮大都选用2230'的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且再小齿轮(行星齿轮)齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。

6行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定 行星齿轮安装孔与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。

2A02Asin10sin2=3.7 (4.5) z1z2

T0103

L1.1=35.97(mm) L1.1

[c]nl

2

T0103

=32.70 mm (4.7)

1.1[C]nl

式中：T0差速器传递的转矩24942Nm； n——行星齿轮数4；

''

l——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm. l0.5d2，d2是半轴齿轮齿面

'

宽中点处的直径d20.8d2,l=64mm;

[c]——支承面的许用挤压应力，取为69MPa. 3.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算

表3.11为汽车差速器用直齿锥齿轮的几何尺寸计算步骤，表中计算用的弧齿厚系数τ见图3.3。

表3.1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表

注:实际齿根高比上表计算值大0.051mm。

图3.3 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数(弧齿系数)

差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑,这是由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左/右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间有相对滚动的缘故。

汽车差速器齿轮的弯曲应力为

2103TK0KsKm

w (4.8) 2

KvFz2mJ

式中：T——差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，Nm； T

Tj0.6n

(4.9)

Tje0.6Tjm0.6

3741.N3mTm;＝1155.87mm Te

44

n——差速器行星齿轮数目4； z2——半轴齿轮齿数22； K0——超载系数1.0； Kv——质量系数1.0； Ks——

尺寸系数Ks

0.7491； Km——载荷分配系数1.1； F——齿面宽22mm; m——模数6；

J——计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数0.226，见图4.4。

图3.4 弯曲计算用综合系数J

以Tje计算得：w=847.02 MPa

以Tjm计算得：w=198.93MPa

3.3 本章小结

本章首先说明了差速器作用及工作原理，对对称式圆锥行星齿轮差速器的基本参数进行了必要的设计计算，对差速器齿轮的几何尺寸及强度进行了必要的计算，最终确定了所设计差速器的各个参数，取得机械设计、机械制造的标准值并满足了强度计算和校核。

第4章 轴承的选择和校核

4.1主减速器锥齿轮上作用力的计算

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：

fT2fT3fTR1fT1

TdTemaxfi2ig2fi3ig3fiRigRfi1ig1

[**************]

3

3

3

3



 （3.1） 

1

3

式中：Temax——发动机最大转矩，在此取700Nm；

fi1，fi2…fiR——变速器在各挡的使用率； ig1，ig2…igR——变速器各挡的传动比； 2、齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力为

P＝

2T

N （3.2） dm

式中：T——作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩见式(3.1)；

dm——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径；对于螺旋锥齿轮

d2md2Fsin2



z1 （3.3）

d1md2m

z2

式中：d1m,d2m——主、从动齿面宽中点分度圆的直径； F——从动齿轮齿宽； d2——从动齿轮节圆直径； z1,z2——主、从动齿轮齿数； 2——从动齿轮的节锥角。

由式（3.12）可以算出：d1m92.79mm，d2m253.06mm。

=2668.82=14415.78N 按式（3.11）主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力P1

92.79 =14415.78N。 主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力P2=P1 3、锥齿轮的轴向力和径向力

一级减速机构作用在主、从动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为：



A1

P1

tansinsincos （3.4） cos

P

A22tansinsincos （3.5）

cosP

R1=1tancossinsin （3.6）

cosP R2=2tancossinsin （3.7）cos

由上面已知可得：

14415.78tan20sin20.14sin35cos20.1411682.26N A1

cos3513162.84tan20sin69.86sin35cos69.86=2538.14N A2

cos35

由式（3.6）、（3.7）可算得：



R1=2538.14N; R2=11682.26N

二级减速齿轮齿宽中点处的圆周力为

P＝

2T

N （3.8） d

式中：T——作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩TTdi01=1825.88Nm；

d——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。

21825.88

23112.41N。 可算出P1P2

158

二级减速机构作用在二级主、从动齿轮面上的轴向力A和径向力R分别为：



A1=A2=P1tan （3.9） 

R1=R2=P1tanacos (3.10)

式中：——齿轮的螺旋角，16；

把已知条件代入式（3.9）和式（3.10）可算出A1=A2=6627.38N，



R1=R2=8751.24N。

4.2轴和轴承的设计计算

一级主动锥齿轮轴的设计计算：对于轴是用悬臂式支撑的，如图3-3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小于悬臂长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右路管道和返回壳体的回油道。

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%d1=77mm，在这里取b80mm。 轴承的的选择，在这里选择主动锥齿轮后轴承为圆锥滚子轴承30216型，此轴承的额定动载荷Cr为160KN，前轴承圆锥滚子轴承30214型，此轴承的额定动载荷Cr为132KN

[14]

。

由此可得到：

b

a(cos1a24)mm

2

式中：a2——轴承的最小安装尺寸[由殷玉枫主编的《机械设计课程设计》书表12-4

可查的a26mm]。

及a

50

cos20.1446=33.47，mm取a=34mm。 2

4.3主减速器齿轮轴承的校核

1、齿轮轴承径向载荷的计算 轴承A、B的径向载荷分别为：

R前=

1b

Pa2Ra0.5Ad12 (3.11)

R后=

1b

Pc2Rc0.5Ad12

(3.12)

根据上式已知R=R1=2538.14N，A=A1=11682.26N，P1=14415.78N，a=34mm ，

b=80mm，c=ab114mm。 后轴承径向力

R前=

1

80180

14415.783422538.14340.511682.261102=9267.07N

前轴承径向力

R后=

14415.7811422538.141140.511682.261102=21011.51N

2、轴承的校核

对于前轴承，采用圆锥滚子轴承30214型，此轴承的额定动载荷Cr为132KN，在此径向力R=6403.38N，轴向力A=0N。

当量动载荷 Q=XRYA (3.13) 式中X、Y， X1、Y0。

由式（3-18）可得当量动载荷Q=X·RA=1×9267.07=9267.07N 再由公式：

ftCr6

Ls (3.14) 10fpQ



式中：ft——为温度系数，在此取1.0；

fp——为载荷系数，在此取1.2。



11321096

10所以 L==3.82×s 101.29267.07



此外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

n2

2.66vam

r/min (3.15) rr

3

103

式中：rr——轮胎的滚动半径，m；

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 km/h，在此取35 km/h。 所以由式（3-11）可得n2=

2.6635

=169.27r/min；

0.478

而主动锥齿轮的计算转速n1=169.27×2.73=462.11r/min。所以轴承能工作的额定轴承寿命：

Lh

L

h (3.16) 60n

式中： n——轴承的计算转速，r/min。

3.82109

由上式可得轴承A的使用寿命Lh=137773.83h。

60462.11

若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即

L'h=

所以L'h=

S

h (3.17) vam

100000

=2857.14h和Lh比较，Lh＞L'h，故轴承符合使用要求。 35

对于后轴承，在此选用30216型型轴承，此轴承的额定动载荷Cr为160KN，在此径向力R=21011.51N，轴向力A=11682.26N，所以

A

=0.556＞e=0.42查得X=0.4，R

Y=1.4。

由式（3-11）可得当量动载荷Q=0.4×21011.51+1.4×11682.26=24759.77N。所以轴承的使用寿命：

11601086

10 L==2.737×s 101.224759.77



3.737108

Lh=9871.39h＞L'h

60462.11

3

103

所以轴承符合使用要求。

如图4.4，对于从动圆锥齿轮的圆周力、径向力、轴向力、由计算公式可知



P=14415.78N，R=R2=11682.26N，A=A2=2538.14N，在这里我们把二级主动齿轮与轴做成一体的，选择轴承时应与齿轮的外尺寸176mm相当，选择轴承为30316型，它的外直径为170mm，刚好满足要求，它的额定动载荷为278KN。根据轴承和齿轮的尺寸，如下图设计计算c,e,f,k,g。

图4.4 双级主减速器中间轴轴承载荷计算图

如上图所示，根据机械设计手册和齿轮的尺寸可算得：c117.25mm，e207.25mm，

f126.75mm，k197.75mm,g324.5mm。

所以，轴承C的径向力：

22

1'0.5A2d2mA1dR2eR1fP2eP1f (3.18) Rc=g

轴承D的径向力：

2210.5A2d2mA1dR2cR1kP2cP1k (3.19) RD=g

式中：P2,A2,R2——第一级从动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力； d2m——第一级减速从动锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径； d'——第二级减速主动齿轮（斜齿圆柱齿轮）的节圆直径；



p1,A1,R1——第二级主动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力。

根据上面所算得的数据代入式（3-16），（3-17）可得：

22

1'0.5A2d2mA1dR2eR1fP2eP1f=6827.48N Rc=g

2210.5A2d2mA1dR2cR1kP2cP1k=9094.95N RD=g

对于轴承C，在此选用30316型轴承，此轴承的额定动载荷Cr为278KN，e=0.35



在此轴承C的径向力Rc=6827.48N 轴向力A=A1A24089.24N，方向与第一级

从动齿轮的相反，所以轴承C不受轴向力，因此

A

=0＜e=0.35，此时X=1，Y=0。 R

由式（3-11）可得当量动载Q=XRYA=1×6914.95=6827.48N[13]。所以轴承的使用寿命：

ftCr116612781010 L==1.26×s 1010fpQ1.26827.48





3

10

3

1.261011

Lh=12406214.92h＞L'h

60169.27

所以轴承C符合使用要求。

对于轴承D，在此选用30316型轴承，由机械设计手册查得此轴承的额定动载荷Cr

为278KN，e=0.35 在此轴承D的径向力RD=9094.95N，轴向力



A=A1A24089.24N，所以

A

=0.45﹥e=0.35，X0.4,Y1.7[15]。 R

由式（3-20）可得当量动载荷Q=XRYA=0.49094.951.74089.24=10589.69N， 所以轴承的使用寿命：

ftCr106612781010 L==2.93×s 1010fpQ1.210589.69

2.931010

Lh=2884937.28h＞L'h

60169.27



3

103

所以轴承D符合使用要求。

4.4本章小结

本章主要是对轴承的选取和对轴承的校核，通过齿轮的尺寸和与箱体的装配关

系，合理的选择轴承的大小。在这一张中最主要的是考虑到主减速器的装配关系，能让齿轮和轴合适的装配到箱体中，并满足一定的装配要求。并对其所用的轴承进行强度校核是寿命计算，使其满足此车的要求。

第5章 轴的设计

5.1 一级主动齿轮轴的机构设计

由上面所设计出来的齿轮的大小和轴承的大小，装配时所要求的间隙等，参照现有车型对轴进行结构设计，如图3-1，可得到主动一级主动齿轮的基本尺寸大小，并满 满足其所要的要求。

图3.1 一级主动齿轮轴

其轴的各段的尺寸为：

第1段：主动锥齿轮，其齿宽为36mm，大端分度圆直径为75mm，齿顶圆直径为87mm；

第2段：这段与轴承配合，其小径为40mm，大径为80mm，小径宽度为18mm，其轴的直径为40mm，宽度为18mm；

第3段：轴的直径为40mm，宽度为28mm； 第4段：轴直径为35mm，宽度为14mm； 第5段：大端直径为32mm；

第6段：轴直径为38mm，宽度为35mm

5.2 中间轴的结构设计

对于中间轴的结构，二级主动齿轮和中间轴加工成一体，其上面还要有一个与一

级从动锥齿轮的装配凸台，两个支承轴承和相应要求的间隔[15]。如图3.2所示：

图3.2中间轴的结构尺寸 其轴的各段尺寸为：

第1段：第一段与轴承想配合，轴承的小径宽度为35mm，小径直径为80mm，其轴的直径为80mm，轴的宽度为35mm；

第2段：这段为了满足主减速器的壳体与零件之间的距离，其直径设计为40mm，宽度为20mm；

第3段：二级主动齿轮，其它的结构尺寸为，齿宽为57mm，分度圆直径为72mm，齿顶圆为73mm；

第4段：主要是为了使一级从动齿轮与二级主动齿轮之间有一定的距离，其设计尺寸为：周宽15mm，轴的直径为40mm；

第5段：轴直径为44mm，宽度为26mm

第6段：一级从动轮凸台，与其从动锥齿轮配合，它的直径与从动齿轮的与其配合部分的尺寸相同，及直径为75，轴宽为14mm；

第7段：与从动锥齿轮用螺栓连接的圆盘，其尺寸大小与和从动齿轮与它配合的尺寸相同，及轴的直径为111mm，轴宽为5mm；

第8段：轴直径为70mm，宽度为35mm

5.3 本章小结

通过设计的零件的结构大小，轴与箱体的配合，各零件之间的间隙等，设计出符合强度要求的轴。使其它能安全可靠的工作。

第6章 轴的校核

6.1 主动锥齿轮轴的校核

由第3章可知，齿轮上受到的转矩为8946.66Nm，齿轮的圆周力P14415.78N，轴向力A11682.26N，径向力R2538.14N，并还知道两轴承受径向力和轴向力分别为R前9267.07N，R后21011.51N；A前0，A后11682.26N。其轴承所受的轴向力与轴受到的轴向力是一对作用了与反作用力，径向力也是一对作用力与反作用了。

与规定齿轮受的轴向力和径向力为正，由图4.1，前、后轴承给轴的力的方向分别A后为正，R后为负。后面花键轴和螺栓轴圆锥齿轮受的力方向相反，则为负；径向力R前

可以不用计算，其结果不受多大影响。求出水平面上的弯矩并画出弯矩图：

MaVR后80Nm=1680.92Nm （5.1）

规定顺时针方向为负，其齿轮受到的弯矩为正，后齿轮受到的弯矩为负，前齿轮受到的弯矩为正，如图5.2所示：

图5.2 垂直面上弯矩图

求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图：

MaR=A后80Nm=934.58Nm （5.2）

根据上面的方向，弯矩图如图5.3所示：

图5.3 垂直面上弯矩图

合成弯矩可得：

2

M后M2aVMHR=.922934.582 =1923.26Nm （5.3）

由上面的图科知，在后轴承受力点上的弯矩最大，其弯矩为： 计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许用应力[1b]90MPa，则：

dM后0.1[1b]

=59.79mm （5.4）

由于截面处轴的直径为80mm，最小处的直径也大于59.79mm，所以校核成功。

6.2中间轴的校核

从动锥齿轮受到的圆周力P14415.78N，轴向力A2538.14N，径向力

R11682.26N；主动圆柱齿轮受到的圆周力P223112.41N，轴向力A26627.38N，

.24N；轴承C所受的轴向力AC0，径向力RC6827径向力R28751.48N；轴承.24N，径向力RD9094.95N。 D所受的轴向力AD4089

求出水平面上的弯矩并画出弯矩图：

MAV右RC117.25Nmm =1066.38Nm

Nmm=160.91Nm MAV左（RD126.75R280.50）

MBV右(RC197.75R80.50)Nmm=409.71Nm MBV左RD126.75Nmm=1152.78Nm

规定顺时针方向为负，其齿轮受到的弯矩为正，后齿轮受到的弯矩为负，前齿轮受到的弯矩为正，如图5.5所示：

5.5 垂直面上弯矩图

求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图：

MAH右 =0Nm

Nmm=1051.82Nm MAH左（AD126.75A280.50）

MBH右A80.50Nmm=204.32Nm MBH左A2126.75Nmm=840.02Nm 根据规定的方向，如图5.6所示：

图5.6 垂直面上的弯矩图

由上图可知，在A点的垂直面上的弯矩最大，最危险。这一点的合成弯矩得：

2

MAM2AVMAH=1497.83Nm （5.5）

计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许用应力[1b]90MPa，则：

dMA

=50.01mm

0.1[1b]

由于截面处轴的直径为186mm，最小处的直径也大于50.01mm，所以校核成功。

5.3本章小结

通过本章对轴的校核，轴满足其要求，对它所受的弯矩计算有更深的认识，对自

己的计算水平有一定的提高，对将来对轴的设计和校核积累了宝贵的经验。

结 论

本次毕业设计中我通过认真仔细地分析与研究解放汽车的发展趋势及使用维修方面的知识，熟悉本车的用途，性能及工作条件明确零件在本车中的位置和功用。找出主要技术要求与技术关键。通过对汽车驱动桥的分析，及双级主减速器的功用等几个方面，对对双级主减速器形式的驱动桥进行了初步的研究．在设计过程中，运用了大量的汽车原理与计算公式，确定了差速器、减速器。桥壳、半轴等零件的方案。

这次毕业设计综合运用CAD的运用基本理论，并结合生产实习中学到的实践知识，独立地分析和解决设计绘图问题，初步具备了设计一个中等复杂程度零件的能力。也是熟悉和运用相关手册，图表等技术资料编写技术文件等基本技术的一次实践机会，但在本次的毕业设计中还是发现了许多问题，由于时间的关系，我只是初步的对驱动桥的基本零件进行了设计，由于零件有些部位的精度要求较高所以在制造中会出现较多的废品，在稳定性上还需要提高，但是基本上能够满足批量的生产 。在以后的工作或者生活中要更努力的学习，把大学中学到的东西用到实处，进一步加深自己的专业知识。

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致 谢

在本次四个多月的设计过程中，使我深刻体会到自己所学知识的不足，也使我学到了许多课本之外的知识，能让自己去学习更多领域的知识，也对自己即将步入社会打下了一定的基础。

在做毕业设计过程中，学生很荣幸得到了田芳老师的亲切关怀和耐心的指导。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。从最初课题的选择到最终完成设计，田芳老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。除了敬佩田芳老师的专业水平外，她的治学严谨和对细节的追求也是我学习的榜样。在此谨向田芳老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。

同时，我还得感谢许铁岩，王肖男，陈明刚，等同学对我的帮助，我在设计过程中遇到困难时，他们热心帮助我解决问题。我衷心的感谢院系领导对我们毕业设计的督促和关心，感谢答辩老师给我毕业设计细心的指导，让我改正设计中的不足与错误。

最后我还要感谢母校黑龙江工程学院四年来对我的栽培。在此向汽车与交通工程学院车辆工程专业以及母校所有的老师表示由衷的谢意。

附 录

The present situation of theory research on Drive axle design

With the development of testing technology and improved driving axle in the design process to test the introduction of new technology and a variety of test equipment dedicated to carry out scientific experiments, all aspects of product structure, performance and strength of parts and components, life testing At the same time, extensive use of modern mathematical physics analysis, and assembly of products, parts and components to carry out a full technical analysis, research, and thus drive the development of bridge design theory to scientific experiments and technical analysis is based on the stage.

(1) Computer Supported drive axle design and analysis of the theoretical innovation: Computer in the engineering design of the popularization and application, so that the bridge design theory-driven and technology leap in the development of completely different design process. Drive axle structure parameters and the optimization of performance parameters such as selection and matching, the intensity of components accounting and life prediction, simulation of the relevant products or simulation analysis of the art form that is more so on the choice of design and shape, design drawings Drawing will be conducted on the computer. The use of computer tools for analysis, because of its fast computing and large data capacity, we can use more accurate mathematical model of multi-degree of freedom to simulate the driving in a variety of conditions, the use of modern advanced mathematics methods of analysis, can be obtained more accurate results, which analyzed for a variety of programs designed to work creatively to provide a great convenience. At present, due to the external computer equipment and the achievements of human-computer links, can be the computer's and logic to determine the capacity, high-capacity data storage and efficient data-processing capacity, the calculation results of dynamic image display function and creativity thinking ability and experience, the realization of human-computer dialogue-style semi-automatic design, or product design expert systems, design automation. The design process can be computer-related products on a large amount of data, data retrieval, on the design of the design of high-speed computing, computer screen displays graphics and design calculations; designers can also be used up pen and direct man-machine

dialogue language graphic changes to achieve the best design options, and then by computer graphics equipment line drawings drawn products. This use of computers and external devices product design methods, collectively referred to as computer-aided design. CAD and CAM will be the future into CADMAT system will show the usefulness of its huge.

(2) basic studies to support the drive axle design and analysis of the theoretical innovation:

With the computer design of drive axle in the popularization and application, a number of modern methods of mathematical physics and the basis for new theoretical achievements in the automotive design has become more widely used. The design of modern drive axle, in addition to traditional methods, computer-aided design methods, but also the introduction of the most optimal design, reliability, design, finite element analysis of computer simulation or simulation analysis, modal analysis and other modern design methods and analytical tools. Bridge design and analysis of drive to achieve the current high level of theory, especially the past three decades is more than a century of basic science, applied technology, materials and manufacturing processes result of continuous development and progress as well as design, production and use of long-term accumulation of experience. It is based on the production of large-scale practice, the basis of the theory as a guide to reflect the achievements of contemporary science and technology-driven bridge design software and hardware as a means to meet the needs of society for the purpose, through the use of materials, technology, equipment, tools, testing equipment, test the technical and business achievements in the field of management, continuous development and progress.

(3) reverse engineering theory and methods widely used:

Driving axle in the field of automated manufacturing, and often involve an enormous amount of complex design and manufacturing and testing surface. Under normal circumstances, first of all applications on the computer computer-aided design and manufacturing technology for the design of product model, and then generate code for processing. With the traditional processing model, compared to reverse engineering a CAD model of characterization of non-existing methods of product design, but through a variety of ways from the physical model was taken from the data re-engineering development models of a product amend. Drive the design and manufacture of axle housing is a very typical reverse engineering methods.

(4) the application of rapid prototyping technology :

Product innovation is designed to give full play to the designer's creative imagination, using the technical knowledge and skills to carry out the innovative ideas that the principle of a practice, its aim is to creatively design a rich and advanced new products. In the development of traditional design, the process is divided into program design, technical design, process design. With the development of information technology, product design and development of the scope of the content from the traditional extended to product planning, manufacturing, testing, testing , marketing, as well as the whole process of recovery. Traditional design, the extension of the product development cycle. Rapid prototyping technology is the complete CAD model solid model layer by layer manufacturing technology, rapid prototyping technology to rid itself of the traditional processing methods, the growth of a new processing method to the complex three-dimensional processing is decomposed into a simple combination of two-dimensional processing. Therefore it does not need the use of traditional machine tools and processing tool, and only 10% of traditional processing methods of a 30% and 20% of the working hours of a 30% of the cost of products will be able to directly create and mold samples. Product innovation in the design and development application of rapid prototyping technology, with modern high-tech tools and technology to transform traditional methods of product design and development, to promote design innovation, product innovation, process innovation and management innovation to form a digital, virtual and intelligent , integrated in order to bring about a revolution in product design and development.

(5) the application of concurrent engineering to product management and development: Drive Axle Industries has launched a worldwide competition designed to shorten a new product development time, reduce costs, improve quality, increase market competitiveness, manufacturers are becoming the important issue to consider. Concurrent Engineering as a modern, advanced product design to address these problems is a good way for countries to the automotive industry has been used. The so-called concurrent engineering, is the integrated, concurrent design of products and related processes of systems engineering, it takes from concept to product design, shape design, manufacture, use, maintenance of the entire process until the end of life of all the relevant factors that can solve the and manufacturing process design changes caused by frequent and long development time, cost of Higher can be designed to maximize the quality and development efficiency, and increase market competitiveness. Concurrent engineering, the key is the process of the product and

its associated parallel implementation of integrated design, manufacturing and assembly-oriented design is an important aspect of concurrent engineering in product development throughout the entire process of design is the key. Innate quality of the product design decisions. Statistics show that products, including raw materials, manufacture, use, maintenance and other costs that 70% of the generalized cost is a decision from the design stage. The objectives of concurrent engineering is as much as possible early in the design stage of the binding process, such as material selection, manufacturing processes, and assembly of such constraints, design changes to make as much as possible in the early stage of product development, and from manufacturing to assembly to reduce the occurrence of adverse situations, when to make a successful product design, product development to avoid the late change in design due to the enormous waste, which on the drive axle design and subAnalysis of the objectives of the theory put forward more demands.

载货汽车主减速器

在能源竞争激烈的二十世纪七十年代初，汽车业不得不将注意力越来越多地定格在改进产品的质量上，但仍然维持其价格尽可能低。在此之前，吉凯恩车桥有限公司占据最佳经济规模的优势，在价格允许范围内生产极具竞争力的不同类型车轴，使所有客户的需求可以得到满足。但由于汽车制造商并没有经历过这样一个非常注重燃油经济性的时期，因此，对重量轻的要求，这些标准车轴似乎可满足所有条件，满足各种各样的应用。现在汽车制造商需要车轴设计和开发的具体应用。轴设计正变得越来越专业化，在性能的可靠性方面，客户越来越多地提高自己的期望。出于这个原因，他们在找一个能提供各种车辆轴的公司。

然而自二十世纪七十年代以来，在几乎所有其他汽车行业供应商的技术里， GKN从根本上改变了它的办法，以适应当前的条件，他们在二十世纪八十年代和九十年代的生产目的是提供完整的轮轴安装，其中包括，刹车、所有的设计和整合、具体的汽车设计，以及为专业市场特别设计的。

现在的重点是合理化的材料，方法和内容。总的改革是必要的，对于复杂性很大的现代汽车，考虑总体效率，紧凑，重量轻，可靠性，耐用性，完善和免维护运行。另一个领域，GKN提供的车轴是扩大了供应的部件和组件，如限滑差速器，球关节，齿轮和某些类型的悬挂架。

对于越野车，某些车辆设计公司花费了相当多的时间在较低齿轮但高扭矩的设计上。在大多数情况下，地形可能使这样的轮胎打滑。例如，在相当坚硬的沙质路面，它可能允许轮胎咬进去，从而使扭转疲劳显著大于在平稳的道路行驶。虽然在大程度上这取决于速度，但纵向和横向打滑时将更严重。冲击负荷也会影响刹车和加速扭矩，这种影响是取决于速度的。

准双曲面齿轮传动是锥齿轮传动中的普遍形式，螺旋锥齿轮是它的一种特殊情况。他们的优点是齿轮的具体比例较大，其啮合区较大，而且低噪音,他们本质上是更强大，更持久和更耐用。

主减速器的作用是用来降低传动轴传来的转速而增大旋转扭矩，并将扭矩改变传动方向，经差速器传给半轴。主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速器形式不同而不同。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。

双级主减速器与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0一般为

7～12。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。

整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮。

对于第一级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平、斜向和垂向三种布置方案。

纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大。垂向布置使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。

在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减速器中分配传动比时，圆柱齿轮副和锥齿轮副传动比的比值一般为1.4～2.0，而且锥齿轮副传动比一般为1.7～3.3，这样可减小锥齿轮啮合时的轴向载荷和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，以改善其支承刚度，提高啮合平稳性和工作可靠性。

现代车桥中，齿轮润滑油的选择是至关重要的。汽车运行在高速公路上，车桥油温可以最终上升，甚至高于130℃ ，所以车桥外壳通风是很重要的。通过两个轴承携带的小齿轮来达到改善的目的。因此，形状和尺寸之间的间隙，套管等可能都是至关重要的，足够的排水必须提供的润滑油的流向，通过渠道流入小齿轮轴承座，再回到套管。

在齿轮轴承中，圆锥滚子轴承普遍应用在齿轮。他们有大量的承载能力，通过稳定的、准确定位。法兰密封的齿轮对于抗高温和相对较高的速度是至关重要的。

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宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，在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的减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。

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。

第1章 绪 论

1.1 概述

1.1.1 主减速器的概述

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[1]。

对于载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而主减速器在传动系统中起着非常重要的作用。

随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于重型载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700Nm以上，百公里油耗是一般都在34L左右。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。

因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的传动系便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的主减速器已成为了新的课题。

1.1.2 主减速器设计的要求

驱动桥中主减速器的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。

本设计主要研究双级主减速器的结构与工作原理，并对其主要零部件进行了强度

1－半轴 2－圆锥滚子轴承 3－支承螺栓 4－主减速器从动锥齿轮 5－油封

6－主减速器主动锥齿轮 7－弹簧座 8－垫圈 9－轮毂 10－调整螺母

图1.1 驱动桥

1.1.3主减速器型式及其现状

主减速器的结构形式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安装

(1)主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。

螺旋锥齿轮如图1.2(a)所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用90度。螺旋锥齿轮的重合度大，啮合过程是由点到线，因此，螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。

双曲面齿轮如图1.2(b)所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有：

①尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。

②传动比一定时，如果主动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。

图1.2 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮

③当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的直径较小，有较大的

离地间隙。

④工作过程中，双曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动，又有沿齿长方向的纵向滑动，这可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。

双曲面齿轮传动有如下缺点：

①长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。

②齿面间有大的压力和摩擦功，使齿轮抗啮合能力降低。

③双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。

④双曲面齿轮必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油。

(2)主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种：

①悬臂式 悬臂式支承结构如图1.3所示，其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a和增加两端的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转钜较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。

图1.3 锥齿轮悬臂式支承

②骑马式 骑马式支承结构如图1.4所示，其特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，在需要传递较大转矩情况下，最好采用骑马式支承。

图1.4 主动锥齿轮骑马式支承

(3)从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的两端支承多采用圆

锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器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固定在差速器壳的凸缘上[5]。

(4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器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。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30％。

主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用套筒与垫片，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。

(5)主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速(如图

2.5)、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比io≤7.6的各种中小型汽车上。

1.1.4.差速器型式发展现状

根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互联系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求

(a) 单级主减速器 (b) 双级主减速器

图1.5主减速器

车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右车轮的转速虽然相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会是轮胎过早磨、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。

差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。

差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。

1.2 主要涉及内容及方案

其主要的内容为有：1.主减速比的计算；2.主减速比的分配；3.一级齿轮传动机构的设计和校核；4.二级齿轮传动的设计和校核；5.轴承的选择和校核；6.轴的选择。为了达到增大离地间隙和柱减速器的功能要求，在这些内容中最重要的是如何合理的分配好主减速比。在这个过程中，只有反复的通过计算，不断调整一、二级的减速比。

主要方案：运用齿轮传动原理，先用圆锥齿轮改变其转矩的方向，并同时达到减速增扭的目的。让后再通过圆柱齿轮副最终达到我们自己所需要的速度和扭矩。

第2章 主减速器的结构设计与校核

2.1设计题目的主要参数

技术参数：

发动机最大功率 Pemax kW/np (r/min) 250/2700(3000)

发动机最大转矩 Temax N·m/nr (r/min) 1460/1600

装载质量 kg 31000

汽车总质量 kg 15100

最大车速 km/h 120

最小离地间隙 mm >180

轮胎(轮辋宽度-轮辋直径) 英寸 12.0－20

2.2主减速比的确定

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iT一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡图来研究i0对汽车动力性的影响。对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性[5]。

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Pemax及其转速np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vamax。这时i0值应按下式来确定： i00.377rrnp

vamaxigh （2.2）

式中 rr——车轮的滚动半径,rr=dr=0.6m，单位m； 2

igh——变速器最高档传动比；

vamax——最高车速；

np——发动机最大功率时的转速。

对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而最高车速稍有下降，i0一般选得比上式求得的大10%～25%，即按下式选择：

i0=（0.377～0.472）

式中 rr——车轮的滚动半径，m；

igh——变速器最高档传动比；

iFH——分动器和加力器的最高档传动比；

iLB——轮边减速器的传动比。

本设计中没有分动器和加力器，所以iFH=1；也没有轮边减速器，所以iLB=1。按以上两式求得的i0值应该与同类汽车的相应值作比较，并考虑到主、从动主减速器齿轮可能有的齿数，将i0值予以校正并最后确定下来。由式（2.2）得，取功率储备系数为0.472，即：

i0=0.472rrnp

vamaxighiFHiLBrrnpvamaxighiFHiLB （2.3） （2.4）

把rr=0.6m、np=3000r/min、vamax=120、iFH=1、iLB=1、igh=0.9代入式（2.4）中，算的i0=7.8。并与同类汽车比较也传动比也相差不大，最终确定i0=7.8因为i0大于了7.6，所以得采用双级主减速器。

2.3主减速器结构方案确定

1主减速器齿轮的类型 螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。本次设计采用螺旋锥齿轮。

2主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择

本次设计选用： 主动锥齿轮：悬臂式支撑(圆锥滚子轴承)

从动锥齿轮：骑马式支撑(圆锥滚子轴承)

3从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择

从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相

向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器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固定在差速器壳的凸缘上[5]。

4主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整

支承主减速器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。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30％。

主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用波形套筒，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。

5主减速器的减速形式

主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。

本次设计采用双级减速，主要从传动比及它是载重量超过6t的重型货车和保证离地间隙上考虑。

2.4 差速器的选择

差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。

差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。但对于本设计的车型来说只选用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器即可。

本次设计选用：普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥

2.5 主减速齿轮计算载荷的计算

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种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩(Tje,Tj)的较小者，作为载货汽车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T/n=53496 (Nm) (3.1)

TjG2rr=96935(Nm) (3.2) LBiLB

式中：Temax——发动机最大转矩1460Nm；

iTL——由发动机到所计算的主加速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；

iTL=i0i1=7.8×5.2=40.56

i1G(fcosmaxsinmaxrr) Ttgmaix0T

根据同类型车型的变速器传动比选取i1=7.64

T——上述传动部分的效率，取T=0.9；

K0——超载系数，取K0=1.0；

n——驱动桥数目1；

G2——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但后桥来说还应考虑到汽

车加速时负荷增大量，可初取：

G2=G满×9.81×60%=182466n

LB,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,分别取0.96和1;

由式(3.1)，式(3.2)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依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为

Tjm=(GaGT)rr(fRfHfP)=48579(Nm) (3.3) iLBLBn

式中：Ga——汽车满载总重15100×9.81N=148131

GT——所牵引的挂车满载总重,N, 仅用于牵引车取GT=0；

fR——道路滚动阻力系数，货车通常取0.015～0.020，可初取fR =0.018； fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取0.05～0.09，可初取

fH=0.07；

fP——汽车性能系数

fP

0.195(GaGT)1

[16] (3.4) 100Temax

当

0.195(GaGT)

=48.39>16时，取fP=0

Temax

2.6 主减速器齿轮参数的选择

1齿数的选择 对于普通双级主减速器，由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些(通常i01/ i02≈1.4～2.0)，这时，第一级主动锥齿轮的齿数z1可选的较大，约在9～15范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿数和，可选在68±10的范围内。

2节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩(见式3.2，式3.3并取两者中较小的一个为计算依据)按经验公式选出：

d2Kdj=229.5～288.7mm (3.5)

2

式中：Kd2——直径系数，取Kd2=13～16；

Tj——计算转矩，Nm，取Tj，Tje中较小的，第一级所承受的转矩：

Tj=

Tjei02

=12158.10（Nm）

计算得，d2=206.27～254mm ,初取d2=230mm。

3齿轮端面模数的选择 d2选定后，可按式md2/z2算出从动齿轮大端模数，并用下式校核

mtKm

4齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：F=0.155d2=38.75mm，可初取F2=40mm。

5螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。

6螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使mF1.25。因mF愈大传动就愈平稳噪声就愈低。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。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°。

2.7 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算

2.7.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算

主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把实用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。

主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表2.1。

表2.1 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算用表

2.7.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算

在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式

及其影响因素。

螺旋锥齿轮的强度计算：

(1)主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 ①单位齿长上的圆周力

p

P

(3.6) F

式中：p——单位齿长上的圆周力，N/mm;

P——作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩

两种载荷工况进行计算；

按发动机最大转矩计算时：

Temaxig103

p=1019N/mm (3.7)

d1

F2

按最大附着力矩计算时:

G2rr103p=771N/mm (3.8)

d2

F2

虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有1019 N/mm 可知，校核成功。

②轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力

w(N/mm2)为

w

2103TjK0KSKm

KvFzmJ

2

(3.9)

式中：K0——超载系数1.0； Ks——尺寸系数Ks=m

=0.792121； 25.4

Km——载荷分配系数1.1~1.25；

Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳

动精度高时，取1；

J——计算弯曲应力用的综合系数，见图3.1，J20.3,J10.35。

图3.1 弯曲计算用综合系数J

Tje作用下： 从动齿轮上的应力w2=455.37MPa

'

Tjm作用下： 从动齿轮上的应力w2=125.36MPa

''当计算主动齿轮时，Tj/Z与从动相当，而J2J1，故w1

综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。

汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩Tjm有关，Tje或Tjm只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。

(2)轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力j(MPa)为： j

Cpd1

2T1jK0KsKmKf103

KvFJ

(3.10)

1

2

Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm； 注：K0=1, Ks=1, Km=1.11, Ks=1

Kf——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1；

J—— 计算应力的综合系数，J2=0.1875，见图3.2所示； jm=666.7MPa

je=2373.45MPa

图3.2 接触强度计算综合系数J

2.8 第二级齿轮模数的确定

2.8.1、材料的选择和应力的确定

齿轮所采用的钢为20CrMnTi渗碳淬火处理，齿面硬度为56～62HRC，

HLim1500MPa，FE850MPa[9]。由于齿轮在汽车倒档时工作的时间很少，并且一

档时的转矩比倒档时的转矩大，所有我们可以认为齿轮只是单向工作。斜齿圆柱齿轮的螺旋角可选择在16°～20°这里取=16°，法向压力角=20。

由i02

i02

z2

=2.00，z1z2=6810=58～78 取z1z2=68得z1=18，z2=36，修正z1

36

2.0018，其二级从动齿轮所受的转矩

传动比

T212158.103.0036474.30Nm。

取SF1.25,SH1 [查李仲生主编的《机械设计》书表11-5]；取ZH2.5,ZE189.8[查李仲生主编的《机械设计》书表11-4]得： [F1][F2]

FE

SF



850

MPa=680MPa 1.25

[H1][H2]

HLim1500

SH



1

MPa1500MPa

2、齿轮的弯曲强度设计计算

F

2KT

YFaYSa[F]=680MPa （2.21）

bdmn

式中：K——载荷系数，齿轮按8级精度制造取K1.3； T——所计算齿轮受的转矩； b——齿宽；

d——计算齿轮的分度圆直径； mn——模数；

YFa——齿型系数，由当量齿数zv1

zv2

17z==19，33

coscos16

51z

56及可得YFa1=2.96；YFa22.35[查李仲生主编的《机械设计》=33

coscos16

书图11-8]；

YSa——应力修正系数，可得YSa1=1.55，YSa21.70[由zv查李仲生主编的《机械设计》书图11-9]。

因

YFa1YSa12..961.55YY2.351.70

﹥0.00675Fa2Sa20.00588

[F1]680[F2]680

故应对小齿轮进行弯曲强度计算： 法向模数 mn3

2KT1YFa1YSa12

cos 2

dZ1[F1]

式中：d——齿宽系数，d=0.8，[查李仲生主编的《机械设计》书（表11.6）]。

把已知数代入上式得：

3

2KT1YFa1YSa121.48943.90102.961.5522=cos16=1.1 mncos22

6800.817dZ1[F1]

由李仲生主编的《机械设计》书表4-1取mn1mm[10]。

2.9双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择

表2.2正常齿标准斜齿圆柱齿轮传动的几何尺寸计算

2.10 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、工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、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20CrMnTi,22CrMnMo，20CrNiMo,20MnVB，及20Mn2TiB，在本设计中采用了

20CrMnTi。

用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC58～64，，而芯部硬度较低，当m8时为HRC32～45。

对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m5时，为0.9～1.3mm。

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草热处理及精加工后均予以厚度为0.005～0.010～0.020mm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，为了提高其耐磨性进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，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。

2.11 主减速器的润滑

主加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，因为其润滑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近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，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，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流进差速器，有的采用专门的倒油匙。

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漏油，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，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。

2.12 本章小结

本章根据所给参数确定了主减速器的参数，对主减速器齿轮计算载荷的计算、齿轮参数的选择，螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算并对主减速器齿轮的材料及热处理，轴承的预紧，主减速器的润滑等做了必要的交待。选择了机械设计、机械制造的标准参数。

第3章 差速器设计

3.1差速器的作用

根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路的特征，为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。

差速器作用：分配两输出轴转矩，保证两输出轴有可能以不同角速度转动。 本次设计选用的普通锥齿轮式差速器结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。

3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器

由于本车为中型载货汽车，则普通的对称式圆锥行星齿轮差速器(如图4.1)由差速器左

图3.1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器

壳为整体式，2个半轴齿轮，4个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮以及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，所以本设计采用采用该结构。

由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到从动齿及主动齿轮导向轴承支座的限制。普通圆锥齿轮差速器的工作原理图，如图4.2所示：

图3.2 普通圆锥齿轮差速器的工作原理图

3.2.1 差速器齿轮的基本参数选择

1行星齿轮数目的选择 重型货车多用4个行星齿轮。

2行星齿轮球面半径RB(mm)的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。 球面半径可根据经验公式来确定：

RBKBj=40～47.47(mm) (4.1) 圆整取RB=45.5mm

式中：KB——行星齿轮球面半径系数，2.52～2.99，对于有4个行星轮的公路载货汽

车取小值，取2.99；

RB确定后，即根据下式预选其节锥距：

A0=(0.98～0.99)RB=44.59～45.045mm 取45mm (4.2) 3行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了得到较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25。

半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5～2范围内。取z1=11，z2=22。

在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数z2L,z2R之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装，即应满足：

z2Lz2r2222

= =11 (4.3)

n4

(4)差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角1,2： 1arctan

z1z2

26.565;1arctan63.43; (4.4) z2z1

式中：z1,z2——行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： m

取标准模数4；

式中：A0,z1,z2在前面已初步确定。

算出模数后，节圆直径d即可由下式求得：

d1mz144mm;d2mz288mm (4.6) 5压力角 目前汽车差速器齿轮大都选用2230'的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且再小齿轮(行星齿轮)齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。

6行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定 行星齿轮安装孔与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。

2A02Asin10sin2=3.7 (4.5) z1z2

T0103

L1.1=35.97(mm) L1.1

[c]nl

2

T0103

=32.70 mm (4.7)

1.1[C]nl

式中：T0差速器传递的转矩24942Nm； n——行星齿轮数4；

''

l——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm. l0.5d2，d2是半轴齿轮齿面

'

宽中点处的直径d20.8d2,l=64mm;

[c]——支承面的许用挤压应力，取为69MPa. 3.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算

表3.11为汽车差速器用直齿锥齿轮的几何尺寸计算步骤，表中计算用的弧齿厚系数τ见图3.3。

表3.1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表

注:实际齿根高比上表计算值大0.051mm。

图3.3 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数(弧齿系数)

差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑,这是由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左/右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间有相对滚动的缘故。

汽车差速器齿轮的弯曲应力为

2103TK0KsKm

w (4.8) 2

KvFz2mJ

式中：T——差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，Nm； T

Tj0.6n

(4.9)

Tje0.6Tjm0.6

3741.N3mTm;＝1155.87mm Te

44

n——差速器行星齿轮数目4； z2——半轴齿轮齿数22； K0——超载系数1.0； Kv——质量系数1.0； Ks——

尺寸系数Ks

0.7491； Km——载荷分配系数1.1； F——齿面宽22mm; m——模数6；

J——计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数0.226，见图4.4。

图3.4 弯曲计算用综合系数J

以Tje计算得：w=847.02 MPa

以Tjm计算得：w=198.93MPa

3.3 本章小结

本章首先说明了差速器作用及工作原理，对对称式圆锥行星齿轮差速器的基本参数进行了必要的设计计算，对差速器齿轮的几何尺寸及强度进行了必要的计算，最终确定了所设计差速器的各个参数，取得机械设计、机械制造的标准值并满足了强度计算和校核。

第4章 轴承的选择和校核

4.1主减速器锥齿轮上作用力的计算

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：

fT2fT3fTR1fT1

TdTemaxfi2ig2fi3ig3fiRigRfi1ig1

[**************]

3

3

3

3



 （3.1） 

1

3

式中：Temax——发动机最大转矩，在此取700Nm；

fi1，fi2…fiR——变速器在各挡的使用率； ig1，ig2…igR——变速器各挡的传动比； 2、齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力为

P＝

2T

N （3.2） dm

式中：T——作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩见式(3.1)；

dm——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径；对于螺旋锥齿轮

d2md2Fsin2



z1 （3.3）

d1md2m

z2

式中：d1m,d2m——主、从动齿面宽中点分度圆的直径； F——从动齿轮齿宽； d2——从动齿轮节圆直径； z1,z2——主、从动齿轮齿数； 2——从动齿轮的节锥角。

由式（3.12）可以算出：d1m92.79mm，d2m253.06mm。

=2668.82=14415.78N 按式（3.11）主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力P1

92.79 =14415.78N。 主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力P2=P1 3、锥齿轮的轴向力和径向力

一级减速机构作用在主、从动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为：



A1

P1

tansinsincos （3.4） cos

P

A22tansinsincos （3.5）

cosP

R1=1tancossinsin （3.6）

cosP R2=2tancossinsin （3.7）cos

由上面已知可得：

14415.78tan20sin20.14sin35cos20.1411682.26N A1

cos3513162.84tan20sin69.86sin35cos69.86=2538.14N A2

cos35

由式（3.6）、（3.7）可算得：



R1=2538.14N; R2=11682.26N

二级减速齿轮齿宽中点处的圆周力为

P＝

2T

N （3.8） d

式中：T——作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩TTdi01=1825.88Nm；

d——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。

21825.88

23112.41N。 可算出P1P2

158

二级减速机构作用在二级主、从动齿轮面上的轴向力A和径向力R分别为：



A1=A2=P1tan （3.9） 

R1=R2=P1tanacos (3.10)

式中：——齿轮的螺旋角，16；

把已知条件代入式（3.9）和式（3.10）可算出A1=A2=6627.38N，



R1=R2=8751.24N。

4.2轴和轴承的设计计算

一级主动锥齿轮轴的设计计算：对于轴是用悬臂式支撑的，如图3-3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小于悬臂长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右路管道和返回壳体的回油道。

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%d1=77mm，在这里取b80mm。 轴承的的选择，在这里选择主动锥齿轮后轴承为圆锥滚子轴承30216型，此轴承的额定动载荷Cr为160KN，前轴承圆锥滚子轴承30214型，此轴承的额定动载荷Cr为132KN

[14]

。

由此可得到：

b

a(cos1a24)mm

2

式中：a2——轴承的最小安装尺寸[由殷玉枫主编的《机械设计课程设计》书表12-4

可查的a26mm]。

及a

50

cos20.1446=33.47，mm取a=34mm。 2

4.3主减速器齿轮轴承的校核

1、齿轮轴承径向载荷的计算 轴承A、B的径向载荷分别为：

R前=

1b

Pa2Ra0.5Ad12 (3.11)

R后=

1b

Pc2Rc0.5Ad12

(3.12)

根据上式已知R=R1=2538.14N，A=A1=11682.26N，P1=14415.78N，a=34mm ，

b=80mm，c=ab114mm。 后轴承径向力

R前=

1

80180

14415.783422538.14340.511682.261102=9267.07N

前轴承径向力

R后=

14415.7811422538.141140.511682.261102=21011.51N

2、轴承的校核

对于前轴承，采用圆锥滚子轴承30214型，此轴承的额定动载荷Cr为132KN，在此径向力R=6403.38N，轴向力A=0N。

当量动载荷 Q=XRYA (3.13) 式中X、Y， X1、Y0。

由式（3-18）可得当量动载荷Q=X·RA=1×9267.07=9267.07N 再由公式：

ftCr6

Ls (3.14) 10fpQ



式中：ft——为温度系数，在此取1.0；

fp——为载荷系数，在此取1.2。



11321096

10所以 L==3.82×s 101.29267.07



此外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

n2

2.66vam

r/min (3.15) rr

3

103

式中：rr——轮胎的滚动半径，m；

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 km/h，在此取35 km/h。 所以由式（3-11）可得n2=

2.6635

=169.27r/min；

0.478

而主动锥齿轮的计算转速n1=169.27×2.73=462.11r/min。所以轴承能工作的额定轴承寿命：

Lh

L

h (3.16) 60n

式中： n——轴承的计算转速，r/min。

3.82109

由上式可得轴承A的使用寿命Lh=137773.83h。

60462.11

若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即

L'h=

所以L'h=

S

h (3.17) vam

100000

=2857.14h和Lh比较，Lh＞L'h，故轴承符合使用要求。 35

对于后轴承，在此选用30216型型轴承，此轴承的额定动载荷Cr为160KN，在此径向力R=21011.51N，轴向力A=11682.26N，所以

A

=0.556＞e=0.42查得X=0.4，R

Y=1.4。

由式（3-11）可得当量动载荷Q=0.4×21011.51+1.4×11682.26=24759.77N。所以轴承的使用寿命：

11601086

10 L==2.737×s 101.224759.77



3.737108

Lh=9871.39h＞L'h

60462.11

3

103

所以轴承符合使用要求。

如图4.4，对于从动圆锥齿轮的圆周力、径向力、轴向力、由计算公式可知



P=14415.78N，R=R2=11682.26N，A=A2=2538.14N，在这里我们把二级主动齿轮与轴做成一体的，选择轴承时应与齿轮的外尺寸176mm相当，选择轴承为30316型，它的外直径为170mm，刚好满足要求，它的额定动载荷为278KN。根据轴承和齿轮的尺寸，如下图设计计算c,e,f,k,g。

图4.4 双级主减速器中间轴轴承载荷计算图

如上图所示，根据机械设计手册和齿轮的尺寸可算得：c117.25mm，e207.25mm，

f126.75mm，k197.75mm,g324.5mm。

所以，轴承C的径向力：

22

1'0.5A2d2mA1dR2eR1fP2eP1f (3.18) Rc=g

轴承D的径向力：

2210.5A2d2mA1dR2cR1kP2cP1k (3.19) RD=g

式中：P2,A2,R2——第一级从动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力； d2m——第一级减速从动锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径； d'——第二级减速主动齿轮（斜齿圆柱齿轮）的节圆直径；



p1,A1,R1——第二级主动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力。

根据上面所算得的数据代入式（3-16），（3-17）可得：

22

1'0.5A2d2mA1dR2eR1fP2eP1f=6827.48N Rc=g

2210.5A2d2mA1dR2cR1kP2cP1k=9094.95N RD=g

对于轴承C，在此选用30316型轴承，此轴承的额定动载荷Cr为278KN，e=0.35



在此轴承C的径向力Rc=6827.48N 轴向力A=A1A24089.24N，方向与第一级

从动齿轮的相反，所以轴承C不受轴向力，因此

A

=0＜e=0.35，此时X=1，Y=0。 R

由式（3-11）可得当量动载Q=XRYA=1×6914.95=6827.48N[13]。所以轴承的使用寿命：

ftCr116612781010 L==1.26×s 1010fpQ1.26827.48





3

10

3

1.261011

Lh=12406214.92h＞L'h

60169.27

所以轴承C符合使用要求。

对于轴承D，在此选用30316型轴承，由机械设计手册查得此轴承的额定动载荷Cr

为278KN，e=0.35 在此轴承D的径向力RD=9094.95N，轴向力



A=A1A24089.24N，所以

A

=0.45﹥e=0.35，X0.4,Y1.7[15]。 R

由式（3-20）可得当量动载荷Q=XRYA=0.49094.951.74089.24=10589.69N， 所以轴承的使用寿命：

ftCr106612781010 L==2.93×s 1010fpQ1.210589.69

2.931010

Lh=2884937.28h＞L'h

60169.27



3

103

所以轴承D符合使用要求。

4.4本章小结

本章主要是对轴承的选取和对轴承的校核，通过齿轮的尺寸和与箱体的装配关

系，合理的选择轴承的大小。在这一张中最主要的是考虑到主减速器的装配关系，能让齿轮和轴合适的装配到箱体中，并满足一定的装配要求。并对其所用的轴承进行强度校核是寿命计算，使其满足此车的要求。

第5章 轴的设计

5.1 一级主动齿轮轴的机构设计

由上面所设计出来的齿轮的大小和轴承的大小，装配时所要求的间隙等，参照现有车型对轴进行结构设计，如图3-1，可得到主动一级主动齿轮的基本尺寸大小，并满 满足其所要的要求。

图3.1 一级主动齿轮轴

其轴的各段的尺寸为：

第1段：主动锥齿轮，其齿宽为36mm，大端分度圆直径为75mm，齿顶圆直径为87mm；

第2段：这段与轴承配合，其小径为40mm，大径为80mm，小径宽度为18mm，其轴的直径为40mm，宽度为18mm；

第3段：轴的直径为40mm，宽度为28mm； 第4段：轴直径为35mm，宽度为14mm； 第5段：大端直径为32mm；

第6段：轴直径为38mm，宽度为35mm

5.2 中间轴的结构设计

对于中间轴的结构，二级主动齿轮和中间轴加工成一体，其上面还要有一个与一

级从动锥齿轮的装配凸台，两个支承轴承和相应要求的间隔[15]。如图3.2所示：

图3.2中间轴的结构尺寸 其轴的各段尺寸为：

第1段：第一段与轴承想配合，轴承的小径宽度为35mm，小径直径为80mm，其轴的直径为80mm，轴的宽度为35mm；

第2段：这段为了满足主减速器的壳体与零件之间的距离，其直径设计为40mm，宽度为20mm；

第3段：二级主动齿轮，其它的结构尺寸为，齿宽为57mm，分度圆直径为72mm，齿顶圆为73mm；

第4段：主要是为了使一级从动齿轮与二级主动齿轮之间有一定的距离，其设计尺寸为：周宽15mm，轴的直径为40mm；

第5段：轴直径为44mm，宽度为26mm

第6段：一级从动轮凸台，与其从动锥齿轮配合，它的直径与从动齿轮的与其配合部分的尺寸相同，及直径为75，轴宽为14mm；

第7段：与从动锥齿轮用螺栓连接的圆盘，其尺寸大小与和从动齿轮与它配合的尺寸相同，及轴的直径为111mm，轴宽为5mm；

第8段：轴直径为70mm，宽度为35mm

5.3 本章小结

通过设计的零件的结构大小，轴与箱体的配合，各零件之间的间隙等，设计出符合强度要求的轴。使其它能安全可靠的工作。

第6章 轴的校核

6.1 主动锥齿轮轴的校核

由第3章可知，齿轮上受到的转矩为8946.66Nm，齿轮的圆周力P14415.78N，轴向力A11682.26N，径向力R2538.14N，并还知道两轴承受径向力和轴向力分别为R前9267.07N，R后21011.51N；A前0，A后11682.26N。其轴承所受的轴向力与轴受到的轴向力是一对作用了与反作用力，径向力也是一对作用力与反作用了。

与规定齿轮受的轴向力和径向力为正，由图4.1，前、后轴承给轴的力的方向分别A后为正，R后为负。后面花键轴和螺栓轴圆锥齿轮受的力方向相反，则为负；径向力R前

可以不用计算，其结果不受多大影响。求出水平面上的弯矩并画出弯矩图：

MaVR后80Nm=1680.92Nm （5.1）

规定顺时针方向为负，其齿轮受到的弯矩为正，后齿轮受到的弯矩为负，前齿轮受到的弯矩为正，如图5.2所示：

图5.2 垂直面上弯矩图

求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图：

MaR=A后80Nm=934.58Nm （5.2）

根据上面的方向，弯矩图如图5.3所示：

图5.3 垂直面上弯矩图

合成弯矩可得：

2

M后M2aVMHR=.922934.582 =1923.26Nm （5.3）

由上面的图科知，在后轴承受力点上的弯矩最大，其弯矩为： 计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许用应力[1b]90MPa，则：

dM后0.1[1b]

=59.79mm （5.4）

由于截面处轴的直径为80mm，最小处的直径也大于59.79mm，所以校核成功。

6.2中间轴的校核

从动锥齿轮受到的圆周力P14415.78N，轴向力A2538.14N，径向力

R11682.26N；主动圆柱齿轮受到的圆周力P223112.41N，轴向力A26627.38N，

.24N；轴承C所受的轴向力AC0，径向力RC6827径向力R28751.48N；轴承.24N，径向力RD9094.95N。 D所受的轴向力AD4089

求出水平面上的弯矩并画出弯矩图：

MAV右RC117.25Nmm =1066.38Nm

Nmm=160.91Nm MAV左（RD126.75R280.50）

MBV右(RC197.75R80.50)Nmm=409.71Nm MBV左RD126.75Nmm=1152.78Nm

规定顺时针方向为负，其齿轮受到的弯矩为正，后齿轮受到的弯矩为负，前齿轮受到的弯矩为正，如图5.5所示：

5.5 垂直面上弯矩图

求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图：

MAH右 =0Nm

Nmm=1051.82Nm MAH左（AD126.75A280.50）

MBH右A80.50Nmm=204.32Nm MBH左A2126.75Nmm=840.02Nm 根据规定的方向，如图5.6所示：

图5.6 垂直面上的弯矩图

由上图可知，在A点的垂直面上的弯矩最大，最危险。这一点的合成弯矩得：

2

MAM2AVMAH=1497.83Nm （5.5）

计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许用应力[1b]90MPa，则：

dMA

=50.01mm

0.1[1b]

由于截面处轴的直径为186mm，最小处的直径也大于50.01mm，所以校核成功。

5.3本章小结

通过本章对轴的校核，轴满足其要求，对它所受的弯矩计算有更深的认识，对自

己的计算水平有一定的提高，对将来对轴的设计和校核积累了宝贵的经验。

结 论

本次毕业设计中我通过认真仔细地分析与研究解放汽车的发展趋势及使用维修方面的知识，熟悉本车的用途，性能及工作条件明确零件在本车中的位置和功用。找出主要技术要求与技术关键。通过对汽车驱动桥的分析，及双级主减速器的功用等几个方面，对对双级主减速器形式的驱动桥进行了初步的研究．在设计过程中，运用了大量的汽车原理与计算公式，确定了差速器、减速器。桥壳、半轴等零件的方案。

这次毕业设计综合运用CAD的运用基本理论，并结合生产实习中学到的实践知识，独立地分析和解决设计绘图问题，初步具备了设计一个中等复杂程度零件的能力。也是熟悉和运用相关手册，图表等技术资料编写技术文件等基本技术的一次实践机会，但在本次的毕业设计中还是发现了许多问题，由于时间的关系，我只是初步的对驱动桥的基本零件进行了设计，由于零件有些部位的精度要求较高所以在制造中会出现较多的废品，在稳定性上还需要提高，但是基本上能够满足批量的生产 。在以后的工作或者生活中要更努力的学习，把大学中学到的东西用到实处，进一步加深自己的专业知识。

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[14]周松鹤，徐烈烜．工程力学[M]．第2 版．北京: 机械工业出版社，2007.

[15]臧杰,阎岩.汽车构造[M]．北京：机械工业出版社，2005．

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[20]Leitermann.Modern manual transmissions – innovative solutions for a mature

technology.VDI – Berichte Nr.1943,2006(Germany)

致 谢

在本次四个多月的设计过程中，使我深刻体会到自己所学知识的不足，也使我学到了许多课本之外的知识，能让自己去学习更多领域的知识，也对自己即将步入社会打下了一定的基础。

在做毕业设计过程中，学生很荣幸得到了田芳老师的亲切关怀和耐心的指导。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。从最初课题的选择到最终完成设计，田芳老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。除了敬佩田芳老师的专业水平外，她的治学严谨和对细节的追求也是我学习的榜样。在此谨向田芳老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。

同时，我还得感谢许铁岩，王肖男，陈明刚，等同学对我的帮助，我在设计过程中遇到困难时，他们热心帮助我解决问题。我衷心的感谢院系领导对我们毕业设计的督促和关心，感谢答辩老师给我毕业设计细心的指导，让我改正设计中的不足与错误。

最后我还要感谢母校黑龙江工程学院四年来对我的栽培。在此向汽车与交通工程学院车辆工程专业以及母校所有的老师表示由衷的谢意。

附 录

The present situation of theory research on Drive axle design

With the development of testing technology and improved driving axle in the design process to test the introduction of new technology and a variety of test equipment dedicated to carry out scientific experiments, all aspects of product structure, performance and strength of parts and components, life testing At the same time, extensive use of modern mathematical physics analysis, and assembly of products, parts and components to carry out a full technical analysis, research, and thus drive the development of bridge design theory to scientific experiments and technical analysis is based on the stage.

(1) Computer Supported drive axle design and analysis of the theoretical innovation: Computer in the engineering design of the popularization and application, so that the bridge design theory-driven and technology leap in the development of completely different design process. Drive axle structure parameters and the optimization of performance parameters such as selection and matching, the intensity of components accounting and life prediction, simulation of the relevant products or simulation analysis of the art form that is more so on the choice of design and shape, design drawings Drawing will be conducted on the computer. The use of computer tools for analysis, because of its fast computing and large data capacity, we can use more accurate mathematical model of multi-degree of freedom to simulate the driving in a variety of conditions, the use of modern advanced mathematics methods of analysis, can be obtained more accurate results, which analyzed for a variety of programs designed to work creatively to provide a great convenience. At present, due to the external computer equipment and the achievements of human-computer links, can be the computer's and logic to determine the capacity, high-capacity data storage and efficient data-processing capacity, the calculation results of dynamic image display function and creativity thinking ability and experience, the realization of human-computer dialogue-style semi-automatic design, or product design expert systems, design automation. The design process can be computer-related products on a large amount of data, data retrieval, on the design of the design of high-speed computing, computer screen displays graphics and design calculations; designers can also be used up pen and direct man-machine

dialogue language graphic changes to achieve the best design options, and then by computer graphics equipment line drawings drawn products. This use of computers and external devices product design methods, collectively referred to as computer-aided design. CAD and CAM will be the future into CADMAT system will show the usefulness of its huge.

(2) basic studies to support the drive axle design and analysis of the theoretical innovation:

With the computer design of drive axle in the popularization and application, a number of modern methods of mathematical physics and the basis for new theoretical achievements in the automotive design has become more widely used. The design of modern drive axle, in addition to traditional methods, computer-aided design methods, but also the introduction of the most optimal design, reliability, design, finite element analysis of computer simulation or simulation analysis, modal analysis and other modern design methods and analytical tools. Bridge design and analysis of drive to achieve the current high level of theory, especially the past three decades is more than a century of basic science, applied technology, materials and manufacturing processes result of continuous development and progress as well as design, production and use of long-term accumulation of experience. It is based on the production of large-scale practice, the basis of the theory as a guide to reflect the achievements of contemporary science and technology-driven bridge design software and hardware as a means to meet the needs of society for the purpose, through the use of materials, technology, equipment, tools, testing equipment, test the technical and business achievements in the field of management, continuous development and progress.

(3) reverse engineering theory and methods widely used:

Driving axle in the field of automated manufacturing, and often involve an enormous amount of complex design and manufacturing and testing surface. Under normal circumstances, first of all applications on the computer computer-aided design and manufacturing technology for the design of product model, and then generate code for processing. With the traditional processing model, compared to reverse engineering a CAD model of characterization of non-existing methods of product design, but through a variety of ways from the physical model was taken from the data re-engineering development models of a product amend. Drive the design and manufacture of axle housing is a very typical reverse engineering methods.

(4) the application of rapid prototyping technology :

Product innovation is designed to give full play to the designer's creative imagination, using the technical knowledge and skills to carry out the innovative ideas that the principle of a practice, its aim is to creatively design a rich and advanced new products. In the development of traditional design, the process is divided into program design, technical design, process design. With the development of information technology, product design and development of the scope of the content from the traditional extended to product planning, manufacturing, testing, testing , marketing, as well as the whole process of recovery. Traditional design, the extension of the product development cycle. Rapid prototyping technology is the complete CAD model solid model layer by layer manufacturing technology, rapid prototyping technology to rid itself of the traditional processing methods, the growth of a new processing method to the complex three-dimensional processing is decomposed into a simple combination of two-dimensional processing. Therefore it does not need the use of traditional machine tools and processing tool, and only 10% of traditional processing methods of a 30% and 20% of the working hours of a 30% of the cost of products will be able to directly create and mold samples. Product innovation in the design and development application of rapid prototyping technology, with modern high-tech tools and technology to transform traditional methods of product design and development, to promote design innovation, product innovation, process innovation and management innovation to form a digital, virtual and intelligent , integrated in order to bring about a revolution in product design and development.

(5) the application of concurrent engineering to product management and development: Drive Axle Industries has launched a worldwide competition designed to shorten a new product development time, reduce costs, improve quality, increase market competitiveness, manufacturers are becoming the important issue to consider. Concurrent Engineering as a modern, advanced product design to address these problems is a good way for countries to the automotive industry has been used. The so-called concurrent engineering, is the integrated, concurrent design of products and related processes of systems engineering, it takes from concept to product design, shape design, manufacture, use, maintenance of the entire process until the end of life of all the relevant factors that can solve the and manufacturing process design changes caused by frequent and long development time, cost of Higher can be designed to maximize the quality and development efficiency, and increase market competitiveness. Concurrent engineering, the key is the process of the product and

its associated parallel implementation of integrated design, manufacturing and assembly-oriented design is an important aspect of concurrent engineering in product development throughout the entire process of design is the key. Innate quality of the product design decisions. Statistics show that products, including raw materials, manufacture, use, maintenance and other costs that 70% of the generalized cost is a decision from the design stage. The objectives of concurrent engineering is as much as possible early in the design stage of the binding process, such as material selection, manufacturing processes, and assembly of such constraints, design changes to make as much as possible in the early stage of product development, and from manufacturing to assembly to reduce the occurrence of adverse situations, when to make a successful product design, product development to avoid the late change in design due to the enormous waste, which on the drive axle design and subAnalysis of the objectives of the theory put forward more demands.

载货汽车主减速器

在能源竞争激烈的二十世纪七十年代初，汽车业不得不将注意力越来越多地定格在改进产品的质量上，但仍然维持其价格尽可能低。在此之前，吉凯恩车桥有限公司占据最佳经济规模的优势，在价格允许范围内生产极具竞争力的不同类型车轴，使所有客户的需求可以得到满足。但由于汽车制造商并没有经历过这样一个非常注重燃油经济性的时期，因此，对重量轻的要求，这些标准车轴似乎可满足所有条件，满足各种各样的应用。现在汽车制造商需要车轴设计和开发的具体应用。轴设计正变得越来越专业化，在性能的可靠性方面，客户越来越多地提高自己的期望。出于这个原因，他们在找一个能提供各种车辆轴的公司。

然而自二十世纪七十年代以来，在几乎所有其他汽车行业供应商的技术里， GKN从根本上改变了它的办法，以适应当前的条件，他们在二十世纪八十年代和九十年代的生产目的是提供完整的轮轴安装，其中包括，刹车、所有的设计和整合、具体的汽车设计，以及为专业市场特别设计的。

现在的重点是合理化的材料，方法和内容。总的改革是必要的，对于复杂性很大的现代汽车，考虑总体效率，紧凑，重量轻，可靠性，耐用性，完善和免维护运行。另一个领域，GKN提供的车轴是扩大了供应的部件和组件，如限滑差速器，球关节，齿轮和某些类型的悬挂架。

对于越野车，某些车辆设计公司花费了相当多的时间在较低齿轮但高扭矩的设计上。在大多数情况下，地形可能使这样的轮胎打滑。例如，在相当坚硬的沙质路面，它可能允许轮胎咬进去，从而使扭转疲劳显著大于在平稳的道路行驶。虽然在大程度上这取决于速度，但纵向和横向打滑时将更严重。冲击负荷也会影响刹车和加速扭矩，这种影响是取决于速度的。

准双曲面齿轮传动是锥齿轮传动中的普遍形式，螺旋锥齿轮是它的一种特殊情况。他们的优点是齿轮的具体比例较大，其啮合区较大，而且低噪音,他们本质上是更强大，更持久和更耐用。

主减速器的作用是用来降低传动轴传来的转速而增大旋转扭矩，并将扭矩改变传动方向，经差速器传给半轴。主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速器形式不同而不同。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。

双级主减速器与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0一般为

7～12。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。

整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮。

对于第一级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平、斜向和垂向三种布置方案。

纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大。垂向布置使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。

在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减速器中分配传动比时，圆柱齿轮副和锥齿轮副传动比的比值一般为1.4～2.0，而且锥齿轮副传动比一般为1.7～3.3，这样可减小锥齿轮啮合时的轴向载荷和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，以改善其支承刚度，提高啮合平稳性和工作可靠性。

现代车桥中，齿轮润滑油的选择是至关重要的。汽车运行在高速公路上，车桥油温可以最终上升，甚至高于130℃ ，所以车桥外壳通风是很重要的。通过两个轴承携带的小齿轮来达到改善的目的。因此，形状和尺寸之间的间隙，套管等可能都是至关重要的，足够的排水必须提供的润滑油的流向，通过渠道流入小齿轮轴承座，再回到套管。

在齿轮轴承中，圆锥滚子轴承普遍应用在齿轮。他们有大量的承载能力，通过稳定的、准确定位。法兰密封的齿轮对于抗高温和相对较高的速度是至关重要的。

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宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，在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的减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。

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。