中型客车主减速器设计说明书hwfq.docx

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1、主减速器器设计Absttracct:CCurrrenttly, carr haave comme iintoo evveryy fiieldd off huumann soocieety, esspecciallly in thee inndusstriial, aggriccultturaal, commmerrciaal aand intternnatiionaal ttradde, nattionnal deffenccecoonsttrucctioon .On tthe maiin rreduucerr, iit iis aan iimpoortaant commponnentt of

2、f thhe ccar,loccateed iin tthe terrminnaloof vvehiiclee trranssmisssioon ssysttem, allso an impporttantt paart of thee drrivee axxle.Its bassic funnctiion is a uunivverssal traansmmisssionn deevicce ttrannsmiits thee ennginne ttorqque thrrouggh tthe maiin rreduucerr, rreduuce speeed, inncreeasee too

3、rquue; thee cooniccal geaar ppairr chhanggingg toorquue ttrannsmiissiion dirrecttionn . Thee asssemmblyy prreciisioon oof mmainn reeduccer asssembbly paiir iis hhighh, tthe mannufaactuurinng aand asssembbly quaalitty oof tthe driive axlle aand thee veehiccle hass a cruuciaal rrolee inn drrivee axxle

4、 andd evven thee caar.Key worrds: auutommobiile/ maain redduceer / cooniccal geaar ppairr摘要：当当前，汽汽车以进进入人类类社会的的各个领领域,尤尤其是工工业、农农业、商商业与国国际贸易易、国防防建设。对主减速速器而言言，它是是汽车的的一个重重要组成成部分，位于汽车传动系统的末端，也是驱动桥中的一个重要部分，其基本功用是将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器，实现降低转速、增大转矩；通过圆锥齿轮副改变转矩的传递方向2。主减速器的总成对装配精度要求很高，其制造与装配质量对驱动桥乃至整个汽车有至关重要的作用

5、。 关键词：汽车/主减速速器/圆圆锥齿轮轮副1绪论1.1 研究目目的及意意义随着汽车车工业的的发展和和汽车技技术的提提高，主主减速器器的设计计和制造造工艺都都在日益益完善。主减速器和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织专业化目标前进。应采用能以几种典型的零部件，以不同方案组合的设计方法和生产方式达到主减速器产品的系列化或变形的目的，或力求做到将某一类型的主减速器以更多或增减不多的零件，用到不同的性能、不同吨位、不同用途的许多变形汽车上。主减速器器是汽车车最重要要的系统统之一，是是为汽车车传输动动力所设设计的。通通

6、过本课课题设计计，使我我们对所所学过的的基础理理论和专专业知识识进行一一次全面面的，系统统的回顾顾和总结结，提高高我们独独立思考考能力和和团结协协作的工工作作风风。1.2国国内外研研究现状状及趋势势 目前我国国汽车产产业在技技术方面面还很落落后，离离世界先先进水平平还有一一段距离离。虽然然中国汽汽车行业业处在黄黄金期，但但千万不不能以为为中国的的汽车行行业已经经走到了了世界的的最前端端，我们们在发动动机技术术、新产产品研发发、新材材料利用用等方面面还相对对落后。对于中国国主减速速器产业业发展出出现的问问题中，许许多情况况不容乐乐观，如如产业结结构不合合理、产产业集中中于劳动动力密集集型产品品；

7、技术术密集型型产品明明显落后后于发达达工业国国家；生生产要素素决定性性作用正正在削弱弱；产业业能源消消耗大、产产出率低低、环境境污染严严重、对对自然资资源破坏坏力大；企业总总体规模模偏小、技技术创新新能力薄薄弱、管管理水平平落后等等。中国国主减速速器产业业发展已已到了岔岔口；中中国驱动动桥生产产企业急急需选择择发展方方向。目目前国产产工业车车辆主减减速器的的品种较较单一，规规格较少少，供货货周期较较长,尤尤其是牵牵引车等等批量较较少的车车辆，大大多借用用其它流流动机械械如叉车车、装载载机的主主减速器器，由于于结构型型式和工工况要求求不完全全一致很很难使整整车的动动力及传传动系统统达到理理想的匹

8、匹配要求求，因而而应大力力提倡工工业车辆辆主减速速器的专专业化、系系列化生生产。从目前世世界汽车车产业的的发展现现状和趋趋势来看看，大跨跨国公司司的优势势越来越越明显，我我国已经经失去了了独立发发展民族族汽车工工业的国国际环境境，只有有充分吸吸纳各国国技术所所长的合合资合作作才是降降低研究究开发成成本、缩缩短新产产品开发发/生产产周期、增增强竞争争力的现现实有效效途径。而而主减速速器又是是汽车传传动系统统的一个个重要部部分，它它的质量量情况也也在一定定程度上上影响着着整个汽汽车的质质量，因因此，我我们应在在结构合合理的基基础上，进进一步优优化使其其结构紧紧凑、效效率高、噪噪音小，同同时还要要考

9、虑其其经济性性。随着汽车车向采用用大功率率发动机机和轻量量化方向向发展以以及路面面条件的的改善,近年来来主减速速比有减减小的趋趋势,以满足足高速行行驶的要要求。为减小驱驱动轮的的外廓尺尺寸,目前主主减速器器中基本本不用直直齿圆锥锥齿轮。实实践和理理论分析析证明，螺螺旋锥齿齿轮不发发生根切切的最小小齿数比比直齿齿齿轮的最最小齿数数少。显显然采用用螺旋锥锥齿轮在在同样传传动比下下，主减减速器的的结构就就比较紧紧凑。此此外，它它还具有有运转平平稳、噪噪声较小小等优点点。因而而在汽车车上曾获获得广泛泛的应用用。近年年来，准准双曲面面齿轮在在广泛应应用到轿车的的基础上上，愈来来愈多的的在中型型、重型型货

10、车上上得到采采用。在现代汽汽车发展展中，对对主减速速器的要要求除了了扭矩传传输能力力、机械械效率和和重量指指标外，它它的噪声声性能已已成为关关键性的的指标。噪噪声源主主要来自自主、被被动齿轮轮。噪声声的强弱弱基本上上取决于于齿轮的的加工方方法。区区别于常常规的加加工方法法，采用用磨齿工工艺，采采用适当当的磨削削方法可可以消除除在热处处理中产产生的变变形。因因此，与与常规加加工方法法相比，磨磨齿工艺艺可获得得很高的的精度和和很好的的重复性性。汽车在行行驶过程程中的使使用条件件是千变变万化的的。为了了扩大汽汽车对这这些不同同使用条条件的适适应范围围，在某某些中型型车辆上上有时将将主减速速器做成成双

11、速的的，它既既可以得得到大的的主减速速比又可可得到所所谓多档档高速，以以提高汽汽车在不不同使用用条件下下的动力力性和燃燃料经济济性。1.3本本课题研研究内容容HG10090型型商用车车的主减减速器结结构三维维建模、主主减速器器齿轮的的计算与与校核、主主减速器器壳体的的计算与与校核、结结构方案案分析与与优化。主要设计参数：额定装载质量5000 Kg、最大总质量8930 Kg、最高车速110 Km/h、比功率15 Kw/t、比转矩40 Nm/t ，设计时可参考解放CA1091型货车的参数。（1）分分析主减减速器的的性能要要求和参参数的选选择；（要要考虑到到设计的的可行性性、安全全性、经经济性） （

12、2）根据前位同学选好的参数和设计好的结构进行绘制三维图形； （3）对主要零部件结构强度校核、优化；（可以运用Solidworks进行应力强度等分析）（4）撰撰写驱动动桥设计计说明书书；2主减速速器结构构及工作作原理简简介主减速器器是汽车车传动系系中减小小转速、增增大扭矩矩的主要要部件，它它是依靠靠齿数少少的锥齿齿轮带动动齿数多多的锥齿齿轮。对对发动机机纵置的的汽车，其其主减速速器还利利用锥齿齿轮传动动以改变变动力方方向。由由于汽车车在各种种道路上上行使时时，其驱驱动轮上上要求必必须具有有一定的的驱动力力矩和转转速，在在动力向向左右驱驱动轮分分流的差差速器之之前设置置一个主主减速器器后，便便可使

13、主主减速器器前面的的传动部部件如变变速器、万万向传动动装置等等所传递递的扭矩矩减小，从从而可使使其尺寸寸及质量量减小、操操纵省力力。主减速设设计应满满足如下下基本要要求：（1）所所选择的的主减速速比应能能保证汽汽车既有有最佳的的动力性性和燃料料经济性性。（2）外外型尺寸寸要小，保保证有必必要的离离地间隙隙；齿轮轮其它传传动件工工作平稳稳，噪音音小。（3）在在各种转转速和载载荷下具具有高的的传动效效率；与与悬架导导向机构构与动协协调。（4）在在保证足足够的强强度、刚刚度条件件下，应应力求质质量小，以以改善汽汽车平顺顺性。（5）结结构简单单，加工工工艺性性好，制制造容易易，拆装装、调整整方便。3主

14、减速速器结构构方案分分析及选选择3.1 结构形形式选择择主减速器器位适应应使用要要求发展展有多种种结构型型式：如如单级主主减速器器、双级级主减速速器、双双速主减减速器和和单级主主减速器器加轮边边减速器器。（1）单单级主减减速器常常由一对对圆锥齿齿轮所组组成。这这对锥齿齿轮的传传动比是是根据整整车动力力性和燃燃油经济济性的要要求来选选定的。它它结构简简单，质质量轻，所所以在可可能条件件下尽量量采用单单级主减减速器的的型式。然然而单级级主减速速器的传传动比一一般位33.56.77，太大大的传动动比将会会使从动动锥齿轮轮的尺寸寸过大，影影响驱动动桥壳下下的离地地间隙。离离地间隙隙越小，汽汽车通过过性

15、就越越差，这这也就限限制了从从动锥齿齿轮的最最大尺寸寸。（2）双双级主减减速器是是由第一一级圆锥锥齿轮副副和第二二级圆柱柱齿轮副副或第一一级圆柱柱齿轮副副和第二二级圆锥锥齿轮副副所组成成。采用用双级主主减速器器可达到到两种目目的：一一是可获获得较大大的传动动比6-110，其其二是采采用双级级减速器器后，第第二级的的传动比比可以小小一些，由由此第二二级的从从动齿轮轮尺寸在在差速器器安装尺尺寸允许许情况下下可相应应减小，由由此减少少了桥壳壳的外形形尺寸，增增加了离离地间隙隙。而双双级主减减速器的的重量及及制造成成本都比比单级主主减速器器要高的的多。（3）双双速主减减速器内内由齿轮轮的不同同组合可可

16、获得两两种传动动比。汽汽车在良良好路面面上行驶驶时，使使用较小小的传动动比，在在困难的的路上行行驶或需需要较大大的牵引引力（爬爬坡）时时，则使使用较大大的传动动比。它它与五挡挡变速器器配合使使用，可可使汽车车有十个个档位，使使汽车获获得良好好的使用用性能，同同时，该该减速器器的成本本也相当当高的。（4）单单级主减减速器加加轮边减减速器：越野车车、重型型矿用自自卸车和和重型货货车需要要减速比比更大的的驱动桥桥，同时时也要很很大的离离地间隙隙，因此此发展了了轮边减减速器。于于是驱动动桥分成成两次减减速具有有两个减减速比-主减速速器传动动比和轮轮边减速速器比。相相对这时时的主减减速器传传动比要要比没

17、有有轮边减减速器的的主减速速器传动动比要小小的多。其其结果时时驱动桥桥中央部部分的外外形尺寸寸减小很很多，相相对地增增加了离离地间隙隙。同时时，在主主减速器器后和轮轮边减速速器前的的零件如如差速器器、半轴轴等载荷荷大大减减少，其其零件尺尺寸也相相应地减减小。它它能缩短短桥中心心到连接接传动轴轴凸缘间间地距离离，能减减少传动动轴地夹夹角。当当然，这这种减速速器结构构复杂，制制造装配配精度要要求高，成成本自然然也是普普通主减减速器的的几倍。对于本设设计中，其其传动比比为6左左右，因因此我们们采用单单级主减减速器。汽车主减减速器广广泛采用用的是螺螺旋圆锥锥齿轮，它它包括圆圆弧齿锥锥齿轮、准准双曲面面

18、齿轮、延延摆线齿齿锥齿轮轮等多种种形式。圆弧齿锥锥齿轮传传动，制制造简单单，广泛泛应用在在汽车主主减速器器上，以以对圆弧弧齿锥齿齿轮啮合合时，轮轮齿并不不在全长长上啮合合，而是是逐渐从从一端连连续平稳稳地转向向另一端端，并有有几个齿齿同时参参加啮合合，所以以它比直直齿轮能能承受更更大地载载荷，而而且平稳稳无声。但但其对齿齿合精度度很敏感感，齿轮轮副锥顶顶稍有不不吻合便便使工作作条件急急剧变坏坏，伴随随磨损、增增大和噪噪声增大大。为保保证齿轮轮副的正正确齿合合，必须须将轴承承顶紧，提提高支承承刚度，增增大壳体体刚度。圆圆弧齿锥锥齿轮一一般采用用格里森森制。双曲面齿齿轮传动动与圆弧弧齿锥齿齿轮传动

19、动不同之之处，在在于主、从动轴轴线不相相交而有有一偏移移距。由由于存在在偏移距距，从而而主动齿齿轮螺旋旋角1与从动动轮螺旋旋角2不等，且且。此时时两齿轮轮切向力力与之比，可可根据啮啮合面上上法向力力彼此相相等的条条件求出出。设与分别别为主、从动轮轮平均分分度圆半半径，双双曲面的的传动比比为对于圆弧弧齿锥齿齿轮传动动，其传传动比，令令，则系数一般般为1.251.55。这说说明当双双曲面齿齿轮尺寸寸与螺旋旋锥齿轮轮尺寸相相当时，双双曲面传传动有更更大的传传动比，当当传动比比一定，从从动轮尺尺寸相同同时，双双曲面主主动齿轮轮比圆弧弧齿锥齿齿轮有较较大直径径，较高高的齿轮轮强度及及较大的的主动齿齿轮轴

20、和和轴承刚刚度，当当传动比比和主动动齿轮尺尺寸一定定时，双双曲线从从动锥齿齿轮直径径比相应应螺旋齿齿轮为小小，因而而离地间间隙较大大。双曲面齿齿轮副在在工作过过程中，除除了有沿沿齿高方方向的侧侧向滑动动之外，还还有沿齿齿长方向向的纵向向滑动。纵纵向滑动动可改善善齿轮的的摩合过过程，并并使其工工作安静静平滑。然然而纵向向滑动可可使摩擦擦损失增增加，降降低传动动效率，因因而偏移移距不应应过大。双双曲面齿齿轮传动动齿面间间大的压压力和大大的摩擦擦功，可可能导致致油膜破破坏和齿齿面烧结结咬死。因因此，双双曲面齿齿轮传动动必须采采用可改改善油膜膜强度和和避免齿齿面烧结结的特殊殊双曲面面润滑油油。考虑到生

21、生产条件件、材料料问题、以以及经济济性问题题，我们们选择采采用格里里森螺旋旋锥齿轮轮。3.2螺螺旋锥齿齿轮传动动图1螺旋旋锥齿轮轮传动按齿轮副副结构型型式分，主主减速器器的齿轮轮传动主主要有螺螺旋锥齿齿轮式传传动、双双曲面齿齿轮式传传动、圆圆柱齿轮轮式传动动（又可可分为轴轴线固定定式齿轮轮传动和和轴线旋旋转式齿齿轮传动动即行星星齿轮式式传动）和和蜗杆蜗蜗轮式传传动等形形式。在发动机机横置的的汽车驱驱动桥上上，主减减速器往往往采用用简单的的斜齿圆圆柱齿轮轮；在发发动机纵纵置的汽汽车驱动动桥上，主主减速器器往往采采用圆锥锥齿轮式式传动或或准双曲曲面齿轮轮式传动动。为了减少少驱动桥桥的外轮轮廓尺寸寸

22、，主减减速器中中基本不不用直齿齿圆锥齿齿轮而采采用螺旋旋锥齿轮轮。因为为螺旋锥锥齿轮不不发生根根切（齿齿轮加工工中产生生轮齿根根部切薄薄现象，致致使齿轮轮强度大大大降低低）的最最小齿数数比直齿齿轮的最最小齿数数少，使使得螺旋旋锥齿轮轮在同样样的传动动比下主主减速器器结构较较紧凑。此此外，螺螺旋锥齿齿轮还具具有运转转平稳、噪噪声小等等优点，汽汽车上获获得广泛泛应用。近年来，有有些汽车车的主减减速器采采用准双双曲面锥锥齿轮传传动。准准双曲面面锥齿轮轮传动与与圆锥齿齿轮相比比，准双双曲面齿齿轮传动动不仅工工作平稳稳性更好好，弯曲曲强度和和接触强强度更高高，同时时还可使使主动齿齿轮的轴轴线相对对于从动

23、动齿轮轴轴线偏移移。当主主动准双双曲面齿齿轮轴线线向下偏偏移时，可可降低主主动锥齿齿轮和传传动轴位位置，从从而有利利于降低低车身及及整车重重心高度度，提高高汽车行行使的稳稳定性。东东风EQQ10990E型型汽车即即采用下下偏移准准双曲面面齿轮。但但是，准准双曲面面齿轮传传递转矩矩时，齿齿面间有有较大的的相对滑滑动，且且齿面间间压力很很大，齿齿面油膜膜很容易易被破坏坏。为减减少摩擦擦，提高高效率，必必须采用用含防刮刮伤添加加剂的双双曲面齿齿轮油，绝绝不允许许用普通通齿轮油油代替，否否则将时时齿面迅迅速擦伤伤和磨损损，大大大降低使使用寿命命。主减速器器的齿轮轮选用螺螺旋锥齿齿轮传动动形式（如如图1

24、示示）。螺螺旋锥齿齿轮传动动的主、从从动齿轮轮轴线垂垂直相交交于一点点，齿轮轮并不同同时在全全长上啮啮合，而而是逐渐渐从一端端连续平平稳地转转向另一一端。另另外，由由于轮齿齿端面重重叠的影影响，至至少有两两对以上上的轮齿齿同时捏捏合，所所以它工工作平稳稳、能承承受较大大的负荷荷、制造造也简单单。为保保证齿轮轮副的正正确啮合合，必须须将支承承轴承预预紧，提提高支承承刚度，增增大壳体体刚度。4主减速速器主、从从动锥齿齿轮的支支承方案案主减速器器中心必必须保证证主从动动齿轮具具有良好好的啮合合状况，才才能使它它们很好好地工作作。齿轮轮的正确确啮合，除除了与齿齿轮的加加工质量量装配调调整及轴轴承主减减

25、速器壳壳体的刚刚度有关关以外，还还与齿轮轮的支承承刚度密密切相关关。4.1 主动锥锥齿轮的的支承图2主动动锥齿轮轮跨置式式主动锥齿齿轮的支支承形式式可分为为悬臂式式支承和和跨置式式支承两两种。查查阅资料料、文献献，经方方案论证证，采用用跨置式式支承结结构（如如图2示示）。齿齿轮前、后后两端的的轴颈均均以轴承承支承，故故又称两两端支承承式。跨跨置式支支承使支支承刚度度大为增增加，使使齿轮在在载荷作作用下的的变形大大为减小小，约减减小到悬悬臂式支支承的11/30以以下而而主动锥锥齿轮后后轴承的的径向负负荷比悬悬臂式的的要减小小至1/511/7。齿齿轮承载载能力较较悬臂式式可提高高10%左右。装载质

26、量量为2tt以上的的汽车主主减速器器主动齿齿轮都是是采用跨跨置式支支承。本本课题所所设计的的HG110900货车装装载质量量为5tt，所以以选用跨跨置式。图3从动动锥齿轮轮支撑形形式4.2 从动锥锥齿轮的的支承从动锥齿齿轮采用用圆锥滚滚子轴承承支承（如如图3示示）。为为了增加加支承刚刚度，两两轴承的的圆锥滚滚子大端端应向内内，以减减小尺寸寸c+dd。为了了使从动动锥齿轮轮背面的的差速器器壳体处处有足够够的位置置设置加加强肋以以增强支支承稳定定性，cc+d应应不小于于从动锥锥齿轮大大端分度度圆直径径的700%。为为了使载载荷能均均匀分配配在两轴轴承上，应应是c等等于或大大于d。5主减速速器锥齿齿

27、轮设计计5.1 主减速速比i0的确定定主减速比比对主减减速器的的结构型型式、轮轮廓尺寸寸、质量量大小以以及当变变速器处处于最高高档位时时汽车的的动力性性和燃料料经济性性都有直直接影响响。i0的选择择应在汽汽车总体体设计时时和传动动系的总总传动比比i0一起由由整车动动力计算算来确定定。可利利用在不不同i00下的功功率平衡衡田来研研究i00对汽车车动力性性的影响响。通过过优化设设计，对对发动机机与传动动系参数数作最佳佳匹配的的方法来来选择ii0值，可可使汽车车获得最最佳的动动力性和和燃料经经济性。对于具有有很大功功率储备备的轿车车、长途途公共汽汽车尤其其是竞赛赛车来说说，在给给定发动动机最大大功率

28、及及其转速速的情况况下，所所选择的的i0值应能能保证这这些汽车车有尽可可能高的的最高车车速。这这时i00值应按按下式来来确定： （11）式中车轮的的滚动半半径，=1.0018/2=00.5009migh变速速器量高高档传动动比。iigh =1对于其他他汽车来来说，为为了得到到足够的的功率储储备而使使最高车车速稍有有下降，ii一般选选择比上上式求得得的大11025，即按按下式选选择：（2）式中i分动动器或加加力器的的高档传传动比iLB轮边边减速器器的传动动比。根据所选选定的主主减速比比i0值，就就可基本本上确定定主减速速器的减减速型式式（单级级、双级级等以及及是否需需要轮边边减速器器），并并使之

29、与与汽车总总布置所所要求的的离地间间隙相适适应。把nn=30000r/n , =1100km/h , r=0.5509mm , iggh=11代入（11）计算出 i=5.2246.555根据相关关文献可可知，单单级主减减速器广广泛应用用在主减减速比的的各种中中小型汽汽车，因因此本设设计采用用单级主主减速器器，对于于中型货货车而言言，通常常采用螺螺旋锥齿齿轮，初初步取。5.2主主减速器器齿轮计计算载荷荷的确定定通常是发发动机最最大转矩矩配以传传动系最最低档传传动比时时和驱动动打滑时时这两种种情况下下作用于于主减速速器从动动齿轮齿齿轮上的的转矩（、）的较小者，最为载货汽车和越野汽车在强度计算时用以

30、验证主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即 （3） （4）式中：、计计算转矩矩，N.m；发动动机最大大转矩；由发发动机到到所计算算的主减减速器从从动齿轮轮之间的的传动系系最低档档传动比比；上述述传动部部分的效效率，取取=0.9超载载系数，对对于一般般载货汽汽车、矿矿用汽车车和越野野汽车以以及液力力传动的的各类汽汽车取=1；n该该车驱动动桥数目目；汽车车满载时时一个驱驱动桥给给水平地地面的最最大负荷荷，N；对后桥桥来说还还需考虑虑到汽车车加速时时的负荷荷增大量量；轮胎胎对地面面的附着着系数，对对于一个个安装一一般轮胎胎公路用用汽车，取取=0.85；对于越越野汽车车取=11；对于于安装专专门的防防

31、滑宽轮轮胎的高高级轿车车取=11.255；车轮轮的滚动动半径，mm；分别别为由所所计算的的主减速速器从动动齿轮到到驱动轮轮之间的的传动效效率和减减速比（例例如轮边边减速器器等）其中：=4088.933=3557.22N.mm=6.24=0.99 =1 nn=1 =668600*9.8N =00.855 =0.5509mm =0.999 =代入式（33），有有：=20006.00N.mm =48996.77N.mm故N.m5.3 主减速速器锥齿齿轮的主主要参数数选择5.3.1 主主减速器器各级齿齿数的确确定选择主、从从动锥齿齿轮齿数数时应考考虑如下下因素：对于单单级主减减速器而而言，当当主减速速

32、器比较较大时，应应尽量使使主动齿齿轮的齿齿数取小小些，以以得到满满意的驱驱动桥离离地间隙隙。当主主减速比比时，的最小值值可取为为5，但但为了啮啮合平稳稳及提高高疲劳强强度，最最好大于于5.当当主减速速比较小小时，可可取712，但但这时常常常会因因主从动动齿轮齿齿数太多多，尺寸寸太大而而不能保保证所要要求的桥桥下离地地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮之间的齿数尽量避免公约数；为得到理想的齿面重叠系数，器齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。因此可以以初步取取，此时5.3.2主、从从动锥齿齿轮齿形形参数计计算按照文献献中的设设计计算算方法进进行设计计和计算算，结果果见表11。可根

33、据据从动锥锥齿轮的的计算转转矩按经经验公式式给出： （44）式中 从动动锥齿轮轮的节圆圆直径，mmm；直径径系数，取取；计算算转矩，NN.m，N.m；故=1899mm齿轮端端面模数数的选择择选定后，可可按 （55）算出从动动锥齿轮轮大端的的端面模模数，并并用下式式校核： （66）式中：计算算转矩，NN.m，N.m；模数数系数，取取=0.4；故5.044根据模数数的优先先等级，同同时更好好地满足足强度要要求初步步取；此时 齿面宽宽选择汽车主减减速器螺螺旋锥齿齿轮的从从动齿轮轮轮齿面面宽推荐荐为： （77）故取 螺旋锥锥齿轮的的旋转方方向分为左旋旋和右旋旋两种。对对着齿面面看去，如如果轮齿齿的弯曲

34、曲方向从从其小端端到大端端为顺时时针走向向时，则则称为右右旋齿，反反时针时时则称为为左旋齿齿。主从从动齿轮轮的螺旋旋方向是是不同的的。螺旋锥齿齿轮在传传动时所所产生的的轴向力力，其方方向决定定于齿轮轮的螺旋旋方向和和旋转方方向。判判断齿轮轮的旋转转方向是是顺时针针还时针针时，要要向齿轮轮的背面面看去。而而判断轴轴向力的的方向时时，可以以用手势势法则，左左旋的轴轴向力方方向用左左手定则则，右旋旋用右手手定则。当当变速器器挂前进进挡时，应应使主动动齿轮的的轴向力力离开锥锥顶方向向，这样样可以使使主、从从动齿轮轮有分离离趋势，防防止轮齿齿卡死而而损坏。在本设计计中，由由于是单单级主减减速器，因因此主

35、动动锥齿轮轮采用左左旋，从从动锥齿齿轮采用用右旋。螺旋角角的选择择弧齿锥齿齿轮副的的中点螺螺旋角是是相等的的。汽车车主减速速器弧齿齿锥齿轮轮螺旋角角的平均均螺旋角角一般为为35400。货车车选用较较小的值，使使运转平平稳，噪噪音低。取=335。法向压压力角法向压力力角大一一些可以以增加轮轮齿强度度，减少少齿轮不不发生根根切的最最少齿数数，也可可以使齿齿轮运转转平稳，噪噪音低。对对于货车车弧齿锥锥齿轮，一一般选用用=20。铣刀盘盘名义直直径的选选择 由于从从动齿轮轮直径为为，查表表9-44可知取取。（表9-6、99-8、99-9可可得）表1主、从从动锥齿齿轮参数数 参 数符 号主动锥齿齿轮从动锥

36、齿齿轮齿数z637模数m66节圆直径径d=mzz36222齿面宽F4540齿工作高高99齿全高9.9996法向压力力角2020轴立角90节锥角=arcctann节锥距91.774113.03周节t=3.14116m18.885齿顶高7.7111.299齿根高2.28868.7006径向间隙隙0.9996齿根角面锥角根锥角外圆直径径51.114222.49理论弧后后齿14.0034.822齿侧间隙隙B0.188(高精精)螺旋角螺旋方向向左旋右旋5.3.3主减减速器锥锥齿轮的的强度计计算锥齿轮要要安全可可靠地工工作，必必须右足足够的强强度和寿寿命。设设计时，应应根据其其所受载载荷尺寸寸大小验验算其

37、强强度。齿轮地损损坏形式式有很多多，常见见地主要要右齿轮轮折断、齿齿面点蚀蚀及剥落落、齿面面胶合、齿齿面磨损损等。齿齿轮的使使用寿命命除与设设计的正正确与否否有直接接关系外外，在实实际生产产中也往往往是由由于材料料、加工工精度、热热处理、装装配调试试以及使使用条件件不当造造成损坏坏的。正正确的设设计只是是减少或或避免上上述损坏坏地产生生，强度度计算是是检验设设计可靠靠性办法法之一。目目前强度度计算多多是近似似的方法法，在汽汽车工业业中确定定齿轮强强度的主主要依据据是台架架及道路路试验，以以及齿轮轮在实际际使用中中对情况况的判断断，而计计算可作作设计参参考。随随着计算算机技术术在汽车车设计中中的

38、应用用、试验验设备与与技术的的发展，为为有限寿寿命和有有限元计计算方法法创造了了条件，使使计算更更符合实实际使用用情况。单位齿齿长圆周周力按发动机机最大转转矩计算算时 （8）式中：发动动机最大大转矩，=357.2N.m；变速速箱传动动比，常常取1档档进行计计算，=6.224；主动动轮节圆圆直径，取取=888；F齿齿宽，FF=700mm；故将各参参数代入入式（88），有有：P=7223.77N.mmm按照文献献,PP=14429 N/mmm，锥锥齿轮的的表面耐耐磨性能能满足要要求。齿轮弯弯曲强度度锥齿轮轮轮齿的齿齿根弯曲曲应力为为： （99）式中：锥齿齿轮轮齿齿的齿根根弯曲应应力，MMPa；齿轮

39、轮的计算算转矩，NNm；过载载系数，一一般取11；尺寸寸系数，档档m1.55时，m=8；齿面面载荷分分配系数数，骑马马式式结结构，；质量量系数，取取1； F 计算算齿面宽宽，F=70mmm；Z计计算齿轮轮的齿数数;m 端面模模数，mmm;J 计算弯弯曲应力力的综合合参数；（当 z=111/660时，J=0.228/00.3）对于主动动锥齿轮轮，=20006/55.455=3668.11N.mm；从动动锥齿轮轮 N.m；将各参数数代入式式（9），有有： 主动锥锥齿轮， =353.6MPa；从动锥齿齿轮，=3288.4MMPa；按照文献献, 主主从动锥锥齿轮的的=7700MMPa，轮轮齿弯曲曲强度

40、满满足要求求。轮齿接接触强度度锥齿轮轮轮齿的齿齿面接触触应力为为： （110）式中：锥齿齿轮轮齿齿的齿面面接触应应力，MMPa；主动动齿轮的的工作转转矩，=3688.1NN.m;主动动锥齿轮轮大端分分度圆直直径，mmm；=88mmmF 主、从从动锥齿齿轮齿面面宽较小小值；FF=700mm齿面面品质系系数，取取1.00；综合合弹性系系数，取取2322.6NN1/22/mmm；尺寸寸系数，取取1.00；齿面面接触强强度的综综合系数数，取00.166；、选择择同式（99）将各参数数代入式式（100），有有：=14333.118MPPa按照文献献，=228000MPaa，轮齿齿接触强强度满足足要求。主

41、动齿齿轮轴的的直径计计算5.4 主减速速器锥齿齿轮的优优化5.4.1主减减速器锥锥齿轮参参数的优优化通过上述述计算和和应力分分析可知知，齿轮轮参数选选择远远远满足使使用要求求，故进进行如下下优化。根据标准准模数选选取原则则，取；此时 齿面宽 （11）故取 铣刀盘名名义直径径的选择择 由于从从动齿轮轮直径为为，查表表9-44可知取取。5.4.2优化化后主减减速器锥锥齿轮的的强度计计算单位齿齿长圆周周力按发动机机最大转转矩计算算时 （122）式中：发动动机最大大转矩，=357.2N.m；变速速箱传动动比，常常取1档档进行计计算，=6.224；主动动轮节圆圆直径，取取=66；F齿齿宽，FF=500m

42、m；故将各参参数代入入式（88），有有：P=13350.86NN.mmm按照文献献,PP=14429 N/mmm，锥锥齿轮的的表面耐耐磨性能能满足要要求。齿轮弯弯曲强度度锥齿轮轮轮齿的齿齿根弯曲曲应力为为： （133）式中：锥齿齿轮轮齿齿的齿根根弯曲应应力，MMPa；齿轮轮的计算算转矩，NNm；过载载系数，一一般取11；尺寸寸系数，档档m1.55时，m=6；齿面面载荷分分配系数数，骑马马式式结结构，；质量量系数，取取1； F 计算算齿面宽宽，F=50mmm；Z计计算齿轮轮的齿数数;m 端面模模数，mm=6mmm;J 计算弯弯曲应力力的综合合参数；（当 z=111/660时，JJ=0.28/0.

43、33）对于主动动锥齿轮轮，=220066/5.45=3688.1NN.m；从动锥锥齿轮 N.mm；将各参数数代入式式（9），有有： 主动锥锥齿轮， =572.6 MPa；从动锥齿齿轮，=5711.8MMPa；按照文献献, 主主从动锥锥齿轮的的=7700MMPa，轮轮齿弯曲曲强度满满足要求求。轮齿接接触强度度锥齿轮轮轮齿的齿齿面接触触应力为为： （14）式中：锥齿齿轮轮齿齿的齿面面接触应应力，MMPa；主动动齿轮的的工作转转矩，=3688.1NN.m;主动动锥齿轮轮大端分分度圆直直径，mmm；=88mmmF 主、从从动锥齿齿轮齿面面宽较小小值；FF=500mm齿面面品质系系数，取取1.00；综合

44、合弹性系系数，取取2322.6NN1/22/mmm；尺寸寸系数，取取1.00；齿面面接触强强度的综综合系数数，取00.166；、选择择同式（99）将各参数数代入式式（100），有有：=22661.002MPPa按照文献献，=228000MPaa，轮齿齿接触强强度满足足要求。5.4.3优化后后主减速速器锥齿齿轮的主主要参数数表1主、从从动锥齿齿轮参数数 参 数符 号主动锥齿齿轮从动锥齿齿轮齿数z1160模数m66节圆直径径d=mzz66360齿面宽F5550齿工作高高10.117齿全高11.229法向压力力角2020轴立角90节锥角=arcctann节锥距183.3182.7周节t=3.14116m18.885齿顶高7.2332.944齿根高4.0668.355径向间隙隙1.122齿根角面锥角根锥角外圆直径径80.222361.06理论弧后后齿13