1、載重汽車單級主減速器結構分析與設計摘 要：載重汽車的主減速器是汽車后橋的最重要的部件之一，它的基木的 作用就是增大傳動軸傳遞來的轉矩，然后將轉矩傳遞給左右的驅動輪。另外， 驅動橋應能夠承受來自于各個方向的力和力矩。主減速器就像是驅動橋的心 臟，單級主減速器的主動齒輪與傳動軸相連接，裝置在減速器殼上，減速器 總成又裝置在驅動橋殼上。從動齒輪與差速器外殼連成i體，并與主動齒輪 嚙合。當主動錐齒輪轉動時，即帶動從動齒輪和差速器外殼一起轉動，通過 兩根半軸驅動車輪轉動。由于主動齒輪齒數較少，從動齒輪齒數較多，所以 能實現較大的減速作用，很多汽車這種類型的單級主減速器。本文參考了東風eq1090e的車型

2、，對主減速器的齒輪類型，減速形式，支撐 形式進行了了分析比較；然后對主減速器的基本參數和尺寸進行了計算，后來對 關鍵的零件進行了校核；最后完成了其他項目的設計，完善了主減速器的基木設 計。通過對本課題的研究，能夠讓我們更加了解汽車的構造對設計載重汽車也有 一定的影響。關鍵詞：載重汽車；主減速器；設計the analysis and design of truckfinal reduction driveabstract： single stage main reducer is one of the most important components of the car rear axle,

3、 its fundamental fiction is to increase the transfer to the drive shaft torque, and the torque transmitted to the left and right wheels. in addition, the drive axle should be able to withstand the forces and moments from all directions. main reducer is like the heart of the drive axle.single stage m

4、ain reducers main gear is connected to the transmission shaft installed out of differential,and then installed on the drive axle. differential housing integrally with the driven gear and meshed with the driving gear. when driving bevel gears, that is driven by rotation of the driven gear and differe

5、ntial housing together by two axle drive wheels turning. because of less active gear, driven gear more, we are able to achieve a higher reduction effect, a lot of cars use this type of single-stage main reduce匚refers to dongfeng eq 1090e models,for the main types of gear reducer, reducer form, suppo

6、rt form were compared and analyzed; then calculate the main reducer basic parameters and dimensions, then calculate the key parts of components;finally complete the design of other projects to improve the basic design of the main reducer.through this study, it makes us to understand the structure of

7、 the truck and also has some influence on the design of the truck.keywords: heavy truck; final drive; design.1緒論12設計#4523設計計算說呦吊53. 1主減速器的結構形式的選擇53.1.1主減速器的齒輪類型選擇53. 1. 2主減速器的減速形式選擇63. 1.3主減速器主、從動雙曲面齒輪的支承型式93.2主減速器基本參數的選擇與計算載荷的確定113. 2. 1車輪滾動半徑和主減速比的確定： 113. 2. 2主減速器齒輪計算載荷的確定123. 2. 3主減速器齒輪基本參數的確定14

8、3. 3主要計算193. 3.1單位齒長上的圓周力193. 3. 2輪齒的彎曲強度計算203. 3.3輪齒的接觸強度計算223.4主減速器軸承的計算233.4. 1雙曲面齒輪的軸向力和徑向力計算233. 5主減速器齒輪的材料及熱處理254使用說明書274. 1主要參數274. 2潤滑使用及維修274.3產品圖樣的審查274.4標注件的使用情況28結論29參考文獻30致謝31載重汽車單級主減速器的分析與設計1緒論在載重汽車中，汽車的減速器是其中不可或缺的一部分，汽車減速器的性能 的優良直接影響到了汽車的主要性能，對于載重汽車來說這些影響是巨大的。由 于載重汽車的特殊性，需要滿足當下載重汽車的高速

9、，運行的高效率以及載重汽 車的高收益。如果要滿足以上兒條，載重汽車有必須配備可靠的驅動橋，此時采 用傳動效率校稿的單級主減速器成為了當今載重汽車發展的主要潮流和趨勢。本 文首先確定了單級主減速器的主要減速形式，結合單級主減速器的主要數據，確 定整體的設計方案，最后對主從動齒輪的強度進行校核和壽命校核。為了能夠讓汽車平穩快速的行駛，載重汽車的驅動橋也在不斷的改進。各是 個楊的驅動橋都在不斷的改進之中，不論是斷開始驅動橋還是整體式驅動橋，它 們的平穩性和通過性都有所增加。伴隨著汽車工業的不斷發展和進步，驅動橋的 發展也是突飛猛進。相信在不久的將來，驅動橋的發展和設計只要通過數據就能 夠智能的得岀其

10、最優化的設計，自動生成二維三維模型，以達到較高效率、匹配 較好的最佳方案。汽車的驅動橋是其傳動系統中的重要組成部分之一，驅動橋的設計是否合理 關系到汽車能否合理、告訴、平穩的行駛。所以選擇主減速器的減速比的時候要 保證在這種條件下有最好的經濟性和動力性：(1) 驅動橋如果要充分利用汽車的牽引力，那么就必須解決汽車左右輪轉矩 分配的問題，有時候汽車行駛時就會出現左右車輪轉矩分配不平衡的問題，必須 要解決這些問題；(2) 汽車離地有一定的高度保證汽車的通過性；(3) 驅動橋要求其質量盡可能的降低，但必須保證各零部件的強度和剛度， 這樣就可以讓汽車更加平順的行駛；(4) 驅動橋可以承受和傳遞在車輪上

11、的各種轉矩和力，使汽車能夠平穩行 駛；(5) 驅動橋及其傳動部件及其齒輪要求噪聲小，工作穩定；(6) 對于傳動不見要求傳動效率高，潤滑良好；(7) 結構不能過于復雜，拆裝和調整方便；(8) 設計時盡量保證“三化”。即零部件通用化、產品系列化和零件設計標 準化的要求。2設計任務書東風eq1108g6d的整車參數見表2-1、發動機參數見表2-2、其他參數見表2-3：表2t整車參數載質量(kg)5000裝備質量(kg)4570空車前軸(mm)2370后橋(mm)2200滿載前軸(mm)3200后橋(mm)6570總質量(kg)9770最高車速(km/h)95最大爬坡度m 25%制動距離(滿載30km

12、/h) (m)w 8最小轉彎半徑(m)w9百公里油耗(l)16l長度(mm)總長7220總寬2470高度(駕駛室，滿載)2540車廂內部尺寸長4800寬2294高500軸距3950輪距前輪1900后輪1800最小離地間隙(mm)240行駛角(°)接近角30離去角14主減速器就是后橋的關鍵，它的設計的性能好壞直接影響到了汽車后橋的 平穩，噪咅等方面。所以主減速器的設計非常重要，既要能夠與整車相配合，又 必須滿足車本身的功能和其他性能的要求，設計的時候既要考慮傳動系統與車輛 的匹配性，又要考慮傳動系統自身的剛度、強度，也就是說減速器好壞與發動機 輸出功率和扭矩，變速箱的傳動性能直至整車承

13、載能力都有這很人的關系。在特 殊的路面情況時，齒輪就會在路面上打滑，這種滑動對汽車是有害無益的，不僅 增加了汽車動力的損耗，而且會導致汽車的轉向性能和制動性能等有所降低，甚 至可能發生事故。在汽車轉向的時候，如果汽車只是由主減速器連接一根軸在連 接兩車輪，那么車輪在轉彎是就只能夠用相同的角速度轉彎，就會發生打滑。如 果用兩根半軸連接兩邊的車輪，再用主減速器的從動齒輪經過羞速器之后分別與 驅動兩邊的車輪和半軸相連接，這樣它們就可以用不同的角速度旋轉，這樣就可 以使得兩側驅動輪保持純滾動狀態了，實現了對車輪的差速處理。現在將這種裝 在同一驅動橋兩側的驅動輪之間的差速裝置稱為輪間差速器。在多軸的驅動

14、汽車 的每個驅動橋之間，這種問題尤為突出。能夠使多軸汽車適應不同的路面狀況， 是的驅動橋能夠得到不同的角速度，因此應該在個驅動橋安裝差速器。表2-2發動機參數6bt型、四沖程、水冷、直列六缸、增壓、柴油發動機氣缸直徑x活塞行程102x120mm工作容積（l）5. 88壓縮比17. 5額定轉速（r/min）2600額定功率(2600r/min)118kw最大扭矩(1400r/min)539n. m噴油順序1-5-3-6-2-4燃油種類夏季0號冬季0-20 號表2-3其他參數主減速比6. 33輪胎型號9.00r20-14pr變速器傳動比（六個前進擋，一個倒 擋）i擋5. 606ii擋3. 627m

15、擋2. 313iv擋1.487v擋1.00vi擋0. 79倒擋5. 0463設計計算說明書3. 1主減速器的結構形式的選擇3. 1.1主減速器的齒輪類型選擇主減速器的齒輪傳動有多種，弧齒錐齒輪傳動，雙曲面齒輪傳動，圓柱齒輪 傳動和蝸輪蝸桿傳動等形式。1. 弧齒錐齒輪傳動弧齒錐齒輪傳動在機械傳動中的應用非常多，汽車傳動系統中也有很多地方 應用了弧齒錐齒輪傳動。弧齒錐齒輪有著非常明顯的特征，那就是是主、從動齒 輪的軸線相互垂直并且相交于一點，這是和其他的傳動方式主要的區別點。在齒 輪嚙合的時候，一般情況下會有兩對或以上的齒輪相互嚙合，在這種情況下齒輪 能夠承受比較大的載荷，加之齒輪嚙合的時候并不是

16、在輪齒的全長上同時嚙合， 而是逐漸的由輪齒的一端向列一端進行嚙合，因此在齒輪嚙合的時候就能夠保持 工作的平穩，產生的噪聲和振動就會相對來說比較少。但是弧齒錐齒輪耍求對嚙 合精度很高，齒輪副錐頂如果一旦有不吻合的情況，那么就會使工作條件快速惡 化，這是齒輪就會產生磨損和噪聲，工作就不會平穩，容易對齒輪造成損壞。2. 雙曲面齒輪傳動雙曲面齒輪傳動有著明顯的特點，那就是主從動齒輪的交錯軸線雖然相互垂 直但是卻不相交，而且還會有一定的距離，這個距離成為偏移距。如果偏移距是 一個合理的數值的時候，就能夠讓一個齒輪軸經過另外一個齒輪軸的旁片，這樣 就會騰出一定的空隙。若如此做就可以在每個齒輪的兩邊安裝尺寸

17、合理的支承。 這樣做就能夠提高支承的剛度、確保輪齒的止確嚙合并且能夠提升齒輪壽命，使 得工作更加平穩。雙曲面齒輪的從動齒輪的螺旋角一般情況下要小于主動齒輪 （因為有螺旋距）。所以，雙曲面齒輪傳動的齒輪副的法向周節或法向模數一般 可以相等，但是端面周節或端面模數一般是不相等的。主動齒輪的端面周節或端 面模數要大于從動齒輪的。這樣的情況下雙曲面齒輪就能夠擁有較大的直徑，更 好的輕度和剛度，這是對于螺旋錐齒輪來說主要的有點。其偏移距的大小和增大 的程度掛鉤。另外，因為這種傳動主動齒輪的直徑比較大，螺旋角也比較大，這 樣就會使得齒面的接觸應力有所降低。因為偏移距有所不同，雙曲面齒輪能夠有 更高的接觸應

18、力，其負荷大約是螺旋錐齒輪的175倍。雙曲面主動齒輪的螺旋 角比較大，那么不產生根切的最少齒數就可以減少，我們就可以選擇吃書少的齒 輪，就可以提高傳動比。如果有耍求傳動比大且耍求尺寸較小時，我們使用雙曲 面齒輪就更加合理。對于常見的幾種傳動方式，主齒輪耍求直徑相同，對于主減 速比10大于等于4. 5的傳動來說，雙曲面齒輪傳動的從動齒輪會比螺旋錐齒輪 更小，這時雙曲面蠢動就具有了很大的優勢。當傳動比小于等于2時，雙曲面主 動齒輪的直徑就會比螺旋錐齒輪更大，這時應該選用螺旋錐齒輪更加合理，此時 前者就會占用較大的空間，而后者可以有更大的空間給予差速器有較大利用。對于雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，這是

19、在齒輪傳動的時候就會有更多的齒 輪進入嚙合，所以雙曲面齒輪傳動相對于螺旋錐齒輪傳動又具有工作平穩、產生 噪聲小以及強度較高等優點。雙曲面齒輪的偏移距述能使汽車的總體布局更加合 理。3. 圓柱齒輪傳動圓柱齒輪傳動一般應用在發動機橫置的前置前驅動車，一般是乘用車。常用 丁雙級主減速器和輪邊減速器。4 .蝸桿傳動蝸輪-蝸桿傳動簡稱蝸輪傳動，在汽車上一般應用在驅動橋上。在大型載重 汽車上，當汽車需要很大的主減速比時，這時有高速的發動機和相對的低車速和 大輪胎配合的要求時，主減速器通常采用一級的蝸輪蝸桿傳動較為合理，這是采 用其他種類的傳動結構就不能避免尺寸大、效率低，而且需使用雙級減速。和其 他的齒輪

20、傳動相比之下，它具有一系列的優點如體積小、質量低、傳動比很高、 運轉平穩、噪聲低、傳動載荷大、使用壽命長、傳遞效率高、拆裝方便、調整容 易、便于在汽車中布置等。它的主耍的缺點就是耍使用青銅合金制造，期銅合金 相對于一般齒輪材料成本較高，因而未能在大批量生產的汽車上廣泛利用。該驅動橋是為載重汽車所設計的，根據以上的分析和說明，該橋的主減速器 的齒輪應該選用雙曲面齒輪。3.1.2主減速器的減速形式選擇主減速器根據減速型式可以分為單級減速、單級貫通、雙級減速、雙速減速、 雙級貫通和主減速及輪邊減速等等。1單級主減速器單級主減速器主要優點就是結構較為簡單，質量低，制造成本第，占用空間 小，一般用在主減

21、速比i0<7. 0的各種中小型汽車上。單級主減速器一般采用一 對雙曲面齒輪或者螺旋錐齒輪，也有的汽車采用渦輪蝸桿傳動，但是這種傳動造 價較高。2. 單級貫通式主減速器單級貫通式主減速器一般用在多橋驅動汽車貫通橋上。它的優點與單級主 減速器的相似，都是質量小結構簡單成本低。然而單級貫通式主減速器卻可使中, 后橋中的部分零件，如半軸、橋殼等零件具有互換性，使之能夠替換。單級貫通 式主減速器又可以分為兩種結構型式，分別是雙曲面齒輪式和蝸輪式。雙曲面齒輪式的單級貫通式主減速器，主要原理就是利用了雙曲面齒輪傳 動中會有偏移距，能夠讓一根貫通軸直接通向后橋。但這種結構也有明顯的缺點, 主動齒輪的齒數

22、不能過少，偏移距也不能過高，并且一般情況下主動齒輪的工藝 性不好，主動齒輪最小齒數是只能達到8,所以主減速比的最大值最多只能達到 5左右，因此多用在汽車的貫通式驅動橋，一般就是輕型汽車。當用于大型汽車 的時候就需要增設輪邊減速器或者加大分動器的傳動比。蝸輪蝸桿傳動具有明顯的優點，它能夠為布置的貫通橋帶來便利，而且其工 作噪聲小，能夠得到較大的傳動比并且占用的空間小，適于很多噸位貫通橋的布 置及汽車的總體布置。但卻因為要用青銅等有色金屬是的并沒有得到廣泛推廣。3. 雙級主減速器雙級主減速器是由兩級齒輪減速器組成，因此質量就會增加，結構也會變得 更加復雜，制造成本也有明顯的提升，因此一般用于主減速

23、較大(7. 0<i0<12)并 且采用單級減速時不能達到這樣的傳動比或者離地間隙過小大型汽車上。以往在 有的中型載貨汽車上雖也有采用，但是在新的現代中型載貨汽車上基本已經不出 現了。這是因為隨著科技的發展，發動機的功率會提高，車本身的質量也在不斷 減小，路面狀況也在h趨完善，載貨汽車正向著更加高速的方向發展，因此就需要采用更加低的主減速比。4. 雙速主減速器有時候汽車的載荷及苦況變化較大，對于這種條件復雜的載重貨車來說，耍 選擇一種能夠應對復雜路況甚至陡坡等的能夠牽引汽車并保持充足的動力的減 速器，在平直的路面上有能夠保持高速，這是選擇減速器時，是比較困難的。為 了解決這些問題，有

24、的重型汽車就采用了具有兩種減速比并且駕駛員可以根據行 駛條件來判斷并且變化檔位的雙速主減速器。這種減速器與變速器各檔相互配 合，就能夠得到不同的變速器的檔位。很明顯，它在變速器中設置超速檔，即改 變傳動比卻不增加檔位數，對于這種汽車來說更加有利。然而用雙速主減速器替 代半衰期的超速檔，會增加驅動橋的質量，增加制造成本，并且述耍增設比較復 雜的操縱裝置，所以它可能會被多檔變速器所替代。5. 雙級貫通式主減速器雙級貫通式主減速器一般用于主減速比io<5的中、重型汽車中的貫通橋。 它可以分為兩種結構形式，一種是錐齒輪一圓柱齒輪式，另一種是圓柱齒輪錐齒 輪式。錐齒輪一圓柱齒輪式的雙級貫通式主減速

25、器的最大的特點就是有較大的總 主減速比，其兩級減速的減速比均大于1,然而這種減速器與其他的減速器相比 較結構卻較為復雜，占用的空間也較大，拆裝也不更方便，因此不適合中小型車 輛。相對丁圓柱齒輪一錐齒輪式的雙級貫通式的主減速器來說，這種減速器的結 構較小，各種尺寸也比錐齒輪一圓柱齒輪式的雙級貫通式主減速器小得多，但是 它的第一級斜齒圓柱齒輪副的減速卻很小，會隨著結構尺寸的變小而變小，甚至 有時會達到1,這樣就不能達到理想的減速效果。因此，有的汽車采用這種結構 布置方式的同時，為了增大驅動橋的總減速比又增設了輪邊減速器；而另一些汽 車想要增大主減速比，又在從動錐齒輪的內孔做成齒圈而且述裝入行星齒輪

26、的減 速機構，這樣又能夠使得總減速比得到提升。6. 單級（或雙級）主減速器附輪邊減速器在大型工程等中所用到的重型汽車，這些汽車在行駛時并不需要太高的速 度，但是需要很高的動力性，耍求能夠有很大的動力是的載很重的貨物，因此需 要很大的傳動比。在設計上述的重型汽車的驅動橋時，為了降低個傳動部分的質 量，就不能將全部的傳發動比分配到各驅動部件上，應將盡可能大的傳動比分配 給驅動橋，這樣就能夠使各部件不必承受較大的轉矩。這樣就會導致一些重型汽 車驅動橋的主減速比的要求較大。如果主減速比要大于12的時候，就應該采用 這種結構，這樣就由于能夠將驅動橋上的部分減速比分配到輪邊減速器等地方， 這樣就能夠增加汽

27、車的動力性。這樣下來，可以節省下很大的空間，降低了主減 速器所占用的空間，加大了驅動橋的減速比(大約在16至26之間)，其它部件 如差速器等所占用空間也可以減小，使的空間更加緊湊。但是一個這橋上就需耍 兩個輪邊減速器，這樣就會讓驅動橋的結構變得更加復雜，成本也會提高，因此 一般只有在驅動橋的減速比要求大于等于12時，才會采用這種減速方式。按照齒輪及其布置的型式，輪邊減速器有兩種類型，分別是普通圓柱齒輪式 和行星齒輪式。我們根據整車的性能等方面的參數以及主減速比(i =6. 33 < 7. 0)的情況決 定選用單級主減速器。3.1.3主減速器主、從動雙曲面齒輪的支承型式(a)懸僭式支承(b

28、)跨置式支承圖3-1主減速器主動齒輪的支承形式及安置方法1. 主動雙曲面齒輪的支承現在汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有以下兩種，懸臂式與跨置式如圖3-1所不。(1) 懸臂式齒輪用它的輪齒大端的一側的軸頸懸臂式支承在一對軸承上，這就是懸臂式 的基本方式。在這之中最重要的就是支承的剛度，如果耍讓支承的剛度增加，那 么兩軸承支承中心間的距離就應該加長，一般會比齒輪齒面寬中點的懸臂長度述 要長，一般是其的兩倍長左右，該距離為確保剛度，還耍比齒輪的節圓止境的 0. 7倍還要大，而且距離不能低于懸臂的長度。如果利用一對圓錐滾子軸承，為 使降低懸臂長度和加大支承間的距離，就應該讓兩軸承的圓錐滾子的小端朝里

29、， 大端朝外，能夠縮短跨距，可以使得增加支承的剛度。(2) 跨置式跨置式又稱為兩端支承式，其原理就是齒輪前后兩端都有軸承支承。這種支 承方式能夠使支承剛度增加，是的在載荷的作用下變形大大降低，能夠減小到懸 臂式的三十分之一左右然而主動錐齒輪后的軸承的徑向負荷能夠比懸臂式的徑 向負荷要小4/56/7。齒輪的承載能力會比懸臂式的齒輪承載能力高10%左右。一般情況下裝載質量大約為2t以上的載重汽車的主減速器的主動齒輪一般 是采用跨置式支承，這種支撐能夠減小徑向負荷，對于裝載質量較重的汽車來說 尤為有利。但跨置式支承加大了導向軸承支座，因此主減速器結構復雜，造成了 成本提高。對于轎車和裝載質量小于2t

30、的貨車來說，一般會采用懸臂式結構， 具有質量小，成本較低，不需要過于復雜的結構等優點，對比2t以上的貨車就 不必減小徑向載荷，能夠節省很多。對于東風eq1108g6d的載質量為5t2t,這是應該采用跨置式支承，能夠傳 遞較大的轉矩。2. 從動雙曲面齒輪的支承由圖3-2可知，c和d是載荷里支承兩端的中心距離，這個距離決定了軸承 的支承型式。而這里(c+d)的減小可以增加支承的剛度。兩端支承一般采用圓 錐滾子軸承，安裝的時候應讓它們的圓錐滾子的大端相向朝里，小端相背朝外。 為了避免從動齒輪在軸向載荷影響下的偏移，圓錐滾子軸承也進行預緊。此時差 速器的殼上裝有從動雙曲面齒輪軸承，尺寸會比較大，能夠保

31、證從動雙曲面齒輪 的剛度。球面圓錐滾子軸承具有自動調心的性能，因此對軸的傾斜的敏感度比較 低，這種情況當主減速器的從動齒輪軸承尺寸大時極為重要，軸如果發生略微的 傾斜，球面圓錐滾子軸承基本不會發生影響。向心推力軸承有些時候并不需耍進 行調整，但是也就是只能在某些小排量的轎車的主減速器當中見到。采用直齒或 者人字齒圓柱齒輪的時候，因為沒有軸向力，所以雙級主減速器的從動齒輪才能 夠安裝在向心球軸承上。(a)(b)圖3-2主減速器的從動錐齒輪的支承型式和安置方法有幅式結構而且有螺栓或者釧釘與差速器殼的突緣連結一般應用在中型和 重型汽車的主減速器之中，對于輕型汽車來說一般并不用這種機構。在中重卡的 驅

32、動橋中，想要降低在運行過程中由于軸承能力和支承剛度不夠使得齒隙發生變 化，產生噪音，增加磨損，就應該采用有大支承剛度的圓錐滾子軸承。3.2主減速器基本參數的選擇與計算載荷的確定3. 2. 1車輪滾動半徑和主減速比的確定:輪胎的型號為9.00r20-14pr ,是普通鋼線子午線輪胎，9輪胎名義斷面寬度，r子午線輪胎代號20輪倘的名義直徑，匚9x25.4x2 + 25.4x20兒=2mm = 482.6mm(3-1)對于大功率的汽車來說，我們知道最大功率鬥曲的的時候，通過我們所選 擇的的'。值就可以計算出汽車的最高車速啞。這時值應按下式來確定=0.377"a max，gh(3-2

33、)式中：車輪的滾動半徑，m；"卩最大功率吋的發動機轉速，r / min；叫max汽車的最高車速，km / h；g 一變速器最高擋傳動比，通常為1。=(0.377 0.472)vmax lghlfhllb(3-3)對于其他汽車來說，如果要獲得足夠的功率儲備就會使得最高速度有所降 低，主減速比所選擇的主減速比也會比上式稍微擴大，一般擴人10%25%, 即按下式選擇：式屮：山一一分動器或加力器的高檔傳動比；心一一輪邊減速器傳動比。按照以上兩個式子所得的主減速比'。的值與同類型的汽車的主減速比進行 比較，結合主減速器的主動和從動齒輪的齒數，然后對主減速比'。的值給予校正, 最

34、后可以按照下式進行計算=0.377io (3-4)3. 2. 2主減速器齒輪計算載荷的確定載重汽車在主減速器的從動齒輪的最大應力載荷的吋候，-般是利用一下兩 種情況的最小值。使用傳動最低檔的吋候，此吋發動機的最大轉矩為tje。(2)驅動車輪打滑吋的轉矩7tje ="(3-5)(3-6)式中:temax發動機量大轉矩，n m；itl由發動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動 比；"丁上述傳動部分的效率，取二09；k0汽車的超載系數，對于一般的載重汽車來說取ko=1；n汽車的驅動橋的數目；g2汽車滿載的時候一個驅動橋給水平地面的最大負荷，n；對后橋來 說述應該考慮

35、到汽車加速時的負荷的增大量；。一一輪胎對路面的附著系數一般輪胎的公路用汽車，取卩二0.8,越野汽車取0二1.0，安裝專門 的肪滑的寬輪胎的高級轎車取°二1. 25；rr車輪的滾動半徑，m；山，仏一一分別為由所計算的主減速器的從動齒輪到驅動輪之間的傳動效 率和減速比(例如輪邊減速器等)，在這里取為1。本文中：j = tdk。 /防 17132. 66 nm (3-7)7 =°2 0巧二26411.8 nm (3-8)“i.b 'lb根據以上的式子所得出的計算在和為最大轉矩，然而并不是汽車本身平時工 作時的載荷，不能將它當作疲勞損壞的依據。不同的汽車類型不同，汽車行駛的

36、 環境也有所不同，簡單的公式不能包括所有類型的汽車的狀況。但是對于一般在 公路上行駛的汽車來說，一般情況下要保持正常的形勢所需要的正常的轉矩要根 據其平均的牽引力值來決定，對于復雜路況的汽車則不能這樣計算。即主減速器從動齒輪平均計算轉矩為=(ga+gt)xr(fr+fh+fp)nm(3-9)式中：g一一汽車滿載總質量，n；gt一一所牽引掛車的滿載總質量，僅用車掛車，n；<車輪的滾動半徑，m；'lb , "lb和上述相同;切道路滾動阻力系數，對轎車取0.010-0.015,對載貨汽車取0. 015-0. 020,對越野汽車取0. 020-0. 035,在這里載貨汽車取0.

37、 020； 切一一汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，不同的汽車的爬坡系 數均不同轎車取0. 08載貨汽車取0. 05-0. 09長途公共汽車取0. 06-0. 10越野汽車取0. 09-0. 30在這里載重汽車我們取0. 09；仃一一汽車或列車的性能系數。丄 0.195g+g100f(3-10)max當 0195(ga+gt)gax>16時因為 o.195(gu+gt)二33. 93>16, 所以仃二0 町max所以乙_9770x9.8x482.6xl0-31x1x (0.020+ 0.09)二 5082. 8n加(3-11)3. 2. 3主減速器齒輪基本參數的確定主減速器的雙曲面

38、齒輪的主要參數有主、從動雙曲面齒輪齒數可和勺 從動雙曲面齒輪大端分度圓直徑厶 端面模數01齒面寬b2雙曲面齒輪副的偏移距e屮點螺旋角b 法向壓力角a等。1 齒輪齒數的選擇選擇主、從動雙曲面齒輪齒數時應考慮如下因素：(1)為了使齒輪磨合均勻，那么可、勺么間就應避免有公約數，否則就會導致齒輪磨合不均，有時可能造成磨損或者與其他的輪齒不配合等情況；(2) 為了能夠得到比較高的重合系數和比較高的輪齒彎曲強度，主、從 動齒輪齒數之和就不應該小于40,這樣重合系數就會比較高了；(3) 為了保持嚙合平穩、產生的噪聲比較小，并且擁有比較高的疲勞強 度，相對于轎車，可一般情況下不少于9；相對于貨車，可一般情況下

39、不少于6；(4) 當主傳動比較大的時候，就應該使可數值盡量取較小值，就可以得 到想要的離地間隙，又可以得到較大的傳動比。當時，可的最小值可以取 到5,然而為了保持平穩的齒輪嚙合并且得到較高的疲勞強度，一般取值都會大 于5；當'()較小的時候(3.5-5),習一般取值712。根據主減速比'()二6.33,查表3-1,然后計算z2可得可二6,z2=37這是我們重新計算傳動比二6. 17,帶入原來的式(3-7)、(3-8)和(3-9) 可以計算得：tje二 16771 n. m ,” =26412 n. m ,>=5083 n. m表3t汽車主減速器主動雙曲面齒輪齒數傳動比(z

40、z/z)刀推薦zi允許范圍1.50-1.751412-161.75-2. 001311-152. 00-2. 501110-132. 50-3. 00109-113. 00-3. 50109-113. 50-4. 00109-114. 00-4. 5098-104. 5-5. 087-95. 00-6. 0076-86. 00-7. 5065-77.50-10. 0055-62. 從動齒輪模數的選擇表3-2許用單位齒長上的圓周力“參數心5d2b2輪胎與地面的附著 系數0類別i檔ii檔iii檔轎車8935363218930. 85載貨汽車142925014290. 85公交車9822140. 8

41、5根據單位齒長上的許用圓周力選擇，查表得;i擋吋(3-12)2x7；"dxb2w 1429其中=0. 1552=0. 155mz2, d = mz將各個參數代入得mll.08表3-3錐齒輪模數(mm)0. 10. 120. 150.20.250.30. 350.40.50.60.70.80.911. 1251.251.3751.51. 7522. 252.52. 7533. 253.53. 7544.555.566. 578910111214161820222528303236404550注：1、表中模數指錐齒輪大端端面模數;2、該一般適用于直齒、斜齒及曲面錐齒輪。查表3-3取 m二

42、12d2 =mz2= 444 mm(3-13)3. 從動雙曲面齒輪齒面寬一般情況下要求b2小于10倍的端面模數。但如果齒面過窄，那么就會降低 齒輪表面的耐磨性。從動雙曲面齒輪齒面寬乞推薦值為仇二 0. 1552(3-14)主動雙曲面齒輪的齒面寬一般情況下會比從動雙曲面齒輪齒面寬大10%左 右。我們這里取值二6& 82nmio取為69mni 勺取為75mm4. 雙曲面齒輪螺旋方向我們判斷雙曲面齒輪的螺旋方向的時候，應該從錐齒輪錐頂向下看，看到齒 形從中心線上半部，如果向左傾斜為那就是左旋，如果右傾斜那就是右旋。螺旋 方向及旋轉方向決定了齒輪軸向推力的方向，應將推力的方向選擇成使主被動輪

43、均從嚙合中趨向于互相推開，以便在齒輪運轉時，增大齒輪間隙，避免因無隙而 使齒輪相互楔在一起，造成齒輪損壞.一般，順時針回轉的主動錐齒輪，其主動 輪左旋，被動輪右旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向必須是相反的。螺旋的方向和錐齒輪的旋轉方向 會對其所受軸向力的方向有所影響，判斷軸向力方向的時候，一般使用手勢法則, 用左手法則判斷左旋齒輪的受力，用右手法則判斷右旋齒輪的受力；判斷的方法 就是用正確的手，四指握起，旋向和齒輪的旋轉方向相同，拇指所指的方向就是 軸向力的方向。當變速器掛在前進擋時，為了防止齒輪卡死，應該讓主動齒輪的 軸向力離開錐頂的方向，這樣主從動齒輪就有了分離的趨勢，齒輪間的距離就不 會過小

44、，就不會卡死損壞了。5. 雙曲面齒輪副偏移距e及偏移方向的選擇一般情況下在e值的選擇時，不同的汽車類型有不同的選擇數據。輕型載貨 汽車的主減速器選擇e值的時候，在一般情況下會小于從動齒輪節錐距血的40% （一般和從動齒輪的大端分度圓直徑2的20%差不多）；對于載貨汽車、越野汽 車等大型汽車來說，主減速器經常重負荷傳動，那么e就不應該超過從動齒輪節 錐距觀的20%,載荷較大時，e值就應該相對減小（有的時候取e為2的10% 12%, 般不能夠超過12%）。汽車的偏移距e和傳動比成正比，傳動比越大偏 移距e就越大，有時e甚至可以達到“2的20%30%,在e過大的時候齒輪就有 可能發生根切，所以這時候

45、我們就要驗證是否發生了根切以確定能否使用該傳動 比。雙曲面齒輪會發生偏移，分別為上偏移和下偏移兩種。我們可以從從動齒輪 的錐頂向它的齒面看去，這時讓主動齒輪處于右側，那么主動齒輪如果在從動齒 輪中心線的上方，那就是上偏移；如果在從動齒輪中心線下方，那就是下偏移。 如果主動齒輪處于左側，那么情況就會相反。現在的設計是為中型貨車，取e二0. 1 心=0. 1x444=44. 4mm,直接取為 45mm一般情況下上偏移可以減小離地距離，所以我們采用主動雙曲面齒輪上偏移，主動雙齒輪選擇右旋，那么從動雙曲面齒輪就選擇左旋。6. 中點螺旋角b螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪的螺旋角在沿著齒輪寬的時候是變化的，所以常

46、用 齒面寬中點處的螺旋角一般稱為中點螺旋角或名義螺旋角。一般的螺旋錐齒輪副中的中點（名義）螺旋角是相等的，而雙曲面齒輪副因 為存在偏移距e,所以中點螺旋角有時并不相等。一般情況下主動齒輪的螺旋角 要比從動齒輪螺旋角角大,兩者之差的角度稱為偏移角eo選擇b時，一般情況下會影響到齒面重合度6、輪齒強度以及軸向力的大 小。如果0越大，那么務就會越大，這時嚙合的齒數就會變得越多，傳動也就 會變得更加平穩，產生的噪聲就會大大降低，而且輪齒的強度也會隨之變得越高。 一般情況下6的值應該大于125,最好在1.52.0范圍之間。但是如果0過大 了，那么齒輪上所受的軸向力也會過大。工業中制齒輪（格里森制齒輪）一

47、般用 下式預選主動齒輪的螺旋角的名義值：a =25。+ 5。p_+90°（3-15）式中：a主動齒輪的名義（中點）螺旋角的預選值；習、z2主、從動齒輪齒數；從動齒輪的分度圓直徑；e雙曲面齒輪副的偏移距。對于雙曲面齒輪，如果決定了主動齒輪的螺旋角，就可以用下式來近似的確 定從動齒輪的名義螺旋角0產25。+5。牛 +90。撲46.42。02-£二36. 03sin£= =0. 17316£=9. 97°d- f2 2所以 02=0廠£ = 36. 03因為；/ = a±a 在35° -40°范圍內，這里我2們

48、取整得0產45。, 0廣35。,ah =40°7. 齒輪法向壓力角的選擇。齒輪法向壓力角的選擇方法確定一般轎車的主減速器螺旋錐齒輪應該選用 14° 307或16。的法向壓力角，載貨汽車和重型汽車一般選擇20°或22。30' 的法向壓力角；而對于雙曲面齒輪的轎車選擇19。的平均壓力角，載貨汽車一 般選擇22。307的平均壓力角。當可$8時，它的平均壓力角均選用21。15 o我們這里選擇的是雙曲面齒輪載貨汽車，因此選擇。二22° 30z。&銃刀盤名義直徑的選擇銃刀盤的名義直徑可以按照從動齒輪分度圓的直徑心直接按表選取：由于分度圓直徑“2為44

49、4mm,所以查表就可以選擇二152. 4mm這是主減速器齒輪的幾項計算基本完成，接下來要進行齒輪的強度計算, 使得齒輪有足夠的強度和壽命能夠安全有效的運轉。9.齒輪的失效形式齒輪常見的失效形式有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨 損。齒輪的壽命不但與齒輪的設計有關，還和齒輪的的工作條件，外界壞境，熱 處理，裝配方式等有關。在汽車的主減速器設計屮，要進行齒輪的強度剛度的校 核，正確的設計和安裝以及合理的工作環境可以減少齒輪的損壞，這里的強度計 算也只是近似的計算，在實際生活屮僅供參考。3. 3主要計算3. 3. 1單位齒長上的周力表3-4許用單位齒長上的圓周力pn/mm車型按發動機最大轉

50、矩計算按最大附著 力矩計算附著系數1檔2檔直接檔轎車8935363218930. 85貨車142925014290. 85公共汽車9822140. 85牽引汽車5362500. 65隨著科學技術的發展，汽車工業所用的材料和制造工藝等都有所提高，單位 齒上的圓周力也有可能提高20%-25%o按發動機最大轉矩計算時有:2陰點x（）3dah2式屮：,nax發動機的最大轉矩，n.mni；j變速器的傳動比，通常取i檔及直接檔進行計算； 匸耕迪叨齒輪的分度圓直徑（価）,對于雙曲面面齒 772 z | 乙 |必= cos0；對螺旋齒輪則有心=叫。按照最大附著力矩計算時有：p = 2g2（pyl xl03（3

51、-i6）d2b2式中：gi一一滿載下的驅動橋上的靜載荷，n；。一一輪胎與地面的附著系數，按表3-4查得；兒輪胎的滾動半徑，m；一一主減速器的從動齒輪分度圓半徑，mmo我們這里采用雙曲面齒輪，按照發動機的最大轉矩計算有：卩121962n/mm< 。二1429n/mm,滿足設計要求；按照最大附著力矩計算有：p "1724. 23n/mmvl. 2 p 二1786. 25n/mm,滿足設計要求。3. 3. 2輪齒的彎曲強度計算汽車主減速器的螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪輪齒的計算彎曲應力ctm. （n/mm2）(3-17)% = -2x103 kjf z m? jtj齒輪的計算轉矩，單位nm

52、,對于從動齒輪按tje、tje、耳“中的較 小者和卩加進行計算，對于主動齒輪而言述應該將上述計算出來的轉矩換算到主動齒輪上。ko超載系數；對于一般載貨汽車取為1ks尺寸系數，齒輪材料可能內部分布不均勻，ks就是反映了這種情況, 與齒輪的尺寸及熱處理等方面有關。當端面模數1.6mm時,ks二暢茁二o. 7；km載荷分配系數，一般情況下取值為100125。支承剛度大時一般取 小值，我們這里取1.00；kv質量系數，齒輪在接觸、潤滑等方面良好，各項要求精度均很高的時 候，可取kv=l；f計算齒輪的齒面寬，mm；z計算齒輪的齒數；m端面模數，mm；j計算彎曲應力用的綜合系數查機械設計手冊取人二0.28

53、,厶二0.25 按tje、丐“中的較小者計算°外二247.31700合格5汝二28854700合格按6計算°外二110572109 合格5汝二109252109 合格表3-5汽車驅動橋齒輪的許用應力計算載荷主減速器齒輪 的許用彎曲應 力主減速器齒輪 的許用接觸應 力差速器齒輪的許用彎曲應力按計算得出的最大計算 轉矩tje，tj*中的較小者7002800980按平均計算轉矩tjm210.91750210.93. 3.3輪齒的接觸強度計算圓錐齒輪與雙曲面齒輪齒面的計算接觸應力5(mpq為(3-18)式中：t1主動齒輪的工作轉矩，nm；tlmax主動齒輪的最大轉矩，nm；cp材料

54、的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232. 6n1/2 / mm；dl主動齒輪節圓直徑，mm；kf表面質量系數，加工精良的齒輪可以kf二1；f齒面寬，血1, 一般情況下取齒輪副中的較小值(從動齒輪齒面寬通常較j計算接觸應力的綜合系數。查機械設計手冊取得j二0.135通常式(3-18)簡化為：(3-19)”二円喰k°k$心©xia ，_ dj kfj按tje、刁“中的較小者計算6=1497.79mpa<2800mpa按7計算6=1245. 543mpa<2800mpa 合格o關丁軸向力 的力向觀定； 十哉于扁力 的方句規瓦： 河心為r周心為圖3-3主減速器主動齒輪受力分

55、析3. 4主減速器軸承的計算軸承的計算一般就是要計算軸承的壽命。一般情況下都是先通過主減速器的 的尺寸結構然后在選擇軸承，組后確定軸承的壽命的。在確定壽命之前，首先應 該計算軸承的圓周力，軸向力，徑向力，最后確定軸承的載荷。3. 4. 1雙曲面齒輪的軸向力和徑向力計算齒寬屮點處的圓周力為:p二2 t(h /d,式屮：t計算轉矩，一般作用在主減速器的主動齒輪上的當量轉矩，dm 為該齒輪的齒面寬屮點的分度圓直徑e max1ioo6ii= 1f tr 3100(3-20)fir變速器在各擋使用率g變速器各扌當傳動比味變速器在各擋發動機轉矩利用率fifr擋位數值fii0.5ii3.5iii7iv59v超速擋30fri50ii60iii70iv70v超速檔70表3-6力和齊的參考值計算得主動齒輪的當量轉矩乙二2&