双级锥齿轮圆柱齿轮主减速器设计.docx
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双级锥齿轮圆柱齿轮主减速器设计
《汽车设计》课程设计说明书
题目：
双级锥齿轮圆柱齿轮主减速器设计
学院：
机械学院
专业：
车辆工程
年级：
姓名：
学号：
指导教师：
时间：
汽车设计课程设计任务书
、设计题目：
重型载重汽车（黄河JN1171）主减速器设计
、设计原始资料:
1、汽车的质量参数：
整车整备质量mo=8O2Okg、最大总质量ma=17500kg
轴荷分配（kg）:
空载Fz（前/后）=4200/3820、满载Fz（前/后）=6000/11500；
2、汽车的尺寸参数：
轴距L=5800mm、轮距B（前/后）=1968/1828（mm）；
总长：
10140；总宽：
2494;总高（空载）：
2955
3、汽车发动机参数：
额定功率（kw/rmin-1）Pemax/np=154.5/2100
额定扭矩（Nm/rmin-1）Temax/nT=784/1200~1400;
4、动力传动装置参数:
ig1
ig2
ig3
ig4
ig5
ir
i01*i02
7.034
4.594
2.638
1.554
1.000
5.968
5.196
5.汽车最大爬坡度：
imax=25%
6.轮胎类型与规格：
8.50-20
三、设计工作内容:
1张
若干张
1份
1、总体布置或装配图
2、零件图
3、课程设计说明书
四、其它:
型式：
双级主减速器（锥齿轮一圆柱齿轮式）
五、课程设计时间：
2013年1月5日~2013年1月25日
学生姓名：
学号：
指导教师：
机械工程学院车辆工程系
1.绪论5
1.1.概述5
1.1.1.主减速器的概述5
1.1.2.主减速器设计的要求5
1.2.主减速器的结构方案分析6
1.2.1.主减速器的减速形式6
1.2.2.主减速器的齿轮类型6
1.2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案7
1.3.主要涉及内容及方案8
2.主减速器的结构设计与校核9
2.1.主减速器传动比的计算9
2.2.主减速一级螺旋锥齿轮计算载荷的确定9
2.3.主减速器一级螺旋锥齿轮齿轮参数的选择12
2.4.主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算13
2.4.1.主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算13
2.4.2.主减速器螺旋锥齿轮的强度校核15
2.5.第二级斜圆柱齿轮设计计算19
2.5.1.精度等级、材料及齿数，齿型19
2.5.2.按齿面接触强度设计19
2.5.3.校核齿根弯曲强度21
2.6.双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择22
2.7.主减速器齿轮的材料及热处理24
2.8.本章小结25
3.差速器设计26
3.1.差速器齿轮基本参数选择26
3.2.差速器齿轮的几何尺寸计算29
3.3.差速器齿轮的强度计算31
4.轴承的选择和校核32
4.1.主减速器锥齿轮上作用力的计算32
4.1.1.第一级锥齿轮副32
4.1.2.第二级斜圆柱齿轮副34
4.2.轴和轴承的设计计算35
4.2.1.第一级锥齿轮副35
4.2.2.第二级斜圆柱齿轮副36
4.3.主减速器齿轮轴承的校核37
4.3.1.第一级锥齿轮副37
4.3.2.第二级斜圆柱齿轮副39
4.4.本章小结41
5.轴的设计42
5.1.一级主动齿轮轴的机构设计42
5.2.中间轴的结构设计42
5.3.本章小结43
6.轴的校核44
6.1.主动锥齿轮轴的校核44
6.2.本章小结45
7.半轴及花键设计校核46
7.1.半轴设计46
7.2.花键设计46
结论48
参考文献49
1.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。
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700Nm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：
⑴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。
⑵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。
⑶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。
⑷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。
⑸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校核。
1.2.主减速器的结构方案分析
主减速器的结构型式主要是根据其齿轮类型、主、从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。
1.2.1.主减速器的减速形式
为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。
根据主减速器的使用目的和要求的不同，其结构形式也有很大差异。
按主减速器所处的位置可分为中央主减速器和轮边减速器，按参加减速传动的齿轮副可分为单级式主减速器和双级式主减速器。
按主减速器速比的变化可分为单速主减速器和双速主减速器两种。
单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。
双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。
由于本文设计的是重型汽车主减速器，由于它的主传动比比较大，故选用二级主减速器。
1.2.2.主减速器的齿轮类型
根据主减速器的使用目的和要求的不同，其结构形式也有很大差异。
按主减速器所处的位置可分为中央主减速器和轮边减速器，按参加减速传动的齿轮副可分为单级式主减速器和双级式主减速器。
按主减速器速比的变化可分为单速主减速器和双速主减速器两种。
按齿轮副结构形式可分为圆柱齿轮式和圆锥齿轮式两种。
按齿型的不同，又分为螺旋锥齿轮和双曲面锥齿轮。
他们有着不同的特点：
螺旋锥齿轮，其主、从动齿轮轴线相交于一点，交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用90交角的布置。
由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的齿轮同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负
荷。
加之其齿轮不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另一端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也很小。
传动效率高，能达到99%，生产成本也较低，不需要特殊的润滑，工作稳定性能好。
但对啮合精度很敏感。
双曲面齿轮的特点是主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离。
双曲面齿轮传动不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30%，齿面的接触强度提高，选用较少的齿数，有利于增加传动比和降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度，从而得到更大的离地间隙，利于实现汽车的总体布置等优点。
但双曲面齿轮加工工艺要求比较高。
本文设计的双级主减速器第一级选取弧齿锥齿轮，第二级选取圆柱齿轮。
1.2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案
主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地
工作。
齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。
（1）主动锥齿轮的支承
主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和骑马式支承两种。
查阅资料、文
献，经方案论证，采用悬臂式支承结构（如图1-1（a）所示）。
1—调整垫片
2—调整垫圈
（a）悬臂式支承
（b）骑马式支承
图1-1主动锥齿轮的支承型式
（2）从动锥齿轮的支承
从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图1-2所示）。
为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸cd。
为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，cd应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。
为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。
图1-2从动锥齿轮的支承型式
1.3.主要涉及内容及方案
其主要的内容为有：
⑴主减速比的计算；
⑵主减速比的分配；
⑶一级齿轮传动机构的设计和校核；
⑷二级齿轮传动的设计和校核；
⑸轴承的选择和校核；
⑹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。
2.主减速器的结构设计与校核
2.1.主减速器传动比的计算
双级主减速器传动比分配
一般情况下第二级减速比io2与第一级减速比i01之比值（io2/ioi）约在1.4〜
2.0范围内，而且趋于采用较大的值，以减小从动锥齿轮的半径及负荷并适应当增多主动锥齿轮的齿数，使后者的轴径适当增大以提高其支承刚度；这样也可降低从动圆柱齿轮以前各零件的负荷从而可适当减小其尺寸及质量。
在这里因为主
减速比比较大，为了使得二级主减速器从动齿轮的直径小一些，可以取i02/i01也
定总传动比得i0i01i02=5.712。
2.2.主减速一级螺旋锥齿轮计算载荷的确定
（1）第一级从动锥齿轮计算载荷
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两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（Tje、Tj）的最小者，作为载货汽车和越野汽车在强度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=TemaxiTlK0T/n2-1
LBiLB
式中Temax一一发动机最大转矩，Nm
iTL由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动
比，
iTL=i0i1=7.0341.70=11.9578;2-3
上述传动部分的效率，取t=0.9;
Ko――超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野车以及液力传动
的各类
汽车取Ko=1；
n――该车的驱动桥数目，在这里n=1；
G2――汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，单位N;对后驱动
桥来说应该考虑到汽车加速时的负荷增大量；
G2m2gm2'115009.81.2135240（N）2-4
式中：
m2满载时后桥的轴荷分配，为11500kg；
g重力加速度，为9.8m/s2；
m2'——最大加速度时后轴负荷转移系数，商用车取1.1~1.2，本车
取1.2；
――轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85,
对于越野汽车取=1.0,对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车取
=1.25，本车取0.85；
rr――车轮的滚动半径，m,本车轮胎类型为8.50-20，rr为0.464m
LB」LB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，由于存在第二级圆柱齿轮减速，取lb0.9,iLB3.06。
把Temax=784（Nm）和（2.3）代入式（2-1）得:
Tje=Temax：
TLK0T/n
=784Nm11.957810.9/1
=8399.20（Nm）
把式（2.4）的值代入式（2-2），可得
=1352400.850.464
0.93.0704
=19302.102（Nm）
取Tjmin（Tje、Tj）,即Tjmin8399.207（Nm）为强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。
对于公路车辆来说，使用条件较非公路车俩稳定，其正常持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
（2.5）
式中：
Ga——汽车满载总重量，本车17500>9.8=171500N;
GT——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取Gt=0;
r――道路滚动阻力系数，载货汽车的系数在0.015〜0.020;初选fR
=0.020;
汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。
货车和城市公共汽车通常
取0.05〜0.09,可初取fH=0.08;
P――汽车性能系数
Gt）rr
.亠丄（fRILBLBn
（2）第一级主动锥齿轮计算转矩
式中，Ta为主动锥齿轮的计算转矩（N.m）；ioi为主传动比；ng为主、从动锥齿轮间的传动效率。
计算时，对于弧齿锥齿轮辐，ng取95%；对于双曲面齿轮副，当io>6时，ng取85%，当io<=6时，ng取90%.
Tj=8399.207时，Tjz=5224.411
Tj=2879.683时，Tjz=1791.199
2.3.主减速器一级螺旋锥齿轮齿轮参数的选择
（1）齿数的选择
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：
1）为了磨合均匀,乙、z2之间应避免有公约数；
2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应
不小于40;
3）为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于货车，乙一般不少于6；
4）当主传动比i1较大时，尽量使乙取得小些，以便得到满意的离地间隙；
5）z1、z2应有适宜的搭配。
根据a文献[2]138页表6-4、6-5：
选一级减速齿轮的主动齿轮齿数为乙=13,从
动锥齿轮的齿数Z2=22;
修正第一级的传动比222/13=1.6923。
则i2=5.196/1.6923=3.0704
i2/i1=1.814,符合要求。
（2）节圆直径的选择
节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩（见式2-1,式2-2中取两者
中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：
3
d2Kd2.Tj2-8
式中：
Kd2——直径系数，取Kd2=13〜16；
Tj——计算转矩，Nm，取Tj,Tje中较小的，第一级所承受的转矩：
Tj=Tje=8399.207（Nm）
把式（2.15）代进式（2.14）中得到d2264.25〜325.24mm;初取d2=308mm。
（3）齿轮端面模数的选择
当d2选定后，可按式mtd2/z2可算出从动齿轮大端模数，mt14mm。
（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=0.155d22-9
=0.155X308=47.74mm
可初取F2=50mm。
（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齿面重叠系数mF1.25。
因mF愈大传动就越平稳噪声
就越低。
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°。
（7）齿轮法向压力角的选择
根据格里森规定载货汽车和重型汽车则应分别选用20、2230的法向压力角。
则在这里为重型货车选择的压力角为2230。
2.4.主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算
2.4.1.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的计算
表2-1双级主减速器一级齿轮的几何尺寸计算用表
序号
项目
计算公式
计算结果
1
主动齿轮齿
数
Z1
13
2
从动齿轮齿
数
Z2
22
3
大端模数
mt
14.00mm
4
齿面宽
b
b2=50mm
5
工作齿高
hgH1m
hg23.80mm
6
全齿高
hH2m
h=26.43
7
法向压力
角
=20.5°
8
轴交角
=90°
9
节圆直径
d=mz
d1182mm
d2=308mm
10
节锥角
Z1
1arctan—
z2
2=90°1
1=30.58
2=59.42°
11
节锥距
d1d2
A0==
2sin12sin2
A0=178.88
mm
12
周节
t=3.1416m
t=43.98mm
13
齿顶咼
ha1hgha2
ha2kam
ha1=15.45mm
ha2=8.35mm
14
齿根高
hf=hha
hf1=10.98mm
hf2=18.08mm
15
径向间隙
c=hhg
c=2.63mm
16
齿根角
arctan
A0
1=3.51
2=5.77
17
面锥角
0112；
01=36.34
序号
项目
计算
公式
计算纟
结果
02
21
02:
=62.93
R1
11；
R1
=27.06°
18
根锥角
R2
22
R2
=53.65°
d01
=208.60
do1
d12ha1cos1
mm
19
齿顶圆直径
d02=
=d22ha2cos2
d02
=316.50
mm
Ak1
=146.14
d2
节锥顶点至齿轮
Ak1
——ha1sin1
2
mm
20
外缘距离
Ak2
d1..
ha2Sin2
Ak2
=83.81
2
mm
理论弧齿
21
厚
S1
s2m
6=
s2=14mm
22
齿侧间隙
B=0.254〜0.330
0.450mm
23
螺旋角
=35°
2.4.2.主减速器螺旋锥齿轮的强度校核
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单位齿长上的圆周力，如图2-2所示:
2-10
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:
2-11
按最大附着力矩计算时:
2-12
上式中：
G2——后轮承载的重量，单位N；
轮胎与地面的附着系数，查文献［2］表9-13，=0.85；
rr轮胎的滚动半径，m；
d2从动轮的直径，mm
可得到载货汽车一档时的单位齿长上的圆周力p许=1429N.m。
式（2-11）
所算出来的值小于p许，所以符合要求，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1429Nm。
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
2103TjKoKsKmwKvFzm2J
2-13
式中：
Ko——超载系数1.0；
4
Ks尺寸系数Ks=J-^=0.862;
.25.4
Km――载荷分配系数，当一个齿轮用骑马式支承型式时，Km二1.10
1.25;取Km=1.2;
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;
m端面模数，mm。
m=14mm;
F齿面宽度，mm;F=50mm
z――齿轮齿数；z1=13,z2=22;
T——齿轮所受的转矩，Nm;
J――计算弯曲应力用的综合系数，查文献［2］图3-107;小齿轮系
数J10.168,大齿轮系数J20.210;把这些已知数代入式（2-13）可得：
主动锥齿轮最大弯曲应力
3
210TjzK0KsKm=21035224.4411.00.8621.2w1
KvFzm2J1150131420.168
=504.99Nmm2
主动锥齿轮疲劳弯曲应力
3
210Tjz'K。
KsKm21031791.1991.00.8621.2
2=2
KvFzmJ115013140.168
=173.13N.mm2
从动锥齿轮最大弯曲应力
3
w2
210TjK0KsKm=21038399.2071.00.8621.2
KvFzm2J2=150221420.210
=383.79Nmm2
从动锥齿轮疲劳弯曲应力
'2103「'KoKsKm=21032879.6831.00.8621.2
w22=2
KvFzmJ215022140.210
=131.58Nmm2
汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。
其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。
按Tj,Tje中最小的计算时，汽车主减速器齿轮的许用应力为700MPa（或按不超过材料强度极限的75%）。
根据上面计算出来的W1,W2分别为都小于700MPa，且疲劳弯曲应力W1',W2'，均小于许用疲劳应力值210.9MPa，所以校核成功。
（3）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：
Cp2TjZK0KsKmKf103
j2-14
jd11KvFJ
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