中型客车-双级主减速器设计说明书

《汽车设计》
课程设计
主减速器设计
专 业：车辆工程
班
级： 姓 名： 学 号：
二〇一四年十二月、
目录
一、任务
1.1发动机最大功率P emax及相应转速n p .....................................................................
1.2 发动机最大转矩Temax和相应转速n T ..................................................................
1.3主减速器传动比设计.............................................................................................
1.4最低挡传动比确定 ................................................................................................
1.5各档传动比选择....................................................................................................
二、主减速器结构形式的确定..........................................................................................
2.1主减速器的减速形式 ..............................................................................................
2.2 主减速器的齿轮类型 .............................................................................................
2.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案....................................................................
2.3.1、主动锥齿轮的支承 ........................................................................................
2.3.2、从动锥齿轮的支承 ........................................................................................
三、主减速器的结构设计与校核 ......................................................................................
3.1双级主减速器传动比分配 .......................................................................................
3.2主减速器齿轮参数的选择 .......................................................................................
3.2.1、齿数的选择................................................................................................
3.2.3、齿轮端面模数的选择 ....................................................................................
3.2.4、齿面宽的选择............................................................................................
3.2.5、螺旋锥齿轮螺旋方向...................................................................................
3.2.6、螺旋角的选择..............................................................................................
3.2.7、齿轮法向压力角的选择.................................................................................
3.3主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 ..................................................
3.3.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算.............................................................
3.3.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度校核....................................................................
3.3.2.1、主减速器螺旋锥齿轮的强度计算.........................................................
3.3.2.2、轮齿的弯曲强度计算 ...........................................................................
3.3.2.3、轮齿的接触强度计算 .........................................................................
3.3.3第二级齿轮模数的确定....................................................................................
3.3.3.1、材料的选择和应力的确定....................................................................
3.3.3.2、齿轮的弯曲强度设计计算....................................................................
3.3.4双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择 ......................................................
3.3.5齿轮的校核 ......................................................................................................
3.3.5.1、齿轮弯曲强度校核...............................................................................
3.3.5.2、齿面接触强度校核...............................................................................
3.4主减速器齿轮的材料及热处理................................................................................ 结论 ..............................................................................................................................
主减速器设计
一、任务：
○1、确定主减速器方案。

○2、设计主减速器主、从动齿轮。

○3、编制设计说明书。

汽车参数
原始条件：
车型中型客车
驱动形式FR4×2
发动机位置前置、纵置
最高车速U max=85km/h
最大爬坡度i max≥27%
汽车总质量m a=8250kg
满载时前轴负荷率32.1%
外形尺寸总长L a×总宽B a×总高H a=8630×2420×2950mm3轴距L=4830mm
前轮距B1=1700mm
后轮距B2=1700mm
迎风面积A≈0.85B a×H a
空气阻力系数C D=0.7
轮胎规格9.00—20或9.0R20
离合器单片干式摩擦离合器
变速器中间轴式、五挡
1.1发动机最大功率P emax及相应转速n p
根据最高车速，用下式求出发动机的最大功率
P emax=1
ηT
(
m a gf r
3600
u amax+
C D A
76140
u3amax)
其中ηT为传动系效率，一般取90%；f r为滚动阻力系数，对乘用车f r=0.0165×{ 1+0.01（v a-50）}。

根据初始设计数据，可求得
P emax=85.3kw
对于总质量较小的汽油发动机n p一般在3000～5000r/min 之间，故
n p =4500r/min
1.2 发动机最大转矩Temax和相应转速n T
根据下式确定T emax
T emax=9549×αP emax
n p
α为转矩适应性系数，一般在1.1～1.3之间选取，此处选择α=1.2，
故
T emax=217 N∙m
n p/n T一般在1.4～2.0之间选取，此处选为1.7，故
n T=2647 r/min
1.3主减速器传动比设计
根据发动机转速与汽车行驶速度关系：
u a=0.377r∙n
i g i0
式中u a取最高车速，由于此变速器为中间轴式、五档，最高传动取为1，r为车轮半径，查得r=0.48m由此可算出
i0=9.58
1.4最低挡传动比确定
按最大爬坡度来设计，上坡时，应满足驱动力不小于阻力之和，即：
T emax∙i0∙i1∙ηT
≥Gf cosαmax+G sinαmax
r
f为坡道阻力系数，一般在0.01～0.02之间，取0.01, αmax取16.7°由上式可得，i1≥ 6.16
再根据地面附着条件：
φ为地面附着系数，一般取0.7～0.8，取φ=0.7，则可得
i1≤14.50
由于轻型商用车5.0～8.0，所以选取一挡传动比为i1=6.6
1.5各档传动比选择
由于等比分配传动比便于换挡，故选择等比分配方式
i 1/i
2
=i
2
/i
3
=i
3
/i
4
=i
4
/i
5
=q i
1
=6.6 i
5
=1 故q=1.6
则i
2=4.13 i
3
=2.58 i
4
=1.6
二、主减速器结构形式的确定
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[8]。

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、中型中型客车。

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。

由于本文设计的是中型客车主减速器，由于它的主传动比比较大，故选用二级主减速器。

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，
90交角的布置。

由于轮但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用
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。

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。

2.3.1、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）。

2.3.2、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2.2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d c +。

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，d c +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 。

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
图1.2从动锥齿轮的支承型式
三、主减速器的结构设计与校核
3.1双级主减速器传动比分配
一般情况下第二级减速比02i 与第一级减速比01i 之比值（02i /01i ）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02i /01i 也小一些，在这里取1.1。

一般，双级主减速器第一主动锥齿轮的齿数1z >=6，由于0i 较大，为了磨合均匀，我们在这里取最大1z =7，则可算得：01i ==1.10
i 2.95，其02i =010i i =95
.258.9=3.25，修定总传动比得02010i i i ==9.59。

3.2主减速齿轮计算载荷的确定
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（je T 、ϕj T ）的最小者，作为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
je T =T Tl e K i T η⋅⋅⋅0max /n ϕj T =LB
LB r i r G ⋅⋅⋅ηϕ2 式中 max e T ——发动机最大转矩，m N ⋅
TL i ——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，
TL i =0i 1i =9.58⨯6.6=63.3；
T η——上述传动部分的效率，取T η=0.9；
0K ——超载系数，取0K =1；
n ——该车的驱动桥数目，在这里n =1；
2G ——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N ；对后桥来说应该考虑到汽车加速时的负荷增大；
ϕ——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ϕ=0.85；
r r ——车轮的滚动半径，m=0.48m ；
LB LB i ,η——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（例如轮边减速器等），在这里取1=LB η，1=LB i 。

由表2-1中可知，把
max e T =217(N m ⋅)代入式（2-5）得：
je T =T TL e K i T η⋅⋅⋅0max /n
je T =217m N ⋅1/9.013.63⨯⨯⨯
je T =12362.49(m N ⋅)
（2.7） 各类汽车轴荷分配范围如下图：
本文设计车型为42⨯后轮单胎，平头车，满载时前轴的负荷在32.1%；后轴为67.9%。

该车满载时的总质量为G = m a =8250kg ，则可求得前后轴的轴荷1G 和2G
1G =0.321G ⨯=0.321⨯8250kg=2648.25kg 2G =0.679⨯G =0.679⨯8250kg=5601.75kg
把式的值代入，可得
ϕj T =LB LB r i r G ⋅⋅⋅ηϕ2 ϕj T =1
148.085.08.95601.75⨯⨯⨯⨯m N ϕj T =22398.04(m N ⋅) （2.10）
取
)
(min ϕj je j T T T 、，即
=
m in j T 12362.49 (m N ⋅)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
jm T =)
()(P H R LB LB r
T a f f f n i r G G ++⋅⋅⋅+η
式中：a
G ——汽车满载总重8250×9.8=80850N ；
T
G
——所牵引的挂车满载总重，N ，仅用于牵引车取T G =0；
R f ——道路滚动阻力系数，乘用车f r =0.0165×{ 1+0.01（v a -50）}，R f =0.0223；
H f ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。

城市公共汽车通常取0.05～0.09，可初取H f =0.08；
P f ——汽车性能系数
])(195.016[1001
max
e T a P T G G
f +-=
当
max
)
(195.0e T a T G G +=72.65>16时，取P f =0。

把上面的已知数代入式可得：
jm
T =
)
()(P H R LB LB r
T a f f f n
i r G G ++⋅⋅⋅+η=3970.06（m N ⋅）
3.2主减速器齿轮参数的选择
3.2.1、齿数的选择
对于普通双级主减速器，由于第一级减速比
01
i 比第二级的
02
i 小一些，
这时第一级主动锥齿轮的齿数1z 可选得较大些，约在6～15范围内。

第二级圆
柱齿轮的传动齿数和可选在11530±的范围内。

在这里我们选择1z =11。

则
01
12i z z ⋅==11=⨯95.232.45取332=z ，修正第一级的传动比
1
201z z i =
=3；
20.301
02==
i i i 。

3.2.2、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按经验公式选出：
3
22
j
d T K d ⋅=
（2.14）
式中：
2
d K ——直径系数，取
2
d K =13～15.3；
j
T ——计算转矩，m N ⋅，取
ϕ
j T ，je T 中较小的，第一级所承受的转
矩：
j
T =02i T je
=3866.84（m N ⋅）
（2.15）
把式（2.15）代进式（2.14）中得到5.2042=d ～240.15mm ；初取
2d =231mm 。

3.2.3、齿轮端面模数的选择
当2d 选定后，可按式
2
2/z d m t =可算出从动齿轮大端模数，7
=t m mm 。

3.2.4、齿面宽的选择
汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：
b 2=0.1552d =35.81mm ，可初取b 2=36mm 。

3.2.5、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。

3.2.6、螺旋角的选择
螺旋角应足够大以使齿面重叠系数≥F m 1.25。

因F m 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°。

3.2.7、齿轮法向压力角的选择
根据格里森规定商用汽车则应分别选用20 、22
03'的法向压力角。

则在这里选择的压力角为
20。

3.3主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算
3.3.1 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2.3 双级主减速器一级齿轮的几何尺寸计算用表
3.3.2 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。

3.3.2.1、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
b P
p =
（2.16） 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
max
e T 和最
大附着力矩两种载荷工况进行计算；
F ——从动齿轮齿宽，及F =52=b mm 。

图2.2 主动锥齿轮受力图 按发动机最大转矩计算时：
F d i T p g e ⋅⋅⋅=
2101
3max =500.77m N （2.17） 按最大附着力矩计算时：
F d r
G p r ⋅⋅⋅⋅=
2102
3
2ϕ=295.97/N mm （2.18）
上式中：2G ——后轮承载的重量，单位N ；
ϕ——轮胎与地面的附着系数，查刘惟信版《汽车设计》表9-13，ϕ
=0.85；
r r ——轮胎的滚动半径，m ； 2d ——从动轮的直径，mm 。

查书得到客车汽车一档时的单位齿长上的圆周力
许
p =982m N 。

式所
算出来的值小于
许
p ，所以符合要求。

可知，校核成功。

3.3.2.2、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)/(2mm N w σ为
J m z F K K K K T v m
S j w ⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅=
203102σ （2.19）
式中：
K ——超载系数1.0；
s K ——尺寸系数s K
=4
4.25m
=0.792；
m
K ——载荷分配系数，当一个齿轮用骑马式支承型式时，m K ＝
1.10～1.25；取m
K =1.1；
v
K ——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 =10mm ；
F ——齿面宽度，mm ；
z ——齿轮齿数；
T ——齿轮所受的转矩，m N ⋅；
J ——计算弯曲应力用的综合系数，见图2.1。

图2.3 弯曲计算用综合系数J
由上图可查得：小齿轮系数=1J 0.232，大齿轮系数=2J 0.195；把这
些已知数代入式（2.19）可得：
12031
102J m z F K K K K T v m S w ⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅=σ=232
.010115211.1796.00.166.894610223
⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅
=474.302
mm N
22032
102J m z F K K K K T v m S w ⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅=
σ=187.010305011
.1796.00.166.894610223⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅
=586.482mm N
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je
j T T ,ϕ中最小的计算时，汽
车主减速器齿轮的许用应力为700
a
MP （或按不超过材料强度极限的75%）。

根
据上面计算出来的21,w w σσ分别为474.302
mm N （474.30a MP ）、586.48
2mm N （586.48a MP ），它们都小于700a MP ，所以校核成功。

3.3.2.3、轮齿的接触强度计算
螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力
j
σ（MPa ）为：
J
F K K K K K T d C v f m s j p j ⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅=
3
011
102σ （2.20）
式中：
p
C ——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6mm N /2
1
；
K ，
m
K ，v
K ——见式（2-19）下的说明，即
K =1，
m
K =1.1，
v
K =1；
s
K ——尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经
验的情况下，可取1；
f
K ——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1；
j
T 1——主动齿轮的计算转矩；
J —— 计算应力的综合系数，见图3.2所示，可查的
102.0=J
图2.4 接触强度计算综合系数J 按发动机输出的转矩计算可得：
J
F K K K K K T d C v f m s j p je ⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅=
3
011
102σ=110
6.23273.2102.05011011.11166.894623
⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅
=2514.16
a
MP
按发动机平均输出的转矩计算可得：
J
F K K K K K T d C v f m s j p jm ⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅=
3
011
102σ=110
6
.23246.10102.05011011.11152.845123
⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅
=1248.37
a
MP
汽车主减速器齿轮的许用接触应力为：当按式（2.5），（2.6）中较
小者计算时许用接触应力为2800
a
MP ，
je
σ小于2800
a MP ，所以校核成功；当按发动机平均输出的转矩计算时许用接触应力为1750
a
MP ，
jm
σ小于1750
a
MP ，所以校核成功。

3.3.3第二级齿轮模数的确定
3.3.3.1、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 ，
a HLim MP 1500=σ，a FE MP 850=σ[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β可选择在16°～20°这里取β=16°，法向压力角α=
︒20。

由
1
202z z i =
=3.00，21z z +=6810±=58～78 取21z z +=68得1z =17，2
z =51，修正传动比
00.31751
02==
i ，其二级从动齿轮所受的转矩
m N T 70.2683100.390.89432=⋅=。

取1,25.1==H F S S [查李仲生主编的《机械设计》书表11-5]；取
8.189,5.2==E H Z Z [查李仲生主编的《机械设计》书表11-4]得：
a
F
FE
F F MP S 25
.1850
][][21=
=
=σσσ=680
a
MP
a a H
HLim
H H MP MP S 15001
1500
][][21==
=
=σσσ
3.3.3.2、齿轮的弯曲强度设计计算
]
[2F Sa Fa n
F Y Y bdm KT
σσ≤=
=680a MP
（2.21）
式中：K ——载荷系数，齿轮按8级精度制造取3.1=K ； T ——所计算齿轮受的转矩； b ——齿宽；
d ——计算齿轮的分度圆直径；
n
m ——模数；
Fa
Y ——齿型系数，由当量齿数
β3
1cos z z v =
= 16cos 173=19，
β3
2cos z z v =
=5616cos 51
3=
及可得1Fa Y =2.96；35.22=Fa Y [查李仲生主编的《机
械设计》书图11-8]；
Sa
Y ——应力修正系数，可得
1
Sa Y =1.55，
70
.12=Sa Y [由
v
z 查李
仲生主编的《机械设计》书图11-9]。

因 00675.0680
55
.196..2][111=⨯=F Sa Fa Y Y σ﹥
00588
.068070
.135.2][222=⨯=F Sa Fa Y Y σ
故应对小齿轮进行弯曲强度计算：
法向模数 3
2
1112
11cos ]
[2βσφF Sa Fa d n Y Y Z KT m ⋅≥
式中：
d φ——齿宽系数，d φ=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：
32
1112
11cos ]
[2βσφF Sa Fa d n Y Y Z KT m ⋅≥=
3223
16
cos 68055.196.2178.01090.89434.12 ⋅⋅⋅⋅⋅⋅=8.82mm
由李仲生主编的《机械设计》书表4-1取
9=n m mm [10]。

3.3.4双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择
正常齿标准斜齿圆柱齿轮传动的几何尺寸见表3-2。

表3.2正常齿标准斜齿圆柱齿轮传动的几何尺寸计算
A = ()
βcos 221z z m n +=315.93mm ，取A =316mm ；a h =n an m h *=9mm ，c =
n
n m c *=2.25mm ，
f
h =
a h +c =1.25n m =11.25mm ，h =a h +f h =2.25n m
=20.25mm ，=
1d βcos 1
z m n =158mm ，
=
=
βcos 2
2z m d n 474mm ，n a m d d 211+==176mm ，2a d =n m d 22+=492mm ，
mm 5.1355.211=-=n f m d d mm 136≈，
mm
5.4515.222=-=n f m d d mm 452≈，
齿宽
=
⋅==1588.01d b d φ126.4mm ，为了安全把齿宽可取大些，在这
里取mm b 132=。

3.3.5齿轮的校核
3.3.5.1、齿轮弯曲强度校核
主、从动齿轮的弯曲强度，把上面已知数据代入式（2.21）得：
a Sa Fa n F MP Y Y m bd KT 55.196.291581321090.89434.122311111
⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅==σ
=612.12
a
F MP 680][=≤σ
a Sa Fa n F MP Y Y m bd KT 70.135.294741321070.268314.122322211
⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅==σ
=533.00a MP a
F MP 680][=≤σ
齿轮的弯曲强度满足要求。

3.3.5.2、齿面接触强度校核
][1
22H H E H u u bd KT Z Z Z σσβ
≤+⋅==1500a MP
（2.22）
式中：E Z ——材料弹性系数，E Z =2.5； H Z ——节点区域系数，H Z =189.8；
β
Z ——螺旋角系数，
β
Z =βcos =0.98；
u ——齿数比，=u 主从z
z =3.00；
主动齿轮的齿面接触强度为：
u u bd KT Z Z Z H E H 1
22
1
11+⋅=β
σ
=2.5
⋅⋅8.189
16cos a
MP 00.31
00.31581321090.89434.122
3+⋅⋅⋅⋅⋅
=1480.23
a MP a
H MP 1500][=≤σ
主动齿轮的齿面接触强度符合要求。

从动齿轮的齿面接触强度为：
u u bd KT Z Z Z H E H 1
22
2
22+⋅=β
σ
=2.5
⋅⋅8.189
16cos a
MP 00.31
00.34741321070.268314.122
3+⋅⋅⋅⋅⋅
=854.61
a MP a
H MP 1500][=≤σ
从动齿轮的齿面接触强度也符合要求。

根据上面的校核，一级和二级
减速齿轮都满足要求，校核成功。

3.4主减速器齿轮的材料及热处理
驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，
具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。

其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。

根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：
1、具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐
磨性，故齿表面应有高的硬度；
2、轮齿心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
规律易于控 制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率；
4、选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。

汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是
用渗碳合金钢制造，齿轮所采用的钢为20CrMnTi [11]。

用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度
应达到58～64HRC ，而心部硬度较低，当端面模数m ＞8时为29～45HRC [12]。

由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或
擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.005～0.010～0.020mm 的磷化处理或镀铜、镀锡。

这种表面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，可以进行渗硫处理。

渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。

渗硫后摩擦系数可以显著降低，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。

结论
通过所设计的中型客车汽车的参数，对它的主减速器进行设计，通过对主传动比的计算，知道所要设计主减速器的传动比比较大。

为了满足主减速器具有较大的主传动比，并能使汽车的离地间隙增大，选择设计成双级的主减速器。

通过中型客车的参数，合理分配一、二级啮合齿轮的传动比。

通过经验公式对各个齿轮进行设计，并用强度公式进行校核，使其它满足强度要求。

通过对双级主减速器设计，得到一个能满足要求，并能平稳安全的工作。

在此设计中有如下总结：
1.如何合理的分配好传动比，对车辆的离地间隙有直接的影响，解决的方
法主要是通过经验和参考现有车型分配好传动比；
2.通过对齿轮的设计，合理的选择材料，并尽量减小质量。

对汽车的各方
面的性能有一定是好处；
3.在对齿轮和轴的设计完成后，对轴承的选择要保证它的强度，并同时满
足零件的装配；
尽量使所设计的机构简单，容易加工和维修。