主减速器设计全解

课程论文
主减速器的设计
指导教师
学院名称专业名称
摘要
汽车主减速器作为汽车驱动桥中重要的传力部件，是汽车最关键的部件之一。

它承担着在汽车传动系中减小转速、增大扭矩的作用，同时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，可以使主减速器前面的传动部件，如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，同时也减小了变速箱的尺寸和质量，而且操控灵敏省力。

汽车主减速器结构多种多样，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。

按照主减速器齿轮的类型分为：螺旋锥齿轮和双曲面齿轮；按照主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法分为：悬臂式和跨置式；按照主减速器减速形式分为：单级减速、双级减速、双速减速、贯通式主减速器和轮边减速等。

主减速器设计的好坏关系到汽车的动力性、经济性以及噪声、寿命等诸多方面。

如何协调好各方关系、合理匹配设计参数，以达到满足使用要求的最优目标，是主减速器设计中最重要的问题。

关键词：中型客车主减速器圆锥齿轮
主减速器的设计
1、汽车的主要参数
车型 中型货车
驱动形式 FR4×2
发动机位置 前置、纵置
最高车速 U max =90km/h
最大爬坡度 i max ≥28%
汽车总质量 m a =9290kg
满载时前轴负荷率 25.4%
外形尺寸 总长L a ×总宽B a ×总高H a =6910×2470×2455mm 3
轴距 L=3950mm
前轮距 B 1=1810mm
后轮距 B 2=1800mm
迎风面积 A ≈B 1×H a
空气阻力系数 C D =0.9
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
下面参数为参考资料所得：
发动机最大功率及转速 114Kw-2600r/min;
发动机最大转矩及转速 539Nm-1600r/min ；
主减速比 0i =4.44;
变速器传动比抵挡/高档 6.3/1
轮胎半径：型号为9.0R20，轮胎胎体直径为9.0英尺，轮辋直径为20英尺，所以半径为
()m 48.024.522020.9≈⨯+⨯=r r
汽车满载时质量 14t 2、主减速器结构形式的确定
主减速器可以根据其齿轮类型、减速形式以及主、从动齿轮的支承形式的不
同而分类。

2.1、主减速器的轮齿类型的选择
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。

单级主减速器通常采用螺旋锥齿轮或者双曲面齿轮传动[1]。

a 弧齿锥齿轮
b 双曲面齿轮
c 圆柱齿轮传动
d 蜗杆传动
图2.1 主减速器的几种齿轮类型
（1）、弧齿锥齿轮
螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点。

齿轮并不同时在全长上面啮合，而是逐渐从一端连续的转向另一端。

由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时在啮合，所以工作平稳、能够承受较大的符合、制造也简单。

但是在工作中噪声大，对啮合精度非常敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧的变坏，并伴随着磨损增大和噪声的增大。

为了保证齿轮副的正确啮合，必须将支撑轴承预紧，提高其支撑刚度，增大壳体的刚度。

（2）、双曲面齿轮
双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交。

主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。

所以主动齿轮的螺旋角比从动齿轮较大一些。

当螺旋锥齿轮和双曲面齿轮两种传动形式主从动齿轮外径、齿面宽以及主动齿轮齿数都相同时，双曲面齿轮由于主动齿轮的螺旋角的增大，使主动齿轮的节圆直径大约比螺旋锥齿轮大20%左右。

这样使得主动齿轮轴的轴颈相应的增大，从而大大提高了齿轮啮合的刚度，提高了主动齿轮的使用寿命。

双曲面齿轮传动由于齿轮轴线和从动齿轮的轴线偏移了一段距离，而引起齿面之间的纵向滑移，并且齿面间压力很大，所以对于润滑油有特殊的要求。

双曲面齿轮的加工精度和装配精度相对都比较高。

当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。

因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小的多，这对于主减
速比
i≥4.5的传动更加有其优越性。

当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对0
于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为螺旋锥齿轮具有较大的差速器可利用空间。

由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高[3]。

（3）、圆柱齿轮传动
圆柱齿轮传动广泛的应用于发动机横置的前置前驱的乘用车驱动桥和双极主减速器驱动桥以及轮边差速器。

（4）、蜗杆传动
与其他的齿轮传动形式相比，蜗杆传动有如下的优点：轮廓尺寸和质量小，并且可得到较大的传动比；工作的非常平稳且无噪声；便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置；能传递大的载荷，使用寿命长；结构简单并且拆装方便，容易调整。

它的主要的缺点是要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。

综上所述，考虑到制作成本及其本设计的传动比<4.5，所以本设计采用螺旋锥齿轮。

2.2、主减速器减速形式的选择
主减速器的减速形式可以分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、单级或者双级减速配以轮边减速等。

减速形式的选择主要取决于有动力性、燃油经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及其驱动桥下的离地间隙；驱动桥的数目及其布置的形式等。

如果只是就主减速比的大小选择减速形式的影响，通常情况
下当主减速比
i<7.6时应该采用单级主减速器。

这只是推荐的范围，在确定主减
速器的减速形式时会有不同的选择。

由于本设计载货汽车的主减速比不是很大，所以本设计采用单级主减速器。

2.3、主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择
主减速器必须要保证主从动齿轮有良好的啮合状况，才能够使它们很好的工作。

齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整以及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度有密切的关系。

现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种[2]：
（1）悬臂式
图2.2 悬臂式支承
如图2.2所示，悬臂式支承的结构特点是锥齿轮大端一侧有较长的轴，并且在它的上面安装一对圆锥滚子轴承。

为了尽可能的增加支承的刚度，支承距离b 应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70%还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。

支承刚度除了与轴承开式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。

当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。

悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的主减速器上。

（2）跨置式
图 2.3 跨置式支承
如图2.3所示，跨置式支承的结构特点是在锥齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。

跨置式支承使支承刚度大为增加，又使轴承的负荷减小，齿轮的啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。

但是跨置式支承增加了导向轴承支座，使主减速器结构复杂，成本提高。

乘用车和装载质量小的商用车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。

本设计采用结构较为简单的悬臂式支承，以降低其成本。

3、主减速器基本参数的选择与设计计算
3.1、主减速齿轮计算载荷的确定
除了主减速比及其驱动桥的离地间隙以外，另一个原始参数是主减速器的齿轮的计算载荷。

这里采用“格里森”制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。

3.1.1、按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩ce T [3] η=⨯⨯⨯⨯⨯ce max 10d e f T
T K T i i i n
（式2.1）
式中： 1i ——变速器一挡传动6.3；
0i ——主减速器传动比在此取4.44；
max e T ——发动机的输出的最大转矩，在此取539m N ⋅；
d k ——由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货
汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽
车取d k =1.0，当性能系数p f >0时可取d k =2.0；
⎪⎪⎭
⎪⎪⎬⎫⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧<>⎪⎭⎫ ⎝⎛=16T g m 0.195 016T g m 0.195 T g m 0.195-161001emax a emax a emax a 当当p f （式2.2）
a m ——汽车满载时的总质量在此取14000kg
p f <0 所以d k =1.0；
T η——传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；
f i ——分动器传动比，取1。

根据以上参数可以由(2.1）得：
ce T =15391 6.31 4.440.91
N m ⨯⨯⨯⨯⨯⨯⋅13569≈m N ⋅ 3.1.2、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cs T m
r cs i r m G T m '22ηϕ= （式2.3）
式中：
2G ——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷,
2G =14000 10 0.746N=104440N ；
'2m ——最大加速时后轴负荷转移系数，一般乘用车为1.2～1.4，
货车为1.1～1.2此取1.2；
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；对越野汽车取ϕ=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级
轿车取ϕ=1.25；在此取ϕ=0.85；
r r ——车轮的滚动半径，为 0.48m ；
m η——主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率，此取0.9； m i ——主减速器从动齿轮到车轮间的传动比取1。

所以由公式（2.3）得:
m r cs i r m G T m '22ηϕ==≈⨯⨯⨯⨯1
.908.40.215.80104440568815m N ⋅ 3.1.3、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cf T )(m i H R m r a Cf f f f n
i r G T ++=
η （式2.4）
a G ——汽车满载时的总重量，在此取140000N ；
R f ——道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.015~0.020；在此取
0.018；
H f ——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取 0.050.09在此取0.07；
i f ——汽车的性能系数在此取0。

所以由式（2.4）得：
)(m i H R m r a Cf f f f n
i r G T ++=η =()≈+⨯⨯⨯7.0018.001
.9018.401400006571m N ⋅ c T =min[cs T ,ce T ]=13569N.m 作为计算载荷，主动锥齿轮：
z T =G c
i T η0=3396N.m ；≈⋅1238zf T N m 。

3.2、主减速器锥齿轮基本参数的选择
3.2.1、主、从动锥齿轮齿数1z 和2z
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑以下因素：
①为了磨合均匀，1z ，2z 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商用车1z 一般不小于6； ④主传动比0i 较大时，1z 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙； ⑤对于不同的主传动比，1z 和2z 应有适宜的搭配[5]。

对于本设计，选定主动锥齿轮1z =9，从动锥齿轮2z =40。

3.2.2、从动锥齿轮大端分度圆直径2D 和端面模数m
对于单级主减速器，2D 对驱动桥尺寸有影响，增大尺寸2D 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小2D 又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器
2D 可根据经验公式初选，即
22D D K =
（式2.5）
式中：2D K ——直径系数，一般取13.0～16.0，取15； C T ——从动锥齿轮的计算转矩，为13569m N ⋅；
由式（2.5）得：
2D =15，
取整为356,齿轮端面模数s m =2D /z =356/40=8.9mm 。

同时s m 满足 3c m s T K m = (式2.6)
m K ——模数系数（m K 通常为0.3～0.4）。

3c m s T K m ==9.54mm
取两个计算结果中的较小值并且取整为s m =10mm ，重新计算断面直径为
2D =400mm, 1D =90mm 。

由式（2.5）得：
2D =15，
取整为356,齿轮端面模数s m =2D /z =356/40=8.9mm 。

同时s m 满足 3c m s T K m = (式2.6)
m K ——模数系数（m K 通常为0.3～0.4）。

3c m s T K m ==9.54mm
取两个计算结果中的较小值并且取整为s m =10mm ，重新计算断面直径为
2D =400mm, 1D =90mm 。

3.2.3、主，从动齿轮齿面宽1b 和2b
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过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。

此外，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减小。

但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低[4]。

从动锥齿轮齿面宽推荐2b 不大于它的节锥距的0.3倍,但同时也应该满足小于10倍的端面模数。

从动锥齿轮齿面宽2b 推荐值为: 2b =0.1552d =0.155⨯400mm=62mm ，对于螺旋锥齿轮齿轮1b 一般比2b 大10%。

齿面宽1b =1.12b =1.1⨯62=68mm 。

3.2.4、螺旋角β的选择
螺旋锥齿轮和双曲面齿轮螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。

螺旋锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。

汽车主减速器螺旋锥齿轮螺旋角或者双曲面齿轮的平均螺旋角一般是35°～40°，轿车选择较大的β以保证较大的F ε，使运转平稳，噪声小；货车选择较小的β以防止轴向力过大，通常取35°。

综上分析对于本设计范例选择螺旋角β=35°。

3.2.5、螺旋方向的选择
图2.4 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力
主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。

如图2.4所示，从锥齿轮锥顶上看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。

螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响它的轴向力的方向。

当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。

所以当发动机旋转方向为逆时针时，采用的主动锥齿轮为左旋使轴向力离开锥顶方向[5]。

3.2.6、法向压力角
加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但是对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降。

所以对于轻载荷工作的齿轮一般采用小压力角，可以使齿轮运转平稳，噪声低。

对于弧齿锥齿轮，轿车一般选用14.5°或者16°；货车的压力角为20°；重型货车的压力角为22.5°。

在此选用20°的平均压力角[6]。

3.3、主减速器锥齿轮几何尺寸的计算
`表2.2 载货、公共、牵引汽车或压力角为20º的其他汽车螺旋锥齿轮的1H 、
2H 和a K
表2.3 螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿厚k S
4、“格里森”制主减速器锥齿轮强度计算
在选好主减速器锥齿轮的主要参数后，可以根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，之后根据所确定的计算载荷经行强度验算，来保证锥齿轮有足够的强度和寿命。

齿轮损坏形式主要有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及其剥落、齿面胶合、齿面磨损等。

4.1、主减速器双曲面齿轮的强度计算 4.1.1、单位齿长上的圆周力
在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即
2
P p b =
(式2.7) 式中：
P ——作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩max e T 和最大附着力矩
2r G r φ 两种载荷工况进行计算，N ；
2b ——从动齿轮的齿面宽。

按发动机最大转矩计算时
3
emax 1
2102g T i p d b ⨯=
N ／mm
（式2.8）
式中：
max e T ——发动机输出的最大转矩，在此取539m N ⋅；
g i ——变速器的传动比在此取6.3； 1d ——主动齿轮节圆直径，在此取90mm ； 按式（2.8）得：2539 6.3100012179062
p N mm ⨯⨯⨯==⨯
在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%～25%。

经验算以上数据在许用范围内。

4.1.2、轮齿的弯曲强度计算
汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为
30210c s m
v T K K K K b D m J
σ⨯⨯⋅⋅⋅=
⋅⋅⋅⋅ N/2mm
（式2.9） 式中：
T ——该齿轮的计算转矩，ce T =13569 N ·m,=cf T 6571N ·m ；
0K ——超载系数；在此取1.0；
s K ——尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关， 当ｍ6.1≥时，4
4
.25m
K s =，在此为0.79； m K ——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，m K ＝1.00～
1.10跨置式支承时取1.10～1.25。

支承刚度大时取最小值；
v K ——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳
动精度高时，可取1.0；
b ——计算齿轮的齿面宽62mm ；
D ——大齿轮直径为400mm ； m ——端面模10mm ；
J ——计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数、
载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。

参照图2.8, 取J =0.25。

图2.5 计算用弯曲综合系数J
按=cf T 6571N ·m 计算疲劳弯曲应力
5
.2010400621.1
19.70165712000⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
σ＝18402 N/2mm < 210 N/2mm
按ce T =13569N ·m 计算疲劳弯曲应力
5
.2010400621.1
19.701135692000⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
σ＝380.37 N/2mm < 700 N/2mm
所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。

4.1.3、轮齿的表面接触强度计算 锥齿轮的齿面接触应力为
301
210p s m f j v C TK K K K d K bJ
σ⨯=
(式2.10)
式中：T ——主动齿轮的计算转矩；
p C ——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.62
1N /mm ；
0K ，v K ，m K ——见式(2.9)下的说明；
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1.0； f K ——表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。

一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0；
J ——计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。

它综合考虑了啮合
齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图2.9选取J =0.13。

图2.6 接触计算用综合系数
按ce T 计算：
13
.0621000
79.01.1133962906.232j ⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
σ=22112mm <2800N/2mm
按cf T 计算：
13
.0621000
79.01.1112382906.232j ⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
σ=13352mm <1750N/2mm
所以所设计的主减速器齿轮满足接触强度要求。

5、主减速器锥齿轮轴承的计算
轴承的计算主要是计算轴承的寿命，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步
选定轴承的型号之后验算轴承的寿命。

影响主减速器寿命的主要外因是它的工作载荷和工作的条件，因此在验算轴承的寿命之前，首先应该先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力，然后再求出轴承的反力以确定轴承载荷。

5.1、作用在主减速器齿轮齿宽中点的圆周力
为计算作用在齿轮上的圆周力，首先要确定计算转矩。

汽车在行驶过程中，由于变速器档位的改变，并且发动机不完全处于最大转矩的状态。

所以主减速器齿轮的工作转矩处于变化之中。

实践表明，轴承的主要损坏的形式为疲劳损坏，所以应该按照输入的当量转矩d T 经行计算，d T 可按照下式求得：
1
3
3
3
3
3
123max 1122331100100100100100T T T TR e i g i g i g iR gR f f f f T T f i f i f i f i ⎧⎫⎡⎤⎪⎪⎛⎫⎛⎫⎛⎫
⎛⎫
=+++
+⎢⎥⎨⎬ ⎪ ⎪ ⎪ ⎪
⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎝⎭
⎢⎥⎪⎪⎣⎦⎩
⎭
(
式2.11)
式中：max e T ——发动机最大转矩，为539N ·m ；
1i f ，2i f …iR f ——变速器在各挡的使用率，分别取0.5、2、5、15、77.5； 1g i ，2g i …iR f ——变速器各挡的传动比，分别为6.3、5.1、3.7、2.2、1； 1T f ,2T f …TR f ——变速器在各挡时的发动机的利用率50、60、70、70、60。

经计算得T =486N m F =
12m
T
d (式2.12) 式中：
T ——作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转
矩；
1m d ——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径,
1111sin 75m d d b mm γ=-=。

按(2.12)计算主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 F =KN 75
4862⨯=12.96KN
5.2、主减速器轴承的选择和载荷的计算
当计算出齿轮上所受的圆周力、轴向力和径向力后，就可以由主减速器齿轮轴承的布置尺寸求出轴承所受的载荷[7]。

图2.7 主减速器轴承的布置尺寸
(1)主动齿轮轴承的选择与计算 初选 a=90,b=50
轴承A ，B 的径向载荷分别为
()()22
12++⎡⎤⎡⎤
=+-⎢⎥⎢⎥
⎣⎦⎣⎦
rz az m Ar F a b F a b F d F a a a
（式2.13）
2
212⎛⎫
⎛⎫=+- ⎪ ⎪
⎝⎭⎝
⎭az m rz Br F d F b Fb F a a a
（式2.14） 由于主动齿轮的轴向力和径向力分别为
()γβγαβ
cos sin sin tan cos +=
F
F az =10.34KN, ()γβγαβ
sin sin -cos tan cos rz F
F =
=2.90KN ， 所以由式（2.18）和（2.19）得: 轴承A 的径向力Ar F =20.16KN,
轴承B 的径向力Br F =7.69KN 。

轴承A ，B 的轴向载荷分别为
10.34Aa az F F KN ==
=Ba F
按照当量转矩求出轴承的径向载荷R F 及轴向载荷A F 以后，可以按照下式求
轴承的当量动载荷Q F
Q F =X
R F +Y A F
式中：X 为径向系数；Y 为轴向系数。

对于单列圆锥滚子轴承来说，当A F /R F ≤e 时，X=1,Y=0;反之X=0，Y 值见轴承手册或者产品样本。

对于轴承A ，10.340.5120.16
==〉A R F e F ，取X=0.4，Y=1.7。

所以Q F =X
R F +Y A F =0.4 20.16+1.7 10.34=25.64。

轴承的额定寿命L 计算公式为
610ε
⎛⎫=⨯ ⎪ ⎪
⎝⎭
t p f C L f Q
(式2.15)
式中：C ——为额定动载荷，N ；
t f ——为温度系数，在此取1.0；
p f ——为载荷系数，在此取1.2；
对于无轮边减速的驱动桥来说，主减速器的主动锥齿轮轴承的计算转速n 为 2.66=am
r
v n r (式2.16)
式中：r r ——轮胎的滚动半径为0.48m ；
am v ——汽车的平均行驶速度，对于载货汽车和公共汽车可取
30～35 km/h ，在此取30km/h 。

所以有上式可得n =173.47 r/min 所以轴承能工作的额定轴承寿命：
60a L nL = (式2.17)
式中: n ——轴承的计算转速，r/min ；
a L ——a am
s L v =
假设汽车行驶十万公里大修。

由上式可得轴承A 的使用寿命710000060173.47 3.471030
⨯⨯==⨯L r
代入公式(2.15)得
103
76
1.03.4710101.225.64⨯⎛⎫⨯=⨯ ⎪⨯⎝⎭
C
C=88.99KN
选定A 轴承为30310 GB/T 297-94。

对于轴承B ，由于A F /R F ≤e 所以 Q F =7.69KN 。

根据公式(2.15)得
103
7
6
1.03.4710101.27.69⨯⎛⎫⨯=⨯ ⎪
⨯⎝⎭
C C=26.69KN
选定B 轴承为 30210 GB/T 297-94。

（2）从动齿轮轴承的选择与计算 初选c=160mm,d=160mm 。

轴承C ，D 的径向载荷分别为
=Cr F
（式2.18）
=Dr F
（式2.19）
由于从动齿轮的轴向力和径向力分别为
()tan sin sin cos cos ac F
F αγβγβ
=-=2.90KN ， ()tan cos sin sin cos Rc F
F αγβγβ
=
+=10.35KN ， 从动轮齿宽中点处分度圆直径为
2222sin m D d b γ=-=400—62sin77.32°=339.51mm
所以由式（2.18）和（2.19）可得
轴承C 的径向力Cr F =9.33KN 轴承D 的径向力Dr F =7.43KN
轴承C ，D 的轴向载荷分别为Ca F =ac F =2.9KN Da F =0
对于轴承C ，
2.90.319.33
==<A R F e F ，X=1,Y=0,
所以 Q F =X R F +Y A F =1 9.33=9.33
根据公式(2-15)得：
10
3761.03.4710101.29.33⨯⎛⎫⨯=⨯ ⎪⨯⎝⎭
C C=32.44KN ，选取30212 GB/T 297-94圆锥滚子轴承。

对于轴承D ，0=<A R
F e F ，X=1,Y=0, 所以 Q F =X R F +Y A F =7.43KN
根据公式(2-15)得：
10
3761.03.4710101.27.43⨯⎛⎫⨯=⨯ ⎪⨯⎝⎭
C C=25.84KN ，同样选取30212 GB/T 297-94圆锥滚子轴承。

6、锥齿轮的材料的选择
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.锻造性能、可加工性及其热处理性能良好，热处理后变形小或者变形规律容易控制。

4.选择合金的材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而是选用含有锰、钒等元素的合金钢。

汽车主减速器锥齿轮目前常用的渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi 、20MnVB 、20MnTiB 、22CrNiMo 和16SiMn2WMoV 。

在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi 。

为了改善新齿轮的磨合，防止它在运行初期出校磨损、擦伤、胶合和咬死，锥齿轮在热处理及其精加工后，作厚度为0.005到0.020的磷化处理或者镀铜、镀锡处理。

对齿面经行应力喷丸处理，可以提高其寿命的25%。

对于滑动速度高的齿轮可以进行渗硫处理来提高耐磨性。

7、主动锥齿轮花键的设计计算
主动锥齿轮和传动轴用花键连接，本设计选用矩形花键来连接,选定的花键为小径42mm 中系列（GB/T1144-2001）,所以本设计选定的花键的基本尺寸规格为842488N d D B ⨯⨯⨯=⨯⨯⨯[8]。

对花键应该进行挤压应力和键齿切应力的验算。

挤压应力不应大于200MPa,切应力不大于73MPa 。

半轴花键的剪切应力为 3410s p T
D d zL b
（式2.20）
半轴花键的挤压应力为 322810c p T D d
zL
（式2.21）
式中：T ——主动锥齿轮计算转矩，为3396N m ；
D ——花键的外径，取48mm ；
d ——与之相配的花键孔内径，42mm ；
z ——花键的齿数，取8；
p L ——花键的工作长度取60mm ；
b ——花键的宽度为8mm ； ——载荷分配不均匀系数在此取为0.8。

代入公式2.20和2.21得
96.588.08508)4842(100033964)(1043'
=⨯⨯⨯⨯+⨯⨯=+=bj zL d D T t p j s 22.1578
.0508)4248(100033968)(10822223
'=⨯⨯⨯-⨯⨯=-=j zL d D T s p j c 所以以上数据和计算均满足要求。

参考文献
[1]王望予汽车设计[M] 北京机械工业出版社 2005
[2]徐颢机械设计手册（第3，4卷）北京机械工业出版社 1991
[3]温芳、黄华梁基于模糊可靠度约束的差速器行星齿轮传动优化设计2004.6
[4]刘惟信汽车车桥设计[M] 清华大学出版社 2004
[5]王少怀、徐东安机械设计实用手册北京机械工业出版社 2009.4
[6]王国权、龚国庆汽车设计课程设计指导书北京机械工业出版社 2009.11
[7]张炳力汽车设计合肥工业大学出版社 2011.3。