课程设计的任务：
任务安排：
已知条件：
(1)假设地面的附着系数足够大；
(2)发动机到主传动主动齿轮的传动系数0.96
η=；
w
(3)车速度允许误差为±3%；
(4)工作情况：每天工作16小时，连续运转，载荷较平稳;
(5)工作环境：湿度和粉尘含量设为正常状况，环境最高温度为
30度；
(6)要求齿轮使用寿命为17年（每年按300天计）；
(7)生产批量：中等；
(8)半轴齿轮，行星齿轮齿数，可参考同类车型选定，也可自己设
计；
(9)差速器转矩比 1.15
s=------1.4之间选取；
(10)安全系数为n=1.2-----1.35之间选取；
(11)其余参数查相关手册；
第一章主减速器齿轮设计
1.1齿轮的材料
汽车主减速器齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和l 6SiMn2WMoV等。
1.2主减速器齿轮主要参数的选择
主减速器齿轮的主要参数有主、从动齿轮齿数1z和2z、从动锥齿轮大端分度圆直径
d和端面模数n m主、从动锥齿轮齿面宽1b等。
2
1.2.1选定主减速器从动齿轮类型、精度及其材料
1）类型: 根据题目要求选用单级主减速器从动齿轮选用标准斜齿圆柱齿轮，有较大的冲击载荷故加工成齿面。
2) 精度等级：家用轿车属于轻型轿车，故选用7级精度。
综上所述主减速器主动齿轮选用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi，查表机械设计基础(第五版)表11-1有：热处理方式：渗碳淬火，其洛式硬度为56 ~62HRC，接触疲劳极限1500MPa，弯曲疲劳极限850MPa。
1.2.2主减速器主动齿轮的支撑方案选择
1.2.3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如下因素：
对于单级主减速器，当0i较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当0i≥6时，1z的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，1z最好大于5。当0i较小(如0i=3.5~5)时，引可取为7~12，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数1z，2z之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。
根据以上原则，查阅相关资料取：
主动轮齿数
z=16；
1
从动轮齿数
z=59；
2
主传动比i=3.7；
齿数比：u=59/16=3.6875；
1.3 总体设计
1.3.1 各参数的确定
各级转速：
n=4000r/min
发动机输出转速
发
变速箱输出转速（主减速器输入转速）
m in /4.91129m in /54
.34000
54
.31r r n n ==
=
发 主减速器输出转速min /24.306min /6875
.34
.911296875.310r r n n === 各级功率：
主减速器主动齿轮的功率：
kw w ax 96.7296.076N P m 1=?=*=η
发动机输出功率：
kw .47659kw 9550
4000
1429550
T P =?=
*=
发发η kw .157kw 96.076.459P P 1=?=*=η发
各级转矩：
m ?=N 142T 发
主动齿轮的转矩：m N m n P ?=??=?=
6.482N 94
.11291
.5795509550T 111 1.3.2 按齿根弯曲疲劳强度设计
按机械设计公式（6-26）[]3S F 21d 21n cos 2m ???
?
?
?Φ≥F Y Y Z Y Y KT σεβα
αβ······（3） 确定公式中各计算参数：
1）因载荷有较重冲击，由机械设计表（6-3）查得使用系数5.1K =A ，故初选载荷系数2K =
2）1T ——主动齿轮上的转矩
mm N m N m n P ??=?=??=?=
511110826.46.482N 94
.11291
.5795509550T
3）βY ——螺旋角系数，由图(6-28)查取：βY =0.90;
β为分度圆螺旋角一般选8°-20°﹙从减小齿轮的振动和噪音角度来考虑，
目前采用大螺旋角，故取β=15°) 4) εY ——重合度系数，由公式（6-13）
=+
=a
Y εε75
.025.082.700
75.175
.025.0=+
其中端面重合度a ε由公式（6-7）
βεcos 112.388.121??
????
?
???
??+-=z z a =075.115cos 591161
2.388.1=?????????? ??+-其中端面重合度βε由公式（6-21）下式中
βφπβ
εβtan d 18.30sin b 1***==
Z m
=0.318×0.6×16×tan15°=0.818 5）d Φ——齿宽系数，由表（6-6）硬齿面且非对称布置取d Φ=0.6
6）Fa Y ——齿形系数，标准齿轮，变形系数X=0，且按当量齿数v Z 由图（6-19）查得1Fa Y =2.92，2Fa Y =2.24 当量齿数：
5.71715
cos 16
cos Z Z 3
3
1
1v ===β
7.46515
cos 59
cos Z Z 33
2
2v ===β
1v Z 和2v Z 均大于17，满足不根切条件。
7）a S Y ——修正应力系数，按当量齿数v Z 由图（6-20）查得1a S Y =1.53，
2Sa Y =1.74 由机械设计基础(第五版)表11-1查得主动齿轮的弯曲疲劳强度极限
=1FE σ8502=FE σMPa
由公式（6-16）计算弯曲疲劳许用应力Fmin
N Y ][S FE
F σσ?= 式中
FE σ——弯曲疲劳强度极限，由机械设计基础(第五版)表11-1查得
=1FE σ8502=FE σMPa
N Y ——弯曲疲劳强度系数，按应力循环次数N 由图（6-21）渗碳淬火合金钢
查得1N Y =0.90 2N Y =0.91
其中由公式（6-21）有91110.535)1730016(14.911296060?=?????==h jL n N
=
=i
N N 12.6875310.5359
?=9105.1? Fmin S ——弯曲疲劳强度计算的最小系数，对于普通齿轮和多数工业用齿轮，
按一般可靠度要求，取Fmin S =1.25 代入上述确定参数计算弯曲疲劳许用应力
MPa
S MPa
S FE F FE F .861825
.1850
91.0Y ][61225.1850
09.0Y ][Fmin 22N 2Fmin 11N 1=?=?=
=?=?=
σσσσ
计算小、大齿轮的]
[a F Sa
F Y Y σ并加以比较
0073.0612
53
.192.2][111=?=F Sa Fa Y Y σ 0063.0.8
61874
.124.2][222=?=F Sa Fa Y Y σ 小齿轮数值大 将上述确定参数代入式（3）计算（按小齿轮设计模数）
[]3
S F 21d 21n cos 2m ???
?
?
?Φ≥F Y Y Z Y Y KT σεβα
αβ =3
2
25073.0016
6.08
2.7009.015cos 1026.8422????????
=3.828
按7级精度 由图（6-7）查得动载系数v K =1.12； 由图（6-10）查得齿向载荷分布系数βK =1.08；
由表（6-4）按7级精度查得齿间载荷分布系数=αK =1.2；
由公式（6-1）K=A K ×v K ×βK ×αK =1.5×1.12×1.08×1.2=2.17728 修正n m ：33t n 22.17728288.3K K m m ===3.938m m
由表（6-1），选取第一系列标准模数m=4m m 中心距()()9
.215515
cos 259164cos 2a 21=?+?=+=
βZ Z m m m
取a=156m m
确定螺旋角()()156
259164cos
arc 2cos
arc 21?+?=+=a Z Z m β=15°56′33″ 齿轮主要几何尺寸：
分度圆直径 ''33'5615cos 164cos m d 11??==βZ =66.56m m ''33'5615cos 594cos m d 22??==βZ =245.44m m 验证最小离地间隙 h=车轮滚动半径r –大齿轮分度圆半径2r
=361-245.44/2=238.28mm>190mm(图
4-2-3)合格
齿宽 48.9398.5666.0d b 1d =?=?Φ= 取40b 2= 45b 1= （为保证轮齿有足够的齿合宽度mm )10~5(b b 21+=）
1.3.3校核齿面接触疲劳强度
[]H H E u
u bd KT Z Z Z Z σβ
εσ≤±=1
22
11 确定公式中各计算参数：
1）E Z ——弹性系数，按锻钢由表（6-5）查得E Z =189.8MPa
2）εZ ——接触强度重合度系数，按端面重合度
β
ε由图（6-13）查得εZ =0.82
3）H Z ——节点区域系数，按螺旋角β且标准齿轮变位系数X=0由图（6-14）
查得H Z =2.41
4）βZ ——螺旋角系数，''33'5615cos cos ?==ββZ =0.981
5）前面已求得K =2.835，mm N T ??=5110826.4， b = 40，1d =66.56 由公式（6-11）接触疲劳许用应力Hmin
Hlim
N H Z ][S σσ?= 式中：
由图（6-15）按不允许出现点蚀，查得接触疲劳寿命系数N1Z =0.91，N2Z =0.92
[]H σ——试验齿轮的接触疲劳极限，由表（11-1）查得1Hlim σ=2Hlim σ=1500MPa
Hmin S ——接触疲劳强度计算的最小安全系数，对于普通齿轮和多数工业用齿
轮，按一般可靠度要求，取Hmin S =1 计算接触疲劳许用应力 1
1500
1.90Z ][Hmin 1Hlim 1N 1H ?=?=
S σσ==1365MPa
1
1500
2.90Z ][Hmin 2Hlim 2N 2H ?=?=S σσ==1380MPa
将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得
1081.75MPa 8756.31
8756.356
.66401026.8477281.2281.901.4282.08.1892
5=-???????=σ1H ][σ≤ 所以接触强度满足。
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
1.3.4 标准斜齿圆柱齿轮主要几何尺寸：表1-3-1
第二章 差速器的设计
2.1 差速器的功能原理 2.2差速器总体设计
2.2.1传动比的分配
一档变比54.31=i ：主传动比： 6875.30=i 总传动比： 05375.136875.354.3i 01=?=*=i i 总 2.2.2各运动参数的计 行星动齿轮的扭矩：
m N M M ?=???=**=4872.177996.06875.354.3142i w max 0η总 半轴齿轮扭矩：
差速器转矩比为3.1=S 、动载荷影响取安全系数n=1.5；
3.1==S M M S
b
···········（2-2-1） m N M M M S b .4872.17790==+····（2-2-2）
联立（2-2-1）（2-2-2）式得，S M =773.69N ·m; m N M .7973.1005b = b
M 为半轴齿轮所接收的转矩
较高转矩半轴齿轮许用安全转矩为：
m N n M M b X .696.15085.17973.1005=?=?=
差速器壳收到的转速min /17.2946875
.354.396
.04000i N 10r N w =??=*=
η总 半轴齿轮转速 021N 2=+n n
即 min /34.588min /17.2942N 20r r n =?==
2.2.3 选定差速器从动齿轮类型、精度及其材料
1） 类型: 根据题目要求选用单级主减速器从动齿轮选用标准直齿锥齿轮，有较大的冲击载荷故加工成齿面。
2) 精度等级：由于差速器轮轮齿要求精度低，轻型汽车所用的齿轮传动的精度等级范围为5~8，故选用7级精度。。
3）材料： 差速器齿轮与主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造。目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi 、22CrMnTi 和20CrMo 等，故齿轮所采用的钢为20CrMnTi ，查表机械设计基础(第五版)表11-1有：热处理方式：渗碳淬火，其洛式硬度为56 ~62HRC ，接触疲劳极限1500MPa ，弯曲疲劳极限850MPa 。
2.2.
3.1行星齿轮差速器的确定
1）行星齿轮数目的选择
依照《汽车工程手册》，轿车多用2个行星齿轮，货车汽车和越野汽车多用4个，少数轿车用个行星齿轮；根据已知条件，本设计取2个行星齿轮。 2）行星齿轮球面半径B R 的确定
差速器的尺寸通常决定于B R ，它就是行星齿轮的安装尺寸，可根据公式
3j B B T K R =来确定，
其中，B K ——行星齿轮球面半径系数B K =2.52~2.99，对于有四个行星齿轮的轿车和公路用车取小值，对于有两个行星齿轮的轿车及有四个行星齿轮的