主减速器的设计之打印稿

1、 题 目: 驱动器主减速器设计说明书 小 组: 第三组 组 长: 李状 组 员:张大猛 杨叶飞 张明 吴宇明 王飞 周艺伟陈卫宁 专 业: 车辆工程 班 级: 车辆111 指导教师: 邱威 职称: 讲师 2014 年06月10日南京农业大学教务处制目录1主减速器的设计21.1汽车的主要参数21.2主减速器结构形式的确定2主减速器的轮齿类型的选择2主减速器减速形式的选择3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择41.3主减速器基本参数的选择与设计计算5主减速齿轮计算载荷的确定5主减速器锥齿轮几何尺寸的计算8“格里森”制主减速器锥齿轮强度计算11主减速器锥齿轮轴承的计算13主减速器轴承的选择和载荷的

2、计算14驱动桥主减速器设计说明书摘要：主减速器可根据齿轮类型、减速器形式以及主、从动齿轮的支承形式不同分类关键词：减速器；齿轮；传动；载荷；引文：通过此次对汽车主减速器的设计，我们掌握了1 主减速器的设计1.1 汽车的主要参数给定的参数如下：发动机型号CS475Q 发动机最大转矩【Nm / (r/min)】108/3200传动系传动比：一档4.896 主减速比4.875驱动轮类型与规格 5.513汽车总质量（kg） 2000 使用工况：城乡1.2 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。1.2.1 主减速器的轮齿类型的选择主减速器的齿轮

3、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。a 螺旋锥齿轮 b 双曲面齿轮 c圆柱齿轮传动 蜗杆传动 图2.1 主减速器的几种齿轮类型（1）螺旋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，

4、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

5、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

6、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。1.2.2 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

7、。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<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。1.2.3 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：（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

8、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

9、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。1.3 主减速器基本参数的选择与设计计算1.3.1 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。（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 （式2.1）

10、式中：变速器一挡传动4.896； 主减速器传动比在此取4.875； 发动机的输出的最大转矩，在此取108； 由于猛接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=1.0，当性能系数>0时可取=2.0；（式2.2）汽车满载时的总质量在此取2000=0 所以=1.0；传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；分动器传动比，取1。根据以上参数可以由(2.1）得：（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （式2.3）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷, =2000Í9.8Í0.75N=1470

11、0N；最大加速时后轴负荷转移系数，一般乘用车为1.21.4，货车为1.11.2此取1.2； 车轮的滚动半径，为 0.295m； 主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率，此取0.9； 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:(3)按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩其中为汽车日常行驶平均牵引力（N），与道路滚动阻力系数和汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数有关，前者对于载货汽车可取0.0150.020，在此取0.018；后者对于载货汽车可取0.050.09在此取0.07。因此，=min,=2320N.m作为计算载荷，主动锥齿轮： =501N.m。，主减速器锥齿轮基本参数的

12、选择 （1）主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑以下因素：为了磨合均匀，之间应避免有公约数；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；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6；主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配5。对于本设计，选定主动锥齿轮=9，从动锥齿轮=44。 （2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数m对于单级主减速器，对驱动桥尺寸有影响，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小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的安装。可根据经验公式初选，即 （式2.

13、5）式中：直径系数，一般取13.015.3，取15；从动锥齿轮的计算转矩，为2320；由式（2.5）得： =15Ímm=198.6mm，取整为199,齿轮端面模数 =199/44=4.5mm。 同时满足 (式2.6) 模数系数（通常为0.30.4），取0.4。 =5.3mm取两个计算结果中的较小值并且取整为=5mm，重新计算断面直径为=220mm , =45mm。（3）主，从动齿轮齿面宽和 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

14、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。 从动锥齿轮齿面宽推荐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。从动锥齿轮齿面宽推荐值为: =0.155D2=0.155176mm=27.28mm，取30，对于螺旋锥齿轮齿轮一般比大10%。齿面宽=1.1=1.130=33mm。（4）螺旋角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

15、螺旋角或者双曲面齿轮的平均螺旋角一般是35°40°，轿车选择较大的以保证较大的，使运转平稳，噪声小；货车选择较小的以防止轴向力过大，通常取35°。综上分析对于本设计范例选择螺旋角=35°。（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，

16、采用的主动锥齿轮为左旋使轴向力离开锥顶方向。（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°。1.3.2 主减速器锥齿轮几何尺寸的计算表 2.1 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表序号计算公式数值注 释19小齿轮齿数244大齿轮齿数35mm模数430mm大齿轮齿面宽520

17、76;压力角68.25mm齿工作高,查表2.2取1.6579.16mm齿全高,查表2.2取1.832890°轴交角945mm小齿轮分度圆直径1011.56°小齿轮节锥角1178.44°大齿轮节锥角1290mm节锥距1315.708mm周节141.9mm大齿轮齿顶高,查表2.2取0.38156.35mm小齿轮齿顶高162.81mm小齿轮齿根高续表 2.1序号计算公式数值注 释177.26mm大齿轮齿根高180.91mm径向间隙19178º小齿轮齿根角204.6°大齿轮齿根角2116.16°小齿轮面锥角 2280.22°大齿轮面

18、锥角239.78°小齿轮根锥角2473.84°大齿轮根锥角2550.5mm小齿轮外缘直径26220.76mm大齿轮外缘直径27109.44mm小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离2820.64mm大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离294.3mm大齿轮理论弧齿厚，查表2.3取0.863011.41mm小齿轮理论弧齿厚3135°螺旋角表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、和主动齿轮齿数567891011从动齿轮最小齿数34333231302926法向压力角20º螺旋角 35°40°35°齿工作高系数1

19、.4301.5001.5601.6101.6501.6801.9561.700齿全高系数1.5881.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888大齿轮齿顶高系数0.1600.2150.2700.3250.3800.4350.4900.46+表2.3 螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿厚z 67891011300.9110.9570.9750.9971.0231.053400.8030.8180.8370.8600.8880.948500.7480.7570.7770.8280.8840.946600.7150.7290.7770.8280.8830.9451.3.3 “格里森”

20、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。 主减速器双曲面齿轮的强度计算（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 (式2.7)式中：p作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，N； 从动齿轮的齿面宽。 按发动机最大转矩计算时 Nmm （式2.8）式中： 发动机输出的最大转矩，在此取

21、108； 变速器的传动比在此取4.896； 主动齿轮节圆直径，在此取45mm；按式（2.8）得：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。（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 N/ （式2.9） 式中：T该齿轮的计算转矩， =2320 N·m, 576.9 N·m； 超载系数；在此取1.0； 尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关， 当时，在此为0.666；载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.10跨置式支承时取1.101.25

22、。支承刚度大时取最小值； 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30mm；D大齿轮直径为220mm；m端面模5mm；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=0.26。 图2.5 计算用弯曲综合系数J按576.9 N·m 计算疲劳弯曲应力98.5 N/< 210 N/ 按2320N·m计算疲劳弯曲应力396.2N/< 700 N/所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。(3

23、) 轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为 (式2.10)式中：T主动齿轮的计算转矩；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6/mm； ，见式(2.9)下的说明； 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； 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=0.132。图2.6 接触

24、计算用综合系数按计算： <2800N/按计算：所以所设计的主减速器齿轮满足接触强度要求。1.3.4 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。 (式2.12)式中：T作用在该齿轮上的转矩，作用在减速器从动锥齿轮上的当量转矩；该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径, 。 按(2.12)计算主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 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。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 （式2.13） （式2.14） 由于主动齿轮的轴向力和径向力分别为,所以由式（2.18）和（2.19）得: 轴承A的径向力=27.4KN,轴承B的径向力=30.9KN。 轴承A，B的轴向载荷分别为 按照当量转矩求出轴承的径向载荷及轴向载荷以后，可以按照下式求轴承的当