驱动器主减速器设计说明书.docx

1、名目1主减速器的设计21.1汽车的主要参数21.2主减速器构造形式确实定31.2.1主减速器的轮齿类型的选择31.2.2主减速器减速形式的选择51.2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择61.3主减速器根本参数的选择与设计计算71.3.1主减速齿轮计算载荷确实定71.3.2主减速器锥齿轮几何尺寸的计算141.3.31.3.3“格里森”制主减速器锥齿轮强度计算17221.3.4主减速器锥齿轮轴承的计算211.3.5主减速器轴承的选择和载荷的计算与座孔之间的协作紧度有关。当承受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

2、，从而增加支承刚度。悬臂式支承构造简洁，支承刚度较差，用于传递转矩较小的主减速器上。2）跨置式.bJ2.3臀置式支承如图2.3所示，跨置式支承的构造特点是在锥齿轮前、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，因此齿轮的承载力量高于悬臂式。但是跨置式支承增加了导向轴承支座，使主减速器构造简单，本钱提高。乘用车和装载质量小的商用车，常承受构造简洁、质量较小、本钱较低的悬臂式构造。本设计承受构造较为简洁的悬臂式支承，以降低其本钱。1.3主减速器根本参数的选择与设计计算1.3.1主减速齿轮计算载荷确实定除了主减速比及其驱动桥的离地

3、间隙以外，另一个原始参数是主减速器的齿轮的计算载荷。这里承受“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T”=K/XXi.Xi.XfnXTJn式2.1)式中:i.变速器一挡传动4.896；主减速器传动比在此取4.875；Tg发动机的输出的最大转矩，在此取108Nm;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制1195车取K二1.0,当性能系数威0时可取匕=2.0；当0.195皂16Tg当0.195色岂16式2.2)mc汽车满载时的总质量在此取2000k铲所以K=1.0

4、;0.9；0.9；*传动系上传动局部的传动效率，在此取if分动器传动比，取lo依据以上参数可以由（2.1）得：cs=1X1O8X4.896X1X4.875XO.9=232onf2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,鳗=2000x9.8x0.75N=14700N；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1.1-1.2此取1.2；P轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的大路用汽车,取p=0.85；对越野汽车取（P=1.0；对于安装特地的肪滑宽轮胎的高级轿车取cp=1.25；在此取(p=0.85；弓车轮的滚动半径，为

5、0.295m；而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lo所以由公式2.3）得:IX66E,EE-NZ寸16寸nnS6ZOXZIXS8OXss3号；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力量系数有关，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，Ft=20000X(0.018+0.07)=1760N1760X0玲=康治=576咨5八二川让略，躇J二2320N.E作为计算载荷，主动锥齿轮:侦盅二501N.ru。/砂N.m主减速器锥齿轮根本参数

6、的选择1)主、从动锥齿轮齿数石和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑以下因素： 为了磨合均匀，Z,Z2之间应避开有公约数；为了得到抱负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乏强度对于商用车一般不小于6；主传动比较大时，Z】尽量取得小一些，以便得到满足的离地间隙; 对于不同的主传动比，Z和Z2应有适宜的搭配。对于本设计，选定主动锥齿轮Zj9,从动锥齿轮Z2=44。2)从动锥齿轮大端分度圆直径路和端面模数m对于单级主减速器,对于单级主减速器,对驱动桥尺寸有影响，增大尺寸踢会影响驱动桥壳的离地间隙，减小，媒又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空

7、间和差速器的安装。媒可依据阅历公式初选，即。2=%廊式2.5)式中：K%直径系数，一般取13.015.3,取15；Tc从动锥齿轮的计算转矩，为2320nm;由式(2.5)得：骑二15V2320mm=198.6mm,取整为199,齿轮端面模数=D2/Z2=199/44=4.5mmo同时ms满足ms=(式2.6)电匕模数系数电通常为0.30.4),取0.4。ms=KmV7；=5.3mm取两个计算结果中的较小值并且取整为m=5皿，重新计算断面直径为霍220mm,=45mmo驱动桥主减速器设计说明书摘要：主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动机纵置的汽车来说，主减速器还利用锥齿轮传

8、动以转变动力方向。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，也可以使变速箱的尺寸、质量减小，操纵省力。主减速器可依据齿轮类型、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，我们把握了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)】108/32003）主，从动齿轮齿面宽如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

9、，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、热处理变形等缘由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乏损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿外表的耐磨性和轮齿的强度会降低。从动锥齿轮齿面宽推举踞不大于它的节锥距的0.3倍,但同时也应当满足小于10倍的端面模数。从动锥齿轮齿面宽猫推荐值为：哆=0.155D=0.155X176mm=27.28mm,取30,对于螺旋锥齿轮齿轮b】一般比思大10%。齿面宽如二1.1场二1.1X30二33mm。4）螺旋角B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

10、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3540,轿车选择较大的B以保证较大的与，使运转平稳，噪声小；货车选择较小的B以防止轴向力过大，通常取35o综上分析对于本设计范例选择螺旋角阡35。5）螺旋方向的选择主动齿轮旋转方向主动齿轮旋转方向主动齿轮旋转方向主动齿轮旋转方向轴向推V力主动齿轮旋转方向轴向推u力主动齿轮旋转方向A轴向|推!力图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

11、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、从动齿轮有分别的趋势，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，承受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，削减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承受小压力角，可以使齿轮运转平稳,噪声低。对于孤齿锥齿轮,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22.5o在此选用20的平均压力角。1.3.2主减速器锥齿轮

12、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y=arctanz/zii2113y=90-Y219Z1A=d/2sinyn1ZjZ3t=3.1416m4m5b20a7h=Hm8gi9h=Hm21011d=mz12ii注释小齿轮齿数大齿轮齿数模数大齿轮齿面宽压力角齿工作高h，h查表2.2取1.65g1齿全高h，H查表2.2取1.8322轴交角X小齿轮分度圆直径小齿轮节锥角大齿轮节锥角节锥距周节h”=Km1.9mm大齿轮齿顶高h”，K查表2.2取0.3815hj=如_hA6.35mm小齿轮齿顶高h1*1-11r，.attt续表2.1序号28计算公式022117h=hIty=y-8

13、ri11182922y=y-6R22219c=nngd=d+2hcosy208=0111121nh/Aid=d+2hcosY2202222236=arctanh/24A220d25Y=K2tt!tryZii26Y有ndX=i-hwsiny02222u112s=Sm2k27Y=I6数值7.26mm注释0.91mm1.78大齿轮齿根高4.616.16径向间隙80.229.7873.8450.5mm小齿轮齿根角220.76mm大齿轮齿根角109.44mm小齿轮面锥角20.64mm大齿轮面锥角4.3mm小齿轮根锥角大齿轮根锥角小齿轮外缘直径大齿轮外缘直径小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离大齿轮节锥顶点至齿轮

14、外缘距离大齿轮理论弧齿厚s，S查表2.3取0.8630S=t-S1211.41mm小齿轮理论弧齿厚31p35螺旋角表2.2载货、公共、牵引汽车或压力角为20的其他汽车螺旋锥齿轮的H、H和K12a主动齿轮齿数Z537891011T从动齿轮最2大齿轮有顶小齿数Z2min法向压力角高系数Ka螺旋角P|A|1FRI数H1齿全高系数H/31343033293226203540。.娜1.501.561.6100001.581.661.73.88886380.160.210.270.32.46+.39zz)21表2.3螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿厚s351.651.681.9510061.831.861.88

15、12520.380.430.490067891011300.9110.9570.9750.9971.0231.05：5400.8030.8180.8370.8600.8880.91(UUU./4:0U./U/U./U.。乙。U.注U.P46600.7150.7290.7770.8280.8830.9451.3.3“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，可以依据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，之后依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乏折断、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

16、算1）单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的外表耐磨性，经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，即传动系传动比:一档4.896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（式2.7）式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩71emax力矩。2阵两种载荷工况进展计算，N；和最大附着式蹈从动齿轮的齿面宽。按发动机最大转矩计算时p=2S咛k或x103n/mm2.8)式中:Tg发动机输出的最大转矩，在此取108Nm;a变速器的传动比在此取4.896；D.主动齿轮节圆直径，在此取45mm；1X45X30按式2.8）得：

17、p=汕竺*竺竺竺x103=705.24N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%。阅历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/mm2_2xlQaXTcK0KsKmoKvbDmJ式2.9)式中：T该齿轮的计算转矩，几，=2320N-m,Tcf=576.9Nm；Ko超载系数；在此取L0；匿尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关,m当mz1.6时，K=4既，在此为0.666；SV25.4载荷安排系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，K=m1.001.10跨置式支承时取1.101.2

18、5。支承刚度大时取最小值；町质量系数，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二0.26。6050403020相咽合另一齿轮的齿败之矽一一以犯营部IIII50.120.16300.20图2.5计算用弯曲综合系数J按7”=576.9N川计算疲乏弯曲应力200OXS76.9X1X0.666Xl.l1x30x220x5x26=98

19、.5N/mm2210%m2按鲜血；=2320Nni计算疲乏弯曲应力700N/mm2700N/mm22000X2320X1X0.666Xl.lggg2N/1X30X220X5X0.26m012所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。(3)轮齿的外表接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为”3迎*即2.10)式中：T主动齿轮的计算转矩；弓一一材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6n；/mm；k。，魅，km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，在缺乏阅历的状况下，可取1.0；-外表质量系数，打算于齿面最终加工的性质如铳齿，磨齿等）,即外表粗糙度及外表掩盖层的性质如镀铜，磷化处

20、理等）。一般状况下，对于制造准确的齿轮可取1.0；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、轮齿间的载荷安排系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图2.9选取J=0.132。70.1600.1200.140大齿轮肯教。3035404550556098ue五金史w60.100图2.6接触计算用综合系数图2.6接触计算用综合系数按计算:232.62X501X1X0.666XL1X1lx30xai32x103=2225e,取X=0.4,Y=1.7o所以踞二X喉+Y既二0.4X27.4+1.7X14.9=36.3。轴承的额定寿命L计算公式为/tfpQ/

21、tfpQsX106（式2.15）式中：C为额定动载荷，N；为温度系数，在此取1.0；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_Z66vamn式中：弓-轮胎的滚动半径为0.294m；-一汽车的平均行驶速度，对于载货汽车和公共汽车可取3035km/h,在此取30km/ho所以有上式可得n二16.3r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命：L=60nLa（式2.17）式中：n轴承的计算转速，r/mih1016-3=3.3xl06rLa人=工假设汽车行驶十万公里大修。由上式可得轴承A的使用寿命代入公式(2.15)得3.3X106=)；x106V1.2X

22、36.3/062.3KN选定A轴承为33206GB/T297-94。对于轴承B,由于贱/e所以=12.4KN依据公式(2.15)得103.3X106=(10xCyX106X1.2X12.4/选定B轴承为33206GB/T297-94。2）从动齿轮轴承的选择与计算初选c=160mm,d=160mmo轴承C,D的径向载荷分别为p1(服丫iFrcd1CrycdJLc+d2(c+d).匚fFcVIFcFDI=I+rcacm2听VC+dJ|_c+d2(c+d)由于从动齿轮的轴向力和径向力分别为FF=(tanasinysin/?cosy)=14.4cosA对于轴承D,=0,X=0.4,Y=l.6,Fp14

23、.3所以Fq=XFr+y己=0.414.3+1.6x14.4=28.7依据公式(2-15)得:33乂1。6=倍)106C=49.3取30212GB/T297-94圆锥滚子轴承。式2.18)式2.19)依据公式(2-15)得:33X讨=(矗)半X讨029.4KN,同样选取30212GB/T297-94圆锥滚子轴承。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，而是渐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、制造也简洁。但是在工作中噪声大，对啮合精度格外敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便

24、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，必需将支撑轴承预紧，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一样时，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别的要求。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，承受双曲面齿轮更为合理。由于假设保持两种传动的主动齿轮直径一样，那么双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥i=L囚轮的要小的多，这对于主减速比i34.5的传动更加有其优越性。当传动0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，由于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