主减速器设计说明书草书

目录目录 -PAGE2- -PAGE31- 目录摘要 IAbstract I第一章 绪论 11.1汽车主减速器的简介 11.2研究的背景及意义 11.3行星机构的发展 11.4国内外研究的现状 21.4.1国外的主减速器的研究现状 21.4.2国内主减速器的发展状况 21.5研究的方法及技术路线 21.5.1研究方法 21.5.2研究技术路线 2第二章主减速器的设计 42.1主减速器的结构型式 42.2主减速器的设计参数与计算 42.2.1载荷的确定 42.2.2基本参数的确定 62.2.3齿轮的设计计算 82.2.4齿轮的强度计算 132.2.5齿轮的材料及热处理 152.3轴承的选择 152.3.1转矩 152.3.2轴向力与径向力计算 162.3.3轴承载荷的计算及轴承的选型 16第三章差速器主要零部件的结构设计 203.1行星齿轮的设计计算 203.1.1对称式行星齿轮参数确定 213.1.2差速器齿轮几何参数的计算 233.1.3差速器齿轮的材料选择 253.2差速器齿轮的强度校核 253.3差速器十字轴的设计计算 263.3.1十字轴的分类及选用 263.3.2十字轴的尺寸设计 263.3.3轴的材料选择 263.4差速器垫圈的设计计算 273.4.1半轴齿轮平垫圈的尺寸设计 273.4.2行星齿轮球面垫圈的尺寸设计 27第四章主减速器标准零件的选用 284.1螺栓的选用 284.2螺母的选用 284.3差速器轴承的选用 28总结 28致谢 29参考文献 30本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书绪论1.1汽车主减速器的简介主减速器是驱动轿的主件。差速器的作用就是在向两边半轴传递动力的同时，允许两边半轴以不同的转速旋转，满足两边车轮尽可能以纯滚动的形式作不等距行驶，减少轮胎与地面的摩擦。普通差速器由行星齿轮、差速器壳（行星轮架）、半轴齿轮等零件组成。发动机的动力经传动轴进入主减速器，直接驱动差速器壳带动行星轮轴，再由行星轮带动左、右两条半轴，分别驱动左、右车轮。差速器是一种能使旋转运动自一根轴传至两根轴，并使后者相互间能以不同转速旋转的差动机构。一般由齿轮组成。汽车、拖拉机上的差速器位于后桥内，由差速壳、行星齿轮及半轴齿轮组成。1.2研究的背景及意义目前国内汽车的主减速器产品技术基本来自美国、德国、日本等几个传统工业国家，我国现有的技术基本上是在引进国外的基础上发展的，而且已经有了一定的规模。但是，目前我国差速器的自主研发能力仍然很弱，影响了整车新车的研发，在差速器的技术研发上还有很长的路要走。1.3行星机构的发展行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些都是由于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率流，并合理的采用了内啮合传动，从而使其具备了上述的许多优点。但是，这只是最理想的情况，而在实际应用中，由于加工误差和装配误差的存在，使得在传动过程中各个行星轮上的载荷分配不均匀，造成载荷有集中在一个行星轮上的现象，这样，行星齿轮的优越性就得不到发挥，甚至不如普通的外传动结构。所以，为了更好的发挥行星齿轮的优越性，均载的问题就成了一个十分重要的课题。在结构方面，起初人们只努力地提高齿轮的加工精度，从而使得行星齿轮的制造和装配变得比较困难。后来通过时间采取了对行星齿轮的基本构件径向不加限制的专门措施和其它可自动调位的方法，即采用各种机械式地均载机构，以达到各行星轮间的载荷分布均匀的目的。典型的几种均载机构有基本构件浮动的均载机构、杠杆联动均载机构和采用弹性件的均载机构。1.4国内外研究的现状目前汽车正在朝着经济性和动力性的方向发展，如何能够促使自己的产品燃油经济性和动力性提高是每一个汽车厂家都在做的事情，当然这是一个广泛的概念，汽车的每一个零件都在发生着变化，差速器也不例外，尤其是那些对操控性有比较高要求的车辆，要求也特别高[2]。1.4.1国外的主减速器的研究现状外国的那些差速器生产企业的研究水平很高，并且还在不断的进步。平均每年销售额18亿美金的伊顿公司汽车集团是全球化汽车零部件制造的供应商，在发动机的气体管理，变速箱，牵引力控制以及安全排放控制领域都居全球领先地位。零件的主要产品包括发动机的气体管理部分以及动力控制系统，在其中属于动力控制系统的差速器产品在同类产品中居于领先的地位。毫无疑问，更强的越野性以及安全性是差速器实现的最终目标。1.4.2国内主减速器的发展状况从目前的情况来看，我国差速器的行业已经顺利完成了由小到大的转变，正在处于由大到强的发展阶段，在转型和调整的关键时刻，提高汽车差速器的精度、可靠性是我国差速器行业的重要任务。近几年以来我国汽车差速器市场发展迅速，产品生产持续扩张，国家产业的政策鼓励一些汽车差速器产业正向高科技技术产品方向发展，我国国企企业新增的投资项目正在逐年增多[5]。1.5研究的方法及技术路线1.5.1研究方法（1）通过查阅相关资料，掌握主减速器的主要参数。（2）充分考虑已有主减速器的优缺点来确定主减速器的总体设计方案，对现有装置的不足进行分析。（3）对设计的主减速器进行修改和优化，最终设计出能满足要求的主减速器。1.5.2研究技术路线（1）根据题目和原始数据查看相关资料，了解当今国内外主减速器的发展现状及发展前景，撰写文献综述和开题报告。（2）根据产品功能和技术要求提出多种设计方案，对各种方案进行综合评价，从中选择较好的方案，再对所选择的方案做进一步的修改或优化，最终确定总体设计方案。（3）具体设计主减速器。（4）对所设计的机械结构中的重要零件进行校核计算，如齿轮、轴、轴承等，保证设计的合理性和可行性。；（5）绘制零件图、装配图，完成要求的图纸量；整理各项设计资料，撰写论文。本科毕业设计说明书附录第二章主减速器的设计2.1主减速器的结构型式主减速器的减速型式一般分为单双级减速、双速减速、单双级贯通、主减速和轮边减速等。(1)单级主减速器如图2.1所示为单级主减速器。广泛用在主减速比i<7.6的各种中、小型汽车上。图2.1单极主减速器图2.2双级主减速器(2)双级减速如图2.2所示为双级主减速器。双级主减速器一般适用于重型汽车上，本车不采用。(3)双速主减速器双速主减速器会增加驱动桥的重量，增加制造成本，并要添加较复杂的操纵器件，因此本车不采用。(4)贯通式主减速器一般情况下多桥驱动汽车会采用单级或双级贯通式主减速器。而本车为单桥驱动,因此不采用。综上所述，本车采用单级主减速器。2.2主减速器的设计参数与计算2.2.1载荷的确定（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（2.1）式中:——变速器一挡传动比取1；——主减速器传动比取6；——发动机的最大输出转矩，取240；——取=1.0，当性能系数>0时可取=2.0；（2.2）——汽车满载时的总重量取1700；所以由式（2.2）得：0.195=70.83>16即<0所以=1.0——该汽车的驱动桥数目在此取1；——传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9。根据以上参数可以由(2.1）得：==1296（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩（2.3）式中：——在此取8000N；——取=0.85；——车轮的滚动半径，滚动半径为0.334m；，——，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0。所以由公式（2.3）得:==2044（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：（2.4）式中：——汽车满载时的总重量，取17000N;——所牵引的挂车满载时总重量，；——取0.018；——取0.07；——汽车的性能系数在此取0；，——取0.9，由于没有轮边减速器取1.0；——该汽车的驱动桥数目在此取1；——车轮的滚动半径，滚动半径为0.334m。所以由式（2.4）得：==555.182.2.2基本参数的确定（1）主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：①为了磨合均匀，，之间应避免有公约数；②为了保证齿面重合度、轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应大于等于40；③一般不小于6，这样才可以保证齿轮啮合完全；④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；⑤对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。（2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，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（2.5）——直径系数，一般取13.0～16.0；——从动锥齿轮的计算转矩为和中的较小者取其值为1296；由式（2.5）得：=（13.0～16.0）=（141.7～174.4）；初选=160则齿轮端面模数=/=160/42=3.81==423.81=159.95（3）主，从动齿轮齿面宽的选择。根据双曲面齿轮的几何特性可知,双曲面小齿轮与大齿轮相比其齿面宽要较大。一般取大齿轮齿面宽=0.155=0.155159.95=24.79mm，小齿轮齿面宽=1.1=1.124.79=27.27mm（4）螺旋角的选择汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角多为35°～40°。主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:=++（2.6）--主动轮中点处的螺旋角，mm；，——主、从动轮齿数；分别为7，42；——双曲面齿轮偏移距,30mm；——从动轮节圆直径，159.95mm；由式（2.6）得:=++=55.10从动齿轮中点螺旋角可按下式初选:——双曲面齿轮传动偏移角的近似值；——双曲面从动齿轮齿面宽为38.09mm；=-=55.10°-=37.64°、从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。平均螺旋角===46.37°。（6）螺旋方向的选择。图2.8双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力如图2.8所示，轴向力的方向受螺旋方向和双曲线齿轮的影响。（7）法向压力角由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，在此选用20°的平均压力角。2.2.3齿轮的设计计算（1）大齿轮齿顶角与齿根角图2.9（a）标准收缩齿和（b）双重收缩齿为了得到良好的收缩齿，大齿轮齿顶角和齿根角,按照以下方法进行计算。①用标准收缩齿公式来计算及（2.6）（2.7）（2.8）（2.9）（2.10）（2.11）（2.12）（2.13）（2.14）由（2.6）与（2.14）联立可得:（2.15）（2.16）（2.17）（2.18）（2.19）式中：,——小齿轮和大齿轮的齿数；——大齿轮的最大分度圆直径,已算出为159.95mm；——大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径；——在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距mm；——大齿轮齿面宽中点处的齿工作高；——大齿轮齿顶高系数取0.15；——大齿轮齿宽中点处的齿顶高；——大齿轮齿宽中点处的齿跟高；——大齿轮齿面宽中点处的螺旋角；——大齿轮的节锥角；——齿深系数取3.7；——从动齿轮齿面宽。所以：②计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和。③（2.20）（2.21）（2.22）（2.23）由式（2.19）与（2.23）联立可得:（2.24）——刀盘名义半径,按表选取为60mm——轮齿收缩系数（2）大齿轮齿顶高（2.30）（2.31）——大齿轮节锥距.由式（2.30），（2.31）得：（3）大齿轮齿跟高.（2.32）——大齿轮齿宽中点处齿跟高由式（2.32）得：（4）径向间隙（5）大齿轮齿全高（6）大齿轮齿工作高（7）大齿轮的面锥角（8）大齿轮的根锥角（9）大齿轮外圆直径（10）小齿轮面锥角（11）小齿轮的根锥角（12）小齿轮的齿顶高和齿根高齿顶高:齿根高；表2.2主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表[5]序号项目符号数值1主动齿轮齿数72从动齿轮齿数423端面模数3.80mm4主动齿轮齿面宽41.90mm5从动齿轮齿面宽38.09mm6主动齿轮节圆直径26.60mm7从动齿轮节圆直径159.95mm2.2.4齿轮的强度计算1．齿轮的损坏形式及寿命齿轮的损坏形式有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。在长期工作条件下，齿根始终处于应力集中，超过材料极限载荷时在齿根产生裂纹。随着时间的推移，裂纹会扩大，最后整颗牙齿都会破裂。由于断口逐渐增大，断口表面不断摩擦，形成一个明亮的端面，这是疲劳断裂的特征。由齿轮表面反复高压接触引起的表面疲劳。它通常始于小齿轮圆下面的根部区域，小齿表面裂缝发展成浅坑，称为点腐蚀。它通常首先在几颗牙齿上生产。当齿轮继续工作时，它会逐渐扩大。在最后阶段，齿轮会很快损坏或破裂。2.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N／mm(2.33)式中：P——作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax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，在此取38.09mm.按发动机最大转矩计算时N／mm（2.34）式中：——发动机输出的最大转矩，在此取240；——变速器的传动比在此取1；——主动齿轮节圆直径，在此取26.60mm；按式（2.34）得：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。（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/（2.35）式中：——该齿轮的计算转矩，N·m,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，——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，＝1.00～1.10式式支承时取1.10～1.25。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;——计算齿轮的齿面宽38.09mm;——计算齿轮的齿数7;——端面模3.80mm;——取=0.28N·m<210N/N·mN/<700N/所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。(3)轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为N/(2.36)式中：——主动齿轮的计算转矩；——材料的弹性系数，取232.6/mm;，，——见说明;——尺寸系数，取1.0;——表面质量系数，取1.0;——=0.17。按计算：=2027<2800N/按计算：=1109<1750N/所以满足强度要求2.3轴承的选择2.3.1转矩为了计算作用在齿轮上的圆周力，首先需要确定计算出的扭矩。实践表明，轴承的主要损伤形式是疲劳损伤，所以应根据等效的转矩输入进行计算。通过按压可计算出主减速器主动锥齿轮上的等效转矩。:经计算为261Ｎ·ｍ2.3.2轴向力与径向力计算图2.12主动锥齿轮齿面的受力图（2.39）（2.40）（2.41）作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R为（2.42）（2.43）由式（2.42）可计算10.80KN由式（2.43）可计算=2.06KN2.3.3轴承载荷的计算及轴承的选型(1)主动齿轮轴承的选择初选a=65,b=40轴承A，B的径向载荷分别为（2.44）（2.45）已知=10.80KN，=2.06KN，a=65mm,b=40mm,所以由式（2.44）和（2.45）得:轴承A的径向力轴承B的径向力KN轴承A，B的径向载荷分别为KN对于轴承A，承受轴向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=XR+YAQ——当量动载荷X——径向系数Y——轴向系数此时X=0.4，Y=1.9[6]所以Q=16.83×0.4+10.8×1.9=27.25根据公式：(2.46)式中:——为温度系数，在此取1.0;——为载荷系数，在此取1.2ε——寿命指数，取ε=所以==2.703×10s假设汽车行驶十万公里大修，对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的主动锥齿轮轴承的计算转速为(2.47)式中：——轮胎的滚动半径为390mmn——轴承计算转速——汽车的平均行驶速度取35km/h。所以有上式可得==238.72r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命：h(2.48)式中:——轴承的计算转速，r/min。由上式可得轴承A的使用寿命代入公式(2.46)得C=97.86KNA轴承选32307GB/T297-94[6]对于轴承B，承受径向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=XR+YAQ——当量动载荷X——径向系数Y——轴向系数Q=7.02KN根据公式(2.46)得C=25.66KNB轴承选30208GB/T297-94[6]（2）从动齿轮轴承的选择初选c=75mm,d=85mm.KN从动齿轮轴向力(2.49)——从动齿轮中点螺旋角，其值为34.23°；——从动齿轮根锥角，其值为70.78°。KN从动齿轮径向力KN从动轮齿宽中点处分度圆直径mm对于轴承C,径向力(2.50)KN轴向力当量动载荷Q=XR=YA其中e=0.3[6]此时X=1,Y=0,所以Q=9.42KN。根据公式(2-46)得：C=28.56KN选取30210圆锥滚子轴承[6]。对于轴承D,径向力(2.51)KN轴向力FAc=0当量动载荷Q=XR=YAe=0.3[6]此时X=1,Y=0,所以Q=6.47KN。根据公式(2.46)得C=24.52KN轴承D选取30210圆锥滚子轴承[6]。第四章主减速器标准零件的选用4.1螺栓的选用螺栓的种类很多，随着机械及其他相关行业的发展，对螺栓的要求也越来越高，既要要求螺栓具有较高的强度又要其精密度高。目前常见的螺栓有六角头螺栓（全螺纹）、六角头铰制孔用螺栓、六角头螺杆带孔螺栓等。现在生产螺栓的原材料一般是碳素钢、不锈钢、铜三种，为了加强螺栓的强度，此次选用的是碳素钢。4.2螺母的选用现在一般生产地螺母原材料一般是碳素钢、不锈钢、铜三种，为了加强螺栓的强度，此次选用的是碳素钢。4.3差速器轴承的选用轴承是支撑着轴的零件。由差速器和半轴的计算数据可取差速器轴承外径为80mm左右，内径为50mm左右。参考《机械设计课程设计手册》选取的圆锥滚子轴承的型号是7510EGB/T2971994.总结从我接到毕业设计起，自己心里面都在打鼓，现在是验证自己在大学期间学习内容的时候。从设计最初的构思到论文的逐步成型，从零件图的绘制到零件的三维模型的建立，让自己在制作过程中将学习到的内容更加的深入的了解。也让自己明白了自己的不足之处。在论文的书写过程中，从零部件的材料选择，到零件的尺寸设计，到零件的最终确定，自己都是进行逐一的分析，这段时间内也是长时间泡在图书馆，不断地去查找相关的资料，不断的学习，吸收新的知识，对论文的修改也是一次一次的进行。很多时候，遇到自己不懂不明白的地方，往往都在一瞬间想放弃的时候，还是被自己一次次的说服，想着不能就这么就放弃，这样，让自己一步步的坚持下来了。看着自己完成的论文，图纸，犹如自己的荣誉一般，很开心自己在这段时间的付出是有成绩的。在这段时间内，我不断的与我的指导老师对接相关内容，很多的计算，图纸的绘制，自己都是不懂得，或者十不完善的，是我的指导老师不断的对其进行启发，不断的进行指导，很多时候他不是点对点的对问题进行指导，而是从大面上对我的设计进行分析，进而一步一步的进行牵引，不断的给自己一些启发，让我自己能够理解或者明白自己哪方面做的不对。在这一方面我就特别的佩服我的指导老师，他让我的思维不在进行固化，让我的思维形成发散式，往往能够很好的抓住自己的问题，这在以后的生活中，学习中也是一项很好的技能，也能给自己带来意想不到的收获。现在，毕业设计这一份大学学习内容的试题我已经通过自己的不谢努力完成了，在以后的生活中，工作中会不断的遇到这个那个的试卷，需要我们不断的去面对，去解决，这样就需要我们在面对这些事情的时候，不畏艰难，勇与寻找突破口，不在出现逃避问题的想法，这样将是自己在人生中的一项重大的成就。很多时候，往往自己在人生的十字路口不知道该如何的抉择，这个时候就需要那个给你指导迷津的人，在大学这个小社会里面，同学，朋友，老师都是那个给予一点亮光带你走出困境的人。在以后的人生中我们往往要怀着感恩的心去面对他们，给予自己最真诚的帮助。致谢转眼之间，时间过得真快，马上快到了所谓的毕业分手季，很多的大学学子都认为六月是个痛苦、黑暗的季节，俗称“黑色六月”，感觉这个词对于我们将要毕业的学生来说真的很贴切，四年的时间准眼就过去啦，感觉时间在自己的身上不留一点的痕迹，还没有享受够这热闹繁华的大学生活，自己都要即将离开，离开这熟悉的人和物，离开与自己朝夕相处的宿舍楼，教学楼。感慨下，虽然自己在大学期间学习成绩还是一般，但是自己还是把打扮的时间奉献给了教学楼。现在自己的毕业设计已经完成，意味着我的大学生涯也是走到了尾声，看到大学校园里面很对的学生都开始着毕业照的拍摄，自己那种伤感之情还是不断的涌上心间。尽管老师和同学们一遍遍的说着以后还会在见面的，约定一年的时间我们再哪相聚一次，其实很多人的心里面都明白，这个只是一个安慰，以后没人的生活都遍布天南海北，想要全部的人员聚在一起的可能性太小啦，但我们还都做着这样的一个梦，期待着能够再次相见。在这个日子里面，最不舍的是我的舍友，同学和老师们，在大学的这个时间段内，与我朝夕相处最多的还是他们，有深厚感情的也是他们，最不舍的也是他们。老师在我遇到疑难问题的时候能够不断的给我答疑解惑，有的时候甚至牺牲自己的休息时间，虽然自己有的时候还是时不时的翘课，但是老师们那种对待工作的热情，对待学生的宽容态度还是让我感到敬佩。我的舍友们，是我情感的最直接的发泄人，在我遇到问题的时候，在我因为某些事情开心，难过的时候，他们往往是我第一个倾诉的对象，犹记得我们有的时候晚上聊天到半夜，被宿管阿姨谴责的场景，也记得自己在难过的时候，他们一个个义愤填膺嚷嚷着给我报仇的场景，这样一幕一幕的场景出现在我的眼前，感觉他们在我的心中不在