《轻型商用车主减速器设计》9200字（论文）

1引言 11.1本设计的背景和意义 11.2汽车主减速器的国内外现状及未来的发展趋势 11.3本设计的主要内容 22主减速器的设计 32.1主减速器的结构型式选择 32.1.1汽车主减速器的分类 32.1.2主减速器齿轮类型的确定 42.1.3主减速器主、从动齿轮支承方案选择 42.2主减速器基本参数和承受载荷的计算 52.2.1主减速比的确定 52.2.2主减速器计算载荷的确定 52.2.3主减速器主、从动锥齿轮参数的选择 72.2.4主减速器锥齿轮几何尺寸的确定 92.3主减速器齿轮强度校核及计算 122.4主减速器齿轮的材料选择 143主减速器轴承的选择与校核 153.1主减速器齿轮受到的径向力和轴向力 153.2轴承的选择与校核 153.2.1主动锥齿轮轴承的确定与校核 163.2.2从动锥齿轮轴承的确定与校核 174轴的设计与校核 194.1确定计算转矩 194.2齿宽中心处的圆周力 194.3主动锥齿轮轴的参数设计 194.4主动锥齿轮轴的校核 20结论 22参考文献 231引言1.1本设计的背景和意义步入新世纪以后，随着中国经济实力和科技水平的不断提高，中国在汽车工业中所占的比重将进一步增大，汽车需求的不断增长和汽车市场的不断发展将促使中国成为世界上越来越重要的市场之一。主减速器在汽车动力系统中扮演着一个极其重要的角色，它在驱动桥中的作用是增矩减速。随着信息、自动化和计算机等技术水平的不断提高，对主减速器产品质量问题进行深入研究，更有利于促进我国汽车工业的发展，成为推动我国汽车工业进步的关键。1.2汽车主减速器的国内外现状及未来的发展趋势随着互联网信息技术的飞速发展和不断进步，新的制造理论、新的制造材料、新的制造工艺层出不穷，汽车工业在这一时期也面临着新的快速发展的巨大机遇和严峻挑战，因此汽车的核心零部件——主减速器也面临着新的要求。根据最新资料显示，2018年全世界汽车销量总计9335万辆，其中中国汽车销售量直接占据了全球汽车销量的将近三分之一，要知道在2007年中国汽车销量还未突破千万大关，然而仅仅过去了十一年的时间，中国汽车销量就增长了3倍还多。由此可以看出，我国今后的汽车销量在世界汽车销量中占据的比重将会越来越大。但是与国外相比，目前我国汽车产业的发展水平，尤其是在主减速器方面，无论是在技术、制造工艺上还是在生产成本和质量控制等各个环节上都还存在较大差距，并且由于国内市场竞争不充分，发展周期短，供应严重依赖外资合资企业，导致了国内企业规模效益和专业化程度不高，产品技术含量低的状况，无法满足规模化、低成本化的发展要求，最终形成了主减速器发展明显落后于汽车整车发展的尴尬局面。与之相反的是，由于提出了新的竞争要求，以欧美为代表的国外汽车市场正在蓬勃发展。很明显，全球的汽车零部件公司正在脱离成品车企业，各个汽车零部件公司正在与汽车零部件公司建立平等的合作和战略伙伴关系。特别是日本汽车业不断加强与汽车零部件公司的战略合作，进一步发展自身力量，寻找合作伙伴，逐步消除“垂直整合”模式，并继续“水平整合”。如今世界各国齿轮减速器一直在向着六个高峰、两个低谷、两个现代化方向不断推进，简而言之，高水平、高性能、高运输力、高可靠性、高效率、高精度、低成本、低噪音以及多样化和标准化的新要求都将促使我国主减速器行业处于一个瞬息万变的环境之中，所以我国更应该与时俱进，及时地充分利用现代计算机技术、信息系统技术和工业自动化技术，加快技术创新，优化和改革汽车行业结构，提高管理水平，开发适合我国国情的主减速器，早日缩小国内外差距，争取设计上的新突破。1.3本设计的主要内容本论文设计的是轻型商用车的主减速器，本设计的主要内容是主减速器的齿轮类型和减速形式的确定，主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择，锥齿轮基本参数的计算，锥齿轮材料及热处理工艺的选择，轴承类型的选择，主动锥齿轮轴的设计及其强度校核。2主减速器的设计2.1主减速器的结构型式选择2.1.1汽车主减速器的分类主减速器按照减速传动的齿轮数目可分为单级主减速器和双级主减速器两种，而单级主减速器的减速型式又可分为单级减速和单级贯通两种减速型式，双级主减速器又分为双级减速和双级贯通两种减速型式。（1）单级主减速器如下图2-1所示的单级主减速器是由一对主、从动锥齿轮及其支承调整装置、主减速器壳等组成，它的优点是高传递功率和较大功率控制的能力、结构紧凑简单、制造成本低、质量轻以及安全性好，易于在工业中的使用和维护，且广泛应用于传动比较小的小型汽车上。图2-1单级主减速器图（2）双级主减速器如图2-2所示的双级主减速器是由两对传动齿轮构成的主减速器，它的结构较为复杂，制造费用较为高昂，而且一般应用于一些大传动比的中、大型货物运输汽车上，因此本文设计当中不会采用。图2-2双级主减速器图（3）单级贯通主减速器一般轻型多桥和质量比较大的大型货物运输汽车上才会使用这种，而本文设计的车辆是轻型载货汽车，所以不采用。（4）双级贯通主减速器这种主减速器一般被中、重型多桥驱动的汽车使用，与本文的设计要求相违背，因此本文不适合采用。2.1.2主减速器齿轮类型的确定本文采用双曲面齿轮作为轻型商用车的主减速器齿轮类型。双曲面齿轮是由两个节曲面为双曲面的齿轮组成的，其传动是由两个节曲面齿轮组成的交错轴传动实现齿轮传动的。主、从动锥齿轮的轴线不交于一点，而是在两个相互平行的平面空间中交叉垂直，即其空间交叉角是90°。 图2-3双曲面锥齿轮图2.1.3主减速器主、从动齿轮支承方案选择现在我国大部分汽车中的主减速器所使用的支承方式主要有悬臂式和跨置式两种。图2-4跨置式支承结构图图2-5悬臂式支承结构图悬臂式支承的特点是方便制造且费用较低，一般应用于传递较小转矩的汽车上。跨置式支承又被称为两端式支承，它极大地增加了这种支承的刚度，但是该结构复杂且成本更高。货物质量低的车辆一般使用悬臂式支承，这种支承结构简单并且制造成本低廉。本设计是轻型商用车的主减速器，所以主动锥齿轮采用悬臂式支承，从动锥齿轮采用跨置式支承。2.2主减速器基本参数和承受载荷的计算2.2.1主减速比的确定主减速比是指主减速器上的齿轮之间的传动比，它对汽车的动力性能和燃料的经济性能有较大的影响，本设计过程中的主传动比i0应该是在汽车发动机运行到最大功率时的计算数值，所以在下式中的vamax是汽车的最高时速，此时主传动比i0 i0=(0.377~0.472)r式中：rr——汽车车轮的滚动半径，此处选用的轮胎规格为195R15，所以rnp——汽车发动机在vamax——汽车在行驶过程中的最大igH——汽车变速器在最高挡iLB——轮边减速器的传动比，此处取1。代入式（2-1）得：i参考同类车型，此处取6.3。2.2.2主减速器计算载荷的确定（1）按照汽车发动机最大转矩和最低档传动比计算从动锥齿轮的转矩Tce Tce=T式中：Temax——汽车发动机最大输出转矩，此处取值为240N∙mi0——汽车主减速器的传动比，此处取值为6.3i1——变速器最低档的传动比，本车取值为4.3k0——超载系数，当性能系数fηT——汽车主减速器传动系的传动效率，一般n——汽车的驱动桥数目，本文取值为1。代入上式得：T（2）按照汽车驱动轮的高速打滑转矩来计算从动锥齿轮的转矩Tcs Tcs=式中：G2——处于满载状态时，汽车对道路的最大负载，本车为42500Nm2'——负荷转移系数，φ——轮胎对路面的附着系数，此处取值为0.85；ηLB——主减速器锥齿轮到车轮的传动效率，一般是0.9iLB——主减速器锥齿轮到车轮的传动比，通常是1代入公式得：T（3）按照汽车平时每日在道路上行驶的平均转矩计算从动锥齿轮的转矩Tcf Tcf=式中：Ga——处于满载状态时，汽车的总质量，本车是45550NfR——道路滚动阻力系数，此处为0.017fH——在正常行驶状态下汽车的平均爬坡能力系数，此处为0.07fP——汽车的性能系数，此处为0代入式（2-4）得：T对于（1）、（2）两种方法，从动锥齿轮的最大计算转矩应该取较小的那一个，即T（4）计算主动锥齿轮的转矩 Tz=式中：Tc——从动锥齿轮的最大计算转矩，由上文知为5851N∙mηG——主减速器锥齿轮副的传动效率，对双曲面齿轮传动来说，当主传动i0>6时，ηG=0.85代入式（2-5）得：T所以主动锥齿轮的转矩为1092N∙m。表2-1汽车的爬坡能力系数表车辆类型爬坡能力系数小轿车0.08载货汽车0.05~0.09城市公交车0.05~0.09长途公交车0.06~0.10越野汽车0.09~0.302.2.3主减速器主、从动锥齿轮参数的选择（1）下列因素在选择齿数时应予以考虑：=1\*GB3①锥齿轮能够正常工作并准确传动，不会发生损坏现象；=2\*GB3②最小齿数不小于6，以此来保证齿轮的耐磨性及提高齿轮使用寿命；=3\*GB3③两个锥齿轮的齿数应相互配合，二者之和最好不小于40；=4\*GB3④齿数之间应避免公约数以保证磨合均匀；=5\*GB3⑤当主传动比较大时，为保证离地间隙，主动锥齿轮的齿数z1要尽可能小一些[10]。表2-2汽车主减速器主动锥齿轮齿数表传动比Z主动齿轮推荐的最小齿数z主动齿轮齿数允许范围z2.01715-192.51312-163.01110-143.5109-124.098-104.587-95.076-96.065-87.065-78.065-6根据表2-2，选取z1=7，则z（2）从动锥齿轮的参数设计查《齿轮手册》得： d2=式中：Kd2——直径系数，一般取13.0Tc——从动锥齿轮的最大计算转矩，本文计算得5851N∙m将数据代入上式得：d初选d2则模数m=d2z2=26045d式中：Km——模数系数，此处取0.3~0.4（3）主、从动锥齿轮齿宽的确定对于本设计中的轻型商用车而言，b2=0.155d2=0.155×270=41.85mm，一般b（4）偏移距E的确定对于一般的轻型商用车而言，偏移距E不应超过大齿轮节锥距的20%（或取大齿轮节圆直径d2的10%~12%），如果偏移距E大于大齿轮节圆直径d2的20%时，应该检查是否存在根切现象E=初选E=30mm。（5）螺旋角β的确定汽车主减速锥齿轮的螺旋角一般在β=35°~40°范围内,本设计因为是轻型商用车，所以采用β=35°。 β1=25°+5°式中：β1——z1、z2——主、d2——从动锥齿轮分度圆直径，此处取270mm将数据代入公式（2-7）得：β将数据代入得：sinε=式中：ε——双曲面齿轮传动偏移角的近似值；b2解得ε=11.09°。所以从动锥齿轮的中点螺旋角为β式中：β1,β（6）螺旋方向的确定锥齿轮受到的轴向力方向会随着螺旋方向的改变而改变。因此在这种工作状态下，不能直接让两个齿轮互相转动接近而是互相转动分离，所以主、从动锥齿轮的螺旋方向分别选择为左旋和右旋[10]。图2-6双曲面齿轮轴向力图（7）法向压力角α的确定本文设计的是轻型商用车使用的主减速器，所以参考同类车型，选取压力角α=20°。2.2.4主减速器锥齿轮几何尺寸的确定如下图2-6所示，双曲面齿轮有五个锥面（节锥、背锥、面锥、根锥和前锥）和四个锥角（节锥角、面锥角、根锥角和背锥角）。其中，前锥面是指位于双曲面齿轮的小端处并且垂直于节锥的锥面；背锥是指位于双曲面齿轮的大端处且垂直于节锥的锥面[12]。图2-7双曲面齿轮的锥面和锥角图主减速器中主、从动锥齿轮的几何参数计算如下表2-3所示：表2-3主减速器锥齿轮几何参数表序号项目公式结果1主动锥齿轮齿数z72从动锥齿轮齿数z453模数m6mm4主动锥齿轮齿宽b46.04mm5从动锥齿轮齿宽b41.85mm6主动齿轮分度圆直径d42mm7从动齿轮分度圆直径d270mm8径向间隙C=h−1.038mm9齿工作高h9.36mm10偏移距E30mm11节锥距A137.20mm12齿全高h=10.39mm13主动齿轮中点螺旋角β47.68°14从动齿轮中点螺旋角β36.59°15刀盘名义半径r114.30mm16主动锥齿轮齿顶高h8.58mm17从动锥齿轮齿顶高h0.78mm18主动锥齿轮齿根高h1.81mm19从动锥齿轮齿根高h9.61mm20螺旋角β35°21主动锥齿轮的节锥角γ8.84°22从动锥齿轮的节锥角γ81.16°23主动锥齿轮齿顶角δ3.66°24从动锥齿轮齿根角δ1.10°25主动齿轮的根锥角γ5.18°26从动齿轮的根锥角γ80.06°27主动齿轮的面锥角γ9.94°28从动齿轮的面锥角γ84.82°上表中齿工作高系数H1，H2和刀盘名义半径可从下列表2-4双曲面齿轮刀盘名义半径的选择表大齿轮分度圆直径d刀盘半径r75~13544.45100~17057.45110~19063.5130~23076.2135~240 79.375165~28595.25195~345114.3260~455152.4350~610203.2455~800266.7表2-5公交车和载货汽车等商用车锥齿轮的H1、名称取值主动齿轮齿数

z567891011从动齿轮最小齿数

z34333231302926法向压力角α20°螺旋角β35°4035°齿工作高系数H1.4301.5001.5601.6101.6501.6801.9561.700齿全高系数H1.5881.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888表2-6当z1z6789~20K0.1100.1300.1500.1702.3主减速器齿轮强度校核及计算在齿轮的几何参数等数据确定以后，应该对主减速器的齿轮进行强度校核，以保证齿轮能够投入到正常的工作生产中，不会发生问题。=1\*Arabic1、齿轮的几种损坏形式（1）轮齿折断轮齿折断多发生在齿根部分，它主要分为以下两种类型：=1\*GB3①疲劳折断。由于在很长的一段时间内反复在齿轮上施加负荷，导致齿根的弯曲应力超过其许用弯曲应力，最终造成齿根断裂。=2\*GB3②过载折断。如果一个齿轮在很小的时间段内被一个过大的载荷冲击，当它们受到的载荷冲击超出了它们能够承受的最大载荷后，就会造成过载折断。（2）齿面疲劳点蚀点蚀是齿面疲劳损伤的现象之一，它首先发生在节线附近的齿根面上，是主要的失效形式之一。当齿面出现点蚀时，会损伤齿面，引起振动，从而增大噪声，进而降低传动效率。（3）齿面磨损在齿轮传动过程中，由于某些杂质如铁屑、砂粒等落到啮合体表面而引起的磨粒磨损被称为齿面磨损。对于齿面磨损，我们应该采取提高齿面的硬度或及时更换润滑油的措施减少齿面磨损的出现。（4）齿面胶合胶合主要出现在重载、高速运行、过热、高温的齿轮传动中，一般发生在齿顶、齿高等滑动速度较大的部位[1]。2、主减速器齿轮强度校核（1）计算单位齿长上的圆周力 p=P式中：P——锥齿轮上受到的圆周力；b2——从动锥齿轮的齿宽，此处取41.85 p=T式中：Temax——发动机的最大输出转矩，此处取值为240N∙mi1——d1——主动锥齿轮的分度圆直径，此处取值为42mm代入式（2-9）得：p所以单位齿长上的圆周力为1174.26N/mm。表2-7单位齿长上的许用应力表汽车类别按照汽车发动机的最大转矩时按照驱动轮打滑转矩时附着系数一档二档直接档小轿车8935363218930.85载重汽车142925014290.85公共汽车9822140.85牵引汽车5362500.85（2）轮齿弯曲强度的校核 σ=2×103×T∙式中：T——该齿轮的计算转矩；K0——Ks——尺寸系数，此处KKm——Kv——b——该齿轮的齿宽，此处取41.85mm；m——模数，此处取6mm；J——计算弯曲应力的综合系数，查手册取J=0.26。将Tce=5851N∙m和Tcf=1354N∙m分别代入式σσ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校核 σj=Cp式中：Tz——Cp——齿轮选用材料的弹性系数，此处取232.6NK0，Ks，Km，KvKf——J——计算接触应力的综合系数，查手册取J=0.13。将Tzσ因为主动齿轮和从动齿轮相差无几，所以主减速器满足接触强度要求[11]。表2-8双曲面齿轮轮齿强度的许用应力表最大弯曲许用应力平均弯曲许用应力最大接触许用应力平均接触许用应力700210.9280017502.4主减速器齿轮的材料选择汽车驱动桥主减速器锥齿轮的工作环境较差，且其所受到的冲击大，作用时间长，所以经常出现点蚀、齿面磨损严重甚至轮齿折断的情况，因此这种齿轮的寿命较短，所以主减速器齿轮的材料选择及热处理工艺是需要考虑很多方面的。首先它应该具备以下条件：（1）为了使齿轮在受到较大的冲击载荷后能够继续正常工作，所以齿轮齿芯必须具有良好的抵抗力来防止其轮齿折断或齿根断裂，同时齿轮本身也必须是采用高强度和高刚度的材料制造；（2）齿轮材料要易于锻造以便降低材料浪费率，提高成品率并降低成本且尽可能的符合我国汽车制造现阶段的实际情况。现在无论是国际上还是国内一般都采用20CrMnTi这种材料制造主减速器，本文与其保持一致。这种材料的主要优点之一是其齿芯表面可以得到一层硬化层，这样可以使齿轮变得更加抗压和耐磨，并且改善了齿芯部分的韧性3主减速器轴承的选择与校核3.1主减速器齿轮受到的径向力和轴向力图3-1主动锥齿轮齿面受力图如上图3-1所示，主动锥齿轮的螺旋方向为左旋，作用在节锥面上齿面宽度中点A点处所受的法向力FT被分解为彼此垂直的力FN和Ff,FN与OA垂直，Ff在以OA为切线的平面内被分解成了沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力Fs,F和Ff二者的夹角为螺旋角 F=FTcosα FN=FT Fs=FT所以轴向力为： Faz=FNsinγ+将数据代入式（3-4）得：F作用在齿轮上的径向力为： Frz=FNcos将数据代入式（3-5）得：F3.2轴承的选择与校核本文设计的主减速器采用的是圆锥滚子轴承，因为它能承受较大的径向载荷和轴向载荷，其轴承布置如下图3-2所示：图3-2主减速器轴承的布置图3.2.1主动锥齿轮轴承的确定与校核初步选择a=65mm,b=40mm所以轴承A、B的径向载荷分别为 FAr=Fz FBr=Fz将数据分别代入式（3-6）、（3-7）计算得：FAr=15.02KN，轴承A的轴向载荷为FAa轴承B的轴向载荷FBa轴承A所承受的当量动载荷为 P=XFr+YF式中：P——当量动载荷；X——径向动载荷系数；Y——轴向动载荷系数；Fr——Fa——FaFr=0.54>e，查《机械设计手册》知所以P=0.4×15.02+1.7×11.04=24.78KN由轴承的寿命公式 L=ftCfpPε式中：fp——ft——C——基本额定动载荷；ε——寿命系数，此处取103对本设计来说，其主动齿轮的轴承转速为 n=2.66Vamrr式中：Vam——汽车的平均行驶速度，一般代入公式（3-10）得：n=所以轴承的额定寿命为 Lh=L60nh 代入式（3-11）得：Lh所以轴承的寿命符合要求。故L解得C=60.29KN。选定A轴承为30207的圆锥滚子轴承。对于轴承B而言，P=7.33KN，将数据代入式（3-9）解得C=30.07KN。选定B轴承为30208的圆锥滚子轴承。3.2.2从动锥齿轮轴承的确定与校核初选c=75mm,d=85mm Fc=Fzcos式中：FZ，FC——主、从动锥齿轮齿宽中心处的圆周力，β1，β2——主、从动锥齿轮中心处螺旋角，β1=47.68°，β2=36.59°F轴向力为 Fac=Fccos式中：γ2代入上式得：F径向力为 Frc=Fccos代入式（3-14）得：F从动轮齿宽中心处的分度圆直径；D对于轴承C径向力有 FRc=Fcd代入公式（3-15）得：F轴向力F对于轴承C而言，P=XFr+Y解得C=36.24KN。选定轴承C为30205的圆锥滚子轴承。同理对于轴承D径向力有FRd=8.06KN，轴向力FAd代入式（3-9）解得C=31.65KN。选定轴承D为30205的圆锥滚子轴承。4轴的设计与校核4.1确定计算转矩发动机转矩在汽车行驶过程中是变化的，应该按照输入的当量转矩Td计算 Td=Temax1式中：Temax——汽车发动机的最大输出转矩，本文为240N∙mfi1，fi2，⋯fiR——变速器在ig1，ig2，⋯igR——变速器在fT1，fT2，⋯fTR——变速器查参考资料[12]，确定数据并代入公式（4-1）算得：Td4.2齿宽中心处的圆周力 FZ=2TD Dm1=d1式中：FZ——T——在主动锥齿轮上相互作用时产生的当量转矩；Dm1——γ1——将式（4-2）、（4-3）联立并代入数据得：F4.3主动锥齿轮轴的参数设计图4-1主动锥齿轮轴图此轴为花键轴，根据公式初选 d=K3Tm 式中：K——直径系数，此处取值为4；Tm——变速器输出的最大转矩，此处为240N∙m将数据代入公式（4-4）得：d=4×由于花键为标准件，所以查表得花键内径为28mm，外径为32mm[11]。则轴各段的尺寸为：第1段：主动锥齿轮，其齿宽为46.04mm，大端分度圆直径为42mm，齿顶圆直径为59.12mm；第2段：根据轴径设计原则，选择直径为60mm，长度为10mm；第3段：这段与轴承配合，选用的轴承代号为30208，其小径为40mm，大径为80mm，小径宽度为18mm，其轴的直径为40mm，长度为28mm；第4段：直径为35mm，长30mm；第5段：这段与轴承配合，选用的轴承代号为30207，其小径为35mm，大径为72mm，小径宽度为17mm，其轴的直径为35mm，宽度为32mm；第7段：花键轴，花键的小径为28mm，大径为32mm，花键轴宽为45mm；第8段：螺栓轴，螺栓直径为M20，长度为35mm。由此计算得主动锥齿轮轴的总长度为240mm。4.4主动锥齿轮轴的校核由上文知，齿轮上受到的转矩为5851N∙m，齿轮的圆周力为9450N，轴向力为11040N，径向力为3450N，且两轴承所受的轴向力FAa=11040N，FBa=0，径向力FAr=15020N，FBr=7660N。由力学定律知，两轴承受到的径向力与轴向力和轴受到的径向力与轴向力两两互为作用力与反作用力。图4-2主动齿轮轴受力图求出水平面上的弯矩并画出弯矩图：M规定逆时针方向为正方向，其前齿轮受到的弯矩为正，后齿轮受到的弯矩为负，弯矩图如下图4-3所示：图4-3水平面上的弯矩图求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图：M弯矩图如下图4-4所示：图4-4垂直面上的弯矩图合成弯矩可得：M=由以上的弯矩图可知,在后面的轴承受到的弯矩最大。计算危险截面上轴的直径，其许用弯曲应力σ−1b d=3M10.1σ将数据代入公式（4-5）得：d=因为设计的齿轮轴的最小轴径也大于20.04mm，所以校核成功，满足强度条件。结论主减速器承担着降低转速、增大转矩的作用，其在汽车传动中占据了重要地位，对汽车的性能有着重大影响。本文主要完成了主减速器的方案设计与主要零部件的设计计算，包括齿轮类