中型货车主减速器课程设计.doc

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1、洛阳理工学院课程设计 汽车设计 设计题目：主减速器 专 业：车辆工程 学 号：B10021224 姓 名：王晓阳第1章. 主减速器的简介31.2. 主减速器结构方案的选择31.2. 1 主减速器的齿轮类型31.2. 2 主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法51.2. 3主减速器的减速型式51.3.主减速器基本参数选择与设计计算61.3.1 主减速器传动比的确定61.3.2 主减速器齿轮计算载荷的确定71.3.3 主减速器齿轮基本参数的选择81.3.4 主减速器弧齿锥齿轮几何尺寸计算及强度校核101.4. 锥齿轮轴承的选择与校核141.4.1 锥齿轮的轴向力和径向力141.4.2 轴承的载荷计算

2、与强度校核14第2章 差速器设计152.1 差速器的简介152.2差速器结构型式的选择162.3差速器齿轮主要参数的选择172.4.差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核19结论21参考文献221. 主减速器的简介主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，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后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。主减

3、速器和差速器的设计应满足如下基本要求：（1）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。（2）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构运动协调。（3）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。（4）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。（5）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。1.2 主减速器结构型式的选择主减速器的结构型式主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而有所区别。1.2.1 主减速器的齿轮类型主减速器齿轮主要有圆锥齿轮、圆柱齿轮、弧齿锥齿轮、蜗轮蜗杆等型式和双曲面齿轮

4、传动。1.圆锥齿轮传动圆锥齿轮的特点是主、从动齿轮的轴线垂直相交于一点。由于齿轮断面重叠影响，至少有两对以上的齿轮同时 啮合，因此可以承受较大的载荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐由齿的一端连续平稳地转向另一端，所以工作平稳，噪声和震动小，但圆锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损，使噪声变大。2.弧齿锥齿轮传动弧齿锥齿轮传动的特点是主、从动齿轮轴线垂直相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用90交角的布置。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此，可以承受大的负荷。加之其轮齿不是

5、在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另端，使得其工作平稳，噪声和震动小，但弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大3.圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动广泛应用于发动机横置的前置前驱动乘用车驱动桥和双级主减速器驱动桥以及轮边减速器。4.蜗杆传动蜗杆-蜗轮传动简称蜗轮传动，在汽车驱动桥上也得到了一定应用。在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎之间的配合要求有大的主减速比(通常814)时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便，而采用其他齿轮时就需要结构较复杂、轮廓尺寸及质量均较大、效率较低的双级减速。与其他齿轮传动相比

6、，它具有体积及质量小、传动比大、运转非常平稳、最为静寂无噪声、便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的布置、能传递大载荷、使用寿命长、传动效率高、结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。其惟一的缺点是耍用昂贵的有色金属的合金(青铜)制造，材料成本高，因此未能在大批量生产的汽车上推广。5双曲面齿轮传动双曲面齿轮的特点是主、从动齿轮轴线不相交，且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离E，称为偏移距。此偏移距使主动齿轮的螺旋角1大于从动齿轮的螺旋角2，并将1与2之差称为偏移角。根据啮合面上法向力相等，可求得主、从动齿轮圆周力之比为F1/F2=cos1/cos2，其中F1、F2分别为主、从动

7、齿轮的圆周力；1、2分别为主、从动齿轮的螺旋角。因此，与弧齿锥齿轮传动相比较，双曲面齿轮传动具有以下优点：当双曲面齿轮与弧齿锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动具有更大的传动比；当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的弧齿轮有更大的直径和较高的轮齿强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度；当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮比相应的弧齿锥齿轮的尺寸要小，从而可以获得更大的离地间隙；此外，由于偏移距的存在，使双曲面齿轮在工作过程中不仅存在与弧齿锥齿轮相同的沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动，从而可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性；

8、双曲面传动的主动齿轮的螺旋角较大，同时啮合的齿数较多，重合度更大，既可以提高传动的平稳性，又可以使齿轮的弯曲强度提高约30%；双曲面传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的弧齿锥齿轮大，从而可以降低齿面间的接触力；双曲面传动的主动齿轮螺旋角较大，则不产生根切的最小齿数可减少，因此可以选用较少的齿数，有利于增加传动比；双曲面传动的主动齿轮较大，因此加工时需要的刀盘刀顶距较大，切削刃寿命较长；双曲面齿轮的偏移距还有利于实现汽车的总体布置。双曲面齿轮传动因具有一系列优点，因而较弧齿锥齿轮的应用更为广泛。一般情况下，当主减速比大于4.5而轮廓尺寸有限时，采用双曲面齿轮传动

9、更为有力；而当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对于锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。本设计的主减速器是为中型货车设计，主减速比要求2.5到3.0，根据以上的对比分析可知，该桥的主减速器齿轮应选用弧齿锥锥齿轮。1.2.2 主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种，悬臂式与骑马式如图1-3所示： 图1-1 悬臂式支承和骑马式支承1.悬臂式如图所示，悬臂式支承的特

10、点是齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式的支承于一对轴承的外侧。2.骑马式如图所示，骑马式支承的特点是齿轮前后两端的轴颈均以轴承支承，故又称“两端支承式”。骑马式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的130以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。装载质量为2吨以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。但是骑马式支承增设了导向轴承支座，是主减速器壳的结构复杂，加工成本提高。轿车和装载质量在2吨以下的载货汽车上，由于载荷较小，主动锥齿轮常采用结构简单、布置方便、成本较低的悬臂式支承。根据以上对比分

11、析，本设计的驱动桥主动锥齿轮的支承形式应该采用骑马式支承。1.2.3主减速器的减速型式主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、单级或双级减速配以轮边减速等。减速型式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂已有的产品系列及制造条件有关，但主要取决于由动力性，燃烧经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置型式等。单级主减速器与双级相比，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。一般，广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。本次设计采用单级主减速器，其结构如图1-2所示。图1-2 单级减速器将主减速器与差速器组合为一个大

12、总成，并从整体式桥壳前面的开孔装入桥壳内，拆装方便。1.3 主减速器基本参数选择与设计计算 1.3.1 主减速器传动比的确定主减速比的大小，对主减速器的结构型式、轮廓尺寸及质量的大小影响很大的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i(包括变速器、分动器和加力器、驱动桥等传动装置的传动比)一起。主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。对于具有很大功率储备的客车，轿车、长途公共汽车，尤其是对于竞赛汽车而言，在给定发动机的最大功率的情况下，选择的大小应能保证这些车辆有尽可能高的车速。主减速比一般按下式计算确定： （1-1） =50 （1-2） 2.

13、53.0对于其他类型的汽车来说，为了用稍稍降低最高车速的办法来达到足够的功率储备，主减速比一般应按比上式求得的大，此时按下式进行选择： （1-3）式中 车轮的滚动半径，m ；（=0.775m） 变速器最高挡传动比；（=1） 分动器和加力器的最高挡传动比；（本设计不存在） 轮边减速器的传动比。（=4）根据公式计算结果以及与现有同类车型相比较，考虑到将确定的主、从动齿轮的齿数，本设计选定主减速比2.92p，符合设计要求。表1-2 许用单位齿长上的圆周力p车型按发动机最大转矩计算按最大附着力矩计算附着系数1档2档直接档轿车8935363218930.85货车142925014290.85公共汽车98

14、22140.85牵引汽车5362500.65轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器的弧齿锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为 （1-13）式中 超载系数，见式（1-4）下说明； 尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理 有关。当端面模数m1.6 时，=； 载荷分配系数，=1.001.25； 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及 径向跳动精度高时，可取=1； b计算齿轮的齿面宽，； z计算齿轮的齿数； J计算弯曲应力的综合系数1。按、中较小者计算时，汽车主减速器齿轮的许用弯曲应力为700；按计算时，许用弯曲应力为210.9，破坏循环次数6。代入各数据得=418.72700，所以强度符合

15、要求。（3）轮齿的接触强度计算弧齿锥齿轮的计算接触应力（）为 （1-14） 式中 主动齿轮计算转矩，； 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6； 尺寸系数，它考虑了齿轮对其淬火性的影响，取=1； 表面质量系数；对于制造精确的齿轮可取=1；代入各数据得 =1428.62800，所以强度符合要求。1.4 锥齿轮轴承的选择与校核1.4.1 锥齿轮的轴向力和径向力 图1.3 主动锥齿轮齿面受力简图（1）齿宽中点处的圆周力为： （1-15）式中 作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器从动齿轮上的当量转矩，经计算得P=23477.7N.m。（2）主动锥齿轮的轴向力和径向力 根据表1-3可算出主动锥齿轮的

16、轴向力和径向力。表1-3 弧齿锥齿轮轴向力及径向力主动齿 轮 轴向力A 径向力R螺旋方向；左主动齿轮主动齿轮旋转方向；顺时针从动齿轮从动齿轮1.4.2 轴承的载荷计算与强度校核轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮轴向力，而轴承的径向载荷则是上述齿轮径向力、圆周力及轴向力这三者所引起的轴向径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸、支承型式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的主动锥齿轮的径向载荷。（1）悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷轴承A,B的径向载荷分别为， （1-16） 本设计的主减速器轴承均采用骑马式, 取主动齿轮c=136.25mm,b=36.25mm，a=100mm；经计算得主动齿轮径向载

17、荷为=26492N, =4011N。（2）主减速器轴承的寿命计算当求出齿轮的径向载荷和轴向载荷以后，可通过判断轴承的压紧与放松求出轴承的径向力和轴向力，再按下式求轴承的当量动载荷Q： （1-17） 式中 X径向系数；Y轴向系数在实际计算中，常以工作小时数表示轴承的额定寿命。当计算寿命 时，轴承合格。经校核可得选择的7310E圆锥滚子轴承的寿命大于预期寿命，故选7310E型号轴承。此外，同理轴承B、轴承C、轴承D、轴承E强度都可按此方法得出，经检验后强度均能够满足要求。第2章 差速器设计2.1 差速器的简介在汽车的行驶过程中，车轮与路面存在车轮相对路面的滚动和滑动这两种相对运动状态，结果，滑动加

18、速了轮胎的磨损，增加转向阻力和汽车的动力消耗。因此，人们希望在汽车行驶过程中，尽量让车轮在路面滚动而不是滑动，以减少路面与车轮的滑磨现象。差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并使两输出轴在某些情况下以不同的角速度转动，保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。按其结构特征差速器可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。当汽车在转弯时，在同一时间内外两侧要移动不同的距离，外轮移动的距离比内轮移动的距离要大。如果两轮用一根轴刚性连接，则两轮只能以同一速度转动，就会在同一时间内移动不同的距离，必定是边滚动边滑动。即使汽车在平坦的公路上直线行驶，也很难避免

19、车轮与路面的滑磨现象。为了消除这种不良现象，汽车左右两侧的驱动轮分装两根半轴，并在两半轴之间安装差速器。差速器在向两半轴传递动力时，允许两半轴转速不同，以满足各轮不等距行驶的需要，从而满足汽车行驶运动学的要求。2.2差速器结构型式的选择普通对称圆锥行星齿轮差速器和防滑差速器是差速器的主要结构型式。在汽车行业中，对称锥齿轮式差速器，因其具有结构简单、质量较小等优点，应用更广。大部分车辆都采用这种结构简单、制造方便、工作平稳的普通对称圆锥行星齿轮差速器，本次设计将采用对称圆锥行星齿轮差速器（图2-1）。图2-1 普通对称圆锥行星齿轮差速器工作原理普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿

20、轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图2-2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故使用广泛。2.3差速器齿轮主要参数的选择因为差速器安装在主减速器的从动齿轮上，所以在确定主减速器尺寸时，应该考虑差速器的安装。同时，从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座对差速器的轮廓尺寸也起到限制作用。（1）行星齿轮数目的选择一般来说，货车和越野汽车多采用四个行星轮，轿车常采用两个行星齿轮。所以本次设计采用4个行星齿轮。（2）行星齿轮球面半径的确定行星齿轮背面的球面通常决定了圆锥行星齿轮差速器的尺寸，它是行星齿轮的安装尺寸，实际上也代表了差速器圆锥齿

21、轮的节锥距，并在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定： （2-1）式中 行星齿轮球面半径系数，=2.522.99，对于有2个行星 齿轮的轿车以及越野汽车、矿用汽车取大值。对于有4个行 星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值； 代入各数据并计算得=2.52=31.6。确定后，根据下式预选其节锥距：=31mm （2-2）（3）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数从而使齿轮达到较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量小，但一般不少于10。半轴齿轮的齿数常采用1425。大多数半轴齿轮与行星齿轮比多在1.52范围内。根据这些原则，本设计选择行星齿轮齿数为，半轴齿轮齿数为。在任何圆锥行

22、星齿轮式差速器中，左右半轴齿轮的齿数、之和，必须能被行星齿轮数目n所整除，否则不能安装，即应满足： （2-3）其中I为任意整数。 本设计所选为，所以满足要求。（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、： （2-4）式中 、行星齿轮和半轴齿轮的齿数。再根据下式初步求出圆锥齿轮的端面模数： （2-5） 代入各数据得= ，取2.5。节圆直径d由下式求得： （2-6） 则代入各数据计算得， 。（5）压力角汽车差速器齿轮压力角目前大都选用。（6）行星齿轮安装孔直径及深度L的确定行星齿轮安装孔直径与行星齿轮轴名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮

23、在其轴上的支撑长度。通常取 mm （2-7） （2-8） 式中 差速器传递的转矩，； n行星齿轮数； 行星齿轮支撑面中心点到锥顶的距离， 。代入各数据得mm，mm。2.4.差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核2.4.1 差速器齿轮的几何尺寸计算表2-1是汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算步骤。 表2-1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 单位：序号计算公式注释1行星齿轮齿数2半轴齿轮齿数3模数4齿面宽5齿工作高6=4.5210齿全高7压力角8轴交角9;节圆直径10；节锥角11节锥距12周节13；齿顶高14；齿根高15径向间隙16；齿根角17；面锥角18；根锥角19；外圆直径20；节锥顶点至

24、齿轮外缘距离21；理论弧齿厚22B=0.08齿侧间隙23弦齿厚24；弦齿高2.4.2 差速器锥齿轮强度的校核差速器齿轮的工作情况与主减速器齿轮不同，一是因为差速器的齿轮尺寸较小而承受的载荷又较大；二差速器齿轮并不是经常处于啮合状态，只有在左右两车轮转速不同的情况下，行星齿轮才有自转运动，行星齿轮和半轴齿轮才有啮合运动，否则行星齿轮只起等臂推力杆的作用。因此，对差速器齿轮主要进行弯曲强度计算。弯曲应力按下式计算： （2-9） 式中 差速器的一个行星齿轮给一个半轴齿轮的转矩，； 、见上式（1-4）下说明；按、两种计算转矩中心的较小者进行计算，弯曲应力不大于980。代入各数据得= 980，根据计算结

25、果可知，设计符合要求。 4齿轮的材料的选择及热处理a.主减速器锥齿轮的损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。汽车主减速器用的弧齿准双曲面锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造，在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi。用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合和咬死，在热处理及精加工后，作厚度为0.0050.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，这样可以提高齿轮寿命的25%。还可以对齿轮进行渗硫处理，以提高耐磨性。b.差速器齿轮与主减速器齿轮一样，基本上都是

26、用渗碳合金钢制造，本次设计齿轮所采用的钢与主减速器齿轮相同，为20CrMnTi。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。结论我国目前汽车工业较不发达，我国未来的汽车工业发展前景广阔，发展和改善汽车及其零部件的制造技术是非常必要的。本文根据中型货车的承载能力等因素，综合考虑各个因素设计了主减速比不是很大单级主减速器。主减速器齿轮采用的是弧齿锥齿轮，而差速器采用的是普通十字轴式锥齿轮。本设计还存在不足之处，实际影响因素可能考虑不够完善，可能会影响所设计的主减速器的实际使用。总的来说，这次课程设计使我积累了不少经验，让我学会了独立解决问题，发现问题，分析问题的能力，通过

27、学习，学会了熟练掌握国家标准机械制图中的相关内容，并能熟练查阅机械设计手册和有关参考资料，熟练的掌握零件图和装配图的绘制方法，为随后的课程设计毕业设计打下了结实的基础，并且使自己的学风培养得更加严谨，但是在设计中也难免存在着一些问题，希望老师指出不足的地方，让我做出进一步的修改和学习，使我在实践中不断成长，使自己能得到更好的锤炼。参考文献1王望予主编. 汽车设计. 机械工业出版社. 2004；2余志生主编. 汽车理论. 机械工业出版社. 2001；3陈家瑞主编. 汽车构造. 机械工业出版社. 2009；4 刘鸿文主编. 材料力学. 高等教育出版社 2006；5孙恒.陈作模. 机械原理. 高等教育出版社. 2006；6何铭新.钱可强 机械制图 高等教育出版社 2010；7濮良贵.纪名刚. 机械设计. 西北工业大学出版社.2006；8 洪钟德主编 简明机械设计手册.同济大学出版社，2000；9 周明衡主编 减速器选用手册. 化学工业出版社, 2002；10王国权.龚国庆. 汽车设计课程设计指导书.机械工业出版社，2009；11哈尔滨工业大学理论力学教研室 理论力学 高等教育出版社 2009；22