汽车设计

实验报告册课程名称：指导老师：班 级：姓 名：学 号：学 期： 20 20 学年 第 学期南京农业大学工学院教务处印 工学院实验报告实 验 目 录实验一：膜片式离合器的设计实验二：主减速器的优化设计实验三：齿轮条式转向器的设计实验二：主减速器的优化设计一、课程设计目的通过设计培养学生综合运用所学知识的能力，为以后的毕业设计进行一次综合训练和准备。通过本课程设计使学生在下述各方面得到训练：1运用汽车设计课程中的基本理论解决汽车传动系中主减速器设计过程中会遇到的各类问题，通过理论知识的知道来解决实际问题。2. 通过市面上同类车型的性价对比，设计出合理、经济的主减速器。3. 培养查阅资料能力，学会使用手册及图表资料。二、课程设计要求进行此设计之前，学生应该修完汽车构造、汽车理论、汽车设计以及与机械相关的基础课程。根据给定车辆初始参数，选择并匹配主减速器的结构型式，计算确定其的主要参数；详细计算指定的设计参数。在此基础上，绘出指定总成的装配图和部分零件图；要求在 CAD 环境下校核；要求对校核结果进行分析说明（此部分内容供学有余力的同学选做）。三、试验内容:（1）题目设置根据设计要求，完成主减速器的设计与计算。学生在自愿基础上进行分组，每组3-5人，合理分工，统筹安排，共同完成主减速器设计的学习任务。每组选以下题目一个，题目如下：1）发动机型号CS475Q 发动机最大转矩【Nm/(r/min) )】108/3200 传动系传动比：一挡4.896 主减速比4.875 驱动轮类型与规格 5.5-13 汽车总质量（kg) 2000 使用工况：城乡 2）发动机型号LJ276Q 发动机最大转矩【Nm/(r/min) )】47.1/3000 传动系传动比：一挡4.111 主减速比5.833 驱动轮类型与规格 5.0-10 汽车总质量（kg)1310 使用工况：城乡3）额定装载质量：3000kg，最大总质量：6750kg，最大车速：75km/h，比功率：10Kw/t，比转矩：33Nm/t，车轮滚动半径0.387。（2）课程设计步骤1）明确设计任务与要求认真阅读设计计算书，查阅资料，补充相关知识，了解总体设计和车型工作条件。2）结构方案分析与选择根据设计要求，比较其他方案，最确定总成结构布置方案，确定主要参数与尺寸。3）主要零部件设计设计主要零部件的参数与尺寸，包括必要的设计计算和校核计算。4）相关重要零部件的结构设计5）总成装配图、二维和三维零件图绘制6）编写和整理计算说明书四、实验结果1、每组提供设计计算书一份2、完整的三维造型图、二维工程图纸若干（选做）附：分组名单组长 小组人员任务安排成绩姓名学号 目录 1主减速器的设计. 1.1汽车的主要参数. 1.2主减速器结构形式的确定. 1.2.1主减速器的轮齿类型的选择. 1.2.2主减速器减速形式的选择. 1.2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择. 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. 1.3.2主减速器锥齿轮几何尺寸的计算. 1.3.3“格里森”制主减速器锥齿轮强度计算. 1.3.4主减速器锥齿轮轴承的计算. 1.3.5主减速器轴承的选择和载荷的计算. 驱动桥主减速器设计说明书摘要：主减速器是在传动系中起降低转速，增大转矩作用的主要部件，当发动机纵置时还 具有改变转矩旋转方向的作用。它是依靠齿数少的齿轮带齿数多的齿轮来实现减速的，采用圆锥齿轮传动则可以改变转矩旋转方向。 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：齿轮、减速器、载荷0. 引言 汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，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。 1主减速器的设计 1.1汽车的主要参数 1）发动机型号CS475Q 发动机最大转矩【Nm/(r/min) )】108/3200 传动系传动比：一挡4.896 主减速比4.875 驱动轮类型与规格 5.5-13 汽车总质量（kg) 2000 使用工况：城乡1.2主减速器的结构形式 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。（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，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0i4.5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） 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。综上所述，考虑到制作成本及其本设计的传动比4.5，所以本设计采用螺旋锥齿轮。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。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0i0 时可取 kd=2.0； Fj= 当时 0 当 时 (式2.2)汽车满载时的总质量在此取2000Kg。 所以 Kd=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。根据以上参数可以有(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：G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷。 M2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；轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取j=0.85；对越野汽车取=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取j=1.25；在 此取j=0.85；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。（式2.4）其中Ft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 ;作为计算载荷，主动锥齿轮:主减速器锥齿轮基本参数的选择:（1 ）主、从动锥齿轮齿数 Z1和Z2 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑以下因素： 为了磨合均匀，Z1 ，Z2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Z1一般不小于6； 主传动比 较大时，Z1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，Z1 和Z2应有适宜的搭配5。 对于本设计，选定主动锥齿轮Z1=9 ，从动锥齿轮Z2=44。(2 )从动锥齿轮大端分度圆直径D2 和端面模数m 对于单级主减速器，D2 对驱动桥尺寸有影响，增大尺寸D2 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2.5）式中：直径系数，一般取13.015.3，取15.Tc从动锥齿轮的计算转矩，为2320；由式（2.5）可得：。取整为199，齿轮端面模数同时ms满足 (式2.6）Km-模数系数（km通常为0.30.4），取0.4。取两个计算结果中较小并且取整为ms=5mm,重新计算断面直径为：（3 ）主，从动齿轮齿面宽b1和b2. 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b2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 b2推荐值为 :b2 =0.155D2=0.155*176mm=27.28mm，取30， 对于螺旋锥齿轮齿轮 b1一般比b2大10%。齿面宽 b1=1.1b2=1.1*30=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，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。在此选用20的平均压力角。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1Z19小齿轮齿数2Z244大齿轮齿数3m5mm模数4b230mm大齿轮齿面宽5压力角68.25mm齿工作高，H1查表2.2取1.657h=H2m9.16mm齿全高h,H2查表2.2取1.8328轴交角9d2=mz145mm小齿轮分度圆直径10小齿轮节锥角11大齿轮节锥角1290mm节锥距13t=3.1416m1.708mm周节141.9mm大齿轮齿顶高h2,查表2.2取0.38156.35mm小齿轮齿顶高h1162.81mm小齿轮齿根高177.26mm大齿轮齿根高180.91mm径向间隙191.78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s2,sk查表2.3取0.863011.43mm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20的其他汽车螺旋锥齿轮的H1、H2和Ka. 主动齿轮齿数Z1567891011从动齿轮最小齿数Zmin34333231302926法相压力角 20螺旋角 354035齿工作高系数H11.4301.5001.5601.6101.6501.6801.9561.700齿全高系数H21.5881.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888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sk1.3.3“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；b2-从动齿轮的齿面宽。按发动机最大转矩计算时: （式2.8）式中：-发动机输出的最大转矩，在此取108Nm；-变速器的传动比在此取4.896；D1-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： （式2.9）式中：T-该齿轮的计算转矩，K0-超载系数；在此取1.0；Ks-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，在此为0.666；Km-载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，km1.001.10 跨置式支承时取1.101.25。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；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2.5,取J=0.26。 图2.5计算用弯曲综合系数J按计算疲劳弯曲应力：按计算疲劳弯曲应力：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： （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2.11）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(2.11)计算主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 1.3.5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2.12） （式2.13） 由于主动齿轮的轴向力和径向力分别为,所以由式（2.17）和（2.18）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