桑塔纳轿车主减速器的设计.doc

德州学院 汽车工程学院 2014届 交通运输专业 毕业设计桑塔纳轿车主减速器的设计 范治尚（德州学院汽车工程学院，山东德州 253000） 摘 要: 轿车的主减速器是驱动桥最主要的组成部分，其功用是将传动装置传来的发动机转矩传递给驱动车轮，是汽车减小车速增大扭矩的主要部件。对于发动机纵向放置的轿车来说，主减速器还有改变动力传输方向的作用。本次设计设计一款用于桑塔纳轿车的主减速器。本设计在给定的发动机最大功率、转速及变速器最大传动比等条件下，设计出符合桑塔纳轿车使用要求的主减速器。设计计算齿轮的结构参数及对其进行校核计算。在对各种结构件进行了分析计算后，绘制出主减速器装配图及从动齿轮零件图。关键词： 汽车； 驱动桥； 桑塔纳轿车； 主减速器 1 绪论1.1 课题研究的意义 本课题对主减速器进行设计主要是为了使轿车获得最佳的动力性能，充分利用发动机传递过来的转矩，兼顾汽车的动力性和燃油经济性。当下全世界石油资源严重缺乏，所以本次设计主要针对主减速器进行设计，进而提高轿车的动力性，有利于提高轿车在市场上的竞争力。1.2 国内外的研究现状 目前国家正致力于发展高速公路网，环保、舒适、快捷成为汽车市场的主旋律。对于整车总成主要部分之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低已经成为汽车主减速器技术的发展趋势。在产品上，国内汽车用户主要优先选择承载能力强、齿轮疲劳寿命高、易维护等特点的产品。目前已开发的产品基本上都效仿国外同类产品的新技术，进而针对国内市场的需求，研制开发出高性能、高品质的车桥产品。这些产品就代表了国内车用减速器发展的方向。现在世界各汽车生产国都致力于研制六高、二低、二化方向的齿轮和减速器，即高承载能力、高齿面硬度、高速度、高可靠性、高传动效率，低噪声、低成本、多样化。随着计算机技术、自动化技术的普遍应用，汽车主减速器将有更进一步的发展1。1.3 本文主要研究内容 本论文的研究内容主要包括：本次设计在给定的发动机最大功率、转速及变速器最大传动比等条件下，设计出符合桑塔纳轿车使用要求的主减速器。对齿轮的结构参进行计算并校核。在对各种结构件进行了分析计算后，绘制出主减速器装配图及主、从动齿轮的零件图。设计包括： 1.主减速器的结构形式包括减速形式的选择和主动轴参数的确定。 2.主减速器设计计算包括主减速比的确定、齿轮载荷的确定、齿轮基本参数的选择 、材料的选择及热处理，从动轴参数的确定，轴承的选择以及齿轮的强度校核。1.4 毕业设计初始数据来源和依据本次设计选用上海大众桑塔纳轿车系列桑塔纳2000时代骄子车型作为毕业设计原始数据：1.满载总质量:1600kg2.额定功率:68kw3.发动机额定转矩:140N.m4.最大车速:170km/h5.变速器一档传动比：3.456.主减速器传动比：3.947.车轮滚动半径：0.5m2 总体方案设计主减速器主要依齿轮的种类、减速形式以及主、从动齿轮的支承形式进行分类。首先确定主减速器的结构形式，确定主减速器主动轴的基本参数，齿轮类型及参数，确定主减速器主、从动锥齿轮的支撑方式，选择主减速器的轴承再进行校核。2.1主减速器减速形式 本次设计要求为单级主减速器，单级主减速器由一对圆锥齿轮或者准双曲面锥齿、一对圆柱齿轮或者由蜗轮蜗杆组成，具备构造轻易、体积小、本钱低、使用简单等益处。但其主传动比小于7，如果传动比大将增加从动齿轮直径的小离地间隙，和从动齿轮热处理难度。单级主减速器广泛运用与乘用车和质量较小的商务车的驱动桥中；而双级主减速器主要用于总质量较大的商务车，例如中、重型货车及越野车和大客车上22.2单级主减速器齿轮轴的设计2.2.1主动锥齿轮轴的选材 对于承受弯矩交变应力因疲劳破坏为主的零件，选用低碳钢、低碳合金钢配合淬火及低温回火，或选用中碳钢，中碳合金钢配合淬火及中温回火，将取得更加良好的强度与韧性的配合。首先，在同样大小受力截面的条件下，由于强度的提高，零件的疲劳寿命将延长，符合延长产品的服役期限原则；而如果要求寿命相同，则可减少受力截面积，从而减少材料用量，减少零件尺寸，达到节约材料的目的，均能取得较好的技术经济效益。这里齿轮轴材料的选用，尽量少用含镍、铬元素的材料，而是选用含有锰、钒等元素的合金钢。汽车主减速器锥齿轮目前常用的渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi。2.2.2主动锥齿轮轴尺寸的确定 锥齿轮在工作过程中，相互齿合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直与齿轮轴线的径向力。齿宽中点处的圆周力为 式中：作用在主减速器主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； 式中：，主、从齿面宽中点分度圆直径； 从动齿轮齿宽； 从动齿轮节圆直径； 、主、从动齿轮齿数 从动齿轮的节锥角由上式可以算出，主减速器的主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力轴承A、B的径向载荷分别为： 式中：代入公式得： 2.2.3主动锥齿轮轴参数的确定图2-1 主减速器齿轮轴此轴为花键轴，初选为取4.0，为变速器输出的最大转矩，则由于花键为标准件，所以查表得花键内径32，外径35其他的各段的尺寸为： 第一段：主动锥齿轮，其齿宽为44，大端分度圆直径为56,齿顶圆直径为73.58；第二段：直径为47，宽度为4；第三段：直径为41，长4；第四段：这段与轴承相配合，其选用的轴承代号为30209，其小径为45，大径为85，小径宽为20.75，其轴的直径为45，宽度为20；第五段：直径为41，长为30；第六段：这段与轴承相配合，其选用的轴承代号为30207，其小径为35，大径为72，小径宽为18.25，其轴的直径为35，宽度为16； 第七段：花键轴，花键小径为32，大径为35，花键宽度为40；第八段：螺栓轴，螺栓直径为30。螺栓长度为40。由此计算可得主动锥齿轮的总长度为201。 2.3主减速器齿轮的设计2.3.1 主减速器的轮齿类型的选择 主减速器的齿轮主要有圆锥齿轮、准双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。单级主减速器普遍采用圆锥齿轮传动或者准双曲面齿轮传动3。 1)圆锥齿轮传动 圆锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点。齿轮的啮合是从一端连续的转向另一端。由于轮齿在啮合时有时会端面重叠，导致有两对以上的轮齿同时在啮合，所以轮齿工作比较平稳，且能够支撑较大的负荷。另外齿轮副锥顶若有不吻合的迹象，便会使工作条件迅速的变差，并伴随着磨损加重和噪声的增大。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)准双曲面齿轮传动准双曲面齿轮应力分析如下图2-2所示，主、从动齿轮轴线从上端偏移到下端的距离E称为偏移距。 由啮合面上法向力相等，可得出主、从动齿轮圆周力之比为： （2-1）式中，、双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力、双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角 1 2 3 4图2-2 主减速器的几种齿轮类型 1圆锥齿轮传动 2准双曲面齿轮传 3圆柱齿轮传动 4蜗杆传动双曲面齿轮传动比为： （2-2）式中，、准双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力、准双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角、准双曲面齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径命，即。因为，即，一般为1.251.50 图2-3 准双曲面齿轮啮合时应力分析 3)圆柱齿轮传动 圆柱齿轮传动普遍用于发动机横置的前置先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 蜗杆传动与其他齿轮传动形式相比，有如下的优点：体积和质量小但能得到较大的传动比；工作非常稳定且无噪声；能传递大的载荷，使用寿命长；结构简单并且容易拆装和调整。它的主要的缺点是需要采用高质量的锡青铜制作，故成本较高；而且传动效率较低。 综上所述，考虑到实际加工成本和传动比的设计是4.5，所以进行准双曲面锥齿轮的设计。2.3.2主减速器主动锥齿轮的支承方式 减速器主从动齿轮啮合条件好，能保证其良好的工作。齿轮啮合条件的好坏与齿轮的加工好坏、齿轮的装配调整以及轴承、主减速器壳体的刚度有关，还受齿轮的支承刚度的影响。现在支持汽车主减速器锥齿轮传动装置主要有以下两种。 1)悬臂式支承如图2-4所示，其结构是一对圆锥滚子轴承安装在主轴的锥齿轮上。为了减小悬臂长度a，保证主轴上的两圆锥滚子轴承的大端向外，从而使悬臂长度b减小支承距a增大；同时为了增加支承刚度，支承距b应不小于2.5倍的悬臂长度a，且大于齿轮节圆直径的70。轴承的闭式齿轮有时也用圆柱滚子轴承，那么另一轴承必须用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承4。 2)跨置式支承如图2-4所示，其结构特点是由于锥齿轮的两端均有轴承支承，大大增加了其支承刚度，减小了轴承载荷，因此其承载能力高于悬臂式。但由于加工和安装不便，所以通常在需要传递较大转矩的情况下才采用此支承方式5。 图2-4 主动锥齿轮的支承方式悬臂式支承 跨置式支承2.3.3主减速器主、从动齿轮基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数和，从动锥齿轮分度圆直径、横模数、齿宽、准双曲面齿轮幅的偏移中点、螺旋角、法向压力角等7。 1)主、从动锥齿轮齿数和 选取主、从动锥齿轮齿应考虑以下因素 为了磨合合理，之间不应该有公约数 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大于等于40 为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6 主传动比较大时，尽量小，以获得满意的离地间隙 对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配结论，选定主动锥齿轮=11，从动锥齿轮=43。 2)从动锥齿轮大端分度圆（也称节圆）直径和端面模数对于单级主减速器，对驱动桥壳尺寸有影响。大将影响桥壳离地间隙；小则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 (2-7)式中，从动锥齿轮大端分度圆直径(mm)直径系数，一般为13.015.3从动锥齿轮的计算转矩(Nm)， 根据以上参数可以由(2-7）得 405.6mm根据以上参数可以得 10.14mm同时还应满足如下要求 (2-8)式中：为模数系数（通常为0.30.4）根据以上参数可以由(2-8）得 9.16mm（0.3）取两个计算结果中的较小值并且取整为=10mm，重新计算断面直径为 400mm 90mm结论，90mm 400mm 10mm 3)从动锥齿轮齿面宽一般要求小于10倍的端面模数。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。从动锥齿轮齿面宽推荐值为 =0.155 (2-8）对于主动锥齿轮齿面宽通常较从动锥齿轮齿面宽大10%。结论 =0.155400mm =62mm =1.1 =1.162=68mm 4)锥齿轮螺旋方向 从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向，判断轴向力方向时，可以用手势法则，左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断，右旋齿轮用右手法则判断；判断时四指握起的旋向与齿轮旋转方向相同，其拇指所指方向则为轴向力的方向如图7所示。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏8。 5)双曲面齿轮副偏移距及偏移方向的选择轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的值，不应超过从动齿轮节锥距的40%（接近于从动齿轮大端分度圆直径的20%）；而载货汽车、越野汽车和公交车等重负荷传动，则不应超过从动齿轮节锥距的20%（或取为的10%12%，一般不超过12%）。传动比越大则也应越大，大传动比的双曲面齿轮传动，可达到的20%30%，但此时需要检查是否存在根切9。 6)中点螺旋角 螺旋锥齿轮和双曲面齿轮螺旋角沿齿宽是变化的，因此，常用齿面宽中点处的螺旋角来表示，称为中点螺旋角或名义螺旋角。 螺旋锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，而双曲面齿轮副由于存在偏移距，而使其中点螺旋角不相等，且主动齿轮螺旋角要比从动齿轮螺旋角大,两者之差称为偏移角 选择时，应考虑它对齿面重合度、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，则也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般应不小于1.25，在1.52.0时效果最好。但是过大，齿轮上所受的轴向力也会过大。 “格里森”制齿轮推荐用下式预选主动齿轮螺旋角的名义值 （2-9）式中，主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值、主、从动齿轮齿数从动齿轮的分度圆直径双曲面齿轮副的偏移距对于双曲面齿轮，所得螺旋角名义值还需按照选用的标准刀号进行反算，最终得到的螺旋角名义值与预选值之差不超过5根据以上参数可以由(2-9）得 35结论，螺旋齿轮357)齿轮法向压力角的选择 格里森制齿轮规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用14030或160的法向压力角，载货汽车和重型汽车选用200或22030的法向压力角；对于双曲面齿轮轿车选用190的平均压力角，载货汽车选用22030的平均压力角。当8时其平均压力角均选用2101510。结论，螺旋锥齿轮=20。2.4锥齿轮的材料及热处理 汽车主减速器锥齿轮的工作条件非常恶劣，与传动系其它齿轮相比较，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等11。它是传动系中的薄弱环节。锥齿轮材料及热处理应满足如下要求： (1)具有高的弯曲疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性； (2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断； (3）锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制； (4）选择合金材料时，尽量少用我国矿藏量少的元素的合金钢（如镍、铬等），而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢； 汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l6SiMn2WMoV等，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数8时为2945HRC，当端面模数8时为3245HRC。对渗碳层有如下规定：当端面模数5时，厚度为0.91.3mm =58时，厚度为1.01.4mm 8时，厚度为1.21.6mm 在新齿轮运行初期，容易出现材料的损失、擦伤、粘合或咬死，锥齿轮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，可提高25的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。渗硫后摩擦因数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死和胶合12。3锥齿轮从动轴的设计从动轴载荷计算式中：发动机最大转矩； 变速器一档传动比； 主减速比。从动锥齿轮轴直径为式中： 差速器传递的转矩，在此取6592.58； 从动齿轮的数目，即43； 从动齿轮支承面中点至锥顶的距离； 支承面的许用挤压应力，在此取98。代入公式得：约整后取锥齿轮从动轴的直径为204主减速器轴承的选择4.1主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷13。对于采用悬臂式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承载荷，如图4-1所示。图4-1主减速器轴承的布置尺寸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 (41) （4-2） 已知 =10.80KN，=2.06KN，a=65mm,b=40mm, 所以由式(41)和（4-2）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+YA 式中： Q当量动载荷 X径向系数Y轴向系数此时X=0.4，Y=1.96所以Q=16.830.4+10.81.9=27.25根据公式： 式中: 为温度系数，在此取1.0;为载荷系数，在此取1.2寿命指数，取所以=2.70310s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式中：轮胎的滚动半径为390mm n轴承计算转速 汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取3035 km/h，在此取35km/h。所以有上式可得=238.72 r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (4-3)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(4-3)得C=97.86KNA轴承选 32307 GB/T 297-94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+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 Q=7.02KN根据公式(4-3)得 C=25.66KNB轴承选 30208 GB/T 297-942）从动齿轮轴承的选择初选c=75mm,d=85mm.KN从动齿轮轴向力 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 KN轴向力当量动载荷 Q=XR=YA 其中e=0.3此时X=1,Y=0, 所以Q=9.42KN。根据公式(4-3)得： C=28.56KN选取30210圆锥滚子轴承。对于轴承D,径向力 KN轴向力FAc=0当量动载荷 Q=XR=YA e=0.36此时X=1,Y=0, 所以Q=6.47KN。根据公式(4-3)得 C=24.52KN轴承D选取30210圆锥滚子轴承14。5主减速器主动锥齿轮强度校核5.1主动轮齿弯曲强度的校核锥齿轮的计算弯曲应力（N/mm2）为： （5-1）式中,锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(MPa)；所计算齿轮的计算转矩(N.m) 过载系数，一般取1；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时，在此为0.79齿面载荷分配系数，跨置式结构：=1.01.1，悬臂式结构：=1.101.25质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，=1.0；所计算的齿轮齿面宽(mm)；所讨论齿轮大端分度圆直径(mm)；所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取=0.25按计算疲劳弯曲应力 按计算疲劳弯曲应力 结论,所设计的主减速器齿轮满足接触强度要求。5.2主动轮齿接触强度的校核锥齿轮轮齿的齿面接触应力为: (5-2)式中,锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)主动齿轮计算转矩（N/m）主动锥齿轮大端分度圆直径(mm)取和的较小值(mm)，通常取从动齿轮的尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质(如镀铜、磷化处理等)，对于制造精确的齿轮，取1.0综合弹性系数，针对钢齿轮取232.6Nmm齿面接触强度的综合系数，取0.25按计算疲劳弯曲应力 按计算疲劳弯曲应力 结论，所设计的主减速器齿轮满足接触强度要求15。6结论及展望本文是以上海大众桑塔纳轿车系列桑塔纳2000时代骄子5速车型作为数据来源，通过发动机最大功率、转速及变速器最大传动比等被给定的条件下，设计出符合捷达轿车使用要求的主减速器。本次设计主要设计了：1）单机主减速器齿轮轴的设计。2）主减速器主、从动齿轮的设计。3）主减速器锥齿轮从动轴的设计。4）主减速器轴承的选择。5）主减速器主动锥齿轮的校核。由于时间比较仓促，本次毕业设计肯定存在不足之处，主要有由于时间仓促，计算时少数参数取了近似值以简化计算过程；本文只是主减速器进行了初步的参数设计，并未对差速器器以及壳体进行详细的设计，望以后能详细的设计差速器以及壳体，并能与驱动桥相匹配。参考文献1梁博.减速器设计的传动比分配问题 科技信息J.2008,032曾韬.螺旋锥齿轮设计与加工M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，19893戴素江.汽车主减速器齿轮热处理致裂因素分析J.科技信息，2007,094肖文颖.普通锥齿轮差速器行星齿轮的力学分析J.科技资讯，2007,145刘惟信.汽车车桥设计M北京：人民交通出版社，20036成大先.机械设计手册M北京：化学工业出版社，20027刘品，李哲机械精度设计与检测基础M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，20048高杰.驱动桥单级主减速器总成J.现代零部件，2004,099陈黎卿.汽车主减速器轴承受力分析及选型系统开发J.轴承 2007,11.10吴训成，毛世民点接触齿面啮合分析的基本公式及其应用研究J机械设计，2000，17(2)11吴玉枝.主减速器齿轮类零件热处理变形分析J.机械工人.热加工，2006,1212濮良贵，纪名刚机械设计M北京：高等教育出版社，199613刘惟信圆锥齿轮与双曲面齿轮传动M北京：人民交通出版社，198014曾韬螺旋锥齿轮设计与加工M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，198915陈家瑞汽车构造M北京：机械工业出版社，2005 Ddesign of santana car main gear reducer ( College of automotive engineering ,Dezhou University,Dezhou,Shandong 253000)Abstract：Cars of the main reducer is the most important part of the drive axle, its function is to transfer the engine torque of the actuator was to drive the wheel, is a major part of the motor torque increase with the decrease of spee