主减速器设计分析

1、学院名称课程论文主减速器的设计指导教师专业名称汽车主减速器作为汽车驱动桥中重要的传力部件，是汽车最关键的部件之 一。它承担着在汽车传动系中减小转速、 增大扭矩的作用，同时在动力向左右驱 动轮分流的差速器之前设置一个主减速器， 可以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，同时也减小了变速箱的尺寸 和质量，而且操控灵敏省力。汽车主减速器结构多种多样，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异。按照主减速器齿轮的类型分为：螺旋锥齿轮和双曲面齿轮；按照主减速器主动锥齿轮的支承型式 及安置方法分为：悬臂式和跨置式；按照主减速器减速形式分

2、为：单级减速、双 级减速、双速减速、贯通式主减速器和轮边减速等。主减速器设计的好坏关系到 汽车的动力性、经济性以及噪声、寿命等诸多方面。如何协调好各方关系、合理 匹配设计参数，以达到满足使用要求的最优目标， 是主减速器设计中最重要的问 题。关键词：中型客车主减速器圆锥齿轮主减速器的设计1、汽车的主要参数车型中型货车驱动形式FR4发动机位置前置、纵置最高车速max=90km/h最大爬坡度max28%汽车总质量a=9290kg满载时前轴负荷率25.4%外形尺寸总长 La X 总宽 Ba X 总高 Ha=6910X 2470X 2455mfri轴距L=3950mm前轮距1=1810mm后轮距2=18

3、00mm迎风面积空气阻力系数d=0.9轮胎规格9.0020 或 9.0R20离合器变速器下面参数为参考资料所得: 发动机最大功率及转速 发动机最大转矩及转速中间轴式、五挡114Kw-2600r/mi n; 539Nm-1600r/mi n;主减速比i。=4.44;变速器传动比抵挡 轮胎半径：型号为 以半径为/高档9.0R20,6.3/1轮胎胎体直径为9.0英尺，轮辋直径为20英尺，所9.0 2 20254,Mm汽车满载时质量14t单片干式摩擦离合器2、主减速器结构形式的确定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。2.1、主减速器的轮齿类型的选择主减速器的齿

4、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。双曲面齿轮 c圆柱齿轮传动d蜗杆传动图2.1主减速器的几种齿轮类型(1) 、弧齿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

5、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流右。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

6、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io 4.5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。(3) 、圆柱齿轮传动圆柱齿轮传

7、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。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

8、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io0时可取kd=2.0 ；当 0.195T emaxma 汽车满载时的总质量在此取 14000kgfp =D2/ z=356/40=8.9mm同时 满足ms=Km3Tc（式 2.6）Km 模数系数（Km通常为0.30.4 ）。Ims = Km3 Tc =9.54mm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D2 =400mm, D1 =90mm3.2.3、主，从动齿轮齿

9、面宽“和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4。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 =0.155 d2 =0.155 x400mm=62mm寸于螺旋锥齿轮齿轮

10、b 一般比大10% 齿面 宽 bi =1.1 b2 =1.1 62=68mm 3.2.4、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1以保证较大的；F，使运转平稳，噪声小；货车选择较小的 一：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1 =35。3.2.5、螺旋方向的选择轴| 向 推I力主动齿轮加转方向A轴 向 推I力主动齿轮施转方向4轴 向 !推 力图2.4双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力主、

11、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。326、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。

12、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6。3.3、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1乙9小齿轮齿数2Z240大齿轮齿数3m10mm模数4b262mm大齿轮齿面宽5a20压力角6hg =H|m16.5mm齿工作咼hg,比查表2.2取1.657h =H2m18.32mm齿全高h, H 2查表2.2取1.8328E90轴交角迟9dmz190mm小齿轮分度圆直径10 =arctan Z1 / Z212.68 小齿轮节锥角1190 777.32 大齿轮节锥角12A0

13、=d1 /2sin205mm节锥距13t =3.1416m31.416周节141h2 = Kam3.8mm大齿轮齿顶咼h2 , Ka查表2.2取0.3815bh =hg - h212.7mm小齿轮齿顶咼h116h=h-h15.62mm小齿轮齿根高续表2.1序号计算公式数值注释17h； = h - h214.52mm大齿轮齿根咼18c = h_hg1.82mm径向间隙19n=arctanh1 / A1. 57o小齿轮齿根角20n62 =arctarh2 / A4.05 大齿轮齿根角21% =篦 + 601 1 216.73 小齿轮面锥角22丫02 2 W78.89 大齿轮面锥角23Yr11.11

14、 小齿轮根锥角24咯=丫2迅73.27 大齿轮根锥角25d01 =4 +2hcos；1114.78mm小齿轮外缘直径26d02 =d2 +2h2coS2401.67mm大齿轮外缘直径27/01 =虫-h；s2197.21mm小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离28兀2 =虫-h2sin ；241.29mm大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离29q =Skm8.6mm大齿轮理论弧齿厚 s , Sk查表2.3取0.8630S1 =t _S222.82mm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20o的其他汽车螺旋锥齿轮的H1、H和K主动齿轮齿数乙567891011从动齿轮最小齿数Z2m

15、in34333231302926法向压力角a20o螺旋角P35 4035齿工作咼系数Hi1.4301.5001.5601.6101.6501.6801.9561.700齿全高系数h21.5881.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888大齿轮齿顶咼系数Ka0.1600.2150.2700.3250.3800.4350.4900.46+0.39/ N )表2.3螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿厚SkZ22j67891011300.9110.9570.9750.9971.0231.053400.8030.8180.8370.8600.8880.948500.7480.7570.

16、7770.8280.884:0.946600.7150.7290.7770.8280.8830.9454、“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。4.1、主减速器双曲面齿轮的强度计算4.1.1、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Tem

17、ax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p：ig 103d1b2N/mm（式 2.8）式中：Emax 发动机输出的最大转矩，在此取 539 N m ;ig变速器的传动比在此取6.3 ;d1 主动齿轮节圆直径，在此取 90mm按式（2.8）得：p=2 539 6.31 十7N mm9 疋62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。4.1.2、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-2 103 TCKs Km中N/ mmK b D m J（式 2

18、.9 ）式中：T 该齿轮的计算转矩，Tie =13569 N m,Tc6571N- mK 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m _ 1.6时,；m3 4 254，在此为 O79 ；Km 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km二1.001.10跨置式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值；Kv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62mmD大齿轮直径为400mmm端面模10mrpJ 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

19、、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 2.8,取 J =0.25。60504430栩嘴侖站一为牠的苗戳20I；图2.5计算用弯曲综合系数J按Tf =6571N- m计算疲劳弯曲应力2000 x65710.79X1.1CT =1 乂62父400 乂10乂0.25=18402 N/ mm2 210 N/ mm 2按G =13569Nm计算疲劳弯曲应力20013569XO.79=1.1cr =1 汉 62 x 400 x 10X0.25 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。4.1.3、轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为=380.37 N/mm

20、 2 700 N/ mm 2（式 2.10）3Cp 2TK）KsKmKf0式中：T 主动齿轮的计算转矩;1Cp 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6 N 2/mmKo，Kv，Km 见式（2.9）下的说明；Ks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 ；Kf 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

21、的因素的影响，按图2.9选取J =0.13。Q.1200.1400 I6Q轴 3540455055 649 87图2.6接触计算用综合系数按le计算:232.6 2 3396 1 1.1 0.79 100090 62 0.13=2211 mm2800N/ mm1 a2a丿FrzaF(a+b)12-2b)Fazdm!2a(式 2.14)由于主动齿轮的轴向力和径向力分别为(tasin 了 +sin 卩 cos )=io.34KN,Frztan： cos -sin : sin =2.90KN,cosP所以由式(2.18 )和(2.19 )得：轴承A的径向力FAr =20.16KN,轴承B的径向力 局

22、=7.69KN。轴承A，B的轴向载荷分别为% = Fz = 10.3KN Fb0按照当量转矩求出轴承的径向载荷 耳及轴向载荷FA以后，可以按照下式求轴承的当量动载荷FQFQ=x FR+y FA式中：x为径向系数；丫为轴向系数。对于单列圆锥滚子轴承来说，当FA/ FR e时，X=1,Y=0;反之X=0, 丫值见轴 承手册或者产品样本。对于轴承 A，=10.3=0.51e，取 X=0.4，丫=1.7。Fr 20.16所以 FQ = X FR+丫 FA=0.4 20.16+1.710.34=25.64。轴承的额定寿命L计算公式为10ftC（式 2.15）式中：C为额定动载荷，N;为温度系数，在此取1

23、.0 ；为载荷系数，在此取1.2 ；30对于无轮边减速的驱动桥来说，主减速器的主动锥齿轮轴承的计算转速 n为2.66 Vamrr（式 2.16）式中：rr轮胎的滚动半径为 0.48m；vam汽车的平均行驶速度，对于载货汽车和公共汽车可取3035 km/h，在此取 30km/h。 所以有上式可得n =173.47 r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命：L =60nJ（式 2.17）式中：n轴承的计算转速，r/min ；sLa假设汽车行驶十万公里大修Vam= 3.47107r由上式可得轴承A的使用寿命100000 60 173.47代入公式(2.15)得103.47 107 :1.0 C6101

24、.2 25.64C=88.99KN选定 A 轴承为 30310 GB/T 297-94 。对于轴承B,由于咗/&空所以FQ =7.69KNo根据公式（2.15）得103.4707=丨3 汇 106 11.2x7.69 丿C=26.69KN选定 B 轴承为 30210 GB/T 297-94 。(2) 从动齿轮轴承的选择与计算初选 c=160mm,d=160mm轴承C, D的径向载荷分别为Fd ：2 丄;Frcd 丄 FacDm2Cr yc+d 丿c+d 2(c + d )（式 2.18）DrFac Dm22 c dI2(式 2.19)FFc -cos由于从动齿轮的轴向力和径向力分别为（tana

25、 sin? -sinP cos? ）=2.90KN,FRctan： cos sin ： sin =10.35KN,cosP从动轮齿宽中点处分度圆直径为Dn2 二d2-b2Sin 2=400-62sin77.32 =339.51mm所以由式（2.18 ）和（2.19 ）可得轴承C的径向力FCr=9.33KN轴承D的径向力F）r=7.43KN轴承C, D的轴向载荷分别为fCa=Fc=2.9KN 艮=0F 2 9对于轴承 C,A0.31： e, X=1,Y=0,Fr 9.33所以Fq=XFr+YFA=1 9.33=9.33根据公式（2-15）得：103.47107 1.C * x106 11.273

26、3丿C=32.44KN 选取 30212 GB/T 297-94 圆锥滚子轴承。对于轴承 D,旦=0：e, X=1,Y=0,所以 FQ=XFR+YFA=7.43KN根据公式(2-15)得：10-._7 I 1.0 C 363.47汉 10 =汉 1011.2x7.43 丿C=25.84KN同样选取30212 GB/T 297-94圆锥滚子轴承。6、锥齿轮的材料的选择驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的， 与传动系的其它齿轮相比，具有载 荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯 曲折断、齿面疲劳点蚀(剥落)、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿 轮的材料及热处理应有以下要求：1. 具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性， 故齿表面应有高的硬度。2. 轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断。3. 锻造性能、可加工性及其热处理性能良好，热处理后变形小或者变形规律 容易控制。4. 选择合金的材料时，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20CrM nTi、