主减速器及差速器总成设计（全套含CAD图纸）
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目录第1章 绪论11.1设计的目的11.2主减速器的分类1第2章 主减速器的设计22.1主减速器的结构型式22.2主减速器的设计参数与计算32.2.1载荷的确定32.2.2基本参数的确定52.2.3齿轮的设计计算92.2.4齿轮的强度计算14第3章 差速器的设计183.1差速器的结构形式183.2差速器的结构形式183.3差速器的设计计算183.3.1基本参数的选择193.3.2齿轮的参数计算213.3.3齿轮的强度计算22I第1章 绪论1.1 设计的目的主减速器是驱动桥的重要组成部分，其性能直接关系到车辆的动力和经济性。 随着科学技术的发展，主减速机将得到进一步发展。 因此，主减速器的研究可以极大地促进中国汽车产业的发展，同时也为汽车行业做出更大的贡献。1.2 主减速器的分类如今主减速器种类很多，包括单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。现在大部分的主减速器采用螺旋锥齿轮和单级双曲面齿轮的。第2章 主减速器的设计2.1 主减速器的结构型式根据齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的放置方法不一样，主减速器的结构形式不同。主减速器的减速型式一般分为单双级减速、双速减速、单双级贯通、主减速和轮边减速等。由于本车的主减速器传动比大于5，且采用双曲面齿轮可以增大离地间隙，所以不采用螺旋锥齿。本文设计主减速器采用双曲面齿轮单级减速器。2.2 主减速器的设计参数与计算2.2.1 载荷的确定（1）按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 （2.1）式中 : 变速器一挡传动比取7.7； 主减速器传动比取7.16；发动机的最大输出转矩，取210；由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取=1.0，当性能系数0时可取=2.0； （2.2）汽车满载时的总重量取3850 ；所以由式（2.2）得： 0.195 =35.7516 即0 所以=1.0该汽车的驱动桥数目在此取1；传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9。根据以上参数可以由(2.1）得：=10420（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （2.3）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取32550N，； 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=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=1.25；在此取=0.85；车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为7.50-16，滚动半径为 0.394m； ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0。所以由公式（2.3）得:=12112（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： （2.4）式中：汽车满载时的总重量，取38500N;所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；道路滚动阻力系数，载货汽车可取0.0150.020；在此取0.018； 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.050.09在此取0.07；汽车的性能系数在此取0；，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0；该汽车的驱动桥数目在此取1； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为7.50-16，滚动半径为 0.394m。所以由式（2.4）得： =14832.2.2 基本参数的确定（1）主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，之间应避免有公约数；为了保证齿面重合度、轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应大于等于40；一般不小于6，这样才可以保证齿轮啮合完全；主传动比较大时，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，和应有适宜的搭配。 （2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，增大尺寸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 （2.5）直径系数，一般取13.016.0；从动锥齿轮的计算转矩为和中的较小者取其值为6221；由式（2.5）得： =（13.016.0）=（239.09294.27）；初选=260 则齿轮端面模数=/=260/35=7.43=357.43=260.05（3）主，从动齿轮齿面宽的选择。有有时齿面太宽，不能提高齿轮的强度和使用寿命。 相反，齿轮啮合会增加集中的应力，这将大大缩短工具的使用寿命。 同时，安装错误，安装错误和热处理会导致过早的损坏和疲劳损坏。 但是，如果齿面太窄，齿的耐磨性和强度会降低，因此选择合适的齿宽也很重要。 另外,根据双曲面齿轮的几何特性可知,双曲面小齿轮与大齿轮相比其齿面宽要较大。一般取大齿轮齿面宽=0.155=0.155260.05=38.09mm，小齿轮齿面宽=1.1=1.138.09=41.90mm（4）小齿轮偏移距及偏移方向的选择载卡车主减速器的E值必须小于变速器齿距的20，否则E值为D值1012，通常小于12。 传动比与E值成正比，偏移量E可以达到从动齿轮节圆直径的20至30。 但是当E为20干燥时，检查是否有根部切割。E=(0.10.12) =(0.10.12)260.05=26.0131.20mm初选E=30mm a b c d图2.7 双曲面齿轮的偏移方式双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种，如图2.7所示：主齿轮相对从动轮向上，则是上偏移；主齿轮相对从动轮向下，则是下偏移。本减速器采用下偏移。（5）螺旋角的选择双双曲线齿轮的螺旋角是基于圆锥齿轮线的变化。 齿大端的螺旋角最大，反之最小。 齿宽中点处的螺旋角称为齿轮的中点螺旋角。 对于双曲线齿轮传动装置，由于主动齿轮相对于从动齿轮的偏移，主动齿轮和从动齿轮中间的螺旋角度不相等。 而且，驱动齿轮的螺旋角较大，从动齿轮的螺旋角较小。 选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，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于1.25，在1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角多为3540。主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:=+ （2.6）-主动轮中点处的螺旋角，mm；，主、从动轮齿数；分别为8，35；双曲面齿轮偏移距, 30mm；从动轮节圆直径，260.05mm；由式（2.6）得:=+=45.84从动齿轮中点螺旋角可按下式初选:双曲面齿轮传动偏移角的近似值；双曲面从动齿轮齿面宽为38.09mm；=-=45.84-=34.23、从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。平均螺旋角=40.04。（6）螺旋方向的选择。图2.8 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力 主动伞齿轮和从动伞齿轮的转动是相反的。 如图2.8所示，轴向力的方向受螺旋方向和双曲线齿轮的影响。 当变速器处于前进档位时，主动锥齿轮的轴向力偏离锥体，主，从动齿轮分离，防止齿轮损坏。 因此，主动锥齿轮从锥顶部逆时针旋转，反之亦然。（7）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，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用2230或20的平均压力角，在此选用20的平均压力角。2.2.3 齿轮的设计计算（1）为了得到良好的收缩齿，大齿轮齿顶角和齿根角,按照以下方法进行计算。用标准收缩齿公式来计算及 （2.6） （2.7） （2.8） （2.9） （2.10） （2.11） （2.12） （2.13） （2.14）由（2.6）与（2.14）联立可得: （2.15） （2.16） （2.17） （2.18） （2.19）式中： ,小齿轮和大齿轮的齿数；大齿轮的最大分度圆直径,已算出为260.05mm；大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径；在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距mm；大齿轮齿面宽中点处的齿工作高；大齿轮齿顶高系数取0.15；大齿轮齿宽中点处的齿顶高；大齿轮齿宽中点处的齿跟高；大齿轮齿面宽中点处的螺旋角；大齿轮的节锥角；齿深系数取3.7；从动齿轮齿面宽。所以： 43.820.73 计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和。 （2.20） （2.21） （2.22） （2.23）由式（2.19）与（2.23）联立可得: （2.24） 刀盘名义半径,按表选取为114.30mm 轮齿收缩系数 当为正数时,为倾根锥母线收缩齿，应按倾根锥母线收缩齿重新计算及。按倾根锥母线收缩齿再次计算大齿轮齿顶角及齿跟角。 （2.25） （2.26） （2.27） （2.28） 由式（2.25）与（2.25）联立可得: （2.29） （2.30）大齿轮齿顶高系数取0.15倾根锥母线收缩齿齿根角齿顶角之和（2）大齿轮齿顶高 （2.30） （2.31）大齿轮节锥距.由式（2.30），（2.31）得：（3）大齿轮齿跟高. （2.32）大齿轮齿宽中点处齿跟高由式（2.32）得：（4）径向间隙（5）大齿轮齿全高（6）大齿轮齿工作高（7）大齿轮的面锥角（8）大齿轮的根锥角（9）大齿轮外圆直径（10）小齿轮面锥角（11）小齿轮的根锥角（12）小齿轮的齿顶高和齿根高齿顶高:齿根高； 表2.2 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表5序 号项 目符号数值1主动齿轮齿数82从动齿轮齿数353端面模数7.43 mm4主动齿轮齿面宽41.90 mm5从动齿轮齿面宽38.09 mm6主动齿轮节圆直径59.43 mm7从动齿轮节圆直径260.05mm2.2.4 齿轮的强度计算1.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 Nmm (2.33)式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，N； 从动齿轮的齿面宽，在此取38.09mm. 按发动机最大转矩计算时 Nmm （2.34）式中： 发动机输出的最大转矩，在此取300； 变速器的传动比在此取4.3； 主动齿轮节圆直径，在此取59.43mm；按式（2.34）得： Nmm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 N/ （2.35） 式中：该齿轮的计算转矩，Nm,Nm; 超载系数；在此取1.0;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0.829载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.10式式支承时取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; 计算齿轮的齿面宽38.09mm;计算齿轮的齿数8;端面模7.43mm;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2.10取=0.28图2.10 计算用弯曲综合系数按Nm计算疲劳弯曲应力135 N/ 210 N/ 按 Nm计算疲劳弯曲应力479 N/ 700 N/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 N/ (2.36)式中：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(2.35)下的说明; 尺寸系数，考虑齿轮的尺寸对其淬透性的影响，取1.0; 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质，取1.0; 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2.11选取=0.17。图2.11 接触计算用综合系数按计算：=2027 2800N/按计算：=1109 1750N/第3章 差速器的设计3.1 差速器的结构形式汽汽车的左右轮同时不同。 例如，车削内外之间的距离明显不同。 例如，两轮的状态是不同的，例如轮胎压力，路况，环境等。 如果驱动桥的左右轮是刚性连接的，则肯定驱动轮在行驶过程中会在道路上滑动，这会加剧汽车轮胎的磨损。 为了避免这些问题，在左右驱动轮之间安装车轮差速器以确保车辆在行驶期间的差速。因为本车属于轻型载货汽车，主要在较好的路面上行驶，使用对称式圆锥行星齿轮差速器。3.2 差速器的结构形式对称式圆锥齿轮差速器通常由差速器，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，等组成。如图3-2所示。因其结构简单、工作平稳、因此广泛用于各类车辆上。图3.2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右半壳3.3 差速器的设计计算在确定主减速器从动齿轮尺寸时，须考虑到差速器的安装。差速器的外尺寸也与从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的有关。3.3.1 基本参数的选择（1）行星齿轮数目的选择 载货汽车采用4个行星齿轮。 （2）行星齿轮球面半径的确定 圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，一般由行星齿轮背面的球面半径确定，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上即差速器圆锥齿轮的节锥距，因此也显示了差速器的强度。 球面半径可按如下的经验公式确定： mm (3.3) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值； T计算转矩，取Tce和Tcs的较小值；根据上式=2.7=47.62mm 所以预选其节锥距A=48mm（3）行星齿轮与半轴齿轮的选择使行星齿轮的齿数尽量少有助于获得较大的模数和较高的齿轮强度。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1425，通常半轴齿轮与行星齿轮的齿数比z1/z2取1.52.0之间。差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： （3.4）式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，= 行星齿轮数目； 任意整数。在此=11，=20 满足以上要求。（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角， =28.81 =90-=61.19 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=4.16mm得=45.77mm =4.1620=83.21mm（5）压力角如今，汽车差速器的齿轮基本采用22.5的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，在此选22.5的压力角。（6）行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： （3.5） 差速器传递的转矩，Nm；在此取5433Nm 行星齿轮的数目；在此为4 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， ，为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而； 支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa根据上式=66.57mm =0.566.57=33.28mm 23.19mm 取=20mm 22mm3.3.2 齿轮的参数计算差
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