主减速器设计课程设计说明书

题目名称：主减速器设计一、设计内容和要求：1．根据提供的数据，确定主减速器的结构尺寸，注意汽车设计规范；23．要求设计结构紧凑，各零部件布置合理；4．在完成参数的计算和选择后，按照规定的格式规范撰写设计说明书；5．应用CAD软件绘制主减速器总成的装配图和零件图，并遵守制图规范；6．设计分组进行，每组由组长负责，设计由组内同学分工合作完成；7．设计成绩按组及个人答辩情况分级评定；8．设计中遇到问题时及时向指导教师汇报。二、完成内容:2A0图纸（A0）；13000字以上；课程设计总结一份，要求注明组内成员的分工及工作量，字数不限。专业负责人意见签名：年 月 日1摘要本次设计是有关发动机CA488的主减速器。本次设计内容：方案选择、支撑方式的选择、计算与校核、轴承计算与校核。2000r/min3000r/min汽车主减速器最主要的作用就是减速增扭。我们知道发动机的转速是一定速和中后桥的差速功能。关键字：主减速器、驱动轮、齿轮、设计、校核2目录课程设计的目的 5单级主减速器结构方案分析 6主减速器的功用 6主减速器的结构形式 6主减速器的齿轮类型选择 6主减速器的减速形式选择 6主减速器主、从动锥齿轮的支撑方案 6主动锥齿轮的支撑 6从动锥齿轮的支撑 7主减速器的基本参数选择与设计计算 8主减速器计算载荷的确定 8主动锥齿轮的计算转矩 9主减速器锥齿轮的主要参数选择 9主、从动锥齿轮齿数Z和Z的确定 91 2从动锥齿轮大端分度圆直径D和端面模数m 102 s主从动锥齿轮齿面宽b1和b2的计算 11中点螺旋β的选择 11双曲面齿轮副偏移距E 11双曲面齿轮的偏移方向 12螺旋方向的确定 12法向压力α 13主减速器双曲面锥齿轮的强度计算 14单位齿长圆周力的计算 143轮齿的弯曲强度计算 14主动锥齿轮强度校核 14从动锥齿轮强度校核 15轮齿的表面接触强度计算 15主减速器锥齿轮的材料选择 15主减速器轴承计算及选择 17锥齿轮齿面上的作用力 17齿宽中点处的圆周力F. 锥齿轮的轴向力和径向力 18主减速器轴承载荷的计算 19锥齿轮型号的确定 21结论 23参考文献 234课程设计的目的本课程设计是在学完“汽车设计”课程之后进行的，旨在对车辆设计的学5单级主减速器结构方案分析主减速器的功用使发动机传给驱动轮的转速降低，转矩增大。改变发动机传动驱动轮转矩短的传递方向（采用纵置发动机）。主减速器的结构形式主减速器可根据齿轮类型，减速形式以及主、从动齿轮的安装及支承方式的不同分类。主减速器的齿轮类型选择4.52.04.55，故采用双曲面轮齿。主减速器的减速形式选择i0级主减速器和双级主减速器。单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点，因而广泛应用于主传动比i0≤7的汽车上。7~124.55，故采用单级主减速器。主减速器主、从动轮的支承方案主锥齿轮的支承主锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承，悬臂式支承结构简157N·m，承。6从动锥齿轮支承从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式，支承间的距离及载荷在轴承之间的分布比例有关，从动锥齿轮多采用圆锥滚子轴承支承。7主减速器的基本参数选择与设计计算.主减速器计算载荷的确定采用格里森齿制齿轮计算载荷的三种确定方法TceTce

kd·kemax·i1·if·i2711.82Nn

（3-1）式中：f i0——主减速器传动比，i0=4.55；i1——i——分动器传动比，i=1f η——发动机到万向传动轴之间的传动效率，η=0.9；k——接离合器所产生的动载系数，f0.195mag16得k=1；d j

demaxk——液力变矩器变矩系数，k=[(k0-1)/2]+1，k0为最大变矩系数（k0=1）；n——驱动桥数，n=1；T——发动机最大转矩。TemaxTcsT 2G2mT 2cs

r4292.5Nm （3-2）mi mm式中：r G2——满载状态下一个驱动桥的静载荷，G2=ma*9.8*0.55=11346N；r——车轮滚动半径，r=195*80%+14*25.4/2mm=333.8mmr m——汽车最大加速度时的后轴负载荷转移系数，m=1.2；2 2Φ——轮胎与路面间的附着系数，Φ=0.85；m i——主减速器从动轮之间的传动比，i=1m =1η——主减速器到车轮间的传动效率，η 。=1m mTcf8T Garr(f f f)inef m min

H i

（3-3）式中：Ga——汽车满载总质量；a)rfR——道路滚动阻力系数(fR=0.010~0.015)；fH——平均爬坡能力系数（0.08）；a)rf——汽车性能系数， 0.195

(GG

16时，f=0。i代入公式可得：Tcf=782.11N·m

Temax icfTc=min[Tce,Tcs]；Tc=T。cf主动锥的计算转矩TzT Tcz i

（3-4）0 GTz——主动齿轮的计算转矩；i0——主减速比；Gη——主、从动锥齿轮间的传动效率，双曲面齿轮副取0.9。GTceTze=622.23N·mTcsTzs=1143.46N·mTcfTzf=190.57N·m主减速器锥齿轮的主要参数选择主、从动锥齿轮齿数Z和Z的确定1 29选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：①为了磨合均匀，Z、Z之间应避免有公约数。1 240。③为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车，Z1

一般不少9于；对于商用车，Z91

一般不少于6。i④主传动比。较大时，Z尽量取的少些，以便得到满意的离地间隙。i1⑤对于不同的主传动比，Z、Z之间应避免有公约数。1 21 为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于4094.55Z=9Z=411 重新计算传动比i0i Z0 Z1

4.56

（3-5）从动锥齿轮大端分度圆直径D和端面模数m2 s对于单级主减速器，增大尺寸

D会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会2影响跨置式主动轮的前支承座的安装空间和差速器的安装D由经验公式初选2D2KD23Tc209.33mm （3-6）2D——从动锥齿轮的大端分度圆半径；2——K 15（13.0~15.3）；——D2c c c ceT——计算转矩，T=T=min[T,Tc c c cem的选择：sms

DZ25.11 （3-7）3Tc3Tc式中：

ms Km 4.88 （3-8）Km——模数系数，Km=0.35(取0.3~0.4)；Tc——计算转矩，Tc=Tc=min[Tce,Tcs]=2717.78N·m。10m5s主、从动锥齿轮齿面宽b和b的计算1 2的从动齿轮齿面宽b2b=0.155·D=31.78mm （3-9）2 210%b=1.1b=34.96mm1 2的选择FβεεF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，εF1.251.5~2.0之间F时效果最好，但β过大，会导致轴向力增大汽车主减速器双曲面齿轮副的平均螺旋角为35~40,而乘用车选用较大F的β，应保证较大的ε，使运转平稳，噪声低F“格里森”制推荐用下式来近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值ZZZZ211'255 90d44.67 （3-10）12式中：β1'——主动齿轮（名义）中心螺旋角的预选值；——Z，Z 主、从动齿轮齿数；——1 22d——从动轮的节圆直径；2E——双曲面齿轮的偏移距。预选β1'后，需用刀号来加以校正，首先要求近似刀号f1f2sin'近似刀号= 2011f2tanf2

tan

h h f1 f2f1 R R

h cm Z2m Z2Z212( 2

0.05717f1 f

arctan0.057173.2723196.34'选择标准刀号14arcsin(20标准刀号1f1 f2

（3-11）定从动轮的名义螺旋角2 45.4835189.50690135.982 式中：ε——双曲面齿轮传动偏移角。E(d 2b(d 2b2)21式中：E——双曲面齿轮的偏移距；2d——双曲面从动齿轮的节圆直径；22b——双曲面从动齿轮的齿面宽。21240.732双曲面齿轮副偏移距E

（3-12）（3-13）2E小则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。E=0.1D=20.5mm。2双曲面齿轮的偏移方向反。螺旋方向的确定12α19°20°，本α=19°。13主减速器双曲面锥齿轮强度计算单位齿长圆周力的计算按发动机最大转矩计算P2kd

emax

kiigf

103156.39Nm[P]893Nm （4-1）nDb122 2 Gm r2 2' r

（4-2）PDbi22m

1031126.30Nm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 ck0ksw

m103

（4-3）式中：

kmbDJv s wTc——所计算的齿轮计算转矩；K0——过载系数，K0=1；Ks——载荷分配系数，Ks=0.6661；Km——尺寸系数，Km=1.1；Kv——质量系数，Kv=1.0；ms——齿轮端面模数；D2——从动锥齿轮齿面宽；Jw1——主动齿轮弯曲应力综合系数，Jw1=0.23；Jw2——从动齿轮弯曲应力综合系数，Jw2=0.26。主动锥齿轮强度校核Tze计算扭矩来计算校核w1504.00N/mm2700N/mm2Tzf为计算扭转来校核14w2 N/mm2210N/mm2w2从动锥齿轮强度校核Tce计算扭矩来计算校核w '469.21N/mm2700N/mmwTcf为计算扭矩来校核w2 '135.33N/mm2210N/mm2w2轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为CDpCDpKK K1031z 0 m KbJv jj

N/mm2 （4-4）式中：T——主动齿轮的计算转矩；zCp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N0.5/mm；K，K，K，K——与4-3相同；0 v m sK——表面质量系数，对于制造精确的齿轮取1.0；fj J——计算接触应力的综合系数，J=0.175j 以发动机最大扭矩和传动系最低档速比所确定的主动锥齿轮的转矩T为计ze算来校核Cpkk kk103D1c0ms kbJv jfjCpkk kk103D1c0ms kbJv jfj以汽车日常行驶平均转矩所确定的主动锥齿轮转矩T为计算转矩来校核zfCDpkk kk1031c0CDpkk kk1031c0m s kbJv jjej主、从动轮的齿面接触应力是相同的。主减速器锥齿轮的材料选择15驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其他齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器锥齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下要求：高的耐磨。断。性规律易控制。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 20CrMnTi20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV等。20CrMnTi。0.005~0.020mm的磷化初理或镀25%度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。16主减速轴承计算机选择作用在主减速器主动齿轮上的力锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力，该法向力可分解锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力，该法向力可分解力。Td进行计算，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算TTd 1fi1g1fT1)3f100i2g2fT2)3f 100iRgR100fTR13fT170,fT265,fT360,fT460fi11,fi24,fi320,fi475ig14.56,ig2ig31.95,ig41.34fi1,fi2fiR；变速器在各档的使用率；ig1ig2igRfT1,fT2fTR；变速器在各档时的发动机的利用率。F式中:

FDm

(5-1)T——作用在该齿轮上的转矩，作用在该主减速器主动锥齿轮上的当量转矩，为上式计算结果T==172.86N·m；Dm——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径DmDbsin (5-2)经计算 m2 2 2D Dbsin2经计算 m2 2 2按式5-1主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力17F2TdD

1031983.70Nm2锥齿轮的轴向力和径向力图5-1主动锥齿轮齿面的受力图rr如图5-1，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，FrrFF

垂直于OA且位于∠OO’A所在的平面，N f NF位于以OA为切线的节锥切平面内。F在此平面内又可分为沿切线方向的圆f f周力F和沿节圆母线方向的力F。F与F之间的夹角为螺旋角β，F与F之间s f T f的夹角为发现压力角α，这样就有：作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为NFazN

sinF

cos F（tansinsincosS cos

（5-3）F

cosF

sin F（tancossinsin）Rz N

S cos

（5-4）主动锥齿轮轴向力F F（tansin01sin1cos1516.53Naz cos1式中：F——齿宽中点处的圆周力；β1——主动齿轮齿面宽中点处的螺旋角；α——齿廓表面的法向压力角；γ01——主动齿轮面锥角。18主动锥齿轮径向力F F （tancos01sin1sin1584.92Nrz cos1参数同上式：从动锥齿轮轴向力F F （tansinR2sin2cos1186.25Nac cos2F——齿宽中点处的圆周力；Β2——从动齿轮齿面宽中点处的螺旋角；α——齿廓表面的法向压力角；γR2——从动齿轮面锥角。从动锥齿轮径向力F F （tancosR2sin2sin864.82Nrc cos2参数同上式：式2-14,2-15参考《汽车设计》。主减速器轴承载荷的计算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轴承布置如图5-2：19图图5-2 轴承布置a90mm,b60mm,c120mm,d180mmD Dm1 1

bsin136.24mm1D D1m2

bsin2174.28mm2轴承受力如下表2-3：2轴承号轴承号力的名称公式计算结果A径向力71.25N(F2rzaFDazm1)2轴向力Faz-23.84NB径向力(a)2(FbFrza0F D31.61Naz m