驱动器主减速器设计说明书

目录主减速器的设计汽车的主要参数主减速器结构形式的确定主减速器的轮齿类型的选择主减速器减速形式的选择主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择主减速器基本参数的选择与设计计算主减速齿轮计算载荷的确定主减速器锥齿轮几何尺寸的计算.格里森”制主减速器锥齿轮强度计算主减速器锥齿轮轴承的计算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：主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动机纵置的汽车来说，主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。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：减速器；齿轮；传动；载荷；引文：通过此次对汽车主减速器的设计，我们掌握了 主减速器的设计汽车的主要参数给定的参数如下：发动机型号 发动机最大转矩【■ 】传动系传动比：一档 主减速比驱动轮类型与规格 ——汽车总质量（）使用工况：城乡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。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。螺旋锥齿轮 ^ 双曲面齿轮 圆柱齿轮传动 蜗杆传动图 主减速器的几种齿轮类型()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。（）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,三 的传动更加有其优越性。当传动0比小于时，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。()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。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 .所以本设计采用螺旋锥齿轮。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i 时应该采0用单级主减速器。这只是推荐的范围，在确定主减速器的减速形式时会有不同的选择。由于本设计载货汽车的主减速比不是很大，所以本设计采用单级主减速器。主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择主减速器必须要保证主从动齿轮有良好的啮合状况，才能够使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整以及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度有密切的关系。现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种：（）悬臂式如图所示，悬臂式支承的结构特点是锥齿轮大端一侧有较长的轴，并且在它的上面安装一对圆锥滚子轴承。为了尽可能的增加支承的刚度，支承距离应大于倍的悬臂长度，且应比齿轮节圆直径的还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a支承刚度除了与轴承开式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的主减速器上。()跨置式如图 所示，跨置式支承的结构特点是在锥齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，又使轴承的负荷减小，齿轮的啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。但是跨置式支承增加了导向轴承支座，使主减速器结构复杂，成本提高。乘用车和装载质量小的商用车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。本设计采用结构较为简单的悬臂式支承，以降低其成本。主减速器基本参数的选择与设计计算主减速齿轮计算载荷的确定除了主减速比及其驱动桥的离地间隙以外，另一个原始参数是主减速器的齿轮的计算载荷。这里采用“格里森”制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。（）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j=氏产xJcmX。X%X%X7]r/n（式）式中：TOC\o"1-5"\h\z〃—一变速器一挡传动 8£口一一主减速器传动比在此取 85——发动机的输出的最大转矩，在此取 Nm；/——由于猛接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降 ,当性能系数万时可取降 ;——(16-0.195——100\ T——(16-0.195——100\ TemaxMs当0.195^^>16^gmax（式）:二—一汽车满载时的总质量在此取所以工传动系上传动部分的传动效率，在此取分动器传动比，取°根据以上参数可以由 ）得:1X108X4.896XIX4.875X0.9）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩「（式）式中：s——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷TOC\o"1-5"\h\z=XX ；m2—-最大加速时后轴负荷转移系数，一般乘用车为〜，货车为〜此取；c—-轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取中 ；对越野汽车取中 ；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取① ；在此取中 ；Q—-车轮的滚动半径，为 2%—-主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率，此取 ；…—-主减速器从动齿轮到车轮间的传动比取°所以由公式（）得14700X0.S5X1.2X0.2950.9X1 二4914.70.9X1按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩二二其中1为汽车日常行驶平均牵引力()，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~在此取0后者对于载货汽车可取 在止匕取 0因此，=20000X(0.018+0.07)=1760N1760X0Trf=-—=576.9N-mcf0.9X1X1几inj 作为计算载荷，主动锥齿轮：==^ inrF=^-=124.6N.m主减速器锥齿轮基本参数的选择()主、从动锥齿轮齿数分和全选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑以下因素：①为了磨合均匀，二，二二之间应避免有公约数；②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o③为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车二二一般不小于6④主传动比二较大时，二二尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙;⑤对于不同的主传动比，分和知应有适宜的搭配。对于本设计，选定主动锥齿轮分9从动锥齿轮与 4()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，壬对驱动桥尺寸有影响，增大尺寸上会影响驱动桥壳的离地间隙，减小上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。上可根据经验公式初选，即（式）式中：左. 直径系数，一般取〜,取5TOC\o"1-5"\h\z七一一从动锥齿轮的计算转矩，为 2o；由式（）得：== XV2320 ,取整为 齿轮端面模数%=4 4同 时叫. 满足y-二七--三式%—-模数系数（/通常为 〜），取。取两个计算结果中的较小值并且取整为m m重新计算断面直径为s= m= 。（）主，从动齿轮齿面宽瓦和运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坛不大于它的节锥距的倍但同时也应该满足小于 倍的端面模数。从动锥齿轮齿面宽坛推荐值为坛 X ，取，对于螺旋锥齿轮齿轮"一般比坛大0齿面宽瓦 .X3()螺旋角B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0螺旋锥齿轮副的中点螺旋角是相等的0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。〜。，轿车选择较大的0以保证较大的知，使运转平稳，噪声小；货车选择较小的B以防止轴向力过大，通常取°0综上分析对于本设计范例选择螺旋角三()螺旋方向的选择轴向推I力轴向推I力主动齿轮旋转方向轴向推主动齿轮旋转方向A轴;A轴;向!推!力I向j推!力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。（）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.

或者°；货车的压力角为°；重型货车的压力角为.。在此选用°的平均压力角。主减速器锥齿轮几何尺寸的计算表 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z1小齿轮齿数z2大齿轮齿数m模数b2大齿轮齿面宽a°压力角h=Hmg i齿工作高hH查表取g 1h=Hm2齿全高hH查表取2E°轴交角Ed=mz1 1小齿轮分度圆直径Y=arctanz/z1 1 2.小齿轮节锥角Y=90-y2 1.大齿轮节锥角A=d/2siny0 1 1节锥距t=3.1416m周节h'=Km2 a大齿轮齿顶高h'K查表取2 a

K=%_h2(小齿轮齿顶高h1ih=—小齿轮齿根高续表序号计算公式数值注 释h〃=h一h2 2大齿轮齿根高c=h-hg径向间隙5=arctan'/A1 1 08■小齿轮齿根角5=arctan斤"A2 2 0°大齿轮齿根角y=y+501 1 2°小齿轮面锥角y=y+502 2 1.大齿轮面锥角y=y-5R1117小齿轮根锥角y=y-5R2 2 2O大齿轮根锥角d=d+2hcosy01 1 1 1小齿轮外缘直径d=d+2hcosy02 2 2 2大齿轮外缘直径d%=—-h'siny01 2 i i小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离d%=t—h1siny02 2 2 2大齿轮节锥顶点至齿轮外缘s=Sm2 k大齿轮理论弧齿厚s,S查表取2 k

s=t—s1 2小齿轮理论弧齿厚p°螺旋角表 螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿厚S表 螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿厚S主动齿轮齿数z1从动齿轮最小齿数z2min法向压力角a°螺旋角p°0°齿工作高系数H1齿全高系数H2大齿轮齿顶高系数Ka1/0.392/Z2- 1H、H和K1 2ak“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（）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p=式式中：——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二二一一从动齿轮的齿面宽。按发动机最大转矩计算时（式）式中：兀…——发动机输出的最大转矩，在此取 Nm;f——变速器的传动比在此取 ；D1一一主动齿轮节圆直径，在此取m按式（）得：p=以w""xIO,=705.24州广 1X45X30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〜5经验算以上数据在许用范围内。（）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）式中:该齿轮的计算转矩，D0———超载系数；在此取尺寸系数，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，K一二,在此为6关，s425.4-—-载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，K=■ m〜 跨置式支承时取 〜 2支承刚度大时取最小值；工-—-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；——计算齿轮的齿面宽m——大齿轮直径为0 端面模；相啮合另一齿轮的齿瓢0.160.20030.28032——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。参照图相啮合另一齿轮的齿瓢0.160.20030.28032图 计算用弯曲综合系数按6= •计算疲劳弯曲应力2QOOX576.9X1XO.666X1,1_CT= -1X30X220X5XQ.26按*= •计算疲劳弯曲应力二；二二’"2二=1X30X220X5X0126所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为式中：一一主动齿轮的计算转矩；嚓一一材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 N2m,,乙，-见式 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.二一一表面质量系数，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.——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，按图选取.按计算:

L-D图 接触计算用综合系数按计算:

L-D图 接触计算用综合系数X103=2225双，白|EXE01x1xX103=2225及旧汁留 232,6/2X124.6X1X01666XL1X1_ 一“ 0.一n… 2按；「计算：；-= -一二二 J：：：：一二一工一\/：：：：・：•：-5 / 457 1X30X0.132 f所以所设计的主减速器齿轮满足接触强度要求。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。2T式中: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;二二一——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径—坛河口为=185.8mm0计算主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力F=空空=25.0KJV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 7减速器轴承的布置尺寸主动齿轮轴承的选择与计算初选轴承，的径向载荷分别为_I2_I2+£式0+垃（式（式可以按照（式可以按照"/(EX岁.弩1由于主动齿轮的轴向力和径向力分别为尸Fas= （tanasiny—sinpcos=—14.9氏州,=—（tanacosy+sin,siny）=14.4KTVTOC\o"1-5"\h\z所以由式（）和（ 1得轴承的径向力2.轴承的径向力弓丁 .轴承，的轴向载荷分别为%=^=-14.9^ ^[=0按照当量转矩求出轴承的径向载荷弓及轴向载荷;以后，

下式求轴承的当量动载荷E；坨XY式中：X为径向系数；¥为轴向系数。对于单列圆锥滚子轴承来说，当吊/V时， 反之值见轴承手册或