主减速器及差速器设计

PAGEPAGE2汽车主减速器及差速器设计1绪论1.1主减速器结构形式主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速器形式不同而不同。主减速器的齿轮主要有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。本车主减速器齿轮为弧齿锥齿轮。1.2主减速器的减速形式主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等。单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点，但是其主传动比不能太大，一般≤7，进一步提高将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，致使从动齿轮热处理困难。松花江微型车的减速形式为单级主减，器结构见图1-1图1-1单级主减速器1.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。悬臂式支承结构的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a和增加两支承间的距离凸b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70％还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、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。本减速器采用的是悬臂式支承结构。1.4差速器结构形式选择汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。齿轮差速器要圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。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-差速器右壳图1-2普通的对称式圆锥行星齿轮差速器强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。本车差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮(少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差速器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，被广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上。有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置。1.5设计主要内容本次设计主要包括以下内容：1、主减速器被动齿轮基本参数的选择与计算，它包括从动锥齿轮计算载荷的计算、从动锥齿轮的齿数选择、从动锥齿轮齿面宽度计算、中点螺旋角的计算、螺旋方向的选择、法向压力角的选择。2、差速器基本参数的选择与计算，它涵盖了行星齿轮数的选择、行星齿轮球面半径的计算、行星齿轮节锥距的计算、行星齿轮和半轴齿轮齿数选择、行星齿轮和半轴齿轮节锥角和模数的计算以及压力角和行星齿轮轴直径及支承长度的计算。3、主减速器被动齿轮和轴承的校核，被动齿轮齿根弯曲强度计算、轴承疲劳寿命计算。4、差速器各部件的校核，主要有齿面接触疲劳强度计算、齿根弯曲疲劳强度计算。2主减速器从动齿轮基本参数的选择与计算2.1从动齿轮参数计算2.1.1从动锥齿轮所受载荷是由发动机经过变速器和主减速器产生的，从动齿轮计算载荷是、中较小的一个。=750.14N。2.1.2（1）节圆直径计算（2-1）主从动齿轮或双曲面齿轮的节圆直径；直径系数一般取13到16=15；计算转矩=750.14N。代入式（2-1）得=15=136mm当以档传递最大转矩时节圆直径应大于以下两式计算的大值=0.346=167mm=0.346=71mm从动轮的节圆直径为168mm。所以从动齿轮端面模数m===4.54（2-2）（2）齿面宽度计算通常推荐圆锥齿轮与双曲面齿轮传动大齿轮的齿面宽度为节锥距的0.30倍但不应该超过10倍模数。推荐F=0.30A且FF=0.155=26.04mm。（3）中点螺旋角的计算因为偏移距的大小与螺旋角的大小密切相关，而偏移距的选择是根据经验小轿车不超过大齿轮节锥距的40%，载重车、越野车不应该超过节锥距的20%,E取E=20mm。汽车主减速器锥齿轮的螺旋角多在35～40小轿车应用较大值以保证有较大的法面模数使运转平稳、噪音低。近似预选主动齿轮螺旋角的名义值：=25+5+90（2-3）、主从动齿轮齿数=9=37；E双曲面齿轮的偏移距E=20mm。代入式（2-3）得=45。从动齿轮的名义螺旋角：=-；双曲面齿轮传动偏移角的近似值Sin===0.2（2-4）=11.5=34.5。双曲面传动的平均螺旋角为=39.75，所以中点螺旋角取40。2.2从动齿轮的齿数选择螺旋方向的选择、法向压力角的选择大压力角可以增加齿轮强度，减少齿轮不产生根切的最少齿数，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，并使齿轮的端面重合系数下降，所以中小负荷不采用大压力角，近年来发现小轿车双曲面齿轮压力角的选择与平稳及无声有密切关系。在汽车驱动桥差速器中的小轿车选用14.5，载重货车选用22，根据以上特点选择从动齿轮的螺旋方向为右旋,法向压力角为22。2.3确定从动齿轮的标准尺寸由计算结果和初选尺寸选择以下标准尺寸如表1-1。表1－1从动齿轮的标准尺寸名称参数齿全高系数=1.832齿工作高系数=1.650大齿轮齿顶高系数=0.380节锥角=76.32节锥距=86.45mm周节=14.137mm齿工作高=m=7.425mm齿全高=Hm=8.244mm齿顶高=-=5.715mm齿根高=-=6.534mm齿根角=4.32外圆直径=171.09mm节锥顶点至齿轮外缘距离=13.90mm理论弧齿厚=3.87mm2.4被动齿轮齿根弯曲强度计算(1)单位齿长上的圆周力===2.1510N/mm（2-5）发动机最大转矩=160N；变速器1档传动比=3.545；主动齿轮的节圆直径=20.25mm。将以上数据代入式（2-5）得==2.1510N/mm(2)轮齿弯曲强度的计算===1097Mpa（2-6）=1100Mpa圆锥齿轮与双曲面齿轮强度计算用超载系数=1；圆锥齿轮与双曲面齿轮强度计算用尺寸系数=0.65；圆锥齿轮与双曲面齿轮强度计算用载荷分配系数=1；圆锥齿轮与双曲面齿轮强度计算用质量系数=1；F计算齿轮的齿面宽F=26.04mm；半轴齿轮齿数=37；m端面模数m=4.5；J计算弯曲应力的综合系数J=0.28。代入上述数据==1097Mpa<符合强度要求2.5轴承疲劳寿命计算（1）轴承的选择选择型号CM300849（2）疲劳寿命计算由=3000r/minV=wr=21.56=0.69m/s=3619.19NFr==5245.2N（2-7）当量动载荷计算由型号已知=15000NFa=Frtan15=1259.26N（2-8）=0.083查机械设计表12-8e=0.4252X=0.44Y=1.12P=XFr+YFa=0.445245.2+1.121259.26=3718.2N（2-9）===104年（2-10）最大转矩对应的发动机转速；V轴承转速；Fr轴承受径向力；Fa轴承受轴向力；轴承寿命。3差速器基本参数的选择与计算3.1行星齿轮参数选择与计算3.1.1行星齿轮数n需根据承载情况选择，对于轿车而言一般情况下n可取两个（n=2）。3.1.2（1）计算转矩：=/n（3-1）=/（3-2）=(++)/n（3-3）发动机最大转矩=160N.m；发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时作用在主减速器从动齿轮上的计算转矩；驱动车轮滑转时作用在主减速器从动齿轮上的计算转矩；主减速器从动齿轮上的平均计算转矩；汽车传动系效率=0.9；圆锥齿轮与双曲面齿轮强度计算用超载系数=1；n该汽车的驱动桥数；汽车后轴对地面的荷重；汽车满载质量=18400N。=/=/2（3-4）代入数据到(3-4)得到=7666.67N地面对车轮的作用力；汽车加速行驶的质量转移系数=1.2；轮胎对地面的附着系数=0.85；车轮滚动半径mm；、主减速器从动齿轮到驱动齿轮之间的传动效率和传动比分别为0.9、0.625；汽车性能系数=1；滚动阻力系数=0.012；平均爬坡系数=0.08。把以上数据分别代入（3-1）（3-2）（3-3）得：=2098.07N=750.14N==1948.6N（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，通常取决于行星齿轮背面的球面半径，它是行星齿轮的安装尺寸，实际上也代表行星齿轮的节锥距，因此在一定程度上代表了差速器的强度。=（3-5）行星齿轮球面半径系数=3.8；计算转矩=750.14N。将上述数据代入（3-5）得=35mm确定后可计算节锥距：=（0.98—0.99）mm=34.45mm2.1.3（1）为获得较大的模数从而使齿轮高强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，一般不小于10；半轴齿轮齿数一般在14到25之间。所以设计选择行星齿轮齿数为10，半轴齿轮齿数为16。（2）行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、计算=actan/=actan10/16=32,=58（3-6）、分别为行星齿轮齿数半轴齿轮齿数。（3）行星齿轮和半轴齿轮的大端模数m=2sin/=4.37（3-7）取模数为m=4.5d=mz=45mm=72mm（3-8）、分别主从动锥齿轮或双曲面齿轮的节圆直径。3.1.4行星齿轮安装孔的直径与行星齿轮轴的名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度就是行星齿轮在其行星齿轮轴上的支承长度。L=1.1 L=1.1=（3-9）=（3-10）支承面许用挤压应力=69Mpa；差速器传递转矩=1562.7N；n行星齿轮数目n=16；L行星齿轮支承两中点至锥顶距离。以上数据分别代入到（3-9）、（3-10）得L=11.61mmL=121.91mm=10.5mm3.1.5汽车差速器齿轮过去都选用20，这时齿高系数为1，目前大多数选用22.5的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减少到10，还可以加强齿轮强度。所以选择压力角为22.5。3.2确定行星齿轮和半轴齿轮的标准尺寸由计算结果和初选尺寸选择弧廓直齿锥齿轮标准尺寸系列3如表2-1。表2－1弧廓直齿锥齿轮标准尺寸系列3项目行星齿轮半轴齿轮节锥距=41.28mm=41.28mm齿面宽FF=13.74mmF=13.74mm径节（DP）=43.74mm=70.00mm节圆直径=32=58面锥角=4333′=6455′根锥角=255′=4627′齿顶高=4.78mm=3.28mm齿根高=4.19mm=5.69mm理论外径=51.84mm=73.46m最大外径=49.00mm=69.42mm节锥顶点至齿轮外缘距离=32.46mm=19.10mm节锥顶点至齿轮前缘距离=23.29mm=14.58mm3.3差速器各部件的校核3.1.1差速器齿轮的弯曲应力为：=（3-11）T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩T=（3-12）==116.92N==73.07N计算转矩=1948.6N；n差速器行星齿轮数目；z对应齿轮的齿数；圆锥齿轮与双曲面齿轮强度计算用超载系数=1；圆锥齿轮与双曲面齿轮强度计算用尺寸系数；当端面模数mm,===0.6135圆锥齿轮与双曲面齿轮强度计算用载荷分配系数=1.1；圆锥齿轮与双曲面齿轮强度计算用质量系数=1；F计算齿轮的齿面宽度mm；m计算齿轮的模数；J计算弯曲应力用的综合系数J=0.218。将以上数据代入式（3-11）得==444.23Mpa==168.13MPa许用应力=（3-13）基本许用拉伸应力=560Mpa；温度系数=1；安全储备系数=1；寿命系数=1。将以上数据代入到（3-13）得出==560Mpa<,符合弯曲强度要求。3.1.2由于锥齿轮的各个截面的齿廓大小不同，受载后的变形不同，故直齿锥齿轮传动的强度计算比较复杂，为简化计算可近似的认为一对直齿锥齿轮传动和位于齿宽中点处的当量圆柱齿轮的强度相等，整个啮合过程载荷由一对齿承担，即无重合度的影响；这样直齿锥齿轮传动的强度计算就可以引用支持圆柱齿轮传动的相应公式。直齿圆锥齿轮的当量齿轮齿面接触强度验算公式：=（3-14）当量小齿轮传递的名义转矩；当量小齿轮分度圆直径；当量齿数比。式中代入=b为齿宽R为外锥距=====utan=ub=0.85b=重合度为1时，疲劳强度校核公式：=（3-15）=（3-16）齿数比；计算转矩=73.07N；行星齿轮节圆直径；载荷系数==2.24；（3-17）使用系数=1；齿向载荷分布系数=1.6；圆锥齿轮强度计算用质量系数=1.4；、分别为行星齿轮和半轴齿轮的节锥角；、分别为齿面接触强度和许用强度；接触疲劳极限取=1300Mpa；节点区域系数=2.5；弹性系数=190MPa；重合度系数=1；、寿命系数==1；安全系数=1。代入式（3-15）得=190=71.81Mpa代入式（3-16）得===1300Mpa疲劳强度设计公式：（3-18）代入数据==41mm45>41选用系列尺寸符合要求。3.1.3由直齿圆柱齿轮齿根弯曲强度的验算公式：==（3-19）由式整理的=（3-20）(1)齿形系数和应力修正系数计算由分锥角=32=58当量齿数、===11.8===30.2（3-21）由当量齿数选择齿形系数和应力修正系数分别为：=2.80=2.50=1.50=1.65（2）许用应力=（3-22）上述数据代入到（3-22）==900Mpa齿根弯曲强度；极限弯曲强度=450Mpa；许用齿根弯曲强度；、分别为行星齿轮和半轴齿轮齿形系数=2.8；、分别为行星齿轮和半轴齿轮齿根应力修正系数=1.5；、寿命系数=1；、尺寸系数=1；安全系数=1。将以上数据代入式（3-20）==479Mpa==299.3