汽车主减速器设计讲解.docx
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汽车主减速器设计讲解
主、
本设计是对载货汽车设计一个结构合理、工作性可靠的双级主减速器。
此双级主减速器是由两级齿轮减速组成。
与单级主减速器相比，在保证离地间隙相同时可得到很大的传动比，并且还拥有结构紧凑，噪声小，使用寿命长等优点。
本文论述了双级主减速器各个零件参数的设计和校核过程。
设计主要包括：
主减速器结构的选择、从动锥齿轮的设计、轴承的校核。
主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。
对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。
关键词：
载货汽车；双级主减速器；齿轮；校核；设计
ABSTRACT
Thisdesignisdesignsastructuretothetrucktobereasonable,workrelatedreliabletwo-stagemaingearbox.Thistwo-stagemaingearboxiscomposedoftwolevelofgearreductions.Compareswiththesinglestagemaingearbox,whentheguaranteegroundclearaneeisthesamemayobtaintheverygreatvelocityratio,andalsohasthestructuretobecompact,thenoiseissmall,servicelifelongandsoonmerits.Thisarticleelaboratedthetwo-stagemaingearboxeachcomponentsparametercomputationandtheselectionprocess,andthroughcomputationexamination.Thedesignmainlyincludes:
Maingearboxstructurechoice,host,drivenbevelgear'sdesign,bearing'sexamination.Themainreducerinthetransmissionlinesusedtoreducevehiclespeed,increasedthetorque,itislessdependentonthebevelofmoregeardriveoflessbevelgear.PurchaseoftheIongitudinalengineautomobiles,themainbevelgearreduceralsousedtochangethedrivingforceforthedirectionoftransmission.
Keywords:
Truck；Two-stageMainReductionGea;Gear；Check
摘要I
AbstractII
第1章绪论1
1.1概述1
1.1.1主减速器的概述1
1.1.2主减速器设计的要求1
1.2主减速器的结构方案分析2
1.2.1主减速器的减速形式2
1.2.2主减速器的齿轮类型2
1.2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案3
1.3主要涉及内容及方案4
第2章主减速器的结构设计与校核5
2.1主减速器传动比的计算5
2.1.1轮胎外直径的确定5
2.1.2主减速比的确定6
2.1.3双级主减速器传动比分配7
2.2主减速齿轮计算载荷的确定8
2.3主减速器齿轮参数的选择10
2.4主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算12
2.4.1主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算12
2.4.2主减速器螺旋锥齿轮的强度校核13
2.5第二级齿轮模数的确定17
2.6双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择18
2.7齿轮的校核19
2.8主减速器齿轮的材料及热处理20
2.9本章小结21
第3章轴承的选择和校核22
3.1主减速器锥齿轮上作用力的计算22
3.2轴和轴承的设计计算24
3.3主减速器齿轮轴承的校核26
3.4本章小结29
第4章轴的设计30
4.1一级主动齿轮轴的机构设计30
4.2中间轴的结构设计31
4.3本章小结32
第5章轴的校核33
5.1主动锥齿轮轴的校核33
5.2中间轴的校核35
5.3本章小结37
结论38
参考文献39
40
附录
第1章绪论
1.1概述
1.1.1主减速器的概述
主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。
对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。
由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，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后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力[1]0
对于载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而主减速器在传动系统中起着非常重要的作用。
随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于重型载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转
矩也在700Nm以上，百公里油耗是一般都在34L左右。
为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。
因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的传动系便成了有效节油的措施之一。
所以设计新型的主减速器已成为了新的课题。
1.1.2主减速器设计的要求
驱动桥中主减速器的设计应满足如下基本要求⑴：
1、所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。
2、外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。
3、在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。
4、在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。
5、结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。
本设计主要研究双级主减速器的结构与工作原理，并对其主要零部件进行了强度
校核
1.2主减速器的结构方案分析
主减速器的结构型式主要是根据其齿轮类型、主、从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异［2］。
1.2.1主减速器的减速形式
为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的⑹。
根据主减速器的使用目的和要求的不同，其结构形式也有很大差异。
按主减速器所处的位置可分为中央主减速器和轮边减速器，按参加减速传动的齿轮副可分为单级式主减速器和双级式主减速器。
按主减速器速比的变化可分为单速主减速器和双速主减速器两种。
单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。
双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。
由于本文设计的是重型汽车主减速器，由于它的主传动比比较大，故选用二级主减速器［3］［4］。
1.2.2主减速器的齿轮类型
根据主减速器的使用目的和要求的不同，其结构形式也有很大差异。
按主减速器所处的位置可分为中央主减速器和轮边减速器，按参加减速传动的齿轮副可分为单级式主减速器和双级式主减速器。
按主减速器速比的变化可分为单速主减速器和双速主减速器两种。
按齿轮副结构形式可分为圆柱齿轮式和圆锥齿轮式两种。
按齿型的不同，
又分为螺旋锥齿轮和双曲面锥齿轮。
他们有着不同的特点：
螺旋锥齿轮，其主、从动齿轮轴线相交于一点，交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用90交角的布置。
由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的齿轮同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。
加之其齿轮不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另一端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也很小。
传动效率高，能达到99%，生产
成本也较低，不需要特殊的润滑，工作稳定性能好。
但对啮合精度很敏感。
双曲面齿轮的特点是主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离。
双曲面齿轮传动不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30%，齿面的接触强度提高，选用较少的齿数，有利于增加传动比和降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度，从而得到更大的离地间隙，利于实现汽车的总体布置等优点。
但双曲面齿轮加工工艺要求比较高。
本文设计的双级主减速器第一级选取弧齿锥齿轮，第二级选取圆柱齿轮。
123主减速器主、从动锥齿轮的支承方案
主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作
齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整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密切相关。
1、主动锥齿轮的支承
主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和骑马式支承两种。
查阅资料、文献，经方案论证，采用悬臂式支承结构（如图1.1（a）所示）。
1—调整垫片2—调整垫圈
（a）悬臂式支承（b）骑马式支承
图1.1主动锥齿轮的支承型式
2、从动锥齿轮的支承
从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸cd有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，
2.2所示）。
为了增加支承刚度，两轴为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处c-d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直
径的70%。
为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d
图1.2从动锥齿轮的支承型式
1.3主要涉及内容及方案
其主要的内容为有：
1.主减速比的计算；2.主减速比的分配；3.—级齿轮传动机构
的设计和校核；4.二级齿轮传动的设计和校核；5.轴承的选择和校核；6.轴的选择了达到增大离地间隙和柱减速器的功能要求，在这些内容中最重要的是如何合理的分配好主减速比。
在这个过程中，只有反复的通过计算，不断调整一、二级的减速比。
主要方案：
运用齿轮传动原理，先用圆锥齿轮改变其转矩的方向，并同时达到减速增扭的目的。
让后再通过圆柱齿轮副最终达到我们自己所需要的速度和扭矩。
第2章主减速器的结构设计与校核
2.1主减速器传动比的计算
2.1.1轮胎外直径的确定
载货汽车的参数如下表2.1：
表2.1基本参数表
名称
代号
参数
驱动形式
4X2
装载质里/t
8.510
总质里/t
16
发动机取大功率/kw及转速/r/min
Pemax-np
140-2500
发动机最大转矩/N.m及转速/r/min
Temax-nT
700-1400
轮胎型号
11.00-20
变速器传动比ig
igl
5.2
igh
0.72
最咼车速/km/h
Vamax
92
由上表可知载货汽车的轮胎型号为11.00-20,其中20为轮*名义尺寸D、单位为英寸。
11.00为轮胎的宽B、单位也为英寸。
b为轮*轮缘高度尺寸（单位mm），在这里取B（14.00）如下图所示：
通常乘用车轮胎断面宽高比H/B的两位百分数表示为系列数，例如H/B为0.88,0.82，0.80，0.70，0.60，0.50时，则分别称其为88，82，80，70，60，50系列，轿
车多采用的其后三种系列。
商用车轮胎的高宽比为：
有内胎的为0.95;无内胎为0.85。
载货汽车设计选用的轮胎是加深花纹的轮胎［刘惟信版《汽车设计》表2-20］，型号为11.00-20,可查得轮胎的外直径为：
dr=1100mm（2.1）
dr=1.10m
图2.1轮胎的断面图
2.1.2主减速比的确定
主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高
档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。
io的选择应在汽车总体设计时和传
动系的总传动比iT一起由整车动力计算来确定。
可利用在不同io下的功率平衡图来研究io对汽车动力性的影响。
对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择io可使汽
车获得最佳的动力性和燃料经济性⑸。
对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pemax及其转速门卩的情况下，所选择的i。
值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速Vamax。
这时io值应按下式来确定：
io
=0.377
rg
Vamaxigh
（2.2）
式中rr车轮的滚动半径，片二乞刃壬厶口，单位m；
2
igh变速器最高档传动比；
vamax——最高车速；
np发动机最大功率时的转速。
对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而最高车速稍有下降,
io一般选得
比上式求得的大10%-25%即按下式选择:
i0=（0.377〜0.472）
5
Vamaxlgh^H丨LB
式中rr——车轮的滚动半径，m；
igh变速器最高档传动比；
iFH分动器和加力器的最高档传动比;
Lb轮边减速器的传动比。
本设计中没有分动器和加力器，所以iFH=1;也没有轮边减速器，所以iLB=1。
按
以上两式求得的io值应该与同类汽车的相应值作比较，并考虑到主、从动主减速器齿
轮可能有的齿数，将io值予以校正并最后确定下来。
由式（2.2）得，取功率储备系数
为0.420，即：
i0=0.420一（2.4）
VamaxighiFHiLB
把rr=0.55m、np=2500r/min、vamax=92km/h>iFH=1>iLB=1>igh=0.72代入式（2.4）
中，算的i°=8.18。
并与同类汽车比较也传动比也相差不大，最终确定i0=8.18。
因为i。
大于了7.6，所以得采用双级主减速器。
2.1.3双级主减速器传动比分配
一般情况下第二级减速比G与第一级减速比心之比值（心/山）约在1.4〜2.0范围内，而且趋于采用较大的值，以减小从动锥齿轮的半径及负荷并适应当增多主动锥齿轮的齿数，使后者的轴径适当增大以提高其支承刚度⑹7］;这样也可降低从动圆柱
齿轮以前各零件的负荷从而可适当减小其尺寸及质量。
在这里因为主减速比比较大，为了使得二级主减速器从动齿轮的直径小一些，可以取心/*也小一些，在这里取1.1。
一般，双级主减速器第一主动锥齿轮的齿数乙多在9〜15范围内［8］，由于一般常规的
载货汽车乙最大可取到11,为了提高主动齿轮的强度，我们在这里取最大乙=11,则
可算得：
i01
•1九73'其Si、需=3.00'修定总传动比得i0讥心19。
2.2主减速齿轮计算载荷的确定
（2.5）
（2.6）
通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（Tje、Tj,）的最小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。
即
Tje=TemaxblK。
T/n
G2：
rr
LB』LB
式中Temax一一发动机最大转矩，Nm
TL由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比,
iTL=i0i1=8.195.2=42.59;
T——上述传动部分的效率，取T=0.9；
K。
一一超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野车以及液力传动的各类汽车取K=1；
n――该车的驱动桥数目，在这里n=1；
G2――汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N;对后桥来说应该考虑
到汽车加速时的负荷增大；
:
――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
于越野汽车取=1.0，对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车取=1.25；
rr――车轮的滚动半径，m；
LB,iLB――分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比（例如轮边减速器等），在这里取LB=1,心=1。
由表2-1中可知，把Temax=700（Nm）代入式（2-5）得:
Tje=Temax^TLK0'T，n
Tje=700Nm42.5910.9/1
Tje=26831.70（Nm）
各类汽车轴荷分配范围如下图:
表2.2驱动桥质量分配系数
车型
空载
满载
前轴
后轴
前轴
后轴
轿车
前置发动机
前轮驱动
56%~66%
34%~44%
47%~60%
40%~53%
前置发动机
后轮驱动
50%~55%
45%~50%
45%~50%
50%~55%
后置发动机
后轮驱动
42%~59%
41%~50%
40%~45%
55%~60%
货车
4X2后轮单胎
50%~59%
41%~50%
32%~40%
60%~68%
4X2后轮双
胎，长头、短
头车
44%~49%
51%~55%
27%~30%
70%~73%
4X2后轮双
胎，平头车
49%~54%
46%~51%
32%~35%
65%~68%
6X4后轮双胎
31%~37%
63%~69%
19%~24%
76%~81%
本文设计车型为42后轮双胎，平头车，满载时前轴的负荷在32%〜35%,取34%;
后轴为65%〜68%,取66%。
该车满载时的总质量为G=16t，则可求得前后轴的轴荷G1和G2
（2.8）
（2.9）
G1=0.34G=0.3416t=5.44t
G2=0.66G=0.6616t=10.56t
把式（2.1）和式（2.9）的值代入式（2.6）,可得
LBLB
4
Tj「=
1.056109.8N0.850.55m
（2.10）
1x1
Tj=48380.640（Nm）
取Tjmin（Tje、「J，即f=26831.70（Nm）为强度计算中用以验算主减速器从
动齿轮最大应力的计算载荷。
对于公路车辆来说，使用条件较非公路车俩稳定，其正常持转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为
（2.11）
5=（3"J仟（fR第fp）
Ilb"lbn
式中：
Ga——汽车满载总重1.6104>9.8=156800N；
GT——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取Gt=0;
fR――道路滚动阻力系数，载货汽车的系数在0.015〜0.020;初选fR=0.018;
fH――汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。
货车和城市公共汽车通常取
0.05〜0.09,可初取fH=0.08;
fP――汽车性能系数
（2.12）
」0.19吗G）
P_100[Temax
当0.195（GaGt）=43.68>16时，取fP=0。
Temax
rr，Ilb，LB，n，Temax等见式（2.5）（2.6）下的说明。
把上面的已知数代入式（2.11）可得：
（2.13）
Tjm=（GaGt）rr（fRfHfP）=8451.52（Nm）
ILB'LBn
2.3主减速器齿轮参数的选择
1、齿数的选择
对于普通双级主减速器，由于第一级减速比ioi比第二级的i02小一些，这时第一级主动锥齿轮的齿数zi可选得较大些，约在9〜15范围内。
第二级圆柱齿轮的传动齿数和可选在68_10的范围内。
在这里我们选择乙=11。
则z2二乙i01=112.73=30.03取
z2=30，修正第一级的传动比i01=2.73;i023.00。
z1i01
2、节圆直径的选择
节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩（见式2-5,式2-6中取两者中较小
的一个为计算依据）按经验公式选出：
d^Kd23T；（2.14）
式中：
Kd2――直径系数，取Kd2=13〜16;
Tj——计算转矩，Nm,取Tj.■：
，Tje中较小的，第一级所承受的转矩：
Tje
「=丄=8943.90（Nm）（2.15）
i02
把式（2.15）代进式（2.14）中得到d2=269.84〜332.12mm;初取d2=300mm。
3、齿轮端面模数的选择
当d2选定后，可按式mt二d2/z2可算出从动齿轮大端模数，g=10mm。
4、齿面宽的选择
汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：
F=0.155d2=46.50mm，可初取F2=50mm。
5、螺旋锥齿轮螺旋方向
一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势⑵。
6、螺旋角的选择
螺旋角应足够大以使齿面重叠系数mF-1.25。
因mF愈大传动就越平稳噪声就越
低。
螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。
在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°[9]。
7、齿轮法向压力角的选择
根据格里森规定载货汽车和重型汽车则应分别选用20>22'30的法向压力角
则在这里选择的压力角为20。
2.4主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算
2.4.1主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算
主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸的计
表2.3双级主减速器一级齿轮的几何尺寸计算用表
序号
项目
计算公式
计算结果
1
主动齿轮齿数
Z1
11
2
从动齿轮齿数
Z2
30
3
大端模数
mt
10.00mm
4
齿面宽
b
b2=50mm
5
工作齿高
hg=H1m
hg=17.00mm
6
全齿高
h=H2m
h=18.88
7
法向压力角
Ct
a=20°
8
轴交角
E
送=90°
9
节圆直径
d=mz
d1=110mm
d2=300mm
10
节锥角
和=arctan^
Z2
丫2=90°-Y1
笃=20.14=
Y2=69.86°
11
节锥距
d1d2
A0=:
—=:
—
2sin;/12sin；'
A0=159.74mm
12
周节
t=3.1416m
t=31.42mm
13
齿顶咼
ha1=hg—ha2
ha2=kam
ha1=11.88mm
ha2=5.12mm
14
齿根高
hf=h-ha
hf1=7.00
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