单级主减速器.docx
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单级主减速器
、八、，
前言
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。
汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。
另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。
所以，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。
现代汽车的主减速器，广泛采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。
双曲面齿轮工作时，齿面间的压力和滑动较大，齿面油膜易被破坏，必须采用双曲面齿轮油润滑，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将使齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。
主减速器的种类繁多：
有单级式和双级式；有单速式和双速式；还有贯通式和轮边式等。
本文主要对轿车的单级主减速器进行设计。
1课题背景及意义
主减速器是很多不同大小的齿轮组合而成的。
也许你见过可变速的自行车，它的后轮齿轮就是好几个大小不一的齿轮组合起来的，自行车通过链条传动，脚蹬处的齿轮大于后轮齿轮，则车速块，相反则省力也就是扭力大。
机动车的减速器是夹在发动机和传动轴之间的设备。
1、首先发动机转速是很高的，每分钟好几千转，不可能让发动机直接连接传动轴，否则车轮也会达到每分钟几千转，那是很恐怖的
2、发动机通过小齿轮带动减速器的大齿轮，实现了转速的下降和动力的传递
3、当减速器里不同大小的齿轮连接发动机时，传递到车轮的动力则不同：
发动机的小带减速器的最大齿轮，则扭力最大，也就是机动车的一、而档位；发动机的小带减速器的最小齿轮，则车辆速度最高。
本文对汽车的主减速器进行设计主要是为了是汽车或得最佳的动力性能，能充分的利用发动机传递过来的转矩，由于今年了石油资源的紧缺，所以对减速器进行设计，使轿车或得最佳的动力性，对于提高汽车在市场上的竞争力有很大帮助。
对于不同的轿车选用不同的主减速器和主减速形式，提高和改善汽车的性能，本文主要是对轿车的单级主减速器的主动锥齿轮和从动锥齿轮进行设计。
2总体方案设计
主减速器的结构形式
主减速器齿轮的类型：
现代汽车单级主减速器中多采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮两种。
1）螺旋锥齿轮，其主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，且两者的螺旋角1和2相等,
可知螺旋锥齿轮的传动比为:
iolr2l；r1l
（2-1）
式中：
巾、◎—螺旋锥齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径。
2）双曲面齿轮如图2-1所示，主、从动齿轮轴线偏移了一个距离E，称为偏移距，。
根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比为：
F1cos1
F2cos2
（2-2）
式中：
F1、F2—双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力;齿轮的螺旋角
图2-1双曲面齿轮啮合时受力分析
Figure2-1Ofthehypoidgearmeshstressanalysis
双曲面齿轮传动比为:
F2r2sr2scos2
ios_
geos1
式中：
F1、F2—双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力;
1、2—双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角;
1>2—双曲面齿轮主、从动
（2-3）
r1s、r2s—双曲面齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径
令Kcos2/cos1贝yi
osKr2s/r1s。
由于12，所以K1，通常为〜。
主减速器减速形式：
设计要求为单级主减速器，单级主减速器由一对锥齿轮传动，具有结构简单、质量小、
成本低、使用简单等优点，广泛应用于主减速比i0W的各种轿车和轻、中型轿车上（对于
双曲面齿轮通常要求i0＜）;而双级减速和双速主要用于重型载货汽车，贯通式则用于多桥驱动的汽车。
主减速器主动锥齿轮的支承方式：
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。
由于题目为轿车，故所
需传递的转矩较小采用悬臂式支承。
（a）悬臂式支承（b）跨置式支承
图2-2主动锥齿轮的支承方式
Figure2-2Activebevelgearofsupportingmode
（1）悬臂式支承如图2-2（a）所示，其特点是主动锥齿轮轴上两圆锥滚子轴承的大端向外，以减少悬臂长度b，增加支承距a，提高支承刚度；为了尽可能地增加支承刚度，支承距a应大于倍的悬臂长度b，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b。
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。
悬臂式支承结构简单，但支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型轿车的主减速器。
（2）跨置式支承如图2-2（b）所示，支承强大高，但加工和安装不便。
通常装载质量
2吨以上的货车车才采用此支承方式。
主减速器从动锥齿轮的支承方式及调整：
图2-3从动锥齿轮的支承方式Figure2-3Drivenbevelgearofsupportingmode为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸cd。
但cd应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70％。
为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，并让出位置来加强连接突缘的刚度，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。
2.2主减速器基本参数的选择与计算主减速比i0的确定：
对于具有很大功率的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率Pemax的情况下，所选择的i0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:
式中：
r「一车轮的滚动半径，m
——最大功率时的发动机转速，r/min；
Vamax—汽车的最高车速，km/h；
—变速器最高挡传动比，通常为1。
对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有小降，主减速比
般应选得比按式（2-4）求得的要大10%〜25%，即按下式选择:
VamaxighiFhiLB
（2-5）
式中：
iFh—分动器或加力器的高档传动比;
iLB—轮边减速器传动比。
按式（2-4）或式（2-5）求得的i°值应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到主、从动主减速齿轮可能有的齿数，对i0值予以校正并最后确定下来。
本设计范例中，igh、iFh和iLB都为1,根据第四章中采用式（2-4）最小传动比计算结果i。
二，此值在后面的计算中可根据情况结合式（2-5）适当调整。
（i。
二一主减速齿轮计算载荷的确定：
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这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（Tce,Tcs）的较小者，作为载货汽车和越野汽车的计算载荷，即：
Temax办0
G2m2rr
LBiLB
（2-6）
（2-7）
式中：
Temax—发动机最大转矩（）；
iTL—由发动机到主减速器从动齿轮间的传动系最低档传动比;
T—传动系的传动效率（通常取T=）；
K0—超载系数，对于一般的轿车和客车取K°=1;
n—驱动桥数目；
G2—满载时驱动桥上的静载荷（汽车最大总质量X轴荷分配）；
—轮胎与路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车取
=对于越野汽车二，对于安装专门防滑宽轮胎
的高级轿车取=;
m2—最大加速时后轴负荷转移系数，一般乘用车为〜，
轿车为〜；
rr—车轮滚动半径；
LB—主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率（通常取）；
iLB—主减速器从动齿轮到车轮间的传动比。
由（2-6）、（2-7）求得的计算载荷是最大转矩，主要用于锥齿轮最大应力计算，而疲劳寿命计算则需要按汽车日常行驶的平均转矩在确定计算载荷Tcf:
式中：
Ga—汽车满载总重（N）；
fR—道路滚动阻力系数，一般轿车取〜，轿车取〜
，越野车取〜；
fH—平均爬坡能力系数，一般轿车取，轿车和城市公交取
〜，长途客车取〜，越野车取〜；
fi—汽车性能系数：
Garr
fi）
H
（fR
iLBLBn
fi
亠16空吗
100Temaz
emaz
对于主减速器主动齿轮，应将（2-6）、（2-7）和（2-8）式分别除以主减速比i0和传动效率g（对于螺旋锥齿轮g=；对于双曲面齿轮，当i°>6时，g=，当i°V6时，g=）。
对于本设计范例：
（1）齿轮最大应力计算时，齿轮计算载荷为：
从动锥齿轮：
Tce〜（iTL=i1i0=6X=，K0=1,n=1,T=）；
取Tc=3870作为计算载荷。
主动锥齿轮：
Tz=AG=）o
i0G
（2）齿轮疲劳寿命计算时，齿轮计算载荷为:
Tcf〜760（fR=,fH=,fi=0
0195G
（因为a=*3000*140=所以取fi=0）-
Temaz
主动锥齿轮：
Tzf〜1650（G=）
主减速器齿轮基本参数的选择：
主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径d2、端面模数m、齿面宽b2、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋角、法向压力角等。
1）齿数的选择
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，z1、z2之间应避免有公约数；
（2）为了得到理想的重合系数和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少于
40;
（3）为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，z1一般不少于6;
（4）当主传动比较大时，尽量使乙取得少些，以便得到满意的离地间隙。
当i0>6时,乙可取最小值并等于5,但为了啮合平稳并提高疲劳强度常大于5;当i。
较小时（〜5），乙可取7〜12o
表2-1汽车主减速器主动锥齿轮齿数
Figure2-1Caradvocatereduceractivebevelgeargear
传动比（Z2/乙）
乙推存
Z1允许范围
7
6~8
6
5~7
重新计算传动比io=，返回（2-6）、（2-7）和（2-8）计算得:
Tz〜840
Tzf〜164
2）从动锥齿轮大端分度圆（也称节圆）直径d2和端面模数ms
对于单级主减速器，d2对驱动桥壳尺寸有影响，d2大将影响桥壳离地间隙；d2小则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。
d2可根据经验公式初选：
d2Kd23Tc（2-10）
式中：
d2—从动锥齿轮大端分度圆直径（mm）；
Kd2—直径系数，一般为〜；
Tc—从动锥齿轮的计算转矩（N•m）,Tcmin口,・。
d2确定后，端面模数ms可由msd2/z2进行计算，并用下式进行校核（取较小者）：
msKm3Tc（2-11）
式中：
Km为模数系数（Km通常为〜）。
表2-2锥齿轮模数（mm
Figure2-2Bevelgearmodule（mm）
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
14
16
18
20
22
25
28
30
32
36
40
45
50
注：
1、表中模数指锥齿轮大端端面模数；
2、该表适用于直齿、斜齿及曲面锥齿轮。
本设计范例：
d2〜220mm（KD2=14）；
ms〜；
利用（2-11）式校核计算得：
msKm=）;
对照表2-2取ms=（对于螺旋齿轮端面模数用m表示）；
反算d2=216mm。
3）从动锥齿轮齿面宽b2
一般要求b2小于10倍的端面模数。
但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。
从动锥齿轮齿面宽b2推荐值为：
b2=d2（2-12）
对于主动锥齿轮齿面宽通常较从动锥齿轮齿面宽大10%。
本设计范例：
b2=。
b1=
4）锥齿轮螺旋方向
从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。
主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。
螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向，判断轴向力方向时，可以用手势法则，左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断，右旋齿轮用右手法则判断；判断时四指握起的旋向与齿轮旋转方向相同，其拇指所指方向则为轴向力的方向如图7所示。
当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。
图2-4锥齿轮螺旋方向
Figure2-4Spiralbevelgeardirection
5）双曲面齿轮副偏移距E及偏移方向的选择
轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距Ao的40%（接近于从动齿轮大端分度圆直径d2的20%;而载货汽车、越野汽车和公交车等重负荷传动，E则不应超过从动齿轮节锥距A的20%或取E为d2的10%^12%一般不超过12%。
传动比越大则E也应越大，大传动比的双曲面齿轮传动，E可达到d2的20%^30%但此时需要检查是否存在根切。
双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。
由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。
如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。
图8a、b为下偏移，图
8c、d为上偏移。
本设计范例：
考虑到为轿车，取E=d2=X220=，并采用主动锥齿轮下偏移，考虑到发动机为逆时针旋转（输出端），主动锥齿轮选择左旋，从动锥齿轮选择右旋。
6）中点螺旋角
螺旋锥齿轮和双曲面齿轮螺旋角沿齿宽是变化的，因此，常用齿面宽中点处的螺旋角来表示，称为中点螺旋角或名义螺旋角。
螺旋锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，而双曲面齿轮副由于存在偏移距E，而使其中
点螺旋角不相等，且主动齿轮螺旋角!
要比从动齿轮螺旋角2大,两者之差称为偏移角
（如图2所示）。
选择时，应考虑它对齿面重合度F、轮齿强度和轴向力大小的影响。
越大，则F
也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。
一般F
应不小于，在〜时效果最好。
但是过大，齿轮上所受的轴向力也会过大。
“格里森”
制齿轮推荐用下式预选主动齿轮螺旋角的名义值：
1255住90宇（2-13）
VZ1d2
式中：
；一主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值；
z1、z2—主、从动齿轮齿数；
d2—从动齿轮的分度圆直径；
E—双曲面齿轮副的偏移距。
对于双曲面齿轮，所得螺旋角名义值还需按照选用的标准刀号进行反算，最终得到的螺旋角名义值1与预选值1之差不超过5°。
本设计范例：
对于螺旋齿轮i〜35°。
7）齿轮法向压力角的选择
格里森制齿轮规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用14°30'或16°的法向压力角，载货汽车和重型汽车选用20。
或22°30'的法向压力角；对于双曲面齿轮轿车选用19°的平均压力角，载货汽车选用22°30'的平均压力角。
当zi>8时，其平均压力角均选用21°15'。
本设计范例：
螺旋锥齿轮=20°。
8）铣刀盘名义直径m的选择
刀盘名义直径可按从动齿轮分度圆直径d2直接按表3选取：
表2-3螺旋锥齿轮和双曲面齿轮名义刀盘半径的选择
Figure2-3ofspiralbevelgearsandhypoidgearnominalknifedishradiusof
choice
本设计范例：
由于d2为216mm故查表2-3，选择山=。
主减速器锥齿轮强度计算
轮齿损坏形式主要有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。
式中：
Temax—发动机最大转矩，；
ig—变速器传动比，通常取I档及直接档进行计算;
d1—主动齿轮分度圆直径（mm），对于双曲面齿轮有：
cos
d1mzz1msCos2z1;对螺旋齿轮有d1mz10
按最大附着力矩计算时有:
式中：
G2—满载下驱动桥上的静载荷，N;
—轮胎与地面的附着系数，按表10查得;
r—轮胎的滚动半径，m
d2—主减速器从动齿轮分度圆半径，mm
许用的单位齿长圆周力[P]见表10。
表2-4许用单位齿长上的圆周力[p]
\参数类别\
2Temaxig
pd1b210
2G2r“3
p10
d2b2
轮胎与地面的
附着系数
I档
n档
川档
轿车
893
536
321
893
载货汽车
1429
250
1429
公交车
982
214
牵引汽车
536
250
注：
在现代汽车设计中，由于材料及加工工艺等制造质量的提高，计算所得的p值允许高出表中
数据20%-25%
本设计范例：
对螺旋齿轮有：
按发动机最大转矩计算有：
d1=42mm;
p〜mmr[p]，满足设计要求；
按最大附着力矩计算有：
p-mmc[P],满足设计要求。
轮齿弯曲强度：
锥齿轮的计算弯曲应力w（N/m^）为：
（2-17）
2Tkokskm1。
3
式中：
w—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力（MPa）;
w
kvmpdJ
T—所计算齿轮的计算转矩；从动齿轮按Tc=min（Tce,Tcs）和hf计算，主动齿
轮按Tz和Tzf计算（一般由于从动齿轮受力较主动齿轮大，常只校核从动齿
轮）；
ko—过载系数，一般取1;
ks—尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当m》时，ks=（m/。
km—齿面载荷分配系数，跨置式结构：
km=〜，悬臂式结构：
5=〜；kv—质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，kv=;
—所计算的齿轮齿面宽（mm）；
d—所讨论齿轮大端分度圆直径（mm）；
J—所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取法见图10-图13。
上述按Tc或Tz计算的最大弯曲应力［］不超过700MPa按Tcf或Tzf计算的疲劳弯曲应力［f］不应超过210MPa（破坏的循环次数一次）。
轮齿接触强度：
锥齿轮轮齿的齿面接触应力为
j
2Tzk0kmkskf
kvbJ
103
（2-18）
式中：
j—锥齿轮轮齿的齿面接触应力（MPa）;
Tz—主动齿轮计算转矩（N/m）;
d1—主动锥齿轮大端分度圆直径（mm）;
b—取b1和b2的较小值（mm）,通常取从动齿轮的b?
;
—尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取；
kf—齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜、
磷化处理等），对于制造精确的齿轮，kf取；
Cp—综合弹性系数，针对钢齿轮取/mm
J—齿面接触强度的综合系数，取法见；
、、见式（2-17）的说明。
主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的，按Tz计算的最大接触应力［］不应超过
2800MPa按Tzf计算的疲劳接触应力［f］不应超过1750MPa（破坏的循环次数一次）。
齿轮尺寸的调整：
如果上述计算所得到的弯曲应力和接触应力超过了他们许用应力，则应加大齿轮尺寸，使其计算的应力在许用应力的范围内。
加大后的齿轮尺寸，可以近似地按照以下两式
求得。
按弯曲强度：
按接触强度：
1
d'd2.75—w
Ww]
（2-19）
dd1.^——
（2-20）
Vj]
锥齿轮的材料及热处理：
汽车主减速器锥齿轮的工作条件非常恶劣，与传动系其它齿轮相比较，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。
其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。
它是传动系中的薄弱环节。
锥齿轮材料及热处理应满足如下要求：
1）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性；
2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断；
3）锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制；
4）选择合金材料时，尽量少用我国矿藏量少的元素的合金钢（如镍、铬等），而选用含锰、钒、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20CrMnTi、20MnVB20Mn2TiB
20CrMnMo22CrNiMo和I6SiMn2WMoV等，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达
到58〜64HRC而心部硬度较低，当端面模数m>8时为29〜45HRC当端面模数m<8时为32〜45HRC对渗碳层有如下规定：
当端面模数m<5时，厚度为〜
m=5~8时，厚度为〜
m>8时，厚度为〜
为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为〜的磷化处理或镀铜、镀锡处理。
对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。
对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。
渗硫后摩擦因数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死和胶合。
主减速器轴承的计算
在进行轴承计算前可先进行主动齿轮轴的计算，在进行轴承的选型和强度验算:
验算花键挤压强度:
-〜49MP满足小于50~100MP勺要求。
调
DdDd,
zL
42
整D0为28mm
主动齿轮轴承选择：
考虑到拆装方便，应使Db>Da,选则轴承B的型号为
32007X（DB=35mm）轴承A的型号为320/32X（DA=32mm。
3.结论
汽车的单级主减速器在汽车动力传动中有很大的作用，起着不可替代的作用，乘用车和货车的主减速器的形式和从动锥齿轮的支撑形式各不相同，在设计的时候应该进行区分。
在课程设计的过程中，参考了大量的资料和实物，对于提高我们的实践能力有很大帮助。
汽车的单级主减速器的设计主要取决于该车的发动机扭矩和其装载质量，因此对轿车的主减速器进行设计以提高汽车的动力性能有很大帮助。
参考文献
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人民交通出版社，2005
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清华大学出版社，2001
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