微型轎車主減速器設(shè)計說明書

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上2-6 主減速器設(shè)計一、任務(wù)：1、確定主減速器方案。2、設(shè)計主減速器主、從動齒輪。3、編制設(shè)計說明書。二、原始條件：車型 微型轎車驅(qū)動形式 FF4×2發(fā)動機位置 前置、橫置最高車速 Umax=120km/h最大爬坡度 imax30%汽車總質(zhì)量 ma=1020kg滿載時前軸負(fù)荷率 50%外形尺寸 總長La×總寬Ba×總高Ha=3500×1445×1470mm3迎風(fēng)面積 A0.78 Ba×Ha空氣阻力系數(shù) CD=0.35軸距 L=2300mm前輪距 B1=1440mm后輪距 B2=1420mm車輪半徑 r=300

2、mm離合器 單片干式摩擦離合器變速器 兩軸式、四擋微型轎車主減速器設(shè)計說明書摘要：主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件。對發(fā)動機縱置的汽車來說，主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。在動力向左右驅(qū)動輪分流的差速器之前設(shè)置一個主減速器，可使主減速器前面的傳動部件如變速箱、分動器、萬向傳動裝置等傳遞的扭矩減小，也可以使變速箱的尺寸、質(zhì)量減小、操縱省力。微型轎車越來越受消費者歡迎，在汽車市場的占有率越來越高，為此，本文為一款微型轎車設(shè)計了主減速器并制作了說明書。關(guān)鍵詞：主減速器；齒輪；傳動；載荷一、 設(shè)計給定參數(shù)車型 微型轎車驅(qū)動形式 FF4×2發(fā)動機位置 前置、橫置最高車

3、速 Umax=120km/h最大爬坡度 imax30%汽車總質(zhì)量 ma=1020kg滿載時前軸負(fù)荷率 50%外形尺寸 總長La×總寬Ba×總高Ha=3500×1445×1470mm3迎風(fēng)面積 A0.78 Ba×Ha空氣阻力系數(shù) CD=0.35軸距 L=2300mm前輪距 B1=1440mm后輪距 B2=1420mm車輪半徑 r=300mm離合器 單片干式摩擦離合器變速器 兩軸式、四擋二、 主減速器的結(jié)構(gòu)形式(一) 主減速器的齒輪類型主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式，運用最為廣泛的是弧齒錐齒輪和雙曲面齒輪。一般情況

4、下，當(dāng)主減速比大于4.5而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更為合理；而當(dāng)傳動比小于2.0時，雙曲面齒輪傳動的主動齒輪相對于弧齒錐齒輪傳動的主動齒輪就顯得過大，此時選用弧齒錐齒輪更合理，因為后者具有較大的差速器可利用空間；對于中等傳動比，兩種齒輪傳動均可采用。因本次設(shè)計的對象為微型車，傳動比大于4.5，且雙曲面齒輪較弧齒錐齒輪的性能更優(yōu)越，故采用雙曲面齒輪類型的主減速器。(二) 主減速器的減速形式根據(jù)減速形式特點不同，主減速器分類有單級主減速器、雙擊主減速器、雙速主減速器、貫通式主減速器等。其中，單級主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、制造成本低等優(yōu)點，因而廣泛應(yīng)用在主傳動比小于7的汽車

5、如小型乘用車、總質(zhì)量較小的商用車都采用單級主減速器。因為本次設(shè)計對象為微型車，故選擇使用單級主減速器。(三) 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器必須保證主、從動齒輪有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、齒輪的裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)外，還與齒輪的支承剛度有關(guān)。1. 主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承。一般來說，懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡單，支承剛度較差，用于傳遞扭矩較小的主減速器上；在需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩的情況下，最好采用跨置式支承。由于本次設(shè)計的對象為微型車，需求的支撐剛度和傳遞的扭矩相對較小，故采用懸臂式支承形式。2

6、. 從動錐齒輪的支承主減速器從動雙曲面齒輪的支承剛度依軸承的形式、支承間的距離和載荷在支承之間的分布而定。為了增加支承剛度，支承間的距離應(yīng)盡量減小。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應(yīng)使他們的圓錐滾子的大端相向朝內(nèi)，小端相背朝外。為了防止從動齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應(yīng)該預(yù)緊。另外一種為向心推力軸承，只有當(dāng)采用直齒或人字齒圓柱齒輪時，由于無軸向力，雙級主減速器的從動齒輪才可以安裝在向心球軸承上。綜上所述，由于本車為微型轎車，主減速器從動齒輪不應(yīng)采用向心球軸承，應(yīng)采用圓錐滾子軸承支承。三、 主減速器基本參數(shù)選擇與計算載荷的確定(一) 主減速器齒輪計算載荷的確定在設(shè)計中采用格里森制

7、齒輪計算載荷的三種確定方法。1. 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最大抵擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tce  式中：fi=0kd-猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，性能系數(shù)fi=0的汽車，Kd=1；i1-變速器一檔傳動比為6.333；i0-主減速器傳動比為5.571；-發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率為0.9；k-液力變矩器系數(shù)，本設(shè)計中為手動變速器，故k=1；n-計算驅(qū)動橋數(shù)，n=1；算得：Tce=28260.20N.m2. 按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tcs      式中：G2-汽車在滿載狀態(tài)下一個驅(qū)動橋上的靜載

8、荷，本設(shè)計中前橋為驅(qū)動橋，G2=9500×9.8=93100N ；    m2-汽車最大加速度時的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，取1.1；     -輪胎與路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，在良好的混凝土或瀝青路上，j取0.85； rr-車輪滾動半徑，輪胎規(guī)格為11R22.5，rr=0.3m； 計算得：Tcs=25298.33N.m3. 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tcf  當(dāng)計算錐齒輪最大應(yīng)力時，計算轉(zhuǎn)矩Tc應(yīng)取前兩種的較小值，即Tc=

9、minTce, Tcs=Tce=25298.33N.m 當(dāng)計算錐齒輪疲勞壽命時， Tc取Tcf        主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為  G為主、從動錐齒輪間的傳動效率，計算時對于雙曲面齒輪副，當(dāng)i0<6時，Gh取90%；(二) 錐齒輪主要參數(shù)選擇主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms、主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角、法向壓力角等。1. 主、從動錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2 1）為了磨

10、合均勻，Z1和Z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)。 2）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪和應(yīng)不少于40 。3）為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于商用車，Z1一般不小于6。 4）主傳動比i0較大時，Z1盡量取得少些，以便得到滿意的離地間隙。 5）對于不同的主傳動比，Z1和Z2應(yīng)有適宜的搭配。 6） 對于雙曲齒輪單級貫通式主減速器來說，通常主動齒輪的最小齒數(shù)為8。 根據(jù)上述，取Z1=8，Z2=iZ1=44.568，Z2取45。2. 從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms對于單級主減速器，增大尺寸D2會影響驅(qū)動驅(qū)動

11、橋殼高度尺寸和離地間隙，減小D2影響到跨置式主動齒輪的前支承座得安裝空間和差速器的安裝。 D2可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即 式中：D2-從動齒輪大端分度圓直徑（mm）；        KD2-直徑系數(shù)，一般為13.015.3；   Tc-從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（N.m）,Tc=minTce, Tcs ； 計算得D2=426.44mm。 ms由下式計算，即           

12、 同時ms還應(yīng)滿足式中ms-模數(shù)系數(shù)，取0.30.4 計算得ms取值范圍為9.1412.18，ms=9.48符合要求。3. 主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應(yīng)力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。 對于從動錐齒輪齒面寬b2，推薦不大于

13、其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2<0.3 A2=65.40mm，而且b2應(yīng)滿足b2<10ms=94.8mm，一般也推薦b2=0.155D2。   因此b2=0.155 D2=0.155×426.4466mm   b1=1.1b2=72.06mm4. 雙曲面齒輪副偏移距EE值過大將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；E值過小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動的特點。一般對于總質(zhì)量較大的商用車，E(0.100.12) D242.64451.728mm,且E20% A2=43.60mm。

14、另外，主傳動比越大，則E也應(yīng)越大，但應(yīng)保證齒輪不發(fā)生根切。在本設(shè)計中E=45mm 。 雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和小偏移兩種。由從動齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動齒輪處于右側(cè)，如果主動齒輪在從動齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動齒輪中心線下方，則為下偏移。如果主動齒輪處于左側(cè)，則情況相反。本設(shè)計中采用如圖所示的方案，主動錐齒輪相對從動錐齒輪呈下偏移布置。5. 中點螺旋角 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。且雙曲面齒輪副的中點螺旋角是不相等的。 選擇時，應(yīng)考慮它對齒面重合度F、輪齒強度和軸向力大小的影響。越大，則F也越

15、大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般F應(yīng)不小于1.25，在1.52.0時效果最好。但是過大，會導(dǎo)致軸向力增大。 汽車主減速器雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°40°。商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35°。 “格里森”制齒輪推薦用下式預(yù)選主動齒輪螺旋角的名義值：                  °+°=式中：

16、1b-主動齒輪名義（中點）螺旋角的預(yù)選值；        z1、z2-主、從動齒輪齒數(shù)；       d2-從動齒輪的分度圓直徑；   E-雙曲面齒輪副的偏移距。 得'=46.35°對于雙曲面齒輪，所得螺旋角名義值還需按照選用的標(biāo)準(zhǔn)刀號進(jìn)行反算，最終得到的螺旋角名義值1與預(yù)選值'之差不超過5°。6. 螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右

17、旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受軸向力的方向，判斷軸向力方向時，可以用手勢法則，左旋齒輪的軸向力的方向用左手法則判斷，右旋齒輪用右手法則判斷；判斷時四指握起的旋向與齒輪旋轉(zhuǎn)方向相同，其拇指所指方向則為軸向力的方向如圖7所示。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時，應(yīng)使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。 考慮到汽車發(fā)動機為順時針旋轉(zhuǎn)，采用圖a中的布置：主動齒輪左旋，從動齒輪右旋。主動錐齒輪從背面看為順時針旋轉(zhuǎn)，從動錐齒輪從背面看為逆時針旋轉(zhuǎn)。 7. 法向壓力角   法向壓力角大一些可以增

18、加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于小負(fù)荷工作的齒輪，一般采用小壓力角，可使齒輪運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。對于雙曲面齒輪，從動齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是相同的，但主動齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是不等的。選取平均壓力角時，商用車為20°或22°30，在此取=22°30。四、 主減速器錐齒輪強度計算在選好主減速錐齒輪的主要參數(shù)后，可根據(jù)所選擇的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，而后根據(jù)所確定的計算載荷進(jìn)行強度驗算，以保證錐齒輪有足夠的強度和壽命。 輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點

19、蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。 (一) 單位齒長圓周力 主減速器錐齒輪的表面耐磨性，常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算，即                         式中，p為輪齒上的單位齒長圓周力（N/mm）；F為作用在輪齒上的圓周力（N）；b2為從動齒輪的齒面寬（mm），b2=81.03mm 。 &

20、#160;    按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算  式中：Temax -發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m），Temax=890N.m；      ig-變速器傳動比，常取一檔進(jìn)行計算，分別為6.333；       D1-主動錐齒輪中點分度圓直徑，D1=39.4109mm； 計算得：一檔時p=1164.35N.m <1.2p=1178.4N.m  在現(xiàn)代汽車設(shè)計中，由于材

21、質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，p有時高出表中數(shù)值的20%25%。 (二) 輪齒彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為       式中：w- 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力（MPa） ； Tc - 所計算齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（N.m）,對于從動齒輪： Tc=minTce, Tcs =28260.20N.m ,對于主動齒輪， Tc=TZ=5636.37N.m    K0- 過載系數(shù)，一般取1,即k0=1 ；

22、60;Ks - 尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處等因素有關(guān),當(dāng)ms1.6mm時，Ks=(ms/25.4)0.25。本設(shè)計中ms=9.48>1.6mm , Ks=(ms/25.4)0.25=0.7816 ； Km- 齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu) ：km=1.01.1,km取1；   Kv- 質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時,kv=1.0 ；   b- 所計算齒輪的齒面寬（mm），b1=72.6mm , b2=66mm

23、0;； D-所討論齒輪的大端分度圓直徑（mm）, D1=120.02mm ,D2=426.44mm ；       Jw- 所計算齒輪的輪齒彎曲,根據(jù)圖7， Jw1=0.28 ，Jw2=0.24  計算得：w1=689.87MPa<w1 =700MPa         w2=380.94MPa<w2 =700MPa 

24、得出結(jié)論：主、從動錐齒輪的輪齒彎曲強度均符合強度要求。            五、 主減速器錐齒輪軸承的載荷計算(一) 錐齒輪齒面上的作用力 錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 1. 齒寬中點處的圓周力    齒寬中點處的圓周力F為 式中：T-作用在從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩 ,根據(jù)公式計算得1172.

25、38N.m ；          Dm2-從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑，Dm2=361.89mm，即： Dm2=D2-b2sin2 式中：D2-從動齒輪大端分度圓直徑；                   b2-從動齒輪輪齒寬 ；    

26、           2 -從動齒輪節(jié)錐角 。    計算得：從動齒輪齒寬中點處的圓周力F1=29.76KN               由式可知，F(xiàn)2=36.44KN  2. 錐齒輪的軸向力和徑向力 主動錐齒輪的螺旋方向為右旋,從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向為逆時針。主動齒輪的軸向力Faz： Faz=(tansin+sincos)=29.64KN 式中：為主動錐齒輪的面錐角，=16°1116； 為輪齒驅(qū)動齒廓的法向壓力角，=22°30；軸向力為正值表明力的方向離開錐頂。主動齒輪的徑向力FRZ： FRZ=（tancos-sinsin）=10.58KN 徑向力是正值表明力使該齒輪離開相嚙合齒輪。 從動齒輪的軸向力Fac:    Fac=(tansin-sincos)=10.33KN 式中：從動齒輪的根錐角，=