微型轿车主减速器设计说明书(共10页).docx

精选优质文档-倾情为你奉上2-6 主减速器设计一、任务：1、确定主减速器方案。2、设计主减速器主、从动齿轮。3、编制设计说明书。二、原始条件：车型 微型轿车驱动形式 FF4×2发动机位置 前置、横置最高车速 Umax=120km/h最大爬坡度 imax30%汽车总质量 ma=1020kg满载时前轴负荷率 50%外形尺寸 总长La×总宽Ba×总高Ha=3500×1445×1470mm3迎风面积 A0.78 Ba×Ha空气阻力系数 CD=0.35轴距 L=2300mm前轮距 B1=1440mm后轮距 B2=1420mm车轮半径 r=300mm离合器 单片干式摩擦离合器变速器 两轴式、四挡微型轿车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。微型轿车越来越受消费者欢迎，在汽车市场的占有率越来越高，为此，本文为一款微型轿车设计了主减速器并制作了说明书。关键词：主减速器；齿轮；传动；载荷一、 设计给定参数车型 微型轿车驱动形式 FF4×2发动机位置 前置、横置最高车速 Umax=120km/h最大爬坡度 imax30%汽车总质量 ma=1020kg满载时前轴负荷率 50%外形尺寸 总长La×总宽Ba×总高Ha=3500×1445×1470mm3迎风面积 A0.78 Ba×Ha空气阻力系数 CD=0.35轴距 L=2300mm前轮距 B1=1440mm后轮距 B2=1420mm车轮半径 r=300mm离合器 单片干式摩擦离合器变速器 两轴式、四挡二、 主减速器的结构形式(一) 主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式，运用最为广泛的是弧齿锥齿轮和双曲面齿轮。一般情况下，当主减速比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更为合理；而当传动比小于2.0时，双曲面齿轮传动的主动齿轮相对于弧齿锥齿轮传动的主动齿轮就显得过大，此时选用弧齿锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间；对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。因本次设计的对象为微型车，传动比大于4.5，且双曲面齿轮较弧齿锥齿轮的性能更优越，故采用双曲面齿轮类型的主减速器。(二) 主减速器的减速形式根据减速形式特点不同，主减速器分类有单级主减速器、双击主减速器、双速主减速器、贯通式主减速器等。其中，单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点，因而广泛应用在主传动比小于7的汽车如小型乘用车、总质量较小的商用车都采用单级主减速器。因为本次设计对象为微型车，故选择使用单级主减速器。(三) 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器必须保证主、从动齿轮有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关外，还与齿轮的支承刚度有关。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跨置式支承。一般来说，悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递扭矩较小的主减速器上；在需要传递较大转矩的情况下，最好采用跨置式支承。由于本次设计的对象为微型车，需求的支撑刚度和传递的扭矩相对较小，故采用悬臂式支承形式。2. 从动锥齿轮的支承主减速器从动双曲面齿轮的支承刚度依轴承的形式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度，支承间的距离应尽量减小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应该预紧。另外一种为向心推力轴承，只有当采用直齿或人字齿圆柱齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器的从动齿轮才可以安装在向心球轴承上。综上所述，由于本车为微型轿车，主减速器从动齿轮不应采用向心球轴承，应采用圆锥滚子轴承支承。三、 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定(一) 主减速器齿轮计算载荷的确定在设计中采用格里森制齿轮计算载荷的三种确定方法。1. 按发动机最大转矩和最大抵挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce  式中：fi=0kd-猛接离合器所产生的动载系数，性能系数fi=0的汽车，Kd=1；i1-变速器一档传动比为6.333；i0-主减速器传动比为5.571；-发动机到万向传动轴之间的传动效率为0.9；k-液力变矩器系数，本设计中为手动变速器，故k=1；n-计算驱动桥数，n=1；算得：Tce=28260.20N.m2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs      式中：G2-汽车在满载状态下一个驱动桥上的静载荷，本设计中前桥为驱动桥，G2=9500×9.8=93100N ；    m2-汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，取1.1；     -轮胎与路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土或沥青路上，j取0.85； rr-车轮滚动半径，轮胎规格为11R22.5，rr=0.3m； 计算得：Tcs=25298.33N.m3. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf  当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc应取前两种的较小值，即Tc=minTce, Tcs=Tce=25298.33N.m 当计算锥齿轮疲劳寿命时， Tc取Tcf        主动锥齿轮的计算转矩为  G为主、从动锥齿轮间的传动效率，计算时对于双曲面齿轮副，当i0<6时，Gh取90%；(二) 锥齿轮主要参数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和端面模数ms、主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋角、法向压力角等。1. 主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2 1）为了磨合均匀，Z1和Z2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，对于商用车，Z1一般不小于6。 4）主传动比i0较大时，Z1尽量取得少些，以便得到满意的离地间隙。 5）对于不同的主传动比，Z1和Z2应有适宜的搭配。 6） 对于双曲齿轮单级贯通式主减速器来说，通常主动齿轮的最小齿数为8。 根据上述，取Z1=8，Z2=iZ1=44.568，Z2取45。2. 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms对于单级主减速器，增大尺寸D2会影响驱动驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小D2影响到跨置式主动齿轮的前支承座得安装空间和差速器的安装。 D2可根据经验公式初选，即 式中：D2-从动齿轮大端分度圆直径（mm）；        KD2-直径系数，一般为13.015.3；   Tc-从动锥齿轮的计算转矩（N.m）,Tc=minTce, Tcs ； 计算得D2=426.44mm。 ms由下式计算，即            同时ms还应满足式中ms-模数系数，取0.30.4 计算得ms取值范围为9.1412.18，ms=9.48符合要求。3. 主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2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宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，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。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。 对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于其节锥距A2的0.3倍，即b2<0.3 A2=65.40mm，而且b2应满足b2<10ms=94.8mm，一般也推荐b2=0.155D2。   因此b2=0.155 D2=0.155×426.4466mm   b1=1.1b2=72.06mm4. 双曲面齿轮副偏移距EE值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于总质量较大的商用车，E(0.100.12) D242.64451.728mm,且E20% A2=43.60mm。另外，主传动比越大，则E也应越大，但应保证齿轮不发生根切。在本设计中E=45mm 。 双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和小偏移两种。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。本设计中采用如图所示的方案，主动锥齿轮相对从动锥齿轮呈下偏移布置。5. 中点螺旋角 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。且双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的。 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1.25，在1.52.0时效果最好。但是过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为35°40°。商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35°。 “格里森”制齿轮推荐用下式预选主动齿轮螺旋角的名义值：                  °+°=式中：1b-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。 得'=46.35°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'之差不超过5°。6. 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。 考虑到汽车发动机为顺时针旋转，采用图a中的布置：主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。主动锥齿轮从背面看为顺时针旋转，从动锥齿轮从背面看为逆时针旋转。 7. 法向压力角   法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于小负荷工作的齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但主动齿轮轮齿两侧的压力角是不等的。选取平均压力角时，商用车为20°或22°30，在此取=22°30。四、 主减速器锥齿轮强度计算在选好主减速锥齿轮的主要参数后，可根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度验算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。 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。 (一) 单位齿长圆周力 主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算，即                         式中，p为轮齿上的单位齿长圆周力（N/mm）；F为作用在轮齿上的圆周力（N）；b2为从动齿轮的齿面宽（mm），b2=81.03mm 。      按发动机最大转矩计算  式中：Temax -发动机最大转矩（N.m），Temax=890N.m；      ig-变速器传动比，常取一档进行计算，分别为6.333；       D1-主动锥齿轮中点分度圆直径，D1=39.4109mm； 计算得：一档时p=1164.35N.m <1.2p=1178.4N.m  在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，p有时高出表中数值的20%25%。 (二) 轮齿弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为       式中：w- 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力（MPa） ； Tc - 所计算齿轮的计算转矩（N.m）,对于从动齿轮： Tc=minTce, Tcs =28260.20N.m ,对于主动齿轮， Tc=TZ=5636.37N.m    K0- 过载系数，一般取1,即k0=1 ； Ks - 尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处等因素有关,当ms1.6mm时，Ks=(ms/25.4)0.25。本设计中ms=9.48>1.6mm , Ks=(ms/25.4)0.25=0.7816 ； Km- 齿面载荷分配系数，跨置式结构 ：km=1.01.1,km取1；   Kv- 质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时,kv=1.0 ；   b- 所计算齿轮的齿面宽（mm），b1=72.6mm , b2=66mm ； D-所讨论齿轮的大端分度圆直径（mm）, D1=120.02mm ,D2=426.44mm ；       Jw- 所计算齿轮的轮齿弯曲,根据图7， Jw1=0.28 ，Jw2=0.24  计算得：w1=689.87MPa<w1 =700MPa         w2=380.94MPa<w2 =700MPa 得出结论：主、从动锥齿轮的轮齿弯曲强度均符合强度要求。            五、 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算(一) 锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。 1. 齿宽中点处的圆周力    齿宽中点处的圆周力F为 式中：T-作用在从动齿轮上的转矩 ,根据公式计算得1172.38N.m ；          Dm2-从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，Dm2=361.89mm，即： Dm2=D2-b2sin2 式中：D2-从动齿轮大端分度圆直径；                   b2-从动齿轮轮齿宽 ；               2 -从动齿轮节锥角 。    计算得：从动齿轮齿宽中点处的圆周力F1=29.76KN               由式可知，F2=36.44KN  2. 锥齿轮的轴向力和径向力 主动锥齿轮的螺旋方向为右旋,从锥顶看旋转方向为逆时针。主动齿轮的轴向力Faz： Faz=(tansin+sincos)=29.64KN 式中：为主动锥齿轮的面锥角，=16°1116； 为轮齿驱动齿廓的法向压力角，=22°30；轴向力为正值表明力的方向离开锥顶。主动齿轮的径向力FRZ： FRZ=（tancos-sinsin）=10.58KN 径向力是正值表明力使该齿轮离开相啮合齿轮。 从动齿轮的轴向力Fac:    Fac=(tansin-sincos)=10.33KN 式中：从动齿轮的根锥角，=73°2012。 从动齿轮的径向力FRC: FRC=(tancos+sinsin)=29.72KN 径向力是正值表明力使该齿轮离开相啮合齿轮 。六、 锥齿轮材料驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其他齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点，是传动系中的薄弱环节。锥齿轮材料应满足如下要求： 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）轮齿心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、可加工性及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。 4）选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而是选用含锰、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、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l6SiMn2WMoV等，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数m8时为2945HRC，当端面模数m8时为3245HRC。对渗碳层有如下规定： 当端面模数 m5时，厚度为0.91.3mm           m=58时，厚度为1.01.4mm           m8时，厚度为1.21.6mm 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0.0050.020mm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。专心-专注-专业