减速器说明书.doc

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1、Four short words sum up what has lifted most successful individuals above the crowd: a little bit more.-author-date减速器说明书第一章 主减速器结构方案确定第一章 主减速器结构方案确定1.1 轻型货车参数车型：东风EQ1060F驱动形式：42装载质量：3吨总质量：6吨发动机最大功率：71kw 转速：3200转/分发动机最大转矩：245 转速：2200转/分轮胎型号：7.5016主减速器比：i0=6.73变速器传动比ig 低档 4.71 ；高档 V挡0.78最高车速：90 km/h1

2、.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，与齿轮的支承刚度密切相关。1.2.1 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。为了减小悬臂长度倪和增加两支承间的距离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。为了增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度

3、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。 1-页悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。在本设计中，由于载荷量超过2吨，故采用跨置式。1.2.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关

4、。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。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c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量。1.3 主减速器齿轮的类型分析主减速器的结构形式

5、主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。1、螺旋锥齿轮传动螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。 2-页 主减速器齿轮传动形式2、双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动(图2.b)的主、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E，此距离称为偏移距。由于偏移距E的存在，使主动齿轮螺旋角1大于从动齿轮螺旋角2。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比： (2.1)式中：F1、F2 主、从动齿轮的圆周力,N;1 、2 主

6、、从动齿轮的螺旋角。螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。双曲面齿轮传动比为： 式中：i0s 双曲面齿轮传动比；r1 主动齿轮平均分度圆半径，mm；r2 从动齿轮平均分度圆半径，mm。螺旋锥齿轮传动比i0L为： 令，则i0s=Ki0L。由于12，所以系数K1，一般为1.251.50。3、圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥和双级主减速器贯通式驱动桥。 3-页4、蜗杆传动蜗杆(图d)传动与锥齿轮传动相比有如下优点：(1)在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可

7、得到较大的传动比(可大于7)。(2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。(3)便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。(4)能传递大的载荷，使用寿命长。5、结构简单，拆装方便，调整容易。但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。1.4 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。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i0不能太大，一般i07，

8、进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。1.4.2双级主减速器双级主减速器与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0一般为712。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。 整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮。对于第一级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平、斜向和垂向三种布置方案。在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减

9、速器中分配传动比时，圆柱齿轮副和锥齿 4-页轮副传动比的比值一般为1.42.0，而且锥齿轮副传动比一般为1.73.3，这样可减小锥齿轮啮合时的轴向载荷和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，以改善其支承刚度，提高啮合平稳性和工作可靠性。双速主减速器内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。它与普通变速器相配合，可得到双倍于变速器的挡位。双速主减速器的高低挡减速比是根据汽车的使用条件、发动机功率及变速器各挡速比的大小来选定的。大的主减速比用于汽车满载行驶或在困难道路上行驶，以克服较大的行驶阻力并减少变速器中间挡位的变换次数；小的主减速比则用于

10、汽车空载、半载行驶或在良好路面上行驶，以改善汽车的燃料经济性和提高平均车速。双速主减速器的换挡是由远距离操纵机构实现的，一般有电磁式、气压式和电一气压综合式操纵机构。由于双速主减速器无换挡同步装置，因此其主减速比的变换是在停车时进行的。双速主减速器主要在一些单桥驱动的重型汽车上采用。(a) (b) (c) (d) (e) 双级主减速器布置方案1.4.3贯通式主减速器 5-页贯通式主减速器根据其减速形式可分成单级和双级两种。单级贯通式主减速器具有结构简单，体积小，质量小，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性等优点，主要用于轻型多桥驱动的汽车上。根据减速齿轮形式不同，

11、单级贯通式主减速器又可分为双曲面齿轮式及蜗轮蜗杆式两种结构。双曲面齿轮式单级贯通式主减速器是利用双曲面齿轮副轴线偏移的特点，将一根贯通轴穿过中桥并通向后桥。但是这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的限制，而且主动齿轮工艺性差，主减速比最大值仅在5左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱动桥上。当用于大型汽车时，可通过增设轮边减速器或加大分动器速比等方法来加大总减速比。蜗轮蜗杆式单级贯通式主减速器在结构质量较小的情况下可得到较大的速比。它使用于各种吨位多桥驱动汽车的贯通式驱动桥的布置。另外，它还具有工作平滑无声、便于汽车总布置的优点。如蜗杆下置式布置方案被用于大客车的贯通式驱动桥中，可降低车厢地板高度

12、。对于中、重型多桥驱动的汽车，由于主减速比较大，多采用双级贯通式主减速器。根据齿轮的组合方式不同，可分为锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮一锥齿轮式两种形式。锥齿轮一圆柱齿轮式双级贯通式主减速器可得到较大的主减速比，但是结构高度尺寸大，主动锥齿轮工艺性差，从动锥齿轮采用悬臂式支承，支承刚度差，拆装也不方便。1.4.4 单双级减速配轮边减速器在设计某些重型汽车、矿山自卸车、越野车和大型公共汽车的驱动桥时，由于传动系总传动比较大，为了使变速器、分动器、传动轴等总成所受载荷尽量小，往往将驱动桥的速比分配得较大。当主减速比大于12时，一般的整体式双级主减速器难以达到要求，此时常采用轮边减速器。这样，不仅使驱

13、动桥的中间尺寸减小，保证了足够的离地间隙，而且可得到较大的驱动桥总传动比。另外，半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件由于所受载荷大为减小，使它们的尺寸可以减小。但是由于每个驱动轮旁均设一轮边减速器，使结构复杂，成本提高，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较困难。综上分析，本设计中采用单级减速器就能满足要求。1.5 本章小结本章首先确定了主减速比，用以确定其它参数。对主减速器型式确定中主要从 6-页主减速器齿轮的类型、主减速器的减速形式、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择、从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择。 7-页第2章 主减速器齿轮基本参数的选择与计算2.1主减速器齿轮计算载荷的确定

14、1、按发动机最大转矩和传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce (2.1) (2.2)式中： 发动机最大转矩245 ； 由发动机至所计算的主减速器从动齿轮间的传动系最低档传动比31.7； 传动系上述传动部分的传动效率， =0.9； 由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，取1； n 该车驱动桥数目，n取1； 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷； 轮胎对地面的附着系数，取0.85；分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动比和传动效率。2、主动锥齿轮的计算转矩为： (2.3)式中:Ga 汽车满载总质量，N；GT 所牵引的挂车的满载总质量，N；但仅用于牵引车的计算；rr 车轮滚

15、动半径，m；fR 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.02；fH 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车取0.050.09。 8-页表2.1 车驱动桥齿轮的许用应力 计算载荷 主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力，中的较小者7002800980210.91750210.92.2主减速器齿轮参数的选择1、 主、从动齿数的选择 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，z1，z2之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40；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

16、般不小于6；主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配12。主减速器的传动比为6.73，初定主动齿轮齿数z1=7，从动齿轮齿数z2=41。2、从动锥齿轮节圆直径d2及端面模数mt的选择 根据从动锥齿轮的计算转矩见式2.1和式2.2并取两式计算结果中较小的一个作为计算依据，按经验公式选出： (2.4) 式中： Kd2直径系数，取Kd2=1315.3；Tj计算转矩，Nm，取，较小的，=6989.5。计算得， d2=286.796mmd2选定后，可按式m=d2/z2算出从动齿轮大端模数，并用下式校核: (2.5) 所以有：d1=49m

17、m d2=287mm。3、螺旋锥齿轮齿面宽的选择 通常推荐圆锥齿轮从动齿轮的齿宽F为其节的锥距0.3倍。对于汽车工业，主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用：F=0.155=45mm 9-页4、锥齿轮螺旋方向 当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向。这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。5、法向压力角a的选择 对于尺寸小的齿轮，大压力角使齿顶变尖及刀尖宽度过小，使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说货汽车用20压力角。 6、主从动锥齿轮

18、几何计算表2.2 主减速器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72从动齿轮齿数413模数74齿面宽=45mm5工作齿高8.3mm6全齿高Error! Reference source not found.=13.22mm7法向压力角=208节圆直径=49mm=287mm9节锥角arctan=90-=9.69=80.3110节锥距A=A=145.58mm11齿顶高=8.61mm=3.29mm12齿根高=4.61mm=9.93mm13外圆直径=65.97mm=288.11mm 10-页2.3主减速器锥齿轮的强度校核主减速器锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系

19、的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于主减速器齿轮的材料及热处理应有以下要求：（1）具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；（2）轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；（3）钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率；（4）选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前

20、都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi用渗碳合金钢制造的齿轮，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8时为2945HRC。对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m5时， 为0.91.3mm 当端面模数m58时，为1.01.4mm由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.0050.010mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。1、单位齿长上的圆周力 在汽车主减速器齿轮的

21、表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即： (2.6)式中：p单位齿长上的圆周力，N/mm； 11-页 P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Te max和最大附着力矩G2rr两种载荷工况进行计算。按发动机最大转矩计算时： (2.7) 式中：Te max发动机输出的最大转矩，在此取245Nm； ig 变速器的传动比； d1 主动齿轮节圆直径，在此取49mm。按上式计算一档时： Nmm表2.3 许用单位齿长上的圆周力p (Nmm)类别档位一档二档直接档轿车893536321载货汽车1429250公共汽车982214牵引汽车536250由表可知pp=1429 Nm

22、m，因此锥齿轮的表面耐磨性满足要求。2、轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力w(Nmm2)为： (2.8)式中：齿轮计算转矩；K0超载系数，1.0； Ks尺寸系数； 12-页 Km载荷分配系数取Km =1； Kv质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；J计算弯曲应力用的综合系数，查表得，J=0.2按Tje计算：主动锥齿轮弯曲应力w1=439.2 Nmm700 Nmm从动锥齿轮弯曲应力w2=666.67 Nmm700 Nmm按Tjm计算：主动锥齿轮弯曲应力w1=106.71 Nmm210.9Nmm从动锥齿轮弯曲应力w2=161.22 Nm

23、m210.9Nmm综上所述计算的齿轮满足弯曲强度的要求。3、轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力j（Nmm）为： (2.9) 式中：Tjz主动齿轮计算转矩；Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N1/2/mm；d1主动齿轮节圆直径，49.84mm；Ks尺寸系数，Ks =1；Kf表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； F齿面宽，取齿轮副中较小值即从动齿轮齿宽37.64mm； 13-页大齿轮齿数接触强度计算用J小齿轮齿数图2.1 接触强度计算综合系数J按Tje计算：j=2478.962800 Nmm 按Tjm计算：j=1221.771750Nmm接触强度满足校核。2.4 本章

24、小结本章根据所给参数确定了主减速器计算载荷、并根据有关的机械设计、机械制造的标准对齿轮参数进行合理的选择，最后对螺旋锥齿轮的几何尺寸参数进行列表整理，并且对主动、从动齿轮进行强度校核。 14-页 第3章 主减速器主要零件的UG建模及ansys分析主动齿轮从动锥齿轮 15-页轴承 减速器上壳体 壳体 网格划分应力云图网格划分应力云图 结 论主减速器作为汽车传动系统的一个重要部分，其传动比的选择对汽车的燃油经济性和动力性的影响很大。要选择适合的主减速器传动比以便在满足汽车动力性的前提下同时具有较好的燃油经济性。同时采用双曲面锥齿轮的主减速器可以使主动锥齿轮相对从动锥齿轮产生一定的偏移距，提高汽车的

25、最小离地间隙和几何通过性。在这次毕业设计中，我系统的复习了机械制图、机械原理、汽车构造、汽车理论、汽车设计及生产制造等方面的基本理论和专业知识，从理论上到实践上了解各种驱动系统，同时也体现了我对所学的专业知识的程度。在这次设计中，首先的收获是查阅资料的能力。到图书馆借书、到网上搜索资料、到阅览室查阅期刊杂志，在大量的文字中找到我们需要的，并加以分析很整理，再把它融入到自己的设计中去。其次就是动手能力了。在设计主动锥齿轮轴时遇到不少困难。特别是选择轴的轴承时，我根据通过比较相同装配质量的汽车的后桥主动锥齿轮前内轴承和后桥主锥齿轮导向先初选轴承，在利用理论力学的知识求出轴在轴承处得支反力，再运用机

26、械设计中轴承寿命计算的方法校核出初选轴承的是否符合寿命要求。这次的设计是对四年所学过的知识的一个复习，包括汽车构造、机械设计、机械制图等等。很多知识以前只是停留在理论上的认识，现在我们把理论运用到实践中去了，又有了更为深刻的认识。任何的事情都不可能达到完美，我们的设计更是这样的。通过反复的演算、修改、优化才能使我们的结果趋于合理，才会使图形效果更理想。通过这次设计，对这四年的学习做了一个总结，对自己也做了一个总结。这次的毕业设计给我最大的感受就是结果不是最重要的，我们享受的是一个努力的过程和认真的态度。 参考文献1 王望予.汽车设计（第4版）M.机械工业出版社，2005：137-1682 刘惟

27、信.汽车设计M.清华大学出版社，2001：292-2993 刘海江、于信汇、沈斌编著.汽车齿轮M.同济大学出版社，1997：68-904 顾柏良等译.BOSCH汽车工程手册M.北京理工大学出版社，2004：10-22 5 刘惟信编著.汽车设计丛书 驱动桥M .清华大学出版社，2004：89-1206 陈家瑞.汽车构造M.机械工业出版社，2005：160-1907 Jerry Kinsey. The Advantages of an Electronically Controlled Limited Slip Differential. J Copyright 2004 SAE international：210-2408 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册M.人民交通出版社，2001：43-569 余志生.汽车理论（第3版）M.机械工业出版社，2000：44-7510 刘惟信编著.圆锥齿轮与双曲面齿轮传动M.北京:人民交通出版社,1980：39-4511 机械工程手册编辑委员会编.机械工程手册M.北京:机械工业出版社,1997：18-2412 濮良贵,纪名刚主编机械设计（第七版）M高等教育出版社2007：147-15813 骆素君、朱诗顺主编机械课程设计简明手册M化学工业出版社2006:96-11014 徐学林主编互换性与测量技术基础M湖南大学出版社2005：64-78-