汽车主减速器设计项目说明指导书.doc

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1、目 录摘 要IAbstractII第1章 绪 论11.1中国外主减速器行业现实状况和发展趋势11.2本设计目标和意义21.3此次设计关键内容2第2章 主减速器设计32.1主减速器结构型式选择32.1.1主减速器减速型式32.1.2主减速器齿轮类型选择42.1.3主减速器主动锥齿轮支承形式62.1.4主减速器从动锥齿轮支承形式及安置方法72.2主减速器基础参数选择和设计计算82.2.1主减速比确实定82.2.2主减速器计算载荷确实定92.2.3主减速器基础参数选择112.2.4主减速器双曲面齿轮几何尺寸计算152.2.5主减速器双曲面齿轮强度计算232.2.6主减速器齿轮材料及热处理272.3主

2、减速器轴承选择282.3.1计算转矩确实定282.3.2齿宽中点处圆周力282.3.3双曲面齿轮所受轴向力和径向力292.3.4主减速器轴承载荷计算及轴承选择302.4本章小结34第3章 差速器设计353.1差速器结构形式选择353.2对称式圆锥行星齿轮差速器差速原理373.3对称式圆锥行星齿轮差速器结构383.4对称式圆锥行星齿轮差速器设计383.4.1差速器齿轮基础参数选择383.4.2差速器齿轮几何计算403.4.3差速器齿轮强度计算423.5本章小结43第4章 驱动半轴设计444.1半轴结构形式选择444.2全浮式半轴计算载荷确实定464.3全浮式半轴杆部直径初选474.4全浮式半轴强

3、度计算474.5半轴花键计算474.5.1花键尺寸参数计算474.5.2花键校核494.6本章小结50结 论51参考文件52致 谢53附录A：54摘要本设计任务是设计一台用于轻型商用车上主减速器，采取单级主减速器，该减速器含有结构简单、体积及质量小且成本低等优点，所以广泛用于多种中、小型汽车上。比如，轿车、轻型载货汽车全部是采取单级主减速器，大多数中型载货汽车也采取这种形式。依据轻型载货汽车外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量和最高车速、发动机最大功率、最大扭矩、排量等关键参数，选择合适主减速比。依据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、汽车结构、机械设计等相关知识，

4、计算出相关主减速器参数并论证设计合理性。它功用是：将输入转矩增大并对应降低转速；当发动机纵置时还含有改变转矩旋转方向作用。本设计关键内容有：主减速器齿轮类型、主减速器减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮支承形式、主减速比确实定、主减速器计算载荷确实定、主减速器基础参数选择、主减速器齿轮材料及热处理、主减速器轴承计算、对称式圆锥行星齿轮差速器差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器结构、对称式圆锥行星齿轮差速器设计、全浮式半轴计算载荷确实定、全浮式半轴直径选择、全浮式半轴强度计算、半轴花键强度计算。关键词: 主减速比；主动齿轮；从动齿轮；差速器；行星齿轮 ABSTRACTThe design tas

5、k is to design for a light commercial vehicle on the main reducer, using a single-stage main reducer, the reducer is simple in structure, size and quality of small and low cost, it is widely used in a variety of small and medium-sized car. For example, car, li-ght truck and are based on single-stage

6、 main reducer, the majority of medium-laden vehic-les were also using this form.According to the shape of light truck, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and the maximum speed, the engI-nes maximum power, maximum torque, displacement and

7、 other important parameters, se-lect the appropriate The main reduction ratio. Based on the above parameters, combined w-ith the car design, automotive theory, automobile construction, mechanical design and oth-er related knowledge, to calculate the relevant parameters of the main reducer and demon-

8、strate the rationality of the design.Its purpose is to: increase the input torque and lower speed; when the motor home also has a vertical change in the direction of the role of spin torque.The main elements of design are: the main type of gear reducer, speed reducer forms the main, the main driving

9、 gear reducer and the driven bevel gear supporting the form of the determination of the main reduction ratio, the main reducer of the calculation to deter-mine the load, the main reducer Basic parameters of the choice of the main reduce-rgear materials and heat treatment, the calculation of the main

10、 bearing reducer, pla-netary gear symmetric conical differential of the differential principle, symmetric co-ne of the structure of planetary gear differential, planetary symmetric cone different-ial gear design, the whole floating axle load calculation to determine the whole dia-meter floating axle

11、 option, all the strength of floating axle, the axle spline strength calculation.Key words: The main reduction ratio; gear; driven gear; differential; Planetary Gear第1章 绪论1.1 中国外主减速器行业现实状况和发展趋势中国汽车主减速器产业是紧随桑塔纳等合资项目标国产化配套战略成长起来，发展时间不长。相比跨过企业，中国汽车主减速器企业多年来定在汽车集团内部配套或服务于地方区域市场，中国竞争不充足，发展显著滞后于整车。关键表现在以下

12、多个方面：一是市场竞争不充足，产业集中度低，企业规模效益普遍不高，不能适应零部件业规模化、低成本发展要求。二是受体系供给链条限制，不一样地域主减速器供给体系之间供给链相互不交叉。三是主减速器供给以外资或合资企业为主，本土企业专业化水平不高，产品技术含量低。国外汽车主减速器行业现实状况：一是零部件市场投资集中，易于形成较大经济规模，生产成本降低，利于实现通用化共享平台；二是主减速器企业产品研发投入力度大，便于技术水平提升，形成和主机厂同时开发能力；三是这种现象造成其它国家主减速器企业跨地域、跨集团资产重组难以实现上规模、上水平目标，其后果是其产品技术水平、生产成本、产品质量和营销服务网络等和跨国

13、企业差距深入拉大。因为新竞争环境形成，以欧美日为代表全球性汽车产业链正在逐步组成一个新型汽车工业零整关系，我们能够清楚地看到世界汽车零部件企业正纷纷从整车企业中独立出来， 这极大地改变了原有汽车产业垂直一体化分工协作模式，零部件企业和整车企业形成了对等合作、战略伙伴互动协作关系。依据Wards AutoWorld最新调研表明，日本汽车业在近几年来经过建立起一个以追求团体精神和协调意识，利用战略联盟或外包形式，加强和供给商和承销商之间合作新型零整体系显得尤为富有成效。经由细致功效和成本比较，研究本身优势所在，或有可能建立起竞争优势，并集中力量发展这种优势；同时，从维护企业品牌角度研究企业关键步骤

14、，保留并增强这些步骤上能力，把不含有优势或非关键部分步骤分离出去，同时不停寻求能和之达成协同合作伙伴，共同完成价值链全过程。日本企业做法，摆脱了“纵向一体化”负面影响，将资源得以外延，借助零部件企业资源达成快速响应市场目标，于是出现了这一新型“横向一体化”模式。发展趋势：世界汽车工业全球化重组和中国汽车工业迅猛发展，使汽车主减速器产业处于快速改变环境中，中国汽车主减速器企业在发展战略制订和实施过程中，还会不停出现新问题，对已经有问题认识也在不停深化。这就要求我们和时俱进，开拓思想，不停提升对问题认识，立即调整对策方法，从容应对，使企业稳步健康发展。当今世界各国齿轮和齿轮减速器向着六高、二低、二

15、化方向发展总趋势，即：高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率；低噪声、低成本；标准化和多样化。因为计算机技术、信息技术和自动化技术广泛应用，齿轮减速器发展将跃上新台阶，从经济指标、产业链、宏观政策等多个角度刻画汽车主减速器发展改变，洞察行业发展动向，正确把握发展规律，可见中国本土汽车主减速器存在巨大发展空间。所以，此题目标设计尤为关键。1.2 本设计目标和意义伴随加入WTO以来中国汽车市场深入开放，跨国汽车集团及零部件供给商纷纷调整了在华战略，将过去相对独立“中国战略”转变为符合其长远利益和整体利益“全球战略”，中国市场逐步成为其“全球战略”关键组成部分，它们对中国市场投

16、资会深入加大。能够预见，跨国汽车集团及关键零部件供给商对中国汽车产业控制力会深入增强。主减速器是驱动桥关键组成部分，其性能好坏直接影响到车辆动力性、经济性。现在,中国减速器行业关键骨干企业产品品种、规格及参数覆盖范围近几年全部在不停扩展，产品质量已达成国外优异工业国家同类产品水平，完全可负担起为中国汽车行业提供传动装置配套重担，部分产品还出口至欧美及东南亚地域。因为计算机技术、信息技术和自动化技术广泛应用，主减速器将有更深入发展。对主减速器研究能极大地促进中国汽车工业发展。1.3 此次设计关键内容本设计目标是设计一个轻型商用车主减速器，本设计关键研究内容有：主减速器齿轮类型、主减速器减速形式、

17、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮支承形式、主减速比确实定、主减速器计算载荷确实定、主减速器基础参数选择、主减速器齿轮材料及热处理、主减速器轴承计算、对称式圆锥行星齿轮差速器差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器结构、对称式圆锥行星齿轮差速器设计、全浮式半轴计算载荷确实定、全浮式半轴直径选择、全浮式半轴强度计算、半轴花键强度计算。第2章 主减速器设计依据轻型载货汽车外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量和最高车速、发动机最大功率、最大扭矩、排量等关键参数，选择合适主减速比。依据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、汽车结构、机械设计等相关知识，计算出相关主减速器参数并论证设计合理

18、性。2.1 主减速器结构型式选择主减速器结构型式，关键是依据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮安置方法和减速型式不一样而异。2.1.1 主减速器减速型式主减速器减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。(1)单级主减速器图2.1所表示为单级主减速器。因为单级主减速器含有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉优点，广泛用在主减速比i7.6多种中、小型汽车上。单级主减速器全部是采取一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采取蜗轮传动。 图2.1单极主减速器 图2.2双级主减速器(2)双级减速图2.2所表示为双级主减速器。由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成

19、本也显著增加，所以仅用于主减速比较大(7.60时可取=2.0；汽车满载时总质量在此取5455 ；该汽车驱动桥数目在此取1；传动系上传动部分传动效率，在此取0.9。依据以上参数能够由(2.3）得：=6211（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮计算转矩 （2.4）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面最大负荷，在此取32550N，此数据参考同类车型； 轮胎对路面附着系数，对于安装通常轮胎公路用汽车，能够取=0.85；对越野汽车取=1.0；对于安装专门肪滑宽轮胎高级轿车取=1.25；在此取=0.85；车轮滚动半径，在此选择轮胎型号为7.50-16，则有其滚动半径为0.394m； ，分别为所计算主减速器

20、从动锥齿轮到驱动车轮之间传动效率和传动比，取0.9，因为没有轮边减速器取1.0。所以由公式（2.4）得:=12112（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮计算转矩对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常连续转矩依据所谓平均牵引力值来确定： （2.5）式中：汽车满载时总重量，在此取54550N;所牵引挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车计算；道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.020；在此取0.018； 汽车正常行驶时平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.050.09在此取0.07；汽车性能系数在此取0；，分别为所计算主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间传动效率和传动比，取

21、0.9，因为没有轮边减速器取1.0；该汽车驱动桥数目在此取1； 车轮滚动半径，在此选择轮胎型号为7.50-16，则有其滚动半径为0.394m。所以由式（2.5）得： =2101.52.2.3 主减速器基础参数选择（1）主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑以下原因：为了磨合均匀，之间应避免有条约数；为了得到理想齿面重合度和高轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应大于40；为了啮合平稳，噪声小和含有高疲惫强度对于商用车通常大于6；主传动比较大时，尽可能取得小部分，方便得到满意离地间隙；对于不一样主传动比，和应有适宜搭配。 （2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，增大尺寸

22、会影响驱动桥壳离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮前支承座安装空间和差速器安装。可依据经验公式初选，即 （2.6）式中：直径系数，通常取13.016.0；从动锥齿轮计算转矩，为和中较小者取其值为6221；由式（2.6）得： =（13.016.0）=（239.09294.27）；初选=260 则齿轮端面模数=/=260/35=7.43=357.43=260.05（3）主，从动齿轮齿面宽选择齿面过宽并不能增大齿轮强度和寿命，反而会造成因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引发切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这么不仅会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具使用寿命。另外，安装时有位置偏差或因为制造、热处

23、理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端会引发轮齿小端过早损坏和疲惫损伤。另外，齿面过宽也会引发装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面耐磨性和轮齿强度会降低。 另外,因为双曲面齿轮几何特征,双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。通常取大齿轮齿面宽=0.155=0.155260.05=38.09mm，小齿轮齿面宽=1.1=1.138.09=41.90mm（4）小齿轮偏移距及偏移方向选择载货汽车主减速器E值，不应超出从从动齿轮节锥距20%（或取E值为d10%12%，且通常不超出12%）。传动比愈大则E值也应愈大，大传动比双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径2030。但当E大干20时，应检验是

24、否存在根切。E=(0.10.12) =(0.10.12)260.05=26.0131.20mm初选E=30mm双曲面齿轮偏移可分为上偏移和下偏移两种，图2.7所表示：由从动齿轮锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时假如主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。其中a、b是下偏移，c、d是上偏移。双曲面齿轮偏移方向和其轮齿螺旋方向间有一定关系：下偏移时主动齿轮螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。本减速器采取下偏移。 （a） （b） （c） （d）图2.7 双曲面齿轮偏移方法（5）螺旋角选择双曲面齿轮螺旋角是沿节锥齿线改变，轮齿大端螺旋

25、角最大，轮齿小端螺旋角最小，齿面宽中点处螺旋角称为齿轮中点螺旋角。螺旋锥齿轮中点处螺旋角是相等。二对于双曲面齿轮传动，因为主动齿轮相对于从动齿轮有了偏移距，使主动齿轮和从动齿轮中点处螺旋角不相等。且主动齿轮螺旋角大，从动齿轮螺旋角小。 选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小影响，越大，则也越大，同时啮合齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿强度越高，应大于1.25，在1.52.0时效果最好，但过大，会造成轴向力增大。 汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处平均螺旋角多为3540。主动齿轮中点处螺旋角可按下式初选:=+ （2.7）式中：主动轮中点处螺旋角，mm；，主、从动轮齿数；分别为8，

26、35；双曲面齿轮偏移距, 30mm；从动轮节圆直径，260.05mm；由式（2.7）得:=+=45.84从动齿轮中点螺旋角可按下式初选:双曲面齿轮传动偏移角近似值；双曲面从动齿轮齿面宽为38.09mm；=-=45.84-=34.23、从动齿轮和主动齿轮中点处螺旋角。平均螺旋角=40.04。（6）螺旋方向选择主、从动锥齿轮螺旋方向是相反。图2.8所表示，螺旋方向和双曲面齿轮旋转方向影响其所受轴向力方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮轴向力离开锥顶方向，这么可使主、从动齿轮有分离趋势，预防轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这么从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，

27、驱动汽车前进。图2.8 双曲面齿轮螺旋方向及轴向推力（7）法向压力角 加大压力角能够提升齿轮强度，降低齿轮不产生根切最小齿数，但对于尺寸小齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合系数下降，对于双曲面齿轮，因为其主动齿轮轮齿两侧法向压力角不等，所以应按平均压力角考虑，载货汽车选择2230或20平均压力角，在此选择20平均压力角。2.2.4 主减速器双曲面齿轮几何尺寸计算（1）大齿轮齿顶角和齿根角图2.9 收缩齿两种形式标准收缩齿（a）和双重收缩齿(b)各有其优缺点，采取哪种收缩齿应按具体情况而定。双重收缩齿优点在于能提升小齿轮粗切工序效率。双重收缩齿轮齿参数，其大、小齿轮根锥角

28、选定是考虑到用一把使用上最大刀顶距粗切刀，切出沿齿面宽方向正确齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采取这种方法是最好，不是这种情况而要采取双重收缩齿，齿高急剧收缩将使小端齿轮又短又粗。标准收缩齿在齿高方向收缩好，但可能使齿厚收缩过多，结果造成小齿轮粗切刀刀顶距太小。这种情况可用倾锥根母线收缩齿方法或仔细选择刀盘半径加以改善，即当双重收缩齿会使齿高方向收缩过多，而标准收缩齿会使齿厚收缩过多时，可采取倾锥根母线收缩齿作为二者之间这种。大齿轮齿顶角和齿根角为了得到良好收缩齿,应按下述计算选择应采取采取双重收缩齿还是倾锥根母线收缩齿。用标准收缩齿公式来计算及 （2.8） （2.9） （2.10） （

29、2.11） （2.12） （2.13） （2.14） （2.15） （2.16）由（2.12）和（2.13）联立可得: （2.17） （2.18） （2.19） （2.20） （2.21）式中： ,小齿轮和大齿轮齿数；大齿轮最大分度圆直径,已算出为260.05mm；大齿轮在齿面宽中点处分度圆半径；在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距mm；大齿轮齿面宽中点处齿工作高；大齿轮齿顶高系数取0.15；大齿轮齿宽中点处齿顶高；大齿轮齿宽中点处齿跟高；大齿轮齿面宽中点处螺旋角；大齿轮节锥角；齿深系数取3.7；从动齿轮齿面宽。所以： 43.820.73 计算标准收缩齿齿顶角和齿根角之和。 （2.22） （2.23） （2.24） （2.25）由式（2.19）和（2.23）联立可得: （2.26） 刀盘名义半径,按表选择为114.30mm 轮齿收缩系数当为正数时,为倾根锥母线收缩齿，应按倾根锥母线收缩齿重新计算及。按倾根锥母线收缩齿重新计算大齿轮齿顶角及齿跟角。