微型轿车主减速器设计说明书

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imax≥30%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A≈0.78Ba×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imax≥30%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A≈0.78Ba×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；η------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，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=min[Tce,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3429.84oGTcTziηG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i06时，ηG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β、法向压力角α等。1.主、从动锥齿轮齿数Z1和Z21）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13.0～15.3；Tc-----从动锥齿轮的计算转矩（N.m）,Tc=min[Tce,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0.3～0.4计算得ms取值范围为9.14～12.18，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b20.3A2=65.40mm，而且b2应满足b210ms=94.8mm，一般也推荐b2=0.155D2。因此b2=0.155D2=0.155×426.44≈66mmb1=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≦(0.10～0.12)D2≦42.644～51.728mm,且E≦20%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β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β时，应考虑它对齿面重合度εF、轮齿强度和轴向力大小的影响。β越大，则εF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εF应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好。但是β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β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：β1-----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'1'=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β1与预选值'1'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α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α=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：ζw-----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=min[Tce,