汽车主减速器设计
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主减速器设计3.2主减速器设计3.2.1主减速器的结构型式主减速器的结构型式,主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。
(1)主减速器齿轮的类型在现代汽车驱动桥上,主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。
在双级主减速器中,通常还要加一对圆柱齿轮(多采用斜齿圆柱齿轮),或一组行星齿轮。
在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。
在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上,有时也采用蜗轮传动。
螺旋锥齿轮其主、从动齿轮轴线相交于一点。
交角可以是任意的,但在绝大多数的汽车驱动桥上,主减速齿轮副都是采用90º交角的布置。
由于轮齿端面重叠的影响,至少有两对以上的轮齿同时啮合,因此,螺旋锥齿轮能承受大的负荷。
加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合,面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另—端,使得其工作平稳,即使在高速运转时,噪声和振动也是很小的。
双曲面齿轮如图其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。
其空间交叉角也都是采用90º。
主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移,称为上偏置或下偏置。
这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。
当偏移距大到一定程度时,可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。
这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。
这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。
双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。
因此,双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等,但端面模数或端面周节是不等的。
主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。
这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。
其增大的程度与偏移距的大小有关。
另外,由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大,所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大,从而使齿面间的接触应力降低。
汽车单级主减速器设计

汽车单级主减速器设计任务书1.设计的主要任务及目标通过调研和查阅相关资料文献,掌握汽车单级主减速器主要用途和工作原理。
应用所学相关基础知识和专业知识,分析单级主减速器结构、载荷,对主要受力件强度进行计算分析,应用CAD三维造型或二维设计技术完成课题总成和关键零件结构设计和计算说明书,按照学校要求编写毕业设计论文。
2.设计的基本要求和内容1)掌握单级主减速器的结构及工作原理。
绘制结构简图和原理简图;2)了解零部件材料及制造、热处理工艺;3)了解单级主减速器的失效模式;4)制作单级主减速器的装配总图;5)对单级主减速器及关键零件结构进行计算分析,重点是对失效件的分析;6)编写毕业设计论文,总结设计取到的效果与体会,提出自己的论点和改进建议等。
3.主要参考文献《汽车车桥设计》4.进度安排汽车单级主减速器的设计摘要:由于行驶中的汽车发动机的转速通常在两千到三千转每分钟,如果只通过变速箱来减速的话,那样会有一个很大的减速比,从而增大了齿轮的半径,继而增大了变速箱的尺寸,既不经济又不合理,另外,转速下降,而扭矩必然增加,也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。
所以,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。
主减速器的存在有三个作用,第一是改变动力传输的方向,由上图可以看出动力传递出变速器是纵向的力距,通过减速器,力矩发生了90度的转变,从而传递到半轴形成横向的力矩,从而驱动车子前进。
第二是作为变速器的延伸为各个档位提供一个共同的传动比。
有了这个传动比,可以有效的降低对变速器的减速能力的要求,这样设计的好处是可以有效减小变速器的尺寸,使车辆的总布置更加合理。
第三也是最重要的就是减速增扭,根据功率的计算公式W=M*v(功率=扭矩*速度)当功率一定时,减少传动速度,能够增加扭矩,从而增加驱动力,这也是汽车上坡采用低档的原因。
关键字;变速器,减速器,传动轴Automotive design single-stage main gearSummary:Since moving automobile engine speed is usually 2000-3000 rpm , if only to slow down through the gearbox , then that will be a big reduction ratio, thereby increasing the radius of the gear , which in turn increases the gearbox size , neither economic nor reasonable , in addition, the speed decreased, while torque will increase, it increases the load transmission gearbox and rear gearboxes level transmission mechanism . So, before power to the left and right wheels to set up a triage differential final drive .There exist three main reducer roleThe first is to change the direction of power transmission from the power transmission can be seen that the torque transmission is a longitudinal , through a speed reducer , torque in a shift of 90 degrees , thereby transferring torque to the transverse axle is formed so as to drive the car forward.Second, as an extension of a common transmission gear ratio for each gear position . With this ratio , can effectively reduce the transmission capacity reduction requirements , benefits of this design is that it can effectively reduce the size of the transmission , so that the general arrangement of the vehicle is more reasonable.The third and most important is the reduction by twisting , according to the power of the formula W = M * v ( power = torque * speed ) when the power is constant , the speed reduction gear , the torque can be increased , thereby increasing the driving force , which is the car reasons for the use of low-grade slope .Keywords; gearbox , reducer , drive shaft目录1 绪论 .................................................................................................................................. 1 2 单级主减速器的设计方案 .............................................................................................. 2 2.1汽车单级主减速器的结构及工作原理 ......................................................................... 2 2.1.1主减速器的类型 ......................................................................................................... 2 2.1.2主减速器的布置及作用分析 ..................................................................................... 4 2.1.3主减速器的减速形式 ................................................................................................. 5 2.1.4主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择 ......................................................... 6 2.2主减速器的基本参数选择与设计计算 . (7)2.2.1主减速比0i 的确定 (7)2.2.2主减速齿轮计算载荷的确定 ..................................................................................... 8 2.3主减速器锥齿轮基本参数的选取 (9)2.3.1主、从动锥齿轮齿数1z 和2z ..................................................................................... 9 2.3.2 节圆直径和端面模数的选择 .................................................................................. 10 2.3.3 螺旋角的选择 ........................................................................................................... 11 2.3.4 齿面宽的选择 ........................................................................................................... 11 2.3.5螺旋锥齿轮螺旋方向 ................................................................................................ 11 2.3.6 齿轮法向压力角的选择 .......................................................................................... 12 2.4 主减速器锥齿轮几何尺寸的计算 .............................................................................. 12 2.5螺旋锥齿轮的失效形式 ............................................................................................... 15 2.6螺旋锥齿轮的强度校核 ............................................................................................... 16 2.6.1 单位齿长上的圆周力 .............................................................................................. 16 2.6.2 轮齿的弯曲强度计算 .............................................................................................. 17 2.6.3 轮齿的表面接触强度计算 ...................................................................................... 18 2.7锥齿轮的材料及热处理 ............................................................................................... 19 3 主减速器轴承的计算 ...................................................................................................... 20 3.1作用在主减速器齿轮齿宽中点的圆周力 ................................................................... 21 3.2 主减速器轴承载荷的计算 (22)总结 (25)参考文献 (26)致谢 (27)1 绪论1.1主减速器工作原理主减速器作为驱动桥的一部分,在汽车的传动系统中起到了很重要的作用,汽车的动力由变速器通过万向节,再由万向节通过主传动轴传递到主减速器,继而传递到驱动桥的另一个重要部分差速器,从而实现了汽车的平稳运转。
主减速器设计说明书

摘要汽车主减速器是汽车传动中的最重要的部件之一。
它能够将万向传动装置产来的发动机转矩传给驱动车轮,以实现降速增扭。
本次设计的是有关十米高一级客车后桥主减速器设计总成。
并要使其具有通过性。
本次设计的内容包括有:方案选择,结构的优化与改进。
齿轮与齿轮轴的设计与校核,以及轴承的选用与校核。
并且在设计过程中,描述了主减速器的组成和差速器的差速原理和差速过程。
方案确定主要依据原始设计参数,对比同类型的减速器及差速器,确定此轮的传动比,并对其中重要的齿轮进行齿面接触和齿轮弯曲疲劳强度的校核。
而对轴的设计过程中着重齿轮的布置,并对其受最大载荷的危险截面进行强度校核,轴承的选用力求结构简单且满足要求。
主减速器及差速器对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用,是汽车设计的重点之一。
关键词:主减速器;差速器;转速;行星齿轮;传动比AbstractAutomobil reduction final drive is one of the best impossible parts in automobile gearing. It can chang speed and driving tuist within a big scope .The problem of this design is ten meters passager car reduction final unit ,it’ s properlyin common use . The design of scheme, the better design and improvement of structure ,the design and calibration of gear and gear shiftes , and the select of bearings , and also the design explain the construction of differential action .The ting of the scheme desierment main deside. The drive ratio of gear , according to orginal design parameter and constrasting the same type reduction final drive ang differential assay . It realize planet gear in the design of structure . It put to use alteration better gears transmission in the design of gear , and compare the root contact tired strength of some important gears and the face twirl tired strength . It eraphaize pay attention to the place of gears. Compare the strength of the biggest load dangraes section. It require structure simple and accord with demand in select of bearings .Key words : Reduction final , Differential , Rotational speed ,Plantet gear , Drive ratio目录摘要 (I)Abstract (II)目录 (III)第1章绪论 (1)第2章主减速器的结构形式 (2)2.1主减速器的齿轮类型 (2)2.2主减速器的减速形式 (2)2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 (2)2.3.1主动锥齿轮的支承 (2)2.3.2从动锥齿轮的支承 (3)2.3.3主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 (4)第3章主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 (5)3.1主减速器齿轮计算载荷的确定 (5)3.1.1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 .. 5T (5)3.1.2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cs3.1.3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩T (6)Cf3.2锥齿轮主要参数的选择 (6)3.2.1主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2 (6)3.2.2从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数m s (7)3.2.3主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2 (7)3.2.4双曲面齿轮副偏移距E (8)3.2.5中点螺旋角 (8)3.2.6螺旋方向 (9)3.2.7法向压力角α (10)第4章主减速器锥齿轮的几何尺寸计算 (11)4.1锥齿轮轮齿形状的选择 (11)4.2锥齿轮的几何尺寸计算 (11)第5章主减速器锥齿轮的强度计算 (14)5.1单位齿长圆周力 (14)5.2轮齿弯曲强度 (14)5.3轮齿接触强度 (16)第6章主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 (18)6.1锥齿轮齿面上的作用力 (18)6.1.1齿宽中点处的圆周力 (18)6.1.2锥齿轮的轴向力和径向力 (18)6.2锥齿轮轴承的载荷计算 (19)6.3锥齿轮轴承的寿命计算 (20)6.3.1 A轴承的寿命计算 (20)6.3.2 B轴承的寿命计算 (20)6.3.3 C、D轴承的寿命计算 (21)第7章齿轮材料 (22)第8章对称式圆锥行星齿轮差速器设计 (23)8.1差速器齿轮主要参数选择 (23)8.1.1行星齿轮数n (23)8.1.2行星齿轮球面半径R b (23)8.1.3行星齿轮和半轴齿轮齿数Z1和Z2 (23)8.1.4行星齿轮和半轴齿轮节锥角、模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 (24)8.1.5压力角α (24)8.1.6行星齿轮轴直径d及支承长度L (24)8.2差速器轮齿的几何计算 (25)8.3差速器齿轮强度计算 (26)第9章驱动桥半轴设计 (26)9.1全浮式半轴计算 (27)9.2半轴的结构设计 (27)9.2.1全浮式半轴杆部直径设计 (27)9.2.2半轴杆部设计其他要求 (27)9.3半轴的强度校核 (28)9.3.1半轴的扭转应力 (28)9.3.2半轴花键的剪切应力 (28)9.3.3半轴花键的挤压应力 (29)结论 (30)致谢 (31)参考文献 (32)第1章绪论驱动桥处于动力传动系的末端,其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理的分配给左、右驱动轮,另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力和横向力。
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U max=120km/h最大爬坡度i max≥30%汽车总质量m a=1020kg满载时前轴负荷率50%外形尺寸总长L a×总宽B a×总高H a=3500×1445×1470mm3迎风面积A≈0.78 B a×H a空气阻力系数C D=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≈0.78 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。
毕设-主减速器设计

摘要汽车驱动桥位于传动系末端,其基本功能是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩,将转矩分配给左、右驱动车轮,并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所需要的差速功能;同时,驱动桥还需要承受作用于路面和车架或车厢之间的垂直力、纵向力和横向力。
一般汽车结构中,驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。
驱动桥设计应满足的基本要求:所选择的主减速比应保证汽车具有最佳的动力性和燃油经济性;外形尺寸要小,保证有必要的离地间隙;齿轮及其传动件工作平稳,噪音小;在各种转速和载荷下具有较高的传动效率;在保证足够的强度、刚度条件下,应力要尽量小,尤其是簧下质量应尽量小,以改善汽车的平顺性;与悬架导向机构运动协调;结构简单,加工工艺性好,制造容易,拆装、调整方便。
驱动桥的结构方案分析驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。
当驱动车轮采用非独立悬架时,驱动桥应为非断开式(或称为整体式),即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的空心梁,而主减速器、差速器及车轮传动装置(由左右半轴组成)都装在它里面。
当采用独立悬架时为保证运动协调,驱动桥应为断开式。
这种驱动桥无刚性的整体外壳,主减速器及其壳体装在车架或车身上,两侧驱动车轮与车架或车身做弹性连接,并可彼此独立分别相对于车身做上下摆动,车轮传动采用万向节传动。
具有桥壳的非断开式驱动桥结构简单、制造工艺性好、成本低、工作可靠、维修调整容易,广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野车和部分小轿车上。
但整个驱动桥均属于簧下质量,对于汽车平顺性和降低动载荷不利。
断开式驱动桥结构较复杂,成本较高,但它大大地增加了离地间隙;减小了簧下质量,从而改善了行驶平顺性,提高了汽车的平均速度;减小了汽车在行驶时作用于车轮与车桥上的动载荷,提高了零部件的使用寿命;由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好,大大增加了车轮的抗侧滑能力;与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理,可增加不足转向效应,提高汽车的操纵稳定性。
汽车制造与维修——主减速器的设计03

主减速器的设计二.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,还与齿轮的支承刚度密切相关。
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两种。
悬臂式支承结构(图5—13a)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a和增加两支承间的距离凸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。
为了尽可能地增加支承刚度,支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度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。
跨置式支承结构(图5—13b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承,这样可大大增加支承刚度,又使轴承负荷减小,齿轮啮合条件改善,因此齿轮的承载能力高于悬臂式。
此外,由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小,可以缩短主动齿轮轴的长度,使布置更紧凑,并可减小传动轴夹角,有利于整车布置。
但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座,从而使主减速器壳体结构复杂,加工成本提高。
另外,因主、从动齿轮之间的空间很小,致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制,有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。
跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承,并且内外圈可以分离或根本不带内圈。
它仅承受径向力,尺寸根据布置位置而定,是易损坏的一个轴承。
在需要传递较大转矩情况下,最好采用跨置式支承。
1.5T轻卡汽车主减速器毕业设计

本科生毕业论文(设计)开题报告书题目 1.5T轻卡汽车主减速器设计学生姓名指导教师职称研究目的意义及国内外研究状况和应用前景(附参考文献):一、研究(调查)目的意义汽车车桥是汽车的重要组成部分,它承受着汽车的满载荷重及地面经车轮、车架或承载车身经悬架传递的垂直力、纵向力及其力矩,以及冲击载荷;后桥主减速器还担负着传递传动系中最大转矩的作用,桥壳还承受着反作用力矩。
汽车车桥主减速器的型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有决定性的作用外,也对汽车的行驶性能如动力性、经济性能有直接影响。
因此,车桥的结构型式选择、设计参数选取及设计计算对汽车的整车设计极其重要。
二、国内、外研究概况和应用前景汽车问世百余年,特别是从汽车产品的大批量生产及汽车工业的大发展以来,汽车已经对世界经济大发展和人类进入现代生活产生了无法估量的巨大影响,为人类社会的进步做出了不可磨灭的巨大贡献。
我了使大家对汽车这一影响人类社会的产品有更全面、更深入的了解,以便把握住“汽车设计”技术的发展方向,通过对汽车的总体设计,汽车零部件的载荷和计算工况与计算方法,以及汽车各系统、各组成及主要零部件的结构分析和设计计算的概述,是大家对汽车的设计理论与设计技术有更好的认识与突破。
参考文献:[1] 吴光强.汽车理论(第一版)[M].北京:人民交通出版社,2007.[2] 刘惟信.汽车车桥设计[M].北京:清华大学出版社,2004[3] 王望予.汽车设计[M].北京:机械工业出版社,2007.6主要内容、研究方法和思路:主要内容:主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的重要部件。
主要研究主减速器的结构形式,包括主减速器齿轮的类型、主从动锥齿轮的支承形式及安置方法、主减速器的减速形式和主减速器的基本参数选择和设计计算,其中包括主减速器的主减速比、主减速器齿轮计算载荷确定和各齿轮的基本参数、主减速器锥齿轮的强度校核以及锥齿轮轴承的载荷计算、主减速器锥齿轮的材料选择及热处理等。
汽车主减速器设计.

摘要本设计是对载货汽车设计一个结构合理、工作性可靠的双级主减速器。
此双级主减速器是由两级齿轮减速组成。
与单级主减速器相比,在保证离地间隙相同时可得到很大的传动比,并且还拥有结构紧凑,噪声小,使用寿命长等优点。
本文论述了双级主减速器各个零件参数的设计和校核过程。
设计主要包括:主减速器结构的选择、主、从动锥齿轮的设计、轴承的校核。
主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件,它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。
对发动机纵置的汽车,其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。
关键词:载货汽车;双级主减速器;齿轮;校核;设计ABSTRACTThis design is designs a structure to the truck to be reasonable, work related reliable two-stage main gear box. This two-stage main gear box is composed of two level of gear reductions. Compares with the single stage main gear box, when the guarantee ground clearance is the same may obtain the very great velocity ratio, and also has the structure to be compact, the noise is small, service life long and so on merits. This article elaborated the two-stage main gear box each components parameter computation and the selection process, and through computation examination. The design mainly includes: Main gear box structure choice, host, driven bevel gear's design, bearing's examination.The main reducer in the transmission lines used to reduce vehicle speed, increased the torque , it is less dependent on the bevel of more gear drive of less bevel gear . Purchase of the longitudinal engine automobiles, the main bevel gear reducer also used to change the driving force for the direction of transmission.Key words: Truck;Two-stage Main Reduction Gear;Gear;Check目录摘要 (I)Abstract (II)第1章绪论 (1)1.1概述 (1)1.1.1主减速器的概述 (1)1.1.2主减速器设计的要求 (1)1.2主减速器的结构方案分析 (2)1.2.1主减速器的减速形式 (2)1.2.2主减速器的齿轮类型 (2)1.2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 (3)1.3主要涉及内容及方案 (4)第2章主减速器的结构设计与校核 (5)2.1主减速器传动比的计算 (5)2.1.1轮胎外直径的确定 (5)2.1.2主减速比的确定 (6)2.1.3双级主减速器传动比分配 (7)2.2主减速齿轮计算载荷的确定 (8)2.3主减速器齿轮参数的选择 (10)2.4主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 (12)2.4.1主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 (12)2.4.2主减速器螺旋锥齿轮的强度校核 (13)2.5第二级齿轮模数的确定 (17)2.6双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择 (18)2.7齿轮的校核 (19)2.8主减速器齿轮的材料及热处理 (20)2.9本章小结 (21)第3章轴承的选择和校核 (22)3.1主减速器锥齿轮上作用力的计算 (22)3.2轴和轴承的设计计算 (24)3.3主减速器齿轮轴承的校核 (26)3.4本章小结 (29)第4章轴的设计 (30)4.1一级主动齿轮轴的机构设计 (30)4.2中间轴的结构设计 (31)4.3本章小结 (32)第5章轴的校核 (33)5.1主动锥齿轮轴的校核 (33)5.2中间轴的校核 (35)5.3本章小结 (37)结论 (38)参考文献 (39)附录 (40)第1章绪论1.1概述1.1.1主减速器的概述主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件,它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。
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汽车主减速器设计主减速器设计3.2主减速器设计321主减速器的结构型式主减速器的结构型式,主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。
(1)主减速器齿轮的类型在现代汽车驱动桥上,主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。
在双级主减速器中,通常还要加一对圆柱齿轮(多采用斜齿圆柱齿轮),或一组行星齿轮。
在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。
在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上,有时也采用蜗轮传动。
(2 )主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法在壳体结构及轴承型式已定的情况下,主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法,对其支承刚度影响很大,这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。
现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种:悬臂式齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。
为了增强支承刚度,应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上,同时比齿轮节圆直径的70%还大,并使齿轮轴径大于等于悬臂长。
当采用一对圆锥滚子轴承支承时,为了减小悬臂长度和增大支承间的距离,应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内,而大端朝外,以缩短跨距,从而增强支承刚度。
(3 )主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、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,支承间的距离应尽可能缩小。
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,圆锥滚子轴承也应预紧。
轿车和轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差建界壳的突缘上。
这种方法对增强刚性效果较好,中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。
(4 )主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整支承主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。
预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转速有关。
主动锥齿轮轴承预紧度的调整,可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。
近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便,波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。
(5)主减速器的减速型式主减速器的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。
单级主减速器由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点,广泛用在主减速比i0<7.6的各种中、小型汽车上。
单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮,也有采用蜗轮传动的。
双级主减速器由两级齿轮减速器组成,结构复杂、质量加大,制造成本也显著增加,因此仅用于主减速比较大(7.6<i0 < 1)2且采用单级减速不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型汽车上。
以往在某些中型载货汽车上虽有采用,但在新设计的现代中型载货汽车上已很少见。
这是由于随着发动机功率的提高、车辆整备质量的减小以及路面状况的改善,中等以下吨位的载货汽车往具有更高车速的方向发展,因而需采用较小主减速比的缘故。
双曲面齿轮式单级贯通式主减速器,是利用了双曲面齿轮传动主动齿轮轴线相对于从动齿轮轴线的偏移,将一根贯通轴穿过中桥井通向后桥。
但这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的限制,而且主动齿轮的工艺性差,通常主动齿轮的最小齿数是8,因此主减速比的最大值只能在5左右,故多用于轻型汽车的贯通式驱动桥。
当用于大型汽车时刷需增设轮边减速器或加大分动器传动比。
蜗轮传动为布置贯通桥带来极大方便,且其工作平滑无声,在结构质量较小的情况下也可得到大的传动比,适于各种吨位贯通桥的布置和汽车的总体布置。
但由于需用青铜等有色金属为材料而未得到推广。
双级贯通式主减速器用于主减速比i0>5的中、重型汽车的贯通桥。
它又有锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮锥齿轮式两种结构型式。
锥齿轮一圆柱齿轮双级贯通式主减速器的特点是有较大的总主减速比(因两级减速的减速比均大于1),但结构的高度尺寸大,特别是主动锥齿轮的工艺性差,而从动锥齿轮又需要采用悬臂式安置,支承刚度差,拆装也不方便。
与锥齿轮一圆柱齿轮式双级贯通式主减速器相比,圆柱齿轮一锥齿轮式双级贯通式主减速器的结构紧凑,高度尺寸减小,但其第一级的斜齿圆柱齿轮副的减速比较小,有时甚至等于1。
为此,有些汽车在采用这种结构布置的同时,为了加大驱动桥的总减速比而增设轮边减速器;而另一些汽车则将从动锥齿轮的内孔做成齿圈并装入一组行星齿轮减速机构,以增大主减速比。
按齿轮及其布置型式,轮边减速器有行星齿轮式及普通圆柱齿轮式两种类型。
3.2.2主减速器的基本参数选择与设计计算主减速比i0、驱动桥的离地间隙和计算载荷,是主减速器设计的原始数据,应在汽车总体设计时就确定。
1•主减速比i0的确定主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。
i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比iT 一起由整车动力计算来确定。
可利用在不同i0下的功率平衡田来研究i0对汽车动力性的影响。
通过优化设计,对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0值,可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。
对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说,在给定发动机最大功率Pemax及其转速np ,的情况下,所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。
这时i0值应按下式来确定:式中rr -- 车轮的滚动半径,m ;igh ――变速器量高档传动比。
对于其他汽车来说,为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降,i0 一般选择比上式求得的大10 % ~25 %,即按下式选择:式中iFh --- 分动器或加力器的高档传动比iLB 一一轮边减速器的传动比。
根据所选定的主减速比i0值,就可基本上确定主减速器的减速型式(单级、双级等以及是否需要轮边减速器),并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。
2•主减速齿轮计算载荷的确定通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩(Tje、Tjh)的较小者,作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。
即式中Temax ---- 发动机量大转矩,N?m;iTL -- 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比;——上述传动部分的效率,取=0.9 ;K0――超载系数,对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取K0=1 ;n -- 该车的驱动桥数目;G2――汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷,N ;对后桥来说还应考虑到汽车加速时的负荷增大量;――轮胎对路面的附着系数,对于安装一般轮胎的公路用汽车,取=0.85 ;对越野汽车取=1.0 ;对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取=1.25 ;rr —一车轮的滚动半径,m ;,一一分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比(例如轮边减速器等)。
上面求得的计算载荷,是最大转矩而不是正常持续转矩,不能用它作为疲劳损坏的依据。
对于公路车辆来说,使用条件较非公路车辆稳定,其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的,即主减速器从动齿轮的平均计算转矩T jm (N?m)为式中Ga ---- 汽车满载总重,N ;GT ——所牵引的挂车满载总重,N,但仅用于牵引车;fR ――道路滚动阻力系数,计算时轿车取fR = 0.010~0.015 ;载货汽车取0. 015~0.020 ;越野汽车取0.020~0.035 ;fH ――汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。
通常,轿车取0.08 ;载货汽车和城市公共汽车取0.05~0.09 ;长途公共汽车取0.06~0.10,越野汽车取0.09~0. 30。
汽车或汽车列车的性能系数:fP --- 汽车或汽车列车的性能系数:式中fP计算为负时,取0值当计算主减速器主动齿轮时,应将式(9-10) ~ (9-12 )各式分别除以该齿轮的减速比及传动效率。
3•主减速器齿轮基本参数的选择(1)齿数的选择对于单级主减速器,当i0较大时,则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些,以得到满意的驱动桥离地间隙。
当i0》6寸,z1的最小值可取为5,但为了啮合平稳及提高疲劳强度,z1最好大于5。
当i0较小(如i0=3.5~5)时,引可取为7~12,但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。
为了磨合均匀,主、从动齿轮的齿数z1,z2之间应避免有公约数;为了得到理想的齿面重叠系数,其齿数之和对于载货汽车应不少于40,对于轿车应不少于50。
对于普通的双级主减速器来说,由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些(通常i02 / i01=1.4~2.0),这时第一级主动锥齿轮的齿数可选得较大,约在9~15范围内。
第二级圆柱齿轮传动的齿数和可选在58~78的范围内。
对于双曲面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。
(2)节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出:式中d2——从动锥齿轮的节圆直径,mm ;Kd2——直径系数,取K=13~16 ;Tj ――计算转矩,N?m。
(3)齿轮端面模数的选择d2选定后,可按式m=d2/z2算出从动锥齿轮大端端面模数,并用下式校核:式中Tj――计算转矩,N?m ;Km ——模数系数,取Km=0.3~0.4 。
4)齿面宽的选择汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽F(mm)推荐为:F=0.155d 2式中d2 --- 从动齿轮节圆直径,mm。
(5)双曲面齿轮的偏移距E轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值,不应超过从动齿轮节锥距A0 的40%(接近于从动齿轮节圆直径d 2的20%);而载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷传动,E则不应超过从动齿轮节锥距A0的20% (或取E值为d : 的10%~12%,且一般不超过12% )。
传动比愈大则正也应愈大,大传动比的双曲面齿轮传动,偏移距E可达从动齿轮节圆直径d2的20%〜30%。
但当E 大干d2的20 %时,应检查是否存在根切。
(6)双曲面齿轮的偏移方向它是这样规定的,由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧,这时如果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。
双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系:下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋,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。