中型客车双级主减速器设计说明书

《汽车设计》

课程设计

主减速器设计

专业：车辆工程

班级：

姓名：

学号：

二〇一四年十二月、

目录

一、任务

1.1发动机最大功率P emax及相应转速n p .....................................................................

1.2 发动机最大转矩Temax和相应转速n T ..................................................................

1.3主减速器传动比设计 ............................................................................................

1.4最低挡传动比确定 ................................................................................................

1.5各档传动比选择....................................................................................................

二、主减速器结构形式的确定..........................................................................................

2.1主减速器的减速形式 ..............................................................................................

2.2 主减速器的齿轮类型 .............................................................................................

2.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案....................................................................

2.3.1、主动锥齿轮的支承 ........................................................................................

2.3.2、从动锥齿轮的支承 ........................................................................................

三、主减速器的结构设计及校核......................................................................................

3.1双级主减速器传动比分配.......................................................................................

3.2主减速器齿轮参数的选择.......................................................................................

3.2.1、齿数的选择 ...............................................................................................

3.2.3、齿轮端面模数的选择 ....................................................................................

3.2.4、齿面宽的选择............................................................................................

3.2.5、螺旋锥齿轮螺旋方向 ..................................................................................

3.2.6、螺旋角的选择..............................................................................................

3.2.7、齿轮法向压力角的选择.................................................................................

3.3主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算及强度计算 ..................................................

3.3.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 ............................................................

3.3.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度校核....................................................................

3.3.2.1、主减速器螺旋锥齿轮的强度计算.........................................................

3.3.2.2、轮齿的弯曲强度计算 ...........................................................................

3.3.2.3、轮齿的接触强度计算 .........................................................................

3.3.3第二级齿轮模数的确定 ...................................................................................

3.3.3.1、材料的选择和应力的确定....................................................................

3.3.3.2、齿轮的弯曲强度设计计算....................................................................

3.3.4双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择 ......................................................

3.3.5齿轮的校核......................................................................................................

3.3.5.1、齿轮弯曲强度校核...............................................................................

3.3.5.2、齿面接触强度校核...............................................................................

3.4主减速器齿轮的材料及热处理................................................................................ 结论 ..............................................................................................................................

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。汽车参数

原始条件：

车型中型客车

驱动形式 FR4×2

发动机位置前置、纵置

最高车速 U max=85km/h

最大爬坡度 i max≥27%

汽车总质量 m a=8250kg

满载时前轴负荷率 32.1%

外形尺寸总长L a×总宽B a×总高H a=8630×2420×2950mm3轴距 L=4830mm

前轮距 B1=1700mm

后轮距 B2=1700mm

迎风面积 A≈0.85B a×H a

空气阻力系数 C D=0.7

轮胎规格 9.00—20或9.0R20

离合器单片干式摩擦离合器

变速器中间轴式、五挡

1.1发动机最大功率P emax及相应转速n p

根据最高车速，用下式求出发动机的最大功率

P emax=1

T

(

m a gf r

u amax+

C D A

u3amax)

其中ηT为传动系效率，一般取90%；f r为滚动阻力系数，对乘用车f r=0.0165×{ 1+0.01（v a-50）}。根据初始设计数据，可求得

P emax=85.3kw

对于总质量较小的汽油发动机n p一般在3000～5000r/min 之间，故

n p=4500r/min

1.2 发动机最大转矩Temax和相应转速n T

根据下式确定T emax

T emax=9549×αP emax

n p

α为转矩适应性系数，一般在1.1～1.3之间选取，此处选择α=1.2，故

T emax=217 N?m

n p/n T一般在1.4～2.0之间选取，此处选为1.7，故

n T=2647 r/min

1.3主减速器传动比设计

根据发动机转速及汽车行驶速度关系：

u a=0.377r?n

i g i0

式中u a取最高车速，由于此变速器为中间轴式、五档，最高传动取为1，r为车轮半径，查得r=0.48m由此可算出

i0=9.58

1.4最低挡传动比确定

按最大爬坡度来设计，上坡时，应满足驱动力不小于阻力之和，即：

T emax?i0?i1?ηT

≥Gf cosαmax+G sinαmax

r

f为坡道阻力系数，一般在0.01～0.02之间，取0.01, αmax取16.7°由上式可得，i1≥ 6.16

再根据地面附着条件：

φ为地面附着系数，一般取0.7～0.8，取φ=0.7，则可得

i1≤14.50

由于轻型商用车5.0～8.0，所以选取一挡传动比为i1=6.6

1.5各档传动比选择

由于等比分配传动比便于换挡，故选择等比分配方式

i1/i2=i2/i3=i3/i4=i4/i5=q i1=6.6 i5=1 故q=1.6

则i2=4.13 i3=2.58 i4=1.6

二、主减速器结构形式的确定

2.1主减速器的减速形式

为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的[8]。

根据主减速器的使用目的和要求的不同，其结构形式也有很大差异。按主减速器所处的位置可分为中央主减速器和轮边减速器，按参加减速传动的齿轮副可

分为单级式主减速器和双级式主减速器。按主减速器速比的变化可分为单速主减速器和双速主减速器两种。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型中型客车。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。

由于本文设计的是中型客车主减速器，由于它的主传动比比较大，故选用二级主减速器。

2.2 主减速器的齿轮类型

根据主减速器的使用目的和要求的不同，其结构形式也有很大差异。按主减速器所处的位置可分为中央主减速器和轮边减速器，按参加减速传动的齿轮副可分为单级式主减速器和双级式主减速器。按主减速器速比的变化可分为单速主减速器和双速主减速器两种。按齿轮副结构形式可分为圆柱齿轮式和圆锥齿轮式两种。按齿型的不同，又分为螺旋锥齿轮和双曲面锥齿轮。他们有着不同的特点：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

90交角的布置。由于轮齿端面重绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用

叠的影响，至少有两对以上的齿轮同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其齿轮不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另一端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也很小。传动效率高，能达到99%，生产成本也较低，不需要特殊的润滑，工作稳定性能好。但对啮合精度很敏感。

双曲面齿轮的特点是主、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。双曲面齿轮传动不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30％，齿面的接触强度提高，选用较少的齿数，有利

于增加传动比和降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度，从而得到更大的离地间隙，利于实现汽车的总体布置等优点。但双曲面齿轮加工工艺要求比较高。

本文设计的双级主减速器第一级选取弧齿锥齿轮，第二级选取圆柱齿轮。

2.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

主减速器中心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

地工作。齿轮的正确啮合，除了及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，还及齿轮的支承刚度密切相关。 2.3.1、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骑马式支承两种。查阅资料、

文献，经方案论证，采用悬臂式支承结构（如图1.1（a ）所示）。

2.3.2、从动锥齿轮的支承

从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2.2所示）。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d c 。为了使从动锥齿轮背面的差速器

1—调整垫片 2—调整垫圈

（a ）悬臂式支承 （b ）骑马式支承

图1.1 主动锥齿轮的支承型式

c 应不小于从动锥齿轮大端壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，d

分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。

图1.2从动锥齿轮的支承型式

三、主减速器的结构设计及校核 3.1双级主减速器传动比分配

一般情况下第二级减速比02i 及第一级减速比01i 之比值（02i /01i ）约在1.4～2.0范围内，而且趋于采用较大的值，以减小从动锥齿轮的半径及负荷并适应当增多主动锥齿轮的齿数，使后者的轴径适当增大以提高其支承刚度；这样也可降低从动圆柱齿轮以前各零件的负荷从而可适当减小其尺寸及质量。在这里因为主减速比比较大，为了使得二级主减速器从动齿轮的直径小一些，可以取02i /01i 也小一些，在这里取1.1。一般，双级主减速器第一主动锥齿轮的齿数1z >=6，由于0i 较大，为了磨合均匀，我

们在这里取最大1z =7，则可算得：01i =2.95，其02i =010i i ==3.25，修定总传动比得02

010i i i ==9.59。

3.2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两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（

je

T 、

?

j T ）的最小者，作为汽车在强度计算

中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即

je T =T Tl e K i T η???0max /n

?

j T =

式中 max e T ——发动机最大转矩，m N ?

TL i ——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，

TL i =0i 1i =9.58?6.6=63.3；

T η——上述传动部分的效率，取T η=0.9； 0K ——超载系数，取0K =1；

n ——该车的驱动桥数目，在这里n =1；

2G ——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N ；对后桥来说应该考虑

到汽车加速时的负荷增大；

?——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；

r r ——车轮的滚动半径，m=0.48m ；

LB LB i ,η——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），在这里取1=LB η，1=LB i 。

由表2-1中可知，把max e T =217(N m ?)代入式（2-5）得： je T =

T

TL e K i T η???0max /n

je T =217m N ?1/9.013.63???

je

T =12362.49(m N ?)

（2.7）

各类汽车轴荷分配范围如下图：

本文设计车型为42?后轮单胎，平头车，满载时前轴的负荷在32.1%；后轴为67.9%。该车满载时的总质量为G = m a =8250kg ，则可求得前后轴的轴荷1G 和2G

1G =0.321G ?=0.321?8250kg=2648.25kg 2G =0.679?G =0.679?8250kg=5601.75kg

把式的值代入，可得

?

j T =

?j T =1148.085.08.95601.75????m N

?

j T =22398.04(m N ?) （2.10）

取

)

(min ?j je j T T T 、，即

=

m in j T 12362.49 (m N ?)为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。

对于公路车辆来说，使用条件较非公路车俩稳定，其正常持转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为

jm

T =

)

()(P H R LB LB r

T a f f f n

i r G G ++???+η

式中：a G ——汽车满载总重8250×9.8=80850N ；

T

G

——所牵引的挂车满载总重，N ，仅用于牵引车取T G =0；

R f ——道路滚动阻力系数，乘用车f r =0.0165×{ 1+0.01（v a -50）}，R

f =0.0223；

H f ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。城市公共汽车通常取0.05～0.09，可初取H f =0.08；

P f ——汽车性能系数

])(195.016[1001

max

e T a P T G G

f +-=

当 =72.65>16时，取P f =0。 把上面的已知数代入式可得：

jm

T =

)

()(P H R LB LB r

T a f f f n

i r G G ++???+η=3970.06（m N ?）

3.2主减速器齿轮参数的选择 3.2.1、齿数的选择

对于普通双级主减速器，由于第一级减速比01i 比第二级的02i 小一些，这时

第一级主动锥齿轮的齿数1z 可选得较大些，约在6～15范围内。第二级圆柱齿轮的传动齿数和可选在11530±的范围内。在这里我们选择1z =11。则0112i z z ?==11=?95.232.45取332=z ，修正第一级的传动比=3；。 3.2.2、节圆直径的选择

节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩按经验公式选出： （2.14） 式中：

2

d K ——直径系数，取

2

d K =13～15.3；

j

T ——计算转矩，m N ?，取

?

j T ，je T 中较小的，第一级所承受的转矩：

j T

=02i T je

=3866.84（m N ?） （2.15） 把式（2.15）代进式（2.14）中得到5.2042=d ～240.15mm ；初取2d =231mm 。

3.2.3、齿轮端面模数的选择

当2d 选定后，可按式22/z d m t =可算出从动齿轮大端模数，7=t m mm 。

3.2.4、齿面宽的选择

汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为： b 2=0.1552d =35.81mm ，可初取b 2=36mm 。