汽车单级主减速器及车桥设计指导书

第一章课程设计的基本内容及要求1.1课程设计的基本内容本课程设计是根据给定的设计参数和要求，对某轻型货车整体式单级主减速器及驱动桥进行设计，设计的基本内容包括：1）根据给定的设计参数及要求，对汽车主减速器进行详细的结构设计和参数计算；2）对差速器、半轴、驱动桥壳等进行选型设计；3）绘制出主减速器及驱动桥的装配图。已知给定的设计参数和要求如下（范例）：汽车最大总质量am3000kgⅢ档传动比3i1.71额定载重量m1200kg后轴轴荷分配60%（满载）发动机最大扭矩emaxT/转速Tn140N.m/2200(r/min)车轮滚动半径rr0.378m发动机最大功率Pemax/转速pn48kw/3600(r/min)最小离地间隙minH180～220mm最大车速amaxv100km/h驱动方式4×2变速器最高档（Ⅳ档）传动比ghi1.0发动机布置方式FR变速器Ⅰ档传动比1i6.0发动机旋转方向逆时针（输出端）Ⅱ档传动比2i3.091第二章整体式单级主减速器设计2.1主减速器的结构形式1、主减速器齿轮的类型：现代汽车单级主减速器中多采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮两种。（a）螺旋锥齿轮（b）双曲面齿轮图1主减速器齿轮类型1）螺旋锥齿轮如图1（a）所示，其主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，且两者的螺旋角21和相等，可知螺旋锥齿轮的传动比为：llolrri12(2-1)式中：lr1、lr2—螺旋锥齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径。2）双曲面齿轮如图1（b）所示，主、从动齿轮轴线偏移了一个距离E，称为偏移距，，两者之差称为偏移角21（如图2所示）。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比为：2121coscosFF（2-2）式中：1F、2F—双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；1、2—双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角。图2双曲面齿轮啮合时受力分析2双曲面齿轮传动比为：11221122coscosssssosrrrFrFi（2-3）式中：1F、2F—双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；1、2—双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角；sr1、sr2—双曲面齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径令12cos/cosK，则ssosrKri12/。由于21，所以1K，通常为1.25～1.50。2、主减速器减速形式：主减速器的减速形式主要有单级减速、双级减速、双速、单级贯通式、双级贯通式和轮边减速等形式。单级主减速器由一对锥齿轮传动，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点，广泛应用于主减速比0i≤7.6的各种轿车和轻、中型货车上（对于双曲面齿轮通常要求0i≤6.5）；而双级减速和双速主要用于重型载货汽车，贯通式则用于多桥驱动的汽车。3、主减速器主动锥齿轮的支承方式：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。（a）悬臂式支承（b）跨置式支承图3主动锥齿轮的支承方式3（1）悬臂式支承如图3（a）所示，其特点是主动锥齿轮轴上两圆锥滚子轴承的大端向外，以减少悬臂长度b，增加支承距a，提高支承刚度；为了尽可能地增加支承刚度，支承距a应大于2.5倍的悬臂长度b，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b。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。悬臂式支承结构简单，但支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的主减速器。（2）跨置式支承如图3（b）所示，支承强大高,但加工和安装不便。通常装载质量2吨以上的货车才采用此支承方式。4、主减速器从动锥齿轮的支承方式及调整：图4从动锥齿轮的支承方式为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸dc。但dc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，并让出位置来加强连接突缘的刚度，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。为防止在大负荷下会产生较大的变形，常采用辅助支承装置，如图5所示，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如图6所示。4图5从动锥齿轮的辅助支承方式图6在载荷作用下主减速器齿轮的容许极限便移量2.2主减速器基本参数的选择与计算1、主减速比0i的确定：对于具有很大功率的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率maxeP的情况下，所选择的0i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速maxav。这时0i值应按下式来确定：ghaprivnrimax0377.0（2-4）式中：rr—车轮的滚动半径，m；pn—最大功率时的发动机转速，r／min；5maxav—汽车的最高车速，km／h；gHi—变速器最高挡传动比，通常为1。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小降，主减速比0i一般应选得比按式(2-4)求得的要大10％～25％，即按下式选择：LBFhghapriiivnrimax0)472.0~377.0(（2-5）式中：Fhi—分动器或加力器的高档传动比；LBi—轮边减速器传动比。按式(2-4)或式(2-5)求得的0i值应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到主、从动主减速齿轮可能有的齿数，对0i值予以校正并最后确定下来。本设计范例中，ghi、Fhi和LBi都为1，根据第四章中采用式（2-4）最小传动比计算结果0i＝5.13，此值在后面的计算中可根据情况结合式（2-5）适当调整。(0i＝5.13—6.42)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（csceTT,）的较小者，作为载货汽车和越野汽车的计算载荷，即：nKiTTTTLece0max（2-6）LBLBrcsirmGT'22（2-7）式中：maxeT—发动机最大转矩（N.m）；TLi—由发动机到主减速器从动齿轮间的传动系最低档传动比；T—传动系的传动效率（通常取T=0.9）；0K—超载系数，对于一般的货车和客车取0K=1；6n—驱动桥数目；2G—满载时驱动桥上的静载荷（汽车最大总质量×轴荷分配）；—轮胎与路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车取=0.85，对于越野汽车=1.0，对于安装专门防滑宽轮胎的高级轿车取=1.25；'2m—最大加速时后轴负荷转移系数，一般乘用车为1.2～1.4，货车为1.1～1.2；rr—车轮滚动半径；LB—主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率（通常取0.95）；LBi—主减速器从动齿轮到车轮间的传动比。由（2-6）、（2-7）求得的计算载荷是最大转矩，主要用于锥齿轮最大应力计算，而疲劳寿命计算则需要按汽车日常行驶的平均转矩在确定计算载荷CfT：)(iHRLBLBraCffffnirGT（2-8）式中：aG—汽车满载总重（N）；Rf—道路滚动阻力系数，一般轿车取0.010～0.015，货车取0.015～0.020，越野车取0.020～0.035；Hf—平均爬坡能力系数，一般轿车取0.08，货车和城市公交取0.05～0.09，长途客车取0.06～0.10，越野车取0.09～0.30；if—汽车性能系数：]195.016[1001emazaiTGf（2-9）（当emazaTG195.0≥16时，取if=0）对于主减速器主动齿轮，应将（2-6）、（2-7）和（2-8）式分别除以主减7速比0i和传动效率G（对于螺旋锥齿轮G=0.95；对于双曲面齿轮，当0i＞6时，G=0.85，当0i＜6时，G=0.90）。对于本设计范例：（1）齿轮最大应力计算时，齿轮计算载荷为：从动锥齿轮：ceT≈3870N.m（TLi=01ii=6×5.12=30.72，0K=1,n=1,T=0.9）；csT≈6562N.m（2G=0.617640amgN.m，=0.85，'2m=1.1，LB=0.95,LBi=1）；取cT=3870N.m作为计算载荷。主动锥齿轮：zT=GciT0≈839.8N.m（G=0.9）。（2）齿轮疲劳寿命计算时，齿轮计算载荷为：cfT≈760N.m（Rf=0.015,Hf=0.05,if=0(因为emazaTG195.0=0.195*3000*9.8/140=40.95所以取if=0)；主动锥齿轮：zfT≈165N.m。（G=0.9）3、主减速器齿轮基本参数的选择：主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数1z和2z、从动锥齿轮大端分度圆直径2d、端面模数m、齿面宽2b、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋角、法向压力角等。1）齿数的选择选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：（1）为了磨合均匀，1z、2z之间应避免有公约数；（2）为了得到理想的重合系数和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和8应不少于40；（3）为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，1z一般不少于9；对于货车，1z一般不少于6；（4）当主传动比较大时，尽量使1z取得少些，以便得到满意的离地间隙。当0i≥6时，1z可取最小值并等于5，但为了啮合平稳并提高疲劳强度常大于5；当0i较小时（3.5～5），1z可取7～12。表2-1汽车主减速器主动锥齿轮齿数传动比（z2/z1）z1推荐z1允许范围1.50~1.751412~161.75~2.001311~152.00~2.501110~132.50~3.00109~113.00~3.50109~113.50~4.00109~114.00~4.5098~104.5~5.087~95.00~6.0076~86.00~7.5065~77.50~10.0055~6本设计范例：根据之前计算得到的主减速器传动比0i=5.13，查表2-1取1z=7，2z=36，重新计算传动比0i=5.14，返回（2-6）、（2-7）和（2-8）计算得：cT≈3886N.mzT≈840N.mcfT≈760N.mzfT≈164N.m2）从动锥齿轮大端分度圆（也称节圆）直径2d和端面模数sm9对于单级主减速器，2d对驱动桥壳尺寸有影响，2d大将影响桥壳离地间隙；2d小则影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。2d可根据经验公式初选：322cDTKd(2-10)式中：2d—从动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；2DK—直径系数，一般为13.0～15.3；cT—从动锥齿轮的计算转矩(N·m)，cscecTTT,min。2d确定后，端面模数sm可由22/zdms进行计算，并用下式进行校核（取较小者）：3cmsTKm(2-11)式中：mK为模数系数（mK通常为0.3～0.4）。表2-2锥齿轮模数（mm）0.10.120.150.20.250.30.350.40.50.60.70.80.911.1251.251.3751.51.7522.252.52.7533.253.53.7544.555.566.578910111214161820222528303236404550注：1、表中模数指锥齿轮大端端面模数；2、该表适用于直齿、斜齿及曲面锥齿轮。本设计范例：2d≈220mm（2DK=14）；sm≈6.11mm；利用（2-11）式校核计算得：sm≈6.29mm（mK=0.4）；对照表2-2取sm=6.0mm（对于螺旋齿轮端面模数用m表示）；反算2d=216mm。103）从动锥齿轮齿面宽2b一般要求2b小于10倍的端面模数。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。从动锥齿轮齿面宽2b推荐值为：2b=0.1552d（2-12）对于主动锥齿轮齿面宽通常较从动锥齿轮齿面宽大10%。本设计范例：2b=33.48mm。1b=36.8mm4）锥齿轮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