1、双级锥齿轮圆柱齿轮主减速器设计汽车设计课程设计说明书题目：双级锥齿轮圆柱齿轮主减速器设计学院： 机械学院 专业： 车辆工程 年级： 姓名： 学号： 指导教师： 时间： 汽车设计课程设计任务书、设计题目：重型载重汽车（黄河 JN1171）主减速器设计、设计原始资料:1、 汽车的质量参数：整车整备质量 mo=8O2Okg、最大总质量 ma=17500kg轴荷分配（kg）:空载 Fz （前/后） =4200/3820、满载 Fz（前/后）=6000/11500 ；2、 汽车的尺寸参数：轴距 L=5800mm、轮距 B （前/后）=1968/1828（ mm）；总长：10140；总宽：2494;总高（
2、空载）：29553、 汽车发动机参数：额定功率（ kw/r min-1） Pemax/np=154.5/2100额定扭矩（Nm/r min-1） Temax/nT=784/12001400 ;4、动力传动装置参数:ig1ig2ig3ig4ig5i ri01* i 027.0344.5942.6381.5541.0005.9685.1965. 汽车最大爬坡度：imax=25%6. 轮胎类型与规格：8.50-20三、设计工作内容:1张若干张1份1、 总体布置或装配图2、 零件图3、 课程设计说明书四、其它:型式：双级主减速器（锥齿轮 一圆柱齿轮式）五、课程设计时间： 2013年1月5 日 2013
3、年1月25 日学生姓名： 学 号： 指导教师： 机械工程学院车辆工程系1.绪 论 51.1.概述 51.1.1.主减速器的概述 51.1.2.主减速器设计的要求 51.2.主减速器的结构方案分析 61.2.1.主减速器的减速形式 61.2.2.主减速器的齿轮类型 61.2.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 71.3. 主要涉及内容及方案 82.主减速器的结构设计与校核 92.1.主减速器传动比的计算 92.2.主减速一级螺旋锥齿轮计算载荷的确定 92.3.主减速器一级螺旋锥齿轮齿轮参数的选择 122.4.主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 132.4.1.主减速器螺旋锥齿轮的几何尺
4、寸计算 132.4.2.主减速器螺旋锥齿轮的强度校核 152.5.第二级斜圆柱齿轮设计计算 192.5.1.精度等级、材料及齿数，齿型 192.5.2.按齿面接触强度设计 192.5.3.校核齿根弯曲强度 212.6.双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择 222.7.主减速器齿轮的材料及热处理 242.8.本章小结 253.差速器设计 263.1.差速器齿轮基本参数选择 263.2.差速器齿轮的几何尺寸计算 293.3.差速器齿轮的强度计算 314.轴承的选择和校核 324.1.主减速器锥齿轮上作用力的计算 324.1.1.第一级锥齿轮副 324.1.2.第二级斜圆柱齿轮副 344.2.轴和轴
5、承的设计计算 354.2.1.第一级锥齿轮副 354.2.2.第二级斜圆柱齿轮副 364.3.主减速器齿轮轴承的校核 374.3.1.第一级锥齿轮副 374.3.2.第二级斜圆柱齿轮副 394.4.本章小结 415.轴的设计 425.1.一级主动齿轮轴的机构设计 425.2.中间轴的结构设计 425.3. 本章小结 436.轴的校核 446.1.主动锥齿轮轴的校核 446.2.本章小结 457.半轴及花键设计校核 467.1.半轴设计 467.2.花键设计 46结 论 48参考文献 491.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，
6、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。 由于汽车在各种道路上行使时， 其驱动轮上要求必须具有 一定的驱动力矩和转速， 在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速 器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、 万向传动装置等所传递的扭矩 减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。对于载货汽车来说， 要传递的转矩较乘用车和客车， 以及轻型商用车都要大 得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物， 所以选择功率较大的发动机， 这 就对传动系统有较高的要求，而主减速器在传动系统中起着非常重要的作用。随着目前国际上石油价格的上
7、涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题， 这不仅仅只对乘用车， 对于重型载货汽车， 提高其燃油经济性也是各商用车生产 商来提高其产品市场竞争力的一个法宝， 因为重型载货汽车所采用的发动机都是 大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在 140KW 以上，最大转矩也在 700N m 以上，百公里油耗是一般都在 34L 左右。 为了降低油耗， 不仅要在发动机的环节上节油， 而且也需要从传动系中减少能量 的损失。因此，在发动机相同的情况下， 采用性能优良且与发动机匹配性比较高的传 动系便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的主减速器已成为了新的课题。1.1.2. 主减速器设计
8、的要求驱动桥中主减速器的设计应满足如下基本要求： 所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。 外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪 音小。 在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。 在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。本设计主要研究双级主减速器的结构与工作原理， 并对其主要零部件进行了 强度校核。1.2.主减速器的结构方案分析主减速器的结构型式主要是根据其齿轮类型、 主、从动齿轮的安置方法以及 减速形式的不同而异。1.2.1. 主减速器的减速形式为了满足不
9、同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。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、 中型载货汽车。 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。由于本文设计的是重型汽车主减速器， 由于它的主传动比比较大， 故选用二 级主减速器。1.2.2. 主减速器的齿轮类型根据
10、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，但在绝 大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用 90 交角的布置。由于轮齿端面 重叠的影响， 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
11、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
12、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。1.2.3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)。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(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 1-2所示)。为了
13、增加支承刚度，两轴 承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸 c d。为了使从动锥齿轮背面的差速器 壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性， c d应不小于从动锥齿轮 大端分度圆直径的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1.3.主要涉及内容及方案其主要的内容为有：主减速比的计算；主减速比的分配；一级齿轮传动机构的设计和校核；二级齿轮传动的设计和校核；轴承的选择和校核；轴的选择。为了达到增大离地间隙和柱减速器的功能要求， 在这些内容中最重要的是如何合 理的分配好主减速比。在这个过程中，只有反复的通过计算，不断调整一、二级 的减速比。主要方案：
14、运用齿轮传动原理，先用圆锥齿轮改变其转矩的方向，并同时达到减 速增扭的目的。让后再通过圆柱齿轮副最终达到我们自己所需要的速度和扭矩。2.主减速器的结构设计与校核2.1.主减速器传动比的计算双级主减速器传动比分配一般情况下第二级减速比io2与第一级减速比i 01之比值（io2 /ioi）约在1.42.0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 i02/i01也定总传
15、动比得i0 i01i02 =5.712。2.2.主减速一级螺旋锥齿轮计算载荷的确定（1）第一级从动锥齿轮计算载荷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（Tje、Tj ）的最小者，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Tje=Temax i Tl K0 T / n 2-1LB i LB式中 Temax 一一发动机最大转矩，N miTL 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，iTL=i0 i1=7.034 1.70=11.9578 ; 2-3上述传动部分的效率，取
16、t =0.9;Ko 超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野车以及液力传动的各类汽车取Ko=1；n 该车的驱动桥数目，在这里 n =1；G2 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，单位 N ;对后驱动桥来说应该考虑到汽车加速时的负荷增大量；G2 m2 g m2 11500 9.8 1.2 135240（N） 2-4式中：m2 满载时后桥的轴荷分配，为 11500kg ；g 重力加速度，为 9.8m/s2 ；m2最大加速度时后轴负荷转移系数，商用车取 1.11.2，本车取 1.2；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,对于越野汽车取 =1.0,对于安装专门的防滑
17、宽轮胎的高级轿车取=1.25，本车取 0.85；rr 车轮的滚动半径，m,本车轮胎类型为8.50-20， rr为0.464mLBLB 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，由于存在第二级圆柱齿轮减速，取lb 0.9 , iLB 3.06。把Temax =784（ N m）和（2.3）代入式（2-1）得:T je = Te max ：TL K 0 T / n=784 N m 11.9578 1 0.9/1= 8399.20（ N m）把式（2.4）的值代入式（2-2），可得= 135240 0.85 0.4640.9 3.0704=19302.102( N m)取Tjm
18、i n(Tje、Tj ),即Tjmin 8399.207 ( N m)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(2.5)式中：Ga 汽车满载总重量，本车 175009.8=171500N ;G T所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取Gt =0;r 道路滚动阻力系数，载货汽车的系数在 0.0150.020;初选fR=0.020;汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车和城市公共汽车通常取 0.050.09,可初取 fH =0.08;P汽车性能系数Gt ) rr
19、. 亠丄(fR I LB LB n(2)第一级主动锥齿轮计算转矩式中，Ta为主动锥齿轮的计算转矩（N.m） ； ioi为主传动比；n g为主、从 动锥齿轮间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮辐，n g取95%；对于双曲面 齿轮副，当io6时，n g取85%，当io=6时，n g取90%.Tj =8399.207 时，Tjz =5224.411Tj =2879.683时，Tjz=1791.1992.3.主减速器一级螺旋锥齿轮齿轮参数的选择（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,乙、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
20、、从动齿轮齿数和应不小于40;3） 为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于货车，乙一般不少于6；4） 当主传动比i 1较大时，尽量使乙取得小些，以便得到满意的离地间隙；5） z1、z2应有适宜的搭配。根据a文献2138页表6-4、6-5：选一级减速齿轮的主动齿轮齿数为 乙=13,从动锥齿轮的齿数Z2=22;修正第一级的传动比222/13=1.6923。则 i2=5.196/1.6923=3.0704i 2/i 1=1.814,符合要求。（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（见式 2-1,式2-2中取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：3 d2 Kd2 .
21、Tj 2-8式中：Kd2 直径系数，取Kd2=1316；Tj计算转矩，N m，取Tj , Tje中较小的，第一级所承受的转矩：Tj=Tje=8399.207(N m)把式(2.15)代进式(2.14)中得到 d2 264.25 325.24 mm ;初取 d2=308mm。(3)齿轮端面模数的选择当d2选定后，可按式mt d2/z2可算出从动齿轮大端模数，mt 14 mm。(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：F=0.155d2 2-9=0.155 X 308=47.74 mm可初取 F2 =50mm。(5)螺旋锥齿轮螺旋方向一般情况下主动齿轮为左旋， 从动齿轮为右旋， 以
22、使二齿轮的轴向力有互相 斥离的趋势。(6)螺旋角的选择螺旋角应足够大以使齿面重叠系数 mF 1.25。因mF愈大传动就越平稳噪声就越低。螺旋角过大时会引起轴向力亦过大， 因此应有一个适当的范围。 在一般 机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用 35。(7)齿轮法向压力角的选择根据格里森规定载货汽车和重型汽车则应分别选用 20 、22 30 的法向压力 角。则在这里为重型货车选择的压力角为 22 30 。2.4.主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算2.4.1.主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸的计算表2-1双级主减速器一级齿轮的几何尺寸计算用表序号项 目计算公式
23、计算结果1主动齿轮齿数Z1132从动齿轮齿数Z2223大端模数mt14.00 mm4齿面宽bb2 =50 mm5工作齿高hg H 1mhg 23.80 mm6全齿高h H 2mh =26.437法向压力角=20.5 8轴交角=90 9节圆直径d = m zd1 182 mmd 2 =308 mm10节锥角Z11 arctanz22=90 11=30.582=59.42 11节锥距d 1 d 2A 0 = = 2 sin 1 2sin 2A 0=178.88mm12周节t=3.1416 mt=43.98 mm13齿顶咼ha1 hg ha2ha2 kamha1=15.45mmha2 =8.35 m
24、m14齿根高hf =h hahf1 =10.98 mmhf2 =18.08 mm15径向间隙c= h hgc=2.63 mm16齿根角arcta nA01=3.512= 5.7717面锥角01 1 2 ；01 =36.34序号项 目计算公式计算纟结果022 102 := 62.93R11 1 ；R1=27.06 18根锥角R22 2R2=53.65 d01=208.60do1d 1 2ha1 cos 1mm19齿顶圆直径d02 =d2 2ha2 cos 2d02=316.50mmAk1=146.14d2节锥顶点至齿轮Ak1ha1s in 12mm20外缘距离Ak2d1 .ha2S in 2Ak
25、2=83.812mm理论弧齿21厚S1s2 m6 =s2 =14mm22齿侧间隙B =0.254 0.3300.450mm23螺旋角=35 2.4.2.主减速器螺旋锥齿轮的强度校核在完成主减速器齿轮的几何计算之后， 应对其强度进行计算，以保证其有足 够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的 破坏形式及其影响因素。螺旋锥齿轮的强度计算：(1)主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 单位齿长上的圆周力，如图2-2所示:2-10式中：p 单位齿长上的圆周力，N/mm ；P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩两种载荷工况进行计算;按发动机最大转矩计算时
26、:2-11按最大附着力矩计算时:2-12上式中：G2后轮承载的重量，单位N ；轮胎与地面的附着系数，查文献2表9-13， =0.85；rr 轮胎的滚动半径，m ；d2 从动轮的直径，mm可得到载货汽车一档时的单位齿长上的圆周力 p许=1429N. m。式（2-11）所算出来的值小于p许，所以符合要求，虽然附着力矩产生的 p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有1429N m。可知，校核成功。(2)轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力w(N / mm2)为2 103 Tj Ko Ks Km w Kv F z m2 J2-13式中：Ko超载系数1.0；4Ks 尺寸系数 K
27、s = J- =0.862;.25.4Km 载荷分配系数，当一个齿轮用骑马式支承型式时， Km二1.101.25; 取 Km=1.2;Kv质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1;m 端面模数，mm。 m=14mm ;F 齿面宽度，mm ; F=50mmz 齿轮齿数；z1=13,z2=22;T齿轮所受的转矩，N m ;J计算弯曲应力用的综合系数，查文献2图3-107;小齿轮系数J1 0.168,大齿轮系数J2 0.210;把这些已知数代入式(2-13)可得：主动锥齿轮最大弯曲应力32 10 Tjz K0 Ks Km =2 103 5224.441 1.0 0.8
28、62 1.2 w1Kv F z m2 J1 1 50 13 142 0.168=504.99 N mm2主动锥齿轮疲劳弯曲应力32 10 TjzK。Ks Km 2 103 1791.199 1.0 0.862 1.22 = 2Kv F z m J1 1 50 13 14 0.168=173.13N. mm2从动锥齿轮最大弯曲应力3w22 10 Tj K0 Ks Km =2 103 8399.207 1.0 0.862 1.2Kv F z m2 J2 = 1 50 22 142 0.210=383.79 N mm2从动锥齿轮疲劳弯曲应力2 103Ko Ks Km =2 103 2879.683
29、1.0 0.862 1.2w2 2 = 2Kv F z m J2 1 50 22 14 0.210=131.58N mm2汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是 齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。 按Tj ,Tje中最小的计算时，汽车主减速 器齿轮的许用应力为700MPa （或按不超过材料强度极限的 75%）。根据上面计 算出来的W1, W2分别为都小于700MPa，且疲劳弯曲应力 W1, W2，均小于许 用疲劳应力值210.9MPa，所以校核成功。（3）轮齿的接触强度计算螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力 j（MPa）为：Cp 2 TjZ K0 Ks Km Kf 103j 2-14j d1 1 Kv F J1
