前言主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件。對發(fā)動機縱置的汽車來說，主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。 汽車正常行駛時，發(fā)動機的轉速通常在2000至3000r/min左右，如果將這么高的轉速只靠變速箱來降低下來，那么變速箱內齒輪副的傳動比則需很大，而齒輪副的傳動比越大，兩齒輪的半徑比也越大，換句話說，也就是變速箱的尺寸會越大。另外，轉速下降，而扭矩必然增加，也就加大了變速箱與變速箱后一級傳動機構的傳動負荷。所以，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器，可使主減速器前面的傳動部件如變速箱、分動器、萬向傳動裝置等傳遞的扭矩減小，也可以使變速箱的尺寸、質量減小，操縱省力。 現代汽車的主減速器，廣泛采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。雙曲面齒輪工作時，齒面間的壓力和滑動較大，齒面油膜易被破壞，必須采用雙曲面齒輪油潤滑，絕不允許用普通齒輪油代替，否則將使齒面迅速擦傷和磨損，大大降低使用壽命。 主減速器的種類繁多：有單級式和雙級式；有單速式和雙速式；還有貫通式和輪邊式等。本文主要對轎車的單級主減速器進行設計。推薦精選1課題背景及意義主減速器是很多不同大小的齒輪組合而成的 。也許你見過可變速的自行車，它的后輪齒輪就是好幾個大小不一的齒輪組合起來的，自行車通過鏈條傳動，腳蹬處的齒輪大于后輪齒輪，則車速塊，相反則省力也就是扭力大。機動車的減速器是夾在發(fā)動機和傳動軸之間的設備。1、首先發(fā)動機轉速是很高的，每分鐘好幾千轉，不可能讓發(fā)動機直接連接傳動軸，否則車輪也會達到每分鐘幾千轉，那是很恐怖的2、發(fā)動機通過小齒輪帶動減速器的大齒輪，實現了轉速的下降和動力的傳遞3、當減速器里不同大小的齒輪連接發(fā)動機時，傳遞到車輪的動力則不同：發(fā)動機的小帶減速器的最大齒輪，則扭力最大，也就是機動車的一、而檔位；發(fā)動機的小帶減速器的最小齒輪，則車輛速度最高。本文對汽車的主減速器進行設計主要是為了是汽車或得最佳的動力性能，能充分的利用發(fā)動機傳遞過來的轉矩，由于今年了石油資源的緊缺，所以對減速器進行設計，使轎車或得最佳的動力性，對于提高汽車在市場上的競爭力有很大幫助。對于不同的轎車選用不同的主減速器和主減速形式，提高和改善汽車的性能，本文主要是對轎車的單級主減速器的主動錐齒輪和從動錐齒輪進行設計。推薦精選2總體方案設計2.1 主減速器的結構形式2.1.1主減速器齒輪的類型：現代汽車單級主減速器中多采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪兩種。1）螺旋錐齒輪，其主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，且兩者的螺旋角相等，可知螺旋錐齒輪的傳動比為： (2-1)式中：、螺旋錐齒輪主、從動齒輪的平均分度圓半徑。2）雙曲面齒輪如圖2-1所示，主、從動齒輪軸線偏移了一個距離，稱為偏移距，。根據嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比為： （2-2）式中：、雙曲面齒輪主、從動齒輪的圓周力；、雙曲面齒輪主、從動齒輪的螺旋角。圖2-1 雙曲面齒輪嚙合時受力分析Figure 2-1 Of the hypoid gear mesh stress analysis 雙曲面齒輪傳動比為： （2-3）式中：、雙曲面齒輪主、從動齒輪的圓周力；、雙曲面齒輪主、從動齒輪的螺旋角；推薦精選、雙曲面齒輪主、從動齒輪的平均分度圓半徑令，則。由于，所以，通常為1.251.50。2.1.2主減速器減速形式：設計要求為單級主減速器，單級主減速器由一對錐齒輪傳動，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點，廣泛應用于主減速比7.6的各種轎車和輕、中型轎車上（對于雙曲面齒輪通常要求6.5）；而雙級減速和雙速主要用于重型載貨汽車，貫通式則用于多橋驅動的汽車。2.1.3主減速器主動錐齒輪的支承方式：主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。由于題目為轎車，故所需傳遞的轉矩較小采用懸臂式支承。（a）懸臂式支承 （b）跨置式支承圖2-2 主動錐齒輪的支承方式Figure 2-2 Active bevel gear of supporting mode （1）懸臂式支承如圖2-2（a）所示，其特點是主動錐齒輪軸上兩圓錐滾子軸承的大端向外，以減少懸臂長度，增加支承距，提高支承剛度；為了盡可能地增加支承剛度，支承距應大于2.5倍的懸臂長度，且應比齒輪節(jié)圓直徑的70還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸?？拷X輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。懸臂式支承結構簡單，但支承剛度較差，用于傳遞轉矩較小的轎車、輕型轎車的主減速器。（2）跨置式支承如圖2-2（b）所示，支承強大高,但加工和安裝不便。通常裝載質量2噸以上的貨車車才采用此支承方式。推薦精選2.1.4主減速器從動錐齒輪的支承方式及調整： 圖2-3 從動錐齒輪的支承方式Figure 2-3 Driven bevel gear of supporting mode為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸。但應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，并讓出位置來加強連接突緣的剛度，應盡量使尺寸等于或大于尺寸。2. 2 主減速器基本參數的選擇與計算2.2.1主減速比的確定：對于具有很大功率的轎車、客車、長途公共汽車，尤其是對競賽汽車來說，在給定發(fā)動機最大功率的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時值應按下式來確定： （2-4）式中： 車輪的滾動半徑，m；最大功率時的發(fā)動機轉速，rmin；汽車的最高車速，kmh；變速器最高擋傳動比，通常為1。對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有小降，主減速比一般應選得比按式(2-4)求得的要大1025，即按下式選擇： （2-5）推薦精選式中：分動器或加力器的高檔傳動比；輪邊減速器傳動比。按式(2-4)或式(2-5)求得的值應與同類汽車的主減速比相比較，并考慮到主、從動主減速齒輪可能有的齒數，對值予以校正并最后確定下來。本設計范例中，、和都為1，根據第四章中采用式（2-4）最小傳動比計算結果5.13，此值在后面的計算中可根據情況結合式（2-5）適當調整。(5.136.42)2.2.2主減速齒輪計算載荷的確定：通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（）的較小者，作為載貨汽車和越野汽車的計算載荷，即： （2-6） （2-7）式中：發(fā)動機最大轉矩（N.m）； 由發(fā)動機到主減速器從動齒輪間的傳動系最低檔傳動比； 傳動系的傳動效率（通常取=0.9）； 超載系數，對于一般的轎車和客車取=1； 驅動橋數目； 滿載時驅動橋上的靜載荷（汽車最大總質量×軸荷分配）； 輪胎與路面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車取=0.85，對于越野汽車=1.0，對于安裝專門防滑寬輪胎的高級轎車取=1.25； 最大加速時后軸負荷轉移系數，一般乘用車為1.21.4，轎車為1.11.2； 車輪滾動半徑； 主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率（通常取0.95）； 主減速器從動齒輪到車輪間的傳動比。由（2-6）、（2-7）求得的計算載荷是最大轉矩，主要用于錐齒輪最大應力計算，而疲勞壽命計算則需要按汽車日常行駛的平均轉矩在確定計算載荷推薦精選： （2-8）式中：汽車滿載總重（N）； 道路滾動阻力系數，一般轎車取0.0100.015，轎車取0.0150.020，越野車取0.0200.035； 平均爬坡能力系數，一般轎車取0.08，轎車和城市公交取0.050.09，長途客車取0.060.10，越野車取0.090.30； 汽車性能系數： （2-9） （當16時，取=0）對于主減速器主動齒輪，應將（2-6）、（2-7）和（2-8）式分別除以主減速比和傳動效率（對于螺旋錐齒輪=0.95；對于雙曲面齒輪，當6時，=0.85，當6時，=0.90）。對于本設計范例：（1）齒輪最大應力計算時，齒輪計算載荷為：從動錐齒輪：3870N.m（=6×5.12=30.72，=1, =1, =0.9）； 6562N.m（=N.m，=0.85，=1.1，=0.95, =1）；取=3870 N.m作為計算載荷。主動錐齒輪： =839.8N.m（=0.9）。（2）齒輪疲勞壽命計算時，齒輪計算載荷為：760 N.m（=0.015, =0.05, =0(因為=0.195*3000*9.8/140=40.95所以取=0)；主動錐齒輪：165 N.m。（=0.9）推薦精選2.2.3主減速器齒輪基本參數的選擇：主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動錐齒輪齒數和、從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數、齒面寬、雙曲面齒輪副的偏移距、中點螺旋角、法向壓力角等。1）齒數的選擇選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：（1）為了磨合均勻，、之間應避免有公約數；（2）為了得到理想的重合系數和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不少于40；（3）為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于轎車，一般不少于6；（4）當主傳動比較大時，盡量使取得少些，以便得到滿意的離地間隙。當6時，可取最小值并等于5，但為了嚙合平穩(wěn)并提高疲勞強度常大于5；當較小時（3.55），可取712。表2-1 汽車主減速器主動錐齒輪齒數Figure 2-1 Car advocate reducer active bevel gear gear 傳動比（z2/z1）z1推薦z1允許范圍5.006.007686.007.50657本設計范例：根據之前計算得到的主減速器傳動、 比=5.13，查表2-1取=7，=36，重新計算傳動比=5.14，返回（2-6）、（2-7）和（2-8）計算得：3886N.m 840 N.m760N.m 164 N.m2）從動錐齒輪大端分度圓（也稱節(jié)圓）直徑和端面模數對于單級主減速器，對驅動橋殼尺寸有影響，大將影響橋殼離地間隙；小則影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。推薦精選可根據經驗公式初選： (2-10)式中： 從動錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；直徑系數，一般為13.015.3；從動錐齒輪的計算轉矩(N·m)，。確定后，端面模數可由進行計算，并用下式進行校核（取較小者）： (2-11)式中：為模數系數（通常為0.30.4）。表 2-2 錐齒輪模數 （mm）Figure 2-2 Bevel gear module (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、表中模數指錐齒輪大端端面模數；2、該表適用于直齒、斜齒及曲面錐齒輪。本設計范例：220mm（=14）； 6.11mm； 利用（2-11）式校核計算得：6.29mm（=0.4）； 對照表2-2取=6.0mm（對于螺旋齒輪端面模數用表示）；反算=216mm。3）從動錐齒輪齒面寬一般要求小于10倍的端面模數。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。從動錐齒輪齒面寬推薦值為：=0.155 （2-12） 對于主動錐齒輪齒面寬通常較從動錐齒輪齒面寬大10%。本設計范例：=33.48mm。推薦精選 =25.0mm4）錐齒輪螺旋方向從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向，判斷軸向力方向時，可以用手勢法則，左旋齒輪的軸向力的方向用左手法則判斷，右旋齒輪用右手法則判斷；判斷時四指握起的旋向與齒輪旋轉方向相同，其拇指所指方向則為軸向力的方向如圖7所示。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。圖2-4 錐齒輪螺旋方向Figure 2-4 Spiral bevel gear direction 5）雙曲面齒輪副偏移距及偏移方向的選擇轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的值，不應超過從動齒輪節(jié)錐距的40%（接近于從動齒輪大端分度圓直徑的20%）；而載貨汽車、越野汽車和公交車等重負荷傳動，則不應超過從動齒輪節(jié)錐距的20%（或取為的10%12%，一般不超過12%）。傳動比越大則也應越大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，可達到的20%30%，但此時需要檢查是否存在根切。雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種。由從動齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動齒輪處于右側，如果主動齒輪在從動齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動齒輪中心線下方，則為下偏移。如果主動齒輪處于左側，則情況相反。圖8a、b為下偏移，圖8c、d為上偏移。推薦精選本設計范例：考慮到為轎車，取=0.15=0.15×220=32.4mm，并采用主動錐齒輪下偏移，考慮到發(fā)動機為逆時針旋轉（輸出端），主動錐齒輪選擇左旋，從動錐齒輪選擇右旋。6）中點螺旋角螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪螺旋角沿齒寬是變化的，因此，常用齒面寬中點處的螺旋角來表示，稱為中點螺旋角或名義螺旋角。 螺旋錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，而雙曲面齒輪副由于存在偏移距，而使其中點螺旋角不相等，且主動齒輪螺旋角要比從動齒輪螺旋角大,兩者之差稱為偏移角（如圖2所示）。選擇時，應考慮它對齒面重合度、輪齒強度和軸向力大小的影響。越大，則也越大，同時嚙合的齒數越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般應不小于1.25，在1.52.0時效果最好。但是過大，齒輪上所受的軸向力也會過大。 “格里森”制齒輪推薦用下式預選主動齒輪螺旋角的名義值： （2-13）式中：主動齒輪名義（中點）螺旋角的預選值； 、主、從動齒輪齒數； 從動齒輪的分度圓直徑； 雙曲面齒輪副的偏移距。對于雙曲面齒輪，所得螺旋角名義值還需按照選用的標準刀號進行反算，最終得到的螺旋角名義值與預選值之差不超過5°。本設計范例： 對于螺旋齒輪35°。7）齒輪法向壓力角的選擇格里森制齒輪規(guī)定轎車主減速器螺旋錐齒輪選用14°30或16°的法向壓力角，載貨汽車和重型汽車選用20°或22°30的法向壓力角；對于雙曲面齒輪轎車選用19°的平均壓力角，載貨汽車選用22°30的平均壓力角。當8時，其平均壓力角均選用21°15。推薦精選本設計范例： 螺旋錐齒輪=20°。8）銑刀盤名義直徑的選擇刀盤名義直徑可按從動齒輪分度圓直徑直接按表3選取：表2-3 螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪名義刀盤半徑的選擇Figure 2-3 of spiral bevel gears and hypoid gear nominal knife dish radius of choice 本設計范例：由于為216mm，故查表2-3，選擇=95.25mm。2.3 主減速器錐齒輪強度計算輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。2.3.1按發(fā)動機最大轉矩計算時有： （2-15） 式中：發(fā)動機最大轉矩，N.mm； 變速器傳動比，通常取檔及直接檔進行計算； 主動齒輪分度圓直徑（mm），對于雙曲面齒輪有：；對螺旋齒輪有。按最大附著力矩計算時有： （2-16） 式中：滿載下驅動橋上的靜載荷，N； 輪胎與地面的附著系數，按表10查得； 輪胎的滾動半徑，m；推薦精選 主減速器從動齒輪分度圓半徑，mm。許用的單位齒長圓周力見表10。 表2-4 許用單位齒長上的圓周力 參數類別輪胎與地面的附著系數檔檔檔轎車8935363218930.85載貨汽車142925014290.85公交車9822140.85牽引汽車5362500.65注：在現代汽車設計中，由于材料及加工工藝等制造質量的提高，計算所得的值允許高出表中數據20%25%。本設計范例： 對螺旋齒輪有：按發(fā)動機最大轉矩計算有：=42mm;11794.7N/mm，滿足設計要求；按最大附著力矩計算有：1565.4N/mm1.2,滿足設計要求。2.3.2輪齒彎曲強度：錐齒輪的計算彎曲應力（N/mm2）為： （2-17）式中：錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力(MPa)；所計算齒輪的計算轉矩(N.m)；從動齒輪按=min（）和計算，主動齒輪按和計算（一般由于從動齒輪受力較主動齒輪大，常只校核從動齒輪）；過載系數，一般取1；尺寸系數，它反映了材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，當1.6mm時，=(25.4)。 推薦精選齒面載荷分配系數，跨置式結構：=1.01.1，懸臂式結構：=1.101.25；質量系數，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，=1.0；所計算的齒輪齒面寬(mm)；所討論齒輪大端分度圓直徑(mm)；所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數，取法見圖10-圖13。上述按或計算的最大彎曲應力不超過700MPa；按或計算的疲勞彎曲應力不應超過210MPa（破壞的循環(huán)次數次）。2.3.3輪齒接觸強度：錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為:  (2-18)式中:錐齒輪輪齒的齒面接觸應力(MPa)；主動齒輪計算轉矩（N/m）； 主動錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；取和的較小值(mm)，通常取從動齒輪的；尺寸系數，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0；齒面品質系數，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(如鍍銅、磷化處理等)，對于制造精確的齒輪，取1.0；綜合彈性系數，針對鋼齒輪取232.6Nmm；齒面接觸強度的綜合系數，取法見； 、見式(2-17)的說明。主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的，按計算的最大接觸應力不應超過推薦精選2800MPa，按計算的疲勞接觸應力不應超過1750MPa（破壞的循環(huán)次數次）。2.3.4齒輪尺寸的調整：如果上述計算所得到的彎曲應力和接觸應力超過了他們許用應力，則應加大齒輪尺寸，使其計算的應力在許用應力的范圍內。加大后的齒輪尺寸，可以近似地按照以下兩式求得。 按彎曲強度： （2-19）按接觸強度： （2-20）2.3.5錐齒輪的材料及熱處理：汽車主減速器錐齒輪的工作條件非常惡劣，與傳動系其它齒輪相比較，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。它是傳動系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料及熱處理應滿足如下要求：1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性；2）輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷；3）鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制；4）選擇合金材料時，盡量少用我國礦藏量少的元素的合金鋼（如鎳、鉻等），而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼；汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l 6SiMn2WMoV等，經過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到5864HRC，而心部硬度較低，當端面模數8時為2945HRC，當端面模數8時為3245HRC。對滲碳層有如下規(guī)定：當端面模數5時，厚度為0.91.3mm推薦精選          =58時，厚度為1.01.4mm          8時，厚度為1.21.6mm為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0.0050.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。滲硫后摩擦因數可顯著降低，即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。2.4 主減速器軸承的計算在進行軸承計算前可先進行主動齒輪軸的計算，在進行軸承的選型和強度驗算：由軸受到的扭轉應力=300MP，可得：24.25mm，選取花鍵軸基本參數為8×26mm×31mm×7mm（），花鍵長度63mm。驗算花鍵擠壓強度：49MP，滿足小于50100MP的要求。調整為28mm。主動齒輪軸承選擇：考慮到拆裝方便，應使，選則軸承B的型號為32007X(=35mm)，軸承A的型號為320/32X（=32mm）。推薦精選3.結論 汽車的單級主減速器在汽車動力傳動中有很大的作用，起著不可替代的作用，乘用車和貨車的主減速器的形式和從動錐齒輪的支撐形式各不相同，在設計的時候應該進行區(qū)分。在課程設計的過程中，參考了大量的資料和實物，對于提高我們的實踐能力有很大幫助。汽車的單級主減速器的設計主要取決于該車的發(fā)動機扭矩和其裝載質量，因此對轎車的主減速器進行設計以提高汽車的動力性能有很大幫助。推薦精選參考文獻1 過學迅，鄧亞東.汽車設計M.北京：人民交通出版社，20052 劉惟信.汽車設計M.北京：清華大學出版社，20013 王望予.汽車設計M.北京：機械工業(yè)出版社，20045 朱孝錄.中國機械設計大典（第4卷）M.江西：江西科學技術出版社，20026 機械工程手冊編委會.機械工程手冊（第二版）M.北京：機械工業(yè)出版社，1996推薦精選目錄前言11課題背景及意義22總體方案設計32.1 主減速器的結構形式32.1.1主減速器齒輪的類型：32.1.2主減速器減速形式：42.1.3主減速器主動錐齒輪的支承方式：42.1.4主減速器從動錐齒輪的支承方式及調整：52. 2 主減速器基本參數的選擇與計算52.2.1主減速比的確定：52.2.2主減速齒輪計算載荷的確定：62.2.3主減速器齒輪基本參數的選擇：82.3 主減速器錐齒輪強度計算122.3.1按發(fā)動機最大轉矩計算時有：122.3.2輪齒彎曲強度：132.3.3輪齒接觸強度：142.3.4齒輪尺寸的調整：152.3.5錐齒輪的材料及熱處理：152.4 主減速器軸承的計算163.結論17推薦精選參考文獻18 （注：可編輯下載，若有不當之處，請指正，謝謝!） 推薦精選