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1、题目名称：主减速器设计一、设计内容和要求：1根据提供的数据，确定主减速器的结构尺寸，注意汽车设计规范； 2按主减速器设计的要求进行设计参数的选择和计算，完成各部件的强度校核；3要求设计结构紧凑，各零部件布置合理；4在完成参数的计算和选择后，按照规定的格式规范撰写设计说明书；5应用CAD软件绘制主减速器总成的装配图和零件图，并遵守制图规范；6设计分组进行，每组由组长负责，设计由组内同学分工合作完成；7设计成绩按组及个人答辩情况分级评定；8设计中遇到问题时及时向指导教师汇报。二、完成内容:1绘制零件图和装配图，图纸总量不少于2张A0图纸（装配图A0）；2编制设计计算说明书1份，字数为3000字以上
2、；3课程设计总结一份，要求注明组内成员的分工及工作量，字数不限。专业负责人意见签名：年 月 日摘要本次设计是有关发动机CA488的主减速器。本次设计内容：方案选择、支撑方式的选择、计算与校核、轴承计算与校核。汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000r/min至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低，那么变速箱的内齿轮副的传动比则需很大，两齿轮的半径也越大。另外，转速下降，扭矩势必增加，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。汽车主减速器最主要的作用就是减速增扭。我们知道发动机的转速是一定的，当通过主减速器
3、将传动速度降下来以后，能获得比较高的输出扭矩，从而得到较大的驱动力。此外，汽车主减速器还有改变动力输出方向、实现左右车轮差速和中后桥的差速功能。关键字：主减速器、驱动轮、齿轮、设计、校核目录1 课程设计的目的.52 单级主减速器结构方案分析.6 2.1 主减速器的功用.6 2.2 主减速器的结构形式.6 2.2.1 主减速器的齿轮类型选择.6 2.2.2 主减速器的减速形式选择.6 2.3 主减速器主、从动锥齿轮的支撑方案.62.3.1 主动锥齿轮的支撑.62.3.2 从动锥齿轮的支撑.73 主减速器的基本参数选择与设计计算.8 3.1 主减速器计算载荷的确定.8 3.2 主动锥齿轮的计算转矩
4、.9 3.3 主减速器锥齿轮的主要参数选择.9 3.3.1 主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2的确定.93.3.2 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms.103.3.3 主、从动锥齿轮齿面宽和的计算.113.3.4 中点螺旋角的选择.113.3.5 双曲面齿轮副偏移距E.113.3.6 双曲面齿轮的偏移方向.123.3.7 螺旋方向的确定.123.3.8 法向压力角.134 主减速器双曲面锥齿轮的强度计算.14 4.1 单位齿长圆周力的计算.14 4.2 轮齿的弯曲强度计算.14 4.2.1 主动锥齿轮强度校核.14 4.2.2 从动锥齿轮强度校核.15 4.3 轮齿的表面接触强度计算.15
5、4.4主减速器锥齿轮的材料选择.155 主减速器轴承计算及选择.17 5.1 锥齿轮齿面上的作用力.17 5.1.1 齿宽中点处的圆周力F.17 5.1.2 锥齿轮的轴向力和径向力.18 5.2 主减速器轴承载荷的计算.19 5.3 锥齿轮型号的确定.21结论.23参考文献.23 1 课程设计的目的 本课程设计是在学完“汽车设计”课程之后进行的，旨在对车辆设计的学习进行总结，对所学知识加以巩固。通过设计过程，要求学生能够全面掌握汽车设计课程中的基本理论知识，试验方法，并能够分析和评价汽车及其各总成的结构与性能，合理选择设计方案及有关参数，掌握汽车主要零部件设计与计算方法和总体设计的一般方法。2
6、 单级主减速器结构方案分析2.1 主减速器的功用(1) 使发动机传给驱动轮的转速降低，转矩增大。(2) 改变发动机传动驱动轮转矩短的传递方向（采用纵置发动机）。2.2 主减速器的结构形式 主减速器可根据齿轮类型，减速形式以及主、从动齿轮的安装及支承方式的不同分类。2.2.1 主减速器的齿轮类型选择主减速器齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和涡轮蜗杆等形式，运用最为广泛的是弧齿锥齿轮好双曲面齿轮，一般情况下，当主减速器比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更为合理，而当传动比小于2.0时，双曲面齿轮传动的主动齿轮相对于弧齿锥齿轮传动的主动齿轮显的过大，此时选用弧齿锥齿轮更合理，因
7、为后者具有较大的差速器可利用空间，对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用，本次设计的主减速器传动比为4.55，故采用双曲面轮齿。2.2.2 主减速器的减速形式选择本次设计主要考虑汽车的动力性和经济性，所以根据主减速器比i0可选用单级主减速器和双级主减速器。单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点，因而广泛应用于主传动比i07的汽车上。双级主减速器于单级主减速器相比，双级主减速器在保持离地间隙相同时，可得到大的传动比，i0一般为712；但其尺寸、质量均较大，结构复杂，制造成本也显著增加，因此主要应用在总质量较大的商用车上。本次设计的主减速器的传动比为4.55，故采用单级主减速器
8、。2.3 主减速器主、从动轮的支承方案2.3.1 主锥齿轮的支承主锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承，悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的主减速器上，在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式。本次设计发动机的最大转矩为157Nm，故采用悬臂式支承。2.3.2 从动锥齿轮支承 从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式，支承间的距离及载荷在轴承之间的分布比例有关，从动锥齿轮多采用圆锥滚子轴承支承。3 主减速器的基本参数选择与设计计算.3.1 主减速器计算载荷的确定 采用格里森齿制齿轮计算载荷的三种确定方法(1) 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce （3-
9、1）式中：i0主减速器传动比，i0=4.55；i1主减速器一档传动比，i1=4.218；if分动器传动比，if=1；发动机到万向传动轴之间的传动效率，=0.9；kd接离合器所产生的动载系数，得kd=1；k液力变矩器变矩系数，k=(k0-1)/2+1，k0为最大变矩系数（k0=1）；n驱动桥数，n=1；Temax发动机最大转矩。(2) 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮转矩Tcs （3-2）式中：G2满载状态下一个驱动桥的静载荷，G2=ma*9.8*0.55=11346N；rr车轮滚动半径，rr=195*80%+14*25.4/2 mm=333.8mm；m2汽车最大加速度时的后轴负载荷转移系数，m2
10、=1.2；轮胎与路面间的附着系数，=0.85；im主减速器从动轮之间的传动比，im=1；m主减速器到车轮间的传动效率，m=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Tcf （3-3）式中：Ga汽车满载总质量；fR道路滚动阻力系数(轿车fR=0.0100.015)；fH平均爬坡能力系数（轿车取0.08）；fi汽车性能系数，时，fi=0。代入公式可得：Tcf=782.11Nm当计算锥齿轮最大应力时Tc=minTce,Tcs；当计算锥齿轮的疲劳寿命时Tc=Tcf。3.2 主动锥的计算转矩Tz （3-4）Tz主动齿轮的计算转矩；i0主减速比；G主、从动锥齿轮间的传动效率，双曲面齿轮副取
11、0.9。(1) 按发动机的最大转矩Tce和传动系最低档速比确定的主动锥齿轮的计算转矩 Tze=622.23Nm(2) 按驱动轮打滑转矩Tcs确定的主动锥齿轮的计算转矩 Tzs=1143.46Nm(3) 按汽车日常行驶平均转矩Tcf确定的主动锥齿轮的计算转矩 Tzf=190.57 Nm3.3主减速器锥齿轮的主要参数选择3.3.1 主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2的确定选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 为了磨合均匀，Z1、Z2之间应避免有公约数。 为了的到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数 应不少于40 。 为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车，Z1一般不少于9；对于商用车，Z1一般不少于6。 主传动比i。
