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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
2、计计算说明书1份，字数为3000字以上；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：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
3、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主减速器的功用6主减速器的结构形式6主减速器的齿轮类型选择6主减速器的减速形式选择6主减速器主、从动锥齿轮的支撑方案6主动锥齿轮的支撑6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主减速器计算载荷的确定8主动锥齿轮的计算转矩9主减速器锥齿轮的主要参数选择9主
4、、从动锥齿轮齿数Z和Z的确定912从动锥齿轮大端分度圆直径D和端面模数m102s主、从动锥齿轮齿面宽b 1和b 2的计算11中点螺旋角B的选择11双曲面齿轮副偏移距 E11双曲面齿轮的偏移方向12螺旋方向的确定12法向压力角a134 主 减 速 器 双 曲 面 锥 齿 轮 的 强 度 计算14单位齿长圆周力的计算14轮齿的弯曲强度计算14主动锥齿轮强度校核14从动锥齿轮强度校核15轮齿的表面接触强度计算15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锥齿轮齿面上的作用力17齿宽中点处的圆周力 F1.7锥齿轮的轴向力和径向力18主减速器轴承载荷的计算19锥齿轮型号的确定21结论23
5、参考文献231 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 单级主减速器结构方案分析主减速器的功用(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)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。主减速器的齿轮类型
6、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 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，故采用双曲面轮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
7、 而广泛应用于主传动比i0 16得kd=1；djtdemaxk液力变矩器变矩系数，k=(k0-l)/2+l, k0为最大变矩系数(k0=1) n 驱动桥数， n=1；emax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 TcscsG 2 m 20 r=4292 .5 N m3-2)式中：G2 满载状态下一个驱动桥的静载荷， G2=ma*=11346Nr车轮滚动半径，rr=195*80%+14*2mm=；m2 汽车最大加速度时的后轴负载荷转移系数， m2=； 轮胎与路面间的附着系数，0=;im主减速器从动轮之间的传动比， im=1；nm主减速器到车轮间的传动效率，nm=i。(3)
8、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 TcfGarra ri耳nmm3-3)式中：Ga汽车满载总质量；afR道路滚动阻力系数(轿车fR=；fH平均爬坡能力系数(轿车取)；0 195 (Ga + GJf汽车性能系数，0.195- - 16时，fi=Qoe max代入公式可得：Tcf=m当计算锥齿轮最大应力时 Tc=minTce,Tcs；vvC Vo当计算锥齿轮的疲劳寿命时 Tc=Tcf。主动锥的计算转矩 T z zTcT =z i耳QG3-4)Tz主动齿轮的计算转矩；iQ主减速比；nG主、从动锥齿轮间的传动效率，双曲面齿轮副取。(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
9、锥齿轮的计算转矩(2)T =mze按驱动轮打滑转矩Tcs确定的主动锥齿轮的计算转矩(3)T =mzs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=Nm主减速器锥齿轮的主要参数选择主、从动锥齿轮齿数Z和Z的确定12选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 为了磨合均匀，Z、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。较大时，z1尽量取的少些，以便得到满意的离地间隙。 对于不同的主传动比，召、
10、z2之间应避免有公约数。为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于 40 在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9，主减速器的传动比为，初定主动齿轮 齿数Z=9，从动齿轮齿数Z2=41。重新计算传动比 i03-5)从动锥齿轮大端分度圆直径D和端面模数m2s对于单级主减速器，增大尺寸 D2 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影响跨置式主动轮的前支承座的安装空间和差速器的安装d2由经验公式初选3-6)3-7)D2 = K D 23Tc - 209.33 mmd2从动锥齿轮的大端分度圆半径;KD2直径系数，取15 （一般为）；T计算转矩，Tc=Tc=minTce,Tcs=m； ms
11、的选择：m - 5.11S Z 2m - K 3T - 4.88sm c式中：Km模数系数，Km=（取；T计算转矩，Tc=Tc=minTce,Tcs=m。ms 取整 5主、从动锥齿轮齿面宽 b 和 b 的计算12锥齿轮齿面过宽并不能增大的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端 齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆 角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏 差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起 轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿 面过窄，轮齿表面的耐磨性换入轮齿的强度会降
12、低，汽车主减速器螺旋锥齿轮 与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽 b2b2= D2=（3-9）一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都 超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取b=中点螺旋角0的选择双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的，选”时应考虑它对齿面重和度， 轮齿强度和轴向力的大小的影响，”越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传 动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于，在之间时效果最好, 但”过大，会导致轴向力增大汽车主减速器双曲面齿轮副的平均螺旋角为3540，而乘用车选用较 大的，应保证较大的，使运转平稳，噪声低“格里森”制推荐用下式来近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值Z E0 上 25。+ 5。2 + 90。二 44.67。（3-10）1z 1d 2（310）式中：为主动齿轮（名义）中心螺旋角的预选值；Z, Z2主、从动齿轮齿数；d2从动轮的节圆直径；E双曲面齿轮的偏移距。预选几后，需用刀号来加以校正，首先要求近似刀号近似刀号=0 fi+ef220sin Phf1 hf 2(ha*+c*)mR RmJZ2 + Zc2V1 2= 0.057170 f1 =0 f2 = arctanO.05717
