汽车单级主减速器及差速器的结构设计与强度分析毕业论文

汽车单级主减速器及差速器的结构设计

与强度分析毕业论文

第一章绪论

1.1 选题的背景与意义

通过学校的实习我对汽车的构造及各总成的原理有了一定的了解，同时结合以前课堂学习的理论知识，对于进行汽车一些总成的设计有了一定的理论基础，现选择课题内容为对BJ2022汽车的使用性能的驱动桥（主减速器及差速器）进行设计。通过本课题可以进一步加深对汽车构造、汽车设计及汽车各总成的工作原理，特别是本课题驱动桥中的主减速器及差速器与半轴的认识和了解；同时经过设计过程，了解学习一些现代汽车工业的新设计方法及新技术，对于即将从事汽车行业工作的我也是一种锻炼，为即将的工作做铺垫。

1.2 研究的基本内容

1.2.1 主减速器的作用

汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。而主减速器是在汽车传动系中起降低转速，增大转矩作用的主要部件。当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。它是依靠齿数少的齿轮带齿数多的齿轮来实现减速的，采用圆锥齿轮传动则可以改变转矩旋转方向。汽车正常行驶时，发动机的转速通常比较高，如果将很高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需要很大，齿轮的半径也相应加大，也就是说变速箱的尺寸会加大。另外，转速下降，扭矩必然增加，也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，可以使主减速器前面的传动部件，如变速箱、

分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，同时也减小了变速箱的尺寸和质量，而且操控灵敏省力。

1.2.2 主减速器的工作原理

从变速器或分动器经万向传动装置输入驱动桥的转矩首先传到主减速器，主减速器的一对齿轮增大转矩并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩的旋转方向。

1.2.3 国内主减速器的状况

现在国家大力发展高速公路网，环保、舒适、快捷成为汽车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为汽车主减速器技术的发展趋势。

在产品上，国内汽车市场用户主要以承载能力强、齿轮疲劳寿命高、结构先进、易维护等特点的产品为首选。目前己开发的产品，如陕西汉德引进德国撇N 公司技术的485单级减速驱动桥，一汽集团和东风公司的13吨级系列车桥为代表的主减速器技术，都是在有效吸收国外同类产品新技术的基础上，针对国内市场需求开发出来的高性能、高可靠性、高品质的车桥产品。这些产品基本代表了国内车用减速器发展的方向。通过整合和平台化开发，目前国内市场形成了457、460、480、500等众多成型稳定产品，并被用户广泛认可和使用。设计开发上，CAD、CAE等计算机应用技术，以及AUT优AD、UG16、CATIA、proE等设计软件先后应用于主减速器的结构设计和齿轮加工中，有限元分析、数模建立、虚拟试验分析等也被采用;齿轮设计也初步实现了计算机编程的电算化。新一代减速器设计开发的突出特点是:不仅在产品性能参数上进一步进设计上完全遵从模块化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特点，这些都对基础件产品提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地进行二次开发和持续改进，以满足快速多变的市场需求。

1.2.4 国内与国外差距

我国的车用减速器开发设计不论在技术上、制造工艺上，还是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齿轮制造技术缺乏独立开发与创新能力，技术手段落后(国外己实现计算机编程化、电算化)。目前比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次，缺乏有国际影响力的产品品牌，行业整体散乱情况依然严重。这需要我们加快技术创新、技术进步的步伐，提高管理水平，加快与国际先进水平接轨，开发设计适应中国国情的高档车用减速器总成，由仿制到创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距。目前，上汽集团、东风、一汽、北汽等各大汽车集团也正在开展合作项目，希望早日实与世界先进技术的接轨，争取设计开发的新突破。

1.3 课题研究内容

汽车主减速器是汽车驱动桥中的一个重要部件，汽车驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理的分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳组成。

本次设计主要先了解驱动桥的原理，对BJ2022汽车驱动桥中的主减速器、差速器、半轴等重要部件等进行了详细的设计。在设计过程中，根据汽车设计的原则与步骤，进行了详细的计算，还对各部件进行了强度的校核。在本设计中还采用了AutoCAD绘图软件进行了零件图的绘制，通过对AutoCAD的编辑工具与命令的运用，掌握了从AutoCAD基础零件的绘制到各类零件图的创建与绘制的方法，并且理解了机械图绘制的工作流程。为今后更好的学习和掌握各种应用软件和技能打下坚实的基础。

第二章主减速器的设计

2.1 主减速器概述

汽车主减速器有单级式、双级式等几种。由于单级式主减速器结构简单、质

量小、尺寸紧凑以及造价低。广泛用在主减速比

07.6

i 的各种中、小型汽车上。这次设计的为四轮驱动越野汽车，主传动比不到7.6，故这次设计采用单级主减速器。

单级主减速器有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮等两种形式。

主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用准双曲面齿轮传动，双曲面齿轮与弧齿锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮齿轮传动具有更大的传动比。此外由于偏移距地存在，使得双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮的尺寸要小，从而可以获得更大的离地间隙。还有就是双曲面传动的主动锥齿轮的螺旋角较大，同时啮合的齿数较多，重合度更大，即可提高传动的平稳性。

2.2 主减速器方案的选择

因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。所以一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。

2.3 主减速器主从动齿轮的支承方案 2.31 主动双曲面锥齿轮

对于在轿车和装载质量在2T 以下的载货汽车上，由于载荷较小，主减速器主动齿轮的轴线偏转角?的绝对值不大，所以主动锥齿轮最好采用结构简单，布置方便及成本较低的悬臂式支承，这样既保证了支承刚度又能使结构简单，方便制造。

2.32 从动双曲面锥齿轮

从动锥齿轮的支承选择跨置式的，这种支承可以增大支承刚度，使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善。

2.4 基本参数的选择与计算载荷的确定 2.41 齿轮计算载荷的确定

由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩的较小者，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载荷。

1）、按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩ce T ：

max 10d e f ce K T ki i i T n

η

=

(2-1)

式中，ce T 为计算转矩(N ·m)；d K 为猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变矩器：d K =1，具有手动操纵的机械变速器的高性能赛车：d K =3，一般情

况下取d K =2。本文取d K =2；max e T 为发动机最大转矩，max e T =180N ·m ，k 为液力变矩器变矩系数，k =1.7 ；1i 为低挡传动比，1i =3.93 ；f i 为分动器传动比，

f i =2.6；o i 为总传动比，o i =4.55；η为传动效率，η=0.9；n 为计算驱动桥数；n =2。带入公式得：

m N T ce ?=??????=

87.128032

9

.055.46.293.37.11802

2）、 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cs T

'

22r

cs m m

G m r T i φη??=

? (2-2)

式中：

'2m —负荷转移系数1.2；

2G —汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对后桥来说还应考虑到汽车加速时的负荷增大量；14600N ；

?—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0.85φ=；

对越野汽车取 1.0φ=；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取 1.25φ=；此车?取1；

r r —车轮的滚动半径；0.365m ；

m η，m i —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(例如轮边减速器等)。该车无轮边减速器，故97%m η=，1m i =；

带入公式得：

14600 1.210.365

6592.5810.97

cs T N m ???=

=??

3）、 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cf T

汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车则常在高负荷低车速条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩。但对于公路车国内来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵扯引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩：

()()a T r

cf R H p m m G G r T f f f i n

η+=

++?? (2-3)

式中：a G －汽车满载总重量；

T G －所牵引的挂车的满载总重量，但仅用于牵引车的计算；

R f －道路滚动阴力系数，计算时对于轿车可取0.010~0.015R f ＝；对于载

货汽车可取0.015~0.020；对于越野汽车可取0.020~0.035；

H f －汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08载货汽车

和城市 公共汽车取0.05~0.09；对长途公共汽车取0.06—0.10；对越野汽车取0.09－0.30；

P f －汽车或汽车列车的性能系数；

P f ＝

])(195.016[1001

max

e T a T G G +- 当

max

0.195()

16a T e G G T +>时，取0P f =

带入公式得：

292000.365

(0.030.20)1263.5810.972

cf T N m ?=

++=???

在上述确定从动锥齿轮计算转矩的三种方法中，第1、2两种方法用于确定最大计算转矩，应该取他们之中较小的数值。设cm T 是确定的最大计算转矩，则

min(,)cm ce cs T T T =

cm T 用于进行静强度计算和用做选择锥齿轮主要参数的依据。利用第3种方法确定的计算转矩（日常行驶平均转矩）cf T 则用来进行锥齿轮的疲劳强度计算。 4）、主动锥齿轮的计算转矩为：

0c Z G

T T i η=

(2-4)

式中，Z T 为主动锥齿轮的计算转矩(m N ?)；c T 为从动锥齿轮的计算转矩即

c cs T T =；0i 为主传动比；G η为主、从动锥齿轮间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮副，G η取95%；对于双曲面齿轮副，当06i >时，G η取85%，

当06i ≤时，G η取90%。本文取90%。将各数据代入公式得：

6592.58

1609.914.550.9

Z T N m =

=??

2.42 主减速器齿轮基本参数的选择

在选定主减速比，主减速器的减速形式，齿轮类型及计算载荷以后，可根据这些已知参数选择主减速器齿轮的最主要的几项参数。

主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数1Z 和2Z ，主、从动锥齿轮大端分度圆直径1d 、2d ，端面模数t m ，主、从动锥齿轮齿面宽1b 和2b ，中点螺旋角β，法向压力角α等。

1）、主、从动锥齿轮齿数1Z 和2Z

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)为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少于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)当主传动比主较大时，尽量使1Z 取得少些，以便得到满意的离地间隙； 5)对于不同的主传动比，1Z 和2Z 应有适宜的搭配。

表2.1

参考表2.1，选取1Z =8 ，2Z =37

2）、从动锥齿轮大端分度圆直径2d 和端面模数t m

2d 可根据经验公式初选，即

22d d K =(2-5) 式中：2d K ——直径系数，一般取13.0～16.0；

c T ——从动锥齿轮的计算转矩，，为ce T 和cs T 中的较小者。

所以

22(1316)243.76300.01d d K mm === 初选 2250mm d = 则 22250

6.7637

t d m z === 并用下式较核：

(0.3~0.4)5.63~7.50

t m k === (2-6) 所以7t m =满足要求，则22737259t d m Z mm =?=?=。 式中：t m - 齿轮大端端面模数；

m k - 模数系数，取0.30.4m k =～；

3）、从动齿轮齿面宽2b

双曲面齿轮的齿面宽一般取为：220.1550.15525940.15b d mm mm ==?= 故初取从动齿轮齿面宽240b mm = 4）、双曲面齿轮的偏移距E

对于轿车、轻型客车、货车，E 值不应超过从动齿轮节锥距0A 的40%，或接近于2d 的20%。

故偏移距E 可取 220%20%25951.8E d mm mm ≈=?= 故初取偏移距=50mm E

5）、中点螺旋角β的选择

双曲面齿轮传动由于有了偏移距E，使主、从动齿轮的中点螺旋角不等，且主动齿轮的大，从动齿轮的小。但是，在选择螺旋角的时，应考虑它对齿面重叠系数轮齿强度和轴向力的影响。螺旋角应足够大，但螺旋角过大会使轴向力过大，因此兼顾考虑。

汽车主减速器锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，而商用车选用较小的β值以防止轴向力过大，通常取35°，在此初选用为35°。

6）、螺旋方向

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的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。

7）、法向压力角α

法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切得最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于小负荷工作的齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相等的，但是主动齿轮轮齿两侧的压力角是不相等的。选取平均压力角时，乘用车为19°或20°，商用车为20°或22°33′。本设计是BJ2022越野车，因此法向压力角为α为20°。

2.43 主减速器准双曲面圆锥齿轮的集合计算

表 2.2主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表