微型轿车主减速器设计说明书

2-6 主减速器设计

一、任务：

1、确定主减速器方案。

2、设计主减速器主、从动齿轮。

3、编制设计说明书。

二、原始条件：

车型微型轿车

驱动形式FF4×2

发动机位置前置、横置

最高车速U max=120km/h

最大爬坡度i max≥30%

汽车总质量m a=1020kg

满载时前轴负荷率50%

外形尺寸总长L a×总宽B a×总高H a=3500×1445×1470mm3迎风面积A≈0.78 B a×H a

空气阻力系数C D=0.35

轴距L=2300mm

前轮距B1=1440mm

后轮距B2=1420mm

车轮半径r=300mm

离合器单片干式摩擦离合器

变速器两轴式、四挡

微型轿车主减速器设计说明书

摘要：主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动机纵置的汽车来说，主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。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，也可以使变速箱的尺寸、质量减小、操纵省力。微型轿车越来越受消费者欢迎，在汽车市场的占有率越来越高，为此，本文为一款微型轿车设计了主减速器并制作了说明书。

关键词：主减速器；齿轮；传动；载荷

一、设计给定参数

车型微型轿车

驱动形式 FF4×2

发动机位置前置、横置

最高车速 Umax=120km/h

最大爬坡度 imax≥30%

汽车总质量 ma=1020kg

满载时前轴负荷率 50%

外形尺寸总长La×总宽Ba×总高Ha=3500×1445×1470mm3

迎风面积 A≈0.78 Ba×Ha

空气阻力系数 CD=0.35

轴距 L=2300mm

前轮距 B1=1440mm

后轮距 B2=1420mm

车轮半径 r=300mm

离合器单片干式摩擦离合器

变速器两轴式、四挡

二、主减速器的结构形式

(一)主减速器的齿轮类型

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，运用最为广泛的是弧齿锥齿轮和双曲面齿轮。一般情况下，当主减速比大于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就显得过大，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。因本次设计的对象为微型车，传动比大于4.5，且双曲面齿轮较

弧齿锥齿轮的性能更优越，故采用双曲面齿轮类型的主减速器。

(二)主减速器的减速形式

根据减速形式特点不同，主减速器分类有单级主减速器、双击主减速器、双速主减速器、贯通式主减速器等。其中，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，因而广泛应用在主传动比小于7的汽车如小型乘用车、总质量较小的商用车都采用单级主减速器。因为本次设计对象为微型车，故选择使

用单级主减速器。

(三)主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

主减速器必须保证主、从动齿轮有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。

齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整及轴承、主减速器壳体的

刚度有关外，还与齿轮的支承刚度有关。

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跨置式支承。一般来说，悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递扭矩较小的主减速器上；在需

要传递较大转矩的情况下，最好采用跨置式支承。由于本次设计的对象为微

型车，需求的支撑刚度和传递的扭矩相对较小，故采用悬臂式支承形式。

2.从动锥齿轮的支承

主减速器从动双曲面齿轮的支承刚度依轴承的形式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度，支承间的距离应尽量减小。两端

支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端

相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应该

预紧。

另外一种为向心推力轴承，只有当采用直齿或人字齿圆柱齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器的从动齿轮才可以安装在向心球轴承上。

综上所述，由于本车为微型轿车，主减速器从动齿轮不应采用向心球轴承，应

采用圆锥滚子轴承支承。

三、主减速器基本参数选择与计算载荷的确定

(一)主减速器齿轮计算载荷的确定

在设计中采用格里森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大抵挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce

式中：f i=0

kd------猛接离合器所产生的动载系数，性能系数f i=0的汽车，Kd=1；

i1------变速器一档传动比为6.333；

i0------主减速器传动比为5.571；

η------发动机到万向传动轴之间的传动效率为0.9；

k-------液力变矩器系数，本设计中为手动变速器，故k=1；

n------计算驱动桥数，n=1；

算得：T ce=28260.20N.m

2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs

式中：G 2-----汽车在满载状态下一个驱动桥上的静载荷，本设计中前桥为驱动

桥，G 2=9500×9.8=93100N ；

m 2-----汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，取1.1；

-----轮胎与路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土或沥青路上，取0.85；

r r -----车轮滚动半径，轮胎规格为11R22.5，r r =0.3m ；

计算得：T cs =25298.33N.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Tcf

当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩T c 应取前两种的较小值，即Tc=min[Tce, Tcs]=Tce=25298.33N.m

当计算锥齿轮疲劳寿命时， Tc 取Tcf 主动锥齿轮的计算转矩为3429.84o G Tc Tz i η== ηG 为主、从动锥齿轮间的传动效率，计算时对于双曲面齿轮副，当i 0<6时，ηG 取90%；

(二) 锥齿轮主要参数选择

主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数Z 1和Z 2、从动锥齿轮大端分度圆直径D 2和端面模数m s 、主、从动锥齿轮齿面宽b 1和b 2、双曲面齿轮副的偏移距E 、中点螺旋角β、法向压力角α等。

1. 主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2

1）为了磨合均匀，Z 1和Z 2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，对于商用车，Z 1一般不小于6。

4）主传动比i 0较大时，Z 1尽量取得少些，以便得到满意的离地间隙。

5）对于不同的主传动比，Z 1和Z 2应有适宜的搭配。

6） 对于双曲齿轮单级贯通式主减速器来说，通常主动齿轮的最小齿数为8。 根据上述，取Z 1=8，Z 2=iZ 1=44.568，

Z

2取45。

2. 从动锥齿轮大端分度圆直径D 2和端面模数m s

对于单级主减速器，增大尺寸D 2会影响驱动驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，