桑塔纳轿车主减速器的设计

桑塔纳轿车主减速器的设计

治尚

（学院汽车工程学院，253000）

摘要: 轿车的主减速器是驱动桥最主要的组成部分，其功用是将传动装置传来的发动机转矩传递给驱动车轮，是汽车减小车速增大扭矩的主要部件。对于发动机纵向放置的轿车来说，主减速器还有改变动力传输方向的作用。本次设计设计一款用于桑塔纳轿车的主减速器。本设计在给定的发动机最大功率、转速及变速器最大传动比等条件下，设计出符合桑塔纳轿车使用要求的主减速器。设计计算齿轮的结构参数及对其进行校核计算。在对各种结构件进行了分析计算后，绘制出主减速器装配图及从动齿轮零件图。

关键词：汽车；驱动桥；桑塔纳轿车；主减速器

1 绪论

1.1 课题研究的意义

本课题对主减速器进行设计主要是为了使轿车获得最佳的动力性能，充分利用发动机传递过来的转矩，兼顾汽车的动力性和燃油经济性。当下全世界石油资源严重缺乏，所以本次设计主要针对主减速器进行设计，进而提高轿车的动力性，有利于提高轿车在市场上的竞争力。

1.2 国外的研究现状

目前国家正致力于发展高速公路网，环保、舒适、快捷成为汽车市场的主旋律。对于整车总成主要部分之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低已经成为汽车主减速器技术的发展趋势。在产品上，国汽车用户主要优先选择承载能力强、齿轮疲劳寿命高、易维护等特点的产品。目前已开发的产品基本上都效仿国外同类产品的新技术，进而针对国市场的需求，研制开发出高性能、高品质的车桥产品。这些产品就代表了国车用减速器发展的方向。现在世界各汽车生产国都致力于研制六高、二低、二化方向的齿轮和减速器，即高承载能力、高齿面硬度、高速度、高可靠性、高传动效率，低噪声、低成本、多样化。随着计算机技术、自动化技术的普遍应用，汽车主减速器将有更进一步的发展[1]。

1.3 本文主要研究容

本论文的研究容主要包括：本次设计在给定的发动机最大功率、转速及变速器最大传动比等条件下，设计出符合桑塔纳轿车使用要求的主减速器。对齿轮的结构参进行计算并校核。在对各种结构件进行了分析计算后，绘制出主减速器装配图及主、从动齿轮的零件图。

设计包括：

1.主减速器的结构形式包括减速形式的选择和主动轴参数的确定。

2.主减速器设计计算包括主减速比的确定、齿轮载荷的确定、齿轮基本参数的选择、材料的选择及热处理，从动轴参数的确定，轴承的选择以及齿轮的强度校核。

1.4 毕业设计初始数据来源和依据

本次设计选用大众桑塔纳轿车系列桑塔纳2000时代骄子车型作为毕业设计原始数据：

1.满载总质量:1600kg

2.额定功率:68kw

3.发动机额定转矩:140N.m

4.最大车速:170km/h

5.变速器一档传动比：3.45

6.主减速器传动比：3.94

7.车轮滚动半径：0.5m

2 总体方案设计

主减速器主要依齿轮的种类、减速形式以及主、从动齿轮的支承形式进行分类。首先确定主减速器的结构形式，确定主减速器主动轴的基本参数，齿轮类型及参数，确定主减速器主、从动锥齿轮的支撑方式，选择主减速器的轴承再进行校核。

2.1主减速器减速形式

本次设计要求为单级主减速器，单级主减速器由一对圆锥齿轮或者准双曲面锥齿、一对圆柱齿轮或者由蜗轮蜗杆组成，具备构造轻易、体积小、本钱低、使用简单等益处。但其主传动比小于7，如果传动比大将增加从动齿轮直径的小离地间隙，和从动齿轮热处理难度。单级主减速器广泛运用与乘用车和质量较小的商务车的驱动桥中；而双级主减速器主要用于总质量较大的商务车，例如中、重型货车及越野车和大客车上[2]

2.2单级主减速器齿轮轴的设计

2.2.1主动锥齿轮轴的选材

对于承受弯矩交变应力因疲劳破坏为主的零件，选用低碳钢、低碳合金钢配合淬火及低温回火，或选用中碳钢，中碳合金钢配合淬火及中温回火，将取得更加良好的强度与韧性的配合。首先，在同样大小受力截面的条件下，由于强度的提高，零件的疲劳寿命将延长，符合延长产品的服役期限原则；而如果要求寿命相同，则可减少受力截面积，从而减

少材料用量，减少零件尺寸，达到节约材料的目的，均能取得较好的技术经济效益。这里齿轮轴材料的选用，尽量少用含镍、铬元素的材料，而是选用含有锰、钒等元素的合金钢。汽车主减速器锥齿轮目前常用的渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi 、20MnVB 、20MnTiB 、 22CrNiMo 和16SiMn2WMoV 。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi 。

2.2.2主动锥齿轮轴尺寸的确定

锥齿轮在工作过程中，相互齿合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直与齿轮轴线的径向力。

齿宽中点处的圆周力为 m

d T =P 2 式中：T —作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩；

m

d —该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径； 2222sin γb d d m -=

2

121Z Z =m m d d 式中：m d 1，m d 2—主、从齿面宽中点分度圆直径；

2b —从动齿轮齿宽；

2d —从动齿轮节圆直径；

1Z 、2Z —主、从动齿轮齿数

2γ—从动齿轮的节锥角

由上式可以算出mm d m 55.471=，mm d m 9.2192=

主减速器的主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力

N =⨯⨯=P '65.723355

.47100098.17121 轴承A 、B 的径向载荷分别为：

212)5.0a ()(b 1d A R a p R ⋅-⋅+⋅=前 212)5.0c ()c (b

1d A R p R ⋅-⋅+⋅=后 式中：mm b a c 3.92=+=

代入公式得： N =72.4027前R

N =13.10977后R