毕业设计（论文）-SVW7180DD型桑塔纳轿车主减速器设计.docx

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1、目录第一章总体方案的确定11.1 主减速器方案11.1.1 主减速器概述11.1.2 主减速器方案的选择11.1.3 主减速器主从动齿轮的支撑形式11.2 差速器的结构形式选择21.3 基本参数确定3第二章 主减速器设计42.1 主减速器载荷计算42.2 主减速器基本参数计算62.3 相关参数82.4 双曲面锥齿轮的强度计算142.5 主减速器轴承的计算18第三章差速器设计233行星齿轮数目的选择233.2 行星齿轮球面半径Rb的计算233.3 行星齿轮齿数的选择233.4 差速器圆锥齿轮模数的初步确定243.5 压力角243.6 行星齿轮安装孔直径中与其深度L253.7 参数计算253.8

2、齿轮的强度计算27参考文献28II第一章总体方案的确定1.1 主减速器方案1.1.1 主减速器概述本次设计的参考对象SVW7180DD桑塔纳驱动桥采用单级主传动，但主传动比io不能太大，因为如果传动比过大减速器从动轮的直径将会增大，会导致减速器轴与轴之间的距离会减小增加从动轮热处理的难度，或是会增大主减速器的体积，所以一般i。工7.6,而轿车一般为34.5,单级驱动桥为最新型使用结构，其具有结构简单，质量小，成本低，使用方便的优点。由上述分析结果主减速器的传动齿轮可以选用弧齿锥齿轮传动。1.1.2 主减速器方案的选择由于双曲面齿轮传动时如果齿轮的啮合点保持不变，那么双曲面齿轮传动的直径将会小于

3、旋转齿轮的直径。因此一传动比必须大于4.5,并且圆周尺寸受到限制，则双曲线齿轮更为合理。1.1.3 主减速器主从动齿轮的支撑形式(1)主动双曲面齿轮对于装载质量小于2T的卡车和质量不足2T家用汽车。这种类型的汽车载荷较小，所以主减速器轴偏角角。的绝对值以可选用较小的值。因此，选择悬臂支撑是最经济最方便的支撑方式。(2)从动齿轮从动齿轮的支承刚度被多种因素影响，影响支承刚度的重要因素主要由轴承的类型、支撑的距离和轴承之间的载荷分布这几个因素影响。其中载荷的分布是负载和两端支撑中心之间的距离和图中的d的比例所影响的。如果想使得轴承的稳定性提高，则可以再从动轮后面的差速器壳体增加加强筋以使得整体的刚

4、度变大。本次设计中选用圆锥滚子轴承，其多用于两端支撑，安装的时候必须让大头向里小头向往这样才可以使得圆锥滚子轴承的轴向力得到平衡。如图所示两个轴承之间的距离应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%,为了使两个轴承所承受的载荷相同，应使c大于九c 一一 d图1-1从动锥齿轮支承形式1.2 差速器的结构形式选择多数家用轿车中采用对称齿轮式差速器，另外强制锁定差速器的功能也比较使用所以某些家用轿车中也会使用到，在对称式锥齿轮差速器上安装一个差速锁就形成了强制锁定差速锁。当某驱动轮由于特殊情况导致无法驱动时，利用差速锁使驱动轮发生改变，改变后即可使汽车脱离当时的特俗情况。强制锁定差速锁多应用于高级轿车

5、上，使用强制锁定差速器会使得汽车的价格提高。了解车桥设计，经方案论证如项目所述，差速器结构选择轮对称圆锥行星齿差速器。1.3 基本参数确定由汽车型号，查阅相关资料，按实际需要，SVW7180DD桑塔纳为前驱汽车，初步确定主减速比为4.5,因为这是一辆比较普通的家用车，查阅SVW7180DD桑塔纳具体的相关参数：发动机最大功率/kw及转速rpm发动机最大扭转矩/N 租转速/rpm主减速比轮胎型号变速器传动比0emax - %emax - nT第一档最高档参数60KW -5200r138/V-m- 33004.444185/70/?133.4550.8整备质量/总质量最高车速传动系机械效率车轮滚动

6、半径最大道路阻力系数参数1130kg/1475kg155km/A0.890.278m0.472根据公式曲=(0.3770.427)7Vlp . = 3.84.8,由于4.444符合标准，故vamaxlghlfh lLB取主减速比为4444.第二章主减速器设计2.1主减速器载荷计算1)、发动机最大扭矩和最低挡传动比是确定从动齿轮的计算转矩e的主要因素Tee = Te max，？TZ 几(N m)式中：1tz为汽车整体传动系统的最低挡传动比，参考SVW7180DD桑塔纳车型在此取15.354；Te max为发动机最大输出扭矩，此数据参考SVW7180DD桑塔纳车型Te max在此取 138 N -

7、 m；nT为传动系统的传动效率，在此取0.9；n该汽车的驱动桥数目在此取1；Ko为超载系数，超载系数是由结合离合器过快产生的冲击载荷导致的。对于一般的家用汽车和越野汽车以及液力传动以及新型自动变速器的各类汽车Wo = 1.0,当性能系数fp时可取&)= 2.0。fp =f16 - 0.195二叫 当0.195二”6)10、Temax)emax| 0当 0.195 必6(汽车满载时的总质量在此取1475Kg)因为 0.195 x 1475x10 = 21.2 16138所以 fP = -0.191 l.25o选用螺旋角时应对齿面的重叠系数、齿轮强度和轴向力的影响做好充分的考虑，这样从才可以选出最

8、为适合的螺旋角。由于双曲面齿轮传动中存在偏移距E,因此主、从动齿轮中点应选不同的螺旋角，同时主动齿轮的螺旋角应较大。在家用轿车中，应使Ef处于L51.8中。当根F 2.0时主减速器产生的噪音较小。然而，螺旋角过大，双曲面齿轮的轴向力变大，所以选择螺旋角时应该充分考虑现状。主减速器齿轮的平均螺旋角为35 40 ，但是大型汽车为了防止轴向力过大一般选用较小的值，一般取为35。，在此初选用为40 。6）、螺旋方向两个相互啮合的齿轮的螺旋角应该相反，螺旋角不同时驱动轮和从动轮之间卡顿的显现减轻，避免因齿轮卡死而无法正常工作导致减速器的报废，以至增加减速器的使用寿命。7）、法向压力角a对“格里森”型主减

9、速器螺旋锥齿轮来说，规定轿车选用14 30或16 的法向压力角。选用此压力角的可以在不产生根切的情况下选取更小的齿数，同时也可以增加压力角和齿轮的强度。为了防止工作面压力角过大,现代轿车用的“格里森”制双曲面齿轮的平均压力角为19 。2.3 相关参数表2T双曲面齿轮具体参数序号名称代号数值说明1小轮齿数Z192大轮齿数Z2403齿数比的倒数Z1/Z20. 2254齿宽b2285偏置距E306大轮分度圆直径de21807刀盘名义直径rb63. 58初选小轮螺旋角P mlc50. 59Bmic正切值tan Bmlc1.213096966910初选大轮分度锥角之余切值cot 62c0. 2774.890424878113 2c之正弦值sin S2c0.9654290825612初定大轮中点分度圆半径rm2c76.48399284413大、小轮螺旋角差角正弦值sinABe0.3786788764514 Be之余弦值cosAB c0.9255281241215初定小轮扩大系数Ke1.384902320616小轮小点分