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:1600kg2.额定功率:68kw3.发动机额定转矩:140N.m4.最大车速:170km/h5.变速器一档传动比：3.456.主减速器传动比：3.947.车轮滚动半径：0.5m2 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 md T =P 2 式中：T —作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩；md —该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径； 2222sin γb d d m -=2121Z 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 (b1d A R p R ⋅-⋅+⋅=后 式中：mm b a c 3.92=+=代入公式得： N =72.4027前RN =13.10977后R2.2.3主动锥齿轮轴参数的确定图2-1 主减速器齿轮轴 此轴为花键轴，初选为3m d T K =K 取4.0，m T 为变速器输出的最大转矩，则mm d 64.3593.318043=⨯⨯=由于花键为标准件，所以查表得花键径32mm ，外径35mm其他的各段的尺寸为：第一段：主动锥齿轮，其齿宽为44mm ，大端分度圆直径为56mm ,齿顶圆直径为73.58mm ；第二段：直径为47mm ，宽度为4mm ；第三段：直径为41mm ，长4mm ；第四段：这段与轴承相配合，其选用的轴承代号为30209，其小径为45mm ，大径为85mm ，小径宽为20.75mm ，其轴的直径为45mm ，宽度为20mm ；第五段：直径为41mm ，长为30mm ；第六段：这段与轴承相配合，其选用的轴承代号为30207，其小径为35mm ，大径为72mm ，小径宽为18.25mm ，其轴的直径为35mm ，宽度为16mm ；第七段：花键轴，花键小径为32mm ，大径为35mm ，花键宽度为40mm ；第八段：螺栓轴，螺栓直径为M 30。

螺栓长度为40mm 。

由此计算可得主动锥齿轮的总长度为201mm 。

2.3主减速器齿轮的设计2.3.1 主减速器的轮齿类型的选择主减速器的齿轮主要有圆锥齿轮、准双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。

单级主减速器普遍采用圆锥齿轮传动或者准双曲面齿轮传动[3]。

1)圆锥齿轮传动圆锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点。

齿轮的啮合是从一端连续的转向另一端。

由于轮齿在啮合时有时会端面重叠，导致有两对以上的轮齿同时在啮合，所以轮齿工作比较平稳，且能够支撑较大的负荷。

另外齿轮副锥顶若有不吻合的迹象，便会使工作条件迅速的变差，并伴随着磨损加重和噪声的增大。

为了保证齿轮副的正确啮合，必须将支撑轴承预紧，提高其支撑刚度，增大壳体的刚度。

2)准双曲面齿轮传动准双曲面齿轮应力分析如下图2-2所示，主、从动齿轮轴线从上端偏移到下端的距离E 称为偏移距。

由啮合面上法向力相等，可得出主、从动齿轮圆周力之比为：2cos cos 121ββ=F F （2-1） 式中，1F 、2F —双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力1β、2β—双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角1 2 3 4图2-2 主减速器的几种齿轮类型1圆锥齿轮传动 2准双曲面齿轮传 3圆柱齿轮传动 4蜗杆传动 双曲面齿轮传动比为：11221122cos cos ββs s s s os r r r F r F i == （2-2）式中，1F 、2F —准双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力1β、2β—准双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角s r 1、s r 2—准双曲面齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径命21cos cos ββ=K ，即010ki i s =。

因为21ββ〉，即1〉K ，一般为1.25～1.50图2-3 准双曲面齿轮啮合时应力分析3)圆柱齿轮传动 圆柱齿轮传动普遍用于发动机横置的前置先驱的乘用车驱动桥和双极主减速器驱动桥以及轮边差速器。

4)蜗杆传动蜗杆传动与其他齿轮传动形式相比，有如下的优点：体积和质量小但能得到较大的传动比；工作非常稳定且无噪声；能传递大的载荷，使用寿命长；结构简单并且容易拆装和调整。

它的主要的缺点是需要采用高质量的锡青铜制作，故成本较高；而且传动效率较低。

综上所述，考虑到实际加工成本和传动比的设计是<4.5，所以进行准双曲面锥齿轮的设计。

2.3.2主减速器主动锥齿轮的支承方式减速器主从动齿轮啮合条件好，能保证其良好的工作。

齿轮啮合条件的好坏与齿轮的加工好坏、齿轮的装配调整以及轴承、主减速器壳体的刚度有关，还受齿轮的支承刚度的影响。

现在支持汽车主减速器锥齿轮传动装置主要有以下两种。

1)悬臂式支承如图2-4①所示，其结构是一对圆锥滚子轴承安装在主轴的锥齿轮上。

为了减小悬臂长度a ，保证主轴上的两圆锥滚子轴承的大端向外，从而使悬臂长度b 减小支承距a 增大；同时为了增加支承刚度，支承距b 应不小于2.5倍的悬臂长度a ，且大于齿轮节圆直径的70％。

轴承的闭式齿轮有时也用圆柱滚子轴承，那么另一轴承必须用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承[4]。

2)跨置式支承如图2-4②所示，其结构特点是由于锥齿轮的两端均有轴承支承，大大增加了其支承刚度，减小了轴承载荷，因此其承载能力高于悬臂式。

但由于加工和安装不便，所以通常在需要传递较大转矩的情况下才采用此支承方式[5]。

①②图2-4 主动锥齿轮的支承方式①悬臂式支承②跨置式支承2.3.3主减速器主、从动齿轮基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数和，从动锥齿轮分度圆直径、横模数、齿宽、准双曲面齿轮幅的偏移中点、螺旋角、法向压力角等[7]。

1)主、从动锥齿轮齿数1Z和2Z选取主、从动锥齿轮齿应考虑以下因素①为了磨合合理，1Z，2Z之间不应该有公约数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大于等于40③为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车1Z一般不小于6④主传动比0i较大时，1Z尽量小，以获得满意的离地间隙⑤对于不同的主传动比，1Z和2Z应有适宜的搭配结论，选定主动锥齿轮1Z=11，从动锥齿轮2Z=43。