【课程设计】货车主减速器结构设计

1、工程技术大学课 程 设 计题 目： 中型货车主减速器结构设计 班级： 汽车 学 号： 姓名： 指导教师： 完成日期： 2011.12.25 一、设计题目一、设计题目中型货车主减速器结构设计中型货车主减速器结构设计二、设计参数二、设计参数驱动形式:4*2 后驱最高车速:98km/h轴距: 4700mm最大爬坡度:30%轮距: 1900mm/1900mm汽车长宽高: 7000mm/2000mm/2300mm整备质量:3650kg额定载质量:4830kg前后轴负荷: 1900kg/1750kg 3060kg/5420kg离地间隙:300mm前后悬架长度:1100mm/1200mm三、设计要求三、设计

2、要求（1）总装图 1张（2）零件图 2张（3）课程设计说明书（50008000 字） 1份四、进度安排（参考）四、进度安排（参考）（1）熟悉相关资料和参考图 2天（2）确定基本参数和主要结构尺寸 2天（3）设计计算 3天（4）绘制总装配草图 4天（5）绘制总装配图 2天（6）绘制零件图 2天（7）编写说明书 3天（8）准备及答辩 3天五、指导教师评五、指导教师评成成 绩：绩： 指导教师指导教师日日期期摘要主减速器是汽车驱动桥的重要组成部分，本设计通过对国内外汽车主减速器结构和特点的分析和根据给定数据的计算，从发动机的最大功率和最大转矩入手，估算主减速器的传动比并选定减速器的类型。设计主减速器齿

3、轮，校核其强度并选定减速器主动锥齿轮、差速器半轴齿轮和行星齿轮等。通过理论的计算和对主减速器实际工作情况的分析，设计了能够满足中型货车使用要求的单级主减速器。关键词：主减速器；锥齿轮；减速装置；差速器；驱动桥AbstractVehicle drive axle final drive is an important part of the design of domestic and foreign cars through the main gear box structure and characteristics of the analysis and calculations base

4、d on the given data, from the engines maximum power and maximum torque to start, to estimate the main reducer transmission ratio and the type of the selected gear. Design of the final drive gear, check its strength and selected active bevel gear reducer, differential axle gears and planetary gears.

5、Through theoretical calculations and the main gear box analysis of the actual work, a medium goods vehicle designed to meet the requirements of the single-stage main reduction gear.Keywords: final drive; bevel gear; deceleration devices; differential; drive axle目录1 前言.12 主减速器设计.2发动机最大功率的计算.2发动机最大转矩的

6、计算.2主减速比的确定.2主减速器计算载荷的确定.3锥齿轮主要参数的选择.4主减速器锥齿轮轮齿强度的计算.73 差速器设计.10差速器齿轮主要参数选择.10差速器齿轮强度计算.124 齿轮的材料的选择及热处理.135 结论.14参考文献.15 1 前言全世界范围内的汽车数量越来越多，汽车工业的发展水平成为了衡量一个国家整体工业水平和综合经济实力的标志之一，充分显示出其巨大的经济效益和社会效益。随着科学技术的不断进步,和高尖端技术在各个方面更为广泛的应用,机械系统和机械产品对于传动装置尤其是减速器等减速装置的要求也在不断的提升,那些能在小空间小体积下提供大传动比、高输出扭矩、低输出转速的减速器将

7、成为未来减速装置的主流减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将发动机机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。在目前用于传递动力与运动的机构中，减速器的应用范围相当广泛。几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船舶、汽车、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工机具及自动化生产设备，到日常生活中常见的家电，钟表等等.其应用从大动力的传输工作，到小负荷，精确的角度传输都可以见到减速器的应用，且在工业应用上，减速器具有减速及增加转矩功能。因此广泛应用在速度与扭矩的转换设备减速器和齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，因此，开拓和发

8、展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景 2 主减速器设计2.1 发动机最大功率的计算若给出了预期的最高车速，选择的汽车发动机功率应大体等于，但不小于以最高车速行驶时行驶阻力之和，即 (2-1)max3maxmax7614036001aDaTevACvGfP A 为迎风面积。；2658. 310*2300*2000*78. 0h78. 0mBA空气阻力系数 货车选为；DC对于载货汽车可取，这里取；f算的 Pemax货车柴油机达到最大功率时的发动机转速范围是 1800r/min-2600r/min在此选择 np=2600r/min存在不同种类，不能用同一机理去解释不同矿震的成因和现象。更不能用单一方

9、法或措施去预测和防治矿震。因此要对矿震进行分类，并且出现了多种分类方法2.2 发动机最大转矩的计算 (2-2)peenPTmaxmax9549为转矩适应性系数，一般在-之间选取，此处取。 =329maxeTmN.2.3 主减速比的确定对于具有很大功率的轿车、客车、长途公共汽车，值应按下式来确定0i (2-3)gHaprivnrimax0377. 0车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为，滚动半径为；rr最大功率时的发动机转速，在此取 2600r/min；pn汽车的最高车速，在此为 98Km/min；maxav变速器最高挡传动比，为 1；gHi对于其他汽车来说，为了用稍微降低最高车速的办法来得到足够

10、的功率储备，主减速比一般比求得的要大 10%25% 0i取0i2.4 主减速器计算载荷的确定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 Tce (2-4) niikiTkTfedce01max式变矩系数，由于不采用液力变矩器，所以为 1；dk1i变速器一挡传动比，在此取 5.06; 0i主减速器传动比在此取 89;分动器传动比；由于不采用分动器，所以为 1；fi发动机的输出的最大转矩，在此取 329;maxeTmN 0k结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车取 k0， k 为1；该汽车的驱动桥数目在此取 1；n传动系上传动部分的传动效率，在此取算得: Tcem按驱

11、动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩csT (2-5)mm22ircsrmGT满载状态下，一个驱动桥上的静载荷，该车为后轮驱动，故驱动桥的静载荷2G即为后轴的载荷。为 53116N取2m轮胎对路面的附着系数，在此取；分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动mmi、比，均取 1. 算得：Tcs=22050Nm按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cfT (2-6)nirFTmmrtcfFt日常行驶时的牵引力。取 6246N算得：= 2542NmcfT由式和式求得的计算转矩，是作用到从动锥齿轮上的最大转矩，不同于用式求得的日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算

12、转矩 Tc应取前面两种的较小值；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 (2-7)g0iTTcz式中，io为主减速比；g为主、从动锥齿轮间的转动效率，对于双曲面齿轮副，当i06 时，取 85%，当 i06 时，取 90%。这里结合已有数据，取 90%。算得：当 Tc=minTce,Tcs时，=1776NmzT当 Tc=时，=555NmcfTzT2.5 锥齿轮主要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、从动锥齿轮大端分度圆1z2z直径 D2和端面模数 ms、主、从动锥齿轮齿面宽 b1和 b2、双曲面齿轮副的偏移距 E、中点螺旋角 、法向压力角 等。2.5

13、.1 主、从动锥齿轮齿数 z1和 z2因设计的车辆为商用车，所以原则上 z16 又因主传动比为z1=6， z2z1=7，z2z1=8，z2z1=9，z2分析以上数据，当 z1=9 时，取得 z2，取 46，z1不是很大，且 9 与 46 没有公约数经过验证负荷要求。因此初选 z1=9，z2 =46。2.5.2 从动锥齿轮大端分度圆直径 D2和端面模数 ms对于单级主减速器，增大尺寸 D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小 D2又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。D2可根据经验公式初选，即 (2-8)322cDTKD 直径系数，一般取；2DKTc从动锥齿轮的计算转矩，为 Tce

14、和 Tcs中的较小者取其值为 Nm；由式得： =（）=（）；2D36 .8134mm初选 D2=310，则齿轮端面模数 ms=D2/z2mmmm同时 ms还应满足 (2-9)3CmsTKm 为模数系数，取.mK033. 6minsm045. 8maxsm6.739,8.045,故满足设计要求。2.5.3 主、从动齿轮齿面宽 b1、b2的选择对于从动锥 齿轮齿面宽 b2，推荐不大于其节锥距 A2的倍，即，而且应223 . 0Ab 2b满足，一般也推荐 b22=0.155*310=48mmsmb102小齿轮齿面宽 b1。2.5.4 双曲面齿轮副偏移距E对于总质量较大的商用车 E-0.12)D2,取

15、 d2=31mm 且取 E20%A2,E=31mm2.5.5 中心螺旋角 主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选: =25+521zz+902Ed (2-10)1算得，选用 45 度。1 (2-11)1733. 0205.4823103122sin22bDE得=3 初选 3512其平均螺旋角为（）=4021212.5.6 螺旋方向通常来说，汽车主减速器小锥齿轮一般为左旋，而大齿轮为右旋。2.5.7 法向压力角。表 3-1 双曲面齿轮主要参数序号项目名称数值1小齿轮齿数Z192大齿轮齿数Z2463大齿轮齿面宽F484小齿轮轴线偏移距E315大齿轮分度圆直径d23106刀盘名义半径rd7小齿轮节锥角r

16、11252 218小齿轮中点螺旋角1459大齿轮中点螺旋角31455410大齿轮节锥角r276471811大齿轮节锥角顶点到小齿轮节锥轴线的距离Z12大齿轮节锥距A0 159.3413大齿轮齿顶角2 14大齿轮齿根角2 15大齿轮齿顶高h216大齿轮齿根高h217径向间隙C18大齿轮齿全高h19大齿轮齿工作高hg20大齿轮面锥角r0277413321大齿轮根锥角rR272222422大齿轮外圆直径d0223大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离X0224大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离Z025大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离Zr26小齿轮面锥角r011711427小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离G028

17、小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离BR29小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离B130小齿轮的外圆直径d0131小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离GR32小齿轮根锥角rR111592333最小齿侧间隙允许值Bmin34最大齿侧间隙允许值Bmax2.6 主减速器锥齿轮轮齿强度的计算2.6.1 单位齿长上圆周力主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用单位齿长圆周力来估算，即 Nmm (2-12)2bFp F作用在轮齿上圆周力。 从动齿轮的齿面宽，在此取。2b按发动机 最大转矩计算时 (2-13)21max2bnDikiTkpfgedD1为主动齿轮分度圆直径，D1的值不容易直接确定，但=，计算时将1D1D1zmsD1代

18、入计算，D1由于为最小值，如 D1满足设计要求，则 D1必定满足要求。当货车挂一档时，*1048*651.60*196. 0*1*06. 5*329*1*2p3当货车挂直接档时，*1048*651.60*196. 0*1*1*329*1*2p3按驱动轮打滑计算：(2-14)发现不满足许用应力值，但是，在现代汽车设计中，由于材料加工工艺等制造质量的提高，许用应力有时高出 20%-25%。而且，对于驱动轮打滑这种极限工况，在现代汽车应用中，发动机不可能提高这样大的转矩。因此此项值仅为极限工况下的一种检验，在计算数值偏差不是很大的情况下，可以认为满足设计要求。2.6.2 轮齿弯曲强度锥齿轮的齿根弯曲

19、应力为 (2-15)KS为尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，在这里 kS=（）为齿轮分配系数取V为质量系数当接触良好齿距及径向跳动精度高时，取为齿轮吃面宽。D 为齿轮的大端分度圆直径。JW为齿轮的轮齿弯曲应力综合系数。J（小齿轮），J（大齿轮）=0.252.对于从动齿轮，当 Tc=8314N*m 时，a700a7 .430310*48252. 0739. 61172. 01813410232wMPMP 当 Tc=2542N*m 时a200a0 .127310*48252. 0739. 61172. 0124521023w2MPMP 对于主动齿轮，当 Tc（换算

20、后）=1581N*ma700a6 .351651.60*8 .523 . 0739. 61172. 01158110232wMPMP 当 Tc（换算后）=494N*m 时a200a8 .109651.60*8 .523 . 0739. 61172. 0149410232wMPMP 2.6.3 轮齿的接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 (2-16)bJKKKKTKdCvfmspj301102mmNibDrmGpmmr/196310*232222T 为主动齿轮的计算转矩；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取/mm.表面质pCNfK量系数，取；J 计算接触应力的综合系数它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径

21、、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，选取 J。b 为 b1和 b2 中较小的一个，取 48mm。上述按 minTCE,TcS计算最大接触应力不应超过 2800MPa，按 Tcf 计算疲劳接触强度盈利不应超过 1750MPa。主从动齿轮的齿面接触应力是相同的。对于主动齿轮，当 Tc=1581N*ma2800a3 .2373172. 048110111115812651.606 .2323MPMPj当 Tc（换算后）=494N*m 时a1750a1326172. 04811011114942651.606 .2323MPMPj由以上结果可知，所选的各项参数满足设

22、计要求。3 差速器设计3.1 差速器齿轮主要参数选择3 行星齿轮数n行星齿轮数需根据承载情况来选择。通常情况下，轿车 n=2，货车和越野车 n=4.此n次设计的普通对称式圆锥行星差速器的行星齿轮数取 4。n3 行星齿轮球面半径 Rb的确定行星齿轮球面半径 Rb反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定： (3-1)3dbbTKR 式中：行星齿轮球面半径系数，对于有 4 个行星齿轮的载货汽车取小值；bK99. 252. 2bK差速器计算转矩,Td=minTce,Tcf=8134N*mdT代入上式，Rb行星齿轮节锥距 A0为：A00.99)Rb50.17)mm 取 A0=50m

23、m3 行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择为了使轮齿有较高的强度，行星齿轮的齿数 Z1应取少些，但 Z1一般不少于 10。半轴齿轮齿数 Z2在 1425 选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 Z2Z1在1520 的范围内。模数 m 应不小于 2.初取 Z1 =12，Z2=18，则 Z2Z1，2Z2Z1为整数的条件。3 行星齿轮和半轴齿轮节锥角及模数21,m行星齿轮和半轴齿轮节锥角分别为：21, (3-2)/arctan()/arctan(122211zzzz计算得：，69.331812arctan131.561218arctan2锥齿轮大端端面模数 m 为： 220110sin2sin2zAz

24、Am= 取 m 为 5mm行星齿轮节圆直径：d1=mz1=5*12=60mm半轴齿轮节圆直径：d2=mz2=5*18=90mm3 压力角目前，汽车差速器的齿轮大都采用 22.5的压力角，齿高系数为。最小齿数可减少到 10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为 20的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选 22.5的压力角。3 行星齿轮轴直径 d 及其深度 L 的确定行星齿轮轴直径 d(mm)为： (3-3) nlTdc1 . 11030式中：差速器传递的转矩，Nm；由上可知为

25、 8134Nm；0T行星齿轮的数目；在此为 4；nl行星齿轮支承面中点至锥顶的距离,ld2,d2为半轴齿轮齿面宽中点处的直径而 d2d2；支承面的许用挤压应力，在此取 98 MPa； c算得 m。行星齿轮在轴上的支承长度 L 为： (3-4)mm5 .321 . 1dL表 3-1 差速器半轴齿轮及行星齿轮参数表序 号项 目行星齿轮半轴齿轮1齿轮齿数 z12182端面模数 m553节圆直径 d60904节锥距 A050505节锥角 r56.316齿面宽 F157法向压力角 25258齿顶高 h9齿根高 h”10径向间隙 c11齿工作高 hg8812齿全高 h13齿根角 14面锥角 r015根锥角 rR16外圆直径 d013.2 差速器齿轮强度计算轮齿弯曲应力w()为:MPa (3-5)322102JndmbkkkTvmsw式中：n行星齿轮数；J为综合系数，取；b2半轴齿轮齿宽。d2半轴齿轮大端分度圆直径；T半轴齿轮计算转矩，0；ks、km、kv 按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取。当,min0csceTTT 时，980wMPa；计算得： MPaMPaww9806 .478350. 0270285 . 30 . 11 . 1666. 00 . 11028.59423所以，符合要求。4 齿轮的材料的选择及热处理a.主减速器锥齿轮的损坏形式主要