货车主减速器结构设计车辆工程

..题目：中型货车主减速器构造设计一设题中型货主减速器构设计二设参驱动形式:4*2后驱轴距:4700mm轮距:1900mm/1900mm整备质量:3650kg额定载质量:4830kg前后轴负荷:1900kg/1750kg3060kg/5420kg前后悬架长度:1100mm/1200mm1前言12主减发动机最2发动机最2主减速比3主减速器3锥齿轮主5.

最高车速:98km/h最大爬坡度:30%汽车长宽高:7000mm/2000mm/2300mm变速器传动比:5.064.0163.091.7114.8轮胎型号:8.25-16离地间隙:300mm.word.zl.

.-主减速器3差速10差速器齿10差速器齿134145结论1516.

可修编-

..1前言全世界围的汽车数量越来越多，汽车工业的开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,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.其应用从大动力的传输工作，到小负荷，准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开展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，因此，开拓和开展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景..word.zl.

Dan.-Dan2

主减速器设计2.1发动机最大功率的计算假设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Pe

T

Av

3

a

A为迎风面积。

A0.78B0.78**2300*10

2

；C

D

空气阻力系数货车选为0.8f

对于载货汽车可取0.015-0.020这里取0.019算的P

=81.6kw货车柴油机到达最大功率时的发动机转速围是1800r/min-2600r/min在此选择n=2600r/minp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。更不能用单一方法或措施去预测和防治矿震。因此要对矿震进展分类，并且出现了多种分类方法2.2发动机最大转矩的计算

P9549maxp为转矩适应性系数，一般在1.1-1.3之间选取，此1.1。T

e

=329

..

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ii.ii.2.3主减速比确实定对于具有很大功率的轿车、客车、长途公共汽车，0应按下式来确定i0

v

rnrpiagH

r

r

——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为8.25-16，滚动半径为0.407m

——最大功率时的发动机转速，在此取2600r/min；

——汽车的最高车速，在此为98Km/min；i

——变速器最高挡传动比，为1；对于其他汽车来说，为了用稍微降低最高车速的方法来得到足够的功率储藏，主减速比0一般比求得的要大10%~25%取

i

=5.0892.4主减速器计算载荷确实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T

ceTce

Tkiiidemax1fn

i

——变矩系数，由于不采用液力变矩器，所以为1；——变速器一挡传动比，在此取5.06;i0

——主减速器传动比在此取5.089;i

f

——分动器传动比；由于不采用分动器，所以为1；T

emax

——发动机的输出的最大转矩，在此取329Nk

0

——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k=1.0k0为1；

——该汽车的驱动桥数目在此取1；——传动系上传动局部的传动效率，在此取0.96..word.zl.

cf.-cf算得:T=8134.6N·mce按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩GmT22rim

T

——满载状态下，一个驱动桥上的静载荷，该车为后轮驱动，故驱动桥的静载荷即为后轴的载荷。为53116N

取1.2

——轮胎对路面的附着系数，在此取=0.85；

m

、i

m

——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比，均取1.算得：Tcs按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩FrtrimF—日常行驶时的牵引力。取6246Nt算得：

T

T

=由式3.2和式3.3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3.4求得的日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩T应取前面两种的较c小值；当计算锥齿轮疲劳寿命时，T取T。C主动锥齿轮的计算转矩为

i

式中，i为主减速比；η为主、从动锥齿轮间的转动效率，对于双曲面齿轮副，当iog≥6时，取85%，当i时，取90%。这里结合已有数据，取90%。0

0.

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czzczzD.算得：cecsT

2.5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直径D和端面模数m主、从动锥齿轮齿面宽b和b、双曲面齿轮副的偏移距、中点螺2s12旋角β、法向压力角α等。主zz

因设计的车辆为商用车，所以原那么上z≥6又因主传动比为5.0891z1=6z1=7=7*5.089=35.623z1=8=8*5.089=40.712z1=9=9*5.089=45.901……分析以上数据，当z=9时，取得z=45.901取46，z不是很大，且9与46有公约121数经过验证负荷要求。因此初选z=912从对于单级主减速器，增大尺寸D会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D又会影响跨置22式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。D可根据经历公式初选，即2D

K

c

K——直径系数，一般取13.0T—从动锥齿轮的计算转矩，为T和T中的较小者取其值为3229.27N；cce由式3.10得：D

=〔13.0

=〔261.45～321.78mm；..word.zl.

应.-应初选D=310，那么齿轮端面模数m/z=310/46=6.7392s22

同时m还应满足s

ms

3

C

K

m

为模数系数，取0.3～0.4

.6.739,<8.045,故满足设计要求。

min主bb对于从动锥齿轮齿面宽b不大于其节锥距A的0.3倍22

bA22满足

ms

，一般也推荐b=0.155D=0.155*310=48mm22小齿轮齿面宽b1双

E对于总质量较大的商用车E≤(0.10--0.12)D,取E=0.1d=31mm且取E≤2220%A,E=31mm2中β主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:

zz

算得=45.30选用45度。sin

Db2

48.05

=9.97º

初选35º其平均螺旋角为〔螺

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。.

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..法载货汽车一般选用的压力角，所以在这里初选22.5°。齿

g

02

02

.

.word.zl.

mz.-mz

02

0

01

0

1

01

min

2.6主减速器锥齿轮轮齿强度的计算单主减速器齿轮的外表耐磨性，常常用单位齿长圆周力来估算，即——作用在轮齿上圆周力。

F

——从动齿轮的齿面宽，在此取52.8mm按发动机最大转矩计算时2kimaxgfpb2D为主动齿轮分度圆直径D的值不容易直接确定，但11

D

D

=s1=60.651mm计算时将D′代入计算D′由于为最小值，如D′满足设计要求，那么D必定满足要111求。当货车挂一档时，p

2*1*329*5.06*1*1*60.651*48

.

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..p

2*1*329*1*1*0.961*60.651*

p

2r*103Nbi2m

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。轮K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S这里k为齿轮分配系数取为质量系数当接触良好齿距及径SV向跳动精度高时，取1.b为齿轮吃面宽。D为齿轮的大端分度圆直径。J为齿轮的轮齿弯曲应力综合系数。〔小齿轮〕=0.3〔大齿轮〕=0.252.c

w2

0.252*

430.7MPaMPc

’

24520.252*

MP200MPc

w2

30.726.7390.352.8*

MP700MPcw轮

349452.8*

MPMP锥齿轮轮齿的齿面接触应力为..word.zl.

sfCsfCK

j

CTKK

T为主动齿轮的计算转矩；p料的弹性系数钢制齿轮副取232.6/mm.f外表质量系数，取1.0；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、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=0.172为b1和b2较小的一个，取48mm。上述按min[T,T]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一样的。对于主动齿轮，当Tc=1581N*m

j

232.6215811

2373.3aMPc

j

60.6511

MPa1750MPa由以上结果可知，所选的各项参数满足设计要求。3速3.1差速器齿轮主要参数选择行n行星齿轮数n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.

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12AA12AA12.次设计的普通对称式圆锥行星差速器的行星齿轮数取4行R确实b

行星齿轮球面半径R反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力经历公式b来确定：RK

T

式中KTd

~bb——差速器计算转矩,T=min[T,T]=8134N*mdce代入上式，R=50.68mmb行星齿轮节锥距A为：A=(0.98=(49.67—50.17)mm取A=50mm00b0行为了使轮齿有较高的强度，行星齿轮的齿数Z应取少些，但Z一般不少于。半轴11齿轮齿数Z在14用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比Z／Z在1～2212．0的围。模数m应不小于2.初取Z=12，Z=18那么／Z=1.5，2Z／Z为整数的条件。122121行

,1

数m

,2

计算得：

arctan(/z)12arctan(z/z)21

1

arctan

33.69

2

arctan

56.31锥齿轮大端端面模数m为：0sinz12行星齿轮节圆直径：d=mz=5*12=60mm11半轴齿轮节圆直径：d=mz=5*18=90mm22..word.zl.

.-压

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。行d及确行星齿轮轴直径d(mm)：01.1式中：

T

——差速器传递的转矩，N·m；由上可知为8134N·m；

——行星齿轮的数目；在此为4；l——行星齿轮支承面中点至锥顶的距离,l′为半轴齿轮齿面宽中点处的直22径而d′≈0.8d；22——支承面的许用挤压应力，在此取98MPa；算得d=29.55mm。行星齿轮在轴上的支承长度L：d32.5mm

0

’〞c

g

.

可修编-

ww.ww.

0

01

3.2差速器齿轮强度计算轮齿弯曲应力()为:kd式中：

n——行星齿轮数；——为综合系数，取0.225b2——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，T=0.6T；0ks、kv按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取。当

Tmin[]

时，

[]980MPaw

；计算得：

594.280.6660.350

MPa所以，符合要求