《主减速器的结构论证和设计的案例分析》3400字

主减速器的结构论证和设计的案例分析综述目录TOC\o"1-2"\h\u5086主减速器的结构论证和设计的案例分析综述 167861.1主减速器基本作用 155191.2主减速比i0的确定 1164271.3主减速器主要参数的选择和校核计算 2212521.1.1.对于锥齿轮计算载荷的选择： 2288321.4锥齿轮主减速器齿轮主要参数的选择 4109511.4.1齿数的选择 4171651.4.3主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2 5263601.4.4双曲面齿轮副偏移距E 5128461.4.5中心螺旋角β 5297191.5主减速器锥齿轮轮齿强度计算 6108621.5.1单位齿长圆周力 679701.5.2锥齿轮轮齿弯曲强度的检验 756431.5.3锥齿轮轮齿接触强度的检验 81.1主减速器基本作用主减速器按照汽车中参加减速传动的齿轮副的数目分类，有单级式主减速器和双级式主减速器、双级减速配以轮边减速器等；由资料可知大传动比的中、重型汽车主要采用的是双级主减速器，其中双级减速器还有一种叫轮边减速器，这种减速器的第二级减速器齿轮有两副，而且分别放在车轮的两边；而轿车和一般轻、中型载货汽车都是采用的单级主减速器；它的结构是由一对锥齿轮所构成的，并且还具有构造简单、重量小、造价低、使用简单等优点[[]王望予.[]王望予.汽车设计 [M].北京：机械工业出版社 ,2004.8 ：114-1731）设计中选择的主减速比要保证汽车的动力性相对增强，还要使燃油经济性；2）外型尺寸要务必保证有良好的通过性；齿轮及其它传动部件的工作平稳；3）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构运动的协调性好；4）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性；5）结构简单调整方便、制造容易、加工工艺性好、结构简单、拆装；为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。[[][]袁敬琰,史振萍.低速载货汽车驱动桥的设计[J].河北农机,2016(11):52-51.通过查阅资料,并且根据一定的方案设计,按照其基本结构，所选的奥迪A6L为发动机前横置前轮驱动车辆,所以本设计主减速器采用单级主减速器,由于发动机横置,主减速器动力传输不用转向,所以汽车主减速锥齿轮的主动齿轮的设计采用双曲面齿轮设计。主传动传动比,齿轮的有效直径得到了有效的增加,从而减少可汽车的离地间隙,并且也会使从动齿轮热的处理比较困难。1.2主减速比i0的确定汽车的主减速器的形式、结构大小、重量多少以及当变速器在各个档位时,汽车的动力性和燃油经济性均由主减速比所决定的。在汽车主减速比的选择时，应该在对汽车进行总体设计的过程中，充分考虑汽车整个传动系的总传动比i，并且根据汽车的动力输出参数按照一定的计算所计算出来。也可以利用在不同情况下的总传动比i所对应的功率平衡图来探讨总传动比i对汽车动力性能的影响情况。并通过优化设计方案,对发动机与传动系统的参数作进行一个最佳匹配方案的选择,以此选择出一个总传动比i的值,从而达到一个最佳的动力性和燃油经济性目的。通过资料查阅，奥迪A6L这一款车的最大功率为140kw，在其相应的转速条件,主减速比的确定应该要保证有相对高的最大车速。 所以，主减速比的确定要由公式3-1来确定。rr=(3—1)综上并查阅资料可知奥迪 A 6 L的主减速比的值为：i01.3主减速器主要参数的选择和校核计算汽车的驱动桥的与地面之间的间隙 h、计算载荷以及主减速比i0，都是对汽车主减速器设计时所必须要求的一个基本参数，我们根据查阅资料并计算出的一个数据,即主减速比i0=4.272,驱动桥离地间隙为 h=117mm。1.1.1.对于锥齿轮计算载荷的选择：汽车主减速器齿轮的设计可以根据格里森和奥力康这两种方法来进行设计计算校核，本说明书采用了格里森齿制锥齿轮来计算主减速器的载荷，这种设计一般有以下三种设计方法。按汽车发动机的最大转矩和最低档所对应的传动比确定的从动锥齿轮的计算转矩T（3—2）kd——猛接离合器所产生的动载系数，取kdTemax——发动机最大转矩，由已知得 Temax=320K——液力变矩器变矩系数， K=1；i1——变速器一档传动比，i1=1.i0——主减速器传动比，io=4ŋ——发动机到万向传动轴之间的传动效率，取 ŋ=0.9；n——驱动桥数目， n=1；当驱动轮打滑时输出的转矩，计算从动齿轮的转矩T（3—3）G2——汽车满载状态下一个驱动器上的静载荷 由公式得：Gm2'——汽车最大加速度时的轴负荷转移系数，取m2 φ——轮胎与路面附着系数，取φ=0.85；rr——车轮滚动半径 , 由上可知轮胎规格为 225/55R18,由计算可得出rim——主减速器中两齿轮的传动比imȠm——主减速器中两齿轮相互传递效率，取Ƞ通过正常行驶时发动机的平均转矩确定出主减速器的计算转矩T（3—4）其中及（汽车在日常行驶时的平均牵引力为行驶时各阻力之和），但在日常行驶中，行驶路面水平，所以坡度阻力和加速阻力忽略不计。即：（3—5）Ga——为整车重力，Ga＝2310kgF—— 为滚动阻力系数， f=0.025；CD——为空气阻力系数，CDA—— 为迎风面积 ，A=1886mm×1475mm=2.78ua——为日常平均行驶车速，ua故，日常正常行驶时的转矩Tcf为(3—6）当我们在计算锥齿轮的最大应力时，计算转矩：主减速器锥齿轮的主动齿轮的平均计算转矩 ：（3—7）当计算齿轮的最大应力时：当计算齿轮的疲劳寿命时：1.4锥齿轮主减速器齿轮主要参数的选择1.4.1齿数的选择齿轮齿数选择的基本条件为：当i0<7时,主动齿轮的齿数Z1可取为7—12，为了磨合均匀，主动齿轮的齿数 Z1，从动齿轮的齿数Z2之间要尽量避免公约数的存在，为了得到理想的齿面重合度和高齿轮弯曲强度，。i0=4.272 主动齿轮齿数取Z1=9, 则, 则故:Z1=9Z2=381.4.2主减速器从动锥齿轮齿轮分度圆直径D2大小和齿轮端面模数ms压力角：选定压力角 α=20°D2（3—8）其中：KD2—为直径系数，一般为11.0—16.0，取KD2=15.0；Tc为从动锥齿轮的计算转矩（N·m由上公式可得出D2=239.902mm，近似可得D2=240mm，而同时ms（3—9）式中Km为模数系数，取当Km分别为0.3和0.4时因为，4.798mm<6.316mm<6.397mm，故满足设计要求。1.4.3主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2对于齿轮齿面宽b2的确定，其大小应该小于节距A2的0.3倍即b2≤0.3A2，而且从动齿轮的齿面宽应符合这一要求。对于弧形的齿轮，主动齿轮的齿面宽一般比从动齿轮的齿面宽大10%左右。参考该标准，初选=0.155×240=37.21.4.4双曲面齿轮副偏移距E对于总质量较大的商务车E≤（0.10~0.12）D2，取E=0.1D1.4.5中心螺旋角β对于双曲面齿轮，由于两齿轮的齿面宽是不相等的，所以需一一确定。通过在格里森齿制的计算方法进而选择确定出齿轮螺旋角的大小：（3—10）在这里代入数据，选用42°。对于双曲面齿轮传动，当确定了主动齿轮的螺旋角之后，可用下面的公式来确定从动锥齿轮的名义螺旋角；（3—11）式子中的ε为在齿轮偏移角的大小。（3—12）将上面数据代入式子中可以得，得ε=9.97°。所以选择。其平均螺旋角为：1.5主减速器锥齿轮轮齿强度计算在选定好齿轮的基本计算参数后，可以由所选定齿轮的的齿形，并通过查阅资料，计算出齿轮所必要的尺寸大小；并且再根据计算出来的的计算载荷进行校核，是否能够满足锥齿轮强度硬度以及疲劳寿命。1.5.1单位齿长圆周力为确定轮齿面的耐磨性质好坏，通常是根据计算出齿轮轮齿上面所承受的单位齿长圆周力来确定，即（3—13）其中：p为齿轮单位齿宽上的圆周力（N/mm）；F表示为作用在轮齿上的圆周力（N）；表示从动锥齿轮的齿面宽（mm）。按发动机最大转矩计算时（3—14）igD1——为主动锥齿轮分度圆直径。其中D1值不容易直接确定，但当汽车挂一档时，，将数据代入其中可得：当汽车挂直接档时N/mm按最大附着力矩计算时：（3—15）在现在的汽车设计生产中，由于各种技术的不断成熟，对于齿轮材料的获取以及各种加工工艺的不断提高，有时候会高出下表标准数值的20%—30%，按照此表格对照，故满足设计要求。1.5.2锥齿轮轮齿弯曲强度的检验由锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力公式：（3—16）——计算转矩，从动齿轮：、；主动齿轮：、。——为尺寸系数，。——为齿轮载荷分配系数，。——质量系数，。b——齿面宽，D——大端分度圆直径，。——弯曲应力系数，。对于从动齿轮：当时，可得：当时，可得：<200Mpa对于主动