1、題目：中型貨車主減速器結(jié)構(gòu)設計Word資料一、設計題目中型貨車主減速器結(jié)構(gòu)設計二、設計參數(shù)驅(qū)動形式:4*2后驅(qū)軸距：4700mm輪距：1900mm/1900mm整備質(zhì)量：3650kg額定載質(zhì)量:4830kg前后軸負荷：1900kg/1750kg 3060kg/5420kg前后懸架長度：1100mm/1200mm最高車速:98km/h最大爬坡度：30%汽車長寬高：7000mm/2000mm/2300mm變速器傳動比：5.06 4.016 3.09 1.71 1 4.8輪胎型號:8.25-16離地間隙:300mm目錄1前言12主減速器設計 22.1 發(fā)動機最大功率的計算22.2 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的計

2、算 22.3 主減速比的確定22.4 主減速器計算載荷的確定.32.5 錐齒輪主要參數(shù)的選擇 52.6 主減速器錐齒輪輪齒強度的計算 83差速器設計1(3.1 差速器齒輪主要參數(shù)選擇 103.2 差速器齒輪強度計算124齒輪的材料的選擇及熱處理 135結(jié)論1參考文獻11前言全世界圍的汽車數(shù)量越來越多，汽車工業(yè)的發(fā)展水平成為了衡量一個國家整體工業(yè)水 平和綜合經(jīng)濟實力的標志之一，充分顯示出其巨大的經(jīng)濟效益和社會效益。隨著科學技術(shù) 的不斷進步，和高尖端技術(shù)在各個方面更為廣泛的應用，機械系統(tǒng)和機械產(chǎn)品對于傳動裝置 尤其是減速器等減速裝置的要求也在不斷的提升，那些能在小空間小體積下提供大傳動比、 高輸出

3、扭矩、低輸出轉(zhuǎn)速的減速器將成為未來減速裝置的主流減速器是一種動力傳達機構(gòu)，利用齒輪的速度轉(zhuǎn)換器，將發(fā)動機機的回轉(zhuǎn)數(shù)減速到所 要的回轉(zhuǎn)數(shù)，并得到較大轉(zhuǎn)矩的機構(gòu)。在目前用于傳遞動力與運動的機構(gòu)中，減速器的應 用圍相當廣泛。幾乎在各式機械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡，從交通工具的船舶、 汽車、機車，建筑用的重型機具，機械工業(yè)所用的加工機具及自動化生產(chǎn)設備，到日常生 活中常見的家電，鐘表等等.其應用從大動力的傳輸工作，到小負荷，精確的角度傳輸都可 以見到減速器的應用，且在工業(yè)應用上，減速器具有減速及增加轉(zhuǎn)矩功能。因此廣泛應用 在速度與扭矩的轉(zhuǎn)換設備減速器和齒輪的設計與制造技術(shù)的發(fā)展，在一定程度上標志

4、著一個國家的工業(yè)水平， 因此，開拓和發(fā)展減速器和齒輪技術(shù)在我國有廣闊的前景2主減速器設計2.1發(fā)動機最大功率的計算若給出了預期的最高車速，選擇的汽車發(fā)動機功率應大體等于，但不小于以最高車速 行駛時行駛阻力之和，即Pemax1GfCdA 3- Va max V a maxt 360076140(2-1)A 為迎風面積。A 0.78Bh 0.78* 2000* 2300*10 6 3.58m2 .Cd空氣阻力系數(shù) 貨車選為0.8;f對于載貨7車可取0.015-0.020,這里取0.019;算的 Pemax=81.6kW貨車柴油機達到最大功率時的發(fā)動機轉(zhuǎn)速圍是1800r/min-2600r/min在

5、此選擇 np=2600r/min存在不同種類，不能用同一機理去解釋不同礦震的成因和現(xiàn)象。更不能用單一方法或 措施去預測和防治礦震。因此要對礦震進行分類，并且出現(xiàn)了多種分類方法2.2 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的計算Temax 9549 mx(2-2)np為轉(zhuǎn)矩適應性系數(shù)，一般在1.1-1.3之間選取，此處 取1.1。Temax =329 N.m2.3 主減速比的確定對于具有很大功率的轎車、客車、長途公共汽車，i0值應按下式來確定(2-3)r/pi00.377-va maxigHr車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為8.25-16 ,滾動半徑為0.407m；np 最大功率時的發(fā)動機轉(zhuǎn)速，在此取 2600r/m

6、in ；vamax 汽車的最高車速，在此為 98Km/min ；igH 變速器最高擋傳動比，為1;對于其他汽車來說，為了用稍微降低最高車速的辦法來得到足夠的功率儲備，主減速 比i0一般比求得的要大10% 25%取 i0=5.0892.4主減速器計算載荷的確定按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tce_kdTemaxki1ifi0Tce (2-4)n式3.2kd 變矩系數(shù)，由于不采用液力變矩器，所以為 1;i1 變速器一擋傳動比，在此取5.06;i0 主減速器傳動比在此取5.089;if 分動器傳動比；由于不采用分動器，所以為 1;Temax發(fā)動機的輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取 32

7、9 N m;k0 結(jié)合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般的載貨汽車取k0=1.0, k為1;n該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取1;傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.96算得：Tce=8134.6N m按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩TcsWord資料Word資料G2 m2Tcs -(2-5)mi mG2 滿載狀態(tài)下，一個驅(qū)動橋上的靜載荷，該車為后輪驅(qū)動，故驅(qū)動橋的靜載荷即 為后軸的載荷。為53116Nm2 取 1.2輪胎對路面的附著系數(shù)，在此取=0.85;m、im 分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比，均取1.算得:Tcs=22050N m按汽車日常行駛

8、平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tcf(2-6)Tcf工i m mnFt日常行駛時的牽引力。取 6246N算得:Tcf = 2542N m由式3.2和式3.3求得的計算轉(zhuǎn)矩，是作用到從動錐齒輪上的最大轉(zhuǎn)矩，不同于用式3.4求得的日常行駛平均轉(zhuǎn)矩。當計算錐齒輪最大應力時，計算轉(zhuǎn)矩Tc應取前面兩種的較小值；當計算錐齒輪疲勞壽命時，Tc取Tcf。主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為|0 g式中，io為主減速比；"g為主、從動錐齒輪間的轉(zhuǎn)動效率，對于雙曲面齒輪副，當i0>6時，取85% 當i°06時，取90% 這里結(jié)合已有數(shù)據(jù)，取 90%算得：當 Tc=minT ce,Tcs=8134.6

9、 時，Tz=1776N ?m當 Tc=Tcf 時，Tz=555N m2.5錐齒輪主要參數(shù)的選擇主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和Z2、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms、主、從動錐齒輪齒面寬bi和b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角B、法向壓力角a等。2.5.1 主、從動錐齒輪齒數(shù)zi和Z2因設計的車輛為商用車，所以原則上 ZR6又因主傳動比為5.089z1=6, z2=6*5.089=30.534z1=7, z2 =7*5.089=35.623z1=8, z2 =8*5.089=40.712z1=9, z2 =9*5.089=45.901分析以上數(shù)據(jù)，當z1=9時

10、，取得z2=45.901,取46, z1不是很大，且9與46沒有公約數(shù)經(jīng)過驗證負荷要求。因此初選 z1=9 , z2 =46。2.5.2 從動錐齒輪大端分度圓直徑 D2和端面模數(shù)ms對于單級主減速器，增大尺寸 D2會影響驅(qū)動橋殼的離地間隙，減小D2又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。D2可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即D2KD23 Tc(2-8)KD2 直徑系數(shù)，一般取13.016.0;Tc從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，為 Tce和Tcs中的較小者取其值為3229.27NM;由式3.10得:D2= (13.015.3)如8134.6=(261.45321.78) mm；初選 D2=310m

11、m,則齒輪端面模數(shù) ms=D2/z2=310/46=6.739 mm(2-9)同時ms還應滿足msKmVTCKm為模數(shù)系數(shù)，取0.30.4.ms minms max6.0338.0456.739,<8.045，故滿足設計要求。2.5.3 主、從動齒輪齒面寬bi、b2的選擇對于從動錐齒輪齒面寬b2,推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2 0.34，而且b2應滿足 b2 10ms , 一般也推薦 b2=0.155D 2=0.155*310=48mm小齒輪齒面寬 b1=1.1 48.05=52.8mm。2.5.4 雙曲面齒輪副偏移距E對于總質(zhì)量較大的商用車 E 0 (0.10-0.12)D

12、2,取 E=0.1d2=31mm 且取 E< 20%A,E=31mm2.5.5 中心螺旋角(3主動齒輪中點處的螺旋角可按下式初選1=25o+5o z2 +90o-(2-10) z1d2算得 1=45.30,選用45度。sinED2b2T 2231310 48.0522得=9.97 o0.1733(2-11)21=35.03o 初選 35o1其平均螺旋角為-(12) =40o22.5.6螺旋方向通常來說，汽車主減速器小錐齒輪一般為左旋，而大齒輪為右旋2.5.7 法向壓力角載貨汽車一般選用22.5。的壓力角，所以在這里初選22.5 o2.5.8 齒輪基本參數(shù)表3-1雙曲面齒輪主要參數(shù)序號項目

13、名稱數(shù)值Z1小齒輪齒數(shù)2大齒輪齒數(shù)Z2463大齒輪兇卸竟F484小齒輪軸線偏移距E315大齒輪分度圓直徑d23106刀盤名義半徑rd152.47小齒輪節(jié)錐角r112 52 21 "8小齒輪中點螺旋角3145°9大齒輪中點螺旋角331 4554 "10大齒輪節(jié)錐角r276 4718 "11大齒輪節(jié)錐角頂點到小齒輪節(jié)錐軸線Z-0.02的距離12大齒輪節(jié)錐距A0159.3413大齒輪齒頂角20.904°14大齒輪齒根角824.414°15大齒輪齒頂局h21.86816大齒輪齒根高h210.48117徑向間隙C1.36418大齒輪齒全高h12

14、.34919大齒輪齒工作高hg10.98520大齒輪面錐角ro277 4133 "21大齒輪根錐角rR272 22'24 "22大齒輪外圓直徑d02310.85423大齒輪外緣至小齒輪軸線的距離X0234.59124大齒輪面錐頂點至小齒輪軸線的Zo-0.682距離25大齒輪根錐頂點至小齒輪軸線的距離Zr1.84026小齒輪面錐角ro11711'4 27小齒輪面錐頂點至大齒輪軸線的距離Go-3.59228小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離Br151.80329小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線的距離B1101.58430小齒輪的外圓直徑d0191.67131小齒輪根錐頂點至

15、大齒輪軸線的距離Gr3.76732R111 59'23小齒輪根錐角33最小齒側(cè)間隙允許值Bmin0.20034最大齒側(cè)間隙允許值Bmax0.2702.6主減速器錐齒輪輪齒強度的計算2.6.1 單位齒長上圓周力主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用單位齒長圓周力來估算，即Fp N/mm(2-12)b2F作用在輪齒上圓周力。b2 從動齒輪的齒面寬，在此取 52.8mm按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時2kdTemaxkigi(2-13)nD也D1為主動齒輪分度圓直徑,Di的值不容易直接確定，但 D1 D1 = msz1=60.651mm ,計算時將Di'代入計算，Di'由于為最小值，如Di&

16、#39;滿足設計要求，則Di必定滿足要求當貨車掛一檔時,2*1* 329* 5.06* 1*0.963p *10 =1097.9N/mm1*60.651*48當貨車掛直接檔時,按驅(qū)動輪打滑計算:2* 1* 329* 1*1* 0.961*60.651*48*10 3=216.9N/mm2G2 m2D2b2im-L*103m1963N/mm(2-14)發(fā)現(xiàn)不滿足許用應力值，但是，在現(xiàn)代汽車設計中，由于材料加工工藝等制造質(zhì)量的 提高，許用應力有時高出20%-25%而且，對于驅(qū)動輪打滑這種極限工況，在現(xiàn)代汽車應 用中，發(fā)動機不可能提高這樣大的轉(zhuǎn)矩。因此此項值僅為極限工況下的一種檢驗，在計算 數(shù)值偏差

17、不是很大的情況下，可以認為滿足設計要求。2.6.2 輪齒彎曲強度 錐齒輪的齒根彎曲應力為（2-15）Ks為尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，在這里ks= （6.739/25.4） 0.25=0.72.km為齒輪分配系數(shù)取l.kv為質(zhì)量系數(shù)當接觸良好齒距及徑向跳動精度高時，取1.b為齒輪吃面寬D為齒輪的大端分度圓直徑。JW為齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)。J （小齒輪）=0.3, J（大齒輪）=0.252.對于從動齒輪，當 Tc=8314N*m 時，2 103 81341 0.72 1w21 6.739 0.252 48*310430.7MPa700MPa當 Tc=

18、2542N*m 時w232 102452 1 0.72 11 6.739 0.252 48* 310127.0MPa200MPa對于主動齒輪，當 Tc （換算后）=1581N*m32 101581 1 0.72 1w 2 _1 6.739 0.3 52.8* 60.651當Tc （換算后）=494N*m時_3_2 10494 1 0.72 1351.6MPa700MPaw21 6.7392.6.3輪齒的接觸強度0.3 52.8*60.651109.8MPa200MPa錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為Cp .2TK0KsKmKf 103d1 .1KvbJ（2-16）T為主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩；Cp材料的彈

19、性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6 N /mm. Kf表 面質(zhì)量系數(shù)，取1.0； J計算接觸應力的綜合系數(shù)它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，選取J=0.172O b為b1和b2中較小的一個，取 48mm。上述按minTCE,TcS計算最大接觸應力不應超過2800MPa,按Tcf計算疲勞接觸強度盈 利不應超過1750MPa。主從動齒輪的齒面接觸應力是相同的。對于主動齒輪，當 Tc=1581N*m2373.3MPa 2800MPa1326MPa 1750MPa232.6 2 1581 1 1 1 1 103 j 60.651

20、1 48 0.172當Tc （換算后）=494N*m時232.6 ,2 494 1 1 1 1 103 j 60.6511 48 0.172由以上結(jié)果可知，所選的各項參數(shù)滿足設計要求。3差速器設計3.1 差速器齒輪主要參數(shù)選擇3.1.1 行星齒輪數(shù)n行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來選擇。通常情況下，轎車 n=2,貨車和越野車n=4.此 次設計的普通對稱式圓錐行星差速器的行星齒輪數(shù)n取4。3.1.2 行星齒輪球面半徑Rb的確定行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗公式 來確定：Rb Kb3T；(3-1)式中：Kb 行星齒輪球面半徑系數(shù)，Kb 2.52 2.99,對于

21、有4個行星齒輪的載貨汽車取小值；Td 差速器計算轉(zhuǎn)矩，Td=minTce,Tcf=8134N*m代入上式，Rb=50.68mm行星齒輪節(jié)錐距 A0為：A0=(0.980.99)R=(49.6750.17)mm 取 A0=50mm3.1.3 行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)的選擇為了使輪齒有較高的強度，行星齒輪的齒數(shù) Zi應取少些，但 乙一般不少于10。半軸 齒輪齒數(shù)Z2在1425選用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比 Z2/Z1在1 . 5 2. 0的圍。模數(shù)m應不小于2.初取 Zi =12, Z2=18,則 Z2/Zi=1.5, 2Z2/Z1 為整數(shù)的條件3.1.4 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角1,

22、 2及模數(shù)m行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角1，2分別為:(3-2)1 arctan(z1 / z2)2 arctan(z2/z1)計算得:1121 arctan 一18錐齒輪大端端面模數(shù)33.69 ,arctan 史 1256.31行星齒輪節(jié)圓直徑:m為:2 Ao2 Aom -sin 1 -sin 2=4.62 錯慶ZiZ2d=mz 1=5*12=60mm取m為5mm半軸齒輪節(jié)圓直徑：d2=mz 2=5*18=90mm3.1.5 壓力角目前，汽車差速器的齒輪大都采用 22.5的壓力角，齒高系數(shù)為0.8。最小齒數(shù)可減少到10,并且在小齒輪(行星齒輪)齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒 輪的

23、齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數(shù)比壓力角為20°的少，故可以用較大的模數(shù)以提高輪齒的強度。在此選225 的壓力角3.1.6 行星齒輪軸直徑d及其深度L的確定(3-3)行星齒輪軸直徑d(mm)為:1.1 c nl式中:T0 差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm；由上可知為8134Nm；n 行星齒輪的數(shù)目；在此為4;l 行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，l=0.5d2,d2為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑而 d2 書.8d2；c 支承面的許用擠壓應力，在此取 98 MPa；算得 d=29.55mm。行星齒輪在軸上的支承長度L為：L 1.1d 32.5mm(3-4)表3-1差速

24、器半軸齒輪及行星齒輪參數(shù)表1齒輪齒數(shù)z12182端面模數(shù)m553節(jié)圓直徑d60904節(jié)錐距A050505節(jié)錐角r33.69 °56.31 °6的回見F1515.77法向壓力角a25°°258一、. '齒頂局h5.0282.9729齒根局h3.9125.96810徑向間隙c0.9910.99111齒，作局hg8812齒全高h8.9918.99113齒根角84.474 °6.807 °14面錐角r038.164°60.784 °15根錐角rR29.216°49.503 °16d0168.30

25、793.2973.2差速器齒輪強度計算2T kskm310 kvmb2d2Jn(3-5)輪齒彎曲應力w（MPa）為：w式中：n行星齒輪數(shù)；J為綜合系數(shù)，取0.225;b2半軸齒輪齒寬。d2半軸齒輪大端分度圓直徑；T半軸齒輪計算轉(zhuǎn)矩，T=0.6To;ks、km、kv按主減速器齒輪強度計算的有關(guān)數(shù)值選取 當 To min Tce,s時 w 980 MPa .計算得:2 594.28 103 1.0 0.666 1.11.0 3.5 28 70 2 0.350478.6MPaw 980MPaWord資料所以，符合要求。4齒輪的材料的選擇及熱處理a.主減速器錐齒輪的損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕、磨損和擦傷 等。汽車主減速器用的弧齒準雙曲面錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造，在此，齒輪所 采用的鋼為20CrMnTi。用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到5864HRC 為改善