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1、 Word 资料 题目： 中型货车主减速器结构设计 一、设计题目 中型货车主减速器结构设计 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 变速器传动比 :5.06 4.016 3.09 1.71 1 4.8 额定载质量 :4830kg 轮胎型号 : 8.25-16 前后轴负荷 : 1900kg/1750kg 3060kg/5420kg 离地间隙 :300mm 前后悬架长度 :1100mm/1200mm 目录 1 前
2、言 . 1 2 主减速器设计 . 2 2.1 发动机最大功率的计算. 2 2.2 发动机最大转矩的计算. 2 2.3 主减速比的确定 . 2 2.4 主减速器计算载荷的确定 . 3 2.5 锥齿轮主要参数的选择. 5 2.6 主减速器锥齿轮轮齿强度的计算. 8 3 差速器设计 . 10 Word 资料 3.1 差速器齿轮主要参数选择 . 10 3.2 差速器齿轮强度计算 . 12 4 齿轮的材料的选择及热处理 . 13 5 结论 . 14 参考文献 . 15 Word 资料 1 前言 全世界围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
3、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，
4、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，开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景 Word 资料 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 max 3 max max 761403600 1 a D a T e v AC v Gf P(2-1) A 为迎风面积。 26 58.31
5、0*2300*2000*78.0h78.0mBA ； D C 空气阻力系数货车选为 0.8； f 对于载货汽车可取0.015-0.020 ，这里取 0.019； 算的 Pemax=81.6kw 货车柴油机达到最大功率时的发动机转速围是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 p e e n P T max max 9549(2-2) 为转矩适应性系数，一般在1.1-1.3 之间选取，此处取
6、1.1。 maxe T =329 mN. 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， 0 i 值应按下式来确定 Word 资料 gHa pr iv nr i max 0 377.0(2-3) 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； pn 最大功率时的发动机转速，在此取2600r/min ； maxa v 汽车的最高车速，在此为98Km/min ； gH 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办法来得到足够的功率储备，主减速 比 0 i 一般比求得的要大10% 25% 取 0 i=5.08
7、9 2.4 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 n iikiTk T fed ce 01max (2-4) 式 3.2 d k 变矩系数，由于不采用液力变矩器，所以为1； 1 i 变速器一挡传动比，在此取5.06; 0 i 主减速器传动比在此取5.089; f i 分动器传动比；由于不采用分动器，所以为1； maxeT 发动机的输出的最大转矩，在此取329 mN ; 0 k 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=1.0， k 为 1； n该汽车的驱动桥数目在此取 1； 传动系上传动部分的传动效率，在此取0.96 算得:
8、 Tce=8134.6N m 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 cs T Word 资料 mm 22 i r cs rmG T (2-5) 2 G 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 2 m 取 1.2 轮胎对路面的附着系数，在此取=0.85； mm i、 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=22050N m 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 cf T ni rF T mm rt cf (2-6) Ft日常行驶时的牵引力。取6246N 算得： cf
9、T = 2542N m 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 g0 i T T c z(2-7) 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i0 6 时，取 85% ，当 i06 时，取 90% 。这里结合已有数据，取90% 。 算得： 当 Tc=minTce,Tcs=8134.6 时， z T=1776N ?m 当 Tc= cf T时， z T=555N
10、 m Word 资料 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 1 z 和 2 z 、从动锥齿轮大端分度圆直 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。 2.5.1 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5.089 z1=6， z2=6*5.089=30.534 z1=7，z2 =7*5.089=35.623 z1=8，z2 =8*5.089=40.712 z1=9，z2 =9*5.089=45.901 分析以上数据，当z1=9 时，取得 z2
11、=45.901，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 3 2 2 cD TKD(2-8) 2D K直径系数，一般取13.016.0； Tc从动锥齿轮的计算转矩，为Tce和 Tcs中的较小者取其值为3229.27N?m； 由式 3.10 得： 2 D =（13.015.3） 3 6.8134 =（261.45321.78）mm； 初选 D2=310 mm，则齿轮端面模数 ms=D2/z2=310/46=6.739 mm 同时 ms还应满足 3 Cms TKm (2-9) m K 为模数系数，取 0.30.4. 033.6 mins m 045. 8 maxs m Word 资料 6.739,8.045,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
