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1、辽宁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08-2学 号：姓 名：指导教师：2011. 12. 25完成日期：一、设计题目中型货车主减速器结构设计二、设计参数最高年速:98km/h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/1750kg 3060kg/5420kg最大爬坡度：30%汽车长宽高：1000mm/2000mm/2300mm变速器传动比：5. 06 4.016 3. 09 1.711 4.8轮胎型号：8. 25-16离地间隙:300mm张张份 天天天天天天天天前后
2、悬架长度:1100mm/1200mm三、设计要求（1）总装图（2）零件图（3）课程设计说明书（50008000字）四、进度安排（参考）（1）熟悉相关资料和参考图2（2）确定基本参数和主要结构尺寸2（3）设计计算3（4）绘制总装配草图4（5）绘制总装配图2（6）绘制零件图2（7）编写说明书3（8）准备及答辩3五、指导教师评成绩：指导教师日 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
3、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AbstractVelucle drive axle final drive is an lmponant part of the design of domestic and foreign cars tluough the main gear box stmcture and cliaractenstics of the analysis and calculations based on the given data, fiom the
4、 engines maximum power and maximum torque to start、to estimate the mam reducer transnussion ratio and the type of the selected gear. Design of the final drive geai; check its strength and selected active bevel gear reducei; differential axle gears and planetary gears Tluough theoietical calculations
5、 and the main gear box analysis of the actual work, a medium goods velucle designed to meet the requirements of the single-stage main ieduction gear.Keywords: final drive; bevel gear; deceleration devices; differential; drive axle目录1刖吕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
6、确定3 2.5锥齿轮主要参数的选择4 2.6主减速器锥齿轮轮齿强度的计算7 3差速器设计10 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151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成为未来减速装置的主流减
7、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。儿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，开拓和发展减速器和
8、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，即门1 ( GfCdA 3),=闪 maV a max(2-1)fmax tjt 360076140 丿A 为迎风面积。A = 0.78h = 0.78*2000*2300* 10-6 = 3.58F .Cd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 P”二81. 6kw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
9、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aP= (2-2)&为转矩适应性系数，一般在1. 1-1.3之间选取，此处&取1.1。匚 mnx=329 N2.3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，值应按下式來确定r,.n 0.377(2-3)y /一一车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为8.25-16,滚动半径为0.407m；tlp最大功率时的发动机转速，在此取260017mm；匕心汽车的最高车速，在此为98Kiii/min：G一一变速器最高挡传动比，为1
10、；对于其他汽车来说，为了用稍微降低最高车速的办法來得到足够的功率储备，主减速 比般比求得的要大10%25%取 /0 =5.0892.4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T“Tie = 2-4n式3.2紡一一变矩系数，由于不釆用液力变矩器，所以为1;血 变速器一挡传动比，在此取5. 06;主减速器传动比在此取5. 089;一一分动器传动比；由于不釆用分动器，所以为1;T发动机的输出的最大转矩，在此取329Nt” ；心一一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ko=l. 0, k为1:“一一该汽车的驱动桥数目在此取1;“传动系上传动部分
11、的传动效率，在此取0.96算得：T“二8134. 6N m按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩几_ Gjgcp.仃丄灯.Jm（2-5）a一满载状态下，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53116N0一轮胎对路面的附着系数，在此取0二0.85；-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：Tc=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刀丁T 一f 必(2-6)玖一日常行驶时的牵引力。取6246M算得：T 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，
12、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，计算转矩匸应取前面两种的较 小值；当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc取主动锥齿轮的计算转矩为T-=丄(2-7)式中，i。为主减速比；Tig为主、从动锥齿轮间的转动效率，对于双曲面齿轮副，当 io$6时，取85%,当iW6时，取90%。这里结合己有数据，取90%。算得：当 Tc=minTeTu=8134.6 时，T. =1776Nm当 1c=Tef 时，T;=555N m2.5锥齿轮主要参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数$和、从动锥齿轮大端分度圆直 径D：和端面模数孔、主、从动锥齿轮齿面宽S和5、双曲面齿轮副的偏移距
13、E、中点螺旋 角B、法向压力角a等。2.5.1主、从动锥齿轮齿数zi和z2因设计的车辆为商用车，所以原则上216 乂因主传动比为5. 089辽宁工程技术人学课程设计zl 二 6,z2二6*5. 089=30. 534zl=7,z2 =7*5. 089=35. 623zl=8,z2 =8*5. 089=40. 712zl 二9,z2 =9*5. 089=45. 901分析以上数据，当Z产9时，取得z2=45. 901,取46, z】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zi=9, z2二46。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D：会
14、影响驱动桥壳的离地间隙，减小D： 乂会影响跨置式 主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。D：可根据经验公式初选，即D2 = Knz 帧(2-8)K直径系数，一般取13.016.0；Tc一一从动锥齿轮的计算转矩，为Tee和Tcs中的较小者取其值为3229. 27Nm；由式3. 10得：比二(13.015. 3) 8134-6= (261.45321. 78)加加;初选 D：=310,则齿轮端面模数 m:=D2/z2=310/46=6. 739同时还应满足K”，为模数系数，取0.30.4.6. 739, 8. 045,故满足设计要求。Umin = 6033.vmax= &O45(2-9)2.
15、5.3主、从动齿轮齿面宽5、b2的选择对于从动锥 齿轮齿面宽b?,推荐不大于其节锥距A?的0.3倍，即“W0.34,而且 应满足力幻叫，一般也推荐0=0. 15520. 155*310二48mm小齿轮齿面宽 bx=l. 1x48. 05=52. 8mmc2.5.4双曲面齿轮副偏移距E对于总质量较大的商用车E(0. 100. 12)D：,取E二0. Id：二31mm且取E20%A：, E=31mm255中心螺旋角B主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:0 产 25 +(2-10)算得0】二45. 30,选用45度。Esing厂+ 2 2305=-1733H(2-H)2 2 得 =9.97。A=A-
