人人文库网 > 图纸下载 > 毕业设计 > 重型卡车主减速器及差速器的设计【汽车类】【6张CAD图纸】【优秀】

重型卡车主减速器及差速器的设计论文.doc

重型卡车主减速器及差速器的设计【汽车类】【6张CAD图纸】【优秀】

资源目录

重型卡车主减速器及差速器的设计【汽车类】【6张CAD图纸】【优秀】.rar

重型卡车主减速器及差速器的设计论文.doc---(点击预览)

重型卡车主减速器及差速器的设计开题报告.doc---(点击预览)

双级主减速器装配图.dwg---(点击预览)

压缩包内文档预览：(预览前20页/共45页)

编号：403993 类型：共享资源大小：1.19MB 格式：RAR 上传时间：2015-02-12 上传人：上*** IP属地：江苏

45
积分

版权申诉 word格式文档无特别注明外均可编辑修改；预览文档经过压缩，下载后原文更清晰！ 立即下载

关键词：: 重型卡车主减速器差速器设计汽车 cad图纸

资源描述：

重型卡车主减速器及差速器的设计

43页 15000字数+说明书+任务书+开题报告+6张CAD图纸【详情如下】

中间轴.dwg

中间轴盖.dwg

主动锥齿轮.dwg

从动圆柱齿轮.dwg

任务书.doc

半轴齿轮.dwg

双级主减速器装配图.dwg

封皮.doc

答辩相关材料.doc

设计图纸6张.dwg

过程管理封皮.doc

重型卡车主减速器及差速器的设计开题报告.doc

重型卡车主减速器及差速器的设计论文.doc

QQ截图20150211132053.gif

QQ截图20150211132134.gif

半轴齿轮.gif

从动圆柱齿轮.gif

全部文件.gif

双级主减速器.gif

中间轴.gif

中间轴盖.gif

重型卡车主减速器及差速器的设计.gif

主动锥齿轮.gif

摘要

本设计是重型卡车主减速器及差速器的设计。主减速器设计时根据给定的基本参数计算出主减速比，根据计算得到的主减速比选取主减速器类型为双级主减速器；与单级主减速器相比，在保证离地间隙相同时还得到很大的传动比，并且还拥有结构紧凑，噪声小，使用寿命长等优点。差速器根据主减速器的设计和以往的经验借鉴选取为结构简单、工作性能平稳、制造方便的对称式圆锥行星齿轮差速器。本设计主要内容包括：双级主减速器和对称式圆锥行星齿轮差速器各个零件参数的设计和校核过程。主减速器结构的选择、主、从动锥齿轮的设计、轴承的校核；差速器结构的选择、行星齿轮、半轴齿轮的设计和校核。

关键词：重型载货汽车；双级主减速器；差速器；齿轮；校核

ABSTRACT

This design is designs a structure to the truck to be reasonable, work related reliable two-stage main gear box. This two-stage main gear box is composed of two level of gear reductions. Compares with the single stage main gear box, when the guarantee ground clearance is the same may obtain the very great velocity ratio, and also has the structure to be compact, the noise is small, service life long and so on merits. This article elaborated the two-stage main gear box each components parameter computation and the selection process, and through computation examination. The design mainly includes: Main gear box structure choice, host, driven bevel gear's design, bearing's examination. The main reducer in the transmission lines used to reduce vehicle speed, increased the torque , it is less dependent on the bevel of more gear drive of less bevel gear . Purchase of the longitudinal engine automobiles, the main bevel gear reducer also used to change the driving force for the direction of transmission.

Key words: Truck；Two-stage Main Reduction Gear；compensating gear；Gear；Check

摘要I

AbstractII

第1章绪论1

1.1 概述1

1.2 主减速器及差速器的结构形势分析2

1.2.1 主减速器的减速形式与齿轮类型2

1.2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案3

1.2.3 差速器的结构形式5

1.3 设计内容5

第2章主减速器的结构设计6

2.1 主减速器传动比的计算6

2.2 主减速齿轮计算载荷的确定7

2.3 主减速器齿轮基本参数的选择10

2.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算12

2.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算12

2.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度校核13

2.5二级圆柱齿轮模数的确定15

2.6双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择17

2.7齿轮的校核18

2.8本章小结19

第3章轴承的选择和校核20

3.1主减速器齿轮上作用力的计算20

3.2轴和轴承的设计计算22

3.3主减速器齿轮轴承的校核23

3.4本章小结26

第4章轴的设计27

4.1主动圆锥齿轮轴的结构设计27

4.2 中间轴的结构设计28

4.3主动锥齿轮轴的校核28

4.4中间轴的校核30

4.5 本章小结32

第5章差速器的设计33

5.1 差速器的结构形式及选择33

5.2差速器齿轮基本参数选择33

5.3差速器齿轮强度计算36

5.4本章小结36

结论37

致谢38

参考文献39

附录40

第1章绪论

1.1 概述

1、主减速器及差速器的概述

汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力[1]。1.2.3 差速器的结构形式

差速器的结构形式由多种，主要分为普通对称式圆锥行星齿轮差速器和防滑差速器。其中，防滑式差速器右分为自锁式和强制锁止式。

普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳、2个半轴齿轮，4个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等有点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上。有些越野车也采用了这种结构。

由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。

1.3 设计内容

设计主要内容包括：双级主减速器和对称式圆锥行星齿轮差速器各个零件参数的设计和校核过程。主减速器结构的选择、主、从动锥齿轮的设计、轴承的校核；差速器结构的选择、行星齿轮、半轴齿轮的设计和校核。

第2章主减速器的结构设计

2.1 主减速器传动比的计算

1、轮胎滚动半径的确定

基本参数如下表2.1：

表2.1基本参数表

名称代号参数

驱动形式4×2

装载质量／t10

总质量／t17.26

发动机最大功率／kw及转速／r／min-154.56-3000

发动机最大转矩／N.m及转速／r／min-800-1300

轮胎型号11.00-20-16

变速器传动比7.034 1.0

最高车速／km／h70

由上表可知载货汽车的轮胎型号为11.0-20-16，查表可知

=1085

R=F/2PI （2.1）

根据轮胎型号已知为斜交轮胎F取2.99，PI取3.1415926，求得：

R=0.516

2、主减速比的确定

主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同下的功率平衡图来研究对汽车动力性的影响。对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性[2]。

结论

通过给定的基本参数，对题目的主减速器及差速器进行设计。通过对主减速器中主传动比的计算，知道所要设计主减速器的传动比较大，单级主减速器不能满足设计所需要的主传动比，为了满足计算所得的传动比，并能使汽车的离地间隙增大，选择设计成双级主减速器。通过给定的参数，合理分配一、二级啮合齿轮的传动比。运用经验公式对各个齿轮进行设计，并用强度公式进行校核，使其满足强度要求。根据以往的设计经验和实际情况选择差速器类型为对称式圆锥行星齿轮差速器，结合题目确定行星齿轮数，并通过参数运用经验公式进行齿轮设计计算，并对设计的车轮进行校核，使其强度满足要求，更加合理化。

设计总结：

1.如何合理的分配好两级齿轮的传动比，对车辆的离地间隙和主减速比有直接影响，解决的方法主要是通过经验和参考同类型车分配好传动比；

2.通过合理的选择各零部件的材料，并尽量减小各零部件的质量。对汽车的各方面的性能有一定的提高；

3.在轴承的选择上要保证齿轮与轴的正常工作及轴承的工作寿命，同时还要满足其他零件的装配；

4.差速器选择结构简单、工作性能平稳、制造方便的对称式圆锥行星齿轮差速器；

5.设计所得到的各零部件结构越简单，结构越紧凑，越容易加工和维修对车辆的整体性能有显著的提高。

致谢

本设计是在指导教师田芳的悉心的指导和监督下完成的，题目选定后，田老师力求理论联系实际，给出合理的基本参数，设计过程中，田老师耐心指导，积极监督我的设计进度，并对我所提出的问题耐心解答，使得本设计在原有的基础上有了明显的提高，并使本设计更加合理。在田老师的严格要求和耐心指导下，我分析和解决问题的能力明显提高，为我走向工作岗位打下良好的基础。田老师严谨的教学态度、坚持学习的精神和兢兢业业的工作作风是我永远值得学习的典范。在此，我对田老师表示最衷心的感谢和崇高的敬意。

参考文献

[1] 刘惟信主编. 汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2001

[2] 吉林工业大学汽车教研室编.汽车设计[M].北京：机械工业出版社，1981

[3] 仙波正庄（日）．行星齿轮传动及应用[M]．北京：机械工业出版社，1998

[4] 吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计[M].北京：高等教育出版社，1999

[5] 姚贵升主编.汽车金属材料应用手册[M].北京：北京理工大学出版社，2000

[6] 机械设计手册委员会编.机械设计手册第3卷[M].北京：机械工业出版社，2004

[7] 陈家瑞主编.汽车构造（下）[M]．北京:人民交通出版社.2000

[8] 殷沈绵主编.汽车底盘构造与检修[M].北京：机械工业出版社，2006

[9] 《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册[M].北京：人民交通出版社.2001

[10] 刘惟信主编.汽车设计方法理论[M].北京：机械工业出版社，1992

[11] 彭文生等.机械设计与机械原理指南[M].华中理工大学出版社.1998《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册[M].北京：人民交通出版社.2001

[12] 李仲生主编.机械设计基础（第5版）[M]．北京：机械工业出版社，2006

[13] 林慕义张福生主编.车辆底盘构造与设计[M].北京：冶金工业出版社，2007

[14] 成大先．机械设计手册[M]．北京：化学工业出版社，2002

[15] 刘鸿文主编.材料力学（第三版）[M]．北京：高等教育出版社，1993

[16] 机械设计手册编委会.机械设计手册减速器和变速器[M].机械工业出版社，2007

[17] Detached we Eddy si Lations Over a si lified Landing Gear.L.5.He dges ，A .L Travin[M].PR. Spalart. Journalfo FluidsEngineering.2002

[18] The Key Cballenges for Northerican Truck Manu facturers[M].Beyond Au tmootive design production.JustinCok.2006

[19] Deebe Ferris.A Ward’s Special Research Report Ward’s Communications，1994

[20] G.Boothroyd and P.Dewhurst. Product Design for Manufacture and Assembly.Manuf.

Eng.1988

[21] Josh Constance.DFMA：Learning to Design for Manufacture and Assembly.Mech.

Eng.1992

内容简介：: SY-025-BY-2毕业设计（论文）任务书学生姓名张鹏系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆07-9班指导教师姓名田芳职称实验员从事专业汽车运用技术是否外聘是否题目名称重型卡车主减速器及差速器的设计一、设计（论文）目的、意义主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对于重型卡车来说，要传递的转矩较乘用车、客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而主减速器在传动系统中起着非常重要的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的传动系便成了有效节油的措施之一。本次设计是通过合理整合已有的设计，阅读大量文献，掌握机械设计的基本步骤和要求，以及传统机械制图的步骤和规则，掌握制动器总成的相关设计方法，以及进一步扎实汽车设计基本知识，学会用CAD进行基本二维制图，同时提高分析问题和解决问题的能力。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）内容：本设计是根据所给车辆参数设计一个结构合理、工作性可靠的双级主减速器。此双级主减速器是由两级齿轮减速组成。与单级主减速器相比，在保证离地间隙相同时可得到很大的传动比，并且还拥有结构紧凑，噪声小，使用寿命长等优点。设计主要包括：主减速器结构的选择、主、从动锥齿轮的设计、轴承的校核。进行双级主减速器各个零件参数的计算与选取过程，并通过计算校核。要求：1、查阅相关资料，学习使用相关软件。2、计算参数，设计结构，利用计算机辅助设计软件绘图。3、编写设计说明书。4、结构设计合理，图面清晰。JN162的有关参数名称代号数值驱动形式 42装载质量t 10.0总质量t 17.26发动机最大功率kw及转速rmin-154.56-3000发动机最大转矩及转速rmin-800-1300轮胎型号 11.0-20-16变速器传动比7.0341.0最高车速kmh 70三、设计（论文）完成后应提交的成果1设计说明书一份。说明书字数：15000字以上。2图纸：折合0号图3张。四、设计（论文）进度安排（1）调研、查阅参考资料，了解主减速器的功能、主要结构。撰写开题报告。第2周（3月1日3月11日）（2）开题。第2周（3月11日）（3）分析并确定主减速器的具体结构形式，主要零部件及相互位置关系。根据给定的设计参数，按照有关的设计要求和顺序进行具体结构尺寸参数计算及其他有关参数的选配，针对给定的设计参数优选主减速器的总体方案。第3周（3月12日3月20日）（4）进行主减速器零部件的设计计算。第45周（3月21日4月2日）（5）完成部分设计图纸，折合0# 图纸1张（初稿），完成说明书初稿。第6周8周（4月3日4月22日）（6）中期检查。第8周（4月22日）（7）完成主减速器装配图、主要零件图，完成设计说明书第913周（4月23日5月27日）（8）设计及说明书初稿提交。第13周（5月27日）（9）毕业设计审核、修改。第1416周（5月28日6月17日）（10）毕业设计答辩。第17周（6月18日6月 20日）五、主要参考资料1 刘惟信主编.汽车车桥设计M. 北京：清华大学出版社，2004,4.2 刘惟信主编.汽车设计M. 北京：清华大学出版社，2001,7.3 李秀珍主编.机械设计基础第4版M.北京：机械工业出版社，2006,4.4 唐增宝主编.机械设计课程设计M.武汉：华中科技大学出版社，1998,6.5 陈家瑞主编.汽车构造第四版M.北京：人民交通出版社，2006,1.6 王望予编.汽车设计M. 北京：机械工业出版社，2000,5.7 张龙主编.机械设计课程设计手册M.北京：国防工业出版社，2006,5.8 清华大学汽车工程系本书编写组编著. 汽车构造M.北京：人民邮电出版社，2000,3.9 吉林工业大学汽车教研室编.汽车设计M.北京：机械工业出版社，1981.10 刘惟信编著.汽车传动系的结构分析与设计计算M. 北京：清华大学出版社，2004,9.11 钱可强主编.机械制图M.北京：高等教育出版社，2004,4.12 成大先主编.机械设计手册第四版第2卷M.北京：化学工业出版社，2003,9.六、备注指导教师签字：年月日教研室主任签字：年月日本科学生毕业设计重型卡车主减速器及差速器的设计院系名称：汽车与交通工程学院专业班级：车辆工程B07-9班学生姓名：张鹏指导教师：田芳职称：实验师黑龙江工程学院二一一年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign of Truck Main Reduction GearCandidate：Zhang PengSpecialty：Vehicle EngineeringClass：B07-9Supervisor：Experimental division.Tian FangHeilongjiang Institute of Technology2011-06Harbin毕业论文指导教师评分表学生姓名张鹏院系汽车与交通工程学院专业、班级车辆B07-9班指导教师姓名田芳职称实验师从事专业汽车运用技术是否外聘是否题目名称重型卡车主减速器及差速器的设计序号评价项目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；选题的理论意义或实际价值103查阅文献资料能力；综合运用知识能力154研究方案的设计能力；研究方法和手段的运用能力；外文应用能力255文题相符程度；写作水平156写作规范性；篇幅；成果的理论或实际价值；创新性157科学素养、学习态度、纪律表现；毕业论文进度10得分 X= 评语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）工作态度：好较好一般较差很差研究能力或设计能力：强较强一般较弱很弱工作量：大较大适中较少很少规范性：好较好一般较差很差成果质量（研究方案、研究方法、正确性）：好较好一般较差很差其他：指导教师签字：年月日毕业设计指导教师评分表学生姓名张鹏院系汽车与交通工程学院专业、班级车辆B07-9班指导教师姓名田芳职称实验师从事专业汽车运用技术是否外聘是否题目名称重型卡车主减速器及差速器的设计序号评价项目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与工程实践、社会实际、科研与实验室建设等的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力205计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）106插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）58科学素养、学习态度、纪律表现；毕业论文进度10得分 X= 评语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）工作态度：好较好一般较差很差研究能力或设计能力：强较强一般较弱很弱工作量：大较大适中较少很少说明书规范性：好较好一般较差很差图纸规范性：好较好一般较差很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好较好一般较差很差其他：指导教师签字：年月日毕业论文评阅人评分表学生姓名张鹏专业班级汽车与交通工程学院指导教师姓名田芳职称实验师题目重型卡车主减速器及差速器的设计评阅组或预答辩组成员姓名出席人数序号评价项目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度152题目工作量；选题的理论意义或实际价值103查阅文献资料能力；综合运用知识能力204研究方案的设计能力；研究方法和手段的运用能力；外文应用能力255文题相符程度；写作水平156写作规范性；篇幅；成果的理论或实际价值；创新性15得分 Y= 评语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）回答问题：正确基本正确基本不正确不能回答所提问题研究能力或设计能力：强较强一般较弱很弱工作量：大较大适中较少很少规范性：好较好一般较差很差成果质量（研究方案、研究方法、正确性）：好较好一般较差很差其他：评阅人或预答辩组长签字：年月日注：毕业设计（论文）评阅可以采用2名评阅教师评阅或集体评阅或预答辩等形式。毕业设计评阅人评分表学生姓名张鹏专业班级车辆B07-9班指导教师姓名田芳职称实验师题目重型卡车主减速器及差速器的设计评阅组或预答辩组成员姓名出席人数序号评价项目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与工程实践、社会实际、科研与实验室建设等的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力255计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）156插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）5得分 Y= 评语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）回答问题：正确基本正确基本不正确不能回答所提问题研究能力或设计能力：强较强一般较弱很弱工作量：大较大适中较少很少说明书规范性：好较好一般较差很差图纸规范性：好较好一般较差很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好较好一般较差很差其他：评阅人或预答辩组长签字：年月日注：毕业设计（论文）评阅可以采用2名评阅教师评阅或集体评阅或预答辩等形式。毕业论文答辩评分表学生姓名张鹏专业班级车辆B07-9班指导教师田芳职称实验师题目重型卡车主减速器及差速器的设计答辩时间月日时答辩组成员姓名出席人数序号评审指标满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况，题目难易度、工作量、理论意义或价值102研究方案的设计能力、研究方法和手段的运用能力、综合运用知识的能力、应用文献资料和外文的能力203论文撰写水平、文题相符程度、写作规范化程度、篇幅、成果的理论或实际价值、创新性154毕业论文答辩准备情况55毕业论文自述情况206毕业论文答辩回答问题情况30总分 Z= 答辩过程记录、评语：自述思路与表达能力：好较好一般较差很差回答问题：正确基本正确基本不正确不能回答所提问题研究能力或设计能力：强较强一般较弱很弱工作量：大较大适中较少很少规范性：好较好一般较差很差成果质量（研究方案、研究方法、正确性）：好较好一般较差很差其他：答辩组长签字：年月日毕业设计答辩评分表学生姓名张鹏专业班级车辆B07-9班指导教师田芳职称实验师题目重型卡车主减速器及差速器的设计答辩时间月日时答辩组成员姓名出席人数序号评审指标满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况，题目难易度、工作量、与实际的结合程度102设计（实验）能力、对实验结果的分析能力、计算能力、综合运用知识能力103应用文献资料、计算机、外文的能力104设计说明书撰写水平、图纸质量，设计的规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）、实用性、科学性和创新性155毕业设计答辩准备情况56毕业设计自述情况207毕业设计答辩回答问题情况30总分 Z= 答辩过程记录、评语：自述思路与表达能力：好较好一般较差很差回答问题：正确基本正确基本不正确不能回答所提问题研究能力或设计能力：强较强一般较弱很弱工作量：大较大适中较少很少说明书规范性：好较好一般较差很差图纸规范性：好较好一般较差很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好较好一般较差很差其他：答辩组长签字：年月日毕业设计（论文）成绩评定表学生姓名张鹏性别男院系汽车与交通工程学院专业车辆工程班级07-9班设计（论文）题目重型卡车主减速器及差速器的设计平时成绩评分（开题、中检、出勤）指导教师姓名职称指导教师评分（X）评阅教师姓名职称评阅教师评分（Y）答辩组组长职称答辩组评分（Z）毕业设计（论文）成绩百分制五级分制答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）：院系公章：年月日注：1、平时成绩（开题、中检、出勤）评分按十分制填写，指导教师、评阅教师、答辩组评分按百分制填写，毕业设计（论文）成绩百分制=W+0.2X+0.2Y+0.5Z 2、评语中应当包括学生毕业设计（论文）选题质量、能力水平、设计（论文）水平、设计（论文）撰写质量、学生在毕业设计（论文）实施或写作过程中的学习态度及学生答辩情况等内容的评价。优秀毕业设计（论文）推荐表题目重型卡车主减速器及差速器的设计类别毕业设计学生姓名张鹏院（系）、专业、班级汽车与交通工程学院、车辆B07-9班指导教师田芳职称实验师设计成果明细：答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）：院、系公章：年月日备注：注：“类别”栏填写毕业论文、毕业设计、其它毕业设计（论文）过程管理材料题目重型卡车主减速器及差速器的设计学生姓名张鹏院系名称汽车与交通工程学院专业班级车辆工程B07-9班指导教师田芳职称实验师教研室汽车工程综合实验室起止时间2011.2.282011.6.24教务处制SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆07-9班指导教师姓名职称实验员从事专业汽车运用技术是否外聘是否题目名称重型卡车主减速器设计一、课题研究现状、选题目的和意义汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器，可使主减速器前面的传动部件如变速箱、分动器、万象传动装置等传递的扭矩减小，也可以使变速箱的尺寸、质量减小，操纵省力。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对于重型卡车来说，要传递的转矩较乘用车、客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而主减速器在传动系统中起着非常重要的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于重型载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700N.m以上，百公里油耗是一般都在34L左右。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的传动系便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的主减速器已成为了新的课题。现代汽车的主减速器，广泛采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比。一般情况下，当要求传动比大于45而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。圆柱齿轮传动一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥和双级主减速器贯通式驱动桥。蜗杆传动与锥齿轮传动相比有如下优点：在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比(可大于7)；在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声；便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置；能传递大的载荷，使用寿命长；结构简单，拆装方便，调整容易。但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。主减速器中单级主减速器多采用一对弧齿轮或双曲面齿轮传动也有一对圆柱齿轮传动或蜗杆传动的。双级主减速器的主要结构特点是由两级齿轮减速组成的减速器。与单级主减速器相比，双击主减速器在保证离地间隙相同时可得到更大的传动比，i。一般为712；但其尺寸、质量均较大，结构复杂，制造成本也显著增加，因此主要应用在总质量较大的商用车上。根据结构特点不同，双级主减速器分为整体式和分开式两种。分开式双级主减速器的第一级设于驱动桥中部，称为中央减速器；第二级设于轮边，称为轮边减速器。整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮：第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为圆柱齿轮；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮。对于第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平布置、斜向布置和垂直布置三种布置方案。当主减速的第一级采用螺旋锥齿轮时，这种布置使从动圆柱齿轮轴的中心线与其他齿轮轴的中心线位于同一水平面内，在实际设计中，为了减小传动轴的夹角，应使主动锥齿轮前端稍微抬起，因此该平面只是近似的平行于地面。当第一级采用双曲面齿轮时，则第二级两圆柱齿轮的中心线也位于同一水平面内，并与双曲面主动齿轮轴的中心线平行，为减小传动轴夹角，也应使主动锥齿轮前端稍微抬起。这种纵向-水平布置使总成的垂向轮廓尺寸缩小而纵向尺寸则增加，用在长轴距的汽车上可减小传动轴的长度。但不利于短轴距汽车的总布置，因会使传动轴过短，使传动轴夹角加大。这种结构可将主减速器和差速器组合为一个大总成并从整体式桥壳前面的开孔装入桥壳内，拆装方便。垂向布置的锥齿轮-圆柱齿轮式双级主减速器拆装时需移开车厢，并且桥壳在中部上方开孔，会显著地降低其垂向刚度，严重时会引起半轴由于受弯而过载和齿轮齿合变差。斜向布置的锥齿轮-圆柱齿轮式双级主减速器与垂向布置型式中该接合面为水平面的情况相比，对改善桥壳的垂向刚性有好处，而与纵向-水平布置型式相比，其纵向尺寸有所减小。在某些重型汽车上，有时采用锥齿轮-行星齿轮式双级主减速器或行星齿轮-锥齿轮式双级主减速器。在上述双级主减速器的各种结构中，用的最广泛的是锥齿轮-圆柱齿轮式双级主减速器，且锥齿轮副总是作为第一级减速齿轮。但在多桥驱动的汽车上，为了贯通式驱动桥的布置方便，常常将圆柱齿轮副作为第一级，而螺旋锥齿轮副或双曲面齿轮副则作为第二级。锥齿轮圆柱齿轮式双级主减速器在分配传动比时，通常将圆柱齿轮副和锥齿轮副传动比的比值取在1.42.0范围内，而且锥齿轮副传动比一般为1.73.3，这样可以减小锥齿轮齿合时的轴向力和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，改变支承刚度，提高齿合平稳性和工作可靠性。主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速型式的选择与汽车的使用类型及使用条件有关有时也与制造厂已有的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于动力性、经经济性等整车能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置型式等。由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低等优点，因此，它广泛的用在主减速比小于7.6的各种中、小型汽车上。由两级齿轮减速组成，结构复杂，质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大且采用单级减速不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型汽车上。综合分析重型卡车主减速器设计采用双级主减速器，结构方案确定为一级锥齿轮，第二级圆柱齿轮。布置型式为纵向-水平布置。本次设计是通过合理整合已有的设计，阅读大量文献，掌握机械设计的基本步骤和要求，以及传统机械制图的步骤和规则，掌握制动器总成的相关设计方法，以及进一步扎实汽车设计基本知识，学会用CAD进行基本二维制图，同时提高分析问题和解决问题的能力。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题基本内容：一、主减速器的结构方案形式，齿轮类型和减速形式。二、主减速器类型的选取与确定三、主减速器的主、从动齿轮的支撑方案。四、主减速器的基本参数选择与设计计算；主减速器的主减速比、计算载荷的确定齿轮的几何尺寸、强度计算与校核，轴的强度计算与校核。五、差速器的设计计算等拟解决的主要问题：一、主减速器的结构特征、工作原理二、双级主减速器与单级主减速器的区别三、双级主减速器的齿轮选取与布置等四、双级主减速器的基本参数的选择五、双级主减速器的一级齿轮主减速比与二级齿轮主减速比的计算六、一级齿轮与二级齿轮齿数、齿高、齿厚等的计算七、齿轮的校核八、差速器齿轮的计算等九、轴的计算与校核等差速器主要结构参数的选择和确定三、技术路线（研究方法）编写设计说明书、C A D绘图差速器主要参数计算否是校核是否齿轮尺寸等计算校核齿轮强度、疲劳等计算等计算主减速比、传动比双级主减速器主要结构参数的选择和确定主减速器类型的选取与确定差速器的类型选取与确定查阅资料文献，了解主减速及差速器的结构特征、工作原理四、进度安排1）调研、查阅参考资料，了解主减速器的功能、主要结构。撰写开题报告。第2周（3月1日3月11日）（2）开题。第2周（3月11日）（3）分析并确定主减速器的具体结构形式，主要零部件及相互位置关系。根据给定的设计参数，按照有关的设计要求和顺序进行具体结构尺寸参数计算及其他有关参数的选配，针对给定的设计参数优选主减速器的总体方案。第3周（3月12日3月20日）（4）进行主减速器零部件的设计计算。第45周（3月21日4月2日）（5）完成部分设计图纸，折合0# 图纸1张，完成说明书初稿。第6周8周（4月3日4月22日）（6）中期检查。第8周（4月22日）（7）完成主减速器装配图、主要零件图，完成设计说明书第913周（4月23日5月27日）（8）设计及说明书初稿提交。第13周（5月27日）（9）毕业设计审核、修改。第1416周（5月28日6月17日）（10）毕业设计答辩。第17周（6月18日6月 20日）五、参考文献1 刘惟信主编.汽车车桥设计M. 北京：清华大学出版社，2004,4.2 刘惟信主编.汽车设计M. 北京：清华大学出版社，2001,7.3 李秀珍主编.机械设计基础第4版M.北京：机械工业出版社，2006,4.4 唐增宝主编.机械设计课程设计M.武汉：华中科技大学出版社，1998,6.5 陈家瑞主编.汽车构造第四版M.北京：人民交通出版社，2006,1.6 王望予编.汽车设计M. 北京：机械工业出版社，2000,5.7 张龙主编.机械设计课程设计手册M.北京：国防工业出版社，2006,5.8 清华大学汽车工程系本书编写组编著. 汽车构造M.北京：人民邮电出版社，2000,3.9 吉林工业大学汽车教研室编.汽车设计M.北京：机械工业出版社，1981.10 刘惟信编著.汽车传动系的结构分析与设计计算M. 北京：清华大学出版社，2004,9.11 钱可强主编.机械制图M.北京：高等教育出版社，2004,4.12 成大先主编.机械设计手册第四版第2卷M.北京：化学工业出版社，2003,913 Deebe Ferris.A Wards Special Research Report Wards Communications，199414 G.Boothroyd and P.Dewhurst. Product Design for Manufacture and Assembly.Manuf.Eng.198815 Josh Constance.DFMA：Learning to Design for Manufacture and Assembly.Mech.Eng.1992六、备注指导教师意见：签字：年月日黑龙江工程学院本科生毕业设计摘要本设计是重型卡车主减速器及差速器的设计。主减速器设计时根据给定的基本参数计算出主减速比，根据计算得到的主减速比选取主减速器类型为双级主减速器；与单级主减速器相比，在保证离地间隙相同时还得到很大的传动比，并且还拥有结构紧凑，噪声小，使用寿命长等优点。差速器根据主减速器的设计和以往的经验借鉴选取为结构简单、工作性能平稳、制造方便的对称式圆锥行星齿轮差速器。本设计主要内容包括：双级主减速器和对称式圆锥行星齿轮差速器各个零件参数的设计和校核过程。主减速器结构的选择、主、从动锥齿轮的设计、轴承的校核；差速器结构的选择、行星齿轮、半轴齿轮的设计和校核。关键词：重型载货汽车；双级主减速器；差速器；齿轮；校核ABSTRACTThis design is designs a structure to the truck to be reasonable, work related reliable two-stage main gear box. This two-stage main gear box is composed of two level of gear reductions. Compares with the single stage main gear box, when the guarantee ground clearance is the same may obtain the very great velocity ratio, and also has the structure to be compact, the noise is small, service life long and so on merits. This article elaborated the two-stage main gear box each components parameter computation and the selection process, and through computation examination. The design mainly includes: Main gear box structure choice, host, driven bevel gears design, bearings examination. The main reducer in the transmission lines used to reduce vehicle speed, increased the torque , it is less dependent on the bevel of more gear drive of less bevel gear . Purchase of the longitudinal engine automobiles, the main bevel gear reducer also used to change the driving force for the direction of transmission.Key words: Truck；Two-stage Main Reduction Gear；compensating gear；Gear；CheckI目录摘要IAbstractII第1章绪论11.1 概述11.2 主减速器及差速器的结构形势分析21.2.1 主减速器的减速形式与齿轮类型21.2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案31.2.3 差速器的结构形式51.3 设计内容5第2章主减速器的结构设计62.1 主减速器传动比的计算62.2 主减速齿轮计算载荷的确定72.3 主减速器齿轮基本参数的选择102.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算122.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算122.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度校核132.5二级圆柱齿轮模数的确定152.6双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择172.7齿轮的校核182.8本章小结19第3章轴承的选择和校核203.1主减速器齿轮上作用力的计算203.2轴和轴承的设计计算223.3主减速器齿轮轴承的校核233.4本章小结26第4章轴的设计274.1主动圆锥齿轮轴的结构设计274.2 中间轴的结构设计284.3主动锥齿轮轴的校核284.4中间轴的校核304.5 本章小结32第5章差速器的设计335.1 差速器的结构形式及选择335.2差速器齿轮基本参数选择335.3差速器齿轮强度计算365.4本章小结36结论37致谢38参考文献39附录40第1章绪论1.1 概述1、主减速器及差速器的概述汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力1。对于载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而主减速器在传动系统中起着非常重要的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于重型载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700Nm以上，百公里油耗是一般都在34L左右。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对于重型卡车来说，要传递的转矩较乘用车、客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而主减速器在传动系统中起着非常重要的作用。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的传动系便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的主减速器已成为了新的课题。根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的形成往往是由差别的。例如，转弯时外侧的车轮的行程总要比内侧的长。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑移或滑转。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装由差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。同样情况也发生在多驱动桥中，前、后驱动桥之间，中、后驱动桥之间等会因车轮滚动半径不同而导致驱动桥间的功率循环，从而使传动系的载荷增大，损伤其零件，增加轮胎的磨损和燃料的消耗等，因此一些多驱动桥的汽车上也装了轴间差速器。差速器的结构型使选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出嘎，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。2、主减速器及差速器设计的要求驱动桥中主减速器的设计应满足如下基本要求1：1、所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。2、外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。3、在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。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，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。驱动桥中差速器的设计应满足：1、所选择的差速器在能保证工作性能的要求下，尽量的结构简单。2、与主减速器配合时结构要紧凑。1.2 主减速器及差速器的结构形势分析1.2.1 主减速器的减速形式与齿轮类型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。主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速型式的选择与汽车的使用类型及使用条件有关有时也与制造厂已有的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于动力性、经经济性等整车能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置型式等。根据主减速器的使用目的和要求的不同，其结构形式也有很大差异。按主减速器所处的位置可分为中央主减速器和轮边减速器，按参加减速传动的齿轮副可分为单级式主减速器和双级式主减速器。按主减速器速比的变化可分为单速主减速器和双速主减速器两种。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。由于本设计是重型卡车主减速器，由于它的主传动比比较大，故选用二级主减速器。现代汽车的主减速器，广泛采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比。一般情况下，当要求传动比大于45而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。圆柱齿轮传动一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥和双级主减速器贯通式驱动桥。本设计的双级主减速器第一级选取螺旋锥齿轮，第二级选取圆柱齿轮。1.2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要元素之一。1、主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和骑马式支承两种。查阅资料、文献，经方案论证，采用悬臂式支承结构（如图1.1（a）所示）。1调整垫片 2调整垫圈（a）悬臂式支承（b）骑马式支承图1.1 主动锥齿轮的支承型式2、从动锥齿轮的支承主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式，支承间的距离和载荷在轴承之间的分布即载荷离两端轴承支承中心间的距离c和d（如图1.2）之比例而定。为了增强支承刚度，支承间的距离应尽量缩小。但为了使从动锥齿轮背面的支承突缘有足够的位置设置加强筋及增强支承的稳定性，距离c+d应不小于从动锥齿轮节园直径的70.两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向超内朝内，而小端相背朝外。为了使载荷能尽量均匀分在两个轴承上，并且让出位置来加强从动齿轮连接突缘的刚性，应尽量使尺寸c等于或大于d。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。图1.2从动锥齿轮的支承型式1.2.3 差速器的结构形式差速器的结构形式由多种，主要分为普通对称式圆锥行星齿轮差速器和防滑差速器。其中，防滑式差速器右分为自锁式和强制锁止式。普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳、2个半轴齿轮，4个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等有点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上。有些越野车也采用了这种结构。由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。1.3 设计内容设计主要内容包括：双级主减速器和对称式圆锥行星齿轮差速器各个零件参数的设计和校核过程。主减速器结构的选择、主、从动锥齿轮的设计、轴承的校核；差速器结构的选择、行星齿轮、半轴齿轮的设计和校核。第2章主减速器的结构设计2.1 主减速器传动比的计算1、轮胎滚动半径的确定基本参数如下表2.1：表2.1基本参数表名称代号参数驱动形式42装载质量t10总质量t17.26发动机最大功率kw及转速rmin-154.56-3000发动机最大转矩N.m及转速rmin-800-1300轮胎型号11.00-20-16变速器传动比7.0341.0最高车速kmh70由上表可知载货汽车的轮胎型号为11.0-20-16，查表可知=1085 R=F/2PI （2.1）根据轮胎型号已知为斜交轮胎F取2.99，PI取3.1415926，求得： R=0.5162、主减速比的确定主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同下的功率平衡图来研究对汽车动力性的影响。对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性2。对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率P及其转速的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时值应按下式来确定： =8.337 （2.2）式中车轮的滚动半径；变速器最高档传动比；最高车速；发动机最大功率时的转速。对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而最高车速稍有下降，一般选得比上式求得的大10%25%.范围（9.17010.421）初取=10.因为7.612，因此选用双级主减速器。3、双级主减速器传动比分配一般情况下第二级减速比与第一级减速比之比值（/）约在1.42.0范围内，而且趋于采用较大的值，以减小从动锥齿轮的半径及负荷并适应当增多主动锥齿轮的齿数，使后者的轴径适当增大以提高其支承刚度67；这样也可降低从动圆柱齿轮以前各零件的负荷从而可适当减小其尺寸及质量，所以 /在这里取2.0.得：=2.236， =4.472。2.2 主减速齿轮计算载荷的确定通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（、）的最小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即 =/ （2.3） = （2.4）式中发动机最大转矩，由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比， =2.27.034；上述传动部分的效率，取=0.9；超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野车以及液力传动的各类汽车取=1；该车的驱动桥数目，汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说应该考虑到汽车加速时的负荷增大；轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85，对于越野汽车取=1.0，对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车取=1.25；车轮的滚动半径，m；分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比（例如轮边减速器等），在这里取，。由表2.1中可知，把=800()代入式（2.3）得： =/ =8002.27.0340.9/1 =11141.856() （2.5）各类汽车轴荷分配范围如下表：表2.2 驱动桥质量分配系数车型空载满载前轴后轴前轴后轴轿车前置发动机前轮驱动56%66%34%44%47%60%40%53%前置发动机后轮驱动50%55%45%50%45%50%50%55%后置发动机后轮驱动42%59%41%50%40%45%55%60%货车42后轮单胎50%59%41%50%32%40%60%68%42后轮双胎，长头、短头车44%49%51%55%27%30%70%73%42后轮双胎，平头车49%54%46%51%32%35%65%68%64后轮双胎31%37%63%69%19%24%76%81%本文设计车型为4后轮双胎，满载时前轴的负荷在32%35%，取34%；后轴为65%68%，取66%。该车满载时的总质量为=17.26，则可求得前后轴的轴荷和 =0.34=0.3417.26=5.868 （2.6） =0.66=0.6617.26=11.391 （2.7）把已知值代入式（2.4），可得 = =48960.918() （2.8）取，即11141.856 ()为强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车俩稳定，其正常持转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为 = （2.9）式中：汽车满载总重；所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取=0；道路滚动阻力系数，载货汽车的系数在0.0150.020；初选=0.015；汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车和城市公共汽车通常取0.050.09，可初取=0.05；汽车性能系数（2.10）当 =32.9816时，取=0。，等见式（2.3）（2.4）下的说明。把上面的已知数代入式（2.9）可得： =5673.22（）（2.11）主动齿轮计算转矩为： 2.3 主减速器齿轮基本参数的选择1、齿数的选择对于普通双级主减速器，由于第一级减速比比第二级的小一些（通常），这时第一级主动锥齿轮的齿数可选得较大些，约在915范围内。第二级圆柱齿轮的传动齿数和可选在68的范围内。在这里我们选择=15。则=1533.54取，修正第一级的传动比=2.2；。取68。，所以，修正2、节圆直径的选择节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩（见式2.3，式2.4中取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：（2.12）式中：直径系数，取=1316；计算转矩，取，中较小的，第一级所承受的转矩： =11141.856（）（2.13）把式（2.13）代进式（2.12）中得到357.359；取=330mm。3、齿轮端面模数的选择根据公式可算出从动齿轮大端模数，。4、齿面宽的选择汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度为：F=0.155=51.15。5、螺旋锥齿轮螺旋方向螺旋锥齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要向齿轮的背面看去。而判断轴向力的方向时，可以用手势法则。一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势3。6、螺旋角的选择螺旋角。7、齿轮法向压力角的选择根据格里森规定载货汽车和重型汽车则应分别选用20、22的法向压力角。则在这里选择的压力角为。2.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算2.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸的计算表2.3 双级主减速器一级齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式结果1主动齿轮齿数152从动齿轮齿数333端面模数4齿面宽5齿工作高6齿全高7法向压力角-8轴交角-9节圆直径10螺旋角11螺旋方向主动齿轮左旋；从动齿轮右旋-12驱动齿轮小齿轮-13旋转方向从齿轮背面看，主动齿轮顺时针，从动齿轮为逆时针-2.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度校核1、主减速器螺旋锥齿轮的强度计算单位齿长上的圆周力：（2.14）式中：单位齿长上的圆周力，N/mm；作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；从动齿轮齿宽，及=。按发动机最大转矩计算时： =1466.84 （2.15）按最大附着力矩计算时： =5801.22 （2.16）式中：后轮承载的重量，单位；轮胎与地面的附着系数，查刘惟信版汽车设计表9-13，=0.85；轮胎的滚动半径，；从动轮的直径，。在现代汽车中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，计算所得的值有时高出标准值1025。（15711756）由于发动机最大转矩的限制，计算转矩1466.84在允许范围内，因此校核成功。2、轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为（2.17）式中：超载系数1.0；尺寸系数（时 =0.792）；载荷分配系数，当一个齿轮用骑马式支承型式时，1.101.25；取=1.1；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；端面模数，。=10；齿面宽度，；齿轮齿数；齿轮所受的转矩，；主动锥齿轮计算弯曲应力用的综合系数。小齿轮系数0.235，大齿轮系数0.27；把这些已知数代入式（2.17）可得：= =489.415= =425.972汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。按中最小的计算时，汽车主减速器齿轮的许用应力为700。根据上面计算出来的分别为474.30（474.30）、586.48（586.48），它们都小于700，所以校核成功。3、轮齿的接触强度计算螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力（MPa）为：（2.18）式中：材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6；，见式（2.17）下的说明，即=1，=1.1，=1；尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1；表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1；主动齿轮的计算转矩；计算应力的综合系数，如下图所示，可查的图2.1 接触强度计算综合系数J将已知带入式（2.18）可得：=2182.177主、从动齿轮的接触应力是相同的汽车主减速器齿轮的许用接触应力为：当按式（2.3），（2.4）中较小者计算时许用接触应力为2800，小于2800，所以校核成功。2.5二级圆柱齿轮模数的确定1、材料的选择及许用应力的确定齿轮所采用的钢为20CrMnTi号钢，用渗碳淬火处理，齿面硬度为5662HRC，9 查马秋生主编机械设计基础图5-28。斜齿圆柱齿轮的螺旋角可选择在1620这里取=16，法向压力角=。由=4.472，=68=5878 取=68得=13，=55，修正传动比，其二级从动齿轮所受的转矩。取；取查马秋生主编机械设计基础图5-25得： 2、齿轮的弯曲强度设计计算（2.19）式中：载荷系数，齿轮按8级精度制造取；所计算齿轮受的转矩；齿宽；计算齿轮的分度圆直径；模数；齿型系数，由当量齿数=15，=可得=2.91；查马秋生主编机械设计基础表5-6得；应力修正系数，可得=1.53，查马秋生主编机械设计基础表5-6得。取0.6查马秋生主编机械设计基础图5-39得因故应对小齿轮进行弯曲强度计算：法向模数式中：齿宽系数，=0.8。=1.55=0.25+0.75/=0.733把已知数代入上式得：=9.54由马秋生主编机械设计基础表5-1取。2.6双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择正常齿标准斜齿圆柱齿轮传动的几何尺寸见表2.4。表2.4正常齿标准斜齿圆柱齿轮传动的几何尺寸计算名称代号计算公式齿顶高=，其中顶隙=，其中齿根高=+=齿高=+=分度圆直径=顶圆直径=+2=+2根圆直径=-=-中心距=10，=2.5，=+=1.25=12.5，=+=2.25=2.25，=135.24，572.16，=155.24，=592.16，齿宽124.2，为了安全把齿宽可取尽量大些，在这里取。2.7齿轮的校核 1、齿轮弯曲强度校核主、从动齿轮的弯曲强度，把上面已知数据代入式（2.19）得： 615.954 123.855齿轮的弯曲强度满足要求。2、齿面接触强度校核 =1500 （2.20）式中：材料弹性系数，=2.5；节点区域系数，=189.8；螺旋角系数，=0.98；接触强度计算的重合度系数；=0.6 齿数比，=4.2；主动齿轮的齿面接触强度为： = =1173.83主动齿轮的齿面接触强度符合要求。从动齿轮的齿面接触强度为： = =352.74从动齿轮的齿面接触强度也符合要求。根据上面的校核，一级和二级减速齿轮都满足要求，校核成功。2.8本章小结本章通过所给的基本参数确定主减速器的总传动比，并通过以往的经验，合理分配一、二级的传动比。运用经验公式对一级、二级啮合齿轮的齿数和模数进行设计，选择齿轮所用的材料，并根据经验公式对所设计的齿轮进行校核，使齿轮符合强度和刚度的要求，能够合理运用在主减速器上。第3章轴承的选择和校核3.1主减速器齿轮上作用力的计算1、锥齿轮齿面上的作用力设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步选定轴承的型号，然后验算轴承的寿命。影响轴承的主要外因是他的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算：（3.1）式中：发动机最大转矩，在此取700；，变速器在各挡的使用率，可参考表3.1选取；，变速器各挡的传动比；，变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表3-1选取；表3.1 及的参考值车型变速器挡位轿车公共汽车载货汽车挡挡挡挡带超速挡挡挡带超速挡挡8080挡挡挡挡挡超速挡19901420750.82.51680.7262765141550301311850.53.5759301351675挡挡挡挡挡超速挡60605070656060656050507070606070706060755060706050607070705060707060注：表中，其中发动机最大转矩，；汽车总重力，kN。计算求出= 950.365。2、齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为 N （3.2）式中：作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩；该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径；对于螺旋锥齿轮（3.3）式中：主、从动齿面宽中点分度圆的直径；从动齿轮齿宽；从动齿轮节圆直径；主、从动齿轮齿数；从动齿轮的节锥角。（）可以算出：128.833，283.433。由式（3.2）主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力对于圆锥齿轮来说，主从动齿轮上的圆周力相等，= =14753.44N。3、两级齿轮的轴向力和径向力一级减速机构作用在主、从动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为：（3.4）（3.5）= （3.6）= （3.7）由上式计算可得：12117.033N=1693.812N=1693.812N; =12117.033N二级减速齿轮齿宽中点处的圆周力为： N （3.8）式中：作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩=2090.803；该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。可算出30919.89。二级减速机构作用在二级主、从动齿轮面上的轴向力A和径向力R分别为：= （3.9）= (3.10) 式中：齿轮的螺旋角，；把已知条件代入式（3.9）和式（3.10）可算出=8866.135，=11707.44。3.2轴和轴承的设计计算一级主动锥齿轮轴的设计计算：对于轴是用悬臂式支撑的，如图3.1所示，齿轮以其齿轮大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增加支承刚度，应使两轴承的支承中心距比齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时尺寸应比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于或小于悬臂长。为了减小悬臂长度和增大支承间距，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以使拉长、缩短，从而增强支承刚度。由于圆锥滚子轴承在润滑时，润滑油只能从圆锥滚子轴承的小端通过离心力流向大端，所以在壳体上应该有通入两轴承间的右路管道和返回壳体的回油道。图3.1 一级主动齿轮的支持型式另外，为了拆装方便，应使主动锥齿轮后轴承（紧靠齿轮大端的轴承）的支承轴径大于其前轴承的支持轴径。根据上面可算出轴承支承中心距70%=108.66，在这里取。轴承的的选择，在这里选择主动锥齿轮后轴承为圆锥滚子轴承30217型，此轴承的额定动载荷为178，前轴承圆锥滚子轴承30219型，此轴承的额定动载荷为2284。由此可得到：式中：轴承的最小安装尺寸查机械设计手册表7-2-91可查的。及.5=60.57，取=61。3.3主减速器齿轮轴承的校核1、齿轮轴承径向载荷的计算轴承A、B的径向载荷分别为： = (3.11)= (3.12)根据上式已知=1693.812N，=12117.033N，=14753.446N，=61mm ，=110mm，=171mm。前轴承径向力：=10239.08N后轴承径向力：=23365.04N2、轴承的校核轴承采用圆锥滚子轴承30217型，此轴承的额定动载荷为178KN。当量动载荷式中、，、。查机械设计手册表7-2-19当量动载荷 =16963.846N再由公式： (3.14)=2529.214 此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速为 r/min (3.15)式中：轮胎的滚动半径，m；汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取3035 km/h，在此取35 km/h。所以由式（3.15）可得=180.426r/min；而主动锥齿轮的计算转速=180.4262.2=396.937r/min。所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (3.16) 式中：轴承的计算转速，r/min。由上式可得轴承A的使用寿命=106197.121h。若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即 = h (3.17) 所以=2857.14h和比较，故轴承符合使用要求。如图3.4，对于从动圆锥齿轮的圆周力、径向力、轴向力、由计算公式可知=14415.78N，=11682.26N，=2538.14N，在这里我们把二级主动齿轮与轴做成一体的，选择轴承时应与齿轮的外尺寸176相当，选择轴承为30222型，它的额定动载荷为315。根据轴承和齿轮的尺寸，如下图设计计算,。图3.2 双级主减速器中间轴轴承载荷计算图如上图所示，根据机械设计手册和齿轮的尺寸可算得：117.25，207.25，126.75，197.75,。所以，轴承C的径向力：= (3.18)轴承D的径向力：= (3.19)式中：,第一级从动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力；第一级减速从动锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径；第二级减速主动齿轮（斜齿圆柱齿轮）的节圆直径；第二级主动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力。根据上面所算得的数据代入式（3-16），（3-17）可得：=7071.59=19055.84轴承C、D均选用30222型轴承，此轴承的额定动载荷为315N，求得当量动载=0.87071.59=5657.275。所以轴承的使用寿命：=659192.34=6.08h所以轴承符合使用要求。3.4本章小结本章主要是对已设计的齿轮选取能够与其合理配合的轴承并校核。在这一章中最主要的是考虑到主减速器的装配关系，能让齿轮和轴配合后装配到箱体中，并满足一定的装配要求。并对其所用的轴承进行使用寿命计算，使其满足车的要求。第4章轴的设计4.1主动圆锥齿轮轴的结构设计由上面所设计出来的齿轮的大小和轴承的大小，装配时所要求的间隙等，参照现有车型对轴进行结构设计，如图4.1，可得到主动一级主动齿轮的基本尺寸大小，并满足其所要的要求。图4.1 一级主动齿轮轴其轴的各段的尺寸为：第1段：主动锥齿轮，其齿宽为51.15，大端分度圆直径为150，齿顶圆直径为171.103；第2段：这段与轴承配合，其选用的轴承代号为30219，其小径为95，大径为170，小径宽度为35，其轴的直径为95，宽度为35；第3段：大端直径为95，小端直径为75；宽度为12；第4段：轴直径为75；宽度为20；第5段：大端直径为85，小端直径为75，宽度为12；第6段：这段与轴承配合，其选用的轴承代号为30217，其小径为85，大径为150，小径宽度为31。其轴的直径为85，宽度为27；第7段：花键轴，花键分度圆直径为68，齿顶圆直径为72，花键轴宽为74；第8段：螺栓轴，螺栓直径为36。螺栓长度为60。4.2 中间轴的结构设计对于中间轴的结构，二级主动齿轮和中间轴加工成一体，其上面还要有一个与一级从动锥齿轮的装配凸台，两个支承轴承和相应要求的间隔6。如图4.2所示：图4.2中间轴的结构尺寸轴承选用30222号轴承、其轴的各段尺寸为：第1段：第一段与轴承相配合，轴承的小径宽度为38，小径直径为110，大径直径为180，其轴的直径为110，轴的宽度为41；第2段：其直径设计为128，宽度为36；第3段：二级主动齿轮，齿宽为140 ，分度圆直径为135.24，齿顶圆为155.24；第4段：主要是为了使一级从动齿轮与二级主动齿轮之间有一定的距离，其设计尺寸为：宽22mm，轴的直径为100mm；第5段：一级从动轮凸台，与其一级从动锥齿轮配合，其直径为200mm，轴宽为40mm；第6段：与从动锥齿轮用螺栓连接的圆盘，其尺寸大小与和从动齿轮与它配合的尺寸相同，及轴的直径为240mm，轴宽为22mm；第7段：与第1段一样和相同的轴承配合，并保证零件间的间隙，其设计尺寸为轴宽为52mm，轴的直径为110mm。4.3主动锥齿轮轴的校核由第3章可知，齿轮上受到的转矩为11141.856，齿轮的圆周力，轴向力，径向力，并还知道两轴承受径向力和轴向力分别为，；，。其轴承所受的轴向力与轴受到的轴向力是一对作用了与反作用力，径向力也是一对作用力与反作用力。规定齿轮受的轴向力和径向力为正方向，由图4.1，前、后轴承给轴的力的方向分别与圆锥齿轮受的力方向相反，则为负；径向力为正，为负。ARP61mm110mmARR图4.3主动锥齿轮轴受力图求出水平面上的弯矩并画出弯矩图：=2570154.73 （4.1）规定顺时针方向为负，其齿轮受到的弯矩为正，后齿轮受到的弯矩为负，前齿轮受到的弯矩为正，如图4.4所示：图4.4 垂直面上弯矩图求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图：=1332873.63 （4.2）根据上面的方向，弯矩图如图4.5所示：图4.5 垂直面上弯矩图合成弯矩可得：= =2895210.97 （4.3）由上面的图可知，在后轴承受力点上的弯矩最大，其弯矩为：计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许用应力，则：=68.519 （4.4）由于截面处轴的直径为75，最小处的直径也大于68.519，所以校核成功。4.4中间轴的校核如图4.6，由第3章可知，从动锥齿轮受到的圆周力，轴向力，径向力；主动圆柱齿轮受到的圆周力21270.816，轴向力，径向力；轴承C所受的，径向力；轴承D所受的轴向力，径向力。图4.6 中间轴受力图求出水平面上的弯矩并画出弯矩图： =495011.37=3312488.03 =167057.64 =4073471.638规定顺时针方向为负，其齿轮受到的弯矩为正，后齿轮受到的弯矩为负，前齿轮受到的弯矩为正，如图4.7所示：图4.7 垂直面上弯矩图求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图： =0=2087957.1 = =根据规定的方向，如图4.8所示：图4.8 垂直面上的弯矩图由上图可知，在A点的垂直面上的弯矩最大，最危险。这一点的合成弯矩得： =4342420.58 （4.5）计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许用应力，则：=78.43由于截面处轴的直径为86，最小处的直径也大于78.43，所以校核成功。4.5 本章小结通过设计的零件的结构大小，满足所设计的轴能够与箱体合理的配合，各零件之间的间隙等，设计出符合强度要求的轴。使其它能安全可靠的工作。第5章差速器的设计5.1 差速器的结构形式及选择根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的形成往往是由差别的。例如，转弯时外侧的车轮的行程总要比内侧的长。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑移或滑转。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装由差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。同样情况也发生在多驱动桥中，前、后驱动桥之间，中、后驱动桥之间等会因车轮滚动半径不同而导致驱动桥间的功率循环，从而使传动系的载荷增大，损伤其零件，增加轮胎的磨损和燃料的消耗等，因此一些多驱动桥的汽车上也装了轴间差速器。差速器的结构型使选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出嘎，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和失去行驶的汽车来说，由于路面较好，哥驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的对称式圆锥行星齿轮差速器。本设计的车辆是用于公路运输的重型卡车，因此选用对称式圆锥行星齿轮差速器。5.2差速器齿轮基本参数选择1、行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。2、行星齿轮球面半径的确定圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定：（5.1）式中行星齿轮球面半径系数，,对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；取2.6 计算转矩，取带入

温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。

人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。