(货车)主减速器结构设计 车辆工程.doc

精品 感谢下载载 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 前言 1 2 主减速器设计 2 2 1 发动机最大功率的计算 2 II 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 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 15 精品 感谢下载载 1 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 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 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 2 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 2 1 max 3 max max 761403600 1 a D a T e v AC v Gf P A 为迎风面积 26 58 3 10 2300 2000 78 0 h78 0mBA 空气阻力系数 货车选为 0 8 D C 对于载货汽车可取 0 015 0 020 这里取 0 019 f 算的 Pemax 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 精品 感谢下载载 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 2 2 p e e n P T max max 9549 为转矩适应性系数 一般在 1 1 1 3 之间选取 此处取 1 1 329 maxe T 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 值应按下式来确定 0 i 2 3 gHa pr iv nr i max 0 377 0 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 r r 最大功率时的发动机转速 在此取 2600r min p n 汽车的最高车速 在此为 98Km min maxa v 变速器最高挡传动比 为 1 gH i 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 速比一般比求得的要大 10 25 0 i 取 5 089 0 i 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 2 4 n iikiTk T fed ce 01max 4 式 3 2 变矩系数 由于不采用液力变矩器 所以为 1 d k 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 分动器传动比 由于不采用分动器 所以为 1 f i 发动机的输出的最大转矩 在此取 329 maxeTmN 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 该汽车的驱动桥数目在此取 1 n 传动系上传动部分的传动效率 在此取 0 96 算得 Tce 8134 6N m 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT 2 5 mm 22 i r cs rmG T 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 2G 即为后轴的载荷 为 53116N 取 1 2 2 m 轮胎对路面的附着系数 在此取 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 mm i 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 cfT 精品 感谢下载载 2 6 ni rF T mm rt cf Ft 日常行驶时的牵引力 取 6246N 算得 2542N m cf T 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 2 7 g0 i T T c z 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 i0 6 时 取 90 这里结合已有数据 取 90 算得 当 Tc min Tce Tcs 8134 6 时 1776N m z T 当 Tc 时 555N m cf T z T 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 从动锥齿轮齿数和 从动锥齿轮大端分度圆 1 z 2 z 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 z1 6 又因主传动比为 5 089 z1 6 z2 6 5 089 30 534 6 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 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 2 8 3 22 cDTKD 直径系数 一般取 13 0 16 0 2DK 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 13 0 15 3 261 45 321 78 2 D 3 6 8134mm 初选 D2 310 则齿轮端面模数 ms D2 z2 310 46 6 739 mmmm 同时 ms还应满足 2 9 3 Cms TKm 为模数系数 取 0 3 0 4 m K 033 6 min s m 045 8 max s m 6 739 8 045 故满足设计要求 精品 感谢下载载 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的 0 3 倍 即 而且 22 3 0Ab 应满足 一般也推荐 b2 0 155D2 0 155 310 48mm 2 b s mb10 2 小齿轮齿面宽 b1 1 1 48 05 52 8mm 2 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 10 0 12 D2 取 E 0 1d2 31mm 且取 E 20 A2 E 31mm 2 5 5 中心螺旋角 主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选 25 5 2 1 z z 90 2 E d 2 10 1 算得 45 30 选用 45 度 1 2 11 1733 0 2 05 48 2 310 31 22 sin 22 bD E 得 9 97 35 03 初选 35 12 其平均螺旋角为 40 2 1 21 2 5 6 螺旋方向 通常来说 汽车主减速器小锥齿轮一般为左旋 而大齿轮为右旋 2 5 7 法向压力角 载货汽车一般选用 22 5 的压力角 所以在这里初选 22 5 8 2 5 8 齿轮基本参数 表 3 1 双曲面齿轮主要参数 序号项目名称数值 1 小齿轮齿数 Z19 2 大齿轮齿数 Z246 3 大齿轮齿面宽 F48 4 小齿轮轴线偏移距 E31 5 大齿轮分度圆直径 d2310 6 刀盘名义半径 rd152 4 7 小齿轮节锥角 r112 52 21 8 小齿轮中点螺旋角 145 9 大齿轮中点螺旋角 31 45 54 10 大齿轮节锥角 r276 47 18 11 大齿轮节锥角顶点到小齿轮节锥轴线 的距离 Z 0 02 12 大齿轮节锥距 A0 159 34 13 大齿轮齿顶角 2 0 904 14 大齿轮齿根角 2 4 414 15 大齿轮齿顶高 h2 1 868 16 大齿轮齿根高 h2 10 481 17 径向间隙 C1 364 18 大齿轮齿全高 h12 349 19 大齿轮齿工作高 hg10 985 20 大齿轮面锥角 r0277 41 33 21 大齿轮根锥角 rR272 22 24 22 大齿轮外圆直径 d02310 854 23 大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离 X0234 591 24 大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的 距离 Z0 0 682 25 大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离 Zr1 840 精品 感谢下载载 26 小齿轮面锥角 r0117 11 4 27 小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离 G0 3 592 28 小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离 BR151 803 29 小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离 B1101 584 30 小齿轮的外圆直径 d0191 671 31 小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离 GR3 767 32 小齿轮根锥角 rR111 59 23 33 最小齿侧间隙允许值 Bmi n 0 200 34 最大齿侧间隙允许值 Bma x 0 270 2 6 主减速器锥齿轮轮齿强度的计算 2 6 1 单位齿长上圆周力 主减速器齿轮的表面耐磨性 常常用单位齿长圆周力来估算 即 N mm 2 12 2 b F p F 作用在轮齿上圆周力 从动齿轮的齿面宽 在此取 52 8mm 2b 按发动机 最大转矩计算时 2 13 21 max 2 bnD ikiTk p fged D1为主动齿轮分度圆直径 D1的值不容易直接确定 但 60 651mm 计算时将 D1 代入计算 D1 由于为最小值 如 D1 满足设 1 D 1 D 1 zms 计要求 则 D1必定满足要求 当货车挂一档时 10 1097 9N mm 48 651 60 1 96 0 1 06 5 329 1 2 p 3 10 当货车挂直接档时 10 216 9N mm 48 651 60 1 96 0 1 1 329 1 2 p 3 按驱动轮打滑计算 2 14 发现不满足许用应力值 但是 在现代汽车设计中 由于材料加工工艺等制造质量 的提高 许用应力有时高出 20 25 而且 对于驱动轮打滑这种极限工况 在现代汽 车应用中 发动机不可能提高这样大的转矩 因此此项值仅为极限工况下的一种检验 在计算数值偏差不是很大的情况下 可以认为满足设计要求 2 6 2 轮齿弯曲强度 锥齿轮的齿根弯曲应力为 2 15 KS为尺寸系数 它反映了材料性质的不均匀性 与齿轮尺寸及热处理等因素有关 在这里 kS 6 739 25 4 0 25 0 72 km 为齿轮分配系数取 1 kV为质量系数当接触良好 齿距及径向跳动精度高时 取 1 b 为齿轮吃面宽 D 为齿轮的大端分度圆直径 JW为齿 轮的轮齿弯曲应力综合系数 J 小齿轮 0 3 J 大齿轮 0 252 对于从动齿轮 当 Tc 8314N m 时 a700a 7 430 310 48252 0 739 6 1 172 0 18134102 3 2w MPMP 当 Tc 2542N m 时 a200a 0 127 310 48252 0 739 6 1 172 0 12452102 3 w2 MPMP 对于主动齿轮 当 Tc 换算后 1581N m a700a6 351 651 60 8 523 0739 6 1 172 0 11581102 3 2w MPMP 当 Tc 换算后 494N m 时 a200a 8 109 651 60 8 523 0739 6 1 172 0 1494102 3 2w MPMP mmN ibD rmG p mm r 196310 2 3 22 22 精品 感谢下载载 2 6 3 轮齿的接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 2 16 bJK KKKTK d C v fmsp j 3 0 1 102 T 为主动齿轮的计算转矩 材料的弹性系数 对于钢制齿轮副取 232 6 mm pCN 表面质量系数 取 1 0 J 计算接触应力的综合系数它综合考虑了啮合齿面的相对曲率 fK 半径 载荷作用的位置 轮齿间的载荷分配系数 有效尺宽及惯性系数的因素的影响 选取 J 0 172 b 为 b1 和 b2 中较小的一个 取 48mm 上述按 min TCE TcS 计算最大接触应力不应超过 2800MPa 按 Tcf 计算疲劳接触强 度盈利不应超过 1750MPa 主从动齿轮的齿面接触应力是相同的 对于主动齿轮 当 Tc 1581N m a2800a 3 2373 172 0 481 10111115812 651 60 6 232 3 MPMP j 当 Tc 换算后 494N m 时 a1750a1326 172 0 481 1011114942 651 60 6 232 3 MPMP j 由以上结果可知 所选的各项参数满足设计要求 12 3 差速器设计 3 1 差速器齿轮主要参数选择 3 1 1 行星齿轮数n 行星齿轮数需根据承载情况来选择 通常情况下 轿车 n 2 货车和越野车 n 4 n 此次设计的普通对称式圆锥行星差速器的行星齿轮数取 4 n 3 1 2 行星齿轮球面半径 Rb的确定 行星齿轮球面半径 Rb反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力 可根据经验公 式来确定 3 1 3 dbb TKR 式中 行星齿轮球面半径系数 对于有 4 个行星齿轮的载货汽车取小值 b K99 2 52 2 b K 差速器计算转矩 Td min Tce Tcf 8134N m d T 代入上式 Rb 50 68mm 行星齿轮节锥距 A0为 A0 0 98 0 99 Rb 49 67 50 17 mm 取 A0 50mm 3 1 3 行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择 为了使轮齿有较高的强度 行星齿轮的齿数 Z1应取少些 但 Z1一般不少于 10 半 轴齿轮齿数 Z2在 14 25 选用 大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 Z2 Z1在 1 5 2 0 的范围内 模数 m 应不小于 2 初取 Z1 12 Z2 18 则 Z2 Z1 1 5 2Z2 Z1为整数的条件 精品 感谢下载载 3 1 4 行星齿轮和半轴齿轮节锥角及模数 21 m 行星齿轮和半轴齿轮节锥角分别为 21 3 2 arctan arctan 122 211 zz zz 计算得 69 33 18 12 arctan 1 31 56 12 18 arctan 2 锥齿轮大端端面模数 m 为 2 2 0 1 1 0 sin 2 sin 2 z A z A m 4 62 取 m 为 5mm 行星齿轮节圆直径 d1 mz1 5 12 60mm 半轴齿轮节圆直径 d2 mz2 5 18 90mm 3 1 5 压力角 目前 汽车差速器的齿轮大都采用 22 5 的压力角 齿高系数为 0 8 最小齿数可减 少到 10 并且在小齿轮 行星齿轮 齿顶不变尖的条件下 还可以由切向修正加大半轴 齿轮的齿厚 从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度 由于这种齿形的最小齿数比压力 角为 20 的少 故可以用较大的模数以提高轮齿的强度 在此选 22 5 的压力角 3 1 6 行星齿轮轴直径 d 及其深度 L 的确定 行星齿轮轴直径 d mm 为 3 3 nl T d c 1 1 103 0 式中 差速器传递的转矩 N m 由上可知为 8134N m 0T 行星齿轮的数目 在此为 4 n l 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离 l 0 5d2 d2 为半轴齿轮齿面宽中点处的直径 而 d2 0 8d2 14 支承面的许用挤压应力 在此取 98 MPa c 算得 d 29 55mm 行星齿轮在轴上的支承长度 L 为 3 4 mm 5 321 1 dL 表 3 1 差速器半轴齿轮及行星齿轮参数表 序 号项 目行星齿轮半轴齿轮 1 齿轮齿数 z 1218 2 端面模数 m 55 3 节圆直径 d 6090 4 节锥距 A0 5050 5 节锥角 r 33 69 56 31 6 齿面宽 F 1515 7 7 法向压力角 25 25 8 齿顶高 h 5 0282 972 9 齿根高 h 3 9125 968 10 径向间隙 c 0 9910 991 11 齿工作高 hg 88 12 齿全高 h 8 9918 991 13 齿根角 4 474 6 807 14 面锥角 r0 38 164 60 784 15 根锥角 rR 29 216 49 503 16 外圆直径 d01 68 30793 297 3 2 差速器齿轮强度计算 轮齿弯曲应力 w 为 MPa 3 5 3 22 10 2 Jndmbk kkT v ms w 式中 n 行星齿轮数 J 为综合系数 取 0 225 精品 感谢下载载 b2 半轴齿轮齿宽 d2 半轴齿轮大端分度圆直径 T 半轴齿轮计算转矩 T 0 6T0 ks km kv 按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取 当 min 0csce TTT 时 980 w MPa 计算得 MPaMPa ww 980 6 478 350 0 270285 30 1 1 1666 0 0 11028 5942 3 所以 符合要求 4 齿轮的材料的选择及热处理 a 主减速器锥齿轮的损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断 齿面疲劳点蚀 磨损和擦伤 等 汽车主减速器用的弧齿准双曲面锥齿轮 目前都是用渗碳合金钢制造 在此 齿轮 所采用的钢为 20CrMnTi 用渗碳合金钢制造的齿轮 经过渗碳 淬火 回火后 轮齿表面硬度应达到 58 64HRC 16 为改善新齿轮的磨合 防止其在运行初期出现早期的磨损 擦伤 胶合和咬死 在热处 理及精加工后 作厚度为 0