(货车)主减速器结构设计车辆工程

1、题目：中型货车主减速器结构设计Word资料一、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前后悬架长度：1100mm/1200mm最高车速:98km/h最大爬坡度：30%汽车长宽高：7000mm/2000mm/2300mm变速器传动比：5.06 4.016 3.09 1.71 1 4.8轮胎型号:8.25-16离地间隙:300mm目录1前言12主减速器设计 22.1 发动机最大功率的计算22.2 发动机最大转矩的计

2、算 22.3 主减速比的确定22.4 主减速器计算载荷的确定.32.5 锥齿轮主要参数的选择 52.6 主减速器锥齿轮轮齿强度的计算 83差速器设计1(3.1 差速器齿轮主要参数选择 103.2 差速器齿轮强度计算124齿轮的材料的选择及热处理 135结论1参考文献11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

3、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，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

4、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Pemax1GfCdA 3- Va max V a maxt 360076140(2-1)A 为迎风面积。A 0.78Bh 0.78* 2000* 2300*10 6 3.58m2 .Cd空气阻力系数 货车选为0.8;f对于载货7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

5、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Temax 9549 mx(2-2)np为转矩适应性系数，一般在1.1-1.3之间选取，此处 取1.1。Temax =329 N.m2.3 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，i0值应按下式来确定(2-3)r/pi00.377-va maxigHr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；np 最大功率时的发动机转速，在此取 2600r/m

6、in ；vamax 汽车的最高车速，在此为 98Km/min ；igH 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i0一般比求得的要大10% 25%取 i0=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Tce_kdTemaxki1ifi0Tce (2-4)n式3.2kd 变矩系数，由于不采用液力变矩器，所以为 1;i1 变速器一挡传动比，在此取5.06;i0 主减速器传动比在此取5.089;if 分动器传动比；由于不采用分动器，所以为 1;Temax发动机的输出的最大转矩，在此取 32

7、9 N m;k0 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：Tce=8134.6N m按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcsWord资料Word资料G2 m2Tcs -(2-5)mi mG2 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53116Nm2 取 1.2轮胎对路面的附着系数，在此取=0.85;m、im 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

8、平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf(2-6)Tcf工i m mnFt日常行驶时的牵引力。取 6246N算得:Tcf = 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|0 g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i°06时，取90% 这里结合已有数据，取 90%算得：当 Tc=minT ce,Tcs=8134.6

9、 时，Tz=1776N ?m当 Tc=Tcf 时，Tz=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z1和Z2、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bi和b2、双曲面齿轮副的偏移距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 ZR6又因主传动比为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分析以上数据，当z1=9时

10、，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D2KD23 Tc(2-8)KD2 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3229.27NM;由式3.10得:D2= (13.015.3)如8134.6=(261.45321.78) mm；初选 D2=310m

11、m,则齿轮端面模数 ms=D2/z2=310/46=6.739 mm(2-9)同时ms还应满足msKmVTCKm为模数系数，取0.30.4.ms minms max6.0338.0456.739,<8.045，故满足设计要求。2.5.3 主、从动齿轮齿面宽bi、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b2 0.34，而且b2应满足 b2 10ms , 一般也推荐 b2=0.155D 2=0.155*310=48mm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 (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主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选1=25o+5o z2 +90o-(2-10) z1d2算得 1=45.30,选用45度。sinED2b2T 2231310 48.0522得=9.97 o0.1733(2-11)21=35.03o 初选 35o1其平均螺旋角为-(12) =40o22.5.6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 o2.5.8 齿轮基本参数表3-1双曲面齿轮主要参数序号项目

13、名称数值Z1小齿轮齿数2大齿轮齿数Z2463大齿轮凶卸竟F484小齿轮轴线偏移距E315大齿轮分度圆直径d23106刀盘名义半径rd152.47小齿轮节锥角r112 52 21 "8小齿轮中点螺旋角3145°9大齿轮中点螺旋角331 4554 "10大齿轮节锥角r276 4718 "11大齿轮节锥角顶点到小齿轮节锥轴线Z-0.02的距离12大齿轮节锥距A0159.3413大齿轮齿顶角20.904°14大齿轮齿根角824.414°15大齿轮齿顶局h21.86816大齿轮齿根高h210.48117径向间隙C1.36418大齿轮齿全高h12

14、.34919大齿轮齿工作高hg10.98520大齿轮面锥角ro277 4133 "21大齿轮根锥角rR272 22'24 "22大齿轮外圆直径d02310.85423大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离X0234.59124大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的Zo-0.682距离25大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离Zr1.84026小齿轮面锥角ro11711'4 27小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离Go-3.59228小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离Br151.80329小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离B1101.58430小齿轮的外圆直径d0191.67131小齿轮根锥顶点至

15、大齿轮轴线的距离Gr3.76732R111 59'23小齿轮根锥角33最小齿侧间隙允许值Bmin0.20034最大齿侧间隙允许值Bmax0.2702.6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Fp N/mm(2-12)b2F作用在轮齿上圆周力。b2 从动齿轮的齿面宽，在此取 52.8mm按发动机最大转矩计算时2kdTemaxkigi(2-13)nD也D1为主动齿轮分度圆直径,Di的值不容易直接确定，但 D1 D1 = msz1=60.651mm ,计算时将Di'代入计算，Di'由于为最小值，如Di&

16、#39;满足设计要求，则Di必定满足要求当货车挂一档时,2*1* 329* 5.06* 1*0.963p *10 =1097.9N/mm1*60.651*48当货车挂直接档时,按驱动轮打滑计算:2* 1* 329* 1*1* 0.961*60.651*48*10 3=216.9N/mm2G2 m2D2b2im-L*103m1963N/mm(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

17、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l.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，2 103 81341 0.72 1w21 6.739 0.252 48*310430.7MPa700MPa当 Tc=

18、2542N*m 时w232 102452 1 0.72 11 6.739 0.252 48* 310127.0MPa200MPa对于主动齿轮，当 Tc （换算后）=1581N*m32 101581 1 0.72 1w 2 _1 6.739 0.3 52.8* 60.651当Tc （换算后）=494N*m时_3_2 10494 1 0.72 1351.6MPa700MPaw21 6.7392.6.3轮齿的接触强度0.3 52.8*60.651109.8MPa200MPa锥齿轮轮齿的齿面接触应力为Cp .2TK0KsKmKf 103d1 .1KvbJ（2-16）T为主动齿轮的计算转矩；Cp材料的弹

19、性系数，对于钢制齿轮副取232.6 N /mm. Kf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=0.172O b为b1和b2中较小的一个，取 48mm。上述按minTCE,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*m2373.3MPa 2800MPa1326MPa 1750MPa232.6 2 1581 1 1 1 1 103 j 60.651

20、1 48 0.172当Tc （换算后）=494N*m时232.6 ,2 494 1 1 1 1 103 j 60.6511 48 0.172由以上结果可知，所选的各项参数满足设计要求。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n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.此 次设计的普通对称式圆锥行星差速器的行星齿轮数n取4。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：Rb Kb3T；(3-1)式中：Kb 行星齿轮球面半径系数，Kb 2.52 2.99,对于

21、有4个行星齿轮的载货汽车取小值；Td 差速器计算转矩，Td=minTce,Tcf=8134N*m代入上式，Rb=50.68mm行星齿轮节锥距 A0为：A0=(0.980.99)R=(49.6750.17)mm 取 A0=50mm3.1.3 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 Zi应取少些，但 乙一般不少于10。半轴 齿轮齿数Z2在1425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的围。模数m应不小于2.初取 Zi =12, Z2=18,则 Z2/Zi=1.5, 2Z2/Z1 为整数的条件3.1.4 行星齿轮和半轴齿轮节锥角1,

22、 2及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角1，2分别为:(3-2)1 arctan(z1 / z2)2 arctan(z2/z1)计算得:1121 arctan 一18锥齿轮大端端面模数33.69 ,arctan 史 1256.31行星齿轮节圆直径:m为:2 Ao2 Aom -sin 1 -sin 2=4.62 错庆ZiZ2d=mz 1=5*12=60mm取m为5mm半轴齿轮节圆直径：d2=mz 2=5*18=90mm3.1.5 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

23、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225 的压力角3.1.6 行星齿轮轴直径d及其深度L的确定(3-3)行星齿轮轴直径d(mm)为:1.1 c nl式中:T0 差速器传递的转矩，Nm；由上可知为8134Nm；n 行星齿轮的数目；在此为4;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 书.8d2；c 支承面的许用挤压应力，在此取 98 MPa；算得 d=29.55mm。行星齿轮在轴上的支承长度L为：L 1.1d 32.5mm(3-4)表3-1差速

24、器半轴齿轮及行星齿轮参数表1齿轮齿数z12182端面模数m553节圆直径d60904节锥距A050505节锥角r33.69 °56.31 °6的回见F1515.77法向压力角a25°°258一、. '齿顶局h5.0282.9729齿根局h3.9125.96810径向间隙c0.9910.99111齿，作局hg8812齿全高h8.9918.99113齿根角84.474 °6.807 °14面锥角r038.164°60.784 °15根锥角rR29.216°49.503 °16d0168.30

25、793.2973.2差速器齿轮强度计算2T kskm310 kvmb2d2Jn(3-5)轮齿弯曲应力w（MPa）为：w式中：n行星齿轮数；J为综合系数，取0.225;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=0.6To;ks、km、kv按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取 当 To min Tce,s时 w 980 MPa .计算得:2 594.28 103 1.0 0.666 1.11.0 3.5 28 70 2 0.350478.6MPaw 980MPaWord资料所以，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5864HRC 为改善