【某厢式货车主减速器的结构形式设计计算案例6200字】

1某厢式货车主减速器的结构形式设计计算案例目录 11.1主减速器减速形式 1 21.3货车的技术参数 3 4 51.5.1锥齿轮吃面上的圆周力 51.5.2锥齿轮所受的轴向力和径向力 61.6主减速器传动比确定 7 8 81.7.2主动锥齿轮的计算载荷 9 1.1主减速器减速形式主减速器主减速器单级主减速器双级主减速器双速主减速器贯通式主减速器单双级配轮边减速整体式分开式单级贯通式双级贯通式2由上图可知，各种类型的主减速器结构及特点差异大，具有不同的功能。在进行主减速器结构形式的确定时，应考虑汽车的实际运行情况，汽车的需求，及车辆主传动比io,i₀越大，经济性越低，动力性越高。相反，经济性越高，动力单级主减速器结构简单，传动效率高，一般使用于乘用车及小型商用车上；双级减速器分为整体式和分开式两种，一般用于越野车、城市客车和长途客车上，提高运行稳定性；双速主减速器一般用于商用车、多桥驱动汽车上。基于以上介绍，本文选用单级主减速器作为研究对象。1.2主减速器齿轮类型目前汽车上的主减速器齿轮的类型主要有四种[15,如图2-2所示。1.弧齿锥齿轮螺旋锥齿轮即弧齿锥齿轮的特点是其在工作过程中至少有两对轮齿同时啮合，承受较大负荷，工作平稳。如图2-2(a)所示。但弧齿锥齿轮对啮合精度低时，会导致啮合不好，从而产生噪音并且增大磨损。1.双曲面齿轮双曲面齿轮的特点也非常的明显，双曲面齿轮的大、小齿轮各有一条轴线，并且两个齿轮的轴线延长之后的交线不在同一个平面，因此两条轴线并不会相交，但是两条轴线相互垂直。两条轴线之间会有一个偏移角，一般在汽车工业中我们3将这个偏移的角称做偏移距。如图2-2(b)所示。两个螺旋角的差。如图2-3所示。由啮合面法向力相等，可得主、从动齿轮圆周力之比为式中，F₁为主动齿轮圆周力，F₂为从动齿轮圆周力。设r₁为主动齿轮平均分度半径，r2为从动齿轮平均分度半径。则双曲面齿轮的传动比io为由于β₂>β1,因此k>1,一般为1.25~1.50。双曲线齿轮缺点也相当的明显，当齿轮沿齿长方向滑动时，会增大摩擦损失并且使得传动效率降低；齿间压力及摩擦功大，故抗胶合能力低。3.圆柱齿轮传动圆柱齿轮主减速器的传动形式如图1.2(c)常用于前置前驱动的乘用车、双级主减速器的驱动桥。4.蜗杆传动蜗杆传动如图2-2(d)所示，尺寸及质量小，传动比在8~14之间，工作平稳；其优点是传递载荷大，使用寿命长，结构简单拆装方便；其缺点在于材料成本，高传动效率低。1.3货车的技术参数4货车技术参数，如表2-1所示：1货车参数表汽车型号江淮骏铃130马力单排栏板轻卡公告型号类型轻型载货车发动机发动机最大转矩430N●m变速箱后桥允许载荷2750Kg变速器一档传动比前桥允许载荷1580Kg主减速比车轮滚动半径离地间隙200~230mm轮胎6轮胎规格子午线轮胎7.40R16主动锥齿轮支撑形式可分为悬臂式支撑和跨置式支撑两种。悬臂式如图2-4(a),在主齿轮轴上安装有两个圆锥滚子轴承，靠近主齿的轴承大端朝向齿轮，根据圆锥轴承的特点，其受力作用点会靠近主齿的受力点，这样可以减小悬臂长度a。为能克服主、从动齿轮正反转时产生的轴向力，则轴承大端方向朝外，既增加轴承间距b,又可以改善支撑刚度。由于其支承刚度及51.5螺旋锥齿轮的受力分析(1)齿宽中点处的圆周力F为由式1.9确定：式中：D₂为从动齿轮大端分度圆直径取344mm;b₂为从动齿轮齿面宽，取Dm₂=344-53.32×sin76.91°=292.07mm61.5.2锥齿轮所受的轴向力和径向力如图2-5,首先从旋向上看，齿轮的旋向为左旋。从力的角度进行分析，首先F为法向力，由1.5.1节所述，将轴向力分为三个不同方向的力，各个力的夹角、方向可以从图中看出。其中，F与F之间的夹角为螺旋角β,F与F之间的夹当齿轮的旋向改变时，径向力和轴向力计算公式如下表2-2所示：轴向力径向力方向右顺时针7左右左针针针由表2-2主动齿轮右旋、从锥底看顺时针可选择计算得圆锥小齿轮轴向力由表2-2可计算得圆锥小齿轮径向力圆锥大齿轮径向力8由图知，最佳传动比为4.66。图中曲线通常呈C形，又称为C曲线。1.7齿轮计算载荷(1)确定计算转矩Tce车型动比iga的关系n1229ifd3由表2-1可知，i₁为6.42;主减速比为4.66;Temax为430N·m;n为1;η为的汽车：ka=1,fj>0的汽车，ka=2或由经验选定。性能系数由下式计算式中，ma为汽车满载时的总质量，由表可知为4800Kg;所以由式(2-4)得：车最大加速度时的后轴负荷转移系数，商用车为1.1~1.2;φ为轮胎与路面间的此处为390mm;ηm为0.9;由于没有轮边减速器，im为1。则计算转矩由式2-3及2-5得到的计算转矩是作用到从动锥齿轮上的最大转矩，当计算Tje₁、Tjφ、Tjm₁分别为主动锥齿轮i₀取4.33;ηG为传动效率，ηG取95%。代入公式得：1.8齿轮参数选择如表2-4所示为主减速器锥齿轮的主要参数。从动锥齿轮齿数从动锥齿轮大端分度圆直径主动锥齿轮齿面宽从动锥齿轮齿面宽中点螺旋角法向压力角Eβα(1)主、从动锥齿轮的齿数z₁和z₂齿数选择准则：避免有公约数，以磨合均匀；主、从动齿轮齿数和不小于40;对于商用车z₁一般不小于6;离地间隙由主传动比与z₁确定，i₀较大时，z₁取较(2)节圆直径和端面模数计算得，ms=6.53~8.71,因此，d₂为344mm,ms为8。通过计算得，(3)主、从动齿轮齿面宽b₁和b₂的选择从动齿锥齿轮齿面宽b₂=0.155D₂,对于弧齿锥齿轮，b₁一般比b₂大10%。(4)螺旋角β的选择螺旋角的大小与齿宽关系紧密，最大、最小的螺旋角分别分布在轮齿的大、动得平稳性，因为螺旋角与汽车得平顺性息息相关，因此我们在选择螺旋角的时候要注意选择合适得螺旋角使力矩传递得过程更加得平顺，噪声也会减小很多。(5)螺旋方向的选择旋向分为“左旋”与“右旋”两种，根据齿性的倾斜方向可以判断齿轮旋以中心线为标准，向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。轴向力的方向会受到旋向的影响。本文为左旋。(6)法向压力角选择适当的法向压力角，可以增大强度，减小根切发生之前的最少齿数。对弧齿锥齿轮，商用车的α为20°。通过1.8节对齿轮基本参数的选择，确定了各参数大小。则可以根据齿轮设计的尺寸计算公式得到如表2-5的主要几何尺寸参数：1234大齿轮齿面宽5小齿轮齿面宽6齿工作高hgH1查表1.3取1.687齿全高h,H₂查表1.3取1.8658α法向压力角9∑轴交角φ大齿轮节圆直径小齿轮节锥角大齿轮节锥角hh大齿轮齿顶高h2,Ka查表1.3取0.435小齿轮齿根高径向间隙小齿轮齿根角大齿轮面锥角小齿轮根锥角大齿轮根锥角大齿轮外圆直径小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离36.61mm大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离大齿轮理论弧齿厚s₂,Sk查表1.4取B0.305~0.559齿侧间隙，上排为低精度(AGMA4~6β下排为高精度(AGMA7~13级)螺旋角螺旋方向主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有相互斥离的趋势旋转方向时针表2-6载货、公共、牵引汽车或压力角为209的其他汽车锥齿轮的H₁、H₂和Ka载货、公共、牵引汽车或压力角为209的其他汽车锥齿轮的H₁、H₂和Ka主动齿轮齿数Z₁(5)67891011≥12从动齿轮最小齿数Z₂min法向压力角α螺旋角β3齿全高系数H₂1.588大齿轮齿顶高系Z6789主要的损坏形式191。根据驱动桥的工作工况以及它的原理，我们不难看出，驱(1)根据上面对齿轮的工作环境以及其失效的形式分析，我们应当知道，齿轮应当满足复杂工况，在不同的工况下能够承受较大的弯矩并且耐磨，因此，应当更加的注重齿轮的强度和耐磨性。(2)由于车辆行驶时的工况变化，驱动桥会受到来自急加速急减速时的冲击力，因此面对这样的工况，齿轮应该能够适应冲击载荷，避免长时间工作或者应对冲击载荷时