【福田风景V3汽车主减速设计4600字】

福田风景V3汽车主减速设计目录TOC\o"1-3"\h\u29314福田风景V3汽车主减速设计 -1-301621.1主减速器的结构形式 -1-2211.2主减速器的基本参数选择与设计计算 -3-107561.3主减速器轴承的载荷计算 -12-主减速器的结构形式所选择的主减速器和差速器在设计时为了更好地运作需考虑的一些基本要求：（1）主减速比的合理选择可以使汽车拥有更好的的动力性。（2）福田风景V3主减速器尺寸要小，离地间隙足够；传动件工作平稳，噪声小。（3）保证足够的强度、刚度，在此基础上质量尽可能小。（4）结构简单，加工的精度高，生产起来容易，拆装、维修方便。图3-1单级主减速器单级主减速器在主减速比为7.6以下的中小型汽车当中应用非常广泛，这是因为是结构简单，成本低廉等。本文设计的车辆福田风景V3其主减速比不足7.6，因此选择使用单级主减速器作为福田风景V3的减速器，如图3-1所示。主减速器的齿轮类型对于福田风景V3主传动减速器齿轮而言，其中的螺旋圆柱形齿轮不仅能够承受较大的传动载荷，此外其工作状态相对稳定，就算其正处于平稳的工作状态，其在高速运行的时候也会几乎不会产生振荡和噪音。根据福田风景V3设计需要，选用螺旋圆柱形齿轮。主减速器主、从动锥齿轮的支承形式主动锥齿轮的支承形式有两种分别时悬臂式（如图3-2）和跨置式（如图3-3）。经过方案论证，福田风景V3的减速器选择跨置式的支承刚度更适合本次设计。图3-2主动锥齿轮悬臂式支承图3-3主动锥齿轮跨置式通常情况下，选择使用圆锥滚子轴承安装与从动锥齿轮的两端，装时一般要求应尽量减少使它们的纵向圆锥齿轮滚子传动轴承的大部截端面积应相向朝内,而中间和小端的截面面积应相向朝外，如图3-4所示。图3-4从动锥齿轮支撑形式主减速器的基本参数选择与设计计算主减速比的确定减速器的各项动力特性会受到主减速比的巨大影响。在整车设计时，最好同时确定总传动比i和主减速器减速比i0。对各项具体布置的总体优化后，从对车辆整体动力系统适配的角度出发来确定i0值，这样可以显著的提升车辆行使时的燃油经济特性以及动力特性一般选用下式：（3-1）表3-1式3-1中各符号参数值符号名称数值汽车的滚动半径福田风景V3分动器传动比变速器最高档传动比1福田风景V3轮边减速器的传动比如表3-1所示，代入得i0=4.061。减速比i0=4.061﹤7.6设综合考量之后选组单机主减速器，其优势在于小重量、小体积和高度的拆装便利性。主减速器计算载荷的确定（1）福田风景V3主减速器从动锥齿轮的计算转矩:（3-2）式中：Tce—福田风景V3从动锥齿轮计算转矩；Temax—福田风景V3最大转矩；取90N·mn—福田风景V3的驱动桥数个数，1；—传动系最小的传动比，此处为；ηT—福田风景V3的变速器传动效率，ηT=0.9；K0—超载系数，K0=1；代入式（3-2），得：Tce=N·m（2）福田风景V3减速器从动锥齿轮的计算转矩Tcs（3-3）式中：G2—福田风景V3整车在装满东西的状态下驱动桥给地面的力，后桥大多数承载全部重量的60%~68%，这里选择64%，则得G2=N；Φ—附着系数，对于没有防滑的普通用车而言，取=0.85；对于性能较强劲的越野汽车取1.0；对于防滑宽轮胎的车，一般取1.25；rr—福田风景V3的车轮滚动半径，轮胎型号为70R13，滚动半径为0.280m；，—主减速器中从动锥齿轮将输出的转矩传递至后方驱动轮的传动效率和传动比，取0.9，取1.0。代入式（3-3）经计算：（3）福田风景V3减速器从动锥齿轮的计算转矩Tcf对于使用稳定的普通车辆来说，其正常持续的转矩根据为：（3-4）表3-2式3-4中各符号参数值符号符号名称数值福田风景V3的汽车的满载总重量福田风景V3的牵引挂车满载时的总重量路面上轮胎作滚动运动时产生阻力时的阻力系数汽车作爬坡运动时的能力系数的平均值汽车在路面行驶时的判断性能好坏的系数福田风景V3的主减速器从动齿轮传递至车轮的转矩的效率福田风景V3的主减速器的从动齿轮到车轮之间的传动比福田风景V3的驱动桥数目1如表3-2所示，所以：主减速器基本参数的选择（1）福田风景V3的主动锥齿轮齿数z1、福田风景V3减速器从动锥齿轮齿数z2两齿轮齿数为了更好的参与工作应考虑如下因素：1）z1，z2之间没有公约数，磨合效果更加均匀；2）对于商用车z1一般不小于6。3）对于不同的主传动比，z1和z2应有合适的比值。根据以上要求，取z1=6，z2=38，满足要求：z1+z2=44〉40（2）D2根据公式3-5进行计算，取值如表3-3：（3-5）表3-3式3-5中各符号参数值符号名称数值福田风景V3的直径系数13～16福田风景V3的从动锥齿轮的计算转矩取Tce和Tcs中的较小值所以D2=（13～16）QUOTE=（）mm。将取值定为D2=200mm。选取mt=4mm，根据mt=kmQUOTE校核mt=10mm判断是否满足福田风景V3的要求，其中选13～16。（3）福田风景V3减速器主、从动锥齿轮齿面宽b齿面太宽的话会使集中在齿面上的应力增大，这样会使得零件的使用寿命大大的不如以前。当齿轮工作时力将会全部集中轮齿较小的那头，会引起比较严重的轮齿小端疲劳损伤。但齿面发生过窄的情况的话，也会导致轮齿强度降低。对于福田风景V3的从动锥齿轮齿面宽b应满足b≤10m。（4）中点螺旋角β选β时应考虑它对齿面重合度ε的影响，齿面重合度ε可以获得最优效果的取值在1.5～2.0时，但如果β过大，就会导致轴向力暴增导致齿面断裂的问题出现。大多数正常情况下平均螺旋角为35°～40°，而商用车则会选用合适的β值以防止轴向力过大导致齿面断裂，通常取35°。（5）螺旋方向轴向力的方向主要取决于螺旋方向和锥齿轮的旋转方向。锥齿轮的旋向因为习惯原因和设计要求为左旋，那么显而易见从动锥齿轮为右旋，驱动汽车前进。（6）法向压力角对于弧齿锥齿轮压力角的选用，商用车的α大多为20°或22°30’。本次设计压力角的大小选择20°。圆弧锥齿轮的尺寸计算表3-4几何尺寸参考用表名称符号或计算公式取值福田风景V3所选减速器中主动齿数福田风景V3的减速器从动齿数福田风景V3的减速器端面模数6福田风景V3的减速器齿面宽=64㎜福田风景V3的减速器工作齿高15㎜福田风景V3的减速器全齿高=16.662㎜福田风景V3的减速器法向压力角=20°福田风景V3的减速器轴交角=90°福田风景V3的减速器节圆直径=5mm=200㎜续表3-4名称符号或计算公式取值福田风景V3的减速器节锥角arctan=90°-=8.972°=81.028°福田风景V3的减速器节锥距取A=192.351㎜福田风景V3的减速器周节t=31.417㎜福田风景V3的减速器齿顶高=12.851㎜；=2.152mm福田风景V3的减速器齿根高=3.810㎜；=14.514mm福田风景V3的减速器径向间隙c=1.660㎜福田风景V3的减速器齿根角=1.135°；=4.314°福田风景V3的减速器面锥角=13.287°=82.162°福田风景V3的减速器螺旋角=35°福田风景V3的减速器根锥角===7.838°=76.713°福田风景V3的减速器齿顶圆直径==85.386㎜=379.67㎜续表3-4名称符号或计算公式取值节锥顶点止齿轮外缘距离=187.997㎜=27.776㎜福田风景V3的减速器理论弧齿厚=23.170mm=8.246mm福田风景V3的减速器齿侧间隙B=0.252～0.3300.3mm计算圆弧锥齿轮的强度（1）单位轮齿长度下的圆周力=(3-6)表3-5式3-6中各符号参数值符号名称数值福田风景V3的减速器从动齿轮的齿面宽60mm福田风景V3极限转矩90N·m主动轮的节圆直径50mm按发动机最大转矩计算时：（3-7）如表3-5所示，当按福田风景V3在1挡传动比进行计算时有：按最大附着力矩计算时：（3-8）表3-6式3-8中各符号参数值符号名称数值福田风景V3汽车质量在满载状态下驱动桥对地面的力N福田风景V3轮胎附着于地面的系数0.9车轮滚动半径0.280m如表3-6所示，代入得=N／mm，符合设计所需要求。（2）计算减速器齿轮的弯曲达到极限时强度大小集中产生在齿根弯曲处的力的计算公式为，取值如表3-7所示：（3-9）表3-7式3-9中各符号参数值符号名称数值σw福田风景V3齿根处产生的弯曲应力Tc福田风景V3的减速器齿轮的计算转矩k0福田风景V3过载系数1ks福田风景V3尺寸系数0.790km福田风景V3齿面载荷分配系数kv福田风景V3质量系数1b福田风景V3的减速器锥齿轮齿面宽J福田风景V3轮齿弯曲应力综合系数，如图3-5所示主动从动将各值代入式（3-8），计算结果如表3-8所示：表3-8主从动齿轮弯曲应力符号类型数值主动593.45MPa从动429.24MPa将各计算数值代入式（3-9），计算结果如表3-9所示：表3-9主从动齿轮弯曲应力符号类型数值主动139.970MPa从动101.241MPa当代入的数值是Tce，Tce中较小的时，计算结果为690MPa;将Tcf代入式中计算时，计算结果为210.920MPa,符合要求。图3-5弯曲系数J（3）轮齿齿面之间发生接触时的强度齿面之间发生接触时的应力的计算公式，参考表3-10：（3-10）表3-10式3-10中各符号参数值符号名称数值齿面有接触发生时的应力d1较宽一侧的分度圆直径60mmb主、从齿面宽较小值64齿面品质系数1.0福田风景V3的减速器综合的弹性系数J福田风景V3的减速器接触强度的综合系数0.163主动锥齿轮的计算转矩的计算方法，需要用到Tce，Tcs较小数和Tcf的值进行计算；将各参数进行计算得结果如表3-11所示：表3-11主动齿轮计算转矩取值计算公式计算结果Tc1=2163.451N·mMPaTcf=N·mMPa当将Tcf的值代入进行计算时，计算结果为MPa；当将Tce，Tcs中较小值代入公式来进行计算时，计算结果为。满足设计要求。最大可持续正常工作的载荷决定齿轮的疲劳寿命，当对齿轮的强度进行计算时。转矩的最大值Tce和它的最大附着转矩Tcs只能用来检验最大应力的数值是多少。主减速器轴承的载荷计算锥齿轮齿面上的作用力导致轴承损坏一般没有其他原因，只有一种可能，那就是疲劳导致损坏，所以在计算时只需要输入的当量转矩Td。（3-11）i为各档传动比，f为各档使用率通过查找机械设计手册可知=1%，=2.7%，=17%，=79.7%,=17%；=4，=1.632，=1，=0.707，=2.440；=60%，=55%，=49%，=49%，=49%；得=436.150N·m。计算齿面中点的分度圆直径需用到以下公式，参考表3-12：（3-12）（3-13）表3-12各符号参数值符号名称数值d2节圆的直径/从动380mmb齿轮的齿面宽/从动64mm节锥角/从动、齿轮齿数/主动和从动z1=6，z2=38将以上结果进行计算得：取值为50.021mm；的取值为318.780mm。福田风景V3减速器从动齿轮齿宽中点处的圆周力，参考表3-13。齿宽中点处的圆周力为（3-14）式中：中点处的圆周力：KN表3-13式3-14中各符号参数值符号名称数值当量转矩处于齿面中点位置时的分度圆直径/主动50.021mm中点位置上的圆周力17.438KN通过公式可以得知，在同一组齿轮副中，齿轮拥有相同大小的圆周力。关于轴向力和径向力解析如图3-6所示。图3-6齿面的受力图根据分析：（3-15）（3-16）（3-17）将数值进行计算得到各项参数如表3-14所示：表3-14轴向力和径向力的计算齿轮类型力类型公式数值主动轴向（3-18）N主动径向（3-19）N轴承载荷的计算骑马式从动锥齿轮的轴承径向载荷的计算和悬置式的主动锥齿轮轴承径向载荷的计算，如图3-7及图3-8。图3-7骑马式从动锥齿轮图3-8悬置式主动锥齿轮表3-15各符号参数值齿轮数值主动a=41.40mm，b=60.1mm从动c=181.2mm，d=173.2mm轴承的径向载荷,用以下公式计算，参考表3-15所示。（3-20）（3-21）其中的取值：=N，F=N，=N；计算得到所需的分度圆直径如表3-16所示：表3-16主、从动齿轮分度圆直径符号齿轮类型名称数值主动中点位置时的分度圆直径mmd2m从动中点位置时的分度圆直径mm轴向力=N；轴向力=0N以下为C、