中型货车主减速器结构设计

d2
310
6
刀盘名义半径
rd
152.4
7
小齿轮节锥角
r1
12°52'21″
8
小齿轮中点螺旋角
β1
45°
9
大齿轮中点螺旋角
β
31°45'54″
10
大齿轮节锥角
r2
76°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
θ2
0.904°
14
——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；
——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
(2-5)
——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53116N
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/1750kg3060kg/5420kg
离地间隙:300mm
前后悬架长度:1100mm/1200mm
三、设计要求
（1）总装图1张
（2）零件图2张
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
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)
A为迎风面积。 ；
空气阻力系数货车选为0.8；
对于载货汽车可取0.015-0.020，这里取0.019；
B1
101.584
30
小齿轮的外圆直径
d01
91.671
31
小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离
GR
3.767
32
小齿轮根锥角
rR1
11°59'23″
33
最小齿侧间隙允许值
Bmin
0.200
34
最大齿侧间隙允许值
Bmax
0.270
2
2
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)
主动锥齿轮的计算转矩为
(2-7)
式中，io为主减速比；ηg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
当Tc= 时， =555N·m
2
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β、法向压力角α等。
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
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
(2-2)
为转矩适应性系数，一般在1.1-1.3之间选取，此处 取1.1。
取 =5.089
2
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)式3.2
——变矩系数，由于不采用液力变矩器，所以为1；
——变速器一挡传动比，在此取5.06;
——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；
——发动机的输出的最大转矩，在此取329 ;
23
大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离
X02
34.591
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
Zr
1.840
26
小齿轮面锥角
r01
17°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
BR
151.803
29
小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离
其平均螺旋角为 （ ）=40º
2
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
载货汽车一般选用22.5°的压力角，所以在这里初选22.5°。
2.5
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
Z1
9
2
大齿轮齿数
Z2
46
3
大齿轮齿面宽
F
48
4
小齿轮轴线偏移距
E
31
5
大齿轮分度圆直径
（3）课程设计说明书（5000～8000字）1份
四、进度安排（参考）
（1）熟悉相关资料和参考图2天
（2）确定基本参数和主要结构尺寸2天
（3）设计计算3天
（4）绘制总装配草图4天
（5）绘制总装配图2天
（6）绘制零件图2天
（7）编写说明书3天
（8）准备及答辩3天
五、指导教师评
成绩：
指导教师
日 期
摘要
主减速器是汽车驱动桥的重要组成部分，本设计通过对国内外汽车主减速器结构和特点的分析和根据给定数据的计算，从发动机的最大功率和最大转矩入手，估算主减速器的传动比并选定减速器的类型。设计主减速器齿轮，校核其强度并选定减速器主动锥齿轮、差速器半轴齿轮和行星齿轮等。通过理论的计算和对主减速器实际工作情况的分析，设计了能够满足中型货车使用要求的单级主减速器。
=329
2
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
(2-3)
——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；
——最大功率时的发动机转速，在此取2600r/min；
——汽车的最高车速，在此为98Km/min；
——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 一般比求得的要大10% 25%
=（13.0～15.3） =（261.45～321.78） ；
初选D2=310 ，则齿轮端面模数ms=D2/z2=310/46=6.739
同时ms还应满足 (2-9)
为模数系数，取0.3～0.4.
6.739,<8.045,故满足设计要求。
2
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 应满足 ，一般也推荐b2=0.155D2=0.155*310=48mm
2
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
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。
辽宁工程技术大学
课 程 设 计
题 目：中型货车主减速器结构设计
班 级：汽车08-2
学 号：
姓 名：
指导教师：
完成日期：2011.12.25
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
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
Keywords: final drive; bevel gear; deceleration devices; differential; drive axle
1
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
大齿轮齿根角
δ2
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
C
1.364
18
大齿轮齿全高
h
12.349
19
大齿轮齿工作高
hg
10.985
20
大齿轮面锥角
r02
77°41'33″
21
大齿轮根锥角
rR2
72°22'24″
22
大齿轮外圆直径
d02
310.854
2
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)
——直径系数，一般取13.0～16.0；
Tc——从动锥齿轮的计算转矩，为Tce和Tcs中的较小者取其值为3229.27N•m；
由式3.10得：
取1.2
——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
(2-6)
Ft——日常行驶时的牵引力。取6246N
算得：
=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。
关键词：主减速器；锥齿轮；减速装置；差速器；驱动桥
Abstract
Vehicle drive axle final drive is an important part of the design of domestic and foreign cars through the main gear box structure and characteristics of the analysis and calculations based on the given data, from the engine's maximum power and maximum torque to start, to estimate the main reducer transmission ratio and the type of the selected gear. Design of the final drive gear, check itsstrength and selected active bevel gear reducer, differential axle gears and planetary gears. Through theoretical calculations and the main gear box analysis of the actual work, a medium goods vehicle designed to meet the requirements of the single-stage mainreduction gear.
小齿轮齿面宽b1=1.ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ 48.05=52.8mm。
2
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
主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:
= + + (2-10)
算得 =45.30，选用45度。
(2-11)
得 =9.97º
=35.03º初选35º
F——作用在轮齿上圆周力。
——从动齿轮的齿面宽，在此取52.8mm。
按发动机最大转矩计算时
(2-13)
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′满足设计要求，则D1必定满足要求。
当货车挂一档时，
*10 =1097.9N/mm
当货车挂直接档时，
*10 =216.9N/mm
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。