主减速器结构设计--车辆工程

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:1额定载质量:4830kg轮胎型号:前后轴负荷:1900kg/1750kg3060kg/5420kg离地间隙:300mm前后悬架长度:1100mm/1200mm目录1前言.......................................................................................................................02主减速器设计.......................................................................................................1发动机最大功率的计算...........................................................................................................................................1发动机最大转矩的计算...........................................................................................................................................1主减速比的确定......................................................................................................................................................2主减速器计算载荷的确定.......................................................................................................................................2锥齿轮主要参数的选择...........................................................................................................................................4主减速器锥齿轮轮齿强度的计算...........................................................................................................................73差速器设计.........................................................................................................10差速器齿轮主要参数选择.....................................................................................................................................10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.....................................................................................................................14参考文献.................................................................................................................151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主减速器设计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max3maxmax7614036001aDaTevACvGfP(2-1)A为迎风面积。2658.310*2300*2000*78.0h78.0mBA；DC空气阻力系数货车选为；f对于载货汽车可取，这里取；算的Pemax=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发动机最大转矩的计算peenPTmaxmax9549(2-2)为转矩适应性系数，一般在之间选取，此处取。maxeT=329mN.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，0i值应按下式来确定gHaprivnrimax0377.0(2-3)rr——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为，滚动半径为；pn——最大功率时的发动机转速，在此取2600r/min；maxav——汽车的最高车速，在此为98Km/min；gHi——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0i一般比求得的要大10%~25%取0i=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TceniikiTkTfedce01max(2-4)式dk——变矩系数，由于不采用液力变矩器，所以为1；1i——变速器一挡传动比，在此取;0i——主减速器传动比在此取;fi——分动器传动比；由于不采用分动器，所以为1；maxeT——发动机的输出的最大转矩，在此取329mN;0k——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=，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，在此取算得:Tce=·m按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩csTmm'22ircsrmGT(2-5)2G——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'2m取——轮胎对路面的附着系数，在此取=；mmi、——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cfTnirFTmmrtcf(2-6)Ft——日常行驶时的牵引力。取6246N算得：cfT=2542N·m由式和式求得的计算转矩，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g0iTTcz(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]=时，zT=1776N•m当Tc=cfT时，zT=555N·m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1z和2z、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。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z1=6，z2=6*=z1=7，z2=7*=z1=8，z2=8*=z1=9，z2=9*=……分析以上数据，当z1=9时，取得z2=，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。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322cDTKD(2-8)2DK——直径系数，一般取～；Tc——从动锥齿轮的计算转矩，为Tce和Tcs中的较小者取其值为•m；由式得：2D=（～）36.8134=（～）mm；初选D2=310mm，则齿轮端面模数ms=D2/z2=310/46=mm同时ms还应满足3CmsTKm(2-9)mK为模数系数，取～.033.6minsm045.8maxsm,,故满足设计要求。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的倍，即223.0Ab，而且2b应满足smb102，一般也推荐b2==*310=48mm小齿轮齿面宽b1=。双曲面齿轮副偏移距E对于总质量较大的商用车E≤取E==31mm且取E≤20%A2,E=31mm中心螺旋角β主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:1=25+521zz+902Ed(2-10)算得1=，选用45度。1733.0205.4823103122sin22bDE(2-11)得=º12=º初选35º其平均螺旋角为21（21）=40º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。法向压力角载货汽车一般选用°的压力角，所以在这里初选°。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Z192大齿轮齿数Z2463大齿轮齿面宽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rd7小齿轮节锥角r112°52'21″