貨車主減速器結構設計車輛工程

..題目：中型貨車主減速器構造設計一設題中型貨主減速器構設計二設參驅動形式:4*2后驅軸距:4700mm輪距:1900mm/1900mm整備質量:3650kg額定載質量:4830kg前后軸負荷:1900kg/1750kg3060kg/5420kg前后懸架長度:1100mm/1200mm1前言12主減發(fā)動機最2發(fā)動機最2主減速比3主減速器3錐齒輪主5.

最高車速:98km/h最大爬坡度:30%汽車長寬高:7000mm/2000mm/2300mm變速器傳動比:5.064.0163.091.7114.8輪胎型號:8.25-16離地間隙:300mm.word.zl.

.-主減速器3差速10差速器齒10差速器齒134145結論1516.

可修編-

..1前言全世界圍的汽車數(shù)量越來越多，汽車工業(yè)的開展水平成為了衡量一個國家整體工業(yè)水平和綜合經(jīng)濟實力的標志之一，充分顯示出其巨大的經(jīng)濟效益和社會效益。隨著科學技術的不斷進,和高尖端技術在各個方面更為廣泛的應用,機械系統(tǒng)和機械產(chǎn)品對于傳動裝置尤其是減速器等減速裝置的要求也在不斷的提升那些能在小空間小體積下提供大傳動比、高輸出扭矩、低輸出轉速的減速器將成為未來減速裝置的主流減速器是一種動力傳達機構，利用齒輪的速度轉換器，將發(fā)動機機的回轉數(shù)減速到所要的回轉數(shù)，并得到較大轉矩的機構。在目前用于傳遞動力與運動的機構中，減速器的應用圍相當廣泛。幾乎在各式機械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡，從交通工具的船舶、汽車、機車，建筑用的重型機具，機械工業(yè)所用的加工機具及自動化生產(chǎn)設備，到日常生活中常見的家電，鐘表等.其應用從大動力的傳輸工作，到小負荷，準確的角度傳輸都可以見到減速器的應用，且在工業(yè)應用上，減速器具有減速及增加轉矩功能。因此廣泛應用在速度與扭矩的轉換設備減速器和齒輪的設計與制造技術的開展，在一定程度上標志著一個國家的工業(yè)水平，因此，開拓和開展減速器和齒輪技術在我國有廣闊的前景..word.zl.

Dan.-Dan2

主減速器設計2.1發(fā)動機最大功率的計算假設給出了預期的最高車速，選擇的汽車發(fā)動機功率應大體等于，但不小于以最高車速行駛時行駛阻力之和，即Pe

T

Av

3

a

A為迎風面積。

A0.78B0.78**2300*10

2

；C

D

空氣阻力系數(shù)貨車選為0.8f

對于載貨汽車可取0.015-0.020這里取0.019算的P

=81.6kw貨車柴油機到達最大功率時的發(fā)動機轉速圍是1800r/min-2600r/min在此選擇n=2600r/minp存在不同種類，不能用同一機理去解釋不同礦震的成因和現(xiàn)象。更不能用單一方法或措施去預測和防治礦震。因此要對礦震進展分類，并且出現(xiàn)了多種分類方法2.2發(fā)動機最大轉矩的計算

P9549maxp為轉矩適應性系數(shù)，一般在1.1-1.3之間選取，此1.1。T

e

=329

..

可修編-

ii.ii.2.3主減速比確實定對于具有很大功率的轎車、客車、長途公共汽車，0應按下式來確定i0

v

rnrpiagH

r

r

——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為8.25-16，滾動半徑為0.407m

——最大功率時的發(fā)動機轉速，在此取2600r/min；

——汽車的最高車速，在此為98Km/min；i

——變速器最高擋傳動比，為1；對于其他汽車來說，為了用稍微降低最高車速的方法來得到足夠的功率儲藏，主減速比0一般比求得的要大10%~25%取

i

=5.0892.4主減速器計算載荷確實定按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩T

ceTce

Tkiiidemax1fn

i

——變矩系數(shù)，由于不采用液力變矩器，所以為1；——變速器一擋傳動比，在此取5.06;i0

——主減速器傳動比在此取5.089;i

f

——分動器傳動比；由于不采用分動器，所以為1；T

emax

——發(fā)動機的輸出的最大轉矩，在此取329Nk

0

——結合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般的載貨汽車取k=1.0k0為1；

——該汽車的驅動橋數(shù)目在此取1；——傳動系上傳動局部的傳動效率，在此取0.96..word.zl.

cf.-cf算得:T=8134.6N·mce按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩GmT22rim

T

——滿載狀態(tài)下，一個驅動橋上的靜載荷，該車為后輪驅動，故驅動橋的靜載荷即為后軸的載荷。為53116N

取1.2

——輪胎對路面的附著系數(shù)，在此取=0.85；

m

、i

m

——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，均取1.算得：Tcs按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩FrtrimF—日常行駛時的牽引力。取6246Nt算得：

T

T

=由式3.2和式3.3求得的計算轉矩，是作用到從動錐齒輪上的最大轉矩，不同于用式3.4求得的日常行駛平均轉矩。當計算錐齒輪最大應力時，計算轉矩T應取前面兩種的較c小值；當計算錐齒輪疲勞壽命時，T取T。C主動錐齒輪的計算轉矩為

i

式中，i為主減速比；η為主、從動錐齒輪間的轉動效率，對于雙曲面齒輪副，當iog≥6時，取85%，當i時，取90%。這里結合已有數(shù)據(jù)，取90%。0

0.

可修編-

czzczzD.算得：cecsT

2.5錐齒輪主要參數(shù)的選擇主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)和、從動錐齒輪大端分度圓直徑D和端面模數(shù)m主、從動錐齒輪齒面寬b和b、雙曲面齒輪副的偏移距、中點螺2s12旋角β、法向壓力角α等。主zz

因設計的車輛為商用車，所以原那么上z≥6又因主傳動比為5.0891z1=6z1=7=7*5.089=35.623z1=8=8*5.089=40.712z1=9=9*5.089=45.901……分析以上數(shù)據(jù)，當z=9時，取得z=45.901取46，z不是很大，且9與46有公約121數(shù)經(jīng)過驗證負荷要求。因此初選z=912從對于單級主減速器，增大尺寸D會影響驅動橋殼的離地間隙，減小D又會影響跨置22式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。D可根據(jù)經(jīng)歷公式初選，即2D

K

c

K——直徑系數(shù)，一般取13.0T—從動錐齒輪的計算轉矩，為T和T中的較小者取其值為3229.27N；cce由式3.10得：D

=〔13.0

=〔261.45～321.78mm；..word.zl.

應.-應初選D=310，那么齒輪端面模數(shù)m/z=310/46=6.7392s22

同時m還應滿足s

ms

3

C

K

m

為模數(shù)系數(shù)，取0.3～0.4

.6.739,<8.045,故滿足設計要求。

min主bb對于從動錐齒輪齒面寬b不大于其節(jié)錐距A的0.3倍22

bA22滿足

ms

，一般也推薦b=0.155D=0.155*310=48mm22小齒輪齒面寬b1雙

E對于總質量較大的商用車E≤(0.10--0.12)D,取E=0.1d=31mm且取E≤2220%A,E=31mm2中β主動齒輪中點處的螺旋角可按下式初選:

zz

算得=45.30選用45度。sin

Db2

48.05

=9.97o

初選35o其平均螺旋角為〔螺

通常來說，汽車主減速器小錐齒輪一般為左旋，而大齒輪為右旋。.

可修編-

..法載貨汽車一般選用的壓力角，所以在這里初選22.5°。齒

g

02

02

.

.word.zl.

mz.-mz

02

0

01

0

1

01

min

2.6主減速器錐齒輪輪齒強度的計算單主減速器齒輪的外表耐磨性，常常用單位齒長圓周力來估算，即——作用在輪齒上圓周力。

F

——從動齒輪的齒面寬，在此取52.8mm按發(fā)動機最大轉矩計算時2kimaxgfpb2D為主動齒輪分度圓直徑D的值不容易直接確定，但11

D

D

=s1=60.651mm計算時將D′代入計算D′由于為最小值，如D′滿足設計要求，那么D必定滿足要111求。當貨車掛一檔時，p

2*1*329*5.06*1*1*60.651*48

.

可修編-

..p

2*1*329*1*1*0.961*60.651*

p

2r*103Nbi2m

發(fā)現(xiàn)不滿足許用應力值，但是，在現(xiàn)代汽車設計中，由于材料加工工藝等制造質量的提高，許用應力有時高出20%-25%而且，對于驅動輪打滑這種極限工況，在現(xiàn)代汽車應用中，發(fā)動機不可能提高這樣大的轉矩。因此此項值僅為極限工況下的一種檢驗，在計算數(shù)值偏差不是很大的情況下，可以認為滿足設計要求。輪K為尺寸系數(shù)，它反映了材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，在S這里k為齒輪分配系數(shù)取為質量系數(shù)當接觸良好齒距及徑SV向跳動精度高時，取1.b為齒輪吃面寬。D為齒輪的大端分度圓直徑。J為齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)。〔小齒輪〕=0.3〔大齒輪〕=0.252.c

w2

0.252*

430.7MPaMPc

’

24520.252*

MP200MPc

w2

30.726.7390.352.8*

MP700MPcw輪

349452.8*

MPMP錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為..word.zl.

sfCsfCK

j

CTKK

T為主動齒輪的計算轉矩；p料的彈性系數(shù)鋼制齒輪副取232.6/mm.f外表質量系數(shù)，取1.0；J計算接觸應力的綜合系數(shù)它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，選取J=0.172為b1和b2較小的一個，取48mm。上述按min[T,T]計算最大接觸應力不應超過2800MPa，按Tcf計算疲勞接觸強度盈利不應超過1750MPa。主從動齒輪的齒面接觸應力是一樣的。對于主動齒輪，當Tc=1581N*m

j

232.6215811

2373.3aMPc

j

60.6511

MPa1750MPa由以上結果可知，所選的各項參數(shù)滿足設計要求。3速3.1差速器齒輪主要參數(shù)選擇行n行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來選擇。通常情況下，轎車n=2貨車和越野車n=4.此.

可修編-

12AA12AA12.次設計的普通對稱式圓錐行星差速器的行星齒輪數(shù)取4行R確實b

行星齒輪球面半徑R反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力經(jīng)歷公式b來確定：RK

T

式中KTd

~bb——差速器計算轉矩,T=min[T,T]=8134N*mdce代入上式，R=50.68mmb行星齒輪節(jié)錐距A為：A=(0.98=(49.67—50.17)mm取A=50mm00b0行為了使輪齒有較高的強度，行星齒輪的齒數(shù)Z應取少些，但Z一般不少于。半軸11齒輪齒數(shù)Z在14用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比Z／Z在1～2212．0的圍。模數(shù)m應不小于2.初取Z=12，Z=18那么／Z=1.5，2Z／Z為整數(shù)的條件。122121行

,1

數(shù)m

,2

計算得：

arctan(/z)12arctan(z/z)21

1

arctan

33.69

2

arctan

56.31錐齒輪大端端面模數(shù)m為：0sinz12行星齒輪節(jié)圓直徑：d=mz=5*12=60mm11半軸齒輪節(jié)圓直徑：d=mz=5*18=90mm22..word.zl.

.-壓

目前，汽車差速器的齒輪大都采用22.5°的壓力角，齒高系數(shù)為最小齒數(shù)可減少到10，并且在小齒輪〔行星齒輪〕齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數(shù)比壓力角為20°的少，故可以用較大的模數(shù)以提高輪齒的強度。在此選22.5°的壓力角。行d及確行星齒輪軸直徑d(mm)：01.1式中：

T

——差速器傳遞的轉矩，N·m；由上可知為8134N·m；

——行星齒輪的數(shù)目；在此為4；l——行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x,l′為半軸齒輪齒面寬中點處的直22徑而d′≈0.8d；22——支承面的許用擠壓應力，在此取98MPa；算得d=29.55mm。行星齒輪在軸上的支承長度L：d32.5mm

0

’〞c

g

.

可修編-

ww.ww.

0

01

3.2差速器齒輪強度計算輪齒彎曲應力()為:kd式中：

n——行星齒輪數(shù)；——為綜合系數(shù)，取0.225b2——半軸齒輪齒寬。d2——半軸齒輪大端分度圓直徑；T—半軸齒輪計算轉矩，T=0.6T；0ks、kv按主減速器齒輪強度計算的有關數(shù)值選取。當

Tmin[]

時，

[]980MPaw

；計算得：

594.280.6660.350

MPa所以，符合要求