货车主减速器结构设计车辆工程

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题 目： 中型货车主减速器构造设计

一、设计题目

中型货车主减速器构造设计

二、设计参数

驱动形式:4*2后驱 轴距: 4700mm 轮距: 1900mm/1900mm 整备质量:3650kg 额定载质量:4830kg

前后轴负荷: 1900kg/1750kg 3060kg/20kg 前后悬架长度:1100mm/1200mm

目录

1 前言1 2 主减速器设计2

2.1发动机最大功率的计算2 2.2发动机最大转矩的计算2 2.3主减速比确实定3 2.4主减速器计算载荷确实定3 2.5锥齿轮主要参数的选择5

. 最高车速:98km/h 最大爬坡度:30%

汽车长宽高: 7000mm/2000mm/2300mm 变速器传动比:5.06 4.016 3.09 1.71 1 4.8 轮胎型号: 8.25-16 离地间隙:300mm

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2.6主减速器锥齿轮轮齿强度的计算8 3 差速器设计10

3.1差速器齿轮主要参数选择10 3.2差速器齿轮强度计算13 4齿轮的材料的选择及热处理14 5 结论15 参考文献16

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1 前言

全世界围的汽车数量越来越多，汽车工业的开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，准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开展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，因此，开拓和开展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景

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2 主减速器设计

2.1发动机最大功率的计算

假设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

Pemax1GfCDA3vamaxvamax(2-1) T36007614062A为迎风面积。A0.78Bh0.78*2000*2300*103.58m；

CD空气阻力系数货车选为0.8；

f对于载货汽车可取0.015-0.020，这里取0.019；

算的Pemax=81.6kw

货车柴油机到达最大功率时的发动机转速围是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。因此要对矿震进展分类，并且出现了多种分类方法

2.2发动机最大转矩的计算

Temax99Pemaxnp(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。

Temax=329N.m

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2.3主减速比确实定

i对于具有很大功率的轿车、客车、长途公共汽车，0值应按下式来确定

i00.377rrnpvamaxigH (2-3)

rr——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； np——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；

vamaxigH——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方法来得到足够的功率储藏，主减速

i比0一般比求得的要大10%~25%

取i0=5.0

2.4主减速器计算载荷确实定

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Tce

TcekdTemaxki1ifi0n(2-4)式3.2

kd——变矩系数，由于不采用液力变矩器，所以为1；

i1——变速器一挡传动比，在此取5.06;

i0——主减速器传动比在此取5.0;

——分动器传动比；由于不采用分动器，所以为1；

ifTemax——发动机的输出的最大转矩，在此取329Nm;

k0——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；

n——该汽车的驱动桥数目在此取1；

——传动系上传动局部的传动效率，在此取0.96

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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Tcs

GmrrTcs22mim(2-5)

G2——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

m2取1.2

'——轮胎对路面的附着系数，在此取=0.85；

m、im——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Tcf

TcfFtrrimmn(2-6)

Ft——日常行驶时的牵引力。取6246N 算得：

Tcf= 22N·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。

主动锥齿轮的计算转矩为

TzTci0g(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%。

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算得：

当Tc=min[Tce,Tcs]=8134.6时，Tz=1776N•m 当Tc=Tcf时，Tz=555N·m

2.5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z1和z2、从动锥齿端分度圆直径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。

2.5.1主、从动锥齿轮齿数z1和z2

因设计的车辆为商用车，所以原那么上z1≥6又因主传动比为5.0 z1=6，z2=6*5.0=30.534 z1=7，z2 =7*5.0=35.623 z1=8，z2 =8*5.0=40.712 z1=9，z2 =9*5.0=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。

2.5.2从动锥齿端分度圆直径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可根据经历公式初选，即

D2KD23Tc (2-8)

KD2——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：

D2=〔13.0～15.3〕38134.6=〔261.45～321.78〕mm；

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初选D2=310mm，那么齿轮端面模数ms=D2/z2=310/46=6.739mm 同时ms还应满足msKm3TC

(2-9)

Km为模数系数，取0.3～0.4.

msmin6.033 msmax8.045

6.739,<8.045,故满足设计要求。

2.5.3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0.3倍，即b20.3A2，而且b2应满足b210ms，一般也推荐b2=0.155D2=0.155*310=48mm

小齿轮齿面宽b1=1.148.05=52.8mm。

2.5.4双曲面齿轮副偏移距E

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

2.5.5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+5算得1=45.30，选用45度。

sinED2b222z2E+90

d2z1(2-10)

310.1733 (2-11)

31048.0522得=9.97º

21=35.03º初选35º

其平均螺旋角为

1〔12〕=40º 22.5.6 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。

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2.5.7法向压力角

载货汽车一般选用22.5°的压力角，所以在这里初选22.5°。

2.5.8齿轮根本参数

表3-1双曲面齿轮主要参数

序号 工程 名称 数值 1 2 3 4 5 6 7

8 9

10

11

12 13 14 15 16

17 18 19 20 21 22

. 小齿轮齿数 大齿轮齿数 大齿轮齿面宽 小齿轮轴线偏移距 大齿轮分度圆直径 刀盘名义半径 小齿轮节锥角

小齿轮中点螺旋角 大齿轮中点螺旋角

大齿轮节锥角

大齿轮节锥角顶点到小齿轮节锥轴线

的距离

大齿轮节锥距 大齿轮齿顶角 大齿轮齿根角 大齿轮齿顶高 大齿轮齿根高

径向间隙 大齿轮齿全高 大齿轮齿工作高 大齿轮面锥角 大齿轮根锥角 大齿轮外圆直径

Z1 Z2 F E d2 rd r1

β1 β

r2

Z A0 θ2 δ2 h2’ h2’

C h hg r02 rR2 d02

9 46 48 31 310 152.4 12°52 '21″

45° 31°45'″

76°47'18″

-0.02

159.34 0.904° 4.414° 1.868 10.481

1.3 12.349 10.985 77°41'33″ 72°22'24″ 310.8

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23 24

大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离 大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的

距离

X02 Z0

34.591 -0.682

25 26 27 28 29 30 31 32 33 34

大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离

小齿轮面锥角

小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离

小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离 小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离

小齿轮的外圆直径

小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离

小齿轮根锥角 最小齿侧间隙允许值 最大齿侧间隙允许值

Zr r01 G0 BR B1 d01 GR rR1 Bmin Bmax

1.840 17°11'4″ -3.592 151.803 101.584 91.671 3.767 11°59'23″

0.200 0.270

2.6主减速器锥齿轮轮齿强度的计算

2.6.1单位齿长上圆周力

主减速器齿轮的外表耐磨性，常常用单位齿长圆周力来估算，即

pF N／mm (2-12) b2F——作用在轮齿上圆周力。

b2——从动齿轮的齿面宽，在此取52.8mm。 按发动机 最大转矩计算时

p2kdTemaxkigifnD1b2

(2-13)

mzDDs1=60.651mm，1=D1为主动齿轮分度圆直径，D1的值不容易直接确定，但1计算时将D1′代入计算，D1′由于为最小值，如D1′满足设计要求，那么D1必定满足要求。

当货车挂一档时，

p2*1*329*5.06*1*0.963*10=1097.9N/mm

1*60.651*48 . 可修编-

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当货车挂直接档时，

p按驱动轮打滑计算：

2*1*329*1*1*0.963*10=216.9N/mm

1*60.651*48'

2G2m2rr3p*101963N/mmD2b2imm(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。

2.6.2轮齿弯曲强度

锥齿轮的齿根弯曲应力为

(2-15)

KS为尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，在这里kS=〔6.739/25.4〕0.25=0.72.km为齿轮分配系数取1.kV为质量系数当接触良好齿距及径向跳动精度高时，取1.b为齿轮吃面宽。D为齿轮的大端分度圆直径。JW为齿轮的轮齿弯曲应力综合系数。J〔小齿轮〕=0.3，J〔大齿轮〕=0.252.

对于从动齿轮，当Tc=8314N*m时，

w2当Tc=22N*m时

2103813410.721430.7MPa700MPa 16.7390.25248*3102103245210.721127.0MPa200MPa 16.7390.25248*310w2’对于主动齿轮，当Tc〔换算后〕=1581N*m

w22103158110.721351.6MPa700MPa 16.7390.352.8*60.651210349410.721109.8MPa200MPa 16.7390.352.8*60.651当Tc〔换算后〕=494N*m时

w22.6.3轮齿的接触强度

锥齿轮轮齿的齿面接触应力为

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Cp2TK0KsKmKf103 jd1KvbJ (2-16)

T为主动齿轮的计算转矩；Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm.Kf外表质量系数，取1.0；J计算接触应力的综合系数它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，选取J=0.172。b为b1和b2中较小的一个，取48mm。

上述按min[TCE,TcS]计算最大接触应力不应超过2800MPa，按Tcf计算疲劳接触强度盈利不应超过1750MPa。主从动齿轮的齿面接触应力是一样的。

对于主动齿轮，当Tc=1581N*m

232.6215811111103j2373.3MPa2800MPa

60.6511480.172当Tc〔换算后〕=494N*m时

232.624941111103j1326MPa1750MPa

60.6511480.172由以上结果可知，所选的各项参数满足设计要求。

3差速器设计

3.1差速器齿轮主要参数选择

3.1.1行星齿轮数n

行星齿轮数n需根据承载情况来选择。通常情况下，轿车n=2，货车和越野车n=4.此

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次设计的普通对称式圆锥行星差速器的行星齿轮数n取4。

3.1.2行星齿轮球面半径Rb确实定

行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经历公式来确定：

RbKb3Td(3-1)

式中：

Kb——行星齿轮球面半径系数，Kb2.52~2.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值； Td——差速器计算转矩,T=min[T,T]=8134N*m

d

ce

cf

代入上式，

Rb=50.68mm

行星齿轮节锥距A0为：A0=(0.98—0.99)Rb=(49.67—50.17)mm取A0=50mm

3.1.3行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择

为了使轮齿有较高的强度，行星齿轮的齿数Z1应取少些，但Z1一般不少于10。半轴齿轮齿数Z2在14～25选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比Z2／Z1在1．5～2．0的围。模数m应不小于2.

初取Z1 =12，Z2=18，那么Z2／Z1=1.5，2Z2／Z1为整数的条件。

3.1.4行星齿轮和半轴齿轮节锥角1,2及模数m

行星齿轮和半轴齿轮节锥角1,2分别为：

z1/z2)1arctan((3-2) z2/z1)2arctan(计算得：

181233.69，2arctan56.31 1812锥齿端端面模数m为：

1arctanm2A02A0sin1sin2=4.62取m为5mm z1z2行星齿轮节圆直径：d1=mz1=5*12=60mm 半轴齿轮节圆直径：d2=mz2=5*18=90mm

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3.1.5压力角

目前，汽车差速器的齿都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，并且在小齿轮〔行星齿轮〕齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20°的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选22.5°的压力角。

3.1.6行星齿轮轴直径d及其深度L确实定

行星齿轮轴直径d(mm)为：

T0103d (3-3)

1.1cnl式中：

T0——差速器传递的转矩，N·m；由上可知为8134N·m；

n——行星齿轮的数目；在此为4；

l——行星齿轮支承面中点至锥顶的距离,l≈0.5d2′,d2′为半轴齿轮齿面宽中点处的直径而d2′≈0.8d2；

c——支承面的许用挤压应力，在此取98 MPa；

算得d=29.55mm。

行星齿轮在轴上的支承长度L为：

L1.1d32.5mm (3-4)

表3-1 差速器半轴齿轮及行星齿轮参数表

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

工程 齿轮齿数z 端面模数m 节圆直径d 节锥距A0 节锥角r 齿面宽F 法向压力角α 齿顶高h’ 齿根高h〞 径向间隙c 齿工作高hg 齿全高h

行星齿轮 12 5 60 50 33.69° 15 25° 5.028 3.912 0.991 8 8.991

半轴齿轮 18 5 90 50 56.31° 15.7 25° 2.972 5.968 0.991 8 8.991

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13 14 15 16 齿根角δ 面锥角r0 根锥角rR 外圆直径d01 4.474° 38.1° 29.216° 68.307 6.807° 60.784° 49.503° 93.297

3.2差速器齿轮强度计算

轮齿弯曲应力w(MPa)为:

w2Tkskmk103 (3-5)

vmb2d2Jn式中：

n——行星齿轮数；

J——为综合系数，取0.225； b2——半轴齿轮齿宽。

d2——半轴齿端分度圆直径； T——半轴齿轮计算转矩，T=0.6T0；

ks、km、kv按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取。 当T0min[Tce,Tcs]时，[w]980MPa；

计算得：2594.281031.00.6661.1w1.03.5287020.350478.6MPaw980MPa

所以，符合要求。

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4齿轮的材料的选择及热处理

a.主减速器锥齿轮的损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。汽车主减速器用的弧齿准双曲面锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造，在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi。

用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿外表硬度应到达58～HRC 为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合和咬死，在热处理及精加工后，作厚度为0.005~0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进展应力喷丸处理，这样可以提高齿轮寿命的25%。还可以对齿轮进展渗硫处理，以提高耐磨性。

b.差速器齿轮与主减速器齿轮一样，根本上都是用渗碳合金钢制造，本次设计齿轮所采用的钢与主减速器齿轮一样，为20CrMnTi。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。

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5结论

我国目前汽车工业较不兴旺，我国未来的汽车工业开展前景广阔，开展和改善汽车及其零部件的制造技术是非常必要的。

本文根据中型货车的承载能力等因素，综合考虑各个因素设计了主减速比不是很大单级主减速器。主减速器齿轮采用的是准双曲面弧齿圆锥齿轮，而差速器采用的是普通锥齿轮

本设计还存在缺乏之处。一是由于准双曲面齿轮参数计算复杂，采用了C语言编程，本人掌握的还不够熟练；另一方面，实际影响因素可能考虑不够完善，可能会影响所设计的主减速器的实际使用。

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参考文献

[1] 惟信.汽车设计[M].:清华大学.2000 [2] 余志生.汽车理论[M].:机械工业.2001

[3] Journals.A putation Method for Braking Torque of Eddy Current Retarder.2004-07-01

[4] L. A. Zadeh. The concept of a linguistic variable and its application to approximate reasoning, Part Ⅲ

[J].Information Sciences,2000,(8):199-202. [5] 作模.机械原理[M].高等教育. [6] 志礼.机械设计[M].东北大学.

[7] 家瑞.汽车构造[M].第五版.: 人民交通.2007 [8] 炳力.汽车设计[M]..工业大学.2021 [9]纪名刚.机械设计[M].第七版.高等教育.2005 [10]庆芬.机械专业英语[M].工程大学.2004.

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