货车主减速器结构设计车辆综合项目工程.doc

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
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/mm/2300mm
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
先后轴负荷：1900kg/1750kg 3060kg/5420kg
离地间隙:300mm
先后悬架长度:1100mm/1200mm

目录

1 前言 1
2 主减速器设计 2
2.1发动机最大功率计算 2
2.2发动机最大转矩计算 2
2.3主减速比拟定 2
2.4主减速器计算载荷拟定 3
2.5锥齿轮重要参数选取 4
2.6主减速器锥齿轮轮齿强度计算 7
3 差速器设计 10
3.1差速器齿轮重要参数选取 10
3.2差速器齿轮强度计算 12
4齿轮材料选取及热解决 13
5 结论 14
参照文献 15

1 前言
全世界范畴内汽车数量越来越多，汽车工业发展水平成为了衡量一种国家整体工业水平和综合经济实力标志之一，充分显示出其巨大经济效益和社会效益。随着科学技术不断进步,和高尖端技术在各个方面更为广泛应用,机械系统和机械产品对于传动装置特别是减速器等减速装置规定也在不断提高,那些能在小空间小体积下提供大传动比、高输出扭矩、低输出转速减速器将成为将来减速装置主流
减速器是一种动力传达机构，运用齿轮速度转换器，将发动机机回转数减速到所要回转数，并得到较大转矩机构。在当前用于传递动力与运动机构中，减速器应用范畴相称广泛。几乎在各式机械传动系统中都可以见到它踪迹，从交通工具船舶、汽车、机车，建筑用重型机具，机械工业所用加工机具及自动化生产设备，到寻常生活中常用家电，钟表等等.其应用从大动力传播工作，到小负荷，精准角度传播都可以见到减速器应用，且在工业应用上，减速器具备减速及增长转矩功能。因而广泛应用在速度与扭矩转换设备
减速器和齿轮设计与制造技术发展，在一定限度上标志着一种国家工业水平，因而，开拓和发展减速器和齿轮技术在国内有辽阔前景

2 主减速器设计
2.1发动机最大功率计算
若给出了预期最高车速，选取汽车发动机功率应大体等于，但不不大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；
算Pemax=81.6kw
货车柴油机达到最大功率时发动机转速范畴是1800r/min-2600r/min
在此选取np=2600r/min
存在不同种类，不能用同一机理去解释不同矿震成因和现象。更不能用单一办法或办法去预测和防治矿震。因而要对矿震进行分类，并且浮现了各种分类办法
2.2发动机最大转矩计算
(2-2)
为转矩适应性系数，普通在1.1-1.3之间选用，此处取1.1。
=329
2.3主减速比拟定
对于具备很大功率轿车、客车、长途公共汽车，值应按下式来拟定
(2-3)
——车轮滚动半径，在此选用轮胎型号为8.25-16，滚动半径为 0.407m；
——最大功率时发动机转速，在此取2600r/min；
——汽车最高车速，在此为98Km/min；
——变速器最高挡传动比，为1；
对于其她汽车来说，为了用稍微减少最高车速办法来得到足够功率储备，主减速比普通比求得要大10%25%
取=5.089
2.4主减速器计算载荷拟定
按发动机最大转矩和最低挡传动比拟定从动锥齿轮计算转矩Tce
(2-4) 式3.2
——变矩系数，由于不采用液力变矩器，所觉得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，所觉得1；
——发动机输出最大转矩，在此取329;
——结合离合器而产生冲击载荷时超载系数，对于普通载货汽车取k0=1.0， k为1；
——该汽车驱动桥数目在此取1；
——传动系上传动某些传动效率，在此取0.96
算得： Tce=8134.6N·m
按驱动轮打滑转矩拟定从动锥齿轮计算转矩
(2-5)
——满载状态下，一种驱动桥上静载荷，该车为后轮驱动，故驱动桥静载荷即为后轴载荷。为53116N
取1.2
——轮胎对路面附着系数，在此取=0.85；
——分别为所计算主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间传动效率和传动比，均取1.
算得：
Tcs=22050N·m
按汽车寻常行驶平均转矩拟定从动锥齿轮计算转矩
(2-6)
Ft——寻常行驶时牵引力。取6246N
算得：
= 2542N·m
由式3.2和式3.3求得计算转矩，是作用到从动锥齿轮上最大转矩，不同于用式3.4求得寻常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc应取前面两种较小值；当计算锥齿轮疲劳寿命时，TC取Tcf。
积极锥齿轮计算转矩为
(2-7)
式中，io为主减速比；ηg为主、从动锥齿轮间转动效率，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
2.5锥齿轮重要参数选取
主减速器锥齿轮重要参数有主、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
因设计车辆为商用车，因此原则上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，获得z2=45.901，取46，z1不是很大，且9与46没有公约数通过验证负荷规定。因而初选z1=9，z2 =46。
2.5.2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会影响驱动桥壳离地间隙，减小D2又会影响跨置式积极齿轮前支承座安装空间和差速器安装。
D2可依照经验公式初选，即
(2-8)
——直径系数，普通取13.0～16.0；
Tc——从动锥齿轮计算转矩，为Tce和Tcs中较小者取其值为3229.27N•m；
由式3.10得：
=（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
同步ms还应满足 (2-9)
为模数系数，取0.3～0.4.

6.739,<8.045,故满足设计规定。
2.5.3主、从动齿轮齿面宽b1、b2选取
对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不不不大于其节锥距A20.3倍，即，并且应满足，普通也推荐b2=0.155D2=0.155*310=48mm
小齿轮齿面宽b1=1.148.05=52.8mm。
2.5.4双曲面齿轮副偏移距
对于总质量较大商用车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
积极齿轮中点处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
其平均螺旋角为（）=40º
2.5.6 螺旋方向
普通来说，汽车主减速器小锥齿轮普通为左旋，而大齿轮为右旋。
2.5.7法向压力角
载货汽车普通选用22.5°压力角，因此在这里初选22.5°。
2.5.8齿轮基本参数
表3-1双曲面齿轮重要参数
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
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
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
23
大齿轮外缘至小齿轮轴线距离
X02
34.591
24
大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线距离
Z0
-0.682
25
大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线距离
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距离
G0
-3.592
28
小齿轮外缘至大齿轮轴线距离
BR
151.803
29
小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线距离
B1
101.584
30
小齿轮外圆直径
d01
91.671
31
小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线距离
GR
3.767
32
小齿轮根锥角
rR1
11°59'23″
33
最小齿侧间隙容许值
Bmin
0.200
34
最大齿侧间隙容许值
Bmax
0.270
2.6主减速器锥齿轮轮齿强度计算
2.6.1单位齿长上圆周力
主减速器齿轮表面耐磨性，常惯用单位齿长圆周力来估算，即
N／mm (2-12)
F——作用在轮齿上圆周力。
——从动齿轮齿面宽，在此取52.8mm。
按发动机 最大转矩计算时
(2-13)
D1为积极齿轮分度圆直径，D1值不容易直接拟定，但==60.651mm，计算时将D1′代入计算，D1′由于为最小值，如D1′满足设计规定，则D1必然满足规定。
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，在当代汽车设计中，由于材料加工工艺等制造质量提高，许用应力有时高出20%-25%。并且，对于驱动轮打滑这种极限工况，在当代汽车应用中，发动机不也许提高这样大转矩。因而此项值仅为极限工况下一种检查，在计算数值偏差不是很大状况下，可以以为满足设计规定。
2.6.2轮齿弯曲强度
锥齿轮齿根弯曲应力为
(2-15)
KS为尺寸系数，它反映了材料性质不均匀性，与齿轮尺寸及热解决等因素关于，在这里kS=（6.739/25.4）0.25=0.72.km为齿轮分派系数取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为齿轮大端分度圆直径。JW为齿轮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，

当Tc=2542N*m时

对于积极齿轮，当Tc（换算后）=1581N*m

当Tc（换算后）=494N*m时

2.6.3轮齿接触强度
锥齿轮轮齿齿面接触应力为
(2-16)
T为积极齿轮计算转矩；材料弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6/mm.表面质量系数，取1.0；J计算接触应力综合系数它综合考虑了啮合齿面相对曲率半径、载荷作用位置、轮齿间载荷分派系数、有效尺宽及惯性系数因素影响，选用J=0.172。b为b1和b2中较小一种，取48mm。
上述按min[TCE,TcS]计算最大接触应力不应超过2800MPa，按Tcf计算疲劳接触强度赚钱不应超过1750MPa。主从动齿轮齿面接触应力是相似。
对于积极齿轮，当Tc=1581N*m

当Tc（换算后）=494N*m时

由以上成果可知，所选各项参数满足设计规定。

3 差速器设计
3.1差速器齿轮重要参数选取
3.1.1行星齿轮数
行星齿轮数需依照承载状况来选取。普通状况下，轿车n=2，货车和越野车n=4.本次设计普通对称式圆锥行星差速器行星齿轮数取4。
3.1.2行星齿轮球面半径Rb拟定
行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥距大小和承载能力，可依照经验公式来拟定：
(3-1)
式中：
——行星齿轮球面半径系数，，对于有4个行星齿轮载货汽车取小值；
——差速器计算转矩,Td=min[Tce,Tcf]=8134N*m
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选取
为了使轮齿有较高强度，行星齿轮齿数Z1应取少些，但Z1普通不少于10。半轴齿轮齿数Z2在14～25选用。大多数汽车半轴齿轮与行星齿轮齿数比Z2／Z1在1．5～2．0范畴内。模数m应不不大于2.
初取Z1 =12，Z2=18，则Z2／Z1=1.5，2Z2／Z1为整数条件。
3.1.4行星齿轮和半轴齿轮节锥角及模数
行星齿轮和半轴齿轮节锥角分别为：
(3-2)
计算得：
，
锥齿轮大端端面模数m为：
=4.62 取m为5mm
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
3.1.5压力角
当前，汽车差速器齿轮大都采用22.5°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）齿顶不变尖条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形最小齿数比压力角为20°少，故可以用较大模数以提高轮齿强度。在此选22.5°压力角。
3.1.6行星齿轮轴直径d及其深度L拟定
行星齿轮轴直径d(mm)为：
(3-3)
式中：
——差速器传递转矩，N·m；由上可知为8134N·m；
——行星齿轮数目；在此为4；
l——行星齿轮支承面中点至锥顶距离,l≈0.5d2′,d2′为半轴齿轮齿面宽中点处直径而d2′≈0.8d2；
——支承面许用挤压应力，在此取98 MPa；
算得d=29.55mm。
行星齿轮在轴上支承长度L为：
(3-4)
表3-1 差速器半轴齿轮及行星齿轮参数表
序 号
项 目
行星齿轮
半轴齿轮
1
齿轮齿数z
12
18
2
端面模数m
5
5
3
节圆直径d
60
90
4
节锥距A0
50
50
5
节锥角r
33.69°
56.31°
6
齿面宽F
15
15.7
7
法向压力角α
25°
25°
8
齿顶高h’
5.028
2.972
9
齿根高h”
3.912
5.968
10
径向间隙c
0.991
0.991
11
齿工作高hg
8
8
12
齿全高h
8.991
8.991
13
齿根角δ
4.474°
6.807°
14
面锥角r0
38.164°
60.784°
15
根锥角rR
29.216°
49.503°
16
外圆直径d01
68.307
93.297
3.2差速器齿轮强度计算
轮齿弯曲应力()为:
(3-5)
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——半轴齿轮大端分度圆直径；
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关于数值选用。
当时，；

计算得：
因此，符合规定。

4齿轮材料选取及热解决
a.主减速器锥齿轮损坏形式重要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。汽车主减速器用弧齿准双曲面锥齿轮，当前都是用渗碳合金钢制造，在此，齿轮所采用钢为20CrMnTi。
用渗碳合金钢制造齿轮，通过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到58～64HRC
为改进新齿轮磨合，防止其在运营初期浮现初期磨损、擦伤、胶合和咬死，在热解决及精加工后，作厚度为0.005~0.020mm磷化解决或镀铜、镀锡解决。对齿面进行应力喷丸解决，这样可以提高齿轮寿命25%。还可以对齿轮进行渗硫解决，以提高耐磨性。
b.差速器齿轮与主减速器齿轮同样，基本上都是用渗碳合金钢制造，本次设计齿轮所采用钢与主减速器齿轮相似，为20CrMnTi。由于差速器齿轮轮齿规定精度较低，因此精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。

5 结论
国内当前汽车工业较不发达，国内将来汽车工业发展前景辽阔，发展和改进汽车及其零部件制造技术是非常必要。
本文依照中型货车承载能力等因素，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。主减速器齿轮采用是准双曲面弧齿圆锥齿轮，而差速器采用是普通锥齿轮
本设计还存在局限性之处。一是由于准双曲面齿轮参数计算复杂，采用了C语言编程，本人掌握还不够纯熟；另一方面，实际影响因素也许考虑不够完善，也许会影响所设计主减速器实际使用。

参照文献
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