汽车主减速器设计Word文件下载.docx

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设计

ABSTRACT

Thisdesignisdesignsastructuretothetrucktobereasonable,workrelatedreliabletwo-stagemaingearbox.Thistwo-stagemaingearboxiscomposedoftwolevelofgearreductions.Compareswiththesinglestagemaingearbox,whentheguaranteegroundclearanceisthesamemayobtaintheverygreatvelocityratio,andalsohasthestructuretobecompact,thenoiseissmall,servicelifelongandsoonmerits.Thisarticleelaboratedthetwo-stagemaingearboxeachcomponentsparametercomputationandtheselectionprocess,andthroughcomputationexamination.Thedesignmainlyincludes:

Maingearboxstructurechoice,host,drivenbevelgear'

sdesign,bearing'

sexamination.Themainreducerinthetransmissionlinesusedtoreducevehiclespeed,increasedthetorque,itislessdependentonthebevelofmoregeardriveoflessbevelgear.Purchaseofthelongitudinalengineautomobiles,themainbevelgearreduceralsousedtochangethedrivingforceforthedirectionoftransmission.

Keywords:

Truck；

Two-stageMainReductionGear；

Gear；

Check

第1章绪论

1.1概述

1.1.1主减速器的概述

由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力[1]。

对于载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而主减速器在传动系统中起着非常重要的作用。

随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于重型载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700N

m以上，百公里油耗是一般都在34L左右。

为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。

因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的传动系便成了有效节油的措施之一。

所以设计新型的主减速器已成为了新的课题。

1.1.2主减速器设计的要求

驱动桥中主减速器的设计应满足如下基本要求[1]：

1、所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。

2、外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；

齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。

3、在各种转速和载荷下具有高的传动效率；

与悬架导向机构与动协调。

4、在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。

5、结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。

本设计主要研究双级主减速器的结构与工作原理，并对其主要零部件进行了强度校核。

1.2主减速器的结构方案分析

主减速器的结构型式主要是根据其齿轮类型、主、从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异[2]。

1.2.1主减速器的减速形式

为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的[8]。

根据主减速器的使用目的和要求的不同，其结构形式也有很大差异。

按主减速器所处的位置可分为中央主减速器和轮边减速器，按参加减速传动的齿轮副可分为单级式主减速器和双级式主减速器。

按主减速器速比的变化可分为单速主减速器和双速主减速器两种。

单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。

双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。

由于本文设计的是重型汽车主减速器，由于它的主传动比比较大，故选用二级主减速器[3][4]。

1.2.2主减速器的齿轮类型

按齿轮副结构形式可分为圆柱齿轮式和圆锥齿轮式两种。

按齿型的不同，又分为螺旋锥齿轮和双曲面锥齿轮。

他们有着不同的特点：

螺旋锥齿轮，其主、从动齿轮轴线相交于一点，交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用

交角的布置。

由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的齿轮同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。

加之其齿轮不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另一端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也很小。

传动效率高，能达到99%，生产成本也较低，不需要特殊的润滑，工作稳定性能好。

但对啮合精度很敏感。

双曲面齿轮的特点是主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离。

双曲面齿轮传动不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30％，齿面的接触强度提高，选用较少的齿数，有利于增加传动比和降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度，从而得到更大的离地间隙，利于实现汽车的总体布置等优点。

但双曲面齿轮加工工艺要求比较高。

本文设计的双级主减速器第一级选取弧齿锥齿轮，第二级选取圆柱齿轮。

1.2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。

齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。

1、主动锥齿轮的支承

主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和骑马式支承两种。

查阅资料、文献，经方案论证，采用悬臂式支承结构（如图1.1（a）所示）。

1—调整垫片2—调整垫圈

（a）悬臂式支承（b）骑马式支承

图1.1主动锥齿轮的支承型式

2、从动锥齿轮的支承

从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2.2所示）。

为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸

。

为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，

应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。

为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是

等于或大于

图1.2从动锥齿轮的支承型式

1.3主要涉及内容及方案

其主要的内容为有：

1.主减速比的计算；

2.主减速比的分配；

3.一级齿轮传动机构的设计和校核；

4.二级齿轮传动的设计和校核；

5.轴承的选择和校核；

6.轴的选择。

为了达到增大离地间隙和柱减速器的功能要求，在这些内容中最重要的是如何合理的分配好主减速比。

在这个过程中，只有反复的通过计算，不断调整一、二级的减速比。

主要方案：

运用齿轮传动原理，先用圆锥齿轮改变其转矩的方向，并同时达到减速增扭的目的。

让后再通过圆柱齿轮副最终达到我们自己所需要的速度和扭矩。

第2章主减速器的结构设计与校核

2.1主减速器传动比的计算

2.1.1轮胎外直径的确定

载货汽车的参数如下表2.1：

表2.1基本参数表

名称

代号参数

驱动形式

4×

2

装载质量／t

8.510

总质量／t

16

发动机最大功率／kw及转速／r／min

-

140-2500

发动机最大转矩／N.m及转速／r／min

700-1400

轮胎型号

11.00-20

变速器传动比

5.2

0.72

最高车速／km／h

92

由上表可知载货汽车的轮胎型号为11.00-20，其中20为轮*名义尺寸D、单位为英寸。

11.00为轮胎的宽B、单位也为英寸。

b为轮*轮缘高度尺寸（单位mm），在这

里取B（14.00）如下图所示：

通常乘用车轮胎断面宽高比H/B的两位百分数表示为系列数，例如H/B为0.88，0.82，0.80，0.70，0.60，0.50时，则分别称其为88，82，80，70，60，50系列，轿车多采用的其后三种系列。

商用车轮胎的高宽比为：

有内胎的为0.95；

无内胎为0.85。

载货汽车设计选用的轮胎是加深花纹的轮胎[刘惟信版《汽车设计》表2-20]，型号为11.00-20，可查得轮胎的外直径为：

=1100mm（2.1）

1.10

图2.1轮胎的断面图

2.1.2主减速比的确定

主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。

的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比

一起由整车动力计算来确定。

可利用在不同

下的功率平衡图来研究

对汽车动力性的影响。

对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择

可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性[5]。

对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率P

及其转速

的情况下，所选择的

值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速

这时

值应按下式来确定：

（2.2）

式中

——车轮的滚动半径,

=

=0.55

，单位

；

——变速器最高档传动比；

——最高车速；

——发动机最大功率时的转速。

对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而最高车速稍有下降，

一般选得比上式求得的大10%～25%，即按下式选择：

=（0.377～0.