主減速器設計_課程設計說明書-wenkub
2022-09-09 14:05:10 本頁面
【正文】 總結(jié)一份，要求注明組內(nèi)成員的分工及工作量，字數(shù)不限。 專業(yè)負責人意見 簽名： 年 月 日 2 摘要 本次設計是有關發(fā)動機 CA488 的主減速器。所以，在動力向左右驅(qū)動輪分流的差速器之前設置一個主減速器。 關鍵字：主減速器、驅(qū)動輪、齒輪、設計、校核 3 目錄 1 課程設計的目的 ......................................5 2 單級主減速器結(jié)構(gòu)方案分析 ............................6 主減速器的功用 ......................................6 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 ..................................6 主減速器的齒輪類型選擇 ..........................6 主減速器的減速形式選擇 ..........................6 主減速器主、從動錐齒輪的支撐方案 ....................6 主動錐齒輪的支撐 ................................6 從動錐齒輪的支撐 ................................7 3 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 ....................8 主減速器計算載荷的確定 ..............................8 主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 ................................9 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 ........................9 主、從動錐齒輪齒數(shù) Z1和 Z2的確定 ..................9 從動錐齒輪大端分度圓直徑 D2和端面模數(shù) ms.........10 主、從動錐齒輪齒面寬1b和2的計算 ...............11 中點螺旋角 β 的選擇 .............................11 雙曲面齒輪副偏移距 E............................11 雙曲面齒輪的偏移方向 ...........................12 螺旋方向的確定 .................................12 法向壓力角 α ...................................13 4 主減速器雙曲面錐齒輪的強度計算 .....................14 單位齒長圓周力的計算 ...............................14 4 輪齒的彎曲強度計算 .................................14 主動錐齒輪強度校核 ............................14 從動錐齒輪強度校核 ............................15 輪齒的表面接觸強度計算 ..............................15 .............................15 5 主減速器軸承計算及選擇 .............................17 錐齒輪齒面上的作用力 ...............................17 齒寬中點處的圓周力 F...........................17 錐齒輪的軸向力和徑向力 ........................18 主減速器軸承載荷的計算 .............................19 錐齒輪型號的確定 ..................................21 結(jié)論 .................................................23 參考文獻 .............................................23 5 1 課程設計的目的 本課程設計是在學完“汽車設計”課程之后進行的，旨在對車輛設計的學習進行總結(jié)，對所學知識加以鞏固。 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 主減速器可根據(jù)齒輪類型，減速形式以及主、從動齒輪的安裝及支承方式的不同分類。 雙級主減速器于單級主減速器相比，雙級主減速器在保持離地間隙相同時，可得到大的傳動比， i0一般為 7~12；但其尺寸、質(zhì)量均較大，結(jié)構(gòu)復雜，制造成本也顯著增加，因此主要應用在總 質(zhì)量較大的商用車上。 m，故采用懸臂式支承。 0f1em axdce ??? ?iiiTkkT （ 31） 式中： i0——主減速器傳動比， i0=； i1——主減速器一檔傳動比， i1=； if——分動器傳動比， if=1； η——發(fā)動機到萬向傳動軸之 間的傳動效率， η=； kd——接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)， em axaj ?? T gmf得 kd=1； k——液力變矩器變矩系數(shù)， k=[(k01)/2]+1， k0為最大變矩系數(shù)（ k0=1）； n——驅(qū)動橋數(shù)， n=1； Temax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。m 當計算錐齒輪最大應力時 Tc=min[Tce,Tcs]； 當計算錐齒輪的疲勞壽命時 Tc=Tcf。m (3) 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩 Tcf確定的主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 Tzf= N ④ 主傳動比 i。 重新計算傳動比 i0 ?? ZZi （ 35） 從動錐齒輪大端分度圓直徑 D2和端面模數(shù) ms 對于單級主減速器，增大尺寸 D2
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