【正文】 應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速?？衫迷诓煌碌墓β势胶鈭D來研究對汽車動力性的影響。 輪胎的斷面圖 主減速比的確定 主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。、單位也為英寸。然后再通過圓柱齒輪副最終達到我們自己所需要的速度和扭矩。方可達到設計目的。為了達到增大離地間隙和柱減速器的功能要求，在這些內容中最重要的是如何合理的分配好主減速比。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是等于或大于。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸。查閱資料、文獻，經方案論證，采用懸臂式支承結構（（a）所示）。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量裝配調整及軸承主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。 由于本文設計的是斯太爾重型汽車主減速器，由于它的主傳動比比較大，故選用二級主減速器[3][4]。單級式主減速器應用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。按主減速器所處的位置可分為中央主減速器和輪邊減速器，按參加減速傳動的齒輪副可分為單級式主減速器和雙級式主減速器。（）a)螺旋錐齒輪傳動 b)雙曲面齒輪傳動 c)圓柱齒輪傳動 d)蝸桿傳動 主減速器齒輪傳動形式為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的[8]。但雙曲面齒輪加工工藝要求比較高。雙曲面齒輪的特點是主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離。傳動效率高，能達到99%，生產成本也較低，不需要特殊的潤滑，工作穩(wěn)定性能好。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的齒輪同時嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受大的負荷。按齒型的不同，又分為螺旋錐齒輪和雙曲面錐齒輪。按主減速器速比的變化可分為單速主減速器和雙速主減速器兩種。根據主減速器的使用目的和要求的不同，其結構形式也有很大差異。本設計主要研究雙級主減速器的結構與工作原理，并對其主要零部件進行了強度校核。在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。美國Tractech公司在蘇州的工廠即將建成投產，主要生產牙嵌式、多片摩擦盤式差速器。限滑差速器成本較高，因而在多數國產驅動橋上一直沒有得到應用。限滑差速器大大減少了輪胎的磨損，而濕式行車制動器則提高了主機的安全性能，簡化了維修工作。當地道路愈差則采用雙級主減速器驅動橋愈多，反之，則愈少。其原因是這些地區(qū)的道路較好，采用單級減速雙曲線螺旋錐齒輪副成本較低，故大部分均采用這種結構。不過，雙級減速器也有傳動效率低，油耗高，結構相對復雜，產品價格高等缺點。我國重卡大量使用的斯太爾驅動橋屬于典型的雙級減速器，其二級減速的結構，主減速器總成相對較小，橋包尺寸減小，因此離地間隙加大，通過性好，承載能力較大?？萍嫉难该桶l(fā)展也將帶領未來重卡車橋朝著輕量化，大扭矩，長壽命和地生產成本的方向發(fā)展，同時技術含量高的驅動橋附件和電子技術將會得到廣泛的應用。隨著汽車行業(yè)的高速發(fā)展，汽車在節(jié)能，環(huán)保，舒適等方面的性能將顯著提升，這就要求車橋產品的性能進一步提高。 　 國內外研究現狀據我國工信部消息，2015年重卡市場的產能規(guī)劃在300萬量以上。 因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的傳動系便成了有效節(jié)油的措施之一。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經濟性日益成為人們關心的話題，這不僅僅只對乘用車，對于重型載貨汽車，提高其燃油經濟性也是各商用車生產商來提高其產品市場競爭力的一個法寶，因為重型載貨汽車所采用的發(fā)動機都是大功率，大轉矩的，裝載質量在十噸以上的載貨汽車的發(fā)動機，最大功率在140KW以上，最大轉矩也在700Nm以上，百公里油耗是一般都在34L左右。由于汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力[1]。黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計斯太爾重型主減速器設計畢業(yè)論文目 錄摘要 IAbstract II第1章 緒論 1 概述 1 主減速器的概述 1 國內外研究現狀 1 主減速器設計的要求 2 主減速器的結構方案分析 2 主減速器的齒輪類型 2 主減速器的減速形式 3 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 4 本設計主要內容及方案 5第2章 主減速器的結構設計與校核 6 主減速器傳動比的計算 7 主減速比的確定 7 雙級主減速器傳動比分配 8 主減速齒輪計算載荷的確定 8 主減速器齒輪參數的選擇 11 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 12 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 12 主減速器螺旋錐齒輪的強度校核 14 18 19 20 21 22第3章 軸的設計 23 一級主動齒輪軸的機構設計 23 中間軸的結構設計 24 本章小結 25第4章 軸的校核 26 主動錐齒輪軸的校核 26 27 29第5章 軸承的選擇和校核 30 30 33 34 37第6章 差速器設計 37 概述 37 差速器齒輪的基本參數選擇 37 差速器的幾何尺寸計算與強度計算 39 差速器齒輪的幾何尺寸計算 39 差速器齒輪的強度計算 41 本章小結 42第7章 半軸設計 43 概述 43 半軸的設計與計算 43 全浮式半軸的設計計算 43 半軸的結構設計及材料與熱處理 45 本章小結 45結論 46致謝 47參考文獻 48附錄 49第1章 緒 論 概述 主減速器的概述主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。對于重型車來說，要傳遞的轉矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機，這就對傳動系統有較高的要求，而主減速器在傳動系統中起著非常重要的作用。為了降低油耗，不僅要在發(fā)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。所以設計新型的主減速器已成為了新的課題。在這樣的汽車行業(yè)市場需求下，作為汽車工業(yè)的重要配套行業(yè)，中國車橋行業(yè)的產銷量同樣呈上升趨勢。車橋作為重卡的核心總成，其重要性受到越來越多的關注。在我國重卡中單級橋因為橋包尺寸大，離地間隙小，導致通過性較差，應用范圍相對較小，雙級減速器的應用占有很大一部分比例。廣泛用于公路運輸，以及石油，工礦，林業(yè)，野外作業(yè)和部隊等多種領域的車輛。在歐、美重卡中雙級主減速器后驅動橋只占整個產品的40%，且有呈下降趨勢，在美國只占10%；日本采用該結構的產品更少。而亞洲、非洲和南美國家則采用雙級主減速器的驅動橋，用于非道路和惡劣道路使用的車輛(工程自卸車等)。國外汽車驅動橋已普遍采用限滑差速器、濕式行車制動器等先進技術。國內僅一部分車使牙嵌式差速器。目前向國內提供限滑差速器的制造商主要是美國TraCtech公司和德國采埃孚公司。 主減速器設計的要求主減速器的設計應滿足如下基本要求[1]：所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經濟性。在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構與動協調。結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。 主減速器的結構方案分析主減速器的結構型式主要是根據其齒輪類型、主、從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異[2]。按主減速器所處的位置可分為中央主減速器和輪邊減速器，按參加減速傳動的齒輪副可分為單級式主減速器和雙級式主減速器。按齒輪副結構形式可分為圓柱齒輪式和圓錐齒輪式兩種。他們有著不同的特點：螺旋錐齒輪，其主、從動齒輪軸線相交于一點，交角可以是任意的，但在絕大多數的汽車驅動橋上，主減速齒輪副都是采用交角的布置。加之其齒輪不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另一端，使得其工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時，噪聲和振動也很小。但對嚙合精度很敏感。雙曲面齒輪傳動不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30％，齒面的接觸強度提高，選用較少的齒數，有利于增加傳動比和降低轎車車身高度，并可減小車身地板中部凸起通道的高度，從而得到更大的離地間隙，利于實現汽車的總體布置等優(yōu)點。本文設計的雙級主減速器第一級選取弧齒錐齒輪，第二級選取圓柱齒輪。根據主減速器的使用目的和要求的不同，其結構形式也有很大差異。按主減速器速比的變化可分為單速主減速器和雙速主減速器兩種。雙級式主減速器應用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速器。 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和騎馬式支承兩種。1—調整墊片 2—調整墊圈（a）懸臂式支承 （b）騎馬式支承從動錐齒輪的支承從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（）。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。 本設計的主要內容及方案其主要的內容為有：；；；；5. 軸的設計；。在這個過程中，只有反復的通過計算，不斷調整一、二級的減速比。主要方案：運用齒輪傳動原理，先用圓錐齒輪改變其轉矩的方向，并同時達到減速增扭的目的。 第2章 主減速器的結構設計與校核 主減速器傳動比的計算 ：名稱代號 參數驅動形式 42裝載質量／t 總質量／t 16發(fā)動機最大功率／kw及轉速／r／min 1402500發(fā)動機最大轉矩／／r／min 7001400輪胎型號 變速器傳動比 最高車速／km／h 92，其中20為輪胎名義尺寸D、單位為英寸。b為輪緣高度尺寸（單位mm），在這里取B=（）：重型車設計選用的輪胎是加深花紋的輪胎[劉惟信版《汽車設計》表220]，可查得輪胎的滾動半徑為[1]：rr =。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定。對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性[5]。這時值應按下式來確定： （）式中 ——車輪的滾動半徑,==，單位； ——變速器最高檔傳動比； ——最高車速； ——發(fā)動機最大功率時的轉速。本設計中沒有分動器和加力器，所以=1；也沒有輪邊減速器，所以=1。由式（）得，即： = （） 把=、=2500r/min、=90km/h、===（）中，即得=。因為較大，所以采用雙級主減速器。在這里取/=。 主減速齒輪計算載荷的確定通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（、）的最小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。由表21中可知，把=700()代入式（25）得： =/ =700 = () （）各類汽車軸荷分配范圍如下圖： 驅動橋質量分配系數車型空載滿載前軸后軸前軸后軸轎車前置發(fā)動機前輪驅動56%~66%34%~44%47%~60%40%~53%前置發(fā)動機后輪驅動50%~55%45%~50%45%~50%50%~55%后置發(fā)動機后輪驅動42%~59%41%~50%40%~45%55%~60%貨車42后輪單胎50%~59%41%~50%32%~40%60%~68%42后輪雙胎，長頭、短頭車44%~49%51%~55%27%~30%70%~73%42后輪雙胎，平頭車49%~54%46%~51%32%~35%65%~68%64后輪雙胎31%~37%63%~69%19%~24%76%~81%本文設計車型為4后輪雙胎，平頭車，滿載時前軸的負荷在32%～35%，取34%；后軸為65%～68%，取66%。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持轉矩是根據所謂平均牽引力的值來確定的，即主加速器的平均計算轉矩為 = （）式中：—— ——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取=0； ——道路滾動阻力系數，～；初選=； ——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數。，等見式（）（）下的說明。第二級圓柱齒輪的傳動齒數和