货车主减速器结构设计
工程技术大学
课程设计
题目：中型货车主减速器结构设计
班级：汽车
学号：
姓名：
指导教师：
完成日期： 2011.12.25
一、设计题目
中型货车主减速器结构设计
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/2000mm/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
前后轴负荷: 1900kg/1750kg 3060kg/5420kg 离地间隙:300mm
前后悬架长度:1100mm/1200mm
三、设计要求
（1）总装图1张（2）零件图2张（3）课程设计说明书（5000～8000字）1份
四、进度安排（参考）
（1）熟悉相关资料和参考图2天（2）确定基本参数和主要结构尺寸2天（3）设计计算3天（4）绘制总装配草图4天（5）绘制总装配图2天（6）绘制零件图2天（7）编写说明书3天（8）准备及答辩3天
五、指导教师评
成绩：
指导教师
日期
摘要
主减速器是汽车驱动桥的重要组成部分，本设计通过对国内外汽车主减速器结构和特点的分析和根据给定数据的计算，从发动机的最大功率和最大转矩入手，估算主减速器的传动比并选定减速器的类型。设计主减速器齿轮，校核其强度并选定减速器主动锥齿轮、差速器半轴齿轮和行星齿轮等。通过理论的计算和对主减速器实际工作情况的分析，设计了能够满足中型货车使用要求的单级主减速器。
关键词：主减速器；锥齿轮；减速装置；差速器；驱动桥
Abstract
Vehicle drive axle final drive is an important part of the design of domestic and foreign cars through the main gear box structure and characteristics of the analysis and calculations based on the given data, from the engine's maximum power and maximum torque to start, to estimate the main reducer transmission ratio and the type of the selected gear. Design of the final drive gear, check its strength and selected active bevel gear reducer, differential axle gears and planetary gears. Through theoretical calculations and the main gear box analysis of the actual work, a medium goods vehicle designed to meet the requirements of the single-stage main reduction gear.
Keywords: final drive; bevel gear; deceleration devices; differential; drive axle
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主减速比的确定 (2)
2.4主减速器计算载荷的确定 (3)
2.5锥齿轮主要参数的选择 (4)
2.6主减速器锥齿轮轮齿强度的计算 (7)
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 (12)
4齿轮的材料的选择及热处理 (13)
5 结论 (14)
参考文献 (15)
1 前言
全世界范围内的汽车数量越来越多，汽车工业的发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，减速器的应用范围相当广泛。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，精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发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，因此，开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景
1
2
2 主减速器设计
2.1发动机最大功率的计算
若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
??
? ??+=m a x 3m a x m a x 7614036001a D a T e v A C v Gf P η (2-1) A 为迎风面积。2658.310*2300*2000*78.0h 78.0m B A ===-；
D C 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P emax =81.6kw
货车柴油机达到最大功率时的发动机转速范围是1800r/min-2600r/min
在此选择n p =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。因此要对矿震进行分类，并且出现了多种分类方法
2.2发动机最大转矩的计算 p e e n P T max
max 9549α?= (2-2)
α为转矩适应性系数，一般在1.1-1.3之间选取，此处α取1.1。
max e T =329m N .
2.3主减速比的确定
对于具有很大功率的轿车、客车、长途公共汽车，0i 值应按下式来确定 gH a p r i v n r i max 0377
.0= (2-3)
r r ——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 ；
3 p n ——最大功率时的发动机转速，在此取2600r/min ；
max
a v ——汽车的最高车速，在此为98Km/min ； gH i ——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办法来得到足够的功率储备，主减速比0i 一般比求得的要大10%~25%
取0i =5.089
2.4主减速器计算载荷的确定
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T ce
n i i ki T k T f e d ce η01max =
(2-4)
式3.2 d
k ——变矩系数，由于不采用液力变矩器，所以为1； 1i ——变速器一挡传动比，在此取5.06;
i ——主减速器传动比在此取5.089; f i ——分动器传动比；由于不采用分动器，所以为1；
m ax e T ——发动机的输出的最大转矩，在此取329m N ?;
0k ——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k 0=1.0， k
为1；
n ——该汽车的驱动桥数目在此取1；
η——传动系上传动部分的传动效率，在此取0.96
算得: T ce =8134.6N ·m
按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cs T
m m '2
2i η?r cs r m G T ?= (2-5) 2G ——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
'
2m 取1.2
4 ?——轮胎对路面的附着系数，在此取?=0.85；
m m i 、η——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：
T cs =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cf T
n i r F T m m r
t cf η= (2-6) F t ——日常行驶时的牵引力。取6246N
算得：
cf T = 2542N ·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T c 应取前面两种的较
小值；当计算锥齿轮疲劳寿命时，T C 取T cf 。
主动锥齿轮的计算转矩为
g 0ηi T T c
z = (2-7) 式中，i o 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i 0≥6时，取85%，当i 0≤6时，取90%。这里结合已有数据，取90%。
算得：
当Tc=min[T ce ,T cs ]=8134.6时，z T =1776N ?m
当T c =cf T 时，z T =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1z 和2z 、从动锥齿轮大端分度圆直径D 2和端面模数m s 、主、从动锥齿轮齿面宽b 1和b 2、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z 1和z 2
因设计的车辆为商用车，所以原则上z 1≥6又因主传动比为5.089
5 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z 1=9时，取得z 2=45.901，取46，z 1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z 1=9，z 2 =46。
2.5.2从动锥齿轮大端分度圆直径D 2和端面模数m s
对于单级主减速器，增大尺寸D 2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D 2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。
D 2可根据经验公式初选，即 322c D T K D = (2-8) 2D K ——直径系数，一般取13.0～16.0；
T c ——从动锥齿轮的计算转矩，为T ce 和T cs 中的较小者取其值为3229.27N ?m ；
由式3.10得：
2D =（13.0～15.3）36.8134=（261.45～321.78）mm ；
初选D 2=310mm ，则齿轮端面模数m s =D 2/z 2=310/46=6.739mm
同时m s 还应满足 3C
m s T K m = (2-9) m K 为模数系数，取0.3～0.4.
033.6m in =s m
045.8m ax =s m
6.739,<8.045,故满足设计要求。
2.5.3主、从动齿轮齿面宽b 1、b 2的选择
对于从动锥齿轮
b 2，推荐不大于其节锥距A 2的0.3倍，即223.0A b ≤，而且2b 应满足s m b 102≤，一般也推荐b 2=0.155D 2=0.155*310=48mm
小齿轮齿面宽b 1=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)D 2,取E=0.1d 2=31mm 且取E ≤20%A 2,E=31mm
6 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:
β1=25 +5
90 2E d (2-10)
算得β1=45.30，选用45度。
1733.02
05
.4823103122sin 22=+=+=b D E ε (2-11) 得ε=9.97o
-=12ββε=35.03o 初选35o 其平均螺旋角为21（21β
β+）=40o
2.5.6 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。
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齿轮基本参数
表3-1双曲面齿轮主要参数
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的距离
Z -0.02
7 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 h g 10.985 20
大齿轮面锥角 r 02 77°41'33″ 21
大齿轮根锥角 r R2 72°22'24″ 22
大齿轮外圆直径 d 02 310.854 23
大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离 X 02 34.591 24 大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的
距离 Z 0
-0.682 25
大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离 Z r 1.840 26
小齿轮面锥角 r 01 17°11'4″ 27
小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离 G 0 -3.592 28
小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离 B R 151.803 29
小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离 B 1 101.584 30
小齿轮的外圆直径 d 01 91.671 31
小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离 G R 3.767 32
小齿轮根锥角 r R1 11°59'23″ 33
最小齿侧间隙允许值 B min 0.200 34 最大齿侧间隙允许值 B max 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
主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用单位齿长圆周力来估算，即 2
b F p
N ／mm (2-12) F ——作用在轮齿上圆周力。
2b ——从动齿轮的齿面宽，在此取52.8mm 。
8 按发动机 最大转矩计算时 21max 2b nD i ki T k p f g e d η=
(2-13)
D 1为主动齿轮分度圆直径，D 1的值不容易直接确定，但1
D '1D =1z m s =60.651mm ，计算时将D 1′代入计算，D 1′由于为最小值，如D 1′满足设计要求，则D 1必定满足要求。
当货车挂一档时，
48
*651.60*196.0*1*06.5*329*1*2=
p *103=1097.9N/mm 当货车挂直接档时， 48
*651.60*196.0*1*1*329*1*2=p *103=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)
K S 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k S =（6.739/25.4）0.25=0.72.km 为齿轮分配系数取1.k V 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。J W 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T c =8314N*m 时，
a 700a 7.430310
*48252.0739.61172.01813410232
w MP MP <=????????=σ 当T c =2542N*m 时 a 200a 0.127310*48252.0739.61172.0124521023w2
MP MP <=????????=’σ 对于主动齿轮，当T c （换算后）=1581N*m a 700a 6.351651
.60*8.523.0739.61172.01158110232w MP MP <=????????=σ 当T c （换算后）=494N*m 时
mm N i b D r m G p m m r /196310*2322'22=?=η?
9 a 200a 8.109651
.60*8.523.0739.61172.0149410232w MP MP <=????????=σ 2.6.3轮齿的接触强度
锥齿轮轮齿的齿面接触应力为
bJ K K K K TK d C v f m s p j 3
01102?=σ (2-16)
T 为主动齿轮的计算转矩；p C 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N /mm.f K 表
面质量系数，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[T CE ,T cS ]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相同的。
对于主动齿轮，当Tc=1581N*m
a 2800a 3.2373172
.048110111115812651.606.2323
MP MP j <=????????=σ 当T c （换算后）=494N*m 时
a 1750a 1326172
.04811011114942651.606.2323
MP MP j <=????????=σ 由以上结果可知，所选的各项参数满足设计要求。
10 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R b 的确定
行星齿轮球面半径R b 反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定： 3d b b T K R = (3-1) 式中：
b K ——行星齿轮球面半径系数，99.2~52.2=b K ，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值； d T ——差速器计算转矩,T d =min[T ce ,T cf ]=8134N*m
代入上式，
R b =50.68mm
行星齿轮节锥距A 0为：A 0=(0.98—0.99)R b =(49.67—50.17)mm 取A 0=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Z 1应取少些，但Z 1一般不少于10。半轴
齿轮齿数Z 2在14～25选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比Z 2／Z 1在1．5～2．0
的范围内。模数m 应不小于2.
初取Z 1 =12，Z 2=18，则Z 2／Z 1=1.5，2Z 2／Z 1为整数的条件。
3.1.4行星齿轮和半轴齿轮节锥角21,γγ及模数m
行星齿轮和半轴齿轮节锥角21,γγ分别为：
???==)/arctan()/arctan(122
211z z z z γγ (3-2) 计算得：
?=???
??=69.331812arctan 1γ，?=??
? ??=31.561218arctan 2γ 锥齿轮大端端面模数m 为：
11 22
0110sin 2sin 2γγz A z A m ==
=4.62错误！未找到引用源。 取m 为5mm 行星齿轮节圆直径：d 1=mz 1=5*12=60mm
半轴齿轮节圆直径：d 2=mz 2=5*18=90mm
3.1.5压力角α
目前，汽车差速器的齿轮大都采用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 的确定
行星齿轮轴直径d(mm)为：
[]nl
T d c σ1.1103
0?= (3-3) 式中：
0T ——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 ≈0.5d 2′,d 2′为半轴齿轮齿面宽中点处
的直径而d 2′≈0.8d 2；
[]c σ——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：
m m 5.321.1==d L (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A 0 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h g 8 8
12 12
齿全高h 8.991 8.991 13
齿根角δ 4.474° 6.807° 14
面锥角r 0
38.164° 60.784° 15 根锥角r R 29.216° 49.503°
16 外圆直径d 01 68.307 93.297
3.2差速器齿轮强度计算
轮齿弯曲应力w σ(MPa )为:
322102?=Jn
d mb k k k T v m
s w σ (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=0.6T 0；
ks 、km 、kv 按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取。
当],min[0cs ce T T T =时，[]980w MPa σ=；
计算得： []M P a M P a w w 9806.478350.0270285.30.11.1666.0
0.11028.59423=<=??????????=σσ
所以，符合要求。
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，轮齿表面硬度应达到58～64HRC 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。对齿面进行应力喷丸处理，这样可以提高齿轮寿命的25%。还可以对齿轮进行渗硫处理，以提高耐磨性。
b.差速器齿轮与主减速器齿轮一样，基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相同，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。
13
5结论
我国目前汽车工业较不发达，我国未来的汽车工业发展前景广阔，发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
本设计还存在不足之处。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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货车车身结构及其方案
个人资料整理仅限学习使用 第4章货车车身结构及其设计 §４-1 概述 货车即载货汽车，人们也称之为卡车，是指一种主要为载运货物而设计和装备的商用 车辆，它能否牵引一挂车均可。近年来，随着我国高速公路网的加快建设与不断完善，公 路运输行业迎来了大变革、大发展的时代，货车已经从载运货物这一单一功能向可代表物 流准时化的物流服务的运输工具这一方向发展，成为了一种社会化的服务工具，因此，货 车车身的设计也需要紧跟时代的步伐，满足当今社会的需求。 货车车身包括驾驶室和车箱两部分。在高度追求运输效率的今天，货车通常是昼夜不 停地行驶，驾驶员轮换驾驶，驾驶室作为驾驶员和乘员工作和休息的空间，其设计既要满 足实用性、耐用性、空气动力性、安全性等基本性能要求，也要具有良好的人机工程环 境。货车车箱根据不同的需要可以设计成多种形式，其结构也各不相同，在设计时需考虑 的有车箱结构强度、车箱尺寸及容量、前后轴载荷分配等因素，对于厢式车箱还要考虑空 气动力性能。 由此可见，在设计货车车身结构时，需要综合地考虑货车的实用性、耐用性、安全 性、舒适性以及其他各方面相关的因素。 4.1.1、货车的分类 货车的种类繁多，形式各异，各国的分类标准有所不同，在我国国家标准GB/T 3730.1-2001《汽车和挂车类型的术语和定义》中，将货车分为普通货车、多用途货车、全 挂牵引车、越野货车、专用作业车和专用货车六大类，具体形式及定义见表4-1。 货车分类定义示意图 普通货车 一种在敞开<平板式）或封闭<厢式） 载货空间内载运货物的货车。 多用途货车在其设计和结构上主要用于载运货物，但在驾驶员座椅后带有固定或折 叠式座椅，可运载3个以上的乘客的 货车。
《汽车车身结构与设计》习题与解答要点
《汽车车身结构与设计》习题与解答 第一章车身概论 1、汽车的三大总成是什么？ 答：底盘、发动机、车身。 2、简述车身在汽车中的重要性。 答：整车生产能力的发展取决与车身的生产能力，汽车的更新换代在很大程度上也决定与车身，我们所看到的汽车概念大多指车身概念，汽车的改型或改装主要依赖于车身。 3、车身有什么特点？ 答：a：汽车车身是运载乘客或货物的活动建筑物，由于其在运动中载人、载物的特殊性，所以汽车车身的设计与制造需要综合运用空气动力、空气调节、结构设计、造型艺术、机械制造、仪器仪表、复合材料、电子电器、防音隔振、装饰装潢、人体工程等不同领域的知识。 b：自1885年德国人卡尔·弗里德里希·本茨研制出世界上第一辆马车式三轮汽车，并成立了世界上第一家汽车制造公司——奔驰汽车公司以来，汽车车身的造型随着时代的推移和科技的进步经历了19世纪末20世纪初的马车车厢形车身；20世纪20、30年代的薄板冲压焊接箱形车身；第二次世界大战后50、60年代冷冲压技术生产的体现流线型、挺拔大方的车身。而到了20世纪70、80年代现代汽车的各种车身造型已初具雏形，新材料、新工艺的使用更使得汽车车身的设计制造得到了飞速发展。 4、简介车身材料。 答：现代汽车车身使用的材料品种很多，除金属（主要是高强度钢板）和轻合金（主要是铝合金）以外，还大量使用各种非金属材料如：塑料、橡胶、玻璃、木材、油漆、纺织品、皮革、复合材料等。随着汽车车身制造技术的发展，为了轻量化以及提高安全性、舒适性，非金属材料、复合材料在汽车车身的加工制造中得到日益广泛的应用。 5、车身主要包括哪些部分？ 答：一般说，车身包括白车身及其附件。白车身通常是指已经装焊好但未喷涂油漆的白皮车身，主要是车身结构件和覆盖件的焊接总成，并包括前后板制件与车门。车身结构件和覆盖件焊（铆）接在一起即成为车身总成，该总成必须保证车身的强度与刚度，它可划分为地板、顶盖、前围板、后围板、侧围板、门立柱和仪表板总成。车身前板制件一般是指车头部分的零部件，包括水箱框架和前脸、前翼子板、挡泥板、发动机罩以及各种加强板、固定件。6、车身有哪些承载形式？ 答：车身按照承载形式的不同，可以分为非承载式、半承载式、承载式三大类。
二级减速器箱体设计
1.箱体初步设计 二级齿轮减速器的箱体采用铸铁（HT200）制成，为了保证齿轮啮合的质量，采用剖分式结构，箱体上下部分采用 6 7 is H 配合。 （1）在机体外增加肋条，外轮廓为长方形，增强了轴承座的刚度 （2）考虑到机体内零件的润滑、密封和散热，采用浸油润滑，同时为了避免运行时沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H 大于40mm （3）为保证机座与机盖连接处密封，联接凸缘应该有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3.6。 （4）为保证机体结构有良好工艺性，铸件壁厚为9mm ，圆角半径R=5。机体外型较简单，拔模方便。 2.箱体附件设计 （1）检查孔及检查孔盖 在机盖顶部开有检查孔，能看到机体内部传动零件啮合区的未知，并保证有足够的空间，便于伸入进行操作。检查孔有盖板，用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，紧固螺栓选用M6。 （2）油螺塞 放油孔位于油池最底部，并安排在减速器远离其他部件的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应该凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并用封油圈加以密封。 （3） 油标 油标设置在便于观察减速器油面并且油面稳定之处。油尺安置的位置不能太低，防止油进入油尺座孔从而溢出。 （4）通气孔 由于减速器运转时机体内温度升高，气压增大。为便于排气，在机盖顶部的检查孔改上安装通气器，以保证箱体内压力平衡。 （5）盖螺钉 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形状，以免破坏螺纹。 （6） 位销 为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一个圆锥定位销，用以提高定位精度。 （7）吊钩 在箱座上直接铸出吊钩，用以搬运或起吊较重的物体。 3.箱体的结构尺寸 见《机械设计课程设计手册》表11-1，可知多级传动时，a 取低速级中心距，a=235mm 。
汽车单级主减速器及差速器的结构设计与强度分析毕业论文
汽车单级主减速器及差速器的结构设计 与强度分析毕业论文 第一章绪论 1.1 选题的背景与意义 通过学校的实习我对汽车的构造及各总成的原理有了一定的了解，同时结合以前课堂学习的理论知识，对于进行汽车一些总成的设计有了一定的理论基础，现选择课题内容为对BJ2022汽车的使用性能的驱动桥（主减速器及差速器）进行设计。通过本课题可以进一步加深对汽车构造、汽车设计及汽车各总成的工作原理，特别是本课题驱动桥中的主减速器及差速器与半轴的认识和了解；同时经过设计过程，了解学习一些现代汽车工业的新设计方法及新技术，对于即将从事汽车行业工作的我也是一种锻炼，为即将的工作做铺垫。 1.2 研究的基本内容 1.2.1 主减速器的作用 汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。而主减速器是在汽车传动系中起降低转速，增大转矩作用的主要部件。当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。它是依靠齿数少的齿轮带齿数多的齿轮来实现减速的，采用圆锥齿轮传动则可以改变转矩旋转方向。汽车正常行驶时，发动机的转速通常比较高，如果将很高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需要很大，齿轮的半径也相应加大，也就是说变速箱的尺寸会加大。另外，转速下降，扭矩必然增加，也加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，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，可以使主减速器前面的传动部件，如变速箱、
分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，同时也减小了变速箱的尺寸和质量，而且操控灵敏省力。 1.2.2 主减速器的工作原理 从变速器或分动器经万向传动装置输入驱动桥的转矩首先传到主减速器，主减速器的一对齿轮增大转矩并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩的旋转方向。 1.2.3 国内主减速器的状况 现在国家大力发展高速公路网，环保、舒适、快捷成为汽车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为汽车主减速器技术的发展趋势。 在产品上，国内汽车市场用户主要以承载能力强、齿轮疲劳寿命高、结构先进、易维护等特点的产品为首选。目前己开发的产品，如陕西汉德引进德国撇N 公司技术的485单级减速驱动桥，一汽集团和东风公司的13吨级系列车桥为代表的主减速器技术，都是在有效吸收国外同类产品新技术的基础上，针对国内市场需求开发出来的高性能、高可靠性、高品质的车桥产品。这些产品基本代表了国内车用减速器发展的方向。通过整合和平台化开发，目前国内市场形成了457、460、480、500等众多成型稳定产品，并被用户广泛认可和使用。设计开发上，CAD、CAE等计算机应用技术，以及AUT优AD、UG16、CATIA、proE等设计软件先后应用于主减速器的结构设计和齿轮加工中，有限元分析、数模建立、虚拟试验分析等也被采用;齿轮设计也初步实现了计算机编程的电算化。新一代减速器设计开发的突出特点是:不仅在产品性能参数上进一步进设计上完全遵从模块化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特点，这些都对基础件产品提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地进行二次开发和持续改进，以满足快速多变的市场需求。
第四章_货车车身结构及其设计
第4章货车车身结构及其设计 §4-1 概述 货车即载货汽车，人们也称之为卡车，是指一种主要为载运货物而设计和装备的商用车辆，它能否牵引一挂车均可。近年来，随着我国高速公路网的加快建设与不断完善，公路运输行业迎来了大变革、大发展的时代，货车已经从载运货物这一单一功能向可代表物流准时化的物流服务的运输工具这一方向发展，成为了一种社会化的服务工具，因此，货车车身的设计也需要紧跟时代的步伐，满足当今社会的需求。 货车车身包括驾驶室和车箱两部分。在高度追求运输效率的今天，货车通常是昼夜不停地行驶，驾驶员轮换驾驶，驾驶室作为驾驶员和乘员工作和休息的空间，其设计既要满足实用性、耐用性、空气动力性、安全性等基本性能要求，也要具有良好的人机工程环境。货车车箱根据不同的需要可以设计成多种形式，其结构也各不相同，在设计时需考虑的有车箱结构强度、车箱尺寸及容量、前后轴载荷分配等因素，对于厢式车箱还要考虑空气动力性能。 由此可见，在设计货车车身结构时，需要综合地考虑货车的实用性、耐用性、安全性、舒适性以及其他各方面相关的因素。 4.1.1、货车的分类 货车的种类繁多，形式各异，各国的分类标准有所不同，在我国国家标准GB/T 3730.1-2001《汽车和挂车类型的术语和定义》中，将货车分为普通货车、多用途货车、全挂牵引车、越野货车、专用作业车和专用货车六大类，具体形式及定义见表4-1。 货车分类定义示意图 普通货车 一种在敞开（平板式）或封闭（厢式） 载货空间内载运货物的货车。 多用途货车在其设计和结构上主要用于载运货物，但在驾驶员座椅后带有固定或折叠式座椅，可运载3个以上的乘客的货车。 全挂牵引车一种牵引牵引杆式挂车的货车。 它本身可在附属的载运平台上运载货物。
汽车车身结构与设计考试题目
第一章 1. 什么是车身结构件、车身覆盖件 答：车身结构件：支撑覆盖件的全部车身结构零件的总称。 车身覆盖件：覆盖车身内部结构的表面板件。 2. 车身类型一般按什么分类，可分为哪几类？非承载式车身的车架一般可分为哪 几类？答：车身类型一般按承载形式不同，可分为非承载式、半承载式和承载式。 非承载式车身的车架一般可分为：1）框式车架：边梁式车架和周边式车架2）脊梁式车架3）综合式车架 3.边梁式、周边式、脊梁式、X 式车架的用途及特点？轿车车身特点分类有 哪些？轿车车身造型分类有哪些？ 答：边梁式车架： 特点：此式车架结构便于安装车身（包括驾驶室、车箱或其它专用车身乃至特 种装备等）和布置其它总成，有利于满足改装变型和发展多品种的需要。 用途：被广泛采用在货车、大多数专用汽车和直接利用货车底盘改装的大客车 以及早期生产的轿车上。 周边式车架: 特点：最大的特点是前、后狭窄端系通过所谓的“缓冲臂”或“抗扭盒”与中 部纵梁焊接相连，前缓冲臂位于前围板下部倾斜踏板前方，后缓冲臂位于后座下 方。由于它是一种曲柄式结构，容许缓冲臂具有一定程度的弹性变形，它可以吸 收来自不平路面的冲击和降低车内的噪声。此外，由于车架中部的宽度接近于车 身地板的宽度，从而既提高了整车的横向稳定性，又减小了车架纵梁外侧装置件 的悬伸长度。 用途：适应轿车车身地板从边梁式派生出来的。 脊梁式车架： 特点：具有很大的抗扭刚度，结构上容许车轮有较大的跳动空间，便于装用独立悬架。 用途：被采用在某些高越野性汽车上。 X 式车架： 特点：车架的前、后端均近似于边梁式车架，中部为一短脊管，前、后两端便于 分别安装发动机和后驱动桥。中部脊梁的宽度和高度较大，可以提高抗扭刚度。 用途：多采用于轿车上。
减速器箱体设计
第八章箱体的整体设计及其附件的选用 1、箱体的结构设计 1）箱体材料的选择与毛坯种类的确定 根据减速器的工作环境，可选箱体材料为灰铸铁HT2O0因为铸造箱体刚性好、外形美观、易于切削加工、能吸收振动和消除噪音，可米用铸造工艺获得毛坯。 2）箱体主要结构尺寸和装配尺寸见下表：单位：mm
2、减速器附件 （1）窥视孔和视孔盖 在传动啮合区上方的箱盖上开设检查孔，用于检查传动件的啮合情况和润滑情况等，还可以由该孔向箱内注入润滑油。 （2）通气器 安装在窥视孔板上，用于保证箱内和外气压的平衡，一面润滑油眼相体结合面、轴伸处及其他缝隙渗漏出来。 （3）轴承盖 轴向固定轴及轴上零件，调整轴承间隙。这里使用凸缘式轴承盖，因其密封性能好，易于调节轴向间隙。 （4）定位销 为了保证箱体轴承孔的镗削精度和装配精度，在减速器的两端分别设置一个定位销孔。 （5）油面指示装置 在箱座高速级端靠上的位置设置油面指示装置，用于观察润滑油的高度是否符合要求。 （6）油塞 用于更换润滑油，设在与设置油面指示装置同一个面上，位于最低处。 （7）起盖螺钉 设置在箱盖的凸缘上，数量为2个，一边一个。用于方便开启箱盖。 （8）起吊装置
在箱盖的两头分别设置一个吊耳，用于箱盖的起吊；而减速器的整体起吊使用箱座上的吊钩，在箱座的两头分别设置两个吊钩。 3、减速器润滑及密封形式的选择 高速轴的dn值为 dn 40 626.09 25043.6 1.5 105mm r min 故减速器所有轴承均采用润滑脂润滑。 高速级大齿轮的圆周速度为 d2n 237 139.13 「丿 v 2 1.7m s 12m s 60 1000 60 1000 故采用油池润滑。 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，箱体内选用 SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。轴承盖处密封采用毛毡圈。箱盖与箱座之间的密封则采用涂水玻璃密封，涂水玻璃密封的方法能有效地减轻震动起到防震作用。
汽车主减速器设计
主减速器设计 3.2 主减速器设计 3.2.1 主减速器的结构型式 主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 （1）主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮），或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮传动。 （2）主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种： 悬臂式 齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。 （3）主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度，支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。 轿车和轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差建界壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好，中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。 （4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转速有关。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整，可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便，波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。 (5)主减速器的减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 单级主减速器 由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广
轿车车身结构及其设计解析
第六章轿车车身结构及其设计 第一节轿车车身结构及其分类 1.1 轿车定义 GB3730.1-88 轿车是用于载送人员及随身物品，且座位布置在两轴之间的四轮汽车。 轿车车身的作用是能为乘员提供一个较舒适的乘坐环境以及一定的安全保护措施，它包括白车身及其附件，并与底盘、发动机、电子电器设备一起构成轿车的四大总成。由于它是轿车上载人的容器，因此要求轿车车身应具有良好的舒适性和安全性。此外，轿车车身又是包容整车的壳体，能够最直观地反映轿车外观形象的特点，从而决定了现代轿车车身设计非常注重外部造型以符合人们对轿车外形的审美要求，更好的开创轿车市场。 1.2 轿车车身结构 早期轿车沿用马车车身，并没有自身独立的车身，被人们称作“没有马的马车”，随着时代的进步，轿车车身成为了轿车的一个重要组成部分。轿车车身由以下几个部分组成：车身本体、车身外装件、内装件和车身电气附件等。 1.2.1车身本体 1—1 三厢式轿车车身结构图 1、发动机盖 2、前档泥板 3、前围上盖板 4、前围板 5、车顶盖 6、前柱 7、上边梁 8、顶盖侧板 9、后围上盖板10、行李箱盖11、后柱12、后围板13、后翼子板14、中柱15、车门16、下边梁17、底板18、前翼子板19、前纵梁20、前横梁21、前裙板22、散热器框架23、发动机盖前支撑板车身本体即白车身，它包含车身的骨架结构，由车身结构件和车身覆盖件组合而成，是主要承载构件的骨架件，其截面形状、受力方向、力如何传递、力矩的位置都是设计时应注意的问题，如图1-1所示为三厢式轿车车身的结构图。 车身结构件主要是车身结构中的梁和支柱，用来支撑车身覆盖件，并通过焊接而成车
减速器的箱体结构设计
减速器的箱体结构及设计 一、概述 图1-2-4所示为单级圆柱齿轮卧式减速器的典型箱体结构。 单级圆柱齿轮减速器的箱体广泛采用剖分式结构。卧式减速器一般只有一个剖分面，即沿轴线平面剖开、分为箱盖、箱座两部分（大型立式减速器才采用两个剖分面）。 箱体一般用灰铸铁HT150或HT200制造。对于重型减速器也可以采用球墨铸铁或铸钢 制造。在单件生产中，特别是大型减速器，可采用焊接结构，以减轻重量，缩短生产周期。 二、箱体结构的设计要点 减速器的箱体是支持和固定轴及轴上零件并保证传动精度的重要零件，其重量一般约占减速器总重量的40％~50％，因此，箱体结构对减速器的性能、制造工艺、材料消耗、重量和成本等影响很大，设计时务必综合考虑，认真对待。 减速器箱体的设计要点如下： 1、箱体应具有足够的刚度 （1）轴承座上下设置加强筋（参见图1-2-4）。 （2）轴承座房设计凸台结构（图1-2-4、图1-2-5）。凸台的设置可使轴承座旁的联接 螺栓靠近座孔，以提高联接的刚性。 设计凸台结构要注意下列几个问题： ①轴承座旁两凸台螺栓距离S应尽可能靠近，如图1-2-6所示。对无油构箱体（轴承采
用油脂润滑）取S〈D2，应注意凸台联接螺栓（d1）与轴承盖联接螺钉（d3）不要互相干涉；对有油沟箱体（轴承采用润滑油润滑），取S≈D2〉，应注意凸台螺栓孔（d1）不要与油沟相通，以免漏油。D2则为轴承座凸缘的外径。 ②凸台高度h的确定应以保证足够的螺母搬手空间为准则。搬手空间根据螺栓直径的 大小由尺寸C1和C2确定。 ③凸台沿轴向的宽度同样取决于不同螺栓直径所确定的C1+ C2之值，以保证足够的搬 手空间。但还应小于轴承座凸缘宽度3~5mm..，以便于凸缘端面的加工。 （3）箱座的内壁应设计在底部凸缘之内如图1-2-7a所示。 （4）地脚螺栓孔应开在箱座底部凸缘与地基接触的部位；不能悬空，如图1-2-7b所示。（5）箱座是受力的重要零件，应保证足够的箱座壁厚，且箱座凸缘厚度可稍大于箱盖凸缘厚度。 2、确保箱体接合面的密封、定位和内部传动零件的润滑。 为保证箱体轴承座孔的加工和装配的准确性，在接合面的凸缘上必须设置两个定位用的圆锥销。定位销d=（0.7~0.8）d2(d2为凸缘联接螺栓直径），两锥销距离应远一些，一般宜放在对角位置。对于结构对称的箱体，定位销不宜对称布置，以免箱盖盖错方向。 为保证箱盖、箱座的接合面之间的密封性，接合面凸缘联接螺栓的间距不宜过大，一般不大于150~180mm，并尽量对称布置。 如果滚动轴承靠齿轮飞溅的润滑油润滑时，则箱座凸缘上应开设集油沟，集油沟要保证润滑油流入轴承座孔内，再经过轴承内外圈间的空隙流回箱座内部，而不应有漏油现象发生，如图1-2-8所示。
BJ2022汽车单级主减速器及差速器的结构设计与强度分析-毕业设计说明书
BJ2022汽车单级主减速器及差速器的结构设计与强度分析-毕业设计说明书
毕业设计说明书 BJ2022汽车单级主减速器及差速器的结构设计与强度分析 学生姓名：学号：学院： 专业： 指导教师： 2012年6月0801074117 机电工程学院地面武器机动工程
BJ2022汽车单级主减速器及差速器的结构设计与强度分析 摘要 汽车主减速器及差速器是汽车传动中最重要的部件之一。它能够将万向传动装置传来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现降速增扭。 本次设计的是有关BJ2022汽车的主减速器和差速器，并要使其具有通过性。本次设计的内容包括有：方案选择，结构的优化与改进。齿轮与齿轮轴的设计与校核。并且在设计过程中，描述了主减速器的组成和差速器的差速原理和差速过程。 方案确定主要依据原始设计参数，对比同类型的减速器及差速器，确定此轮的传动比，并对其中重要的齿轮进行齿面接触和齿轮弯曲疲劳强度的校核。而对轴的设计过程中着重齿轮的布置，并对其受最大载荷的危险截面进行强度校核。 主减速器及差速器对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用，是汽车设计的重点之一。 关键词：驱动桥，主减速器，差速器，半轴
BJ2022 car single stage and the structure of the main reducer differential design and strength analysis ABSTRACT Automobil reduction final drive and differential is one of the best impossible parts in automobile gearing. It can chang speed and driving tuist within a big scope . The problem of this design is BJ2022 car differential unit ,it’ s properly in common use . The design of scheme, the better design and improvement of structure ,the design and calibration of gear and gear shiftes , and the select of bearings , and also the design explain the construction of differential action . The ting of the scheme desierment main deside. The drive ratio of gear,according to orginal design parameter and constrasting the same type reduction final drive ang differential assay . It realize planet gear in the design of structure . It put to use alteration better gears transmission in the design of gear , and compare the root contact tired strength of some important gears and the face twirl tired strength . It eraphaize pay attention to the place of gears. Compare the strength of the biggest load dangraes section. It require structure simple and accord with demand in select of bearings . The Lord reducer to improve the car driving and differential stability and its through sex has a unique function, is one of the focal points of automotive design. Key words : Drive axle,Main reducer,Differential,Axle
(整理)车身结构设计真题
车身结构设计试题 一、填空 1、汽车的主要部件由（发动机）、（底盘）、（车身）、（电气部件）四部分组成。 2、单排座汽车的总质量＝（整备质量＋允许最大载重量＋驾驶员及随员质量）。 3、汽车模型雕塑是（汽车外形设计）中一个必不可少的环节。 4、汽车车身形式按车身壳体受力情况可分为（承载式）、（半承载式）、（非承载式）三 种。 5、汽车车身形式按驾驶室发动机的相对位置可分为（长头式）、（短头式）、（平头式）、 （偏置式）四种。 6、车架的结构形式归纳起来主要有（框式）、（脊背式）、（综合式）三种。 7、图样临时处理单（通称小票）中规定不得用本单通过（超差品）和代料问题。 8、汽车门锁按其结构形式分为（舌簧）式、（转子）式和（钩簧）式。 9、升力在汽车行驶方向的分力为（诱导阻力）。 10、零件图的尺寸标注应满足（清晰）、（完整）、（合理）等基本要求。 11、空气阻力有（形状阻力）、（诱导阻力）、（摩擦阻力）、（干涉阻力）、（内部阻力） 五种。 12、简单的汽车行驶方程式（F Z=ΣF）。 13、汽车车身结构件及覆盖件的焊接总成为（车身本体）。 14、汽车形式过程中车架主要承受（对称垂直）动载荷和（斜对称）动载荷。 15、纵梁是货车车架中的（主要承载）元件，它的长度大致和（整车长度）相等。 16、汽车门锁具有（功能）性和（装饰）性。 17、车架宽度是指（左、右）纵梁腹板（外侧）之间的宽度。 18、车架前端到驾驶室后围这段车架为（车架的前段）。 19、驾驶室后面的后悬架以前这段为（车架的中段）。 20、汽车车门的类型有（顺开式）、（逆开式）、（推拉式）、（折叠式）（上掀式）五种。 21、框式车架可分为（边梁式）、（周边式）两种。 22、常用的金属材料分为（黑色）金属、（有色）金属。 23、有色金属是指除（黑色金属）以外的基本金属，如（铜、铝、银）等。 24、根据《机械制图图纸幅面及格式》的规定图纸按幅面大小分为（A0、A1、A2、A3、 A4、A5）。 25、汽车玻璃升降器，按臂数可分为（单臂式）和（双臂式）。 26、根据《机械制图图纸》的规定，绘图是采用的图线共有（八）种。 27、承载式车身的特点式汽车没有（车架），（车身）就作为发动机和底盘各总成的安 装基础。 28、车身壳体按结构形式分为（骨架式）（非骨架式）(无骨架式)。 29、力的单位名称为（牛顿）。 30、货车车箱板开启形式一般为（单开）式和（三开）式。 二、选择题 1、车身结构件是（A） A 支撑覆盖件的全部结构件 B 车身的所有零件 2．我厂生产的面包车车门按开启方式有（C） A 一种 B 二种 C 三种 3．车身本体是（A） A 车身结构件及覆盖件的总成 B 车身结构件及覆盖件总成还包括附件及装饰件
汽车单级主减速器设计
汽车单级主减速器设计 任务书 1．设计的主要任务及目标 通过调研和查阅相关资料文献，掌握汽车单级主减速器主要用途和工作原理。应用所学相关基础知识和专业知识，分析单级主减速器结构、载荷，对主要受力件强度进行计算分析，应用CAD三维造型或二维设计技术完成课题总成和关键零件结构设计和计算说明书，按照学校要求编写毕业设计论文。 2．设计的基本要求和内容 1）掌握单级主减速器的结构及工作原理。绘制结构简图和原理简图； 2）了解零部件材料及制造、热处理工艺； 3）了解单级主减速器的失效模式； 4）制作单级主减速器的装配总图； 5）对单级主减速器及关键零件结构进行计算分析，重点是对失效件的分析； 6）编写毕业设计论文，总结设计取到的效果与体会，提出自己的论点和改进建议等。3．主要参考文献 《汽车车桥设计》 4．进度安排
汽车单级主减速器的设计 摘要：由于行驶中的汽车发动机的转速通常在两千到三千转每分钟，如果只通过变速箱来减速的话，那样会有一个很大的减速比，从而增大了齿轮的半径，继而增大了变速箱的尺寸，既不经济又不合理，另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，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。 主减速器的存在有三个作用， 第一是改变动力传输的方向，由上图可以看出动力传递出变速器是纵向的力距，通过减速器，力矩发生了90度的转变，从而传递到半轴形成横向的力矩，从而驱动车子前进。 第二是作为变速器的延伸为各个档位提供一个共同的传动比。有了这个传动比，可以有效的降低对变速器的减速能力的要求，这样设计的好处是可以有效减小变速器的尺寸，使车辆的总布置更加合理。 第三也是最重要的就是减速增扭，根据功率的计算公式W=M*v（功率=扭矩*速度）当功率一定时，减少传动速度，能够增加扭矩，从而增加驱动力，这也是汽车上坡采用低档的原因。 关键字；变速器，减速器，传动轴
汽车主减速器设计
主减速器设计 3、2 主减速器设计 3、2、1 主减速器的结构型式 主减速器的结构型式,主要就是根据其齿轮类型、主动齿轮与从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 (1)主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥上,主减速器采用得最广泛的就是螺旋锥齿轮与双曲面齿轮。在双级主减速器中,通常还要加一对圆柱齿轮(多采用斜齿圆柱齿轮),或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车与超重型汽车的主减速器上,有时也采用蜗轮传动。 (2)主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 在壳体结构及轴承型式已定的情况下,主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法,对其支承刚度影响很大,这就是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种: 悬臂式 齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度,应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上,同时比齿轮节圆直径的70%还大,并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时,为了减小悬臂长度与增大支承间的距离,应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内,而大端朝外,以缩短跨距,从而增强支承刚度。
(3)主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离与载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度,支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承,安装时应使她们的圆锥滚子的大端相向朝内,小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移,圆锥滚子轴承也应预紧。 轿车与轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差建界壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好,中型与重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。 (4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转速有关。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整,可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便,波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。 (5)主减速器的减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 单级主减速器 由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点,广泛用在主减速比i0<7、6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都就是采用一对
汽车主减速器设计..doc
摘要 本设计是对载货汽车设计一个结构合理、工作性可靠的双级主减速器。此双级主减速器是由两级齿轮减速组成。与单级主减速器相比，在保证离地间隙相同时可得到很大的传动比，并且还拥有结构紧凑，噪声小，使用寿命长等优点。本文论述了双级主减速器各个零件参数的设计和校核过程。设计主要包括：主减速器结构的选择、主、从动锥齿轮的设计、轴承的校核。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。 关键词：载货汽车；双级主减速器；齿轮；校核；设计
ABSTRACT This design is designs a structure to the truck to be reasonable, work related reliable two-stage main gear box. This two-stage main gear box is composed of two level of gear reductions. Compares with the single stage main gear box, when the guarantee ground clearance is the same may obtain the very great velocity ratio, and also has the structure to be compact, the noise is small, service life long and so on merits. This article elaborated the two-stage main gear box each components parameter computation and the selection process, and through computation examination. The design mainly includes: Main gear box structure choice, host, driven bevel gear's design, bearing's examination.The main reducer in the transmission lines used to reduce vehicle speed, increased the torque , it is less dependent on the bevel of more gear drive of less bevel gear . Purchase of the longitudinal engine automobiles, the main bevel gear reducer also used to change the driving force for the direction of transmission. Key words: Truck；Two-stage Main Reduction Gear；Gear；Check
减速器箱体设计技巧
减速器箱体设计技巧 一般的减速机的箱体设计是在完成了减速机的内部传动零件设计和计算之后进行的，根据设计的齿轮大小、传动轴的扭力大小等数据，计算出箱体的大小，尺寸，等等。 再浩辰CAD机械软件的图库中包含了减速机的标准件图库可直接调用，如图 设计箱体之前首先要做减速机的设计，简单介绍如下： 1、传动方案的拟定 1）、一般可以以原理简图的形式将传动方案表达出来，如下图：带式运输机及其二级圆柱齿轮减速器的简图。然后是一些参数如：工作拉力、工作速度、卷筒直径等等按照实际需要设计编写。 2）、最后是一些设计要求： （1）工作条件：如使用期限，生产批量等 （2）技术要求：允许工作误差，齿轮啮合方式等等 可以按照实际设计需要进行编写。 2、按照实际设计需要进行相应的计算和一些零件的选择，大致如下： 1）、电动机的选择 （1）电动机类型的选择 （2）电动机功率选择，需要计算如下： ①传动装置的总效率 ②工作机所需的输入功率 ③电动机的输出功率 （3）确定电动机转速： 2 ）、计算总传动比及分配各级的传动比 3 ）、运动参数及动力参数计算 ⑴、计算各轴转速（r/min） ⑵计算各轴的功率（KW） ⑶计算各轴扭矩（N?mm） 4）、传动零件的设计计算 （1）齿轮传动的设计计算 （2）输入轴的设计计算 （3）输出轴的设计计算 （4）轴的结构设计
5）、轴承的选择 6）、键联接的选择 7）、箱体、箱盖主要尺寸计算 8）、轴承端盖 （1）、零件图如轴类，齿轮，轴承等。 最后是减速机的箱体设计图 一般的箱体设计为铸铁形式，包含的元素分为底座和上盖，我们以复杂的上盖为例，里面细分包括了主体、轴承座、螺丝固定孔等，一般以三个视图加局部视图的形式进行表达。 主体绘制完成就要绘制标注了，除基本的尺寸标注外，还包括了一些形位公差标注、粗糙度、基准标注、螺纹标注。在标注方面，浩辰机械还提供了智能标注、一些符号的直接标注如，粗糙度、形位公差、基准、焊接符号等等 标注完成后，就是编写技术要求，把一些需要注意的项在技术要求中注明；之后就是一些明细表和标题栏的填写。 完成绘制后进行检查审核，修改错误，完成后就可以投入生产。效果图如下
【汽车行业类】汽车单级主减速器及车桥设计指导书
（汽车行业）汽车单级主减速器及车桥设计指导书
第壹章课程设计的基本内容及要求 1.1课程设计的基本内容 本课程设计是根据给定的设计参数和要求，对某轻型货车整体式单级主减速器及驱动桥进行设计，设计的基本内容包括： 1）根据给定的设计参数及要求，对汽车主减速器进行详细的结构设计和参数计算； 2）对差速器、半轴、驱动桥壳等进行选型设计； 3）绘制出主减速器及驱动桥的装配图。 已知给定的设计参数和要求如下（范例）： 第二章整体式单级主减速器设计 2.1主减速器的结构形式 1、主减速器齿轮的类型： 现代汽车单级主减速器中多采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮俩种。 （a）螺旋锥齿轮（b）双曲面齿轮 图1主减速器齿轮类型 1）螺旋锥齿轮如图1（a）所示，其主、从动齿轮轴线垂直相交于壹点，且俩者的螺旋角相等，可知螺旋锥齿轮的传动比为： (2-1) 式中：、—螺旋锥齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径。 2）双曲面齿轮如图1（b）所示，主、从动齿轮轴线偏移了壹个距离，称为偏移距，（如图2所示）。 根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比为： （2-2） 式中：、—双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；、—双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角。 图2双曲面齿轮啮合时受力分析 双曲面齿轮传动比为： （2-3） 式中：、—双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力； 、—双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角； 、—双曲面齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径 令，则。由于，所以，通常为1.25～1.50。 2、主减速器减速形式： 主减速器的减速形式主要有单级减速、双级减速、双速、单级贯通式、双级贯通式和轮边减速等形式。 单级主减速器由壹对锥齿轮传动，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点，广泛应用于主减速比≤7.6的各种轿车和轻、中型货车上（对于双曲面齿轮通常要求≤6.5）；而双
客车车身结构设计指南
客车车身结构设计指南
目录 目录................................................................................... II 前言.................................................................................. III 1 范围 (1) 2 规范性引用文件 (1) 3 车身结构及其分类 (1) 3.1 客车车身分类方法 (1) 3.2 按用途分类 (1) 3.3 按承载形式分 (3) 4 车架及车身骨架设计 (7) 4.1 车架设计 (7) 4.2 车身骨架设计 (10) 5 车身蒙皮设计 (14) 5.1 前后围蒙皮设计 (14) 5.2 顶盖蒙皮设计 (15) 5.3 侧围蒙皮设计 (16) 5.4 侧围蒙皮的分类 (16) 6 车身护板设计 (17) 6.1 内部护板设计 (17) 6.2 地板设计 (17)
前言 为了对公司客车车身结构设计提供设计参考，特编制此设计指南。本设计指南适用于大中型客车的车身结构设计。 本设计指南由项目管理部提出并归口。 本设计指南起草单位：车身设计部。
客车车身结构设计指南 1 范围 本指南介绍了客车车身结构及其分类，规定了客车车身骨架及蒙皮的设计要求。 本指南适用于大中型客车车身结构设计，供设计时参考。 2 规范性引用文件 GB/T 6726—2008 汽车用冷弯型钢尺寸、外形、重量及允许偏差 3 车身结构及其分类 在客车结构中，车身即是承载单元，又是功能单元。作为承载单元，由车身骨架与底架或车架组成的车身结构，在客车行驶中要承受多种载荷的作用。作为功能单元，车身应该为驾驶员提供便利的工作环境，为乘员提供舒适的乘坐环境，保护他们免受车辆行驶时产生的振动噪声和废气等的侵袭，以及外界恶劣天气的影响；同时在交通事故中，可靠的车身结构和乘员保护系统有助于减轻对乘员和行人造成的伤害；此外，合理的车身外部形状，以便客车行驶时能有效地引导周围的气流，提高车辆的动力性、燃油经济性和行驶稳定性，并改善发动机的冷却条件和车内通风。因此，客车车身对客车产品的设计制造有着十分重要的影响。 3.1 客车车身分类方法 由于客车品种繁多，所以车身的分类形式也是多种多样的。常见的分类方法有按客车的用途、承载形式进行分类。 3.2 按用途分类 按客车的用途可分为城市客车、长途客车、旅游客车和专用客车四类。 a）城市客车 城市客车是为城市内公共交通运输而设计和装备的客车，如图1所示。这种车辆设有座椅及乘客站立的区域，由于乘客上下频繁，所以车厢内地板低、过道高、通道宽、座椅少、车门多，车窗大，并有足够的空间供频繁停站时乘客上下车走动使用。按运行特点，城市客车分为市区城市客车和城郊城市客车。为了满足大、中城市公共交通的需要及环保要求，城市客车正逐步向大型化、低地板化、环保化、高档化和造型现代化等方面发展。 b）长途客车 长途客车又称公路客车，是为城间旅客运输而设计和装备的客车，如图2所示。由于旅客乘坐时间较长，这类客车必须保证每位乘客都有座位，不设供乘客站立的位置。为了有效利用车厢的面积，座椅布置比较密集，而且尽可能的提高座椅的舒适性，座椅质量都比较好。长途客车车厢地板高，地板一般设计成凹形，这样有利于提高车身的抗扭刚性，地板下面设有存放行李物品的行李舱。为了提高整个车身的刚度，这类客车的车门少，且多布置在前轴之前。对于高速公路上的快速客运车辆，要求具有更高