差速器计算说明书

那孤 型曲曲H谕酬 砒 巨/卅翔逆HW躱 血 齊皿N葵苗卅毗Ifa驅萍斗驚斗爲因2012舟4 m2012点5 F 4 B目录1、任务说明书 02、主减速器基本参数的选择计算 1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1差速器中的转矩分配计算 2差速器的齿轮主要参数选择 23、差速器齿轮强度计算 5主减速器直齿圆柱齿轮传动设计 7校核齿面接触疲劳强度 10标准斜齿圆柱齿轮主要几何尺寸：表1-3-1 114、半轴设计计算 12结构形式分析 12半轴计算 13半轴花键计算 145、差速器壳体 166、变速箱壳体设计 177、设计总结 188、参考文献 19配图 191、任务说明书车型发动机Nmax发动机MmaxI档变比主传动比驱动方案发动机19、I280kw/6000rmp4500rmpFF横置已知条件：(1)假设地面的附着系数足够大；(2) 发动机到主传动主动齿轮的传动系数1 w二0.96 ；(3) 车速度允许误差为3%；(4)工作情况：每天工作 16 小时，连续运转，载荷较平稳;(5)工作环境：湿度和粉尘含量设为正常状况，环境最高温度为30 度(6) 要求齿轮使用寿命为17 年(每年按300天计)；(7) 生产批量：中等；(8)半轴齿轮，行星齿轮齿数，可参考同类车型选定，也可自己设计；差速器转矩比S = 1.151.4之间选取；(10) 安全系数为n = 1.21.35之间选取；(11) 其余参数查相关手册；2、主减速器基本参数的选择计算发动机的最大转矩M二140N.m , n二4500rmp，发动机到主传动主动齿轮的传max动效率耳二0.96，安全系数n=一档变比二4.64，本次设计选用主减速器传动比i0 = 3.9因此总传动比i = i xi = 4.64x3.9 = 18.0962 1 0因此输出转矩T = n - i -M 耳=1.3x 18.096 x 140 x 0.96 = 31620 2 max差速器转矩比S=之间选取，这里取S=轴最大转矩为T，半轴最小转矩为T bsS = TbT得到方程tI bT = 1725Nmb解得：T = 1437N.ms选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按题目已知条件，选用直齿圆柱齿轮传动。2）精度等级：由于差速器轮轮齿要求精度低，轻型汽车所用的齿轮传动的精度等级范围为 58，故选用 7 级精度3）材料： 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。目前用于制 造差速器锥齿轮的材料为 20CrMnTi、22CrMnTi 和 20CrMo 等，故齿轮所采用的钢为20CrMnTi,查表机械设计基础（第五版）表11-1有：热处理方式：渗碳淬火，齿面硬度为56 62HRC4）选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀， z ， z 之间应避免有公约数。选小齿轮 z1 =16z = iz = 3.9 x 16 = 62.4 6321z2 = 3.9375z1差速器中的转矩分配计算当变速箱挂1档时，发动机通过变速箱输出的转矩最大，主传动比i二3.9375、1档变速 0比二 4.64 ；差速器的转矩M =耳M i i = 0.96 x 140 x 3.9375 x 4.64 = 2456(N - m)0 max 1 0左右驱动车轮不存在差速情况 由变速器传来的转矩，经差速器壳、行星齿轮轴和行星齿轮传给半轴齿轮。行星齿轮相当 于一个等臂杠杆，而两个半轴齿轮半径也是相等的。因此，当行星齿轮没有自转时，总是将转矩M平均分配给左、右两半轴齿轮，即：0M = M = - M = 1228(N - m)1 2 2 0左右驱动车轮存在差速情况转矩比S：较高转矩侧半轴传递转矩M与较低转矩侧半轴传递转矩M之比称为转矩比S, bs即：MS = b (取 S=)MSM + M = Mb S 0M整理以上两个式子得，旨 =1.2，代入相关数据得，M二1116(N - m)M - Mb0b在设计过程中要将安全系数考虑上，安全系数范围n = 1.21.35，该设计取n = 1.3。设计中较高转矩侧半轴传递转矩：M = n - M = 1.3 x 1116 = 1450.8(N - m)bb差速器的齿轮主要参数选择(1) 行星齿轮数 n行星齿轮数n需根据承载情况来选择的，由于是面包车的差速器所以行星齿轮数n选择2 个。(2) 行星齿轮球面半径R和外锥距R的确定be行星齿轮球面半径R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b定R = K 3Tb 八d式中：KB行星齿轮球面半径系数，可取，对于有2个行星齿轮的面包车取小值；，差速器计算转矩T二min It ,T L M = 2456(N.m)，贝yd ce cs 0R = 2.6 x 2456 = 35.07mm取整 R = 35 mmbb差速器行星齿轮球面半径确定后，可初步根据下式确定节锥距R beR = (0.98 0.99)R取 R = 0.99R = 0.99 x 35 = 34.65mmebeb行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择面包车齿轮强度要求不太高，可以选取行星齿轮齿数Z1 = 16，半轴齿轮齿数Z初选为 1224，Z与Z的齿数比为，两个半轴齿数和为48，能被行星齿轮数2整除，所以能够保证 21装配，满足设计要求。行星齿轮和半轴齿轮节锥角Y、Y及模数m12行星齿轮和半轴齿轮节锥角角1、丫 2分别为Y = arctan(Z /Z ) = arctan(16/24) = 33.701 1 2Y = arctan( Z / Z ) = arctan(24 /16) = 56.302 2 1当量齿数：Z 1v1cos Yv2cos Y16cos33.7。24cos56.3。160.83240.55= 19.28= 43.64当量齿数都大于17,因此Z1，Z 2满足条件，不会根切锥齿轮大端端面模数m为2 R2 Rm 一 * sin Y 一 e sin Y 一 2.33mm Z1 Z212根据(GB 1356-87)规定,选取第一系列标准模数m=行星齿轮分度圆直径d1 = mZ 1 = 40mm，半轴齿轮分度圆直径d2 = mZ2 = 60mm。压力角采用推荐值22.50，齿高系数为。行星齿轮轴直径0及支承长度L行星齿轮轴直径与行星齿轮安装孔直径相同，行星齿轮在轴上的支承长度也就是行星齿轮 安装孔的深度。行星齿轮轴直径0为.T x1030 5 rttnnrc式中：T 差速器传递的转矩，Nm；在此取3162 Nmn 行星齿轮的数目；在此为2l行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm, l , d为半轴齿轮齿面宽中点22处的直径，而d2L支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa根据上式d2 - 0.8 % 60 =48mm 1 = X48=24mmL 二 1.1x 29.5 i1 3162 x 1030=心1.1x 69 x 2 x 24差速器齿轮的几何尺寸计算查得修正系数t = 0.052齿侧间隙B = 0.300汽车二差速器直齿轮锥齿轮的几何尺寸计算步骤见下表序 号项目计算公式结果1行星齿轮 齿数Z 10，应尽量取小值1162半轴齿轮齿数Z = 14 25，且满足 L =2h 60n243模数m4齿面宽度F = (0.25 0.30) A ； F 10m010mm5齿跟高h = 1.6mg4mm6齿全高h = 1.788m + 0.0517压力角大部分汽车：a = 22.522.5 8轴交角Y = 90090 09节圆直径d = mZ ； d = mZ1 1 2 2d = 40mm ； d = 60mm1 210节锥角ZZY = arctan； y = arctan1Z2Z2 1y = 33.7 ； y = 56.31 211外锥距R = Jz 2 + Z 2 = 2.5 J162 + 242 = 36.06 e2 342mRh = 36.06mme12周节t = 3.1416mt = 7.854mm13齿顶咼h = h - h , h=1g22如0.3700.430 + v(Z / Z 上1-2 1mh = 2.514mm , h = 1.486mm1 214齿根高h = 1.788m 一 h ； h = 1.788m h 1 1 2 2h = 1.956mm ； h = 2.984mm1 215径向间隙c = h 一 h = 0.188m + 0.051gc=16齿根角； 齿顶角qhhU = arctan；U = arctan f fRaReeU = 6.33;0 = 3.97fa17面锥角y =y +8 ； y =y +801 1 2 ， 02 2 2y = 38.62 ； y = 61.2201 0218根锥角y =y 一8 ； y =y -8R112R 222y = 28.78 ； y = 51.38R1R 219外圆直径d = d + 2h cosy ； d = d + 2h cos y01 1 1 1 02 2 2 2d = 44.18 mm；01d = 61.65 mm0220节锥顶点 至齿轮外 缘距离d7.d7.咒=- 一 h sin y ；咒=f 一 h sm y01 2 1 1 02 2 2 2咒=28.61mm；01咒=18.76 mm0221理论弧齿厚s = t - s ； s = - (h - h )tan a Tm 1 2 2 2 1 2s = 4.264, s = 3.591 222齿侧间隙二mmB=23弦齿厚s 3Bs 3Bs = s 一一一一 ； s = s 一一一一 x116d 22x226d 221 2s = 4.204mm；x1s = 3.537 mmx 224弓玄齿咼77s2 cosy77s2 cosyh = h + 1 ； h = h + 2x114dx224d1 2h = 2.666mm；x1h = 1.456mmx 23、差速器齿轮强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速 器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿 弯曲强度为:MPa (3-9)上式中： 为差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式在此将取为 3162N m；为差速器的行星齿轮数；b2、d2分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径mm；为尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当m时，在此=；为载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，=；其他方式支承时 取。支承刚度大时取最小值。为质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时， 可取；为计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，参照图3-2可取=。当 T=min Tce,Tcs时，=980 Mpa；当 T= Tcf 时，=210Mpa。根据上式(39)可得：根据轮齿弯曲应力b公式,w2Tk ks m x103 k mb d Jnv 2 2x1000 = 3709，2 x 3648x 0.6 x 0.560x1.01.0 x 2.5 x 9 x 57.6 x 0.255x 2J取，半轴齿轮齿面宽b2 = 9mm。半轴大端分度圆直径d2前面计算得到57.6mm,质量系数 k =1.0 ，由于模数 m=2.5 ， 大于 1.6mm ，因此尺 寸系数 vk =(m / 25.4)0.25 =0.560 ，齿面载荷分配系数 k =1.0，半轴齿轮计算转矩 s smT = 0.6T。T = min T , T ，00ce cs2T k k0_s_mk mb d Jnv 2 2x103 =2 x 3648 x 0.560 x 1.01.0 x 2.5 x 9 x 57.6 x 0.255 x 2x1000=6181MPab = 3708MPa 3 丄B Iajsa I(3)n% Z 2( U 丿确定公式中各计算参数：1) 因载荷有较重冲击，由机械设计表(6-3)查得使用系数KA 1.5，故初选载荷系数K 22) 许一一主动齿轮上的转矩9550x P9550000x84.44T 1 N m 623667 N m 6.23667 x 105 N mm1 n129313) 螺旋角系数，由图(6-28)查取：=;卩为分度圆螺旋角一般选8 -20。(从减小齿轮的振动和噪音角度来考虑，目前采用大螺旋角，故取卩=12 )4） Ye 重合度系数，由公式（6-13）0.750.75Y = 0.25 += 0.25 + 二 0.691.585a其中端面重合度 由公式（6-7）a1.88 - 3.2 + -z z丿12COS P =1.88 - 3.2丄 + (16 63丿cos12 = 1.594其中端面重合度 p由公式（6-21）下式中bsin P = 0.318 xQdxZ x tan p = 0.318 x0.6x 16x tan12。= 0.649 p兀m15）一一齿宽系数，由表（6-6）硬齿面且非对称布置取=dd6) YFa齿形系数，标准齿轮，变形系数X=0，且按当量齿数Z由图（6-19）查得YFa1=，Fa2当量齿数：1616v1COS Ycos33.7。0.83=19.28v2cos Y2424cos56.3。0.55=43.64当量齿数都大于17，因此Z ,Z满足条件，不会根切127）Y 修正应力系数，按当量齿数Z由图（6-20）查得Y =，Y =SavSa1Sa2由机械设计基础（第五版） 表 11-1 查得主动齿轮的弯曲疲劳强度极限b = 850 MPaFE1FE 2Y由公式（6-16）计算弯曲疲劳许用应力Q = N fe，FSFmin式中b”刀一一弯曲疲劳强度极限，由机械设计基础（第五版）表11-1查得b=b= 850 MPaFEFE1FE 2弯曲疲劳强度系数，按应力循环次数N由图（6-21）渗碳淬火合金钢查得YN1 =YN2其中由公式(6-21)有 N = 60n jL = 60 x 1293 x 1 x (16 x 300 x 17) = 6.33 x 1091 1 h3.9375二 N = 633 x 109 = 1.6 x 109 iSFmin弯曲疲劳强度计算的最小系数，对于普通齿轮和多数工业用齿轮，按般可靠度要求，取 S =Fmin代入上述确定参数计算弯曲疲劳许用应力Q F1Y 0.90 x 850N+fe1 = 612 MPaS1.25FminY b 0.91x850nE2 = 618.8MPaS1.25Fmin计算小、YY大齿轮的 严呼并加以比较b FYYFa1_Salb F1=护=O0037Y Y2.35 x1.18Fa 2 Sa2 = 0.0045小齿轮数值大b 618.8F2将上述确定参数代入式（3）计算（按小齿轮设计模数）.2KT cos2 PY Ye-P0.6 x 162：2x2x623667xcos212x0.90xOS x0.0037兀m z n兀 x 3.29 x 16 x 1293 - _ ,60 x1000v = t + + = 3.5660 x 1000按7级精度由图（6-7）查得动载系数K =；V由图（6-10）查得齿向载荷分布系数K=； 由表（6-4）按7级精度查得齿间载荷分布系数K打修正m : m =n由公式（6-1）K= K A X K x Kp x Ka=xxx = =3.29严碍2由表（6-1），选取第一系列标准模数 m=4mmtm(Z + Z ) 4 x(16 + 63)” “中心距 a = i 2 = 161.53mm 取 a=162mm2 cos 02 x cos 12确定螺旋角 0 = arc cos mE 十 Z = arccos4 X 6 十 6=12.7587 = 1245522a2 x162齿轮主要几何尺寸：分度圆直径 di = .Cos0 = 4X%sl2o4552 = 65.62mmd = / = 4x 63/= 258 38mmb广45mm （为保证轮齿d2 =/cos0 . cos124552 = 258.38mm齿宽 b 二 xd = 0.6x65.62 = 39.372 取b = 40mm2d 12有足够的齿合宽度b = b + （510）12mm校核齿面接触疲劳强度=ZEZEZHZp2 KT u +11bd 2 u1 1确定公式中各计算参数：1）ZE 弹性系数，按锻钢由表（6-5）查得ZE =、：MPT2）Z 接触强度重合度系数，按端面重合度*0由图（6-13）查得Z =3）Zh 节点区域系数，按螺旋角0且标准齿轮变位系数X=0由图（6-14）查得Zh =4) Z0 螺旋角系数，邓=*cos0 = pcos12o5333=5）前面已求得K =， T = 6.23667 x 10 5 N mm ， b = 50， d =11ZG由公式（6-11）接触疲劳许用应力G = N HimHSHmin式中：由图（6-15）按不允许出现点蚀，查得接触疲劳寿命系数Z =，Z =N1N2试验齿轮的接触疲劳极限，由表（11-1）查得G= G =1500MPaHHlim1 Hlim2Hmin接触疲劳强度计算的最小安全系数，对于普通齿轮和多数工业用齿轮，按一般可靠度要求取S Hmi=l计算接触疲劳许用应力Q H1Z PN1HlimlSHmin0.91x1500-=1365MPabHlimH2=VHminc ZT0.92x1500=1380MPa将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得50 x 65.622b 二 189.8x0.82x2.41x0.98&：2 x 2.17728 x 6.33667x105 * 3.9375 1 二 1145.37MPa3.9375 b H1所以接触强度满足。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做 到结构紧凑，避免浪费。标准斜齿圆柱齿轮主要几何尺寸：表 1-3-1名称及代号公式及说明计算结果法面模数m由强度计算或结构设计确定，并取标准值m=4齿数比uu=峯1u=峯=% -彳9375i1当量齿数Z 二 z/Z 二 Z/V1/ COS3 0v2/ COS3 0Z 二 19.28 Z 二 43.64V1V20为分度圆螺旋角一般选 8 -200 = 124552大端分度圆直径dd mZ /d _ mZ /d1 _ /cos 0d2 _ /cos 0d = 65.62mm1d = 258.38mm2中心距am（Z + Z ）a 二122 cos 0a=162mm齿宽系数d硬齿面齿宽系数-dd齿顶咼hah = h *m =maaZh = 4 mma齿根咼hh = h * + Cm二mh = 5 mmfaf全齿咼hh = h + h = m afh = 9mm顶隙cC= h - h =mfaC = 1mmd = d + 2hd = 73.62mm齿顶圆直径dallaalad = d + 2 hd = 266.38mma22aa2d = d - 2hd = 55.62mm齿根圆直径dffi1ffld = d - 2hd = 248.38mmfiiff24、半轴设计计算结构形式分析1半轴 半轴的内侧通过花键与半轴齿轮相连，外侧用凸缘与驱动轮的轮毂相连。根据半轴外端受力状况的不同，半轴有半浮式、3/4浮式和全浮式3 种。1）半浮式半轴 特点是半轴外端通过轴承支承在桥壳上，作用在车轮的力都直接传给半轴，再通过轴承传 给驱动桥壳体。半轴既受转矩，又受弯矩。常用于轿车、微型客车和微型货车。下图是一汽车半浮式半轴的结构与安装，其结构特点是外端以圆锥面及键与轮毂相固定 支承在一个圆锥滚子轴承上，向外的轴向力由圆锥滚子轴承承受，向内的轴向力通过滑块 传给另一侧半轴的圆锥滚子轴承。2）全浮式半轴全浮式半轴的特点是半轴外端与轮毂相连接，轮毂通过圆锥滚子轴承支承在桥壳的半轴套 管上，作用在车轮上的力通过半轴传给轮毂，轮毂又通过轴承将力传给驱动桥壳，半轴只 受转矩，不受弯矩。用于轻型、中型、重型货车、越野汽车和客车上。下图的特点是半轴外端的凸缘直接与轮毂连接。下图的特点是采用一对球轴承支承轮毂。半轴的主要尺寸是它的直径，在设计时首先根据对使用条件和载荷情况相同或相近的同类 汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然 后对它进行强度核算。计算时应该首先合理的确定在用（2）侧向力Fy2最大时，其最大值为Fz2l （汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向力 系数1在计算时取，没有纵向力作用。（3）汽车通过不平路面，垂向力Fz2最大，纵向力Fx2和侧向力Fy2都为0。在半轴上的 载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：（1）纵向力Fx2 （驱动力或制动力）最大时，最大值为Fz2，附着系数在计算时取， 侧向力 Fy2=0。由于车轮受纵向力和侧向力的大小受车轮与地面最大附着力限制，所以两个方向力的最大 值不会同时出现。半轴的主要尺寸是它的直径，在设计时首先根据对使用条件和载荷情况相同或相近的同类 汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然 后对它进行强度核算。计算时应该首先合理的确定在用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：（1）纵向力Fx2 （驱动力或制动力）最大时，最大值为Fz2，附着系数在计算时取， 侧向力 Fy2=0。（2）侧向力Fy2最大时，其最大值为Fz21 （汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向力 系数1 在计算时取，没有纵向力作用。（3）汽车通过不平路面，垂向力Fz2最大，纵向力Fx2和侧向力Fy2都为0。 由于车轮受纵向力和侧向力的大小受车轮与地面最大附着力限制，所以两个方向力的最大 值不会同时出现。选择全浮式半轴，因而半轴仅承受转矩不承受弯矩。半轴计算半轴的主要尺寸是它的直径，在设计时首先根据对使用条件和载荷情况相同或相近的同类 汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然 后对他进行强度核算。（1）半轴计算转矩 T 及杆部直径根据汽车工程手册P1209公式（4-9-37）。T 二 X r 二（gT i n /r ）r 二 0.6x 140 x4.64x3.9375 x0.96 二 1534.68N m 式中：2 rmax L w r rX 个车轮的驱动力，X =gT i n / r 单位为N22 max L rr轮胎的滚动半径，单位为mrE差速器转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器可取；iL传动系最低档传动比, J 4.64 x 3.9375n 传动系效率，根据任务已知条件有耳= ww根据汽车工程手册P1213公式（4-9-50）杆部直径可按照下式进行初选。(2.05-2.18)T = (2.05-2.18)x31534.68 =(23.64-25.14) mm选 24mm式中，T许用半轴扭转切应力，MPa； T =490-588MPad初选半轴杆部直径，mm。半轴杆部直径计算结果应根据结构设计向上进行圆整。根据初选的，按应力公式进行强度 校核。半浮式半轴强度校核计算根据汽车工程手册P1211公式（4-9-44）半轴的扭转应力为16 x 1534.683.14x243x103 = 565.68MPat =490-588MPa式中，半轴扭转应力,；d半轴直径，24mm。半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。当采用40Cr, 40MnB，40MnVB, 40CrMnMo, 40号及45号钢等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限达到784MPa左右。在保证安全系数在范围时，半轴扭转许用应力可取为t =490588MPa半轴花键计算花键分为矩形花键和渐开线花键。本次设计选用渐开线花键，齿形为渐开线，渐开线其分度圆压力角规定为30。和45。两种，本次取标准压力角Q D = 30。，取其齿数为z=21，选 择 m=1,分度圆直径D=mz=21mm。半轴花键挤压应力校核匕=T103r zL 6hmp其中，T为半轴所受转矩，T = 1534.68Nm；为平均半径，r = D = 10.5mmm 2z为齿数，z=21； 为工作长度，取为 45mm； 为载荷分配不均匀系数，一般取=h为花键齿侧面工作高度，h=m=lmm。=206.2MPa1534.68 x 10310.5 x 21 x 45 x 0.75 x 1由汽车设计许用挤压应力取为220叫所以满足挤压强度要求。半轴花键剪切应力校核D 一 d有公式J =T （严A ）p2其中，为花键外径，取为；为相对应花键孔内径，取为。(22 5 - 21 8 .Jc二 206.2 x 5仝 =72.17MPaI 2丿由汽车设计有许用剪切应力=225MPa,所以满足剪切强度要求。综上，半轴花键设计合理。5、差速器壳体差速器壳主要功能是保证主减速器和差速器的润滑和防止异物进入引起不正常的磨损。 差速器壳体应满足如下设计要求： 应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常； 结构工艺性好，成本低； 保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入； 拆装，调整，维修方便。 满足大于行星齿轮轴的长度，厚度由下表知选取第二种，范围只要满足60VhW200 即可。6、变速箱壳体设计变速器壳体应满足如下设计要求： 应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常； 在保证强度和刚度的情况下，尽量减小质量以提高行驶的平顺性； 保证足够的离地间隙； 保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入； 拆装，调整，维修方便。 最小厚度应满足规定的厚度，由机械设计课程设计（高等学校机械设计系列教材）知减 速器铸造的结构尺寸一般大于或等于8。7、设计总结历时一个学期的课程设计结束了，虽然课程设计让我身心疲惫，但在此过程中，我学会了 综合全面看待问题，并且享受着成功时的快乐与失败时的苦闷。虽然这次课程设计我如期完成，但还是应当承认我考虑问题的周密性不强，所设计的最终 结果还没有达到最优效果。实践是检验真理的唯一标准。通过实践才能发现自身的不足，并加以改进，才能使自身得 以更好的发展。最后感谢杨老师和孙老师在这个过程中的细心教导。8、参考文献程乃士主编减速器和变速器设计与选用手册机械工程出版社 2007年 2成大先主编 机械设计手册减（变）速器电机与电器化学工业出版社 2004年 3刘惟信主编 汽车设计清华大学出版社 2006年 4朱利安哈皮安史密斯主编现代汽车设计概论化学工业出版社 2007年 5林穆义张福生主编车辆底盘构造与设计冶金工业出版社 2007年 6冯晋祥吾际璋主编自动变速器结构原理图册机械工业出版社 2004年 7濮良贵纪名刚主编机械设计（第八版）高等教育出版社 2007年 8汪恺主编机械设计标准应用手册（第二卷）机械工业出版社 1997年 9孔凌嘉张春林主编机械基础综合课程设计北京理工大学出版社 2004年 10张黎骅郑严 主编新编机械设计手册人民邮电出版社 2008年 11刘鸿文主编 材料力学（第四版）高等教育出版社 2006年 12冯辛安主编 机械制造装备设计机械工业出版社 2005年 13.朱孝录主编 齿轮传动设计手册化学工业出版社 2005配图