主減速器設(shè)計(jì)

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1、精品文檔，僅供學(xué)習(xí)與交流，如有侵權(quán)請(qǐng)聯(lián)系網(wǎng)站刪除 課程論文 主減速器的設(shè)計(jì) 指導(dǎo)教師 學(xué)院名稱 專業(yè)名稱 摘 要 汽車主減速器作為汽車驅(qū)動(dòng)橋中重要的傳力部件，是汽車最關(guān)鍵的部件之一。它承擔(dān)著在汽車傳動(dòng)系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的作用，同時(shí)在動(dòng)力向左右驅(qū)動(dòng)輪分流的差速器之前設(shè)置一個(gè)主減速器，可以使主減速器前面的傳動(dòng)部件，如變速箱、分動(dòng)器、萬向傳動(dòng)裝置等傳遞的扭矩減小，同時(shí)也減小了變速箱的尺寸和質(zhì)量，而且操控靈敏省力。汽車主減速器結(jié)構(gòu)多種多樣，主要是根據(jù)其齒輪類型、主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。按照主減速

2、器齒輪的類型分為：螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪；按照主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承型式及安置方法分為：懸臂式和跨置式；按照主減速器減速形式分為：單級(jí)減速、雙級(jí)減速、雙速減速、貫通式主減速器和輪邊減速等。主減速器設(shè)計(jì)的好壞關(guān)系到汽車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性以及噪聲、壽命等諸多方面。如何協(xié)調(diào)好各方關(guān)系、合理匹配設(shè)計(jì)參數(shù)，以達(dá)到滿足使用要求的最優(yōu)目標(biāo)，是主減速器設(shè)計(jì)中最重要的問題。 關(guān)鍵詞：中型客車 主減速器 圓錐齒輪 主減速器的設(shè)計(jì) 1、汽車的主要參數(shù) 車型 中型貨車 驅(qū)動(dòng)形式 FR42 發(fā)動(dòng)機(jī)位置

3、 前置、縱置 最高車速 Umax=90km/h 最大爬坡度 imax≥28% 汽車總質(zhì)量 ma=9290kg 滿載時(shí)前軸負(fù)荷率 25.4% 外形尺寸 總長La總寬Ba總高Ha=691024702455mm3 軸距 L=3950mm 前輪距 B1=1810mm 后輪距

4、 B2=1800mm 迎風(fēng)面積 A≈B1Ha 空氣阻力系數(shù) CD=0.9 輪胎規(guī)格 9.00—20或9.0R20 離合器 單片干式摩擦離合器 變速器 中間軸式、五擋 下面參數(shù)為參考資料所得： 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率及轉(zhuǎn)速 114Kw-2600r/min; 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速 539Nm-1600r/min； 主減速比 =4

5、.44; 變速器傳動(dòng)比抵擋/高檔 6.3/1 輪胎半徑：型號(hào)為9.0R20，輪胎胎體直徑為9.0英尺，輪輞直徑為20英尺，所以半徑為 汽車滿載時(shí)質(zhì)量 14t 2、主減速器結(jié)構(gòu)形式的確定 主減速器可以根據(jù)其齒輪類型、減速形式以及主、從動(dòng)齒輪的支承形式的不同而分類。 2.1、主減速器的輪齒類型的選擇 主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。單級(jí)主減速器通常采用螺旋錐齒輪或者雙曲面齒輪傳動(dòng)[1]。 a 弧齒錐齒輪 b 雙曲面齒輪 c 圓柱齒輪傳動(dòng) d 蝸桿傳動(dòng) 圖2.1 主

6、減速器的幾種齒輪類型 （1）、弧齒錐齒輪 螺旋錐齒輪傳動(dòng)的主、從動(dòng)齒輪軸線垂直相交于一點(diǎn)。齒輪并不同時(shí)在全長上面嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)的轉(zhuǎn)向另一端。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對(duì)以上的輪齒同時(shí)在嚙合，所以工作平穩(wěn)、能夠承受較大的符合、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對(duì)嚙合精度非常敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會(huì)使工作條件急劇的變壞，并伴隨著磨損增大和噪聲的增大。為了保證齒輪副的正確嚙合，必須將支撐軸承預(yù)緊，提高其支撐剛度，增大殼體的剛度。 （2）、雙曲面齒輪 雙曲面齒輪傳動(dòng)的主、從動(dòng)齒輪的軸線相互垂直而不相交。主動(dòng)齒輪軸相對(duì)于從動(dòng)齒輪軸有向上或向下的偏移，稱這個(gè)偏移量稱為雙曲面齒

7、輪的偏移距。所以主動(dòng)齒輪的螺旋角比從動(dòng)齒輪較大一些。當(dāng)螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪兩種傳動(dòng)形式主從動(dòng)齒輪外徑、齒面寬以及主動(dòng)齒輪齒數(shù)都相同時(shí)，雙曲面齒輪由于主動(dòng)齒輪的螺旋角的增大，使主動(dòng)齒輪的節(jié)圓直徑大約比螺旋錐齒輪大20%左右。這樣使得主動(dòng)齒輪軸的軸頸相應(yīng)的增大，從而大大提高了齒輪嚙合的剛度，提高了主動(dòng)齒輪的使用壽命。雙曲面齒輪傳動(dòng)由于齒輪軸線和從動(dòng)齒輪的軸線偏移了一段距離，而引起齒面之間的縱向滑移，并且齒面間壓力很大，所以對(duì)于潤滑油有特殊的要求。雙曲面齒輪的加工精度和裝配精度相對(duì)都比較高。當(dāng)要求傳動(dòng)比大而輪廓尺寸又有限時(shí)，采用雙曲面齒輪更為合理。因?yàn)槿绻３謨煞N傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪直徑一樣，則雙曲面從

8、動(dòng)齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小的多，這對(duì)于主減速比≥4.5的傳動(dòng)更加有其優(yōu)越性。當(dāng)傳動(dòng)比小于2時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪相對(duì)于螺旋錐齒輪主動(dòng)齒輪就顯得過大，這時(shí)選用螺旋錐齒輪更合理，因?yàn)槁菪F齒輪具有較大的差速器可利用空間。由于雙曲面主動(dòng)齒輪螺旋角的增大，還導(dǎo)致其進(jìn)入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應(yīng)的齒數(shù)多，因而雙曲面齒輪傳動(dòng)比螺旋錐齒輪傳動(dòng)工作得更加平穩(wěn)、無噪聲，強(qiáng)度也高[3]。 （3）、圓柱齒輪傳動(dòng) 圓柱齒輪傳動(dòng)廣泛的應(yīng)用于發(fā)動(dòng)機(jī)橫置的前置前驅(qū)的乘用車驅(qū)動(dòng)橋和雙極主減速器驅(qū)動(dòng)橋以及輪邊差速器。 （4）、蝸桿傳動(dòng) 與其他的齒輪傳動(dòng)形式相比，蝸桿傳動(dòng)有如下的優(yōu)點(diǎn)：輪廓尺寸和質(zhì)量小，并且可得到較

9、大的傳動(dòng)比；工作的非常平穩(wěn)且無噪聲；便于汽車的總布置及貫通式多橋驅(qū)動(dòng)的布置；能傳遞大的載荷，使用壽命長；結(jié)構(gòu)簡單并且拆裝方便，容易調(diào)整。它的主要的缺點(diǎn)是要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動(dòng)效率較低。 綜上所述，考慮到制作成本及其本設(shè)計(jì)的傳動(dòng)比<4.5，所以本設(shè)計(jì)采用螺旋錐齒輪。 2.2、主減速器減速形式的選擇 主減速器的減速形式可以分為單級(jí)減速、雙級(jí)減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、單級(jí)或者雙級(jí)減速配以輪邊減速等。減速形式的選擇主要取決于有動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性等整車性能所要求的主減速比的大小及其驅(qū)動(dòng)橋下的離地間隙；驅(qū)動(dòng)橋的數(shù)目及其布置的形式等。如果只是就主減速比的大小選擇減速形式的影響

10、，通常情況下當(dāng)主減速比<7.6時(shí)應(yīng)該采用單級(jí)主減速器。這只是推薦的范圍，在確定主減速器的減速形式時(shí)會(huì)有不同的選擇。 由于本設(shè)計(jì)載貨汽車的主減速比不是很大，所以本設(shè)計(jì)采用單級(jí)主減速器。2.3、主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案的選擇 主減速器必須要保證主從動(dòng)齒輪有良好的嚙合狀況，才能夠使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質(zhì)量、齒輪的裝配調(diào)整以及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度有密切的關(guān)系。現(xiàn)在汽車主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承型式有以下兩種[2]： （1）懸臂式 圖2.2 懸臂式支承 如圖2.2所示，懸臂式支承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是錐齒輪大端一側(cè)有較長的軸，并且

11、在它的上面安裝一對(duì)圓錐滾子軸承。為了盡可能的增加支承的剛度，支承距離b應(yīng)大于2.5倍的懸臂長度a，且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸a。支承剛度除了與軸承開式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關(guān)。當(dāng)采用一對(duì)圓錐滾子軸承支承時(shí)，為了減小懸臂長度和增大支承間的距離，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內(nèi)，而大端朝外，以縮短跨距，從而增強(qiáng)支承剛度。懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的主減速器上。 （2）跨置式 圖 2.3 跨置式支承 如圖2.3所示，跨置式支承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是在錐齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承

12、，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾樱质馆S承的負(fù)荷減小，齒輪的嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。但是跨置式支承增加了導(dǎo)向軸承支座，使主減速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高。乘用車和裝載質(zhì)量小的商用車，常采用結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小、成本較低的懸臂式結(jié)構(gòu)。 本設(shè)計(jì)采用結(jié)構(gòu)較為簡單的懸臂式支承，以降低其成本。 3、主減速器基本參數(shù)的選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1、主減速齒輪計(jì)算載荷的確定 除了主減速比及其驅(qū)動(dòng)橋的離地間隙以外，另一個(gè)原始參數(shù)是主減速器的齒輪的計(jì)算載荷。這里采用“格里森”制錐齒輪計(jì)算載荷的三種確定方法。 3.1.1、按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)

13、矩[3] （式2.1） 式中： ——變速器一擋傳動(dòng)6.3； ——主減速器傳動(dòng)比在此取4.44； ——發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取539； ——由于猛結(jié)合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時(shí)的超載系數(shù)，對(duì)于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力傳動(dòng)及自動(dòng)變速器的各類汽車取=1.0，當(dāng)性能系數(shù)>0時(shí)可取=2.0； （式2.2） ——汽車滿載時(shí)的總質(zhì)量在此取14000kg <0 所以=1.0； ——傳動(dòng)系上傳動(dòng)部分的傳動(dòng)效率，在此取0.9； ——分動(dòng)器傳動(dòng)比，取1。

14、根據(jù)以上參數(shù)可以由(2.1）得： 3.1.2、按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 （式2.3） 式中： ——汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷, =14000100.746N=104440N； ——最大加速時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，一般乘用車為1.2～1.4， 貨車為1.1～1.2此取1.2； ——輪胎對(duì)路面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車，取 =0.85；對(duì)越野汽車取=1.0；對(duì)于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級(jí)轎車取=1.25；在此取=0.85； —

15、—車輪的滾動(dòng)半徑，為 0.48m； ——主減速器從動(dòng)齒輪到車輪間的傳動(dòng)效率，此取0.9； ——主減速器從動(dòng)齒輪到車輪間的傳動(dòng)比取1。 所以由公式（2.3）得: =568815 3.1.3、按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 （式2.4） 式中： ——汽車滿載時(shí)的總重量，在此取140000N； ——道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于載貨汽車可取0.015~0.020；在此取0.018； ——汽車正常行駛時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)，對(duì)于載貨汽車可取 0.050.09

16、在此取0.07； ——汽車的性能系數(shù)在此取0。 所以由式（2.4）得： =6571 =min[,]=13569N.m作為計(jì)算載荷，主動(dòng)錐齒輪： ==3396N.m；。 3.2、主減速器錐齒輪基本參數(shù)的選擇 3.2.1、主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)和 選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮以下因素： ①為了磨合均勻，，之間應(yīng)避免有公約數(shù)； ②為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40； ③為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度對(duì)于商用車一般不小于6； ④主傳動(dòng)比較大時(shí)，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙； ⑤

17、對(duì)于不同的主傳動(dòng)比，和應(yīng)有適宜的搭配[5]。 對(duì)于本設(shè)計(jì)，選定主動(dòng)錐齒輪=9，從動(dòng)錐齒輪=40。 3.2.2、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)m 對(duì)于單級(jí)主減速器，對(duì)驅(qū)動(dòng)橋尺寸有影響，增大尺寸會(huì)影響驅(qū)動(dòng)橋殼的離地間隙，減小又會(huì)影響跨置式主動(dòng)齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即 （式2.5） 式中：——直徑系數(shù)，一般取13.0～16.0，取15； ——從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，為13569； 由式（2.5）得： =15mm=357.78mm，

18、 取整為356,齒輪端面模數(shù)=/=356/40=8.9mm。 同時(shí)滿足 (式2.6) ——模數(shù)系數(shù)（通常為0.3～0.4）。 =9.54mm 取兩個(gè)計(jì)算結(jié)果中的較小值并且取整為=10mm，重新計(jì)算斷面直徑為 =400mm, =90mm。 由式（2.5）得： =15mm=357.78mm， 取整為356,齒輪端面模數(shù)=/=356/40=8.9mm。 同時(shí)滿足

19、 (式2.6) ——模數(shù)系數(shù)（通常為0.3～0.4）。 =9.54mm 取兩個(gè)計(jì)算結(jié)果中的較小值并且取整為=10mm，重新計(jì)算斷面直徑為 =400mm, =90mm。 3.2.3、主，從動(dòng)齒輪齒面寬和 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會(huì)導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會(huì)減小了齒根圓角半徑，加大了集中應(yīng)力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時(shí)有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時(shí)載荷集中于輪齒小端會(huì)引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會(huì)引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒

20、表面的耐磨性和輪齒的強(qiáng)度會(huì)降低[4]。 從動(dòng)錐齒輪齒面寬推薦不大于它的節(jié)錐距的0.3倍,但同時(shí)也應(yīng)該滿足小于10倍的端面模數(shù)。從動(dòng)錐齒輪齒面寬推薦值為: =0.155=0.155400mm=62mm，對(duì)于螺旋錐齒輪齒輪一般比大10%。齒面寬=1.1=1.162=68mm。 3.2.4、螺旋角的選擇 螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。螺旋錐齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是相等的。汽車主減速器螺旋錐齒輪螺旋角或者雙曲面齒輪的平均螺旋角一般是35～40，轎車選擇較大的以保證較大的，使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲??；貨車選擇較小的以防止軸向力過大，通常取35。

21、 綜上分析對(duì)于本設(shè)計(jì)范例選擇螺旋角=35。 3.2.5、螺旋方向的選擇 圖2.4 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力 主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。如圖2.4所示，從錐齒輪錐頂上看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響它的軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。 所以當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針時(shí)，采用的主動(dòng)錐齒輪為左旋使軸向力離開錐頂方向[5]。 3.2.6、法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強(qiáng)度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但是對(duì)于尺寸小

22、的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降。所以對(duì)于輕載荷工作的齒輪一般采用小壓力角，可以使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。對(duì)于弧齒錐齒輪，轎車一般選用14.5或者16；貨車的壓力角為20；重型貨車的壓力角為22.5。在此選用20的平均壓力角[6]。 3.3、主減速器錐齒輪幾何尺寸的計(jì)算 表 2.1 主減速器錐齒輪的幾何尺寸參數(shù)表 序號(hào) 計(jì)算公式 數(shù)值 注 釋 1 9 小齒輪齒數(shù) 2 40 大齒輪齒數(shù) 3 10mm 模數(shù) 4 62mm 大齒輪齒面寬 5 20 壓力角 6 16.5mm 齒工作高

23、,查表2.2取1.65 7 18.32mm 齒全高,查表2.2取1.832 8 90 軸交角 9 90mm 小齒輪分度圓直徑 10 12.68 小齒輪節(jié)錐角 11 77.32 大齒輪節(jié)錐角 12 205mm 節(jié)錐距 13 31.416 周節(jié) 14 3.8mm 大齒輪齒頂高,查表2.2取0.38 15 12.7mm 小齒輪齒頂高 16 5.62mm 小齒輪齒根高 續(xù)表 2.1 序號(hào) 計(jì)算公式 數(shù)值 注 釋 17 14.52mm 大齒輪齒根高 18 1.8

24、2mm 徑向間隙 19 1．57 小齒輪齒根角 20 4.05 大齒輪齒根角 21 16.73 小齒輪面錐角 22 78.89 大齒輪面錐角 23 11.11 小齒輪根錐角 24 73.27 大齒輪根錐角 25 114.78mm 小齒輪外緣直徑 26 401.67mm 大齒輪外緣直徑 27 197.21mm 小齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離 28 41.29mm 大齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離 29 8.6mm 大齒輪理論弧齒厚，查表2.3取0.86 30 22.82mm 小

25、齒輪理論弧齒厚 31 35 螺旋角 `表2.2 載貨、公共、牽引汽車或壓力角為20的其他汽車螺旋錐齒輪的、和 主動(dòng)齒輪齒數(shù) 5 6 7 8 9 10 11 從動(dòng)齒輪最小齒數(shù) 34 33 32 31 30 29 26 法向壓力角 20 螺旋角 3540 35 齒工作高系數(shù) 1.430 1.500 1.560 1.610 1.650 1.680 1.956 1.700 齒全高系數(shù) 1.588 1.666 1.733 1.788 1.832 1.865 1.882 1.888 大齒輪齒

26、頂高系數(shù) 0.160 0.215 0.270 0.325 0.380 0.435 0.490 0.46+ 表2.3 螺旋錐齒輪的大齒輪理論弧齒厚 z 6 7 8 9 10 11 30 0.911 0.957 0.975 0.997 1.023 1.053 40 0.803 0.818 0.837 0.860 0.888 0.948 50 0.748 0.757 0.777 0.828 0.884 0.946 60 0.715 0.729 0.777 0.828 0.883 0.945 4、“格里

27、森”制主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算 在選好主減速器錐齒輪的主要參數(shù)后，可以根據(jù)所選擇的齒形計(jì)算錐齒輪的幾何尺寸，之后根據(jù)所確定的計(jì)算載荷經(jīng)行強(qiáng)度驗(yàn)算，來保證錐齒輪有足夠的強(qiáng)度和壽命。 齒輪損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點(diǎn)蝕及其剝落、齒面膠合、齒面磨損等。 4.1、主減速器雙曲面齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 4.1.1、單位齒長上的圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 (式2.7) 式中： ——作用在齒輪上

28、的圓周力，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩 兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算，N； ——從動(dòng)齒輪的齒面寬。 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) N／mm （式2.8） 式中： ——發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取539； ——變速器的傳動(dòng)比在此取6.3； ——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在此取90mm； 按式（2.8）得： 在現(xiàn)代汽車的設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力有時(shí)提高許用數(shù)據(jù)的20%～25%。經(jīng)驗(yàn)算以上數(shù)據(jù)在

29、許用范圍內(nèi)。 4.1.2、輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為 N/ （式2.9） 式中： ——該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，=13569 Nm,6571Nm； 　 ——超載系數(shù)；在此取1.0； 　 ——尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關(guān)， 　　　　 當(dāng)ｍ時(shí)，，在此為0.79； ——載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個(gè)齒輪均用騎馬式支承型式時(shí)，＝1.00～1.10跨置式支承時(shí)取1.10～1.25。支承剛度大時(shí)取最小值； 　 ——質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪

30、，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，可取1.0； ——計(jì)算齒輪的齒面寬62mm； ——大齒輪直徑為400mm； ——端面模10mm； ——計(jì)算彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)、載荷作用點(diǎn)的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應(yīng)力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對(duì)彎曲應(yīng)力計(jì)算的影響。參照?qǐng)D2.8, 取=0.25。 圖2.5 計(jì)算用彎曲綜合系數(shù) 按6571Nm 計(jì)算疲勞彎曲應(yīng)力 ＝18402 N/< 210 N/ 按13569Nm計(jì)算疲勞彎曲應(yīng)力 ＝380.37 N/< 700 N/ 所以主減速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。 4.1.3、

31、輪齒的表面接觸強(qiáng)度計(jì)算 　　錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 (式2.10) 式中：——主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩； 　　　——材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取232.6/mm； 　 ，，——見式(2.9)下的說明； ——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對(duì)其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗(yàn)的情況下，可取1.0； ——表面質(zhì)量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質(zhì)（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對(duì)于制造精確的齒輪可取1.0； ——計(jì)算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)（或稱

32、幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對(duì)曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖2.9選取=0.13。 圖2.6 接觸計(jì)算用綜合系數(shù) 按計(jì)算： =2211 <2800N/ 按計(jì)算： =1335 <1750N/ 所以所設(shè)計(jì)的主減速器齒輪滿足接觸強(qiáng)度要求。 5、主減速器錐齒輪軸承的計(jì)算 軸承的計(jì)算主要是計(jì)算軸承的壽命，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸初步選定軸承的型號(hào)之后驗(yàn)算軸承的壽命。影響主減速器壽命的主要外因是它的工作載荷和工作的條件，因此在驗(yàn)算軸承的壽命之前，首先應(yīng)該先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力，然后再求出軸承的反力以確定軸承載荷

33、。 5.1、作用在主減速器齒輪齒寬中點(diǎn)的圓周力 為計(jì)算作用在齒輪上的圓周力，首先要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過程中，由于變速器檔位的改變，并且發(fā)動(dòng)機(jī)不完全處于最大轉(zhuǎn)矩的狀態(tài)。所以主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于變化之中。實(shí)踐表明，軸承的主要損壞的形式為疲勞損壞，所以應(yīng)該按照輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩經(jīng)行計(jì)算，可按照下式求得： (式2.11) 式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為539Nm； 　　　，…——變速器在各擋的使用率，分別取0.5、2、5、15、77.5； 　　　，…——變速器各擋的傳動(dòng)比，分別為6.3、5.1、3.7、2.2、1； 　　 ,…——變速器在各擋時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)的利用率50、60、

34、70、70、60。 經(jīng)計(jì)算得=486N?m =　　 (式2.12) 式中： ——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩； ——該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑, 。 按(2.12)計(jì)算主減速器主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力 ==12.96 5.2、主減速器軸承的選擇和載荷的計(jì)算 當(dāng)計(jì)算出齒輪上所受的圓周力、軸向力和徑向力后，就可以由主減速器齒輪軸承的布置尺寸求出軸承所受的載荷[7]。 圖2.7 主

35、減速器軸承的布置尺寸 (1)主動(dòng)齒輪軸承的選擇與計(jì)算 初選 a=90,b=50 軸承A，B的徑向載荷分別為 （式2.13） （式2.14） 由于主動(dòng)齒輪的軸向力和徑向力分別為 =10.34KN, =2.90KN， 所以由式（2.18）和（2.19）得: 軸承A的徑向力=20.16KN, 軸承B的徑向力=7.69KN。 軸承A，B的軸向載荷分別為 按照當(dāng)量轉(zhuǎn)矩求出軸承的徑向載荷及軸向載荷以后，可以按照下式求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 式中：X為徑向系數(shù)；Y為軸向系數(shù)。 對(duì)于單列

36、圓錐滾子軸承來說，當(dāng)/e時(shí)，X=1,Y=0;反之X=0，Y值見軸承手冊(cè)或者產(chǎn)品樣本。 對(duì)于軸承A，，取X=0.4，Y=1.7。 所以=+=0.420.16+1.710.34=25.64。 軸承的額定壽命L計(jì)算公式為 (式2.15) 式中：C——為額定動(dòng)載荷，N； ——為溫度系數(shù)，在此取1.0； ——為載荷系數(shù)，在此取1.2； 對(duì)于無輪邊減速的驅(qū)動(dòng)橋來說，主減速器的主動(dòng)錐齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速為

37、(式2.16) 式中：——輪胎的滾動(dòng)半徑為0.48m； ——汽車的平均行駛速度，對(duì)于載貨汽車和公共汽車可取 30～35 km/h，在此取30km/h。 所以有上式可得=173.47 r/min 所以軸承能工作的額定軸承壽命： (式2.17) 式中: ——軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速，r/min； ——假設(shè)汽車行駛十萬公里大修。 由上式可得軸承A的使用壽命 代入公式(2.15)得 C=88.99KN 選定A軸承為30310 GB/T 297-94。 對(duì)于

38、軸承B，由于/e所以 =7.69KN。 根據(jù)公式(2.15)得 C=26.69KN 選定B軸承為 30210 GB/T 297-94。 （2）從動(dòng)齒輪軸承的選擇與計(jì)算 初選c=160mm,d=160mm。 軸承C，D的徑向載荷分別為 （式2.18） （式2.19） 由于從動(dòng)齒輪的軸向力和徑向力分別為 =2.90KN， =10.35KN， 從動(dòng)輪齒寬中點(diǎn)處分度圓直徑為 =400—62sin77.32=

39、339.51mm 所以由式（2.18）和（2.19）可得 軸承C的徑向力=9.33KN 軸承D的徑向力=7.43KN 軸承C，D的軸向載荷分別為==2.9KN =0 對(duì)于軸承C， ，X=1,Y=0, 所以 =X+Y=19.33=9.33 根據(jù)公式(2-15)得： C=32.44KN，選取30212 GB/T 297-94圓錐滾子軸承。 對(duì)于軸承D，，X=1,Y=0, 所以 =X+Y=7.43KN 根據(jù)公式(2-15)得： C=25.84KN，同樣選取30212 GB/T 297-

40、94圓錐滾子軸承。 6、錐齒輪的材料的選擇 驅(qū)動(dòng)橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動(dòng)系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時(shí)間長，載荷變化多，帶沖擊等特點(diǎn)。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對(duì)于驅(qū)動(dòng)橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求： 1.具有較高的疲勞彎曲強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應(yīng)有高的硬度。 2.輪齒心部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷。 3.鍛造性能、可加工性及其熱處理性能良好，熱處理后變形小或者變形規(guī)律容易控制。 4.選擇合金的材料時(shí)，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而

41、是選用含有錳、釩等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪目前常用的滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi。 為了改善新齒輪的磨合，防止它在運(yùn)行初期出校磨損、擦傷、膠合和咬死，錐齒輪在熱處理及其精加工后，作厚度為0.005到0.020的磷化處理或者鍍銅、鍍錫處理。對(duì)齒面經(jīng)行應(yīng)力噴丸處理，可以提高其壽命的25%。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪可以進(jìn)行滲硫處理來提高耐磨性。 7、主動(dòng)錐齒輪花鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算 主動(dòng)錐齒輪和傳動(dòng)軸用花鍵連接，本設(shè)計(jì)選用矩形花鍵來連接,選定的花鍵為小徑42mm中系列（GB

42、/T1144-2001）,所以本設(shè)計(jì)選定的花鍵的基本尺寸規(guī)格為[8]。 對(duì)花鍵應(yīng)該進(jìn)行擠壓應(yīng)力和鍵齒切應(yīng)力的驗(yàn)算。擠壓應(yīng)力不應(yīng)大于200MPa,切應(yīng)力不大于73MPa。 半軸花鍵的剪切應(yīng)力為 （式2.20） 半軸花鍵的擠壓應(yīng)力為 （式2.21） 式中：——主動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩，為3396Nm； ——花鍵的外徑，取48mm； ——與之相配的花鍵孔內(nèi)徑，42mm；

43、 ——花鍵的齒數(shù)，取8； ——花鍵的工作長度取60mm； ——花鍵的寬度為8mm； ——載荷分配不均勻系數(shù)在此取為0.8。 代入公式2.20和2.21得 所以以上數(shù)據(jù)和計(jì)算均滿足要求。 參考文獻(xiàn) [1]王望予 汽車設(shè)計(jì)[M] 北京機(jī)械工業(yè)出版社 2005 [2]徐顥 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第3，4卷） 北京機(jī)械工業(yè)出版社 1991 [3]溫芳、黃華梁 基于模糊可靠度約束的差速器行星齒輪傳動(dòng)優(yōu)化設(shè)計(jì) 2004.6 [4]劉惟信 汽車車橋設(shè)計(jì)[M] 清華大學(xué)出版社 2004 [5]王少懷、徐東安 機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè) 北京機(jī)械工業(yè)出版社 2009.4 [6]王國權(quán)、龔國慶 汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書 北京機(jī)械工業(yè)出版社 2009.11 [7]張炳力 汽車設(shè)計(jì) 合肥工業(yè)大學(xué)出版社 2011.3 【精品文檔】第 19 頁