汽車(chē)專(zhuān)業(yè)畢業(yè)設(shè)計(jì).doc

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1、 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 I 頁(yè) 緒 論 1 1.1 主減速器分析2 1.1.1 單級(jí)主減速器.3 1.1.2 雙級(jí)主減速器.3 1.1.3 雙速主減速器.4 1.1.4 貫通式主減速器.4 1.2 差速器結(jié)構(gòu)形式選擇4 1.3 結(jié)構(gòu)形式分析6 1.4 驅(qū)動(dòng)橋殼結(jié)構(gòu)方案分析7 1.4.1 可分式橋殼7 1.4.2 整體式橋殼.7 1.4.3 組合式橋殼.8 1.5 汽車(chē)的主要參數(shù)8 2 主減速器設(shè)計(jì).9 2.1 主減速器結(jié)構(gòu)分析9 2.1.1 螺旋錐齒輪傳動(dòng).9 2.1.2 雙曲面齒輪傳動(dòng).9 2.1.3 圓柱齒輪傳動(dòng).11 2.1.4 蝸桿傳動(dòng).12 2.2 主減速器主、從動(dòng)

2、錐齒輪的支承方案12 2.2.1 主動(dòng)錐齒輪的支承.12 2.2.2 從動(dòng)錐齒輪的支承.13 2.3 主減速器錐齒輪主要參數(shù)選擇14 2.3.1 主減速比 i0 的確定.14 2.3.2 主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù) z1 和 z215 2.3.3 從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑 2 D 和端面模數(shù) ms15 2.3.4 主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬 b1 和 b216 2.3.5 中點(diǎn)螺旋角 .16 2.3.6 螺旋方向.17 2.3.7 法向壓力角.17 2.4 主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算18 2.4.1 計(jì)算載荷的確定.18 2.4.2 主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算.19 2.5 主減速器錐齒輪和軸承的載荷計(jì)算21 2

3、.5.1 齒輪軸齒面載荷與強(qiáng)度校核21 2.5.2 錐齒輪軸承的載荷.26 2.6 錐齒輪的材料29 3 差速器設(shè)計(jì) 31 3.1 差速器齒輪主要參數(shù)選擇31 3.2 差速器直齒錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算35 4 車(chē)輪傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 36 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 II 頁(yè) 4.1 全浮式半軸計(jì)算.36 4.2 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)37 5 驅(qū)動(dòng)橋殼設(shè)計(jì) .38 5.1 驅(qū)動(dòng)橋殼強(qiáng)度分析計(jì)算38 6 發(fā)動(dòng)機(jī)的選擇41 6.1 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率和相應(yīng)轉(zhuǎn)速.41 6.2 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 Temax 及相應(yīng)轉(zhuǎn)速 nT41 結(jié) 論 .43 參考文獻(xiàn) .44 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 1 頁(yè) 緒

4、緒 論論 驅(qū)動(dòng)橋處于動(dòng)力傳動(dòng)系的末端，其基本功能是增大由傳動(dòng)軸或變速器傳來(lái)的轉(zhuǎn) 矩,并將動(dòng)力合理地分配給左、右驅(qū)動(dòng)輪，另外還承受作用于路面和車(chē)架或車(chē)身之間 的垂直力力和橫向力。驅(qū)動(dòng)橋一般由主減速器、差速器、車(chē)輪傳動(dòng)裝置和驅(qū)動(dòng)橋殼 等組成。驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)形式與驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的懸架形式密切相關(guān)。當(dāng)車(chē)輪采用非獨(dú)立懸 架時(shí)，驅(qū)動(dòng)橋應(yīng)為非斷開(kāi)式（或稱(chēng)為整體式） ，即驅(qū)動(dòng)橋殼是一跟連接左右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪 的剛性空心梁（圖 1.1） ，而主減速器、差速器及車(chē)輪傳動(dòng)裝置（由左、右半軸組成） 都裝在它里面。當(dāng)采用獨(dú)立懸架時(shí)，為保證運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)，驅(qū)動(dòng)橋應(yīng)為斷開(kāi)式，這種驅(qū) 動(dòng)橋無(wú)剛性的整體外殼，主減速器及其殼體裝在車(chē)架或車(chē)身上，兩側(cè)

5、驅(qū)動(dòng)車(chē)輪則與 車(chē)架或車(chē)身作彈性聯(lián)系，并可彼此獨(dú)立地分別相對(duì)與車(chē)架或車(chē)身作上下擺動(dòng)，車(chē)輪 傳動(dòng)裝置采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)（圖 1.2） 。為了防止運(yùn)動(dòng)干涉，應(yīng)采用滑動(dòng)花鍵軸或一種 允許兩軸能有適量軸向移動(dòng)的萬(wàn)向移動(dòng)的萬(wàn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。 1-后橋殼；2-差速器殼；3-差速器行星齒輪；4-差速器半軸齒輪；5-半軸； 6-主減速器從動(dòng)齒輪齒圈； 7-主減速器主動(dòng)小齒輪 圖圖 1.11.1 后輪驅(qū)動(dòng)驅(qū)動(dòng)橋的主要部件后輪驅(qū)動(dòng)驅(qū)動(dòng)橋的主要部件 輸入驅(qū)動(dòng)橋的動(dòng)力首先傳到主減速器主動(dòng)小齒輪 7，經(jīng)主減速器減速后轉(zhuǎn)矩增 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 2 頁(yè) 大，再經(jīng)差速器分配給左右兩半軸 5，最后傳至驅(qū)動(dòng)車(chē)輪。 具

6、有橋殼的非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造工藝性好、成本低、工作可靠、維 修調(diào)整容易，廣泛應(yīng)用于各種載貨汽車(chē)、客車(chē)及多數(shù)的越野汽車(chē)和部分小轎車(chē)上。 但整個(gè)驅(qū)動(dòng)橋均屬于簧下質(zhì)量，對(duì)汽車(chē)平順性和降低動(dòng)載荷不利。斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋結(jié) 構(gòu)較復(fù)雜，成本較高，但它大大地增加了離地間隙；減小了簧下質(zhì)量，從而改善了 行使平順性，提高了汽車(chē)的平均車(chē)速；減小了汽車(chē)在行使時(shí)作用于車(chē)輪和車(chē)橋上的 動(dòng)載荷，提高了零部件的使用壽命；由于驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與地面的接觸情況及對(duì)各種地形 的適應(yīng)性較好，大大增加了車(chē)輪的抗側(cè)滑能力；與之相配合的獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè) 計(jì)得合理，可增加汽車(chē)的不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)，提高汽車(chē)的操縱穩(wěn)定性。這種驅(qū)動(dòng)橋在轎 車(chē)和高通過(guò)性的

7、越野汽車(chē)上應(yīng)用相當(dāng)，比較可知，本設(shè)計(jì)采用非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋比較 合適。 為了與獨(dú)立懸架相適應(yīng)，驅(qū)動(dòng)橋殼需要分為用鉸鏈連接的幾段，更多的是只保 留主減速器殼（或帶有部分半軸套管）部分，主減速器殼固定在車(chē)架或車(chē)身上，這 種驅(qū)動(dòng)橋稱(chēng)為斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋。為了適應(yīng)驅(qū)動(dòng)輪獨(dú)立上下跳動(dòng)的需要，差速器與車(chē)輪 之間的半軸也要分段，各段之間用萬(wàn)向節(jié)連接。 1-主減速器；2-半軸；3-彈性元件；4-減振器；5-車(chē)輪；6-擺臂；7-擺臂軸 圖圖 1.21.2 斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋的構(gòu)造斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋的構(gòu)造 1.1 主減速器分析主減速器分析 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類(lèi)型、減速器形式不同而不同。主減速器 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)

8、(論文) 第 3 頁(yè) 的齒輪主要有旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。主減速器的減 速形式可分為單級(jí)減速、雙級(jí)減速、雙速減速、單雙級(jí)貫通、單雙級(jí)減速配以輪邊 減速等。 1.1.1 單級(jí)主減速器單級(jí)主減速器 單級(jí)主減速器(圖 1.3)可由一對(duì)圓錐齒輪、一對(duì)圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具 有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小、成本低、使用簡(jiǎn)單等優(yōu)點(diǎn)。但是其主傳動(dòng)比扎不能太大，一 般7，進(jìn)一步提高將增大從動(dòng)齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動(dòng)齒輪熱 0 i 0 i 處理困難。單級(jí)主減速器廣泛應(yīng)用于轎車(chē)和輕、中型貨車(chē)的驅(qū)動(dòng)橋中。雙面齒輪單 級(jí)主減速器用于貫通橋時(shí)應(yīng)使 0 5i 圖圖 1.31.3 單級(jí)主減速器

9、單級(jí)主減速器 1.1.2 雙級(jí)主減速器雙級(jí)主減速器 雙級(jí)主減速器與單級(jí)相比，在保證離地間隙相同時(shí)可得到大的傳動(dòng)比，一般 0 i 為 712。但是尺寸、質(zhì)量均較大，成本較高。它主要應(yīng)用于中、重型貨車(chē)、越野 車(chē)和大客車(chē)上。 在具有錐齒輪和圓柱齒輪的雙級(jí)主減速器中分配傳動(dòng)比時(shí)，圓柱齒輪副和錐齒 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 4 頁(yè) 輪副傳動(dòng)比的比值一般為 1420，而且錐齒輪副傳動(dòng)比一般為 1733，這 樣可減小錐齒輪嚙合時(shí)的軸向載荷和作用在從動(dòng)錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時(shí) 可使主動(dòng)錐齒輪的齒數(shù)適當(dāng)增多，使其支承軸頸的尺寸適當(dāng)加大，以改善其支承剛 度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性。 1.1

10、.3 雙速主減速器雙速主減速器 雙速主減速器內(nèi)由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動(dòng)比。它與普通變速器相配合， 可得到雙倍于變速器的擋位。雙速主減速器的高低擋減速比是根據(jù)汽車(chē)的使用條件、 發(fā)動(dòng)機(jī)功率及變速器各擋速比的大小來(lái)選定的。大的主減速比用于汽車(chē)滿(mǎn)載行駛或 在困難道路上行駛，以克服較大的行駛阻力并減少變速器中間擋位的變換次數(shù)；小 的主減速比則用于汽車(chē)空載、半載行駛或在良好路面上行駛，以改善汽車(chē)的燃料經(jīng) 濟(jì)性和提高平均車(chē)速。 1.1.4 貫通式主減速器貫通式主減速器 貫通式主減速器根據(jù)其減速形式可分成單級(jí)和雙級(jí)兩種。單級(jí)貫通式主減速器 具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，體積小，質(zhì)量小，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是

11、使橋殼、 半軸等主要零件具有互換性等優(yōu)點(diǎn)，主要用于輕型多橋驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上。根據(jù)減速齒 輪形式不同，單級(jí)貫通式主減速器又可分為雙曲面齒輪式及蝸輪蝸桿式兩種結(jié)構(gòu)。 對(duì)于中、重型多橋驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)，由于主減速比較大，多采用雙級(jí)貫通式主減速 器。根據(jù)齒輪的組合方式不同，可分為錐齒輪一圓柱齒輪式和圓柱齒輪一錐齒輪式 兩種形式。 1.2 差速器結(jié)構(gòu)形式選擇差速器結(jié)構(gòu)形式選擇 汽車(chē)上廣泛采用的差速器為對(duì)稱(chēng)錐齒輪式差速 器，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量較小等優(yōu)點(diǎn)，應(yīng)用廣泛。 他又可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器 和強(qiáng)制鎖止式差速器等 1 普通錐齒輪式差速器 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 5 頁(yè) 由于普通錐齒

12、輪式差速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作平穩(wěn)可靠，所以廣泛應(yīng)用于一般使用 條件的汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋中。 圖 1.4 差速器 （圖 1.4）為其示意圖，圖中 0 為差速器殼的角速度；1、2 分別為左、右兩 半軸的角速度；To 為差速器殼接受的轉(zhuǎn)矩； 普通錐齒輪差速器的鎖緊系數(shù)是一般為 005015，兩半軸轉(zhuǎn)矩比 kb=111135，這說(shuō)明左、右半軸的轉(zhuǎn)矩差別不大，故可以認(rèn)為分配給兩半軸的 轉(zhuǎn)矩大致相等，這樣的分配比例對(duì)于在良好路面上行駛的汽車(chē)來(lái)說(shuō)是合適的。但當(dāng) 汽車(chē)越野行駛或在泥濘、冰雪路面上行駛，一側(cè)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與地面的附著系數(shù)很小時(shí)， 盡管另一側(cè)車(chē)輪與地面有良好的附著，其驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩也不得不隨附著系數(shù)小的一側(cè)同 樣地減小，

13、無(wú)法發(fā)揮潛在牽引力，以致汽車(chē)停駛。 2 摩擦片式差速器 為了增加差速器的內(nèi)摩擦力矩，在半軸齒輪 7 與差速器殼 1 之間裝上了摩擦片 2。兩根行星齒輪軸 5 互相垂直，軸的兩端制成 V 形面 4 與差速器殼孔上的 V 形面相 配，兩個(gè)行星齒輪軸 5 的 V 形面是反向安裝的。每個(gè)半軸齒輪背面有壓盤(pán) 3 和主、 從動(dòng)摩擦片 2，主、從動(dòng)摩擦片 2 分別經(jīng)花鍵與差速器殼 1 和壓盤(pán) 3 相連。 圖圖 1.51.5 摩擦片式差速器摩擦片式差速器 當(dāng)傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，差速器殼通過(guò)斜面對(duì)行星齒輪軸產(chǎn)生沿行星齒輪軸線方向的軸 向力，該軸向力推動(dòng)行星齒輪使壓盤(pán)將摩擦片壓緊。當(dāng)左、右半軸轉(zhuǎn)速不等時(shí)，主、 從動(dòng)摩擦片

14、間產(chǎn)生相對(duì)滑轉(zhuǎn)，從而產(chǎn)生摩擦力矩。這種差速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作平穩(wěn)， 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 6 頁(yè) 可明顯提高汽車(chē)通過(guò)性。 3 強(qiáng)制鎖止式差速器 當(dāng)一個(gè)驅(qū)動(dòng)輪處于附著系數(shù)較小的路面時(shí)，可通過(guò)液壓或氣動(dòng)操縱，嚙合接合 器(即差速鎖)將差速器殼與半軸鎖緊在一起，使差速器不起作用，這樣可充分利用 地面的附著系數(shù)采用差速鎖將普通錐齒輪差速器鎖住，可使汽車(chē)的牽引力提高，從 而提高了汽車(chē)通過(guò)性。當(dāng)然，如果左、右車(chē)輪都處于低附著系數(shù)的路面，雖鎖住差 速器，但牽引力仍超過(guò)車(chē)輪與地面間的附著力，汽車(chē)也無(wú)法行駛。 強(qiáng)制鎖止式差速器可充分利用原差速器結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，操作方便。目前， 許多使用范圍比較

15、廣的重型貨車(chē)上都裝用差速鎖。 1.3 結(jié)構(gòu)形式分析結(jié)構(gòu)形式分析 半軸根據(jù)其車(chē)輪端的支承方式不同，可分為牛浮式、浮式和全浮式三 3 4 種形式。 圖圖1 1. .6 6半半浮浮式式半半軸軸 半浮式半軸 (圖1.6a)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內(nèi) 孔，車(chē)輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，其外端還承受由路面對(duì)車(chē)輪的 反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，所受載荷較大，只用于轎車(chē) 和輕型貨車(chē)及輕型客車(chē)上。 浮式半軸(圖1.6b)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是半軸外端僅有一個(gè)軸承并裝在驅(qū)動(dòng)橋殼 3 4 半軸套管的端部，直接支承著車(chē)輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘聯(lián) 接。該形式半軸受

16、載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用在轎車(chē)和 輕型貨車(chē)上。 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 7 頁(yè) 全浮式半軸(圖 1.6c)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相聯(lián)，而輪 轂又借用兩個(gè)圓錐滾子軸承支承在驅(qū)動(dòng)橋殼的半軸套管上。理論上來(lái)說(shuō)，半軸只承 受轉(zhuǎn)矩，作用于驅(qū)動(dòng)輪上的其它反力和彎矩全由橋殼來(lái)承受。但由于橋殼變形、輪 轂與差速器半軸齒輪不同女、半軸法蘭平面相對(duì)其軸線不垂直等因素，會(huì)引起半軸 的彎曲變形，由此引起的彎曲應(yīng)力一般為 570MPa。全浮式半軸主要用于中、重 型貨車(chē)上。 1.4 驅(qū)動(dòng)橋殼結(jié)構(gòu)方案分析驅(qū)動(dòng)橋殼結(jié)構(gòu)方案分析 驅(qū)動(dòng)橋殼大致可分為可分式、整體式和組合式三種

17、形式。 1.4.1 可分式橋殼可分式橋殼 可分式橋殼由一個(gè)垂直接合面分為左右兩部分，兩部分通過(guò)螺栓聯(lián)接成一體。 每一部分均由一鑄造殼體和一個(gè)壓入其外端的半軸套管組成，軸管與殼體用鉚釘連 接。這種橋殼結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造工藝性好，主減速器支承剛度好。但拆裝、調(diào)整、維 修很不方便，橋殼的強(qiáng)度和剛 度受結(jié)構(gòu)的限制，曾用于輕型 汽車(chē)上，現(xiàn)已較少使用。 1.4.2 整體式橋殼整體式橋殼 整體式橋殼的特點(diǎn)是整個(gè) 橋殼是一根空心梁，橋殼和主 減速器殼為兩體。它具有強(qiáng)度 和剛度較大，主減速器拆裝、 調(diào)整方便等優(yōu)點(diǎn)。 按制造工藝不同，整體式橋殼可分為鑄造式(圖 1.7a)、鋼板沖壓焊接式(圖 1.7b)和擴(kuò)張成形式三

18、種。鑄造式橋殼的強(qiáng)度和剛度較大，但質(zhì)量大，加：上面多， 制造工藝復(fù)雜，主要用于中、重型貨車(chē)上。鋼板沖壓焊接式和擴(kuò)張成形式橋殼質(zhì) 量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產(chǎn)，廣泛應(yīng)用于轎車(chē)和中、小型貨 a)鑄造式 b)鋼板沖壓焊接式 圖圖 1.71.7 整體式橋殼整體式橋殼 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 8 頁(yè) 車(chē)及部分重型貨車(chē)上。 1.4.3 組合式橋殼組合式橋殼 組合式橋殼是將主減速器殼與部分橋殼鑄為一體，而后用無(wú)縫鋼管分別壓入殼 體兩端，兩者間用塞焊或銷(xiāo)釘固定。它的優(yōu)點(diǎn)是從動(dòng)齒輪軸承的支承剛度較好，主 減速器的裝配、調(diào)整比可分式橋殼方便，然而要求有較高的加工精度，常用于轎車(chē)、

19、輕型貨車(chē)中。 1.5 汽車(chē)的主要參數(shù)汽車(chē)的主要參數(shù) 變速箱： 機(jī)械，5 檔同步，直接操縱，1 個(gè)倒檔。 性能（標(biāo)準(zhǔn)型輪胎和后橋速比時(shí)） 擋位 變速箱速比 最大速度 1 6.194 25 5 1.000 110 車(chē)輪/輪胎（標(biāo)準(zhǔn)） 車(chē)輪 5JK*16H 輪胎 6.50R16C 無(wú)內(nèi)胎子午線輪胎 前輪胎： 單胎 后輪胎： 雙胎 發(fā)動(dòng)機(jī)： 最大輸出功率 76/4000（KW/r/min） 最大扭矩 235/2000（N.m/r/min） 車(chē)架寬： 862mm 最大截面積尺寸： 182*70*4mm 載重： 4.2t*70% 給定參數(shù)： 后輪載荷 2940N 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 9

20、 頁(yè) 輪距 1.4m 2 2 主減速器設(shè)計(jì)主減速器設(shè)計(jì) 2.1 主減速器結(jié)構(gòu)分析主減速器結(jié)構(gòu)分析 2.1.1 螺旋錐齒輪傳動(dòng)螺旋錐齒輪傳動(dòng) 螺旋錐齒輪傳動(dòng)(圖 2.1a)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(zhǎng)上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。另外，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)嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負(fù)荷、 制造也簡(jiǎn)單。但是在工作中噪聲大，對(duì)嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便 會(huì)使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合， 必須將支承軸承預(yù)緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 a)螺旋錐齒輪傳動(dòng) b)雙曲面齒輪傳

21、動(dòng) c)圓柱齒輪傳動(dòng) d)蝸桿傳動(dòng) 圖圖 2.12.1 主減速器齒輪傳動(dòng)形式主減速器齒輪傳動(dòng)形式 2.1.2 雙曲面齒輪傳動(dòng)雙曲面齒輪傳動(dòng) 雙曲面齒輪傳動(dòng)（2.1b）的主、從動(dòng)齒輪的軸線 相互垂直而不相交，主動(dòng)齒輪軸線相對(duì)從動(dòng)齒輪軸線 在空間偏移一距離 E，此距離稱(chēng)為偏移距。由于偏移 距正的存在，使主動(dòng)齒輪螺旋角大于從動(dòng)齒輪螺旋 1 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 10 頁(yè) 角 (2.2 圖)。根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動(dòng)齒輪圓周力之比 2 圖 2.2 （2.1） 2 1 2 1 cos cos F F 式中，、分別為主、從動(dòng)齒輪的圓周力；、分別為主、從動(dòng)齒輪的螺 F1F21

22、 2 旋角。 螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開(kāi)圖上的齒線任意一點(diǎn)A 的切線 TT 與該點(diǎn)和節(jié)錐頂點(diǎn)連線之間的夾角。在齒面寬中點(diǎn)處的螺旋角稱(chēng)為中點(diǎn)螺旋 角。通常不特殊說(shuō)明，則螺旋角系指中點(diǎn)螺旋角。雙曲面齒輪傳動(dòng)比為： （2.2） 1 1 2 2 11 22 0 cos cos r r rF rF is 式中，為雙曲面齒輪傳動(dòng)比；、分別為主、從動(dòng)齒輪平均分度圓半徑。 is0r1r2 螺旋錐齒輪傳動(dòng)比為 ： （2.3） 1 2 r r iOL 令，則。由于，所以系數(shù) K1，一般為 12 cos/cosK Ls Kii 00 21 125150。這說(shuō)明： 1)當(dāng)雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時(shí)，雙曲面齒

23、輪傳動(dòng)有更大的傳動(dòng)比。 2)當(dāng)傳動(dòng)比一定，從動(dòng)齒輪尺寸相同時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪比相應(yīng)的螺旋錐齒 輪有較大的直徑，較高的輪齒強(qiáng)度以及較大的主動(dòng)齒輪軸和軸承剛度。 3)當(dāng)傳動(dòng)比一定，主動(dòng)齒輪尺寸相同時(shí)，雙曲面從動(dòng)齒輪直徑比相應(yīng)的螺旋 錐齒輪為小，因而有較大的離地間隙。 另外，雙曲面齒輪傳動(dòng)比螺旋錐齒輪傳動(dòng)還具有如下優(yōu)點(diǎn)： 1)在工作過(guò)程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側(cè)向滑動(dòng)，而且還有 沿齒長(zhǎng)方向的縱向滑動(dòng)。縱向滑動(dòng)可改善齒輪的磨合過(guò)程，使其具有更高的運(yùn)轉(zhuǎn) 平穩(wěn)性。 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 11 頁(yè) 2)由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動(dòng)齒輪的大于從動(dòng)齒輪的， 1 2 這樣同時(shí)

24、嚙合的齒數(shù)較多，重合度較大，不僅提高了傳動(dòng)平穩(wěn)性，而且使齒輪的 彎曲強(qiáng)度提高約 30。 3)雙曲面齒輪傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當(dāng)量 曲率半徑較相應(yīng)的螺旋錐齒輪為大，其結(jié)果使齒面的接觸強(qiáng)度提高。 4)雙曲綿主動(dòng)齒輪的變大，則不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)可減少，故可選用較少 的齒數(shù)，有利于增加傳動(dòng)比。 5)雙曲面齒輪傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪較大，加工時(shí)所需刀盤(pán)刀頂距較大，因而切削 刃壽命較長(zhǎng)。 6)雙曲面主動(dòng)齒輪軸布置在從動(dòng)齒輪中心上方，便于實(shí)現(xiàn)多軸驅(qū)動(dòng)橋的貫通， 增大傳動(dòng)軸的離地高度。布置在從動(dòng)齒輪中心下方可降低萬(wàn)向傳動(dòng)軸的高度，有 利于降低轎車(chē)車(chē)身高度，并可減小車(chē)身地板中部凸起通道的高

25、度。 但是，雙曲面齒輪傳動(dòng)也存在如下缺點(diǎn)： 1)沿齒長(zhǎng)的縱向滑動(dòng)會(huì)使摩擦損失增加，降低傳動(dòng)效率。雙曲面齒輪副傳動(dòng) 效率約為96，螺旋錐齒輪副的傳動(dòng)效率約為 99。 2)齒面間大的壓力和摩擦功，可能導(dǎo)致油膜破壞和齒面燒結(jié)咬死，即抗膠合 能力較低。 3)雙曲面主動(dòng)齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負(fù)荷增大。 4)雙曲面齒輪傳動(dòng)必須采用可改善油膜強(qiáng)度和防刮傷添加劑的特種潤(rùn)滑油， 螺旋錐齒輪傳動(dòng)用普通潤(rùn)滑油即可。 由于雙曲面齒輪具有一系列的優(yōu)點(diǎn)，因而它比螺旋錐齒輪應(yīng)用更廣泛。 一般情況下，當(dāng)要求傳動(dòng)比大于 45而輪廓尺寸又有限時(shí)，采用雙曲面齒輪傳 動(dòng)更合理。這是因?yàn)槿绻３种鲃?dòng)齒輪軸徑不變，則雙曲面從動(dòng)齒

26、輪直徑比螺旋 錐齒輪小。當(dāng)傳動(dòng)比小于 2時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪相對(duì)螺旋錐齒輪主動(dòng)齒輪顯得過(guò) 大，占據(jù)了過(guò)多空間，這時(shí)可 選用螺旋錐齒輪傳動(dòng)，因?yàn)楹笳呔哂休^大的差速器 可利用空間。對(duì)于中等傳動(dòng)比，兩種齒輪傳動(dòng)均可采用。 2.1.3 圓柱齒輪傳動(dòng)圓柱齒輪傳動(dòng) 圓柱齒輪傳動(dòng)(圖 2.1c)一般采用斜齒輪，廣泛應(yīng)用于發(fā)動(dòng)機(jī)橫置且前置前驅(qū)動(dòng) 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 12 頁(yè) 的轎車(chē)驅(qū)動(dòng)橋和雙級(jí)主減速器貫通式驅(qū)動(dòng)橋。 2.1.4 蝸桿傳動(dòng)蝸桿傳動(dòng) 蝸桿(圖 2.1d)傳動(dòng)與錐齒輪傳動(dòng)相比有如下優(yōu)點(diǎn)： 1)在輪廓尺寸和結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下，可得到較大的傳動(dòng)比(可大于 7)。 2)在任何轉(zhuǎn)速下使用

27、均能工作得非常平穩(wěn)且無(wú)噪聲。 3)便于汽車(chē)的總布置及貫通式多橋驅(qū)動(dòng)的布置。 4)能傳遞大的載荷，使用壽命長(zhǎng)。 5)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，拆裝方便，調(diào)整容易。 但是由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動(dòng)效率 較低。蝸桿傳動(dòng)主要用于生產(chǎn)批量不大的個(gè)別重型多橋驅(qū)動(dòng)汽車(chē)和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動(dòng) 機(jī)的大客車(chē)上。 2.2 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案 主減速器中必須保證主、從動(dòng)齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工 作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛 度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。 2.2.1 主動(dòng)錐齒輪的支承主動(dòng)錐

28、齒輪的支承 a)主動(dòng)錐齒輪懸臂式 b)主動(dòng)錐齒輪跨置式 c)從動(dòng)錐齒輪 圖圖 2.32.3 主減速器錐齒輪的支承形式主減速器錐齒輪的支承形式 主動(dòng)錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。懸臂式支承結(jié)構(gòu) (圖 2.3a)的特點(diǎn)是在錐齒輪大端一側(cè)采用較長(zhǎng)的軸頸，其上安裝兩個(gè)圓錐滾子軸承。 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 13 頁(yè) 為了減小懸臂長(zhǎng)度 a 和增加兩支承間的距離凸 b，以改善支承剛度，應(yīng)使兩軸承圓 錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開(kāi)錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而 反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離 b 應(yīng)大于 25 倍的懸臂長(zhǎng)度 a，

29、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。 為了方便拆裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。靠近 齒輪的支承軸承有時(shí)也采用圓柱滾子軸承，這時(shí)另一軸承必須采用能承受雙向軸向 力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂 長(zhǎng)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)。 跨置式支承結(jié)構(gòu)(圖 2.3b)的特點(diǎn)是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大 增加支承剛度，又使軸承負(fù)荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于 懸臂式。此外，由于齒輪大端一側(cè)軸頸上的兩個(gè)相對(duì)安裝的圓錐滾子軸承之間的距 離很小，可以縮短主動(dòng)齒輪

30、軸的長(zhǎng)度，使布置更緊湊，并可減小傳動(dòng)軸夾角，有利 于整車(chē)布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導(dǎo)向軸承所需要的軸承 座，從而使主減速器殼體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加工成本提高。另外，因主、從動(dòng)齒輪之間的 空間很小，致使主動(dòng)齒輪的導(dǎo)向軸承尺寸受到限制，有時(shí)甚至布置不下或使齒輪拆 裝困難?？缰檬街С兄械膶?dǎo)向軸承都為圓柱滾子軸承，并且內(nèi)外圈可以分離或根本 不帶內(nèi)圈。它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個(gè)軸承。在需 要傳遞較大轉(zhuǎn)矩情況下，最好采用跨置式支承。 2.2.2 從動(dòng)錐齒輪的支承從動(dòng)錐齒輪的支承 從動(dòng)錐齒輪的支承(圖 2.3c)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承 之間的分布比

31、例有關(guān)。從動(dòng)錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩 軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸 c+d。為了使從動(dòng)錐齒輪背面的差速器殼 體處有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)肋以增強(qiáng)支承穩(wěn)定性，c+d 應(yīng)不小于從動(dòng)錐齒輪大端分 度圓直徑的 70。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應(yīng)盡量使尺寸 c 等于或 大于尺寸 d。 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 14 頁(yè) 圖圖 2.42.4 從動(dòng)錐齒輪輔助支承從動(dòng)錐齒輪輔助支承 圖圖 2.52.5 主、從動(dòng)錐齒輪的許用偏移量主、從動(dòng)錐齒輪的許用偏移量 在具有大的主傳動(dòng)比和徑向尺寸較大的從動(dòng)錐齒輪的主減速器中，為了限制從 動(dòng)錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，

32、在從動(dòng)錐齒輪的外緣背面加設(shè)輔助支承(圖 2.4)。輔助支承與從動(dòng)錐齒輪背面之間的間隙，應(yīng)保證偏移量達(dá)到允許極限時(shí)能制 止從動(dòng)錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動(dòng)齒輪受載變形或移動(dòng)的許用偏移量如（圖 2.5） 所示。 2.3 主減速器錐齒輪主要參數(shù)選擇主減速器錐齒輪主要參數(shù)選擇 2.3.1 主減速比主減速比 i0 的確定的確定 對(duì)具有較大功率儲(chǔ)備的轎車(chē)，尤其是賽車(chē)，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 Pemax 及其 轉(zhuǎn)速 np時(shí)，所選擇的 i0應(yīng)能保證汽車(chē)有盡可能的最高速 Vamax，這時(shí) i0由下式確定： （2.4） gh pr iVa nr i max 377 . 0 0 式中，i0 汽車(chē)主減速器的主減速比 rr

33、車(chē)輪的滾動(dòng)半徑（m） np 為最大功率轉(zhuǎn)速（r/min） Vamax 純發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)要求汽車(chē)達(dá)到的最高速度（km/h） igh 汽車(chē)變速器最高擋傳動(dòng)比 代入數(shù)據(jù)計(jì)算得： 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 15 頁(yè) 44 . 4 0 . 1110 38003409 . 0 377 . 0 0 i 選擇減速器的形式： 由一對(duì)螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪組成；在前橫置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上則由 一對(duì)斜齒圓柱齒輪組成；對(duì)貫通式驅(qū)動(dòng)橋也有采用蝸輪蝸桿傳動(dòng)的。其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、 質(zhì)量及體積小、造價(jià)低，廣泛用于主減速比的各種中、小型汽車(chē)及帶有輪邊 6 . 7 0 i 減速器的重型汽車(chē)，雙曲面齒輪單級(jí)主減速器用于貫通

34、橋時(shí)應(yīng)使。 5 0 i 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù) z1 和 z2、從動(dòng)錐齒輪大端分 度圓直徑 D2 和端面模數(shù)、主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬 b1 和 b2、雙曲面齒輪副的偏Mn 移距 E、中點(diǎn)螺旋角 、法向壓力角 等。 2.3.2 主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù) z1 和和 z2 選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素： 1)為了磨合均勻,z1、z2 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)于貨車(chē)，z1 一般不少于 6。 4)當(dāng)主傳動(dòng)比較大時(shí)，盡量使 z1 取得

35、小些，以便得到滿(mǎn)意的離地間隙。 0 i 5)對(duì)于不同的主傳動(dòng)比， z1 和 z2 應(yīng)有適宜的搭配。 取 11；取 49，=4.44= 1 Z 2 Z 1 2 Z Z 0 i 2.3.3 從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)和端面模數(shù) m 2 D s 對(duì)于單級(jí)主減速器，D2 對(duì)驅(qū)動(dòng)橋殼尺寸有影響，D2 大將影響橋殼的離地間隙； D2 小則影響跨置式主動(dòng)齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 D2 可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選 =120.13147.85 （2.5） 3 2 2 TKDc D 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 16 頁(yè) 式中，D2 為從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑（m

36、m） ；為直徑系數(shù)，一般為 2D K 13.015.3；Tc 為從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N m） 。Tc=minTce, Tcs 初取=136.2m 由下式計(jì)算 =3.405 2 D szDms 22/ 式中，m 為齒輪端面模數(shù)。 s 同時(shí)，m 還應(yīng)滿(mǎn)足 s =2.7723.696 （2.6） 3 TKmcms 式中，Km為模數(shù)系數(shù)，取 0.30.4。 2.3.4 主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬 b1 和和 b2 錐齒輪齒面過(guò)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寬過(guò)窄及刀尖圓角過(guò)小。這樣，不但減小了齒根圓半 徑，加大了應(yīng)力集中，還降低了刀

37、具的使用壽命。此外，在安裝時(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(guò)早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過(guò)寬也會(huì)引起裝配空間的減小。但是齒面過(guò)窄， 輪齒表面的耐磨性會(huì)降低。 從動(dòng)錐齒輪齒面寬 b2 推薦不大于其節(jié)錐距 A2 的 0.3 倍，即 b22,1 與 2 之差稱(chēng)為偏移角。 選擇 時(shí)，應(yīng)考慮它對(duì)齒面重合度 F、輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響。 越 大，則 F 也越大，同時(shí)嚙合的齒數(shù)越多，傳動(dòng)就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的 強(qiáng)度越高。一般 F 應(yīng)不小于 1.25，在 1.52.0 時(shí)效果最好。但是 過(guò)大，齒輪 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第

38、17 頁(yè) 上所受的軸向力也會(huì)過(guò)大。 a)、b)主動(dòng)齒輪軸線下偏移 c)、d)主動(dòng)齒輪軸線上偏移 圖圖 2.62.6 雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向 汽車(chē)主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為 轎車(chē)選用較大的 值以保證較大的，使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；貨車(chē)選用 00 3540: f 較小聲值以防止軸向力過(guò)大，通常取 35。 2.3.6 螺旋方向螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、 從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受軸向力 的方向。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)齒輪的軸向力離開(kāi)錐頂方向，這樣

39、可使主、 從動(dòng)齒輪有分離趨勢(shì)，防止輪齒卡死而損壞。 2.3.7 法向壓力角法向壓力角 法向壓力角大一些可以增加輪齒強(qiáng)度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對(duì) 于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過(guò)小，并使齒輪端面重合度下 降。因此，對(duì)于輕負(fù)荷工作的齒輪一般采川小壓力角， 町使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪小 低。對(duì)于弧齒錐齒輪，轎車(chē): 一般選用或 16；貨車(chē): 為 20；重型貨 0 14 30 車(chē): 為。對(duì)于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側(cè)壓力角是相同的，但小齒輪輪齒 0 22 30 兩側(cè)的壓力角是不等的，選取平均壓力角時(shí)，轎車(chē)為 19或 20，貨車(chē)為 20或 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 18

40、 頁(yè) 。這里取 0 22 30 03220 2.4 主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算 2.4.1 計(jì)算載荷的確定計(jì)算載荷的確定 汽車(chē)主減速器錐齒輪的切齒法有格里森和奧里康兩種方法，這里僅介紹格 里森齒制錐齒輪計(jì)算載荷的三種確定方法。 （1）按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩TCE =230 x6.194x1x0.9/1=1282.15 （2.7） n ii ikTk T fed ce 01max 式中，-為計(jì)算轉(zhuǎn)矩 230（N.m） ； maxe T -為猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，貨車(chē)： =1； d k d k -為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；n 為計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)； max

41、e T -為變速器一檔傳動(dòng)比； 1 i -為發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率 0.9。 （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 Tcs （2.8） 22 119070.85 0.3409 2347.09 1.5 0.98 r cs m m G mr T i 式中，Tcs-為計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N.m） ； G2-為滿(mǎn)載狀況下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷 11907（N） ； -為汽車(chē)最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車(chē)：m2=1.21.4， 2 m 貨車(chē)：D=1.11.2； 2 m -為輪胎與路面間的附著系數(shù) 0.85； 為車(chē)輪滾動(dòng)半徑 0.3409（m） ； r r 為主減速器從動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)

42、比 1.5； m i m為主減速器主動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)效率 0.98。 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 19 頁(yè) 2.4.2 主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 在選好主減速器錐齒輪主要參數(shù)后， 表表 2.1 單位齒長(zhǎng)圓周力許用值單位齒長(zhǎng)圓周力許用值 p 單位齒長(zhǎng)上的圓周力 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)p 為： maxe T （2.11） F d iT p ge 2 10 1 3 max 式中，變速器傳動(dòng)比，常取一擋及直接擋的； g i 主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，mm。 1 d 代入數(shù)據(jù)計(jì)算得： 3 230 1 10 4091429 37.45 30 2 pN mmN mm 按最大

43、附著力矩計(jì)算時(shí)p 為： （2.12 F d rG p r 2 10 1 3 2 參數(shù)按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)的P (Nmm-1) 按驅(qū)動(dòng)輪打滑 轉(zhuǎn) 矩計(jì)算時(shí)的p /(N.mm-1) 輪胎與地 面 的附著系 數(shù) 汽車(chē)類(lèi)別 一擋 二擋 直接擋 轎車(chē) 893 536 321 893 貨車(chē) 1429 - 250 1429 大客車(chē) 982 - 214 - 085 牽引車(chē) 536 - 250 - 065 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 20 頁(yè) ） 式中，G2 汽車(chē)滿(mǎn)載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給地面的最大負(fù)荷，N； 輪胎對(duì)路面的附著系數(shù)，安裝一般輪胎的公路用汽車(chē)取 =0.85； rr 車(chē)輪的滾動(dòng)半徑，m； 代入

44、數(shù)據(jù)計(jì)算得 （2.13） 3 11907 0.85 0.3409 10 13781429 166.84 30 2 pN mmN mm p- 常用做估算齒輪表面耐磨性，載貨汽車(chē)許用單位齒長(zhǎng)上的圓周力 =1429， pmmN 2）輪齒彎曲強(qiáng)度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為 （2.14） w v smj w JmZFK KKKT 2 0 3 102 滿(mǎn)足要求 ww 18.330 22 . 0 127301 8 . 010 . 1 1158.1282102 2 3 式中，w為錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力(MPa)； T為所計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(Nm)，對(duì)于從動(dòng)齒輪，T=minTce,Tcs 和 Tcf，對(duì)于主

45、動(dòng)齒輪，T 還要按式換算； Ko為過(guò)載系數(shù)，一般取 1； Ks-為尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理 等因素有關(guān)， 當(dāng) m .1.6mm 時(shí)，當(dāng) m 16mm 時(shí)， s 8 . 0) 4 . 25/( 25 . 0 mk ss s ks=05； Km-為齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu)：km1011，懸臂式結(jié)構(gòu)： km110125； Kv-為質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)， kr10；b-為所計(jì)算的齒輪齒面寬(mm)； D-為所討論齒輪大端分度圓直徑(mm)； 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 21 頁(yè) Jw-為所計(jì)算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù) 0.2

46、2。 上述按 minTce,Tcs計(jì)算的最大彎曲應(yīng)力不超過(guò)=700MPa；按 Tcf 計(jì)算的疲 w 勞彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過(guò) 210MPa，破壞的循環(huán)次數(shù)為 6x106。 3）輪齒接觸強(qiáng)度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為 （2.15） j V fmsj P j JFK KKKKT d C 3 01 1 102 3 232.62 220.1 1 0.8 1.1 1 10 805 701 30 0.22 jj MP 式中， 主動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩， （從動(dòng)齒輪按、兩者中較小者） ， 1 j T je T j T =220.1Nm； 1 j T 為錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力(MPa)； j D1為主動(dòng)錐齒輪大端分度圓

47、直徑(mm)； b取 b1 和 b2 的較小值(mm)； ks為尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對(duì)淬透性的影響，通常取 10； kf為齒面品質(zhì)系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì) (如鍍銅、磷化處理等)，對(duì)于制造精確的齒輪取 1； Cp為綜合彈性系數(shù)，鋼對(duì)鋼齒輪 Cp 取 2326N1/2mm； 為齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù) 0.22， ko=0.1、km=1.10 J J 1.00、kv=1。 上述按 minTce,Tcs計(jì)算的最大接觸應(yīng)力不應(yīng)超過(guò) 2800MPa，按 Tcf 計(jì)算的疲 勞接觸應(yīng)力不應(yīng)超過(guò) 1750MPa。主、從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的. 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論

48、文) 第 22 頁(yè) 2.5 主減速器錐齒輪和軸承的載荷計(jì)算主減速器錐齒輪和軸承的載荷計(jì)算 2.5.1 齒輪軸齒面載荷與強(qiáng)度校核齒輪軸齒面載荷與強(qiáng)度校核 錐齒輪在工作過(guò)程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解 為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向 力。 Fa Fr Ft 圖圖2.152.15主動(dòng)錐齒輪齒面受力分析主動(dòng)錐齒輪齒面受力分析 圖圖2.162.16單級(jí)主減速器軸承布置尺寸單級(jí)主減速器軸承布置尺寸 （1）齒輪的受力分析 （2.16 max 3 22 2347 8836.93 3.405 15.6 10 e t T FN dm ） （2.17）c

49、os8836.93 0.364 0.973144.4 rt FFtgN: （2.18）tan3216.4tan20sin16.15677 at FFN （2）繪制齒輪軸的受力簡(jiǎn)圖，如圖所示，由圖得，求 1 21.55Lmm 2 78.5Lmm 支座反力 水平面支反力：由，得：0 MC （2.19） 1212 ()0 tNH F LLFL: 21 1 2 ()9582.7(21.5578.5) 12213.4 78.5 t NH F LL FN L 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 23 頁(yè) Fa Fr Ft FNH1FNV1 FNV2 FNV2 Ft FNH1 FNH2 MH MH Fr

50、 FNV1 FNV2 Fa Ma MV MV M M T T Ma 圖圖 2.17 軸的載荷分布圖（軸的載荷分布圖（M，T 的單位為的單位為 Nm） 由，得：0 Y （2.20） 21 9582.7 12213.42630.7 NHtNH FFFN 垂直面支反力： 由，得：0 MC （2.21） 15.6 8836.93137856.108 2 a a F D M （2.22） 1221 ()0 NVra FLF LLM 21 1 2 ()3144.4(78.521.55) 15.6 8836.93 2251.5 78.5 ra NV F LLM FN L 由，得：0 Y （2.23） 21

51、3144.42251.5893 NVrNV FFFN 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 24 頁(yè) （3）作彎矩圖： 水平面彎矩圖： H M （2.24） 11 8836.93 21.55190435 HNH MFLN mm 垂直面彎矩圖： V M （2.25） 1 3144.4 21.55 137856.10870094.29 Vra MF LMN mm : 合成總彎矩 M 圖： 2222 190435( 70094.29)202925.35 HV MMMN mm （2.26） （4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度： 進(jìn)行校核時(shí)，通常是校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 B 的強(qiáng)

52、度） 。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)，取，由(1)中公式 15-5 得，軸的計(jì) = 0.6 算應(yīng)力為： （2.27） 2 223 2 3 202925.350.6 2347 10 468.45 0.1 31.2 ca MaT MPa W 式中：軸的計(jì)算應(yīng)力，單位為； ca MPa 軸所受的彎矩，單位為；MN mm: 軸所受的扭矩，單位為；TN mm: 軸的抗彎截面系數(shù)，單位為；W 3 mm 對(duì)稱(chēng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)軸的許用彎曲應(yīng)力； 1 前已選定軸的材料為，由機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)中表 15-1 查得，因此20 rni C M T 1 525MPa ，故安全。 1ca （5）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 判斷危險(xiǎn)截面

53、在-截面上，既有較大的彎矩，又有扭矩，所以校核-截面。雖然- 截面承受的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且軸徑最大，故-截面不必校核。只 校核-截面： 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 25 頁(yè) 在-截面 抗彎截面系數(shù)為： 333 0.10.1 251562.5Wdmm （2.28） 抗扭截面系數(shù)為： 333 0.20.2 253125 T Wdmm （2.29） 彎矩 M 及彎曲應(yīng)力為： 202925.35MN mm （2.30） 202925.35 129.87 1562.5 b M MPa W （2.31） 扭矩 T 及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為： 3 2347 10TN mm 3 2347 10

54、211.04 3125 T T T MPa W （2.32） 軸的材料為，由機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)中表 15-1 查得，20 rni C M T1100 b MPa ，HBS = 5662。 1 525MPa850 s MPa 1 390MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按機(jī)械設(shè)計(jì)中附表 3-2 查 取。因?yàn)?，?jīng)插值后可查得 2 0.08 25 r d 48 1.92 25 D d 1.69 1.38 又由機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)中附圖 3-1 可得軸的材料的敏性系數(shù)為 0.82q0.79q 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按(1)中式(附 3-4)為 1(1)1 0.82 (1.69 1)1.57kq 遼寧科技大學(xué)本

55、科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 26 頁(yè) （2.33） 1(1)1 0.79 (1.38 1)1.30kq （2.34） 由機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)中附圖 3-2 得尺寸系數(shù) ；0.85 由機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)中附圖 3-3 得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) ；0.91 軸按磨削加工，由機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)中附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.90 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按(1)中式(3-12)及(3-12a)得綜合系數(shù)值為1 q 11.571 111.76 0.850.90 k K （2.35） 11.301 111.34 0.910.90 k K （2.36） 又由機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)中3-1 及3-2 得特性系數(shù) ，取0.10.2 :0.1 ，取0.

56、050.1 :0.05 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得 ca S 1 525 2.29 1.76 129.870.1 0 am S K （2.37） 1 390 2.67 211.04211.04 1.340.05 22 am S K （2.38） 2222 2.29 2.67 1.741.5 2.292.67 ca S S SS SS : （2.39） 故可知其安全。 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 27 頁(yè) 2.5.2 錐齒輪軸承的載荷錐齒輪軸承的載荷 當(dāng)錐齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計(jì)算確定后，根據(jù)主減速器 齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的

57、載荷。（圖2.16）為單級(jí)主減速 器的懸臂式支承的尺寸布置圖。 1) 滾動(dòng)軸承的選擇 軸承為圓錐滾子軸承，型號(hào)為 30204。查得基本額定動(dòng)載荷,，350 r CkN ，0.35e 1.7Y 型號(hào) 30205，基本額定徑向靜載荷 ， 0 293 r CkN0.37e 1.6Y 額定工作壽命。 10 10000 h Lh 2）壽命驗(yàn)算 設(shè)軸承所受的支反力合力為，由軸的校核可知 1 R 2 R 水平方向支反力為： 1 11256.42 H RN 2 2400.71 H RN 垂直方向支反力為： 1 2251.51 V RN 2 893.42 V RN 支反力合力為： （2.40） 2222 111

58、 11256.422251.5111478.97 HV RRRN （2.41） 2222 222 2400.71893.422561.55 HV RRRN 派生軸向力： （2.42） 1 1 1 12419.22 3376.71 22 1.7 d R FN Y （2.43） 2 2 2 2778.28 800.21 22 1.6 d R FN Y 則 軸右移 12 677.223376.714053.93868.21 add FFNFN 2 軸承成為“緊軸承” ，1 軸承成為“松軸承” 緊軸承 （2.44） 21 677.223376.714053.93 aad FFFN 松軸承 （2.45）

59、 11 677.22 ad FFN 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 28 頁(yè) 查得 在中等沖擊情況下取 載荷系數(shù) 5 . 1 p f 1 軸承： 則 （2.46） 1 1 677.22 0.060.35 11478.22 a F e R 1,0XY 111 ()1.5 11478.2217217.83 pa PfXRYFN （2.47） 2 軸承： 則 2 2 4329.93 1.560.37 2778.28 a F e R 0.4,1.4XY （2.50） 222 ()1.5 (0.4 2561.28 1.4 4053.93)10050.85 pa PfXRYFN （2.51） 因?yàn)?/p>

60、 ，所以按軸承 1 的受力大小驗(yàn)算。 21 PP 由(1)中表 13-4 查得 溫度系數(shù) ，對(duì)于滾子軸承，。1 t f 3 10 6 10 10 60 tt h f C L nP （2.52） 10 6 3 101 26800 60 18017217.83 728500.62h 由于 ，故選用的型號(hào)為 30204 和 30205 軸承 1010 72850.6210000 hh LhLh 安全可靠，是適用的。 表表2 2. .3 3汽汽車(chē)車(chē)主主減減速速器器錐錐齒齒輪輪集集合合尺尺寸寸計(jì)計(jì)算算用用表表 項(xiàng)目結(jié)果 行星齒輪齒數(shù) 可以取 11 1 Z 半軸齒輪齒數(shù) 應(yīng)不少于 49 2 Z 模數(shù)405

61、 . 3 m 遼寧科技大學(xué)本科生課程設(shè)計(jì)(論文) 第 29 頁(yè) 齒面寬 =13.62； 取 9 0 )30 . 0 25 . 0 (AF mF10 齒工作高 5. 448405 . 3 6 . 16 . 1 mhg 齒全高139 . 6 051 . 0 788 . 1 mh 壓力角 一般汽車(chē)，0322 軸交角 90 節(jié)圓直徑 ； 11 37.45dmZ 22 166.84dmZ 節(jié)錐角 ；=77.35 65.12arctan 2 1 1 Z Z 12 90 節(jié)錐距 51.85 sin2sin2 2 2 1 1 0 dd A 周節(jié)697.101416 . 3 mt 齒頂高 ；34 . 5 21 hhh g449.0 )( 370.0 430.0 2 1 2 2 m Z Z