汽車單級主減速器設(shè)計[答辯畢業(yè)論文 資料 ]

《汽車單級主減速器設(shè)計[答辯畢業(yè)論文 資料 ]》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《汽車單級主減速器設(shè)計[答辯畢業(yè)論文 資料 ]（34頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

需要 CAD 圖紙，咨詢 Q：414951605 或 1304139763優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載摘 要汽 車 正 常 行 駛 時 ， 發(fā) 動 機 的 轉(zhuǎn) 速 通 常 在 2000 至 3000r/min 左 右 ， 如 果 將 這 么高 的 轉(zhuǎn) 速 只 靠 變 速 箱 來 降 低 下 來 ， 那 么 變 速 箱 內(nèi) 齒 輪 副 的 傳 動 比 則 需 很 大 ， 而 齒 輪副 的 傳 動 比 越 大 ， 兩 齒 輪 的 半 徑 比 也 越 大 ， 換 句 話 說 ， 也 就 是 變 速 箱 的 尺 寸 會 越 大 。另 外 ， 轉(zhuǎn) 速 下 降 ， 而 扭 矩 必 然 增 加 ， 也 就 加 大 了 變 速 箱 與 變 速 箱 后 一 級 傳 動 機 構(gòu) 的傳 動 負 荷 。 所 以 ， 在 動 力 向 左 右 驅(qū) 動 輪 分 流 的 差 速 器 之 前 設(shè) 置 一 個 主 減 速 器 。主 減 速 器 的 存 在 有 兩 個 作 用 ， 第 一 是 改 變 動 力 傳 輸 的 方 向 ， 第 二 是 作 為 變 速 器的 延 伸 為 各 個 檔 位 提 供 一 個 共 同 的 傳 動 比 。 變 速 器 的 輸 出 是 一 個 繞 縱 軸 轉(zhuǎn) 動 的 力矩 ， 而 車 輪 必 須 繞 車 輛 的 橫 軸 轉(zhuǎn) 動 ， 這 就 需 要 有 一 個 裝 置 來 改 變 動 力 的 傳 輸 方 向 。之 所 以 叫 主 減 速 器 ， 就 是 因 為 不 管 變 速 器 在 什 么 檔 位 上 ， 這 個 裝 置 的 傳 動 比 都 是 總傳 動 比 的 一 個 因 子 。 有 了 這 個 傳 動 比 ， 可 以 有 效 的 降 低 對 變 速 器 的 減 速 能 力 的 要 求 ，這 樣 設(shè) 計 的 好 處 是 可 以 有 效 減 小 變 速 器 的 尺 寸 ， 使 車 輛 的 總 布 置 更 加 合 理汽 車 主 減 速 器 最 主 要 的 作 用 ， 就 是 減 速 增 扭 。 我 們 知 道 發(fā) 動 機 的 輸 出 功 率 是 一定 的 ， 根 據(jù) 功 率 的 計 算 公 式 W=M*v（ 功 率 =扭 矩 *速 度 ） ， 當 通 過 主 減 速 器 將 傳 動速 度 降 下 來 以 后 ， 能 獲 得 比 較 高 的 輸 出 扭 矩 ， 從 而 得 到 較 大 的 驅(qū) 動 力 。 此 外 ， 汽 車主 減 速 器 還 有 改 變 動 力 輸 出 方 向 、 實 現(xiàn) 左 右 車 輪 差 速 或 中 后 橋 的 差 速 功 能 。關(guān) 鍵 字 ： 傳 動 系 ； 驅(qū) 動 軸 ； 主 減 速 器Abstract2Normal driving of the car, the engine speed is usually around 2000 to 3000r/min, if such a high speed alone gearbox to reduce down, then the gearbox Gears gear than you need, and the drive gear pairratio increases, the radius of the two gears is greater, in other words, is the gearbox size larger. In addition, the speed decreases, torque bound to increase, will increase the transmission load of a gearbox and gearbox transmission. Therefore, prior to the diversion of power to the left and right driving wheel differential to set up a main gear box.The existence of the main gear box has two roles, the first is to change the direction of power transmission, and the second is as an extension of the transmission to provide a common transmission ratio for each gear. A transmission output is around the longitudinal axis of rotation of the torque, the wheels have to go around the horizontal axis rotation of the vehicle, which requires a device to change the direction of the transmission of power. Is called a main gear box, because regardless of transmission, the gear transmission ratio of this device are the total transmission ratio of a factor. With this transmission ratio, can effectively reduce the ability to slow down transmission, the benefits of this design can effectively reduce the size of the transmission, so that the general arrangement of the vehicle a more reasonableAuto main gear box of the most important role is to slow the increase in twist. We know that the engine output power is certain, to get a relatively high output torque, larger driving force. In addition, the automotive main gear box to change the direction of power output, left and right wheel differential or rear axle differential features.Keywords: transmission system; drive shaft; main reducer目錄1 緒論 ..................................................................................................................................5需要 CAD 圖紙，咨詢 Q：414951605 或 1304139763優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載1.1 驅(qū)動橋簡介 .............................................................................................................51.2 主減速器設(shè)計的基本要求 ....................................................................................52 單級主減速器結(jié)構(gòu)方案分析 ..........................................................................................62.1 主減速器的的結(jié)構(gòu)形式 .........................................................................................62.1.1 主減速器齒輪的類型 ....................................................................................62.1.2 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安置方法 ............................................72.1.3 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置方法 ............................................72.1.4 主減速器的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整 ........................................................82.1.5 主減速器的減速型式 ....................................................................................82.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計計算 ...............................................................102.2.1 主減速比 0i的確定 ......................................................................................102.2.2 主減速齒輪計算載荷的確定 ......................................................................112.3 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 ...........................................................................132.3.1 齒數(shù)的選擇 ..................................................................................................132.3.2 節(jié)圓直徑的選擇 ..........................................................................................132.3.3 齒輪端面模數(shù)的選擇 ..................................................................................142.3.4 齒面寬的選擇 ..............................................................................................142.3.5 雙曲面齒輪的偏移距 E..............................................................................152.3.6 螺旋錐齒輪螺旋方向 ..................................................................................152.3.7 螺旋角的選擇 ..............................................................................................162.3.8 齒輪法向壓力角的選擇 ..............................................................................182. 4 螺旋錐齒輪幾何尺寸計算 .................................................................................182.5 主減速器螺旋錐齒輪強度計算 ..........................................................................212.5.1 計算圓周力 ..................................................................................................212.5.2 輪齒彎曲強度： ..........................................................................................232.5.3 輪齒接觸強度： ..........................................................................................252.6 錐齒輪的材料及熱處理： ...................................................................................273 主減速器齒輪的材料及熱處理 ....................................................................................294 主減速器的潤滑 ............................................................................................................304總 結(jié) ...............................................................................................................................31致 謝 ...............................................................................................................................32參考文獻 ...........................................................................................................................33需要 CAD 圖紙，咨詢 Q：414951605 或 130413976351 緒論1.1 驅(qū)動橋簡介驅(qū)動橋是汽車傳動系的重要組成部分，它位于傳動系的末端，一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和橋殼等組成。其功用是：①將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅(qū)動車輪，實現(xiàn)降低轉(zhuǎn)速、增大轉(zhuǎn)矩。②通過主減速器圓錐齒輪副改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向。③通過差速器實現(xiàn)兩側(cè)車輪差速的作用，保證內(nèi)、外車輪以不同的轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)向。④承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。驅(qū)動橋分斷開式和非斷開式兩類。斷開式驅(qū)動橋—為了提高汽車行駛平順性和通過性，有些轎車和越野車全部或部分驅(qū)動輪采用獨立懸架，即將兩側(cè)的驅(qū)動輪分別用彈性懸架與車架相聯(lián)系，兩輪可彼此獨立地相對于車架上下跳動，于此相應(yīng)，主減速殼固定在車架上。驅(qū)動橋殼應(yīng)制成分段并通過鉸鏈連接，這種驅(qū)動橋稱為斷開式驅(qū)動橋。非斷開式驅(qū)動橋—整個驅(qū)動橋通過彈性懸架與車架連接，由于半軸套管與主減速器殼是剛性連成一體的，因而兩側(cè)的半軸和驅(qū)動輪不可能在橫向平面內(nèi)做相對運動。故稱這種驅(qū)動橋為非斷開式驅(qū)動橋，亦稱為整體式驅(qū)動橋。1.2 主減速器設(shè)計的基本要求主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)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。由于汽車在各種道路上行使時，其驅(qū)動輪上要求必須具有一定的驅(qū)動力矩和轉(zhuǎn)速，在動力向左右驅(qū)動輪分流的差速器之前設(shè)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(zhì)量減小、操縱省力。驅(qū)動橋中主減速器設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求：a）所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。b）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。c）在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導(dǎo)向機構(gòu)與動協(xié)調(diào)。d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。6e）結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。2 單級主減速器結(jié)構(gòu)方案分析2.1 主減速器的的結(jié)構(gòu)形式2.1.1 主減速器齒輪的類型在現(xiàn)代汽車驅(qū)動橋上，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。在雙級主減速器中，通常還要加一對圓柱齒輪（多采用斜齒圓柱齒輪） ，或一組行星齒輪。在輪邊減速器中則常采用普通平行軸式布置的斜齒圓柱齒輪傳動或行星齒輪傳動。在某些公共汽車、無軌電車和超重型汽車的主減速器上，有時也采用蝸輪傳動。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(shù)的汽車驅(qū)動橋上，主減速齒輪副都是采用 90o 交角的布置。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受大的負荷。加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，面是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另—端，使得其工作平穩(wěn)，即使在高速運轉(zhuǎn)時，噪聲和振動也是很小的。雙曲面齒輪其主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角也都是采用90o。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移，稱為上偏置或下偏置。這個偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。當偏移距大到一定程度時，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊凄的支承。這對于增強支承剛度、保證輪齒正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。雙曲面齒輪的偏移距使得其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。因此，雙曲面?zhèn)鲃育X輪副的法向模數(shù)或法向周節(jié)雖相等，但端面模數(shù)或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數(shù)或端面周節(jié)大于從動齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應(yīng)的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關(guān)。另外，由于雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應(yīng)的螺旋錐齒輪當量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應(yīng)力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應(yīng)力相當?shù)穆菪F齒輪比較，負荷可提高至 175％。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，則不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)可減少，所以可選用較少的齒數(shù)，這有利于大傳動比傳動。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣，則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋需要 CAD 圖紙，咨詢 Q：414951605 或 13041397637錐齒輪的要小，這對于主減速比 i0≥4.5 的傳動有其優(yōu)越性。當傳動比小于 2 時，雙曲面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大，這時選用螺旋錐齒輪更合理，因為后者具有較大的差速器可利用空間。2.1.2 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安置方法在殼體結(jié)構(gòu)及軸承型式已定的情況下，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法，對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確嚙合并具有較高使用壽命的重要因素之一。現(xiàn)在汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有以下兩種：懸臂式齒輪以其輪齒大端一側(cè)的軸頸懸臂式地支承于一對軸承上。為了增強支承剛度，應(yīng)使兩軸承支承中心間的距離齒輪齒面寬中點的懸臂長度大兩倍以上，同時比齒輪節(jié)圓直徑的 70%還大，并使齒輪軸徑大于等于懸臂長。當采用一對圓錐滾子軸承支承時，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，從而增強支承剛度。騎馬式齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式。騎馬式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的 1／30 以下．而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至 1/5~1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高 10%左右。裝載質(zhì)量為 2t 以上的汽車主減速器主動齒輪都是采用騎馬式支承。但是騎馬式支承增加了導(dǎo)向軸承支座，是主減速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高。轎車和裝載質(zhì)量小于 2t 的貨車，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)。2.1.3 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置方法主減速器從動錐齒輪的支承剛度依軸承的型式、支承間的距離和載荷在支承之間的分布而定。為了增加支承剛度，支承間的距離應(yīng)盡可能縮小。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應(yīng)使他們的圓錐滾子的大端相向朝內(nèi)，小端相背朝外。為了防止從動齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應(yīng)預(yù)緊。由于從動錐齒輪軸承是裝在差速器殼上，尺寸較大，足以保證剛度。球面圓錐滾子軸承具有自動調(diào)位的性能，8對軸的歪斜的敏感性較小，這一點當主減速器從動齒輪軸承的尺寸大時極為重要。向心推力軸承不需要調(diào)整，但僅見于某些小排量轎車的主減速器中。只有當采用直齒或人字齒圓柱齒輪時，由于無軸向力，雙級主減速器的從動齒輪才可以安裝在向心球軸承上。轎車和輕型載貨汽車主減速從動錐齒輪采用無輻式結(jié)構(gòu)并用細牙螺釘以精度較高的緊配合固定在差建界殼的突緣上。這種方法對增強剛性效果較好，中型和重型汽車主減速從動錐齒輪多采用有幅式結(jié)構(gòu)并有螺栓或鉚釘與差速器殼突緣連結(jié)。2.1.4 主減速器的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整支撐主減速器齒輪的圓錐滾子軸承需預(yù)緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。預(yù)緊力的大小與安裝形式、載荷大小、軸承剛度特性及使用轉(zhuǎn)速有關(guān)。主動錐齒輪軸承預(yù)緊度的調(diào)整，可通過精選兩軸承內(nèi)圈間的套筒長度、調(diào)整墊圈厚度、軸承與軸肩之間的調(diào)整墊片等方法進行。近年來采用波形套筒調(diào)整軸承預(yù)緊度極為方便，波形套筒安裝在兩軸承內(nèi)圈間或軸承與軸肩間。2.1.5 主減速器的減速型式主減速器的減速型式分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。單級主減速器：由于單級主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點，廣泛用在主減速比 ＜7.6 的各種中、小型汽車上。單級主減速器都是采0i用一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪，也有采用蝸輪傳動的。雙級主減速器：由兩級齒輪減速器組成，結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量加大，制造成本也顯著增加，因此僅用于主減速比較大(7.6＜ ≤12)且采用單級減速不能滿足既定的主減速比0i和離地間隙要求的重型汽車上。以往在某些中型載貨汽車上雖有采用，但在新設(shè)計的現(xiàn)代中型載貨汽車上已很少見。這是由于隨著發(fā)動機功率的提高、車輛整備質(zhì)量的減小以及路面狀況的改善，中等以下噸位的載貨汽車往具有更高車速的方向發(fā)展，因而需采用較小主減速比的緣故。雙速主減速器：對于載荷及道路狀況變化大、使用條件非常復(fù)雜的重型載貨汽車來說，要想選擇一種主減速比來使汽車在滿載甚至牽引井爬陡坡或通過壞路面時具有需要 CAD 圖紙，咨詢 Q：414951605 或 13041397639足夠的動力性，而在平直而良好的硬路面上單車空載行駛時又有較高的車速和滿意的娥料經(jīng)濟性，是非常困難的。為了解決這一矛盾，提高汽車對各種使用條件的適應(yīng)性，有的重型汽車采用具有兩種減速比并可根據(jù)行駛條件來選擇檔位的雙速主減速器。它與變速器各檔相配合，就可得到兩倍于變速器的檔位。顯然，它比僅僅在變速器中設(shè)置超速檔，即僅僅改變傳動比而不增加檔位數(shù)，更為有利。當然，用雙速主減速器代替半衰期的超速檔，會加大驅(qū)動橋的質(zhì)量，提高制造成本，并要增設(shè)較復(fù)雜的操縱裝置，因此它有時被多檔變速器所代替。單級貫通式主減速器：單級貫通式主減速器用于多橋驅(qū)動汽車的貫通橋上，其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單、主減速器的質(zhì)量較小、尺寸緊湊，并可使中，后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性。它又分為雙曲面齒輪式和蝸輪式兩種結(jié)構(gòu)型式。雙曲面齒輪式單級貫通式主減速器，是利用了雙曲面齒輪傳動主動齒輪軸線相對于從動齒輪軸線的偏移，將一根貫通軸穿過中橋井通向后橋。但這種結(jié)構(gòu)受主動齒輪最少齒數(shù)和偏移距大小的限制，而且主動齒輪的工藝性差，通常主動齒輪的最小齒數(shù)是 8，因此主減速比的最大值只能在 5 左右，故多用于輕型汽車的貫通式驅(qū)動橋。當用于大型汽車時刷需增設(shè)輪邊減速器或加大分動器傳動比。蝸輪傳動為布置貫通橋帶來極大方便，且其工作平滑無聲，在結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下也可得到大的傳動比，適于各種噸位貫通橋的布置和汽車的總體布置。但由于需用青銅等有色金屬為材料而未得到推廣。雙級貫通式主減速器：用于主減速比 >5 的中、重型汽車的貫通橋。它又有錐齒0i輪—圓柱齒輪式和圓柱齒輪錐齒輪式兩種結(jié)構(gòu)型式。錐齒輪—圓柱齒輪雙級貫通式主減速器的特點是有較大的總主減速比(因兩級減速的減速比均大于 1)，但結(jié)構(gòu)的高度尺寸大，特別是主動錐齒輪的工藝性差，而從動錐齒輪又需要采用懸臂式安置，支承剛度差，拆裝也不方便。與錐齒輪—圓柱齒輪式雙級貫通式主減速器相比，圓柱齒輪—錐齒輪式雙級貫通式主減速器的結(jié)構(gòu)緊湊，高度尺寸減小，但其第一級的斜齒圓柱齒輪副的減速比較小，有時甚至等于 1。為此，有些汽車在采用這種結(jié)構(gòu)布置的同時，為了加大驅(qū)動橋的總減速比而增設(shè)輪邊減速器；而另一些汽車則將從動錐齒輪的內(nèi)孔做成齒圈并裝入一組行星齒輪減速機構(gòu)，以增大主減速比。10單級(或雙級 )主減速器附輪邊減速器：礦山、水利及其他大型工程等所用的重型汽車，工程和軍事上用的重型牽引越野汽車及大型公共汽車等，要求有高的動力性，而車速則可相對較低，因此其傳動系的低檔總傳動比都很大。在設(shè)計上述重型汽車、大型公共汽車的驅(qū)動橋時，為了使變速器、分動器、傳動軸等總成不致因承受過大轉(zhuǎn)矩而使它們的尺寸及質(zhì)量過大，應(yīng)將傳動系的傳動比以盡可能大的比率分配給驅(qū)動橋。這就導(dǎo)致了一些重型汽車、大型公共汽車的驅(qū)動橋的主減速比往往要求很大。當其值大于 12 時，則需采用單級(或雙級)主減速器附加輪邊減速器的結(jié)構(gòu)型式，將驅(qū)動橋的一部分減速比分配給安裝在輪轂中間或近旁的輪邊減速器。這樣以來，不僅使驅(qū)動橋中間部分主減速器的輪廓尺寸減小，加大了離地間隙，并可得到大的驅(qū)動橋減速比(其值往往在 左右)，而且半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件的尺寸也可減小。26~1但輪邊減速器在一個橋上就需要兩套，使驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本提高，因此只有當驅(qū)動橋的減速比大于 12 時，才推薦采用。按齒輪及其布置型式，輪邊減速器有行星齒輪式及普通圓柱齒輪式兩種類型。2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計計算主減速比 、驅(qū)動橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設(shè)計的原始數(shù)據(jù)，應(yīng)在0i汽車總體設(shè)計時就確定。2.2.1 主減速比 的確定0i主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)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(jīng)濟性都有直接影響。 的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動0i系的總傳動比 一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌?下的功率平衡田來研究Ti 0i對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設(shè)計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來0i選擇 值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率 及其轉(zhuǎn)速 ，的情況下，所選擇的 值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高maxePpn0i的最高車速 。這時 值應(yīng)按下式來確定：v0i(1.1)0maxrpghivi?需要 CAD 圖紙，咨詢 Q：414951605 或 130413976311式中 ——車輪的滾動半徑，m；r——變速器量高檔傳動比。ghi則 02306.73.01???根據(jù)所選定的主減速比 值，就可基本上確定主減速器的減速型式為單級，螺旋0i錐齒輪傳動，不需要輪邊齒輪。2.2.2 主減速齒輪計算載荷的確定通常通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩( 、 )的較小者，作為載貨汽車和越j(luò)eTj?野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷。即 (2.2)max0/jeTLtiKn????(2.3)2rjLBGi??式中 ——發(fā)動機量大轉(zhuǎn)矩， ；maxeTN?—— 由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；Li—— 上述傳動部分的效率，取 ；T?0.9T??—— 超載系數(shù)，對于一般乘用車、載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及0K液 力傳動的各類汽車取 ；01?—— 該車的驅(qū)動橋數(shù)目；n——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，N；對后橋來說還應(yīng)2G考慮到汽車加速時的負荷增大量；—— 輪胎對路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取?；對越野汽車取 ；對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取0.85?1.0??；12——車輪的滾動半徑，m；r12——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率和,LBi?減速 比( 例如輪邊減速器等)。綜上所述 13.704.9/1jeT??65Nm?3.82.09.8095jm ??4.5??上面求得的計算載荷，是最大轉(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩( )為mN?(2.4) ()()aTrjmHRPLBGffin?????式中 ——汽車滿載總重，N；a——所牽引的掛車滿載總重，N，但僅用于牽引車；T——道路滾動阻力系數(shù)，計算時轎車取 ；載貨汽車取 Rf 0.1~.5Rf?；越野汽車取 ；0.15~.20.2~.35——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。通常，轎車取 ；載貨汽車Hf 0.8和城市公共汽車取 ；長途公共汽車取 ，越野汽車取 。.590.6~19~.3——汽車或汽車列車的性能系數(shù)：Pf[6] （2.5）max0.1()[6]TeGf ???當 時 取 ,式中 計算為負時，取 0 值max0.195()Te??0Pf?Pf?.439.8)2.316???0Pf?式中 等見（3）式下說明。max,,LBreinT?需要 CAD 圖紙，咨詢 Q：414951605 或 130413976313則3(14359.8)20.1(.052.8)9jmT?????6.7N?2.3 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇2.3.1 齒數(shù)的選擇對于單級主減速器，當 較大時，則應(yīng)盡量使主動齒輪的齒數(shù)取值小些，以得到0i滿意的驅(qū)動橋離地間隙。當 ≥6 時， 的最小值可取為 5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲1z勞強度， 最好大于 5。當 較小(如 )時，引可取為 ，但這時常常會因1z0i03.5i?:7~12主、從動齒輪齒數(shù)太多、尺寸太大而不能保證所要求的橋下離地間隙。為了磨合均勻，主、從動齒輪的齒數(shù) ， 之間應(yīng)避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其1z2齒數(shù)之和對于載貨汽車應(yīng)不少于 40，對于轎車應(yīng)不少于 50。依據(jù)以上理論，可取 ，1z?239z表 2.1 汽車主減速器主動錐齒輪齒數(shù) [2]傳動比（z 2/z1）z1 推薦 z1 允許范圍1.50~1.75 14 12~161.75~2.00 13 11~152.00~2.50 11 10~132.50~3.00 10 9~113.00~3.50 10 9~113.50~4.00 10 9~114.00~4.50 9 8~104.5~5.0 8 7~95.00~6.00 7 6~86.00~7.50 6 5~77.50~10.00 5 5~62.3.2 節(jié)圓直徑的選擇可根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩中取較小值按經(jīng)驗公式選出：[2] (2.6)23djKT??14式中 ——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；2d——直徑系數(shù)，取 ；2K13~6K?——計算轉(zhuǎn)矩， 。jTmN?則 32148.95107.2d??2.3.3 齒輪端面模數(shù)的選擇選定后，可按式 算出從動錐齒輪大端端面模數(shù)，并用下式校核：2 2/mdz?[5] （2.7） 3jKT?式中 ——計算轉(zhuǎn)矩， ；j N?——模數(shù)系數(shù)，取 。m0.3~4m?則 2/dz?107.9?5校核： [3]3mjKT??0.48.9?27表 2.2 錐齒輪模數(shù) [6]（mm ）0.1 0.12 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.91 1.125 1.25 1.375 1.5 1.75 2 2.25 2.5 2.75 3 3.25 3.53.75 4 4.5 5 5.5 6 6.5 7 8 9 10 11 1214 16 18 20 22 25 28 30 32 36 40 45 50經(jīng)查表得： 2.7m?2.3.4 齒面寬的選擇汽車主減速器螺旋錐齒輪從動齒輪齒面寬 F(mm)推薦為：[1] （2.8）220.15Fd?需要 CAD 圖紙，咨詢 Q：414951605 或 1304139763150.157.2x?6m主動齒輪的齒面寬為[6] （2.9）012()F??16.8.m式中 ——從動齒輪節(jié)圓直徑，mm。2d2.3.5 雙曲面齒輪的偏移距 E轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的 值，不應(yīng)超過從動齒輪節(jié)錐距 的E0A40%(接近于從動齒輪節(jié)圓直徑 的 20%)；而載貨汽車、越野汽車和公共汽車等重負荷2d傳動， 則不應(yīng)超過從動齒輪節(jié)錐距 的 20%（或取 E 值為 d 的 ，且一般E0A10%~2不超過 12%） 。傳動比愈大則正也應(yīng)愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距 可達E從動齒輪節(jié)圓直徑 的 20％～30％。但當 大干 的 20％時，應(yīng)檢查是否存在根切。2d22.3.6 螺旋錐齒輪螺旋方向 分為“左旋”與“右旋”兩種。對著齒面看去，如果輪齒的彎曲方向從其小端至大端為順時針走向時，則稱為右旋齒，反時針時則稱為左旋齒。主、從動齒輪的螺旋方向是不同的。螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪在傳動時所產(chǎn)生的軸向力，其方向決定于齒輪的螺旋方向和旋轉(zhuǎn)方向。判斷齒輪的旋轉(zhuǎn)方向是順時針還是逆時針時，要向齒輪的背面看去。而判斷軸向力的方向時，可以用手勢法則，左旋齒輪的軸向力的方向用左手法則判斷；右旋齒輪的軸向力的方向用右手法則判斷。判斷時伸直拇指的指向為軸向力的方向，而其他手指握起來后的旋向就是齒輪旋轉(zhuǎn)的方向。16圖 2.1[3] 齒輪旋轉(zhuǎn)的方向2.3.7 螺旋角的選擇螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的。節(jié)錐齒線(節(jié)錐表而與齒廓表面的交線)上任一點的螺旋角，是該點處的切線和節(jié)錐頂點與該點的連線之間的夾角。螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋角沿節(jié)錐齒線是變化的，齒面寬中點處的螺旋角稱為齒輪的中點螺旋角或名義螺旋角，螺旋錐齒輪傳動主、從動齒輪的中點螺旋角或名義螺旋角是相等的。而雙曲面齒輪傳動，由于有了偏移距而使主、從動齒輪的名義螺旋角不等，且主動齒輪的大，而從動齒輪的小。選擇齒乾的螺旋角時，應(yīng)考慮到它對齒面(或縱向)重疊系數(shù)、輪齒強度和軸向力的大小有影響。螺旋角應(yīng)足夠大以使重疊系數(shù)不小于1.25。因重疊系數(shù)愈大傳動就愈平穩(wěn)噪聲就愈低。對轎車應(yīng)≥1.5～1.8。當≥2.0 時可得到很好的結(jié)果。螺旋角過大時會引起軸向力亦過大，因此應(yīng)有一個適當?shù)姆秶?。汽車主減速器錐齒輪的螺旋角多在 ，轎車選擇較大的值來保證有較大的重疊系數(shù)。0354:貨車通常取較小的值來防止軸向力過大?！案窭锷敝仆扑]用下式，近似地預(yù)選主動齒輪螺旋角的名義值：[1] （2.11）00211259zEd????式中 ——主動齒輪名義螺旋角的預(yù)選值?——主、從動齒輪齒數(shù)12,z——從動齒輪的節(jié)圓直徑，mmd——螺旋錐齒輪取 。E0E?所以 [6]01316.825972????047.需要 CAD 圖紙，咨詢 Q：414951605 或 130413976317預(yù)選 后尚需用刀號來加以校正。首先要求出近似刀號：1??[3] （2.12）12sin0?????（ ）近 似 刀 號式中 ——主、從動輪的齒根角，以“分”表示。12,表 2.3 螺旋錐齒輪的齒高參數(shù) [1]經(jīng)查表得： 1.640H?21.8?0.27aK?把數(shù)據(jù)帶入表 2-5 相關(guān)公式可求得： 451ghm5.027hm?13.? 4?27?2.8015.m?075m??069A17.2???268??那么可求得 12.8?近 似 刀 號對于螺旋錐齒輪，所得螺旋角名義值還需按照選用的標準刀號進行反算，最終得到的螺旋角名義值 與預(yù)選值 之差不超過 5°。1?1?18按近似刀號選取與其最接近的標準刀號（計有：0.5、1.5、2.5、3.5、4.5、....20.5）然后按選定的標準刀號反算螺旋角 ：?[1] （2.13）120arcsin()?????標 準 刀 號根據(jù)近似刀號可選取 12.5?標 準 刀 號把數(shù)據(jù)代入式（2.13）得：046.??由于 ，即最終可取 為主動齒輪的螺旋角15???046.??2.3.8 齒輪法向壓力角的選擇格里森制規(guī)定轎車主減速器螺旋錐齒輪選用 14°30′，或 16°的法向壓力角；載貨汽車和重型汽車則應(yīng)分別選用 20°、22°30′ 的法向壓力角。銑刀盤名義直徑 2 dr的選擇刀盤名義直徑可按從動齒輪分度圓直徑 2d直接按表 3 選?。罕?2.4 螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪名義刀盤半徑的選擇 [4]由于 2d為 107.20mm，故查表 3，選擇 dr=57.150mm需要 CAD 圖紙，咨詢 Q：414951605 或 1304139763192. 4 螺旋錐齒輪幾何尺寸計算表 2.5 格里森制螺旋錐齒輪幾何尺寸計算用表 [2]（mm）序號計算公式 計算范例 注 釋1 1z11小齒輪齒數(shù) 1z應(yīng)不少于 6，用半展成法加工時，按下表選定： 2z/ 12 2.5 3 4 5 6-8min17 15 13 8 7 62 2z39齒數(shù) 2z由 1及主減速比 0i確定，但 1z和 2之間應(yīng)避免公約數(shù)；對轎車： 1z+ 2應(yīng)在 50～60 范圍內(nèi)，而載貨汽車一般要求≥40。3 m2.75 端面模數(shù) sm可由 2/zds?進行計算，4 2b16.6 從動齒輪面寬 2b=0.155 ，同時 b≤10m。5 ?20°法向壓力角 ，轎車 14°30′或 16°，貨車 20°，重?型汽車 22°30′。6 mHhg1?4.51 齒工作高 gh，其中 1H見表 5、表 6。7 25.027 齒全高 h8 ?90° 軸交角 ?9 1mzd?30.25 小齒輪分度圓直徑10 21arctn?15.75° 小齒輪節(jié)錐角11 1290???74.25° 大齒輪節(jié)錐角12 10sindA55.69 節(jié)錐距序 計算公式 計算范例 注 釋20號13 mt146.3?8.48 周節(jié)14 Kha'20.74 大齒輪齒頂高 '2h15 ?g'1'23.77 小齒輪齒頂高 '116 '1?? 1.257 小齒輪齒根高17 '22h? 4.827 大齒輪齒根高18 gc?0.517 徑向間隙19 011artnA???1.32° 小齒輪齒根角20 022rcth?4.48° 大齒輪齒根角21 210????17.07° 小齒輪面錐角22 279.13° 大齒輪面錐角23 11???R14.43° 小齒輪根錐角24 22?69.77° 大齒輪根錐角25 110cos?hd??37.51 小齒輪外緣直徑26 22?107.60 大齒輪外緣直徑27 101sin?hx???14.11 小齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離28 2102id?52.89 大齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離29 mSsk?22.13大齒輪理論弧齒厚 2s,其中 kS查表 2-6需要 CAD 圖紙，咨詢 Q：414951605 或 130413976321序號計算公式 計算范例 注 釋30 21st??6.35 小齒輪理論弧齒厚 2s31 B 0.76 齒側(cè)間隙 B，32 ?46.06° 螺旋角33 螺旋方向主動齒輪右旋，從動齒輪左旋。34 旋轉(zhuǎn)方向主動齒輪順時針，從動齒輪逆時針。表 2.6 螺旋錐齒輪的大齒輪理論弧齒后 [6] kS表 2.7 “格里森”制圓錐齒輪推薦齒側(cè)間隙 [3]B222.5 主減速器螺旋錐齒輪強度計算輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。2.5.1 計算圓周力按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算圓周力有：[4] （2.14） max3102egTipdF???式中： —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， ；axe Nm?—變速器傳動比，通常取 I 檔及直接檔進行計算；gi—主動齒輪分度圓直徑（mm） ，對螺旋齒輪有 。1d 1d?mz則 34.902.87256PNm????按最大附著力矩計算圓周力有：[2] （2.15）3210rGpdF????式中： —滿載下驅(qū)動橋上的靜載荷， N；2—輪胎與地面的附著系數(shù)，按表 10 查得；?需要 CAD 圖紙，咨詢 Q：414951605 或 130413976323—輪胎的滾動半徑，m；r?—主減速器從動齒輪分度圓半徑，mm。2d則 314063.85.019260.77pNm?????許用的單位齒長圓周力[ ]見表 2-8。p表 2.8 許用單位齒長上的圓周力 [1]max3120egTidb??參數(shù)類別Ⅰ檔 Ⅱ檔 Ⅲ檔3210rGpdb????輪胎與地面的附著系數(shù) ?轎車 893 536 321 893 0.85載貨汽車1429 250 1429 0.85公交車 982 214 0.85牽引汽車536 250 0.65注：在現(xiàn)代汽車設(shè)計中，由于材料及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，計算所得的 值允許高出表中數(shù)據(jù)P20%～25%。2.5.2 輪齒彎曲強度：錐齒輪的計算彎曲應(yīng)力 （N/mm 2）為：w?[1] （2-16 ）0321jsmwvTkFzJ??式中： —錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力 ( )；?Mpa—所計算齒輪的計算轉(zhuǎn)矩( )；從動齒輪按 =min（ ）和 計jTN? cTcse,cfT算，主動齒輪按 和 計算（一般由于從動齒輪受力較主動齒輪大，常zTf只校核從動齒輪）；—過載系數(shù)，一般取 1；0k—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s24素有關(guān)，當 ≥1.6mm 時， 。 m0.25(/4)skm?—齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu)： =1.0～1.1 ，懸臂式結(jié)構(gòu)：mk=1.10～1.25；—質(zhì)量系數(shù)，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時， =1.0；vk vk—所計算的齒輪齒面寬(mm)；F—所計算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，取法見圖 10-圖 13。J3221048.9510.76.4w?????Nm?32210.710.5694w?????.8?上述按 或 計算的最大彎曲應(yīng)力 [ ]不超過 700MPa；按 或 計算的疲勞彎cTz ?cfTzf曲應(yīng)力[ ]不應(yīng)超過 210MPa（破壞的循環(huán)次數(shù)— 次）。f? 610?圖 2.2 彎曲計算用綜合系數(shù) （壓力角為 20°，軸交角為 90°的螺旋錐齒輪）J需要 CAD 圖紙，咨詢 Q：414951605 或 130413976325圖 2.3 彎曲計算用綜合系數(shù) （壓力角為 22°30′、軸交角為 90°的螺旋錐齒輪）J2.5.3 輪齒接觸強度：錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為:[1] (2.17)1max032psfjvCTkdFJ???式中： —錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力 ( )；j?Mp—主動齒輪計算轉(zhuǎn)矩（N/m）； zT—主動錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；1d—取 和 的較小值(mm)，通常取從動齒輪的 ；b2 2bsk—尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取 1.0；—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f26銅、磷化處理等)，對于制造精確的齒輪， 取 1.0；fk—綜合彈性系數(shù)，針對鋼齒輪取 232.6N ／mm ；pC12—齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取法見； J、 、 見式(2-17) 的說明。0kmv主、從動齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的，按 計算的最大接觸應(yīng)力[ ]不應(yīng)超過zT?2800MPa，按 計算的疲勞接觸應(yīng)力[ ]不應(yīng)超過 1750MPa（破壞的循環(huán)次數(shù)—zfTf?次）。610?則323.154.0.71062j????8.Mpa圖 2.4 接觸強度計算用綜合系數(shù) （平均壓力角為 19°的雙曲面齒輪）J需要 CAD 圖紙，咨詢 Q：414951605 或 130413976327圖 2.5 接觸強度計算用綜合系數(shù) （平均壓力角為 22°30′的雙曲面齒輪）J圖 2.6 接觸強度計算用綜合系數(shù) （壓力角為 20°、軸交角為 90 的螺旋齒輪）J2.6 錐齒輪的材料及熱處理：汽車主減速器錐齒輪的工作條件非常惡劣，與傳動系其它齒輪相比較，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒28面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。它是傳動系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料及熱處理應(yīng)滿足如下要求：1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性；2）輪齒芯部應(yīng)有適當?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷；3）鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制；4）選擇合金材料時，盡量少用我國礦藏量少的元素的合金鋼（如鎳、鉻等），而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼；汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB 、20Mn2TiB 、20CrMnMo 、22CrNiMo 和 l 6SiMn2WMoV 等，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達到 58～64HRC，而心部硬度較低，當端面模數(shù) ＞8 時為 29～45HRC，當端面模數(shù) ≤8 時為 32～45HRC。對滲碳層有如下規(guī)mm定：當端面模數(shù) ≤5 時，厚度為 0.9～1.3mm=5~8 時，厚度為 1.0～1.4mm＞8 時，厚度為 1.2～1.6mmm為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處