汽車主減速器設(shè)計精編版.doc

1、主減速器設(shè)計3.2 主減速器設(shè)計3.2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)型式主減速器的結(jié)構(gòu)型式， 主要是根據(jù)其齒輪類型、 主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。（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。（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

2、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?，F(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(dāng)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。（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。

3、 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。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(xì)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)。（4）主減速器的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整支承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

4、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(jìn)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。(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1泛用在主減速比 i07.6 的各種中、小型汽車上。單級主減速器都是采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

5、，因此僅用于主減速比較大 (7.65 的中、重型汽車的貫通橋。它又有錐齒輪 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

6、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。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。3.2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計計算主減速比 i0、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)在汽車總體設(shè)計時就確定。1 主減速比 i0 的確定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(dāng)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。 i0 的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動系的總傳動比 iT 一起由整車動力計算來確定。可利用在不同 i0 下的功率平衡田來研究 i0 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

7、佳匹配的方法來選擇 i0 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 Pemax 及其轉(zhuǎn)速 np，的情況下，所選擇的 i0 值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速 vamax 。這時 i0 值應(yīng)按下式來確定：式中 rr 車輪的滾動半徑， m；2igh 變速器量高檔傳動比。對于其他汽車來說， 為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降， i0 一般選擇比上式求得的大 10 25 ，即按下式選擇：式中 iFh 分動器或加力器的高檔傳動比iLB 一一輪邊減速器的傳動比。根據(jù)所選定的主減速比 i0 值，就可基本上確定主減

8、速器的減速型式（單級、雙級等以及是否需要輪邊減速器） ，并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應(yīng)。2主減速齒輪計算載荷的確定通常是將發(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 (Tje 、Tjh) 的較小者，作為載貨汽車和越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。即式中 Temax 發(fā)動機量大轉(zhuǎn)矩， N?m；iTL 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； 上述傳動部分的效率，取=0.9 ；K0 超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動的各類汽車取 K0=1 ；n 該車的驅(qū)動橋數(shù)目

9、；G2 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷， N；對后橋來說還應(yīng)考慮到汽車加速時的負(fù)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 =0.85 ；對越野汽車取 =1.0；對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取 =1.25 ；rr 一車輪的滾動半徑， m；， 一一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減速比(例如輪邊減速器等 )。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 Tjm (N?

10、m)為式中 Ga 汽車滿載總重， N；GT 所牽引的掛車滿載總重，N，但僅用于牽引車；fR 道路滾動阻力系數(shù)，計算時轎車取 fR0.0100.015 ；載貨汽車取 0.0 150.020 ；越野汽車取 0.0200.035 ；fH 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。通常，轎車取 0.08 ；載貨汽車和城市公共汽車取 0.050.09 ；長途公共汽車取 0.060.10 ，越野汽車取 0.090.30 。汽車或汽車列車的性能系數(shù)：fP 汽車或汽車列車的性能系數(shù)：式中 fP 計算為負(fù)時，取 0 值。3當(dāng)計算主減速器主動齒輪時，應(yīng)將式（ 9-10 ） （ 9-12 ）各式分別除以該齒輪的減速比及傳動

11、效率。3主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇（ 1）齒數(shù)的選擇對于單級主減速器，當(dāng) i0 較大時，則應(yīng)盡量使主動齒輪的齒數(shù)取值小些，以得到滿意的驅(qū)動橋離地間隙。當(dāng) i0 6時， z1 的最小值可取為 5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度， z1 最好大于 5。當(dāng) i0 較小 (如 i0=3.55) 時，引可取為 712 ，但這時常常會因主、 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) z1，z2 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。對于普通的雙級主減速器來說，由于第一級的減速比i01 比

12、第二級的 i02 小些 (通常 i02 i01=1.42.0) ，這時第一級主動錐齒輪的齒數(shù)可選得較大，約在 915 范圍內(nèi)。第二級圓柱齒輪傳動的齒數(shù)和可選在 5878 的范圍內(nèi)。對于雙曲面齒輪單級貫通式主減速器來說，通常主動齒輪的最小齒數(shù)為8。（ 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：式中 d2 從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm ；Kd2 直徑系數(shù)，取 K=1316 ；Tj 計算轉(zhuǎn)矩， N?m。（ 3）齒輪端面模數(shù)的選擇d2 選定后，可按式m=d2/z2 算出從動錐齒輪大端端面模數(shù)，并用下式校核：式中 Tj 計算轉(zhuǎn)矩， N?m；Km 模數(shù)系數(shù)，取 Km=0.30.4

13、 。（ 4）齒面寬的選擇汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬F(mm) 推薦為：F=0.155d2式中 d2 從動齒輪節(jié)圓直徑， mm 。（ 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E 值，不應(yīng)超過從動齒輪節(jié)錐距A0的 40%( 接近于從動齒輪節(jié)圓直徑d 2 的 20%) ；而載貨汽車、越野汽車和公共汽車等重負(fù)荷傳動， E 則不應(yīng)超過從動齒輪節(jié)錐距A0 的 20% （或取 E 值為 d：的 10%12% ，且一般不超過 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 E 可達(dá)從動齒輪節(jié)圓直徑 d2 的 20 30。但當(dāng) E 大干 d2

14、的 20 時，應(yīng)檢查是否存在根切。（ 6）雙曲面齒輪的偏移方向它是這樣規(guī)定的，由從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側(cè)， 這時如果主動齒輪在從動齒輪中心線上方時， 則為上偏移， 在下方時則為下偏移。 雙曲面齒輪的偏移方向與其輪齒的螺旋方向間有一定的關(guān)系： 下偏移時主動齒輪的螺旋方向為左旋， 從動齒輪為右旋；上偏移時主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋。（ 7）螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向分為 “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4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

15、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。（ 8）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

16、動主、從動齒輪的中點螺旋角或名義螺旋角是相等的。（ 9）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 1430，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、2230的法向壓力角。對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側(cè)的法向壓力角不等， 因此應(yīng)按平均壓力角考慮， 載貨汽車選用 2230的平均壓力角，轎車選用 19的平均壓力角。當(dāng) zl 8時，其平均壓力角均選用 2115。3.2.3 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的強度計算1）單位齒長上的圓周力式中 p 單位齒長上的圓角力， Nmm ；P 作用在齒輪上的圓周力， N，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 Teamx 和最大附著力矩

17、兩種載荷工況進(jìn)行計算；F一從動齒輪的齒面寬，mm 。按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時：式中 Temax 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， N?m；ig 變速器傳動比，常取 1 檔及直接檔進(jìn)行計算； d1 主動齒輪節(jié)圓直徑， mm 。對于多橋驅(qū)動汽車應(yīng)考慮驅(qū)動橋數(shù)及分動器傳動比。按最大附著力矩計算時：式中 G2 一 驅(qū)動橋?qū)λ降孛娴呢?fù)荷，N； 輪胎與地面的附著系數(shù)；rr 輪胎的滾動半徑， m；d2 主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑，mm 。許用單位齒長上的圓周力如下表。許用單位齒長上的圓周力按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算按最大附著力矩計算附著系數(shù)1檔2檔直接檔轎車8935363218930.855貨車 1429250 14290.85公

18、共汽車9822140.85牽引汽車5362500.652）輪齒的彎曲強度計算汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪輪齒的計算彎曲應(yīng)力(N mm2) 為式中 Tj 齒輪的計算轉(zhuǎn)矩， N?m，對于主動齒輪還需將上述計算轉(zhuǎn)矩?fù)Q算到主動齒輪上；K0 一超載系數(shù)；Ks 尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關(guān)。當(dāng)端面模數(shù) m1.6mm 時， Ks= ；Km 載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個齒輪均用騎馬式支承型式時， Km 1.001.10 ；當(dāng)一個齒輪用騎馬式支承時， Km 1.101.25 。支承剛度大時取小值；Kv 質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取 Kv

19、1；F 一 計算齒輪的齒面寬， mm ；Z 計算齒輪的齒數(shù)；m 端面模數(shù)， mm ；J一計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，見圖9 61圖 964 。汽車主減速器齒輪的損壞形式主要是疲勞損壞， 而疲勞壽命主要與日常行駛轉(zhuǎn)矩即平均計算轉(zhuǎn)矩有關(guān)， Tj 或升 Tjh 只能用來檢驗最大應(yīng)力， 不能作為疲勞壽命的計算依據(jù)。3)輪齒的接觸強度計算(MPa) 為圓錐齒輪與雙曲面齒輪齒面的計算接觸應(yīng)力式中 T1 、T1max 分別為主動齒輪的工作轉(zhuǎn)矩和最大轉(zhuǎn)矩， N?m； Cp 材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取 232.6N1/2 mm ；d1 主動齒輪節(jié)圓直徑， mm ；Kf 表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取K

20、f=1 ；F 齒面寬， mm ，取齒輪副中的較小值 (一般為從動齒輪齒面寬 )； J 一一計算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)，可由圖 965 一圖 9 68 查取。主、從動齒輪的接觸應(yīng)力是相同的。 當(dāng)按日常行駛轉(zhuǎn)矩計算時， 許用接觸應(yīng)力為 1750MPa ；當(dāng)按計算轉(zhuǎn)矩計算時，許用接觸應(yīng)力為 2800MPa 。計算時應(yīng)將上述計算轉(zhuǎn)矩?fù)Q算到主動齒輪上。3.2.4 主減速器齒輪的材料及熱處理汽車驅(qū)動橋主減速器的工作相當(dāng)繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、作用時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒板彎曲折斷、齒面疲勞點蝕 (剝落 )、磨損和擦傷等。據(jù)此對驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求：

21、（ 1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應(yīng)有高的硬度；6（ 2）輪齒芯部應(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）鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律性易控制，以提高產(chǎn)品質(zhì)量、減少制造成本并降低廢品率；（ 4）選擇齒輪材料的合金元素時要適應(yīng)我國的情況。例如，為了節(jié)約鎳、鉻等我國發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金結(jié)構(gòu)鋼系統(tǒng)。汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。 常用的鋼號有 20CrMnTi ， 22CrMnMo ，20CrNiMo ， 20MnVB 和 20Mn2TiB 。用滲碳合金鋼制造齒輪， 經(jīng)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度可高達(dá) HRC58 64 ，而芯部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù) m8 時為 HRC2945 ，當(dāng) m58對于滲碳層深度有如下的規(guī)定：當(dāng)端面模數(shù)時，為 1.0