504650657畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）汽車驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

1、 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 1 頁 目 錄 1 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.7 1.5 汽車的主要參數(shù).8 2 主主減速器設(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)

2、.11 2.2 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案.12 2.2.1 主動(dòng)錐齒輪的支承.12 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 2 頁 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)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 z2.14 2.3.3 從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑 d2 和端面模數(shù) m .15 s 2.3.4 主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬 b1 和 b2.15 2.3.5 中點(diǎn)螺旋角 .16 2.3.6 螺旋方向.16 2.3.7 法向壓力角.17 2.4 主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算.17 2.4.

3、1 計(jì)算載荷的確定 .17 2.4.2 主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算.18 2.5 主減速器錐齒輪和軸承的載荷計(jì)算.21 2.5.1 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 .25 2.6錐齒輪材料.28 3 差速器設(shè)計(jì) .30 3.1 普通錐齒輪差速器齒輪設(shè) 計(jì).30 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 3 頁 3.1 差速器齒輪主要參數(shù)選擇 .30 3.2 差速器直齒錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算.32 4 車輪傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) .35 4.1 半軸計(jì) 算.35 4.1.1 全浮式半軸 .35 4.2 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) .36 5 驅(qū)動(dòng)橋殼設(shè)計(jì).37 6 發(fā)電機(jī)的選擇.40 6.1 發(fā)動(dòng)

4、機(jī)最大功率和相應(yīng)轉(zhuǎn)速 .40 6.2 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩及相應(yīng)轉(zhuǎn)速 .40 maxe t 結(jié) 論.42 參考文獻(xiàn).43 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 4 頁 目 錄 1 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.7 1.5 汽車的主要參數(shù).8 2 主主減速器設(shè)計(jì).9 2.1 主減速器結(jié)構(gòu)分析.9 鞍

5、山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 5 頁 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).11 2.2 主減速器主、從動(dòng)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)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 z2.14 2.3.3 從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑 d2 和端面模數(shù) m .15 s 2.3.4 主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬 b1 和 b2.15 2.3.5 中點(diǎn)螺旋角

6、 .16 2.3.6 螺旋方向.16 2.3.7 法向壓力角.17 2.4 主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算.17 2.4.1 計(jì)算載荷的確定 .17 2.4.2 主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算.18 2.5 主減速器錐齒輪和軸承的載荷計(jì)算.21 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 6 頁 2.5.1 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 .25 2.6錐齒輪材料.28 3 差速器設(shè)計(jì) .30 3.1 普通錐齒輪差速器齒輪設(shè) 計(jì).30 3.1 差速器齒輪主要參數(shù)選擇 .30 3.2 差速器直齒錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算.32 4 車輪傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) .35 4.1 半軸計(jì) 算.35 4.1.1

7、 全浮式半軸 .35 4.2 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) .36 5 驅(qū)動(dòng)橋殼設(shè)計(jì).37 6 發(fā)電機(jī)的選擇.40 6.1 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率和相應(yīng)轉(zhuǎn)速 .40 6.2 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩及相應(yīng)轉(zhuǎn)速 .40 maxe t 結(jié) 論.42 參考文獻(xiàn).43 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 7 頁 1 緒論緒論 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架或車身之間的垂 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)車輪的懸架形式密切相關(guān)。當(dāng)車輪采用非獨(dú)立懸架時(shí)，驅(qū)動(dòng) 橋應(yīng)

8、為非斷開式（或稱為整體式） ，即驅(qū)動(dòng)橋殼是一跟連接左右驅(qū)動(dòng)車輪的剛性空心梁 （圖 1.1） ，而主減速器、差速器及車輪傳動(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)為斷開式，這種驅(qū)動(dòng)橋無剛性的整體 外殼，主減速器及其殼體裝在車架或車身上，兩側(cè)驅(qū)動(dòng)車輪則與車架或車身作彈性聯(lián) 系，并可彼此獨(dú)立地分別相對與車架或車身作上下擺動(dòng)，車輪傳動(dòng)裝置采用萬向節(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)的萬向移動(dòng)的萬向傳動(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

9、輪齒圈；7-主 減速器主動(dòng)小齒輪 圖 1.1 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)矩增大， 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 8 頁 再經(jīng)差速器分配給左右兩半軸 5，最后傳至驅(qū)動(dòng)車輪。 具有橋殼的非斷開式驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)簡單、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、客車及多數(shù)的越野汽車和部分小轎車上。但整 個(gè)驅(qū)動(dòng)橋均屬于簧下質(zhì)量，對汽車平順性和降低動(dòng)載荷不利。斷開式驅(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，提高了汽車的平均車速；減小了汽車在行使時(shí)作用于車

10、輪和車橋上的動(dòng)載荷，提 高了零部件的使用壽命；由于驅(qū)動(dòng)車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應(yīng)性較好， 大大增加了車輪的抗側(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 汽車的不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。這種驅(qū)動(dòng)橋在轎車和高通過性的越野 汽車上應(yīng)用相當(dāng)，比較可知，本設(shè)計(jì)采用非斷開式驅(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架或車身上，這種驅(qū) 動(dòng)橋稱為斷開式驅(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，差速器與車輪之間的 半軸也要分段，各段之間用萬向節(jié)連接。 1-主減速器；2-半軸

11、；3-彈性元件；4-減振器；5-車輪；6-擺臂；7-擺臂軸 圖 1.2 斷開式驅(qū)動(dòng)橋的構(gòu)造 1.1 主減速器分析 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速器形式不同而不同。主減速器的齒 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 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 9 頁 單級(jí)主減速器(圖 1.3)可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有 結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單等優(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

12、，從而減小離地間隙，且使從動(dòng)齒輪熱處理 0 i 0 i 困難。單級(jí)主減速器廣泛應(yīng)用于轎車和輕、中型貨車的驅(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 1.3 單級(jí)主減速器 1.1.2 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，一般為 0 i 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、越野車和大 客車上。 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

13、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。 1.1.3 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選定的。大的主減速比用于汽車滿載行駛或在 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 減速比則用于汽車空載、半載行駛或在良好路面上行駛，以改善汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性和 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 10 頁 提高平均車速。 1.1.4 貫通式主減速

14、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)簡單，體積小，質(zhì)量小，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等優(yōu)點(diǎn)，主要用于輕型多橋驅(qū)動(dòng)的汽車上。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)。 對于中、重型多橋驅(qū)動(dòng)的汽車，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 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速 器，具有結(jié)構(gòu)簡單、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

15、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 由于普通錐齒輪式差速器結(jié)構(gòu)簡單、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，這樣的分配比例對于在良好路面上行駛的汽車來說是合適的。但當(dāng)汽車 越野行駛或在泥濘、冰雪路面上行駛，一側(cè)驅(qū)動(dòng)車輪與地面的附著系數(shù)很小時(shí)，盡管 另一側(cè)

16、車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，無法發(fā)揮潛在牽引力，以致汽車停駛。 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 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 3 相連。 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 11 頁 圖 1.5 摩擦片式差速器 當(dāng)傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，差速器殼通過斜面對行星齒輪軸產(chǎn)生沿行星

17、齒輪軸線方向的軸向力， 該軸向力推動(dòng)行星齒輪使壓盤將摩擦片壓緊。當(dāng)左、右半軸轉(zhuǎn)速不等時(shí)，主、從動(dòng)摩 擦片間產(chǎn)生相對滑轉(zhuǎn)，從而產(chǎn)生摩擦力矩。這種差速器結(jié)構(gòu)簡單，工作平穩(wěn)，可明顯 提高汽車通過性。 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，可使汽車的牽引力提高，從而提高了 汽車通過性。當(dāng)然，如果左、右車輪都處于低附著系數(shù)的路面，雖鎖住差速器，但牽 引力仍超過車輪與地面間的附著力，汽車也無法行駛。 強(qiáng)制鎖止式差速器可充分利用原差

18、速器結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡單，操作方便。目前， 許多使用范圍比較廣的重型貨車上都裝用差速鎖。 1.3 結(jié)構(gòu)形式分析 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 12 頁 半軸根據(jù)其車輪端的支承方式不同，可分為牛浮式、浮式和全浮式三種形 3 4 式。 圖1.6半浮式半軸 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車輪的反力所 引起的全部力和力矩。半浮式半軸結(jié)構(gòu)簡單，所受載荷較大，只用于轎車和輕型貨 車及輕型客車上。 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)橋殼半軸 3 4 套管的端部，直

19、接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘聯(lián)接。該 形式半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用在轎車和輕型貨車 上。 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。理論上來說，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、重型貨車上。 1.4 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

20、形式。 1.4.1 可分式橋殼 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 13 頁 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，曾用于輕型汽車上，現(xiàn)已較少使用。 1.4.2 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

21、(圖 1.7b)和擴(kuò) 張成形式三種。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)用于轎車和中、小型貨車及部分重型貨車上。 1.4.3 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，而后用無縫鋼管分別壓入殼體 兩端，兩者間用塞焊或銷釘固定。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、輕型 貨車中。 1.5 汽車的主要參數(shù) 變速箱： 機(jī)械，5 檔同步，直接操縱，1 個(gè)倒檔。 性能（標(biāo)

22、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 車輪/輪胎（標(biāo)準(zhǔn)） 車輪 5jk*16h 輪胎 6.50r16c 無內(nèi)胎子午線輪胎 a)鑄造式 b)鋼板沖壓焊接式 圖 1.7 整體式橋殼 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 14 頁 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 輪距 1.4m 2 主減速器設(shè)計(jì) 2.1 主減速

23、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)(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 簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，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。 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 15 頁 a)螺旋錐齒輪傳動(dòng) b)雙曲面齒輪傳動(dòng) c)圓柱齒輪傳動(dòng) d)蝸桿傳動(dòng) 圖 2.1 主

24、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)（2.1b）的主、從動(dòng)齒輪的軸線相互 垂直而不相交，主動(dòng)齒輪軸線相對從動(dòng)齒輪軸線在空間偏 移一距離 e，此距離稱為偏移距。由于偏移距正的存在， 使主動(dòng)齒輪螺旋角大于從動(dòng)齒輪螺旋角 (2.2 圖)。 1 2 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 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)齒輪的螺旋 f1f21 2 角。 螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開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)處的螺旋角稱為

25、中點(diǎn)螺旋角。 通常不特殊說明，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)，雙曲面齒輪傳動(dòng)有更大的傳動(dòng)比。 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 16 頁 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

26、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 齒長方向的縱向滑動(dòng)?？v向滑動(dòng)可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn) 性。 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，這 1 2 樣同時(shí)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

27、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)所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃 壽命較長。 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向傳動(dòng)軸的高度，有利 于降低轎車車身高度，并可減小車身地板中部凸起通道的高度。 但是，雙曲面齒輪傳動(dòng)也存在如下缺點(diǎn)： 1)沿齒長的縱向滑動(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

28、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滑油，螺 旋錐齒輪傳動(dòng)用普通潤滑油即可。 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 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 17 頁 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)齒輪相對螺旋錐齒輪主動(dòng)齒輪顯得過大

29、，占據(jù) 了過多空間，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)(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)的 轎車驅(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(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)速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲。 3)便于汽車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。 5)結(jié)構(gòu)簡單，拆裝方便，調(diào)整容易。 但是由于蝸輪

30、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)汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動(dòng)機(jī)的 大客車上。 2.2 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 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 2.3 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

31、齒輪大端一側(cè)采用較長的軸頸，其上安裝兩個(gè)圓錐滾子軸承。為了 減小懸臂長度 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 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 18 頁 大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?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 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。 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

32、承剛度除了與軸承形式、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)。 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)齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動(dòng)軸夾角，有利于整車布置。 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

33、制，有時(shí)甚至布置不下或使齒輪拆裝困難?？缰檬街С?中的導(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(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

34、配在兩軸承上，應(yīng)盡量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d。 圖 2.4 從動(dòng)錐齒輪輔助支承 圖 2.5 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，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 2.3.1 主減速比i0 的確定 對具有較大功率儲(chǔ)備的轎車，尤其是賽車，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 pemax 及其轉(zhuǎn) 鞍山科技大學(xué)本科

35、生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 19 頁 速 np時(shí)，所選擇的 i0應(yīng)能保證汽車有盡可能的最高速 vamax，這時(shí) i0由下式確定： （2.4） gh pr iva nr i max 377 . 0 0 式中，i0 汽車主減速器的主減速比 rr 車輪的滾動(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)要求汽車達(dá)到的最高速度（km/h） igh 汽車變速器最高擋傳動(dòng)比 代入數(shù)據(jù)計(jì)算得： 44 . 4 0 . 1110 38003409 . 0 377 . 0 0 i 選擇減速器的形式： 由一對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)的汽車上則由一 對斜齒圓柱齒輪組成；

36、對貫通式驅(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、小型汽車及帶有輪邊減速 6 . 7 0 i 器的重型汽車，雙曲面齒輪單級(jí)主減速器用于貫通橋時(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、雙曲面齒輪副的偏移距mn 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) z1 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

37、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，對于貨車，z1 一般不少于 6。 4)當(dāng)主傳動(dòng)比較大時(shí)，盡量使 z1 取得小些，以便得到滿意的離地間隙。 0 i 5)對于不同的主傳動(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 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 20 頁 2.3.3 從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù) m 2 d s 對于單級(jí)主減速器，d2 對驅(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

38、可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選 =120.13147.85 （2.5） 3 2 2 tkdc d 式中，d2 為從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑（mm） ；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 b1 和 b2 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

39、齒 溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。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)引起輪齒小端過早損壞和 疲勞損傷。另外，齒面過寬也會(huì)引起裝配空間的減小。但是齒面過窄，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 b2=0.3a2，而且 b2 應(yīng)滿足 b22,1 與 2 之差稱為偏移角。 選擇 時(shí)，應(yīng)考慮它對齒面重合度 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

40、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 過大，齒輪上所受的 軸向力也會(huì)過大。 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 21 頁 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 2.6 雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向 汽車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 00 3540 車選用較大的 值以保證較大的，使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；貨車選用較小聲值以防止 f 軸向力過大，通常取 35。 2.3.6 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

41、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)齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從 動(dòng)齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。 2.3.7 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)。但對于 小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。 因此，對于輕負(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 于弧齒錐齒輪，轎車: 一般選用或 16；貨車: 為 20；重型貨車: 為 0 14 30 。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側(cè)壓力角是相同的，但小齒輪輪齒兩側(cè)的壓 0 22 30 力角是不等的，選取平均壓

42、力角時(shí)，轎車為 19或 20，貨車為 20或。這里 0 22 30 取03220 2.4 主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算 2.4.1 計(jì)算載荷的確定 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 22 頁 汽車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： =1； d k d

43、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)； maxe t -為變速器一檔傳動(dòng)比； 1 i -為發(fā)動(dòng)機(jī)到萬向傳動(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 22 119070.85 0.3409 2347.09 1.5 0.98 r cs m m g mr t i （2.8 ） 式中， tcs- -為 計(jì)算 轉(zhuǎn)矩 （n.m ） ； g2-為滿載狀況下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷 11907（n） ； -為汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車：m2=1.21.4，貨 2 m 車：d=1.11.2； 2 m -為輪胎與路面間的附著系數(shù) 0.85； 為車輪滾動(dòng)半徑

44、 0.3409（m） ； r r 為主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比 1.5； m i m為主減速器主動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)效率 0.98。 2.4.2 主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 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) 汽車類別 一擋 二擋 直接擋 轎車 893 536 321 893 貨車 1429 - 250 1429 大客車 982 - 214 - 085 牽引車 536 - 250 - 065 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 23 頁 在選好主減速器錐齒輪主要參數(shù)后， 表表 2.1 單位齒

45、長圓周力許用值單位齒長圓周力許用值 p 單位齒長上的圓周力 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 按最大附著力矩計(jì)算時(shí)p 為： （2.12） f d rg p r 2 10 1 3 2 式中，g2 汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給地面的最大負(fù)荷，n； 輪胎對路面的附著系數(shù)，安裝一般輪胎的公路用汽車取 =0.85； rr 車輪的滾動(dòng)半徑，m； 代入數(shù)據(jù)計(jì)算

46、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，載貨汽車許用單位齒長上的圓周力 =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 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 24 頁 滿足要求 ww 18.330 22. 0127301 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)，對于從動(dòng)齒輪，t=m

47、intce,tcs和 tcf，對于主動(dòng)齒輪，t 還要按式換算； ko為過載系數(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)； jw-為所計(jì)算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù) 0.22。 上述按

48、mintce,tcs計(jì)算的最大彎曲應(yīng)力不超過=700mpa；按 tcf 計(jì)算的疲勞 w 彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過 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)錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；

49、 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)，對于制造精確的齒輪取 1； 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 25 頁 cp為綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪 cp 取 2326n1/2mm； 為齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù) 0.22， ko=0.1、km=1.101.00、kv=1。 j j 上述按 mintce,tcs計(jì)算的最大接觸應(yīng)力不應(yīng)超過 2800mpa，按 tcf 計(jì)算的疲勞 接觸應(yīng)力不應(yīng)超過 1750mpa。主、從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的

50、. 2.5 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 錐齒輪在工作過程中，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2.15主動(dòng)錐齒輪齒面受力分析 圖2.16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）cos8836.93 0.364 0.973144.4 rt fftgn （2.18）tan3216.4tan20sin16.15677 at

51、 ffn （2）繪制齒輪軸的受力簡圖，如圖所示，由圖得，求支座 1 21.55lmm 2 78.5lmm 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 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 26 頁 fa fr ft fnh1fnv1 fnv2 fnv2 ft fnh1 fnh2 mh mh fr fnv1 fnv2 fa ma mv mv m m t t ma 圖 2.17 軸的載荷分布圖（m，t 的單位為 nm） 由，得：0 y （2

52、.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 3144.42251.5893 nvrnv fffn 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 27 頁 （3）作彎矩圖： 水平面彎矩圖： h m （2.24） 11 88

53、36.93 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： （2.26） 2222 190435( 70094.29)202925.35 hv mmmn mm （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)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)算應(yīng)力 = 0.6 為： 2 223 2 3 202925.350.6 2347 10 468

54、.45 0.1 31.2 ca mat mpa w （2.27） 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 對稱循環(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 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： 在-截面 鞍山科技大學(xué)本科生畢

55、業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 28 頁 抗彎截面系數(shù)為： （2.28） 333 0.10.1 251562.5wdmm 抗扭截面系數(shù)為： （2.29） 333 0.20.2 253125 t wdmm 彎矩 m 及彎曲應(yīng)力為： （2.30）202925.35mn mm （2.31） 202925.35 129.87 1562.5 b m mpa w 扭矩 t 及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為： 3 2347 10tn mm （2.32） 3 2347 10 211.04 3125 t t t mpa w 軸的材料為，由機(jī)械設(shè)計(jì)書中表 15-1 查得，20 rni c m t1100 b mpa ，hbs = 5662。

56、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 （2.33）1(1)1 0.82 (1.69 1)1.57kq （2.34）1(1)1 0.79 (1.38 1)1.30kq 由機(jī)械設(shè)計(jì)書中附圖 3-2 得尺寸系數(shù) ；0.85 由機(jī)械設(shè)計(jì)書中附圖 3-3 得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) ；0.91 軸按磨削加

57、工，由機(jī)械設(shè)計(jì)書中附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.90 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 29 頁 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 （2.35） 11.571 111.76 0.850.90 k k （2.36） 11.301 111.34 0.910.90 k k 又由機(jī)械設(shè)計(jì)書中3-1 及3-2 得特性系數(shù) ，取0.10.2 0.1 ，取0.050.1 0.05 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得 ca s （2.37） 1 525 2.29 1.76 129.870.1 0 am s k （2.38）

58、1 390 2.67 211.04211.04 1.340.05 22 am s k （2.39） 2222 2.29 2.67 1.741.5 2.292.67 ca s s ss ss 故可知其安全。 2.5.2 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

59、.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： 鞍山科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 30 頁 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 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.

60、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） 11 677.22 ad ffn 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