汽車主減速器差速器方案畢業(yè)方案論文

1、畢業(yè)設計說明書課題名稱汽車主減速器、差速器設計系別汽車與交通學院專業(yè)車輛工程班級車輛112班學號201100205048姓名溫文法指導教師 黃雄健2015年5月19円摘要本次設計是對h前市場上的輕型貨車的主減速器進行一次較為深入的探討，通過查 閱資料、實地實習以及結合自身大學四年所學的專業(yè)知識，對汽車主減速器進行設計與 計算，將最終完成的設計方案與目前市場上所生產的輕型貨車主減速器橫向對比、分析， 從中尋找目前市場上的主減速的優(yōu)點與不足。也借此積累自身對國內行業(yè)的主減速器的 設計經驗以及在設計彌補自己在專業(yè)知識上的不足。設計過程中研宄分析了汽車驅動橋、主減速器和差速器的選型方案，通過對比分析

2、得出的選型方案分別為：斷開式驅動橋一單級主減速器一齊通行星式錐齒輪差速器。根 據(jù)相關參考資料對主減速器和差速器進行設計計算以及對設計過程中得出結果進行驗 算校核，確定最終所有的設計參數(shù)均在設計要求范圍內。這次設計的圖紙均采用了目前 市場工業(yè)常用的設計軟件進行繪圖，還使用了 c語言程序設計對設計中部分參數(shù)計算進 行了優(yōu)化計算。這次設計選用的材料加工工藝性能好，抗壓強度高，可以滿足設計中的各項性能指 標，其他構件也都基本上采用w家規(guī)定的標準件，力求在零件的選用可以達到行業(yè)生產 的標準。關鍵詞：驅動橋主減速器 差速器abstractthis design is for light trucks cu

3、rrently on the market to conduct a more in-depth primary reducer discussion, through access to information, combined with their field of expertise and specialized knowledge learned university four years, for automobile design and calculation of main reducer, the final completion of the design and pr

4、oduction on the market for light truck owners reducer horizontal comparison, analysis and find the main advantage of the current market slowdown and insufficient. also took on the domestic industry, building their own final drive design experience and make up for their deficiencies in the design of

5、the expertise.the design process research and analysis of the driving axle, the main reduction gear and differential selection program, through comparative analysis of results of the selection program are as follows: disconnect drive axle, single-stage main gear, bevel planetary conunon gear differe

6、ntial. according to the relevant reference materials for primary reducer and differential design calculations as well as the outcome of the design process were checking checking to determine the final design parameters are all in the range of design requirements. the design drawings are used in the

7、current market industry commonly used design software for drawing, also use the c language programming part of the design parameters of the optimization calculation.well the design selection of materials processing performance, high compressive strength, to meet design performance indicators, other

8、components are also essentially the standard prescribed by the state, and strive to achieve universal and standardized parts.keywords: drive axle, the main reduction gear, differential目錄摘 要*i第1章緒論iii1.1畢業(yè)設計選題的目的和意義iii1.2驅動橋的設計要求與功用iii1.3汽車驅動橋多種結構型式的分析及最終的選擇41.4本次設計中選取車型設計中需要用到的參數(shù)5第二章汽車主減速器參數(shù)設計及計算72.

9、1主減速器在汽車中的主要功用72.1.1選取、比較各種主減速器的結構72.1.2比較分析確定主減速器傳動齒輪的支承方式82.1.3確定雙曲面從動錐齒輪的安裝方式92. 1.4主減速器上軸承的緊固方案分析102. 1.5錐齒輪嚙合的調整102.1.6雙曲面齒輪的輪齒潤滑112. 1.7齒輪的失效形式112.2確定錐齒輪主減速比122.3關于主減速器傳動齒輪載荷的計算122.3.1選取汽車發(fā)動機最高轉力矩與最小擋的傳動比來求從動錐齒輪的算術轉矩122.3.2根據(jù)汽車驅動輪打滑的轉矩來求從動錐齒輪運算轉矩132.3.3根據(jù)車輛正常使用的轉矩來求取從動錐齒輪運算轉矩142.3.4主動錐齒輪的運算轉矩1

10、52.4雙曲面錐齒輪的參數(shù)數(shù)值的選取與確定152.4. 1對主、從動雙曲面錐齒輪的齒數(shù)、進行初步預選162.4.2確定雙曲面從動錐齒輪的大端分度圓直徑與其端面的模數(shù)162.4. 3主從齒輪齒面寬 的計算172.4.4雙曲面齒輪副的偏移距e172. 4. 5螺旋角3的選擇182. 4. 6螺旋方向192. 4. 7法向壓力角192.5雙曲面錐齒輪各項具體的參數(shù)的計算192.6運算主減速器錐齒輪的強度242.6.1計算錐齒輪單位齒長轉向力242. 6. 2輪齒彎曲強度計算262. 6. 3齒輪接觸強度計算272.6.4強度計算后齒輪尺寸的調整282. 7選取錐齒輪材料28第3章差速器設計293.1

11、差速器功用的闡述293.2差速器齒輪的基本參數(shù)選擇313.2.1行星齒輪數(shù)目n的選擇313.2.2行星齒輪球面半徑的確定313.2.3初選行星齒輪、半軸齒輪的輪齒參數(shù)313.2.4計算參數(shù)節(jié)錐角的大小及其分度圓的直徑313.2.5壓力角323.2.6計算行星軸的直徑以及支撐尺寸l323. 3差速器強度計算323. 4錐齒輪的幾何參數(shù)33第4章軸設計及校核344.1軸的分類和功用344. 2選擇軸的制造材料354.2.1軸的初選與校驗計算354.2.2分析確定各軸段的直徑354.2.3確定軸上零件的軸向定位以及其長度354. 2. 5作其彎扭合成圖，并找出其危險截面36第6章鍵的設計和校核39畢

12、業(yè)設計總結39醐41第1章緒論1.1畢業(yè)設計選題的目的和意義由于社會文明的高度發(fā)展，汽車產品漸漸成為了人們出門辦事的主要必需用品，汽 車性能的好壞，就變的尤為重要，一輛性能優(yōu)越的汽車，能無形中給駕駛者帶來愉悅的 駕駛體驗，而主減速器又是汽車中不可或缺的重要組成部分，所以市場對主減速器各種 設計參數(shù)的要求越發(fā)嚴格。0前，雖然國內的減速器行業(yè)初具規(guī)模，已經能生產各種規(guī) 格和型號的減速器了，但技術依然跟國外有著相當大的差距。在信息技術時代的今天， 國內減速器行業(yè)的發(fā)展依然閑難重重，唯有創(chuàng)新，才能加快發(fā)展步伐，才能將國內的技 術水平提升到一定的高度。因此，對汽車各種主減速器的研發(fā)，對整個汽車工業(yè)的持續(xù)

13、 發(fā)展有著極大的意義。本次設計是對b前市場上的輕型貨車的主減速器進行一次較為深入的探討，通過查 閱資料、實地實以及結合自身大學四年所學的專業(yè)知識，對汽車主減速器進行設計與 計算，將最終完成的設計方案與s前市場上所生產的輕型貨車主減速器橫向對比、分析， 從中尋找b前市場上的主減速的優(yōu)點與不足。也借此積累自身對國內行業(yè)的主減速器的 設計經驗以及在設計彌補自己在專業(yè)知識上的不足。1.2驅動橋的設計要求與功用汽車傳動橋是安置在車輛傳動系統(tǒng)中的尾部的，其包括住減速器、差速器、半軸以 及驅動橋殼等四大主要部分1。其功用是： 把車輛動力傳遞系統(tǒng)裝置供給過來的發(fā)動機轉力矩由車輛的主減速器、差速器、 半軸等再供

14、給給汽車的傳動車輪，以達到降低發(fā)動機轉速、增大輸出的轉矩的目的； 用汽車上的主減速器圓錐錐齒輪副去調整變速器輸出的轉矩的傳動方向； 用汽車上特定的差速器來調整汽車左右兩邊車輪的差速問題，確保汽車轉彎時 內、外側車輪能以不同轉動速率進行轉向1。汽車動力傳動系統(tǒng)中的離不開能傳遞動力，改變傳動方向的驅動橋，車輛驅動橋的 參數(shù)設計必須按其所配套的汽車的相關參數(shù)要求來進行，一個優(yōu)秀的驅動橋設計可以給 汽車駕駛者帶來良好的駕駛體驗。其參數(shù)設計應該滿足以下7點基本標準要求2:1. 設計過程中所采用的主減速器速比要保證汽車在特定情況下要有最優(yōu)的機械動 力性以及燃油經濟性。2. 汽車驅動橋外部尺寸設計要不能過大

15、，以免導致汽車無法擁有的足夠離地間隙， 無法達到汽車通過性的設計要求。3. 驅動橋中的齒輪和其它需要傳動的零部件設計要求工作可靠平穩(wěn)，產生的噪聲也 要小。4. 要求車輛在各種工況下都具有極佳的傳動性能，減少動力的損失。5. 要求驅動橋在各種工況k具有良好的強度、剛度條件，盡量降低驅動橋的整體質 量，特別是簧下的質量，幫助汽車減少顛簸路面所帶來的沖擊載荷，改良行駛過程屮的 平順性。6. 車輛驅動橋要和懸架屮的導向機構運動相互配合，特別是轉向驅動橋，還要求與 轉向機構部件傳動相一致。7. 驅動橋的設計結構要求簡單，加工制造簡易，符合設計學屮工藝標磚，拆裝和調 試方便。1.3汽車驅動橋多種結構型式的

16、分析及最終的選擇若驅動橋選取非獨立懸架系統(tǒng)作為支承，那么其驅動橋就應該選用非斷開式；如果 其選用獨立懸架作為支撐時，為保證汽車左右w側車輪運動協(xié)調，其應選擇斷開式；它 是沒有直接相連兩側車輪的剛性一體式外殼，左右車輪和車架或車身采用彈性連接的方 式，并將主減速器以及殼體安置在其上，可作單獨擺動而不影響對方2,現(xiàn)把它們各自 的結構特點分析（如：表1-1）：表1-1汽車驅動車橋結構方案分析以及最終選擇形式斷開式（兩半軸式）驅動橋非斷開式（也稱整體式）驅動橋結構特占其橋殼分成兩半，二者采用鉸鏈 相連，可以做相對獨立的變動； 其上的結構體都安裝同定在殼 體支架或者汽車形體上的，兩側 的驅動車輪由獨立的

17、懸架系統(tǒng) 和驅動橋支架或者車身相連接，其橋殼是一根支支撐在左、右傳動車 輪上的剛性中空的橫梁，其上的結構 體傳動構件都安置在其殼體內2;整個驅動橋由懸架系統(tǒng)與支架或 車身相連接在一起。兩輪可獨立于彼此而相對于支架或車身上下跳動優(yōu)點為了提高車輛的道路行駛能力，提升日常行駛車速，可以縮減其黃下重量；減少汽車所受到的動載荷，有利于延長了汽車零部件的整體使用壽命抗側滑能力提高，汽車的操縱穩(wěn)定性更好。其構造簡便易懂，加工性能良好，制造費用低，運行安全可靠，維護和調試簡易缺點結構工藝復雜，加工成本較高汽車簧1質量過大，不能有效降低汽 車行駛屮的動載荷，行駛的平順性能較差，小，達不到良好的通過性。應用越野車

18、、輕型轎車各種載貨貨車、中小型客車及大量越野車和少數(shù)轎車選取斷開式驅動橋1.4本次設計中選取車型設計中需要用到的參數(shù)最大功率/轉速：56. 7kw/38004000 r/min 最大扭矩：175n. m/22002500 r/min 最高車速：90km/h4檔變速器中各檔的變速比 檔 6.09 二檔 3.09 三檔1.71 四檔1.00 倒檔4.95輪胎規(guī)格：6.50-16 驅動形式：后輪驅動(4x2)整車尺寸：4750x1900x2130mm 裝載質量：2280kg 汽午總質重：4280kg 整車整備質量：2000kg 最小離地間隙：200mm 前后輪距：1728/1697mm軸距：2800

19、mm軸荷分配：滿載：前后軸荷：1498/2782 空載：前后軸荷：1100/900第二章主減速器參數(shù)設計及計算2.1主減速器在汽車中的主要功用主減速器在汽車中的主要作用是：將輸入的轉矩增大并相應降低轉速，以及當發(fā)動 機縱置吋還具有改變轉矩旋轉的方向的作用1。2.1.1選取、比較各種主減速器的結構1）主減速器傳動機構的分析汽車用途不同，行駛的環(huán)境不同，車輛使用的主減速器也有所不同。根據(jù)主減速組 成的齒輪副數(shù)量的多少：分為單級和雙級兩種不同傳動方式的主減速器。在主傳動比的轎車或總重量不大的商品車上，常使用單級的主減速器，其構造簡易、 總體重量不大、設計尺寸安置緊密、加工制作費用低等；傳動比為的大中

20、型汽車上，常 使用兩級齒輪減速的雙級主減速器，其相比于其他類型的減速器，在同等傳動比的條件 下，可以得到的更小的離地間隙，但其尺寸、質量均較大，結構復雜，制造成本也顯著 增加，因此主要用在總質量較大的商用車上2。本次設計的車型是輕型貨車，其質量比較小，主減速比遠小于7,所以此次設計選 用單級主減速器方案。單級主減速器按結構差笄劃分為如下四種：弧形錐嚙輪、雙曲而齒輪、圓柱齒輪以 及蝸輪蝸桿。它們的傳動形式如圖（2-1）：a>b)d)a）螺旋齒輪傳動 b）雙曲面齒輪傳動 c）圓柱齒輪傳動w d）蝸桿傳動一圖（2-1）1）雙曲面齒輪傳動一一其特征是兩傳動齒輪軸線彼此垂直但又不出現(xiàn)交點的且主 動

21、輪與從動輪之間軸線存在一個偏距e,此偏距使得主動輪的的螺旋角度其從動輪，他 們二者的角度差叫做偏距角。2）螺旋錐齒輪傳動一一其特征是兩傳動齒輪軸線垂直交匯于一處，因其有齒面重 合且嚙合的輪齒不少于2對，所以其可以承載比較大的載荷；其輪齒嚙合是由一邊平穩(wěn) 而沒有空隙的轉向另一邊，所以擁有傳動穩(wěn)定，噪聲污染小，機械相對振動不大的優(yōu)勢。 但其對嚙合精度要求較高，若保證不了氣精度就極容易加劇其磨損破壞程度以及轉動過 程產生的噪音增大等。3）蝸桿蝸輪傳動一一與其他的傳動方式相比：在同樣的設計參數(shù)要求時，其可以 獲得更小的外形尺寸和重量以及更大的傳動比系數(shù)，其傳動穩(wěn)定性好，沒有噪音且方便 車輛的整體設計布

22、置；其構造簡易，很便于后期維護進行拆裝與調試。不足之處是制作 的材料過于昂貴，制造費用過高且傳動效率相對較低。通過以上的一些參數(shù)對比，有如k結論： 在設計中錐齒輪尺寸參數(shù)相同時，選擇雙曲面齒輪可以獲得大的傳動比。 如果傳動比確定時，而且從動齒輪尺寸參數(shù)也相同時，雙曲面主動齒輪比相應的 弧形錐齒輪可以獲得更大的直徑，更高的輪齒強度系數(shù)和更大的主動齒輪軸和軸承的計 算剛度系數(shù)。 當傳動比一定時，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪分度腳直徑比同樣的的弧形 錐齒輪要小得多，因此可以獲得更大的離地空間。 雙曲面齒輪副在運動時會產生沿齒高方向的側向滑動，同時伴隨沿齒長方向的縱 向滑動會改動輪齒的磨合軌跡，使齒

23、輪副獲得較好的轉動平穩(wěn)性。 雙曲面齒輪副屮的偏移距e使得，這使得參與嚙合的齒數(shù)增多了，輪齒重合度 也增大了，同時加強齒輪傳動的平穩(wěn)性，將錐齒輪的彎曲強度提升了約百分之三十左 右。 參與傳動的錐齒輪的主動齒輪直徑i）和螺旋角度很大，導致嚙合的齒輪系數(shù)小， 雙曲面的曲率半徑r大于弧形錐嚙輪，使齒輪副之間的齒面的接觸增加。 選取齒數(shù)較小的雙曲面嚙輪，有助于加大傳動比系數(shù)；加大主動齒輪的螺旋角， 可降低齒輪設計會發(fā)生根切的最小輪齒參數(shù)。綜上所述，故此次設計選擇雙曲面?zhèn)鲃臃桨?.1.2比較分析確定主減速器傳動齒輪的支承方式h前車輛市場把主減速器的主動齒輪支承方式主要為劃分懸臂式支承和跨置式支 承2種，具

24、體結構形式如圖（2-2）所述。/v炎灸灸/、x0b、 、c7d(1) (2)4-(1)懸臂式支承(2)跨置式支承。如圖(2-2)懸臂式支承指的是把傳動錐齒輪安置在軸承外端的布置方案，其比較結構簡單，加 工成本較低，所需的安裝空間小，但懸臂式的支承剛度要跨置式支承差，一般常用在需 要傳遞較小轉矩的車輛主減速器中?？缰檬街С兄傅氖菍鲃拥腻F齒輪布置在兩個軸承之間的軸上，在兩端軸承共同支 承下可極大地提升齒輪軸的支承剛度，又能降低軸承負荷，改良錐齒輪的嚙合環(huán)境，所 以齒輪的軸承承受載荷能力遠大于懸臂式支承；跨置式支承因需要在殼體上開辟能支承 導向軸承的特定軸座，增加整個主減速器殼體結構設計難度，使得

25、制造成本提高；跨置 式支承中主、從錐齒輪之間可用的空間有限，不利于主動錐齒輪導向軸承尺寸的設計， 后期維護拆裝難度更大。由于本次設計的是輕型貨車，所要傳動的轉矩不是很大，故此次主動錐齒輪傳動的 支承方式選用懸臂式支承。2.1.3分析從動錐齒輪的安置方案軸承的類型、兩軸承的安裝距離遠近以及在軸承之間負荷分布情況都能影響從動錐 齒輪的承受載荷的剛度，選用圓錐滾子軸承作為支承，將軸承滾子的大端向內進行安裝， 縮短了尺寸c+d的距離，這樣可以提升從動錐齒輪軸的支承剛度，設置加強肋幫助軸承 增加從動錐齒輪支承穩(wěn)定性，以保證其背而的差速器外殼上有夠多的空余空間，因此c+d 要大于從動齒輪大端處節(jié)圓直徑的百

26、分之七十。把尺寸c設值成不小于尺寸d，可以讓載 荷均衡的分散在兩個軸承之間。防止從動齒輪在存在軸向推力的情況下使從動錐齒輪發(fā)生軸向移動，主減速器擁有 較大傳動比與較大的徑向尺寸的從動齒輪，要在該從動齒輪上外邊背后增加輔助支承。 要求確保從動齒輪背而和輔助支承中的空余，在偏移量接近最大極限時，可以限制從動錐齒輪軸向的再次移動。結合以往的經驗設計和實際設計，要求其支撐面和從動齒輪的 背面之間裝配空間小于0. 25mm。a)b)圖l-3a-b從動錐齒輪輔助支承 圖l_3c主、從動錐齒輪的許用偏移量2. 1.4主減速器上軸承的緊固方案分析加大軸設計的支承剛度，以降低在工作進行中齒輪軸因受軸向力而發(fā)生的

27、軸向移動 距離，可以確保錐齒輪正常的嚙合運動。在安裝主減速器的時候，選用適當?shù)难b配預緊 力來緊固圓錐滾子軸承，預緊力過大會導致齒輪傳動效率降低，會加快齒輪副的磨損。 工程應用上應該根據(jù)實驗的實際情況選取合適的預緊力，其值常選用13?？梢哉{整軸承上的墊片厚度的寬窄來改變主動錐齒輪上滾子軸承的預緊力，調節(jié)叉 形凸緣即可，若檢查發(fā)現(xiàn)預緊力太大了，可縮減調整墊片的整體厚度，反之增加墊片的 總厚度；可以改變軸承上外側的緊固螺母或者主減速器外殼和軸承端蓋間的調整墊片松 緊來改變支承在差速器外殼上的滾子軸承預緊力2. 1.5錐齒輪嚙合的調整在調好圓錐滾珠軸承的預緊力后，我們還需要調節(jié)錐齒輪得嚙合度，其屮含輪

28、齒面 上的嚙合軌跡和輪齒之間的齒側間隙的調節(jié)。1）要對齒面上的嚙合軌跡進行調節(jié)，需在主動錐齒輪的齒面上涂上顏色鮮艷的顏 料，再用力推動主動錐齒輪進行轉動，這樣就會在錐齒輪的輪齒的工作齒面上印出鮮艷 的軌跡。如果錐齒輪的順時針轉動或逆時針轉動工作齒面上的軌跡落在齒高的屮部偏 向于小端處，且占齒面總寬度超過60%,那么此時其嚙合就是準確的，改變主減速器殼 體和主動錐齒輪的軸承座屮的調正墊片厚度的寬窄就得到錐齒輪的正確嚙合印跡位置。2）轉動差速器外殼體上的滾子軸承外廁的調試螺母，就可以調試齒側間隙的人小， 進而移動丫從動齒輪的安置點。輪齒齒側間隙一般在0. 150. 40mm范圍內，這樣可以確 保調

29、整好的差速器里的滾子軸承的預緊力不會發(fā)生改變，一邊轉進去的螺母圈數(shù)應該與 另一邊轉出去的要同樣。如果間隙的大小超過了許可值，就要將從動錐齒輪往接近主動 錐齒輪的方向移動，相反就是往反方向移動2.1.6雙曲面齒輪的輪齒潤滑雙曲面輪齒面使用帶有防刮效果的潤滑油進行防護，可以減少其工作時因的滑動而 導致油膜破壞所帶來不良后果，有助于提升齒輪副的傳動效率；因其部件主要潤滑方式 是采用是飛濺進行；只有在殼體內制作出進出油管道，可以使軸上的軸承得到足夠的 潤滑，方能保證其安全穩(wěn)定地工作。在輪齒工作時，快速的濺起底部的油，使其進入油 管道對軸承進行潤滑，最后流回盛油的殼底位置；為便于加注潤滑油，要把油孔設置

30、在 方便操作的位置，而放油口設置在殼體最低點；為避免機器運轉時，殼體內溫度太熱致 使?jié)櫥屯赋鰵んw，需在殼體上設置一個可以透氣的通孔，這樣可以保證殼體的氣壓不 過變化過大。2. 1.7齒輪的失效形式齒輪在機械運轉中，是屬于傳動動力的零部件，其工作環(huán)境惡劣，常受動載荷作用力的 影響，所以蘇就會容易出現(xiàn)輪齒失效；其輪齒失效的方式一般為：輪齒折斷；工作輪齒 面磨損破壞；膠合、點蝕以及塑性變形等。1）輪齒失效是因齒輪工作中，艽受載后齒根處的彎曲砬力過大，使齒根處引起應力集 中或產生疲勞裂紋，而致使齒輪輪齒出發(fā)生斷裂，無法正常工作的情況；失效原因有而: 機械使用方式不當，導致工作載荷突然超過了輪齒能承受

31、的范圍，在這樣的情況下常 常易產生輪齒因過載而發(fā)生斷裂失效；長期頻繁的使用，加劇了輪齒部位的磨損程度， 導致輪齒變得過薄，產生名義上的載荷失效。針對這種輪齒失效的現(xiàn)象，日常加工中長 采用正變位齒輪加工工藝、增大其支撐零部件的剛度調、調質工藝熱處理等方法加強輪 齒的工作能力。2）齒面點蝕是由于齒輪運轉工作中長期受到齒面摩擦力和循環(huán)接觸力以及潤滑劑的頻 繁作用，導致輪齒的表面上極容易出現(xiàn)細小的裂紋，這些裂紋會拓展成為小塊而從輪齒 上脫落，在輪齒上變大。造成齒面出現(xiàn)疲勞損壞。潤滑劑的粘度過大，齒輪副間相對滑 動速度過低，輪齒受力變大，就會在輪齒節(jié)線附近出現(xiàn)點蝕；選用性能優(yōu)良的制造材料 以及有效加工工

32、藝可以有效提升齒輪的輪齒抵抗齒面磨損的的能力。3）塑性變形是由于制作輪齒過軟且作用在其上的沖擊載荷過大，而導致軟齒面部位出 現(xiàn)形狀破壞的的狀態(tài)。選用粘度性能優(yōu)良或者奮極壓效果添加劑的潤滑產品，可以改善 輪齒因變形而失效的現(xiàn)象。4) 由于輪齒工作面屮沒有生成有潤滑效果的薄膜，讓工作屮的輪齒面直接接合在一起， 伴隨其產生相對滑動，發(fā)生齒面撕扯而出現(xiàn)的破壞稱為齒面膠合。其破壞容易導致齒輪 傳動效率變低，零部件間產生振動與噪聲污染等。可以通過提升輪齒表面硬度、加大其 表面的制造精度等有效方式提升輪齒表面抵抗膠合破壞的能力。2. 2確定錐齒輪主減速比(2-1)z0 = 0.377(r,. np)/(v腿

33、xigh ) = 0.377(0.357x3800)/(85x1卜5.68式中：rr車輪滾動半徑為0.357m; np發(fā)動機最高轉轉3800r/min;vamax最高車速 9okm/h;igh 最高檔傳動比，igh=l;2.3關于主減速器傳動齒輪載荷的計算本次計算主要選擇“格里森”制傳動錐齒輪載荷計算的3種計算方案。2. 3.1選取汽車發(fā)動機最高轉力矩與最小擋的傳動比來求從動錐齒輪的算 術轉矩tce =式中：kd由于猛接離猛接離合器而超載載系數(shù)，該車1;temax發(fā)動機最大轉ml此車為175n.mn驅動橋數(shù)h,取1;k液力變變矩器變矩系數(shù)，取1;i,變速器一檔的傳動比，取6.09if分動器速比

34、為1;z0主減速器速比，取5.68;7一一發(fā)動機到主減速器的傳動效率，取94%;r :ce n將上述選取參數(shù)數(shù)據(jù)一一放進計算公式（2-2），計算結果如下 = 1x175x1x6.o9x1x5.68x94% = 5690.257v,2. 3.2根據(jù)汽車驅動輪打滑的轉矩來求從動錐齒輪運算轉矩9g2m2(pr.cs式中：g2單個驅動橋的最大軸載質量，該車為=2280x9.8 = 22344/v;m,汽車最大加速度時的驅動橋質量轉移系數(shù)，乘用車1.21.4;商用車為1.11.2,木次叫取1.2;（p一一輪胎與路面間的附著系數(shù)。對于安裝一般輪胎的公路用汽車，識取0.85;主減速從動錐齒輪到驅動輪之間的減

35、速比，取1;r,.車輪的滾動半徑，為0.357m;jim一一主減速器從動錐齒$姪1驅動輪之間的傳動效率，為0.98;將上述選取參數(shù)數(shù)據(jù)一一放進計算公式（2-3），計算結果如十*:83o2.397v-m22344xl.2x0.85x0.3571x0.982.3.3根據(jù)車輛正常使用的轉矩來求取從動錐齒輪運算轉矩式中：ga汽車總質量（若有掛車，則要包拈掛車的質量），該車是41944m rr車輪的滾動半徑，該午是0.357m; im從動錐齒輪5lj驅動輪的減速tt，i亥車是1; rjtn從動錐齒輪到驅動輪之間的傳動效率，該車是0.98;n一一驅動橋的數(shù)h，該車驅動橋的數(shù)h為1;fh汽車正常時的平均爬坡

36、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.該車取0.06;性能系數(shù)，若發(fā)動機的最大使用轉矩當-82時，= （16-0.195-hxl02;emaxlmax當-82時，乂 =0.3;這里取/；=0。【maxfr道路滾動阻力系數(shù)，計算時取f = 0.0100.015;載貨汽車取0.015 0.020；越野汽車取0.020'0.035;該車取0.015。根據(jù)以上各個參數(shù)的數(shù)據(jù)，代入公式（2-3）,計算如下:tcf41944x0.3571x0.98x1(0.015 + 0.06 + 0) = 1145.

37、97 /v m2. 3.4主動錐齒輪的運算轉矩如果是求取主動錐齒輪的最大應力，那么計算轉矩選取如果是求取主動錐齒輪的疲勞強度，取汽車平均轉矩所確定的從動錐齒輪運算轉矩。t =h式中：/0為主減速比，/（）=5.68；t:一一主動錐齒輪的計算轉矩，單位mm;tc一一從動錐齒輪的計算轉矩，單位mm; r）g由于是雙曲面齒輪且s 6，所以本次求疲勞強度時，7；. =1145.97/v-m ,主動錐齒輪的計算轉矩t:=224a7n.m ;求最大應力時，tc=5690.25n m ,則主動錐齒輪計算轉矩7>1113.122v.m ;2.4雙曲面錐齒輪的參數(shù)數(shù)值的選取與確定雙曲面錐齒輪重耍的計算參數(shù)

38、有主動錐齒輪的齒數(shù)及其大端節(jié)圓直徑參數(shù)、還有從 動錐齒輪的齒數(shù)及其輪大端節(jié)直徑參數(shù)、端面模數(shù)、主動錐齒輪齒面寬、從動錐齒輪齒 面寬、齒輪副之間的偏移距e、中點螺旋角、法向壓力角等。使主、從錐齒輪的齒數(shù)之 間不能有公約數(shù)，根據(jù)相關要求知：為了讓齒輪之間嚙合平穩(wěn)，貨車的主動錐齒輪齒數(shù) 要求不少于6，當主減速比較小時，其齒數(shù)要在7以上。表2-1載貨車輛常用的主減速器主動錐齒輪齒數(shù)選擇參照表3傳動比（）常用主動錐齒輪最小齒數(shù)主動錐齒輪的允許范圍1.50 1.751412 161.75 2. 001311 152.00-2. 501110 132.50-3.00109113.00-3. 50109113

39、. 50 4. 00109114. 00 4. 5098104. 50-5.008795.00-6. 007686. 00 7. 506577. 50 10. 005562.4.1對主、從動雙曲面錐齒輪的齒數(shù)、進行初步預選根據(jù)表2-1的參數(shù)選擇要求，初選zf7,即z2=7x5.68=39. 76，取22=40。2.4.2確定雙曲面從動錐齒輪的大端分度直徑與其端面的模數(shù)就單級主減速器而言，過人的容易增加驅動橋殼高度尺寸與其離地間隙的設計難 度，過小的又也會增加主動錐齒輪前支承座的裝配位置和差速器的安裝設計難度。 可依據(jù)前人的經驗公式對隊進行初選，即d2 = kd2.式中：d2一一從動錐齒輪的大端

40、分度圓直徑，單位mm;kdi直徑系數(shù)，般為13.015.3,這里取/cd2=15;tc從動錐齒輪的計算轉矩，7； =d2 =15x5690.25 = 267.79mm 取 270 mm根據(jù)= d2/ z2計算其大端端面模數(shù)。ms = d2/ z2 =270/40=6. 75/i/n計算好的m、.代入式(2-8)進行校核計算：式中：ms.齒輪大端端而模數(shù)；km模數(shù)系數(shù)，取人=0.30.4;t.一一從動錐齒輪計算轉矩；m、= (0.3 0.4)5690.25 = 5.39-7.14mm經(2-8)校核計算可知其大端端面模數(shù)的值符合設計要求。 綜上所述，最終選擇其錐齒輪的端面模數(shù)m、= 7mm。所以

41、，主動錐齒輪的大端分度圓直徑£>,=4911111】。2. 4 3 主、從齒輪齒面寬的計算錐齒輪齒面過大過小都會給齒輪設計和使用帶來不好的影響，只奮合適的的齒面寬 才能保證的錐齒輪的正常使用。從動錐齒輪齒寬面一般選小于或等于其節(jié)錐距的0. 3陪 左右，還要求從動錐齒輪齒面寬不能大于其端面模數(shù)的10倍，常取/72=0.155£>2。即/?2幺0. 300a,且/?2幺10。b2 =0.155d2式屮：a一一從動錐齒輪節(jié)圓直徑；b2 =0. 155270=41.85 mm在這里，取= 42mm2.4.4雙曲面齒輪副的偏移距e選擇e值時應考慮到：合適的e值可以減少齒輪

42、工作時齒面的磨損與擦傷，也能充 分顯示雙曲面的齒輪的的優(yōu)勢。一般對于屮、大型貨車£<(0.100.12)尖。為了確保齒輪不會發(fā)生根切，我們需要限制主傳動的最大值，以控制e不會過大。£< (0.100.12) 270=(27. 0032. 40)酮；取 e=30mmo2.4.5螺旋角（3的選擇依據(jù)“格里森”制常用公式（2-10）進行初選主動錐齒輪的螺旋角:x = 25° + 5°x p-+90°xv, d2式屮：a一一主動錐齒輪的名義螺旋角的預選值；zp z2 一主、從動錐齒輪的齒數(shù)；e雙曲面w輪的偏移距，單位mm;d2從動錐齒輪的分

43、度圓直徑，卑位mm;25° + 5°xj +90°x= 47°v 7270使用式（2-11）來計算從動錐齒輪的參數(shù)螺旋角:p£式中：£雙曲面齒輪的傳動偏移距的近似值；sine =e雙曲面齒輪的偏移距，單位mm;d,雙曲面從動錐齒輪的分度圓直徑，單位mm;b2雙曲面從動錐齒輪的齒寬面;sin£ =30270 40h2 2= 0.19；所以a = 47<36(最終計算艿平均螺旋角為:卜平=平。42,4. 6螺旋方向根據(jù)錐齒輪中心線上半部分的齒形的左右傾斜方向來判斷齒輪的旋向，向左傾斜則 為左旋，向右傾斜為右旋。齒輪旋向和其

44、的旋轉方向會影響其所受到的軸向力方向，主 從動錐齒輪的齒輪旋向是相反方向的。如果想耍掛前進擋，就應該讓主動齒輪軸向力往 遠離的錐頂?shù)姆较蛞苿樱沟弥鲝膭渝F齒輪有耍分離的趨向，就可以確保輪齒不會被卡 死而導致?lián)p壞。2.4. 7法向壓力角選用較大的法向壓力角有助于增強輪齒的工作強度，降低齒輪不會產生根切的最低 輪齒的數(shù)0。小尺寸的齒輪壓力角過大會是使得端面重合度下降。主動錐齒輪輪齒兩側 的壓力角大小是有差異的；然而從動錐齒輪兩側卻是相等的。采用較小的壓力角，可以 增加齒輪運轉的平穩(wěn)性,也可以降低噪聲污染，所以此次貨牟的平均壓力角選22° 30'。2.5雙曲面錐齒輪各項具體的參數(shù)的

45、計算表2-2中的（65）和（7）兩項的差值不能大于其的1°%。否則需要重新試算。表2-2“格里森”制圓雙曲面齒輪的幾何參數(shù)運算列表序號計算公式數(shù)值注釋(1)zi7(2)z240(3)(2)0. 175(4)b242(5)e30(6)d,270rd152.4(8)a47°(9)tan /?,1.072(10)cot yri = 1.2(3)0.210(11)sin0. 979(12)d-(4)(11)2.0114.441(13)(12)0.257(14)cos0.967(15)(14) +(13)1.243(16)(3)(12)20. 027(17)/?ml= (15)(16

46、)24. 89470.02(1) + 1.06 或 7； =1.301.30(19)(12)+(17)(10)569.851(20)(5)tan 77 =(19)0.053(21)vl0 + (20)21.001(22)(20) sin/7 =(21)0.053(23)n3.038°(24)s.n(5)-(17)(22)" (12)0.251(25)tan £20.259(26)(22)tan z t =lr (25)0.205(27)0.980(28)0. 256(29)0.967(30)0.276(31)0.204(32)0.036(33)0.249(34)0

47、. 257(35)0.206(36)11.640°(37)0. 979(38)0.254(39)14.714°(40)0. 967(41)1.890(42)62. 117°(43)0.468(44)47. 403°(45)0.677(46)1.088(47)0.213(48)77. 702°(49)0. 977(50)0.213(51)29. 636(52)537. 282(53)566.918(54)79. 300(55)67. 300(56)0.072(57)4. 134(58)0. 997(59)0. 00459(60)0. 00015(

48、61)5336. 89(62)0. 00225(63)0.00744(64)151.875(65)151.996(66)1.4095(67)0.0370.825(68)111.6030.202(69)1.015(70)28. 954(71)-4. 578(72)117. 135(73)138.178(74)21.043(75)6.973(76)0.817(77)0.626(78)45°(79)0. 707(80)22° 30'(81)0.924(82)0.414(83)1.512(84)399.272(85)0. 130(86)-0. 362(87)0.906(88

49、)0.956(89)26. 592°(90)0.448(91)28. 059(92)0. 470(93)10. 333(94)10. 846(95)1.096(96)21. 179(97)22. 275(98)104.294(99)0.969(100)-0. 247(101)371.213(102)0. 194(103)0.981(104)5.044(105)274. 402(106)33. 436(107)23. 341(108)53. 220(109)278.853(110)(111)274. 275(112)260. 485(113)0.201(114)0. 979(115)0

50、.205(116)0. 197(117)11.362°(118)0.980(119)0.201(120)7.824(121)2. 647(122)0. 02415(123)0. 7140.998(124)15.2410.953(125)6. 2950. 996(126)-0.02614-0. 04314(127)1.263(128)125. 687(129)0.953(130)23. 723(131)161.597(132)26. 858(133)96. 597(134)160. 241(135)105.877(136)145. 787(137)0.279(138)14.784(13

51、9)0.936(140)-7. 252(141)15. 377(142)0.312(143)18.180°(144)0.950(145)0.328(146)0.212(147)0.263(148)0.918(149)17. 377(150)96. 1782.6運算主減速器錐齒輪的強度2. 6.1計算錐齒輪單位齒長轉向力錐齒輪上的輪齒表面耐磨性，一般選用其輪齒上單位齒長上的轉向力（圓周力）來 估算。即p=b2式中：p一一作用在齒輪上的單位齒長圓周力;f作用在齒輪上的圓周力；b2從動齒輪的街寬面；根據(jù)汽車發(fā)動機的最大轉矩運算：p= 27鷹a xlq3d'b2式中：z；變速器一椚傳

52、動比，=6.09,z；4 = 1.00;te max發(fā)動機最人的轉矩175w m;£>,主動錐齒輪中點分度圓直徑，= 49mm；b2從動齒輪齒寬面42mm;一檔2x175x6x)9 x1q3 49x42=1035.71 < 1429 tv/mm直接檔p:2xl75xl.00xl0349x42=170.07 <250n/mmd2b2xlo32x22344x0.85x0.357x10:270x421195.82/v/z/2z?7</?表2-3許用單位齒長上的圓周力數(shù)p/（n.mm （按發(fā)動機最大轉矩計算時）| p'/、n .mm一（按驅動輪打滑輪胎與地面的汽車類別 一檔二擋直接擋轉矩計算時）附著系數(shù)p轎車893536321893載貨汽車142925014290.85公共汽車982214根據(jù)七尺汽車驅動輪打滑時的轉矩運算時綜合以上計算所得，本次設計數(shù)據(jù)滿足計算耍求2. 6.2輪齒彎曲強度計算<7 = 2t(k»m xlo3 u kvmsb2d2jw式屮：tc 一一為從動錐齒輪的計算轉矩； k()一一超載系數(shù)，一般取為