畢業(yè)設計說明書修正版

1、廣西科技大學2011屆畢業(yè)設計說明書畢業(yè)設計說明書車型基本參數(shù) 最大功率/轉(zhuǎn)速：56.7kw/38004000r/min 最大扭矩：175N.m/22002500 r/min 最高車速：90km/h直接檔變速器各檔速比   一檔 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(qū)動形式：后輪驅(qū)動（4x2） 整車尺寸： 4750X190

2、0X2130mm裝載質(zhì)量：2280kg 汽車總質(zhì)重：4280kg 整車整備質(zhì)量：2000kg最小離地間隙：200mm前后輪距：1728/1697mm軸距：2800mm軸荷分配：滿載：前后軸荷：1498/2782空載：前后軸荷：1100/900第一章 緒論1.1畢業(yè)設計選題的目的和意義隨著時代的發(fā)展，汽車已經(jīng)成為了人們出行的主要交通工具，汽車性能的好壞，直接影響到人們出行的心情，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的質(zhì)量要求越來越高。目前，雖然國內(nèi)的減速器行業(yè)初具規(guī)模，已經(jīng)能生產(chǎn)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

3、代的今天，國內(nèi)減速器行業(yè)的發(fā)展依然困難重重，唯有創(chuàng)新，才能加快發(fā)展步伐，才能將國內(nèi)的技術水平提升到一定的高度。因此，對汽車主減速器的研究，對我國汽車工業(yè)的發(fā)展有著極大的意義。 通過對汽車主減速器的設計與計算，使我對綜合運用所學的基礎理論、專業(yè)知識有了更好的認識和鞏固，培養(yǎng)了我對汽車設計的基本技能研究和處理問題的能力，為將來踏入汽車行業(yè)奠定扎實的基礎。1.2 驅(qū)動橋簡介驅(qū)動橋位于汽車傳動系統(tǒng)的末端，主要由主減速器、差速器、半軸和驅(qū)動橋殼等組成。其功用是：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)動輪，實現(xiàn)降低轉(zhuǎn)速、增大轉(zhuǎn)矩；通過主減速器錐齒輪副改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向；通過差速器

4、實現(xiàn)兩側(cè)車輪的差速作用，保證內(nèi)、外側(cè)車輪以不同轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)向。驅(qū)動橋是汽車傳動系中的主要總成之一。驅(qū)動橋的設計是否合理直接關系到汽車使用性能的好壞。驅(qū)動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅(qū)動橋殼等組成。主減速器：降低由傳動軸傳來的轉(zhuǎn)速并增大扭矩。差速器：在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩并保證兩輸出軸可能以不同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)。半軸：接受并傳遞轉(zhuǎn)矩到兩邊驅(qū)動車輪。驅(qū)動橋殼：支承汽車整體質(zhì)量，并承受由車輪傳來的由路面不平引起的反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳遞給支架或車身。驅(qū)動橋設計應當滿足如下基本要求：1. 所選擇的主減速比應能保證汽車在給定條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。 2. 外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間

5、隙，以滿足通過性要求。 3. 齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。4. 在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率。5. 在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質(zhì)量小，尤其是簧下質(zhì)量應盡量小，以改善汽車平順性。6. 與懸架導向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)，對于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，還應與轉(zhuǎn)向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)。7. 結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調(diào)整方便。1.3 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)型式及選擇驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式與驅(qū)動車輪的懸架形式密切相關。當車輪采用非獨立懸架時，驅(qū)動橋應為非斷開式(或稱為整體式)，即驅(qū)動橋殼是一根連接左右驅(qū)動車輪的剛性空心梁，而主減速器、差速器及車輪傳動裝置(由左、右半軸組成)都裝在它里面。當采用獨立懸架時，為保證運動協(xié)

6、調(diào)，驅(qū)動橋應為斷開式。這種驅(qū)動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)動車輪則與車架或車身作彈性聯(lián)系，并可彼此獨立地分別相對于車架或車身作上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向節(jié)傳動；當車輪采用獨立懸架時，驅(qū)動橋應為斷開式?，F(xiàn)把它們各自的結(jié)構(gòu)特點分析（如：表1-1）：表1-1驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)型式及選擇形 式斷開式驅(qū)動橋非斷開式驅(qū)動橋特點結(jié)構(gòu)特點橋殼分段，彼此之間用鉸鏈連接，可作相對運動；主減速器、差速器等固定在支架或車身上，兩側(cè)驅(qū)動輪通過獨立懸架與支架或車身連接，兩輪可彼此獨立地相對于支架或車身上下跳動橋殼是一根支承在左、右驅(qū)動輪上的剛性空心梁，而主減速器、差速器和半軸等傳動部件都裝在其

7、內(nèi)；整個驅(qū)動橋通過懸架與支架或車身連接優(yōu)點減低簧下質(zhì)量從而改善汽車通過性，提高行使平順性，平均車速提高。降低車輪和車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命。與地面接觸良好，抗側(cè)滑能力提高，汽車的持縱穩(wěn)定性更好結(jié)構(gòu)簡單，制造工藝性好，成本低，工作可靠，維修和調(diào)整容易缺點結(jié)構(gòu)復雜，成本較高簧下質(zhì)量大，對降低動載荷不利，平順性差，Hmin小，通過性不好應用越野車、轎車各種貨車、客車及多數(shù)越野車和部分轎車選 取斷開式驅(qū)動橋第二章驅(qū)動橋主減速器設計2.1 主減速器設計主減速器的功用是將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應降低轉(zhuǎn)速，以及當發(fā)動機縱置時還具有改變轉(zhuǎn)矩旋轉(zhuǎn)的方向的作用。主減速器的齒輪主要有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪

8、、圓柱齒輪和蝸桿蝸輪等形式2.1.1 主減速器結(jié)構(gòu)方案分析1）主減速器的簡介主減速器的功用是將傳動軸輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應降低轉(zhuǎn)速，以及當發(fā)動機縱置時具有改變轉(zhuǎn)矩旋轉(zhuǎn)方向的作用。主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。主減速器一般根據(jù)所采用的齒輪型式、主動和從動齒輪的裝置方法以及減速型式的不同而互異。2.2主減速器的形式的選擇分析 為了滿足不同的使用要求，對車輛要求使用的主減速器的形式也有所不同。按參加減速傳動的齒輪副數(shù)目可分為單級主減速器和雙級主減速器。單級主減速器多采用一對弧齒錐齒輪或雙曲面齒輪傳動。廣用于主傳動比i07的汽車上。乘用車、質(zhì)量較小的商用車都采用單

9、級主減速器，它具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、制造成本低等優(yōu)點雙級主減速器的主要結(jié)構(gòu)特點是由兩級齒輪減組成的主要減速器。在保證離地間隙的同時可得到較大的傳動比，i0一般為712；但器尺寸、質(zhì)量均較大，結(jié)構(gòu)復雜，制造成本也顯著增加，因此主要用在總質(zhì)量較大的商用車上。由于此次設計的車型總質(zhì)量比較輕，主減速比遠小于7，所以選擇單級主減速器方案單級主減速器傳動形式主要有四種：螺旋錐齒輪傳動、雙曲面齒輪傳動、圓柱齒輪傳動和蝸輪蝸桿傳動。它們的傳動形式如圖（1-1）：a）螺旋齒輪傳動 b）雙曲面齒輪傳動 c）圓柱齒輪傳動 d）蝸桿傳動1）雙曲面齒輪傳動雙曲面齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主

10、動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離E（偏移距），由于偏移距的存在，使主動齒輪螺旋角1大于從動齒輪螺旋角2，從而使雙曲面齒輪傳動比大于相同尺寸的螺旋錐齒輪傳動比。2）螺旋錐齒輪傳動而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)移向另一端，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齒合，所以它工作平穩(wěn)，能承受較大的負荷，制造也簡單。但在工作中噪聲大，對齒合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大而噪聲增大。為保證齒輪副的正確齒合，必須將支承軸承預緊，提高了支承剛度，增大殼體剛度。3）蝸桿蝸輪傳動蝸桿蝸輪傳動比較大（i07）在任何轉(zhuǎn)速使用下均能工作非常平穩(wěn)且無噪聲，便于

11、汽車的總布置及貫通式多橋驅(qū)動的布置，能傳遞大的載荷，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，折裝方便，調(diào)整容易。但制造成本高，傳動效率低，應用于重型多橋驅(qū)動汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動機的大客車上。4）圓柱齒輪傳動圓柱齒輪傳動一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動的轎車驅(qū)動橋和雙級主減速器置通式驅(qū)動橋。通過以上的一些參數(shù)對比，有如下結(jié)論： 1）當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪有更大的傳動比。 2）當傳動比一定時，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的螺旋。錐齒輪有較大的直徑，較高的齒輪強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。  3）當傳動比一定時，主動齒輪

12、尺寸相同時，雙曲面齒輪從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪較小，因而有較大的離地間隙 4）在工作工程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側(cè)向滑動，而且還有沿齒長方向的縱向滑動?？v向滑動可以改變論齒的磨合過程，使其具有更高的運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性。 5）由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角，這樣同時嚙合的齒數(shù)多，重合度較大，不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30%。 6）雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑和螺旋角都很大，所以相嚙合齒輪的當量。 曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪大，其結(jié)果使齒面的接觸強度提高。 7）雙曲面齒輪主動齒輪

13、的螺旋角變大，則不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)可減少，所以選用較少的齒數(shù)，有利于增加傳動比。綜上所述，故此次設計選擇雙曲面?zhèn)鲃臃桨?.3主減速器齒輪的支承方式現(xiàn)代汽車中主減速器主動錐齒輪支承有兩種形式：懸臂式和跨置式支承。 懸臂式支承 跨置式支承懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的主減速器上?？缰檬街С械慕Y(jié)構(gòu)特點是在錐齒輪兩端的軸上均有軸承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承符合剛度減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的軸承能力高于懸臂式，此外，由于齒輪大端一側(cè)軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置

14、式支承必須在主減速器殼上有支承導向軸承所需要的軸承座，使主減速器殼體結(jié)構(gòu)復雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難?？缰檬街С兄械膶蜉S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，是易損壞的一個軸承。故此次設計選用跨置式支承2.4從動錐齒輪的支承選擇從動錐齒輪的支承(下圖a)，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。從動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向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有

15、足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動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，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支承。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖（1-3c）所示。圖1-3a-b從動錐齒輪輔助支承 圖1-3c 主、從動錐齒輪的許用偏移量2.5主減速器軸承的預緊 為了減小在錐齒輪傳動過程中產(chǎn)生的軸向力所引的齒輪軸的軸向位移，以

16、提高軸的支承剛度，保證錐齒輪的正常嚙合，裝配主減速器時，圓錐滾子軸承應有一定的裝配預緊度。但是過緊，則傳動效率低，且加速磨損。工程上用預緊力矩表示預緊度的大小。預緊力矩的合理值應該依據(jù)試驗確定。對于主動錐齒輪軸承的預緊力矩一般為13Nm。 主動錐齒輪圓錐滾子軸承的預緊度的調(diào)整，可利用調(diào)整墊片厚度的方法，調(diào)整時轉(zhuǎn)動叉形凸緣，如發(fā)現(xiàn)預緊度過緊則增加墊片的總厚度；反之減小墊片的總厚度。支承差速器殼的圓錐滾子軸承的預緊度的調(diào)整，可利用軸承外側(cè)的調(diào)整螺母或主減速器殼與軸承蓋之間的調(diào)整墊片來調(diào)整。2.6錐齒輪嚙合的調(diào)整 錐齒輪嚙合的調(diào)整是在圓錐滾子軸承預緊度調(diào)整之后進行的。它包括齒面嚙合印跡和齒

17、側(cè)間隙的調(diào)整。 （1）齒面嚙合印跡的調(diào)整，首先在主動錐齒輪輪齒上涂以紅色顏料，然后用手使主動齒輪往復轉(zhuǎn)動，于是在從動錐齒輪輪齒的兩工作面上便出現(xiàn)紅色印跡。若從動錐齒輪輪齒正轉(zhuǎn)和逆轉(zhuǎn)工作面上的印跡位于齒高的中間偏于小端，并占齒面寬度并占齒面寬度的60%以上，則為正確嚙合。正確嚙合的印跡位置可通過主減速殼與主動錐齒輪軸承座之間的調(diào)整墊片的總厚度而獲得。 （2）嚙合間隙的調(diào)整方法是擰動支承差速器殼的圓錐滾子軸承外側(cè)的調(diào)整螺母，以改變從動錐齒輪的位置。輪齒嚙合間隙應在0.150.40mm范圍內(nèi)。為保持已調(diào)好的差速器圓錐滾子軸承預緊度不變，一端調(diào)整螺母擰入的圈數(shù)應等于另一端調(diào)整螺母擰

18、出的圈數(shù)。若間隙大于規(guī)定值，應使從動錐齒輪靠近主動錐齒輪，反之離開。2.7 潤滑 雙曲面齒輪工作時，齒面間有較大的相對滑動，且齒面間壓力很大，齒面油膜易被破壞，為減少摩擦，提高效率，必須使用含有防刮傷添加劑的雙曲面齒輪油。主減速器殼中所儲齒輪油，靠從動錐齒輪轉(zhuǎn)動時甩濺到各齒輪、軸和軸承上進行潤滑。為保證主動齒輪軸前端的兩個圓準滾子軸承得到可靠潤滑，需在主減速器殼體中鑄出進油道和回油道。當齒輪轉(zhuǎn)動時，飛濺起的潤滑油從進油道通過軸承座的孔進入兩圓錐滾子軸承大端的潤滑油經(jīng)回油道流回主減速器內(nèi)。加油孔應設在加油方便之處，放油孔應設在橋殼最低處。 差速器殼應開孔使?jié)櫥瓦M入，保證差速

19、器齒輪和滑動表面的潤滑。在主減速殼體上必須裝有通氣塞，以防止殼體內(nèi)溫度過高使氣壓過大導致潤滑油滲漏。2.2 確定雙曲面錐齒輪的主減速器速比i0 i0=0.377RrNpvamaxigh=0.3770.357×380085×15.68 式中： Rr 車輪滾動半徑為0.357m； Np 發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速3800r/min； vamax最高車速90km/h； igh 最高檔傳動比，igh=1;2.3主減速器齒輪計算載荷的確定 汽車主減速器錐齒輪有格里森和奧利康兩種切齒方法，這里僅介紹格里森齒制錐齒輪計算載荷的三種確定方法。2.3.1按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算

20、轉(zhuǎn)矩TceTce=kdTemaxki1ifi0n式中： kd 由于猛接離合器而產(chǎn)生的超載系數(shù)，該車取1； Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，此車為175N.m n 驅(qū)動橋數(shù)目，取1； k 液力變矩器變矩系數(shù)，取1； i1 變速器一檔的傳動比，取6.09 if 分動器速比為1； i0 主減速器速比，取5.68; 發(fā)動機到主減速器的傳動效率，取94%； Tce=kdTemaxki1ifi0n即 Tce=1×175×1×6.09×1×5.68×94%1=5 690.25N.m2.3.2 按發(fā)動機打滑轉(zhuǎn)矩來確定從動錐齒輪計算載荷Tcs Tcs=G2m

21、2'rrimm式中： G2單個驅(qū)動橋的最大軸載質(zhì)量，該車為G2=2280×9.8=22 344N m2'汽車最大加速度時的驅(qū)動橋質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，m2'查表為1.22 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，取0.85； im主減速從動錐齒輪到驅(qū)動輪之間的減速比，取1； rr 車輪滾動半徑，為0.357m； m 主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率，為0.98； Tcs=G2m2'rrimm 即： Tcs=22 344×1.2×0.85×0.3571×0.98=8 302.39N.m2.3.3 按日

22、常行駛轉(zhuǎn)矩Tcf確定從動錐齒輪計算載荷Tcf Tcf=Garrimmn(fR+fH+fi) 式中： Ga汽車總質(zhì)量若有掛車，則要包括掛車的質(zhì)量，該車是41 944N； rr車輪滾動半徑，該車是0.357m； im從動錐齒輪到驅(qū)動輪之間的減速比，該車是1； m從動錐齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率，該車是0.984; n 驅(qū)動橋數(shù)目，該車驅(qū)動橋數(shù)目為1； 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。該車取0.06； fi性能系數(shù)，若發(fā)動機的最大使用轉(zhuǎn)矩Memax,Nm 當GaTem

23、ax82時 fi=16-0.195GaTemax×10-2； 當GaTemax>82時 fi=0.3；這里fi=0 fR 道路滾動阻力系數(shù)，計算時轎車取f=0.0100.015；載貨汽車取 0.0150.020；越野汽車取0.0200.035；該車取0.015. 將以上各參數(shù)代入公式可得：Tcf=41944×0.3571×0.98×10.015+0.06+0=1 145.97Nm 當計算錐齒輪的最大應力時，計算轉(zhuǎn)矩Tc取前面兩種的較小值，即Tc=minTce,Tcs 當計算錐齒輪的疲勞壽命時，Tc取Tcf。2.3.4主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tz Tz=

24、Tci0G 式中：i0-為主減速比，i0=5.68； Tz-主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，單位Nm； Tc-從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，單位Nm； G-由于是雙曲面齒輪副且i06，所以本次G取0.90； 當計算錐齒輪的疲勞強度時，計算轉(zhuǎn)矩Tz=224.17Nm； 當計算錐齒輪的最大應力時，計算轉(zhuǎn)矩Tz=1 113.12Nm；2.4主減速器雙曲面錐齒輪的主要參數(shù)選擇與確定 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪數(shù)z1和z2、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms、主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角、法向壓力角等。 表6-4 載貨汽車驅(qū)動橋主減速器主動錐齒輪齒數(shù)傳動比（Z2

25、/Z1）推薦主動錐齒輪最小齒數(shù)Z1主動錐齒輪的允許范圍Z11.501.751412161.752.001311152.002.501110132.503.00109113.003.50109113.504.00109114.004.5098104.505.008795.006.007686.007.506577.5010.00556初選z1=7，即z2=7×5.68=39.76，取z2=40。2.4.1主從動錐齒輪齒數(shù)z1、z2的選擇 對于單級主減速器，增加尺寸D2會影響驅(qū)動橋殼高度尺寸和離地間隙，減小D2 又 不影響跨置式主動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

26、公式初選，即 D2=KD23Tc 式中：D2 -從動錐齒輪的大端分度圓直徑，單位mm； KD2-直徑系數(shù)，一般為13.015.3，這里取KD2=15; Tc-從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，Tc=minTce,Tcs; D2=15× 35690.25=267.79mm 取D2=270mm 從動錐齒輪節(jié)圓直徑D2選定后，可按msm=D2z2 計算錐齒輪的大端端面模數(shù)。 ms=D2z2=270/40=6.75mm 算出端面模數(shù)后可用下式校核： ms=Km3Tc 式中：ms-齒輪大端端面模數(shù)； Km-模數(shù)系數(shù)，取Km=0.30.4; Tc -從動齒輪計算轉(zhuǎn)矩； ms=0.30.435690.25=5

27、.397.14mm 即齒輪大端端面模數(shù)符合要求。 綜上所述，最終選擇從動錐齒輪的端面模數(shù)ms=7mm。 所以，主動錐齒輪的大端分度圓直徑D1=7×7=49mm。 2.4.2 雙曲面齒輪齒寬b2的選擇 通常推薦圓錐齒輪與雙曲面齒輪傳動從動齒輪的齒寬b2為其節(jié)錐距0A的0.30倍，即b2=0.300A,且b210m。對于汽車工業(yè)，主減速器圓弧齒錐齒輪推薦采用:  b2=0.155D2式中：d2從動齒輪節(jié)圓直徑。   b2=0.155×270=41.85 mm  在這里，取b2=42mm主動雙曲面齒輪

28、齒面寬b1=1.1b2=1.1×4246mm  齒面寬過大和過小，都會降低齒輪的強度和壽命。齒面寬大于上述規(guī)定，不但不能提高齒輪的強度和耐久性，還會給制造帶來困難。因為齒面寬的加大只能從延長小端著手，輪齒延長的結(jié)果使小端齒溝變窄，結(jié)果使切削刀頭的頂面寬或刀盤刀頂距過窄及刀尖的圓角過小，這樣不但減小了齒根圓角半徑從而加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。如果在安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時負荷集中于輪齒小端，則易引起小端的過早損壞和疲勞。另外，齒面寬過大也會引起裝配空間的減小。2.4.3雙曲面小齒輪偏移距及偏移方向的選擇 選擇E值時應考

29、慮到：E值過大，將導致齒面縱向滑動增大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；E值過小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動的特點。一般對于中、大型貨車E(0.100.12)d2。另外，主傳動比越大，則E也越大，但要保證齒輪不發(fā)生根切。   E(0.100.12)D2=（0.100.12）×270=(27.0032.40)mm；取E=30mm。 雙曲面齒輪的偏移方向定義為：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)，這時如果主動齒動在從動齒輪中心線上方，則為上偏移，在從動齒輪中心線下方則為下偏移。在雙曲面錐齒輪傳動中，小齒輪偏移距E的大小及偏移方向是雙曲面錐齒輪傳動的

30、重要參數(shù)。為了增加離地間隙，本設計方案中小齒輪采用上偏移。2.4.4螺旋角的選擇 螺旋角是沿節(jié)錐齒線變化的，大端的螺旋角0較大，小端的螺旋角i較小，齒面寬中點處的螺旋角m稱為齒輪的中點螺旋角，也是該齒輪的名義螺旋角。由于偏移距的存在，使主、從動齒輪的名義螺旋角不相等，且主動齒輪大于從動齒輪的。它們之差稱為偏移角。 選擇齒輪螺旋角時，應該考慮它對重合度mF、齒輪強度和軸向力的大小的影響。螺旋角應足夠大以使mF不小于1.25。因mF越大，傳動就越平穩(wěn)，噪音就越低。當mF2.0可得到很好的效果。但螺旋角過大會引起軸向力也過大，因此應有一個適當?shù)姆秶?。雙曲面齒輪大小中點螺旋角的平均

31、值多在m=35°40°范圍內(nèi)。 “格里森”制推薦用下式來近似地預選主動齒輪螺旋角的名義值： 1=25°+5°×(Z2Z1 )+90°×ED2 式中： 1-主動錐齒輪的名義螺旋角的預選數(shù)值； Z1、Z2主、從動齒輪的齒數(shù)； E-雙曲面齒輪的偏移距，單位mm； D2-從動齒輪的分度圓直徑，單位mm； 1=25°+5°×(407 )+90°×30270=47°確定從動齒輪的名義螺旋角： 2=1-式中： -雙曲面齒輪的傳動偏移角的近似值； sinED22

32、+b22 E-雙曲面齒輪的偏移距，單位mm； D2-雙曲面從動齒輪的分度圓直徑，單位mm； b2- 雙曲面的從動齒輪的齒面寬； sin302702+402=0.19; =11° 所以 2=47°-11°=36° 雙曲面錐齒輪傳動的平均螺旋角為： =1+22=47°+36°242°2.4.5螺旋方向的選擇 雙曲面的齒輪的螺旋方向指的是輪齒節(jié)錐線的曲線彎曲方向，分為“左旋”和“右旋”兩種。判斷左右旋向時應從錐齒輪的錐頂對著齒面看去，如果輪齒從小端至大端的走向為順時針方向則稱為右旋，反時針則稱為左旋。主、從動齒輪的螺旋方

33、向是相反的。與上偏移相對應，主動齒輪的螺旋方向為右旋，從動齒輪為左旋。 7.法向壓力角的選擇 加大法向壓力角可以提高輪齒的強度、減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重疊系數(shù)下降。所以對于輕負荷齒輪，一般采用小壓力角，可使齒輪運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲低。對于雙曲面齒輪來說，雖然大齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是相同的，但小齒輪兩側(cè)的壓力角是不相等，因此，其壓力角按平均壓力角考慮。在車輛驅(qū)動橋主減速器的“格里森”制雙曲面齒輪傳動中，貨車選用20°的平均壓力角。2.5有關雙曲面錐齒輪設計計算方法及公式 表2-1中的第（

34、65）項求得的齒線曲率半徑'rd'與第（7）項選定的刀盤半徑rd之差不應超過dr值的1。否則需要重新試算。 表2-1  圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計算用表序號計算公式數(shù)值注釋(1)z17(2)z243(3)(1)(2)(4)F(5)E(6)D2(7)rd(8)1'(9)tan1'(10)cot1i=1.2(3)(11)sin2i(12)Rm2=6-(4)(11)2.0(13)sini'=(5)(11)(12)(14)cosi'(15)14+9 (13)(16)3 (12)(17)Rm1=(15)(16)(18)TR=

35、0.021+1.06或TR=1.30(19)1210+(17)(20)tan=(5)(19)(21)1.0+(20)2(22)sin=(20)(21)(23)(24)sin2=5-(17)(22)12(25)tan2(26)tan1x=(22)(25)(27)cos1x(28)sin2'=(24)(27)(29)cos2'(30)tan1x=15-(29)(28)(31)289-30(32)(3)(31)(33)sin1=24-(22)(32)(34)tan1(35)tan1=(22)(34)(36)1(37)cos1(38)sin1'=(33)(37)(39)1

36、9;(40)cos1'(41)tan1=15+31-(40)(38)(42)1(43)cos1(44)1=42-(39)(45)cos2(46)tan2(47)cos2=(22)(33)(48)2(49)sin2(50)cos2(51)17+(12)(32)(37)(52)(12)(50)(53)51+(52)(54)(12)(45)(49)(55)(43)(51)(35)(56)-tan01=4155-(46)(54)(53)(57)-01(58)cos01(59)(41)(56)(51)(60)(46)(56)(52)(61)(54)(55)(62)54-(55)(61)(63)5

37、6+60+(62)(64)41-(46)(63)(65)rd'=(64)(58)(66)(7)(65)(67)350;1.0-(3)(68)(5)(34)-1735;(35)(37)(69)37+(40)(67)1(70)Zm=(49)(51)(71)z=1247-(70)(72)Am=(12)(49)(73)A0=0.5(6)(49)(74)73-(72)(75)hgm=k(12)(45)(2)(76)(12)(46)(7)(77)(49)(45)-(76)(78)i(79)sini(80)i2=(78)2.0(81)cosi2(82)tani2(83)(77)(82)(84)D=1

38、0 560(83)(2)(85)Ka(86)Kb=1.150-(83)(87)hm2'=(75)(85)(88)hm2''=7585+0.05(89)(90)sin2(91)(92)sin2(93)h2'=87+(74)(90)(94)h2''=88+(74)(92)(95)C=0.15075+0.05(96)h=93+(94)(97)h=96+(95)(98)02=48+(89)(99)sin02(100)cos02(101)R2=84-(91)(102)sinR2(103)cosR2(104)cotR2(105)d02=(93)(50)0.5

39、+(6)(106)70+(74)(50)(107)x02=106-(93)(49)(108)7290-(87)(99)(109)7292-(88)(102)(110)z071-(108)(111)zR=71+(109)(112)12+70(104)(113)sin(5)(112)(114)cos=1-(113)2(115)tan=(113)(114)(116)sin01=(103)(114)(117)01(118)cos01(119)tan01(120)102111+(95)(103)(121)G0=5113-(120)(114)(122)tan'=(38)(67)1(69)(123)

40、'cos'(124)'=39-1231;cos'(125)1=117-36;cos1(126)±11367r-(68)r(127)(123)r(125)r(128)(68)1+(87)(68)r(129)(118)(125)r(130)74 (127)(131)B0=128+130129+(75)(126)(132)4127-(130)(133)B1=128-132129+(75)(126)r(134)121+(131)(135)d01=(119)(134)0.5(136)(70)(100)(99)+(12)(137)sin0=(5)(136)(138

41、)0(139)cos0(140)99110+(95)(100)(141)GR=5137-(140)(139)(142)sinR1=(100)(139)(143)R1(144)cosR1(145)tanR1(146)Bmin(147)Bmax(148)90+(92)(149)96-(4)(148)(150)Ai=73-(4)2.6主減速器雙曲面齒輪的強度計算 2.6.1單位齒長上的圓周力    主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用在其輪齒上單位齒長上的圓周力來估算，即  P=Fb2 式中：P-作用在齒輪上 的單位齒長圓周力； F-作用在齒輪

42、上的圓周力； b2 -從動齒輪齒寬面； 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算： P=2TemaxigD1b2×103 式中： ig -變速器一檔傳動比，ig1=6.09 , ig4=1.00； Temax-發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩175Nm； D1 -主動錐齒輪中點分度圓直徑,D1=49mm； b2 -從動齒輪齒寬面42mm；一檔 P=2×175×6.0949×42×103=1 035.711429N/mm直接檔 P=2×175×1.0049×42×103=170.07250N/mm表3-3 許用單位齒長上的圓周力 參數(shù)汽車類別p

43、/(Nmm-1)（按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時）p/(Nmm-1)（按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩計算時）輪胎與地面的附著系數(shù)一檔二擋直接擋轎車8935363218930.85載貨汽車142925014290.85公共汽車9822140.86牽引汽車5362500.65 按輪胎的最大附著力矩計算 p=2G2rrD2b2×103=2×22 344×0.85×0.357×103270×42=1195.82NmP 綜合以上計算所得，本次設計滿足設計要求。2.6.2汽車主減速器雙曲齒輪輪齒的計算彎曲應力為 w=2Tck0kskmkvmsb2D2JW×1

44、03 式中 Tc-為從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩； k0 -超載系數(shù),一般取1； ks-尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸、熱 處理等有關，當端面模數(shù)m1.6mm時，ks=4ms25.4=0.72; km-齒面載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用跨置式支承形式時， km=1.01.1,取km=1.1; kv 質(zhì)量系數(shù)，它與齒輪精度及齒輪分度圓上的切線速度對齒間載 荷的影響有光關，接觸好、周接及同心度準確時，取kv=1.0; ms 端面模數(shù)，取6.35mm; D2-為所討論齒輪的大端分度圓直徑,270mm； b2 -計算齒輪的齒面寬 取為42mm； Jw-齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù),查表得0.28 1

45、）按Tc=min（Tce，Tcs）計算所得的最大彎曲應力w=2×5690.25×1×0.72×1.×1031.0×7×270×42×0.28=368.66Mpa<w 此計算結(jié)果滿足設計要求； 2）按Tcf計算的疲勞接觸應力 w=2×1145.97×1×0.72×1.0×1031.0×7×270×42×0.28=74.24Mpa<w 疲勞接觸應力也在許可范圍內(nèi)，滿足設計要求。2.6.3齒輪接觸強度計算 J=

46、cpD12Tzk0kskmkfkvbJJ×103 式中： D1-從動錐齒輪大端分度圓直徑，D1=49mm； cp-綜合彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副，取232.6N12/mm。 Tz-從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 kf表面品質(zhì)系數(shù)，它取決于齒面最后加工的性質(zhì)，一般情況下 對于制造精確的齒輪取kf=1.0； k0- 載荷系數(shù)，對于汽車k0=1； km-齒面載荷分配系數(shù)，對于夸置式支承，km=1.001.10， 取km=1.1; ks尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗 的情況下，當端面模數(shù)m1.6mm時，ks=4ms25.4=0.72; kv質(zhì)量系數(shù)，它與齒輪精度及齒輪分度圓上的切線速

47、度對齒間載荷的影響有光關，接觸好、周接及同心度準確是時，取kv=1.0 b-齒面寬，取b1和b2的較小者，b=b2=42mm; JJ-齒面接觸強度的綜合系數(shù),查參考資料所得，該值是0.17； 1）按Tce、Tcs兩者中之較小者計算輪齒的齒面接觸應力： j=232.649×2×103×1113.12×1×0.72×1.1×11×42×0.17=2 358.92Nmm2 此計算結(jié)果小于許用應力，符合設計要求。 2）按Tcf計算輪齒的齒面接觸應力：j=232.649×2×103×2

48、24.17×1×0.72×1.1×11×42×0.17=1 058.60Nmm2 此計算結(jié)果小于許用應力，符合設計要求。 按Tce、Tcs中較小的計算時，汽車主減速器齒輪的許用接觸應力不超過2800Nmm2；按Tcf計算時，許用接觸應力不超過1750Nmm2，破壞的循環(huán)次數(shù)為6×106次。而所計算得到的值都不超過極限值，所以是合格的。2.6.4 強度計算后齒輪尺寸的調(diào)整如前所述，強度計算所得的彎曲應力和接觸應力應不超過他們的許用應力，否則應加大齒輪尺寸，使其計算應力在許用應力的范圍內(nèi)。加大后的齒輪尺寸，可近似地按以下兩式求得

49、。按彎曲強度：D'=D2.75ww按接觸強度：D'=D1.5jj式中：D2加大尺寸的齒輪的節(jié)圓直徑，mm； D1原試選的齒輪的節(jié)圓直徑，mm； w原試選的齒輪的計算彎曲應力，Nmm2； w許用彎曲應力，Nmm2； j原試選的齒輪的計算接觸應力，Nmm2； j許用接觸應力，Nmm2；經(jīng)過核算，所設計的齒輪均符合要求，所以不需要進行齒輪齒輪的調(diào)整。2.7主減速齒輪的材料及熱處理對驅(qū)動橋主減速器齒的材料及熱處理應滿足如下要求： 1） 具有較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；故輪齒表面應有高的硬度； 2） 齒輪芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷

50、，避免在沖擊載荷下齒根折斷； 3） 鋼材鍛造、切削與熱處理加工性能良好，熱處理變形要小或變形規(guī)律易控制，以提高產(chǎn)品質(zhì)量、縮短制造時間、減小生產(chǎn)成本并降低廢品率； 4） 選擇齒輪材料合金元素時，為了節(jié)約鎳、鉻等元素，我國發(fā)展了以錳、釩、鈦、鉬、硅等元素的合金結(jié)構(gòu)鋼系統(tǒng)。 汽車主減速器雙曲面齒輪與差速器的直齒錐齒輪，基本上都用滲碳合金鋼制造，其鋼號主要有：20CrMnTi、22CrMnMo、20MnVB、20CrNiMo、20Mn2TiB等。 用滲碳合金鋼制造齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到5864HRC，而芯部硬度較低，當端面模數(shù)m>

51、8時為2945 HRC。當m<8時為3245 HRC。 由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪的傳動副在熱處理及精加工后均予以厚度為0.0050.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25。對于滑動速度高的齒輪，為了滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進行滲硫處理。滲硫處理時的溫度低，故不會引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。本設計中主減速器主、從動齒輪材料均采用20CrMnTi。第3章 差速器設計3.1 差速器功用的闡述差速器的功用是當汽車轉(zhuǎn)彎行