車輛工程畢業(yè)設(shè)計(jì)論文輕型商用車主減速器設(shè)計(jì)【全套圖紙】

1、目 錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc233715626 摘 要 PAGEREF _Toc233715626 h I HYPERLINK l _Toc233715627 Abstract PAGEREF _Toc233715627 h II HYPERLINK l _Toc233715628 第1章 緒 論 PAGEREF _Toc233715628 h 1 HYPERLINK l _Toc233715629 1.1國(guó)內(nèi)外主減速器行業(yè)現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì) PAGEREF _Toc233715629 h 1 HYPERLINK l _Toc233715630 1.2本

2、設(shè)計(jì)的目的和意義 PAGEREF _Toc233715630 h 2 HYPERLINK l _Toc233715631 1.3本次設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容 PAGEREF _Toc233715631 h 2 HYPERLINK l _Toc233715632 第2章 主減速器的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc233715632 h 3 HYPERLINK l _Toc233715633 2.1主減速器的結(jié)構(gòu)型式的選擇 PAGEREF _Toc233715633 h 3 HYPERLINK l _Toc233715634 主減速器的減速型式 PAGEREF _Toc233715634 h 3 HYPERL

3、INK l _Toc233715635 主減速器齒輪的類型的選擇 PAGEREF _Toc233715635 h 4 HYPERLINK l _Toc233715636 主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承形式 PAGEREF _Toc233715636 h 6 HYPERLINK l _Toc233715637 主減速器從動(dòng)錐齒輪的支承形式及安置方法 PAGEREF _Toc233715637 h 7 HYPERLINK l _Toc233715638 2.2主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 PAGEREF _Toc233715638 h 8 HYPERLINK l _Toc233715639 主減速比

4、的確定 PAGEREF _Toc233715639 h 8 HYPERLINK l _Toc233715640 主減速器計(jì)算載荷的確定 PAGEREF _Toc233715640 h 9 HYPERLINK l _Toc233715641 主減速器基本參數(shù)的選擇 PAGEREF _Toc233715641 h 11 HYPERLINK l _Toc233715642 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計(jì)算 PAGEREF _Toc233715642 h 15 HYPERLINK l _Toc233715643 主減速器雙曲面齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 PAGEREF _Toc233715643 h 23 HYP

5、ERLINK l _Toc233715644 主減速器齒輪的材料及熱處理 PAGEREF _Toc233715644 h 27 HYPERLINK l _Toc233715645 2.3主減速器軸承的選擇 PAGEREF _Toc233715645 h 28 HYPERLINK l _Toc233715646 計(jì)算轉(zhuǎn)矩的確定 PAGEREF _Toc233715646 h 28 HYPERLINK l _Toc233715647 齒寬中點(diǎn)處的圓周力 PAGEREF _Toc233715647 h 28 HYPERLINK l _Toc233715648 雙曲面齒輪所受的軸向力和徑向力 PAGE

6、REF _Toc233715648 h 29 HYPERLINK l _Toc233715649 主減速器軸承載荷的計(jì)算及軸承的選擇 PAGEREF _Toc233715649 h 30 HYPERLINK l _Toc233715650 2.4本章小結(jié) PAGEREF _Toc233715650 h 34 HYPERLINK l _Toc233715651 第3章 差速器設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc233715651 h 35 HYPERLINK l _Toc233715652 3.1差速器結(jié)構(gòu)形式的選擇 PAGEREF _Toc233715652 h 35 HYPERLINK l _To

7、c233715653 3.2對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 PAGEREF _Toc233715653 h 37 HYPERLINK l _Toc233715654 3.3對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) PAGEREF _Toc233715654 h 38 HYPERLINK l _Toc233715655 3.4對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc233715655 h 38 HYPERLINK l _Toc233715656 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 PAGEREF _Toc233715656 h 38 HYPERLINK l _Toc233715657 差速器齒

8、輪的幾何計(jì)算 PAGEREF _Toc233715657 h 40 HYPERLINK l _Toc233715658 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 PAGEREF _Toc233715658 h 42 HYPERLINK l _Toc233715659 3.5本章小結(jié) PAGEREF _Toc233715659 h 43 HYPERLINK l _Toc233715660 第4章 驅(qū)動(dòng)半軸的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc233715660 h 44 HYPERLINK l _Toc233715661 4.1半軸結(jié)構(gòu)形式的選擇 PAGEREF _Toc233715661 h 44 HYPERLINK

9、l _Toc233715662 4.2全浮式半軸計(jì)算載荷的確定 PAGEREF _Toc233715662 h 46 HYPERLINK l _Toc233715663 4.3全浮式半軸的桿部直徑的初選 PAGEREF _Toc233715663 h 47 HYPERLINK l _Toc233715664 4.4全浮式半軸的強(qiáng)度計(jì)算 PAGEREF _Toc233715664 h 47 HYPERLINK l _Toc233715665 4.5半軸花鍵的計(jì)算 PAGEREF _Toc233715665 h 47 HYPERLINK l _Toc233715666 花鍵尺寸參數(shù)的計(jì)算 PAGE

10、REF _Toc233715666 h 47 HYPERLINK l _Toc233715667 花鍵的校核 PAGEREF _Toc233715667 h 49 HYPERLINK l _Toc233715668 4.6本章小結(jié) PAGEREF _Toc233715668 h 50 HYPERLINK l _Toc233715669 結(jié) 論 PAGEREF _Toc233715669 h 51 HYPERLINK l _Toc233715670 參考文獻(xiàn) PAGEREF _Toc233715670 h 52 HYPERLINK l _Toc233715671 致 謝 PAGEREF _Toc

11、233715671 h 53 HYPERLINK l _Toc233715672 附錄A： PAGEREF _Toc233715672 h 54摘要本設(shè)計(jì)的任務(wù)是設(shè)計(jì)一臺(tái)用于輕型商用車上的主減速器，采用單級(jí)主減速器，該減速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積及質(zhì)量小且成本低等優(yōu)點(diǎn)，因此廣泛用于各種中、小型汽車上。例如，轎車、輕型載貨汽車都是采用單級(jí)主減速器，大多數(shù)的中型載貨汽車也采用這種形式。根據(jù)輕型載貨汽車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速、發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)，選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車設(shè)計(jì)、汽車?yán)碚摗⑵嚇?gòu)造、機(jī)械設(shè)計(jì)

12、等相關(guān)知識(shí)，計(jì)算出相關(guān)的主減速器參數(shù)并論證設(shè)計(jì)的合理性。它功用是：將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應(yīng)降低轉(zhuǎn)速；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)還具有改變轉(zhuǎn)矩旋轉(zhuǎn)方向的作用。本設(shè)計(jì)主要內(nèi)容有：主減速器的齒輪類型、主減速器的減速形式、主減速器主動(dòng)齒輪和從動(dòng)錐齒輪的支承形式、主減速比的確定、主減速器計(jì)算載荷的確定、主減速器基本參數(shù)的選擇、主減速器齒輪的材料及熱處理、主減速器軸承的計(jì)算、對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理、對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)、對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì)、全浮式半軸計(jì)算載荷的確定、全浮式半軸的直徑的選擇、全浮式半軸的強(qiáng)度計(jì)算、半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算。全套圖紙，加153893706關(guān)鍵詞: 主減速比；主動(dòng)齒

13、輪；從動(dòng)齒輪；差速器；行星齒輪 AbstractThe design task is to design for a light commercial vehicle on the main reducer, using a single-stage main reducer, the reducer is simple in structure, size and quality of small and low cost, it is widely used in a variety of small and medium-sized car. For example, car, li-g

14、ht truck and are based on single-stage main reducer, the majority of medium-laden vehic-les were also using this form.According to the shape of light truck, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and the maximum speed, the engI-nes maximum p

15、ower, maximum torque, displacement and other important parameters, se-lect the appropriate The main reduction ratio. Based on the above parameters, combined w-ith the car design, automotive theory, automobile construction, mechanical design and oth-er related knowledge, to calculate the relevant par

16、ameters of the main reducer and demon-strate the rationality of the design.Its purpose is to: increase the input torque and lower speed; when the motor home also has a vertical change in the direction of the role of spin torque.The main elements of design are: the main type of gear reducer, speed re

17、ducer forms the main, the main driving gear reducer and the driven bevel gear supporting the form of the determination of the main reduction ratio, the main reducer of the calculation to deter-mine the load, the main reducer Basic parameters of the choice of the main reduce-rgear materials and heat

18、treatment, the calculation of the main bearing reducer, pla-netary gear symmetric conical differential of the differential principle, symmetric co-ne of the structure of planetary gear differential, planetary symmetric cone different-ial gear design, the whole floating axle load calculation to deter

19、mine the whole dia-meter floating axle option, all the strength of floating axle, the axle spline strength calculation.Key words: The main reduction ratio; gear; driven gear; differential; Planetary Gear 緒論國(guó)內(nèi)外主減速器行業(yè)現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì)中國(guó)汽車主減速器產(chǎn)業(yè)是緊隨桑塔納等合資項(xiàng)目的國(guó)產(chǎn)化配套戰(zhàn)略成長(zhǎng)起來的，發(fā)展時(shí)間不長(zhǎng)。相比跨過公司，我國(guó)汽車主減速器企業(yè)多年來定位于汽車集團(tuán)內(nèi)部配套或服務(wù)于地

20、方區(qū)域市場(chǎng)，國(guó)內(nèi)競(jìng)爭(zhēng)不充分，發(fā)展明顯滯后于整車。主要表現(xiàn)在以下幾個(gè)方面：一是市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)不充分，產(chǎn)業(yè)集中度低，企業(yè)規(guī)模效益普遍不高，不能適應(yīng)零部件業(yè)規(guī)?；⒌统杀镜陌l(fā)展要求。二是受體系供應(yīng)鏈條的限制，不同地區(qū)的主減速器供應(yīng)體系之間的供應(yīng)鏈互相不交叉。三是主減速器供應(yīng)以外資或合資企業(yè)為主，本土企業(yè)的專業(yè)化水平不高，產(chǎn)品技術(shù)含量低。國(guó)外汽車主減速器行業(yè)現(xiàn)狀：一是零部件市場(chǎng)投資集中，易于形成較大經(jīng)濟(jì)規(guī)模，生產(chǎn)成本降低，利于實(shí)現(xiàn)通用化共享平臺(tái)；二是主減速器企業(yè)產(chǎn)品研發(fā)投入力度大，便于技術(shù)水平提升，形成與主機(jī)廠的同步開發(fā)能力；三是這種現(xiàn)象導(dǎo)致其他國(guó)家主減速器企業(yè)跨地區(qū)、跨集團(tuán)的資產(chǎn)重組難以實(shí)現(xiàn)上規(guī)模、上水平

21、的目標(biāo)，其后果是其產(chǎn)品的技術(shù)水平、生產(chǎn)成本、產(chǎn)品質(zhì)量以及營(yíng)銷服務(wù)網(wǎng)絡(luò)等與跨國(guó)公司的差距進(jìn)一步拉大。由于新的競(jìng)爭(zhēng)環(huán)境的形成，以歐美日為代表的全球性汽車產(chǎn)業(yè)鏈正在逐步構(gòu)成一個(gè)新型的汽車工業(yè)零整關(guān)系，我們可以清楚地看到世界汽車零部件企業(yè)正紛紛從整車企業(yè)中獨(dú)立出來， 這極大地改變了原有汽車產(chǎn)業(yè)的垂直一體化分工協(xié)作模式，零部件企業(yè)與整車企業(yè)形成了對(duì)等合作、戰(zhàn)略伙伴的互動(dòng)協(xié)作關(guān)系。根據(jù)Wards AutoWorld的最新調(diào)研表明，日本汽車業(yè)在近幾年來通過建立起一種以追求團(tuán)隊(duì)精神和協(xié)調(diào)意識(shí)，運(yùn)用戰(zhàn)略聯(lián)盟或外包的形式，加強(qiáng)與供應(yīng)商和承銷商之間合作的新型零整體系顯得尤為富有成效。經(jīng)由細(xì)致的功能與成本比較，研究自

22、身優(yōu)勢(shì)所在，或有可能建立起的競(jìng)爭(zhēng)優(yōu)勢(shì)，并集中力量發(fā)展這種優(yōu)勢(shì)；同時(shí)，從維護(hù)企業(yè)品牌角度研究企業(yè)的核心環(huán)節(jié)，保留并增強(qiáng)這些環(huán)節(jié)上的能力，把不具有優(yōu)勢(shì)的或非核心的一些環(huán)節(jié)分離出去，同時(shí)不斷尋求能與之達(dá)到協(xié)同的合作伙伴，共同完成價(jià)值鏈的全過程。日本企業(yè)的做法，擺脫了“縱向一體化”的負(fù)面影響，將資源得以外延，借助零部件企業(yè)的資源達(dá)到快速響應(yīng)市場(chǎng)的目的，于是出現(xiàn)了這一新型的“橫向一體化”模式。發(fā)展趨勢(shì)：世界汽車工業(yè)的全球化重組和我國(guó)汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，使汽車主減速器產(chǎn)業(yè)處于快速變化的環(huán)境中，我國(guó)汽車主減速器企業(yè)在發(fā)展戰(zhàn)略的制定和實(shí)施過程中，還會(huì)不斷出現(xiàn)新的問題，對(duì)已有問題的認(rèn)識(shí)也在不斷深化。這就要求我們

23、與時(shí)俱進(jìn)，開拓思想，不斷提高對(duì)問題的認(rèn)識(shí)，及時(shí)調(diào)整對(duì)策措施，從容應(yīng)對(duì)，使企業(yè)穩(wěn)步健康發(fā)展。當(dāng)今世界各國(guó)齒輪和齒輪減速器向著六高、二低、二化方向發(fā)展的總趨勢(shì)，即：高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高傳動(dòng)效率；低噪聲、低成本；標(biāo)準(zhǔn)化和多樣化。由于計(jì)算機(jī)技術(shù)、信息技術(shù)和自動(dòng)化技術(shù)的廣泛應(yīng)用，齒輪減速器的發(fā)展將躍上新的臺(tái)階，從經(jīng)濟(jì)指標(biāo)、產(chǎn)業(yè)鏈、宏觀政策等多個(gè)角度刻畫汽車主減速器發(fā)展變化，洞察行業(yè)發(fā)展動(dòng)向，精確把握發(fā)展規(guī)律，可見中國(guó)本土汽車主減速器存在巨大發(fā)展空間。因此，此題目的設(shè)計(jì)尤為重要。本設(shè)計(jì)的目的和意義隨著加入WTO以來我國(guó)汽車市場(chǎng)的進(jìn)一步開放，跨國(guó)汽車集團(tuán)及零部件供應(yīng)商紛紛調(diào)整

24、了在華戰(zhàn)略，將過去相對(duì)獨(dú)立的“中國(guó)戰(zhàn)略”轉(zhuǎn)變?yōu)榉掀溟L(zhǎng)遠(yuǎn)利益和整體利益的“全球戰(zhàn)略”，中國(guó)市場(chǎng)逐步成為其“全球戰(zhàn)略”的重要組成部分，它們對(duì)中國(guó)市場(chǎng)的投資會(huì)進(jìn)一步加大?？梢灶A(yù)見，跨國(guó)汽車集團(tuán)及核心零部件供應(yīng)商對(duì)我國(guó)汽車產(chǎn)業(yè)的控制力會(huì)進(jìn)一步增強(qiáng)。主減速器是驅(qū)動(dòng)橋的重要組成部分，其性能的好壞直接影響到車輛的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性。目前,國(guó)內(nèi)減速器行業(yè)重點(diǎn)骨干企業(yè)的產(chǎn)品品種、規(guī)格及參數(shù)覆蓋范圍近幾年都在不斷擴(kuò)展，產(chǎn)品質(zhì)量已達(dá)到國(guó)外先進(jìn)工業(yè)國(guó)家同類產(chǎn)品水平，完全可承擔(dān)起為我國(guó)汽車行業(yè)提供傳動(dòng)裝置配套的重任，部分產(chǎn)品還出口至歐美及東南亞地區(qū)。由于計(jì)算機(jī)技術(shù)、信息技術(shù)和自動(dòng)化技術(shù)的廣泛應(yīng)用，主減速器將有更進(jìn)一步的發(fā)

25、展。對(duì)主減速器的研究能極大地促進(jìn)我國(guó)的汽車工業(yè)的發(fā)展。本次設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容本設(shè)計(jì)的目標(biāo)是設(shè)計(jì)一種輕型商用車的主減速器，本設(shè)計(jì)主要研究的內(nèi)容有：主減速器的齒輪類型、主減速器的減速形式、主減速器主動(dòng)齒輪和從動(dòng)錐齒輪的支承形式、主減速比的確定、主減速器計(jì)算載荷的確定、主減速器基本參數(shù)的選擇、主減速器齒輪的材料及熱處理、主減速器軸承的計(jì)算、對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理、對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)、對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì)、全浮式半軸計(jì)算載荷的確定、全浮式半軸的直徑的選擇、全浮式半軸的強(qiáng)度計(jì)算、半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算。主減速器的設(shè)計(jì)根據(jù)輕型載貨汽車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑

26、、車輛重量、滿載重量以及最高車速、發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)，選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車設(shè)計(jì)、汽車?yán)碚摗⑵嚇?gòu)造、機(jī)械設(shè)計(jì)等相關(guān)知識(shí)，計(jì)算出相關(guān)的主減速器參數(shù)并論證設(shè)計(jì)的合理性。主減速器的結(jié)構(gòu)型式的選擇主減速器的結(jié)構(gòu)型式，主要是根據(jù)其齒輪類型、主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。主減速器的減速型式主減速器的減速型式分為單級(jí)減速、雙級(jí)減速、雙速減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、主減速及輪邊減速等。(1)單級(jí)主減速器如圖2.1所示為單級(jí)主減速器。由于單級(jí)主減速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點(diǎn)，廣泛用在主減速比i7.6的各種中、小型汽車

27、上。單級(jí)主減速器都是采用一對(duì)螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪，也有采用蝸輪傳動(dòng)的。 圖2.1單極主減速器 圖2.2雙級(jí)主減速器(2)雙級(jí)減速如圖2.2所示為雙級(jí)主減速器。由兩級(jí)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(7.60時(shí)可取=2.0；汽車滿載時(shí)的總質(zhì)量在此取5455 ；該汽車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目在此取1；傳動(dòng)系上傳動(dòng)部分的傳動(dòng)效率，在此取0.9。根據(jù)以上參數(shù)可以由(2.3）得：=6211（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 （2.4）式中：汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，在此取32550N，此數(shù)據(jù)參考同類車型； 輪胎對(duì)路面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般

28、輪胎的公路用汽車，可以取=0.85；對(duì)越野汽車取=1.0；對(duì)于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級(jí)轎車取=1.25；在此取=0.85；車輪的滾動(dòng)半徑，在此選用輪胎型號(hào)為7.50-16，則有其滾動(dòng)半徑為0.394m； ，分別為所計(jì)算的主減速器從動(dòng)錐齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0。所以由公式（2.4）得:=12112（3）按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩對(duì)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)的轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂的平均牽引力的值來確定： （2.5）式中：汽車滿載時(shí)的總重量，在此取54550N;所牽引的掛車滿載時(shí)總重量，N，但僅用于牽引車的計(jì)算

29、；道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于載貨汽車可取0.0150.020；在此取0.018； 汽車正常行駛時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)，對(duì)于載貨汽車可取0.050.09在此取0.07；汽車的性能系數(shù)在此取0；，分別為所計(jì)算的主減速器從動(dòng)錐齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0；該汽車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目在此取1； 車輪的滾動(dòng)半徑，在此選用輪胎型號(hào)為7.50-16，則有其滾動(dòng)半徑為0.394m。所以由式（2.5）得： =2101.5主減速器基本參數(shù)的選擇（1）主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)和選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素：為了磨合均勻，之間應(yīng)避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)

30、度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40；為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度對(duì)于商用車一般不小于6；主傳動(dòng)比較大時(shí)，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙；對(duì)于不同的主傳動(dòng)比，和應(yīng)有適宜的搭配。 （2）從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)對(duì)于單級(jí)主減速器，增大尺寸會(huì)影響驅(qū)動(dòng)橋殼的離地間隙，減小又會(huì)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?？筛鶕?jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即 （2.6）式中：直徑系數(shù)，一般取13.016.0；從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，為和中的較小者取其值為6221；由式（2.6）得： =（13.016.0）=（239.09294.27）；初選=260 則齒輪端面模數(shù)=/=260/35=7

31、.43=357.43=260.05（3）主，從動(dòng)齒輪齒面寬的選擇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齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會(huì)減小了齒根圓角半徑，加大了集中應(yīng)力，還降低了刀具的使用壽命。此外，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)引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強(qiáng)度會(huì)降低。 另外,由于雙曲面齒輪的幾何特性,雙曲面小齒輪齒面寬比大齒輪齒面寬要大。一般取大齒輪齒面寬=0.155=0.155260.05=38.09mm，小齒輪齒面寬=1

32、.1=1.138.09=41.90mm（4）小齒輪偏移距及偏移方向的選擇載貨汽車主減速器的E值，不應(yīng)超過從從動(dòng)齒輪節(jié)錐距的20%（或取E值為d的10%12%，且一般不超過12%）。傳動(dòng)比愈大則E值也應(yīng)愈大，大傳動(dòng)比的雙曲面齒輪傳動(dòng)，偏移距E可達(dá)從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑的2030。但當(dāng)E大干的20時(shí)，應(yīng)檢查是否存在根切。E=(0.10.12) =(0.10.12)260.05=26.0131.20mm初選E=30mm雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種，如圖2.7所示：由從動(dòng)齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動(dòng)齒輪處于右側(cè)，這時(shí)如果主動(dòng)齒輪在從動(dòng)齒輪中心線上方時(shí)，則為上偏移，在下方時(shí)則為下偏移。其中a、b

33、是下偏移，c、d是上偏移。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(shí)主動(dòng)齒輪的螺旋方向?yàn)樽笮?，從?dòng)齒輪為右旋；上偏移時(shí)主動(dòng)齒輪為右旋，從動(dòng)齒輪為左旋。本減速器采用下偏移。 （a） （b） （c） （d）圖2.7 雙曲面齒輪的偏移方式（5）螺旋角的選擇雙曲面齒輪螺旋角是沿節(jié)錐齒線變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，齒面寬中點(diǎn)處的螺旋角稱為齒輪中點(diǎn)螺旋角。螺旋錐齒輪中點(diǎn)處的螺旋角是相等的。二對(duì)于雙曲面齒輪傳動(dòng)，由于主動(dòng)齒輪相對(duì)于從動(dòng)齒輪有了偏移距，使主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪中點(diǎn)處的螺旋角不相等。且主動(dòng)齒輪的螺旋角大，從動(dòng)齒輪的螺旋角小。 選時(shí)應(yīng)考慮它對(duì)齒面重合度，輪齒強(qiáng)

34、度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時(shí)嚙合的齒越多，傳動(dòng)越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強(qiáng)度越高，應(yīng)不小于1.25，在1.52.0時(shí)效果最好，但過大，會(huì)導(dǎo)致軸向力增大。 汽車主減速器雙曲面齒輪大小齒輪中點(diǎn)處的平均螺旋角多為3540。主動(dòng)齒輪中點(diǎn)處的螺旋角可按下式初選:=+ （2.7）式中：主動(dòng)輪中點(diǎn)處的螺旋角，mm；，主、從動(dòng)輪齒數(shù)；分別為8，35；雙曲面齒輪偏移距, 30mm；從動(dòng)輪節(jié)圓直徑，260.05mm；由式（2.7）得:=+=45.84從動(dòng)齒輪中點(diǎn)螺旋角可按下式初選:雙曲面齒輪傳動(dòng)偏移角的近似值；雙曲面從動(dòng)齒輪齒面寬為38.09mm；=-=45.84-=34.23、從動(dòng)齒輪和主動(dòng)齒輪

35、中點(diǎn)處的螺旋角。平均螺旋角=40.04。（6）螺旋方向的選擇主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。如圖2.8所示，螺旋方向與雙曲面齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向，當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離的趨勢(shì)，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動(dòng)錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時(shí)針運(yùn)動(dòng)，這樣從動(dòng)錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時(shí)針，驅(qū)動(dòng)汽車前進(jìn)。圖2.8 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力（7）法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強(qiáng)度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對(duì)于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，對(duì)于雙曲面齒輪，由

36、于其主動(dòng)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或20的平均壓力角，在此選用20的平均壓力角。主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計(jì)算（1）大齒輪齒頂角與齒根角圖2.9 收縮齒兩種形式標(biāo)準(zhǔn)收縮齒（a）和雙重收縮齒(b)各有其優(yōu)缺點(diǎn)，采用哪種收縮齒應(yīng)按具體情況而定。雙重收縮齒的優(yōu)點(diǎn)在于能提高小齒輪粗切工序的效率。雙重收縮齒的輪齒參數(shù)，其大、小齒輪根錐角的選定是考慮到用一把使用上最大的刀頂距的粗切刀，切出沿齒面寬方向正確的齒厚收縮來。當(dāng)大齒輪直徑大于刀盤半徑時(shí)采用這種方法是最好的，不是這種情況而要采用雙重收縮齒，齒高的急劇收縮將使小端的齒輪又短又粗。標(biāo)準(zhǔn)收縮齒在齒高方向的

37、收縮好，但可能使齒厚收縮過多，結(jié)果造成小齒輪粗切刀的刀頂距太小。這種情況可用傾錐根母線收縮齒的方法或仔細(xì)選用刀盤半徑加以改善，即當(dāng)雙重收縮齒會(huì)使齒高方向收縮過多，而標(biāo)準(zhǔn)收縮齒會(huì)使齒厚收縮過多時(shí)，可采用傾錐根母線收縮齒作為兩者之間的這種。大齒輪齒頂角和齒根角為了得到良好的收縮齒,應(yīng)按下述計(jì)算選擇應(yīng)采用采用雙重收縮齒還是傾錐根母線收縮齒。用標(biāo)準(zhǔn)收縮齒公式來計(jì)算及 （2.8） （2.9） （2.10） （2.11） （2.12） （2.13） （2.14） （2.15） （2.16）由（2.12）與（2.13）聯(lián)立可得: （2.17） （2.18） （2.19） （2.20） （2.21）式中： ,

38、小齒輪和大齒輪的齒數(shù)；大齒輪的最大分度圓直徑,已算出為260.05mm；大齒輪在齒面寬中點(diǎn)處的分度圓半徑；在節(jié)錐平面內(nèi)大齒輪齒面寬中點(diǎn)錐距mm；大齒輪齒面寬中點(diǎn)處的齒工作高；大齒輪齒頂高系數(shù)取0.15；大齒輪齒寬中點(diǎn)處的齒頂高；大齒輪齒寬中點(diǎn)處的齒跟高；大齒輪齒面寬中點(diǎn)處的螺旋角；大齒輪的節(jié)錐角；齒深系數(shù)取3.7；從動(dòng)齒輪齒面寬。所以： 43.820.73 計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)收縮齒齒頂角與齒根角之和。 （2.22） （2.23） （2.24） （2.25）由式（2.19）與（2.23）聯(lián)立可得: （2.26） 刀盤名義半徑,按表選取為114.30mm 輪齒收縮系數(shù)當(dāng)為正數(shù)時(shí),為傾根錐母線收縮齒，應(yīng)按傾根

39、錐母線收縮齒重新計(jì)算及。按傾根錐母線收縮齒重新計(jì)算大齒輪齒頂角及齒跟角。 （2.27） （2.28） （2.29） （2.30） 由式（2.27）與（2.28）聯(lián)立可得: （2.31） （2.32）大齒輪齒頂高系數(shù)取0.15傾根錐母線收縮齒齒根角齒頂角之和（2）大齒輪齒頂高 （2.33） （2.34）大齒輪節(jié)錐距由式（2.33），（2.34）得：（3）大齒輪齒跟高 （2.35）大齒輪齒寬中點(diǎn)處齒跟高由式（2.35）得：（4）徑向間隙（5）大齒輪齒全高（6）大齒輪齒工作高（7）大齒輪的面錐角（8）大齒輪的根錐角（9）大齒輪外圓直徑（10）小齒輪面錐角（11）小齒輪的根錐角（12）小齒輪的齒頂高和

40、齒根高齒頂高:齒根高； 表2.2 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸參數(shù)表序 號(hào)項(xiàng) 目符號(hào)數(shù)值1主動(dòng)齒輪齒數(shù)82從動(dòng)齒輪齒數(shù)353端面模數(shù)7.54主動(dòng)齒輪齒面寬41.90 mm5從動(dòng)齒輪齒面寬38.09 mm6主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑60.00 mm7從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑262.5mm8主動(dòng)齒輪節(jié)錐角12.889從動(dòng)齒輪節(jié)錐角77.1210節(jié)錐距 133.31mm11 偏移距30mm12主動(dòng)齒輪中點(diǎn)螺旋角 45.8413從動(dòng)齒輪中點(diǎn)螺旋角34.2314平均螺旋角40.0415刀盤名義半徑114.30mm16從動(dòng)齒輪齒頂角1.1217從動(dòng)齒輪齒根角6.3418主動(dòng)齒輪齒頂高5.75mm19從動(dòng)齒輪齒頂高1.77

41、mm20主動(dòng)齒輪齒根高7.26mm21從動(dòng)齒輪齒根高 11.84mm22螺旋角3523徑向間隙 1.51mm24從動(dòng)齒輪的齒工作高11.5mm25主動(dòng)齒輪的面錐角18.81 26從動(dòng)齒輪的面錐角78.2427主動(dòng)齒輪的根錐角11.5228從動(dòng)齒輪的根錐角70.7829最小齒側(cè)間隙允許值0.175mm主減速器雙曲面齒輪的強(qiáng)度計(jì)算在完成主減速器齒輪的幾何計(jì)算之后，應(yīng)對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，以保證其有足夠的強(qiáng)度和壽命以及安全可靠性地工作。在進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。1、齒輪的損壞形式及壽命齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點(diǎn)及影響

42、因素分述如下： （1）輪齒折斷 主要分為疲勞折斷及由于彎曲強(qiáng)度不足而引起的過載折斷。折斷多數(shù)從齒根開始，因?yàn)辇X根處齒輪的彎曲應(yīng)力最大。 = 1 * GB3 疲勞折斷：在長(zhǎng)時(shí)間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的彎曲應(yīng)力。如果最高應(yīng)力點(diǎn)的應(yīng)力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產(chǎn)生初始的裂紋。隨著載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋不斷擴(kuò)大，最后導(dǎo)致輪齒部分地或整個(gè)地?cái)嗟?。在開始出現(xiàn)裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個(gè)光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。 = 2 * GB3 過載折斷：由于設(shè)計(jì)不當(dāng)或齒輪的材料及熱處理不符合

43、要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強(qiáng)度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側(cè)間隙調(diào)節(jié)不當(dāng)、安裝剛度不足、安裝位置不對(duì)等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時(shí)，往往會(huì)使一端（經(jīng)常是大端）沿斜向產(chǎn)生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。 為了防止輪齒折斷，應(yīng)使其具有足夠的彎曲強(qiáng)度，并選擇適當(dāng)?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質(zhì)量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。 （2）齒面的點(diǎn)蝕及剝落 齒面的疲勞點(diǎn)蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報(bào)廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強(qiáng)度不

44、足而引起的。 = 1 * GB3 點(diǎn)蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結(jié)果。由于接觸區(qū)產(chǎn)生很大的表面接觸應(yīng)力，常常在節(jié)點(diǎn)附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開始，形成極小的齒面裂紋進(jìn)而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點(diǎn)的現(xiàn)象就稱為點(diǎn)蝕。一般首先產(chǎn)生在幾個(gè)齒上。在齒輪繼續(xù)工作時(shí)，則擴(kuò)大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至?xí)饾u使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動(dòng)載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤(rùn)滑效果是提高抗點(diǎn)蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應(yīng)力。在允許的范圍內(nèi)適當(dāng)加大齒面寬也是一種辦法。 = 2 * GB3 齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表

45、面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點(diǎn)蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強(qiáng)度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會(huì)引起齒面剝落。當(dāng)滲碳齒輪熱處理不當(dāng)使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時(shí)，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。（3）齒面膠合 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤(rùn)滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦?xí)r，因高溫、高壓而將金屬粘結(jié)在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。它多出現(xiàn)在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產(chǎn)生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強(qiáng)度是按齒面接觸點(diǎn)的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是

46、改善潤(rùn)滑條件等。（4）齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動(dòng)、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動(dòng)中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應(yīng)予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長(zhǎng)期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤(rùn)滑油并進(jìn)行清洗是防止不正常磨損的有效方法。汽車驅(qū)動(dòng)橋的齒輪，承受的是交變負(fù)荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點(diǎn)蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時(shí)，其循環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。 2、實(shí)踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩）有

47、關(guān)，而與汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動(dòng)橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩Tec和最大附著轉(zhuǎn)矩Tcs并不是使用中的持續(xù)載荷，強(qiáng)度計(jì)算時(shí)只能用它來驗(yàn)算最大應(yīng)力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。 主減速器雙曲面齒輪的強(qiáng)度計(jì)算（1） 單位齒長(zhǎng)上的圓周力在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長(zhǎng)圓周力來估算，即 Nmm (2.36)式中：P作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax和最大附著力矩 兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算，N； 從動(dòng)齒輪的齒面寬，在此取38.09mm. 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) Nmm （2.37）式中：發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取300； 變速器的傳動(dòng)比在此取4.

48、3； 主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在此取59.43mm；按式（2.36）得： Nmm在現(xiàn)代汽車的設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長(zhǎng)上的圓周力有時(shí)提高許用數(shù)據(jù)的20%25%。經(jīng)驗(yàn)算以上數(shù)據(jù)在許用范圍內(nèi)。（2）輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為 N/ （2.38） 式中：該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Nm,Nm; 超載系數(shù)；在此取1.0;尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關(guān)，當(dāng)時(shí)，在此0.829載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個(gè)齒輪均用騎馬式支承型式時(shí)，1.001.10式式支承時(shí)取1.101.25。支承剛度大時(shí)取最小值;質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動(dòng)

49、精度高時(shí)，可取1.0; 計(jì)算齒輪的齒面寬38.09mm;計(jì)算齒輪的齒數(shù)8;端面模7.5mm;計(jì)算彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)、載荷作用點(diǎn)的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應(yīng)力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對(duì)彎曲應(yīng)力計(jì)算的影響。參照?qǐng)D2.10取=0.28圖2.10 計(jì)算用彎曲綜合系數(shù)按Nm計(jì)算疲勞彎曲應(yīng)力135 N/ 210 N/ 按 Nm計(jì)算疲勞彎曲應(yīng)力479 N/ 700 N/所以主減速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。 (3) 輪齒的表面接觸強(qiáng)度計(jì)算錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 N/ (2.39)式中：主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩；材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取232.6/mm; ，見式(2.

50、38)下的說明; 尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對(duì)其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗(yàn)的情況下，可取1.0; 表面質(zhì)量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質(zhì)（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對(duì)于制造精確的齒輪可取1.0; 計(jì)算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對(duì)曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖2.11選取=0.17。圖2.11 接觸計(jì)算用綜合系數(shù)按計(jì)算：=2027 2800N/按計(jì)算：=1109 1750N/主減速器齒輪的材料及熱處理驅(qū)動(dòng)橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動(dòng)系的其它齒

51、輪相比，具有載荷大，作用時(shí)間長(zhǎng)，載荷變化多，帶沖擊等特點(diǎn)。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對(duì)于驅(qū)動(dòng)橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求：a.具有較高的疲勞彎曲強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應(yīng)有高的硬度；b.輪齒心部應(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c.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)律易于控制，以提高產(chǎn)品的質(zhì)量、縮短制造時(shí)間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率； d.選擇齒輪材料的合金元素時(shí)要適合我國(guó)的情況。汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制

52、造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達(dá)到5864HRC，而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù)8時(shí)為2945HRC11。由于新齒輪接觸和潤(rùn)滑不良，為了防止在運(yùn)行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動(dòng)副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對(duì)研磨）后均予與厚度0.0050.0100.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應(yīng)用于補(bǔ)償零件的公差尺寸，也不能代替潤(rùn)滑3。對(duì)齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命達(dá)25。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進(jìn)行滲硫處理。滲硫處理時(shí)溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可

53、以顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會(huì)防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生5。主減速器軸承的選擇計(jì)算轉(zhuǎn)矩的確定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向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。為計(jì)算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動(dòng)機(jī)也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實(shí)踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算。作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計(jì)算: (2.40)式中：發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，在此取300Nm；，變速器在各擋的使

54、用率，可參考表表2.4選取；，變速器各擋的傳動(dòng)比； ，變速器在各擋時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)的利用率。經(jīng)計(jì)算為261主動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)處的分度圓直徑mm齒寬中點(diǎn)處的圓周力 ZN (2.41)式中： 作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩。d1m該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑。按(2.41)計(jì)算主減速器主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力 Z =10.38KN雙曲面齒輪所受的軸向力和徑向力圖2.12 主動(dòng)錐齒輪齒面的受力圖如圖2.12，主動(dòng)錐齒輪螺旋方向?yàn)樽笮瑥腻F頂看旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針，F(xiàn) 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點(diǎn)A處的法向力，在A點(diǎn)處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)分解成兩個(gè)相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于

55、OA且位于OOA所在的平面，位于以O(shè)A為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。在此平面內(nèi)又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F(xiàn)與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有： （2.42） （2.43） （2.44）于是，作用在主動(dòng)錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為 （2.45） （2.46）由式（2.45）可計(jì)算 10.80KN由式（2.46）可計(jì)算=2.06KN主減速器軸承載荷的計(jì)算及軸承的選擇軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時(shí)，還應(yīng)考慮徑向力所應(yīng)起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支

56、承反力的向量和。當(dāng)主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計(jì)算出軸承的徑向載荷7。對(duì)于采用懸臂式的主動(dòng)錐齒輪和從動(dòng)錐齒輪的軸承載荷，如圖2.13所示。圖2.13 主減速器軸承的布置尺寸(1)主動(dòng)齒輪軸承的選擇初選 a=65,b=40軸承A，B的徑向載荷分別為 （2.47） （2.48）已知 =10.80KN，=2.06KN，a=65mm,b=40mm, 所以由式（2.47）和（2.48）得:軸承A的徑向力 軸承B的徑向力KN軸承A，B的徑向載荷分別為 KN 對(duì)于軸承A，承受軸向載荷和徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承，所承受的當(dāng)量動(dòng)載荷Q=XR+YA （2.49）式中： Q當(dāng)量動(dòng)載荷 X徑

57、向系數(shù) Y軸向系數(shù) 此時(shí)X=0.4，Y=1.96所以Q=16.830.4+10.81.9=27.25根據(jù)公式： (2.50)式中: 為溫度系數(shù)，在此取1.0;為載荷系數(shù)，在此取1.2壽命指數(shù)，取=所以=2.70310s假設(shè)汽車行駛十萬公里大修，對(duì)于無輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋來說，主減速器的主動(dòng)錐齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 (2.51)式中： 輪胎的滾動(dòng)半徑為390mm n軸承計(jì)算轉(zhuǎn)速 汽車的平均行駛速度，km/h;對(duì)于載貨汽車和公共汽車可取3035 km/h，在此取35km/h。所以有上式可得=238.72 r/min所以軸承能工作的額定軸承壽命： h (2.52) 式中: 軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速，r/min。由

58、上式可得軸承A的使用壽命代入公式(2.49)得 C=97.86KNA軸承選 32307 GB/T 297-946對(duì)于軸承B，承受徑向載荷和徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承，所承受的當(dāng)量動(dòng)載荷Q=XR+YA Q當(dāng)量動(dòng)載荷 X徑向系數(shù) Y軸向系數(shù) Q=7.02KN根據(jù)公式(2.49)得 C=25.66KNB軸承選 30208 GB/T 297-946（2）從動(dòng)齒輪軸承的選擇初選c=75mm,d=85mm.KN從動(dòng)齒輪軸向力 (2.53)從動(dòng)齒輪中點(diǎn)螺旋角，其值為34.23；從動(dòng)齒輪根錐角，其值為70.78。KN從動(dòng)齒輪徑向力 KN從動(dòng)輪齒寬中點(diǎn)處分度圓直徑mm對(duì)于軸承C,徑向力 (2.54)KN軸向力

59、當(dāng)量動(dòng)載荷 Q=XR=YA 其中e=0.36此時(shí)X=1,Y=0, 所以Q=9.42KN。根據(jù)公式(2.49)得： C=28.56KN選取30210圓錐滾子軸承6。對(duì)于軸承D,徑向力 (2.55)KN軸向力FAc=0當(dāng)量動(dòng)載荷 Q=XR=YA e=0.36此時(shí)X=1,Y=0, 所以Q=6.47KN。根據(jù)公式(2.49)得 C=24.52KN軸承D選取30210圓錐滾子軸承6。本章小結(jié)本章介紹了單級(jí)減速、雙級(jí)減速、雙速減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、主減速及輪邊減速等主減速器的減速形式，由于本車是輕型載貨汽車，通過對(duì)比決定采用單級(jí)主減速器；然后對(duì)采用何種齒輪類型進(jìn)行了討論，最后根據(jù)實(shí)際情況決定采用雙曲面

60、齒輪。以上問題解決后，對(duì)齒輪的具體參數(shù)進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，并對(duì)其進(jìn)行了校核。校核合格以后，進(jìn)行了軸承的選擇和校核。 差速器設(shè)計(jì)差速器結(jié)構(gòu)形式的選擇汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過的路程往往不等。例如，轉(zhuǎn)彎時(shí)內(nèi)、外兩側(cè)車輪行程顯然不同，即外側(cè)車輪滾過的距離大于內(nèi)側(cè)的車輪；汽車在不平路面上行駛時(shí)，由于路面波形不同也會(huì)造成兩側(cè)車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負(fù)荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會(huì)引起左、右車輪因滾動(dòng)半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅(qū)動(dòng)橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時(shí)不可避免地會(huì)產(chǎn)生驅(qū)動(dòng)輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)。這不僅會(huì)加劇輪胎的磨