1、學(xué)院名稱課程論文主減速器的設(shè)計(jì)指導(dǎo)教師專業(yè)名稱汽車主減速器作為汽車驅(qū)動(dòng)橋中重要的傳力部件，是汽車最關(guān)鍵的部件之一。它承擔(dān)著在汽車傳動(dòng)系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的作用，同時(shí)在動(dòng)力向左右驅(qū)動(dòng)輪分流的差速器之前設(shè)置一個(gè)主減速器，可以使主減速器前面的傳動(dòng)部件，如變速箱、分動(dòng)器、萬(wàn)向傳動(dòng)裝置等傳遞的扭矩減小，同時(shí)也減小了變速箱的尺寸和質(zhì)量，而且操控靈敏省力。汽車主減速器結(jié)構(gòu)多種多樣，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。按照主減速器齒輪的類型分為：螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪；按照主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承型式及安置方法分為：懸臂式和跨置式；按照主減速器減速形式分為：?jiǎn)渭?jí)減速、雙

2、級(jí)減速、雙速減速、貫通式主減速器和輪邊減速等。主減速器設(shè)計(jì)的好壞關(guān)系到汽車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性以及噪聲、壽命等諸多方面。如何協(xié)調(diào)好各方關(guān)系、合理匹配設(shè)計(jì)參數(shù)，以達(dá)到滿足使用要求的最優(yōu)目標(biāo)，是主減速器設(shè)計(jì)中最重要的問(wèn)題。關(guān)鍵詞：中型客車主減速器圓錐齒輪主減速器的設(shè)計(jì)1、汽車的主要參數(shù)車型中型貨車驅(qū)動(dòng)形式FR4X2發(fā)動(dòng)機(jī)位置最局車速最大爬坡度汽車總質(zhì)量滿載時(shí)前軸負(fù)荷率前置、縱置Uma=90km/himax>28%ma=9290kg25.4%外形尺寸總長(zhǎng)LaX總寬RX總高H=6910X2470X2455mm軸品EL=3950mm前輪距B后輪距B迎風(fēng)面積A空氣阻力系數(shù)C輪胎規(guī)格9.00離合器變速器下

3、面參數(shù)為參考資料所得:發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率及轉(zhuǎn)速發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速1=1810mm2=1800mmd=0.920或9.0R20單片干式摩擦離合器中間軸式、五擋114Kw-2600r/min;539Nm-1600r/min;主減速比1=4.44;變速器傳動(dòng)比抵擋/高檔6.3/1輪胎半徑：型號(hào)為9.0R20,輪胎胎體直徑為9.0英尺，輪物直徑為20英尺，所以半徑為9.02202.54八rr:0.48m2汽車滿載時(shí)質(zhì)量14t2、主減速器結(jié)構(gòu)形式的確定主減速器可以根據(jù)其齒輪類型、減速形式以及主、從動(dòng)齒輪的支承形式的不同而分類。2.1、 主減速器的輪齒類型的選擇主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓

4、柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。單級(jí)主減速器通常采用螺旋錐齒輪或者雙曲面齒輪傳動(dòng)1。a弧齒錐齒輪b雙曲面齒輪c圓柱齒輪傳動(dòng)d蝸桿傳動(dòng)圖2.1主減速器的幾種齒輪類型(1)、弧齒錐齒輪螺旋錐齒輪傳動(dòng)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(zhǎng)上面嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)的轉(zhuǎn)向另一端。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對(duì)以上的輪齒同時(shí)在嚙合，所以工作平穩(wěn)、能夠承受較大的符合、制造也簡(jiǎn)單。但是在工作中噪聲大，對(duì)嚙合精度非常敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會(huì)使工作條件急劇的變壞，并伴隨著磨損增大和噪聲的增大。為了保證齒輪副的正確嚙合，必須將支撐軸承預(yù)緊，提高其支撐剛度，增大殼體的剛度。(2)、雙曲面齒輪雙曲面

5、齒輪傳動(dòng)的主、從動(dòng)齒輪的軸線相互垂直而不相交。主動(dòng)齒輪軸相對(duì)于從動(dòng)齒輪軸有向上或向下的偏移，稱這個(gè)偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。所以主動(dòng)齒輪的螺旋角比從動(dòng)齒輪較大一些。當(dāng)螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪兩種傳動(dòng)形式主從動(dòng)齒輪外徑、齒面寬以及主動(dòng)齒輪齒數(shù)都相同時(shí)，雙曲面齒輪由于主動(dòng)齒輪的螺旋角的增大,使主動(dòng)齒輪的節(jié)圓直徑大約比螺旋錐齒輪大20流右。這樣使得主動(dòng)齒輪軸的軸頸相應(yīng)的增大，從而大大提高了齒輪嚙合的剛度，提高了主動(dòng)齒輪的使用壽命。雙曲面齒輪傳動(dòng)由于齒輪軸線和從動(dòng)齒輪的軸線偏移了一段距離，而引起齒面之間的縱向滑移，并且齒面間壓力很大，所以對(duì)于潤(rùn)滑油有特殊的要求。雙曲面齒輪的加工精度和裝配精度相對(duì)都比

6、較高。當(dāng)要求傳動(dòng)比大而輪廓尺寸又有限時(shí)，采用雙曲面齒輪更為合理。因?yàn)槿绻３謨煞N傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪直徑一樣，則雙曲面從動(dòng)齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小的多，這對(duì)于主減速比io>4.5的傳動(dòng)更加有其優(yōu)越性。當(dāng)傳動(dòng)比小于2時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪相對(duì)于螺旋錐齒輪主動(dòng)齒輪就顯得過(guò)大，這時(shí)選用螺旋錐齒輪更合理，因?yàn)槁菪F齒輪具有較大的差速器可利用空間。由于雙曲面主動(dòng)齒輪螺旋角的增大，還導(dǎo)致其進(jìn)入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應(yīng)的齒數(shù)多，因而雙曲面齒輪傳動(dòng)比螺旋錐齒輪傳動(dòng)工作得更加平穩(wěn)、無(wú)噪聲，強(qiáng)度也高冏。(3)、圓柱齒輪傳動(dòng)圓柱齒輪傳動(dòng)廣泛的應(yīng)用于發(fā)動(dòng)機(jī)橫置的前置前驅(qū)的乘用車驅(qū)動(dòng)橋和雙極主減速器驅(qū)動(dòng)橋以及輪

7、邊差速器。(4)、蝸桿傳動(dòng)與其他的齒輪傳動(dòng)形式相比，蝸桿傳動(dòng)有如下的優(yōu)點(diǎn)：輪廓尺寸和質(zhì)量小，并且可得到較大的傳動(dòng)比；工作的非常平穩(wěn)且無(wú)噪聲；便于汽車的總布置及貫通式多橋驅(qū)動(dòng)的布置；能傳遞大的載荷，使用壽命長(zhǎng)；結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單并且拆裝方便，容易調(diào)整。它的主要的缺點(diǎn)是要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動(dòng)效率較低。綜上所述，考慮到制作成本及其本設(shè)計(jì)的傳動(dòng)比<4.5,所以本設(shè)計(jì)采用螺旋錐齒輪。2.2、 主減速器減速形式的選擇主減速器的減速形式可以分為單級(jí)減速、雙級(jí)減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、單級(jí)或者雙級(jí)減速配以輪邊減速等。減速形式的選擇主要取決于有動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性等整車性能所要求的主減速比的

8、大小及其驅(qū)動(dòng)橋下的離地間隙；驅(qū)動(dòng)橋的數(shù)目及其布置的形式等。如果只是就主減速比的大小選擇減速形式的影響，通常情況下當(dāng)主減速比io<7.6時(shí)應(yīng)該采用單級(jí)主減速器。這只是推薦的范圍，在確定主減速器的減速形式時(shí)會(huì)有不同的選擇。由于本設(shè)計(jì)載貨汽車的主減速比不是很大，所以本設(shè)計(jì)采用單級(jí)主減速器。2.3、 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案的選擇主減速器必須要保證主從動(dòng)齒輪有良好的嚙合狀況，才能夠使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質(zhì)量、齒輪的裝配調(diào)整以及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度有密切的關(guān)系?，F(xiàn)在汽車主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承型式有以下兩種2:(1)懸臂式圖2.2

9、懸臂式支承如圖2.2所示，懸臂式支承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是錐齒輪大端一側(cè)有較長(zhǎng)的軸，并且在它的上面安裝一對(duì)圓錐滾子軸承。為了盡可能的增加支承的剛度，支承距離b應(yīng)大于2.5倍的懸臂長(zhǎng)度a,且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70炮大，另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸a。支承剛度除了與軸承開式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長(zhǎng)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)。當(dāng)采用一對(duì)圓錐滾子軸承支承時(shí)，為了減小懸臂長(zhǎng)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(qiáng)支承剛度。懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，支承剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的主減速器上。(2)跨置式圖2.3跨置式支承如圖2.3所示，

10、跨置式支承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是在錐齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾?，又使軸承的負(fù)荷減小，齒輪的嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。但是跨置式支承增加了導(dǎo)向軸承支座，使主減速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高。乘用車和裝載質(zhì)量小的商用車，常采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量較小、成本較低的懸臂式結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)采用結(jié)構(gòu)較為簡(jiǎn)單的懸臂式支承，以降低其成本。3、主減速器基本參數(shù)的選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算3.1、 主減速齒輪計(jì)算載荷的確定除了主減速比及其驅(qū)動(dòng)橋的離地間隙以外，另一個(gè)原始參數(shù)是主減速器的齒輪的計(jì)算載荷。這里采用“格里森”制錐齒輪計(jì)算載荷的三種確定方法。3.1.1、 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和

11、最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩T；e網(wǎng)Tce二（Temaxiiif曲T.n（式2.1）式中：i1變速器一擋傳動(dòng)6.3;i0主減速器彳動(dòng)比在此取4.44;Temax發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取539N巾；kd由于猛結(jié)合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時(shí)的超載系數(shù)，對(duì)于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力傳動(dòng)及自動(dòng)變速器的各類汽車取kd=1.0,當(dāng)性能系數(shù)fp>0時(shí)可取kd=2.0;fp=11000mag16-0.195Temax當(dāng)0.195>16Temax（式2.2）wmag當(dāng)0.19516Temaxma汽車滿載時(shí)的總質(zhì)量在此取14000kgfp<0所以kd=1.0；t傳動(dòng)系

12、上傳動(dòng)部分白傳動(dòng)效率，在此取0.9;if分動(dòng)器傳動(dòng)比，取1根據(jù)以上參數(shù)可以由（2.1）得:Tce=153916.314.440.9Nm13569Nm3.1.2、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TcsTcs一2'G2m2”mim（式2.3）式中：G2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G2=14000100.746N=104440Nm2最大加速時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，一般乘用車為1.21.4,貨車為1.11.2此取1.2;：輪胎對(duì)路面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85;對(duì)越野汽車取呼=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;r

13、r車輪的滾動(dòng)半徑，為0.48m；nm主減速器從動(dòng)齒輪到車輪間的傳動(dòng)效率，此取0.9；im主減速器從動(dòng)齒輪到車輪間的傳動(dòng)比取1。所以由公式（2.3）得：Tcs二G_L=1044400.851.20.48:568815Nmmim0.913.1.3、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Tcf丁GarrTCf二Cfinimmn(fRfHfi)(式2.4)式中：Ga汽車滿載時(shí)的總重量，在此取140000NfR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;fH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;工汽車的性能系數(shù)在此取0o所

14、以由式(2.4)得：Tcf=-(fRfHfi)Immn_1400000.48-=0.0180.07：6571Nm10.91Tc=minq，TJ=13569N.m作為計(jì)算載荷，主動(dòng)錐齒輪：TcTz=3396N.mTf-1238Nm。i。gzf3.2、 主減速器錐齒輪基本參數(shù)的選擇3.2.1、 主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)乙和z2選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮以下因素：為了磨合均勻，乙，乙之間應(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)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)于商用車乙一般不小于6;主傳動(dòng)比i0較大時(shí)，乙盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙；

15、對(duì)于不同的主傳動(dòng)比，乙和Z2應(yīng)有適宜的搭配。對(duì)于本設(shè)計(jì)，選定主動(dòng)錐齒輪z尸9,從動(dòng)錐齒輪Z2=40O3.2.2、 從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)m對(duì)于單級(jí)主減速器，D2對(duì)驅(qū)動(dòng)橋尺寸有影響，增大尺寸D2會(huì)影響驅(qū)動(dòng)橋殼的離地間隙，減小D2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。Q可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即D2=仁兀（式2.5）式中：直徑系數(shù)，一般取13.016.0,取15;TC從動(dòng)錐齒輪白計(jì)算轉(zhuǎn)矩，為13569N，m;由式（2.5）得：D2=15,13569mm=357.78mm取整為356,齒輪端面模數(shù)3二立/z=356/40=8.9mm同時(shí)叩滿足ms=Km；K（式2.6）

16、Km模數(shù)系數(shù)（Km通常為0.30.4）。ms=Km3Tc=9.54mm取兩個(gè)計(jì)算結(jié)果中的較小值并且取整為ms=10mm重新計(jì)算斷面直徑為D2=400mm,D1=90mm由式（2.5）得：D2=15.13569mm=357.78mm取整為356,齒輪端面模數(shù)mS=D2/z=356/40=8.9mm同時(shí)叩滿足ms=Km3TC（式2.6）Kn模數(shù)系數(shù)（Km通常為0.30.4）。Ims=Km3Tc=9.54mm取兩個(gè)計(jì)算結(jié)果中的較小值并且取整為ms=10mm重新計(jì)算斷面直徑為D2=400mm,D1=90mm3.2.3、 主，從動(dòng)齒輪齒面寬b1和b2錐齒輪齒面過(guò)寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會(huì)導(dǎo)致因

17、錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過(guò)窄及刀尖圓角過(guò)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。止匕外，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(guò)早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過(guò)寬也會(huì)引起裝配空間減小。但齒面過(guò)窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強(qiáng)度會(huì)降低4。從動(dòng)錐齒輪齒面寬推薦b2不大于它的節(jié)錐距的0.3倍，但同時(shí)也應(yīng)該滿足小于10倍的端面模數(shù)。從動(dòng)錐齒輪齒面寬b2推薦值為：b2=0.155d2=0.155m400mm=62mm寸于螺旋錐齒輪齒輪打一般比4大10%齒面寬bi=1.1b2=1.162=68mm3.2.4、

18、螺旋角口的選擇螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。螺旋錐齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是相等的。汽車主減速器螺旋錐齒輪螺旋角或者雙曲面齒輪的平均螺旋角一般是35040。，轎車選擇較大的P以保證較大的%,使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲??；貨車選擇較小的P以防止軸向力過(guò)大，通常取35°。綜上分析對(duì)于本設(shè)計(jì)范例選擇螺旋角一二二35。3.2.5、 螺旋方向的選擇主動(dòng)齒輪旋轉(zhuǎn)方向向推t力主動(dòng)齒輪旋轉(zhuǎn)方向主動(dòng)齒輪軸轉(zhuǎn)方向jA軸向推I力主動(dòng)齒輪旋轉(zhuǎn)方向4軸向!推力圖2.4雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。如圖2.4所示，從錐齒輪錐頂上看，齒形

19、從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響它的軸向力的方向。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。所以當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針時(shí)，采用的主動(dòng)錐齒輪為左旋使軸向力離開錐頂方向5。3.2.6、 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)，但是對(duì)于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過(guò)小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降。所以對(duì)于輕載荷工作的齒輪一般采用小壓力角，可以使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。對(duì)于弧齒錐齒輪，轎車一月選用14.5?；蛘?6。；貨車的壓力角為20。；重型

20、貨車的壓力角為22.5°。在此選用20°的平均壓力角6o3.3、 主減速器錐齒輪幾何尺寸的計(jì)算表2.1主減速器錐齒輪的幾何尺寸參數(shù)表廳P計(jì)算公式數(shù)值注釋1Z19小齒輪齒數(shù)2Z240人齒輪齒數(shù)3m10mm模數(shù)4b262mm大齒輪齒面寬5a20°壓力角6hg=H1m16.5mm齒工作局ha,f查表2.2取1.65g7h=H2m18.32mm齒全高h(yuǎn),H2查表2.2取1.8328E90°軸交角E9d1=mz190mm小齒輪分度圓直徑10Z=arctanz/Z212.680小齒輪節(jié)錐角11"0T77.320大齒輪節(jié)錐角12A0=d1/2sin205mm

21、節(jié)錐距13t=3.1416m31.416周節(jié)14'卜2=Kam3.8mm.'大齒輪齒頂高h(yuǎn)2,Ka查表2.2取0.3815%=hgh212.7mm，一一一一、.'小齒輪齒頂局h116h"=h兀5.62mm小齒輪齒根高續(xù)表2.1廳P計(jì)算公式數(shù)值注釋17h2=h-h214.52mm大齒輪齒根高18c=hhag1.82mm徑向間隙19',''.61=arctanh1/Ao1.57o小齒輪齒根角20S2=arctanh2/A4.050人四輪四根角21J=匕+6°011216.730小齒輪面錐角22?02=%+378.890人齒輪面錐角

22、2311.110小齒輪根錐角24S273.270大齒輪根錐角25d01=4+2八匕。，1114.78mm小齒輪外緣直徑26d02=d2+2h2coS，2401.67mm大齒輪外緣直徑27Z01=d2-h1sin2197.21mm小齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離28，02=dr-h2SinY2241.29mm大齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣跑離29&=Skm8.6mm大齒輪理論弧齒厚s,2查表2.3取0.8630Si=t-8222.82mm小齒輪理論弧齒厚31P35°螺旋角、表2.2載貨、公共、牽引汽車或壓力角為20o的其他汽車螺旋錐齒輪的H1、H2和K主動(dòng)齒輪齒數(shù)Z1567891011從

23、動(dòng)齒輪最小齒數(shù)Z2min34333231302926法向壓力角a20o螺旋角P35040°350齒工作局系數(shù)Hi1.4301.5001.5601.6101.6501.6801.9561.700齒全高系數(shù)H21.5881.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888大齒輪齒頂局系數(shù)Ka0.1600.2150.2700.3250.3800.4350.4900.46+0.39/4)表2.3螺旋錐齒輪的大齒輪理論弧齒厚&Z:J67891011300.9110.9570.9750.9971.0231.053400.8030.8180.8370.8600.8880.

24、948500.7480.7570.7770.8280.884F0.946600.7150.7290.7770.8280.8830.9454、“格里森”制主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算在選好主減速器錐齒輪的主要參數(shù)后，可以根據(jù)所選擇的齒形計(jì)算錐齒輪的幾何尺寸，之后根據(jù)所確定的計(jì)算載荷經(jīng)行強(qiáng)度驗(yàn)算，來(lái)保證錐齒輪有足夠的強(qiáng)度和壽命。齒輪損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過(guò)載折斷、齒面點(diǎn)蝕及其剝落、齒面膠合、齒面磨損等。4.1、 主減速器雙曲面齒輪的強(qiáng)度計(jì)算4.1.1、 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(lái)估算，即（式2.7）式中：P作用在齒輪上的圓周力

25、，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩max和最大附著力矩G2M兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算，N;b2從動(dòng)齒輪的齒面寬。按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)N/mmTemax1103P二Ld1b22（式2.8）式中：Temax發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取539Nm;ig變速器的傳動(dòng)比在此取6.3；yd1主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在此取90mm將,（2825396.31000恢工（2.8；W.p=1217N/mm9062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)。4.1.2、 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/2mm（式2.9）式中：

26、T該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，1e=13569N-m,Tcf=6571NmK0超載系數(shù)；在此取1.0;Ks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)，.一.m當(dāng)m之1.6時(shí)，Ks=4，在此為0.79;25.4Km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)，Km=1.001.10跨置式支承時(shí)取1.101.25。支承剛度大時(shí)取最小值；Kv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)精度高時(shí)，可取1.0;b計(jì)算齒輪的齒面寬62mmD大齒輪直徑為400mmm端面模10mmJ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

27、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)D2.8,取J=0.25。6050如3020樹端合另一街輪的時(shí)均審電辨室客、蒙喧比嫌唉圖2.5計(jì)算用彎曲綜合系數(shù)J按1=6571N-m計(jì)算疲勞彎曲應(yīng)力=18402N/mm2<210N/mm22000657110.791.1162400100.25按1=13569N-m計(jì)算疲勞彎曲應(yīng)力20001356910.791.12V33=380.37N/mm<700N/mm162400100.25所以主減速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。4.1.3、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"3'仃=52丁氏小一-10"j%R

28、bJ（式2.10）式中：T主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩;1Cp材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取232.6N2/mmK0,Kv,Km見式（2.9）下的說(shuō)明；Ks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;Kf表面質(zhì)量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質(zhì)（如銃齒，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；J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2.9選取J=0.13。大田輪囪敏會(huì)一抽3540455。5564

29、0.1400I6Q000.120Q-SU中軾斜圖2.6接觸計(jì)算用綜合系數(shù)按Te計(jì)算:232.62339611.10.79100022二j.=2211mm<2800N/mmj90620.13按Tf計(jì)算:232.62123811.10.791000j90620.1322=1335mm<1750N/mm所以所設(shè)計(jì)的主減速器齒輪滿足接觸強(qiáng)度要求5、主減速器錐齒輪軸承的計(jì)算軸承的計(jì)算主要是計(jì)算軸承的壽命，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸初步選定軸承的型號(hào)之后驗(yàn)算軸承的壽命。影響主減速器壽命的主要外因是它的工作載荷和工作的條件，因此在驗(yàn)算軸承的壽命之前，首先應(yīng)該先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力

30、，然后再求出軸承的反力以確定軸承載荷。5.1、 作用在主減速器齒輪齒寬中點(diǎn)的圓周力為計(jì)算作用在齒輪上的圓周力，首先要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過(guò)程中，由于變速器檔位的改變，并且發(fā)動(dòng)機(jī)不完全處于最大轉(zhuǎn)矩的狀態(tài)。所以主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于變化之中。實(shí)踐表明，軸承的主要損壞的形式為疲勞損壞，所以應(yīng)該按照輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩Td經(jīng)行計(jì)算，Td可按照下式求得：1j1rfT1jffT23ffT3)3ffTRIPT=%maxfi1ig1/十方2ig2+fi3ig3|+|+fiRigR»(100V100JI100；V100JI100Jjj式2.11)式中：Temax發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為539Nmfi1,f

31、i2fiR變速器在各擋的使用率，分別取0.5、2、5、15、77.5;ig1,ig2fiR變速器各擋的彳動(dòng)比，分別為6.3、5.1、3.7、2.2、1;ggfT1,fT2fTR變速器在各擋時(shí)白發(fā)動(dòng)機(jī)的利用率50、60、70、70、60。2Tdm經(jīng)計(jì)算得T=486NmF(式2.12)式中：T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；dm該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑d1m=d1-b1sin,1=75mm。按(2.12)計(jì)算主減速器主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力F=2486kn=12.96KN755.2、 主減速器軸承的選擇和載荷的計(jì)算當(dāng)計(jì)算出齒輪上所受的圓周力、軸向力和徑向力后

32、，就可以由主減速器齒輪軸承的布置尺寸求出軸承所受的載荷7。圖2.7主減速器軸承的布置尺寸(1)主動(dòng)齒輪軸承的選擇與計(jì)算初選a=90,b=50軸承A,B的徑向載荷分別為-.22,F(a+b)l+Frz(a+b)FaZdmi1aJa一2a一(式2.13)由于主動(dòng)齒輪的軸向力和徑向力分別為(式2.14)F-tan二sinsin:cos=10.34KN,cos:Frz=-tancos-sin-sin=2.90KN,cos-所以由式(2.18)和(2.19)得：軸承A的徑向力FAr=20.16KN,軸承B的徑向力F3r=7.69KN。軸承A,B的軸向載荷分別為%=a=10.3KNFBa=0按照當(dāng)量轉(zhuǎn)矩求

33、出軸承的徑向載荷用及軸向載荷區(qū)以后，可以按照下式求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷FQ后=xI+yE式中：X為徑向系數(shù)；Y為軸向系數(shù)。對(duì)于單列圓錐滾子軸承來(lái)說(shuō)，當(dāng)反/FR"時(shí)，X=1,Y=0;反之X=0,Y值見軸承手冊(cè)或者產(chǎn)品樣本。對(duì)于軸承A,FA=10.34=0.51：e,取X=0.4,Y=1.7oFr20.16所以FQ=X昆+YF=0.420.16+1.710.34=25.64。軸承的額定壽命L計(jì)算公式為fCL="父106I巴（式2.15）式中：C為額定動(dòng)載荷，N;ft為溫度系數(shù)，在此取1.0;fp為載荷系數(shù)，在此取1.2;對(duì)于無(wú)輪邊減速的驅(qū)動(dòng)橋來(lái)說(shuō)，主減速器的主動(dòng)錐齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速

34、n為2.66Vamn二rr（式2.16）式中：rr輪胎的滾動(dòng)半徑為0.48m；Vam汽車的平均行駛速度，對(duì)于載貨汽車和公共汽車可取3035km/h,在止匕取30km/h。所以有上式可得n=173.47r/min所以軸承能工作的額定軸承壽命：L=60nLa（式2.17）式中：n軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速，r/min;sLaLa=假設(shè)汽車行駛十萬(wàn)公里大修。vam由上式可得軸承A的使用壽命l=100000m6”173.47=3.47M107r代入公式(2.15)得1071.0Cm63.471071061.225.64C=88.99KN選定A軸承為30310GB/T297-94。對(duì)于軸承B,由于FA/FR&

35、;所以FQ=7.69KN10三6父106根據(jù)公式(2.15)得711.0XC3.47父107=1(1.2-7.69JC=26.69KN選定B軸承為30210GB/T297-94。(2)從動(dòng)齒輪軸承的選擇與計(jì)算初選c=160mm,d=160mm軸承C,D的徑向載荷分別為JFFd；jFrcd+FacDm2.十十lc+dJc+d2(c+d)(式2.18)FdFcFrccFacDm2cd;|cd2cd(式2.19)由于從動(dòng)齒輪的軸向力和徑向力分別為Fac-(tanasin?-sinPcos?)=2.90KN,FRc=-F-tan二cossin：sin=10.35KN,cos從動(dòng)輪齒寬中點(diǎn)處分度圓直徑為

36、Dn2=d2-b2sinY2=400-62sin77.32°=339.51mm所以由式(2.18)和(2.19)可得軸承C的徑向力FCr=9.33KN軸承D的徑向力FDr=7.43KN軸承C,D的軸向載荷分別為&=Fc=2.9KN展=0對(duì)于軸承C,FA=-29=0.31<e,X=1,Y=0,Fr9.33所以-=xFR+yY=i9.33=9.33根據(jù)公式(2-15)得：103.47x107=116c”x10611.2父9.33JC=32.44KN選取30212GB/T297-94圓錐滾子軸承。對(duì)于軸承D,-FA=0<e,X=1,Y=0,所以F-Q=XF-R+YFA=7.43KN根據(jù)公式(2-15)得：10._7I1.0C363.47父10=父10I1.2x7.43jC=25.8