主減速器的結(jié)構(gòu)論證和設(shè)計的案例分析綜述目錄TOC\o"1-2"\h\u5086主減速器的結(jié)構(gòu)論證和設(shè)計的案例分析綜述 167861.1主減速器基本作用 155191.2主減速比i0的確定 1164271.3主減速器主要參數(shù)的選擇和校核計算 2212521.1.1.對于錐齒輪計算載荷的選擇： 2288321.4錐齒輪主減速器齒輪主要參數(shù)的選擇 4109511.4.1齒數(shù)的選擇 4171651.4.3主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2 5263601.4.4雙曲面齒輪副偏移距E 5128461.4.5中心螺旋角β 5297191.5主減速器錐齒輪輪齒強度計算 6108621.5.1單位齒長圓周力 679701.5.2錐齒輪輪齒彎曲強度的檢驗 756431.5.3錐齒輪輪齒接觸強度的檢驗 81.1主減速器基本作用主減速器按照汽車中參加減速傳動的齒輪副的數(shù)目分類，有單級式主減速器和雙級式主減速器、雙級減速配以輪邊減速器等；由資料可知大傳動比的中、重型汽車主要采用的是雙級主減速器，其中雙級減速器還有一種叫輪邊減速器，這種減速器的第二級減速器齒輪有兩副，而且分別放在車輪的兩邊；而轎車和一般輕、中型載貨汽車都是采用的單級主減速器；它的結(jié)構(gòu)是由一對錐齒輪所構(gòu)成的，并且還具有構(gòu)造簡單、重量小、造價低、使用簡單等優(yōu)點[[]王望予.[]王望予.汽車設(shè)計 [M].北京：機械工業(yè)出版社 ,2004.8 ：114-1731）設(shè)計中選擇的主減速比要保證汽車的動力性相對增強，還要使燃油經(jīng)濟(jì)性；2）外型尺寸要務(wù)必保證有良好的通過性；齒輪及其它傳動部件的工作平穩(wěn)；3）在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導(dǎo)向機構(gòu)運動的協(xié)調(diào)性好；4）在保證足夠的強度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性；5）結(jié)構(gòu)簡單調(diào)整方便、制造容易、加工工藝性好、結(jié)構(gòu)簡單、拆裝；為了滿足不同的使用要求，主減速器的結(jié)構(gòu)形式也是不同的。[[][]袁敬琰,史振萍.低速載貨汽車驅(qū)動橋的設(shè)計[J].河北農(nóng)機,2016(11):52-51.通過查閱資料,并且根據(jù)一定的方案設(shè)計,按照其基本結(jié)構(gòu)，所選的奧迪A6L為發(fā)動機前橫置前輪驅(qū)動車輛,所以本設(shè)計主減速器采用單級主減速器,由于發(fā)動機橫置,主減速器動力傳輸不用轉(zhuǎn)向,所以汽車主減速錐齒輪的主動齒輪的設(shè)計采用雙曲面齒輪設(shè)計。主傳動傳動比,齒輪的有效直徑得到了有效的增加,從而減少可汽車的離地間隙,并且也會使從動齒輪熱的處理比較困難。1.2主減速比i0的確定汽車的主減速器的形式、結(jié)構(gòu)大小、重量多少以及當(dāng)變速器在各個檔位時,汽車的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性均由主減速比所決定的。在汽車主減速比的選擇時，應(yīng)該在對汽車進(jìn)行總體設(shè)計的過程中，充分考慮汽車整個傳動系的總傳動比i，并且根據(jù)汽車的動力輸出參數(shù)按照一定的計算所計算出來。也可以利用在不同情況下的總傳動比i所對應(yīng)的功率平衡圖來探討總傳動比i對汽車動力性能的影響情況。并通過優(yōu)化設(shè)計方案,對發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的參數(shù)作進(jìn)行一個最佳匹配方案的選擇,以此選擇出一個總傳動比i的值,從而達(dá)到一個最佳的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性目的。通過資料查閱，奧迪A6L這一款車的最大功率為140kw，在其相應(yīng)的轉(zhuǎn)速條件,主減速比的確定應(yīng)該要保證有相對高的最大車速。 所以，主減速比的確定要由公式3-1來確定。rr=(3—1)綜上并查閱資料可知奧迪 A 6 L的主減速比的值為：i01.3主減速器主要參數(shù)的選擇和校核計算汽車的驅(qū)動橋的與地面之間的間隙 h、計算載荷以及主減速比i0，都是對汽車主減速器設(shè)計時所必須要求的一個基本參數(shù)，我們根據(jù)查閱資料并計算出的一個數(shù)據(jù),即主減速比i0=4.272,驅(qū)動橋離地間隙為 h=117mm。1.1.1.對于錐齒輪計算載荷的選擇：汽車主減速器齒輪的設(shè)計可以根據(jù)格里森和奧力康這兩種方法來進(jìn)行設(shè)計計算校核，本說明書采用了格里森齒制錐齒輪來計算主減速器的載荷，這種設(shè)計一般有以下三種設(shè)計方法。按汽車發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和最低檔所對應(yīng)的傳動比確定的從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩T（3—2）kd——猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，取kdTemax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，由已知得 Temax=320K——液力變矩器變矩系數(shù)， K=1；i1——變速器一檔傳動比，i1=1.i0——主減速器傳動比，io=4?——發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，取 ?=0.9；n——驅(qū)動橋數(shù)目， n=1；當(dāng)驅(qū)動輪打滑時輸出的轉(zhuǎn)矩，計算從動齒輪的轉(zhuǎn)矩T（3—3）G2——汽車滿載狀態(tài)下一個驅(qū)動器上的靜載荷 由公式得：Gm2'——汽車最大加速度時的軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，取m2 φ——輪胎與路面附著系數(shù)，取φ=0.85；rr——車輪滾動半徑 , 由上可知輪胎規(guī)格為 225/55R18,由計算可得出rim——主減速器中兩齒輪的傳動比im?m——主減速器中兩齒輪相互傳遞效率，取?通過正常行駛時發(fā)動機的平均轉(zhuǎn)矩確定出主減速器的計算轉(zhuǎn)矩T（3—4）其中及（汽車在日常行駛時的平均牽引力為行駛時各阻力之和），但在日常行駛中，行駛路面水平，所以坡度阻力和加速阻力忽略不計。即：（3—5）Ga——為整車重力，Ga＝2310kgF—— 為滾動阻力系數(shù)， f=0.025；CD——為空氣阻力系數(shù)，CDA—— 為迎風(fēng)面積 ，A=1886mm×1475mm=2.78ua——為日常平均行駛車速，ua故，日常正常行駛時的轉(zhuǎn)矩Tcf為(3—6）當(dāng)我們在計算錐齒輪的最大應(yīng)力時，計算轉(zhuǎn)矩：主減速器錐齒輪的主動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩 ：（3—7）當(dāng)計算齒輪的最大應(yīng)力時：當(dāng)計算齒輪的疲勞壽命時：1.4錐齒輪主減速器齒輪主要參數(shù)的選擇1.4.1齒數(shù)的選擇齒輪齒數(shù)選擇的基本條件為：當(dāng)i0<7時,主動齒輪的齒數(shù)Z1可取為7—12，為了磨合均勻，主動齒輪的齒數(shù) Z1，從動齒輪的齒數(shù)Z2之間要盡量避免公約數(shù)的存在，為了得到理想的齒面重合度和高齒輪彎曲強度，。i0=4.272 主動齒輪齒數(shù)取Z1=9, 則, 則故:Z1=9Z2=381.4.2主減速器從動錐齒輪齒輪分度圓直徑D2大小和齒輪端面模數(shù)ms壓力角：選定壓力角 α=20°D2（3—8）其中：KD2—為直徑系數(shù)，一般為11.0—16.0，取KD2=15.0；Tc為從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（N·m由上公式可得出D2=239.902mm，近似可得D2=240mm，而同時ms（3—9）式中Km為模數(shù)系數(shù)，取當(dāng)Km分別為0.3和0.4時因為，4.798mm<6.316mm<6.397mm，故滿足設(shè)計要求。1.4.3主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2對于齒輪齒面寬b2的確定，其大小應(yīng)該小于節(jié)距A2的0.3倍即b2≤0.3A2，而且從動齒輪的齒面寬應(yīng)符合這一要求。對于弧形的齒輪，主動齒輪的齒面寬一般比從動齒輪的齒面寬大10%左右。參考該標(biāo)準(zhǔn)，初選=0.155×240=37.21.4.4雙曲面齒輪副偏移距E對于總質(zhì)量較大的商務(wù)車E≤（0.10~0.12）D2，取E=0.1D1.4.5中心螺旋角β對于雙曲面齒輪，由于兩齒輪的齒面寬是不相等的，所以需一一確定。通過在格里森齒制的計算方法進(jìn)而選擇確定出齒輪螺旋角的大小：（3—10）在這里代入數(shù)據(jù)，選用42°。對于雙曲面齒輪傳動，當(dāng)確定了主動齒輪的螺旋角之后，可用下面的公式來確定從動錐齒輪的名義螺旋角；（3—11）式子中的ε為在齒輪偏移角的大小。（3—12）將上面數(shù)據(jù)代入式子中可以得，得ε=9.97°。所以選擇。其平均螺旋角為：1.5主減速器錐齒輪輪齒強度計算在選定好齒輪的基本計算參數(shù)后，可以由所選定齒輪的的齒形，并通過查閱資料，計算出齒輪所必要的尺寸大??；并且再根據(jù)計算出來的的計算載荷進(jìn)行校核，是否能夠滿足錐齒輪強度硬度以及疲勞壽命。1.5.1單位齒長圓周力為確定輪齒面的耐磨性質(zhì)好壞，通常是根據(jù)計算出齒輪輪齒上面所承受的單位齒長圓周力來確定，即（3—13）其中：p為齒輪單位齒寬上的圓周力（N/mm）；F表示為作用在輪齒上的圓周力（N）；表示從動錐齒輪的齒面寬（mm）。按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時（3—14）igD1——為主動錐齒輪分度圓直徑。其中D1值不容易直接確定，但當(dāng)汽車掛一檔時，，將數(shù)據(jù)代入其中可得：當(dāng)汽車掛直接檔時N/mm按最大附著力矩計算時：（3—15）在現(xiàn)在的汽車設(shè)計生產(chǎn)中，由于各種技術(shù)的不斷成熟，對于齒輪材料的獲取以及各種加工工藝的不斷提高，有時候會高出下表標(biāo)準(zhǔn)數(shù)值的20%—30%，按照此表格對照，故滿足設(shè)計要求。1.5.2錐齒輪輪齒彎曲強度的檢驗由錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力公式：（3—16）——計算轉(zhuǎn)矩，從動齒輪：、；主動齒輪：、?！獮槌叽缦禂?shù)，。——為齒輪載荷分配系數(shù)，?！|(zhì)量系數(shù)，。b——齒面寬，D——大端分度圓直徑，。——彎曲應(yīng)力系數(shù)，。對于從動齒輪：當(dāng)時，可得：當(dāng)時，可得：<200Mpa對于主動