1某廂式貨車主減速器的結(jié)構(gòu)形式設(shè)計計算案例目錄 11.1主減速器減速形式 1 21.3貨車的技術(shù)參數(shù) 3 4 51.5.1錐齒輪吃面上的圓周力 51.5.2錐齒輪所受的軸向力和徑向力 61.6主減速器傳動比確定 7 8 81.7.2主動錐齒輪的計算載荷 9 1.1主減速器減速形式主減速器主減速器單級主減速器雙級主減速器雙速主減速器貫通式主減速器單雙級配輪邊減速整體式分開式單級貫通式雙級貫通式2由上圖可知，各種類型的主減速器結(jié)構(gòu)及特點差異大，具有不同的功能。在進行主減速器結(jié)構(gòu)形式的確定時，應(yīng)考慮汽車的實際運行情況，汽車的需求，及車輛主傳動比io,i?越大，經(jīng)濟性越低，動力性越高。相反，經(jīng)濟性越高，動力單級主減速器結(jié)構(gòu)簡單，傳動效率高，一般使用于乘用車及小型商用車上；雙級減速器分為整體式和分開式兩種，一般用于越野車、城市客車和長途客車上，提高運行穩(wěn)定性；雙速主減速器一般用于商用車、多橋驅(qū)動汽車上。基于以上介紹，本文選用單級主減速器作為研究對象。1.2主減速器齒輪類型目前汽車上的主減速器齒輪的類型主要有四種[15,如圖2-2所示。1.弧齒錐齒輪螺旋錐齒輪即弧齒錐齒輪的特點是其在工作過程中至少有兩對輪齒同時嚙合，承受較大負荷，工作平穩(wěn)。如圖2-2(a)所示。但弧齒錐齒輪對嚙合精度低時，會導(dǎo)致嚙合不好，從而產(chǎn)生噪音并且增大磨損。1.雙曲面齒輪雙曲面齒輪的特點也非常的明顯，雙曲面齒輪的大、小齒輪各有一條軸線，并且兩個齒輪的軸線延長之后的交線不在同一個平面，因此兩條軸線并不會相交，但是兩條軸線相互垂直。兩條軸線之間會有一個偏移角，一般在汽車工業(yè)中我們3將這個偏移的角稱做偏移距。如圖2-2(b)所示。兩個螺旋角的差。如圖2-3所示。由嚙合面法向力相等，可得主、從動齒輪圓周力之比為式中，F(xiàn)?為主動齒輪圓周力，F(xiàn)?為從動齒輪圓周力。設(shè)r?為主動齒輪平均分度半徑，r2為從動齒輪平均分度半徑。則雙曲面齒輪的傳動比io為由于β?>β1,因此k>1,一般為1.25~1.50。雙曲線齒輪缺點也相當(dāng)?shù)拿黠@，當(dāng)齒輪沿齒長方向滑動時，會增大摩擦損失并且使得傳動效率降低；齒間壓力及摩擦功大，故抗膠合能力低。3.圓柱齒輪傳動圓柱齒輪主減速器的傳動形式如圖1.2(c)常用于前置前驅(qū)動的乘用車、雙級主減速器的驅(qū)動橋。4.蝸桿傳動蝸桿傳動如圖2-2(d)所示，尺寸及質(zhì)量小，傳動比在8~14之間，工作平穩(wěn)；其優(yōu)點是傳遞載荷大，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單拆裝方便；其缺點在于材料成本，高傳動效率低。1.3貨車的技術(shù)參數(shù)4貨車技術(shù)參數(shù)，如表2-1所示：1貨車參數(shù)表汽車型號江淮駿鈴130馬力單排欄板輕卡公告型號類型輕型載貨車發(fā)動機發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩430N●m變速箱后橋允許載荷2750Kg變速器一檔傳動比前橋允許載荷1580Kg主減速比車輪滾動半徑離地間隙200~230mm輪胎6輪胎規(guī)格子午線輪胎7.40R16主動錐齒輪支撐形式可分為懸臂式支撐和跨置式支撐兩種。懸臂式如圖2-4(a),在主齒輪軸上安裝有兩個圓錐滾子軸承，靠近主齒的軸承大端朝向齒輪，根據(jù)圓錐軸承的特點，其受力作用點會靠近主齒的受力點，這樣可以減小懸臂長度a。為能克服主、從動齒輪正反轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的軸向力，則軸承大端方向朝外，既增加軸承間距b,又可以改善支撐剛度。由于其支承剛度及51.5螺旋錐齒輪的受力分析(1)齒寬中點處的圓周力F為由式1.9確定：式中：D?為從動齒輪大端分度圓直徑取344mm;b?為從動齒輪齒面寬，取Dm?=344-53.32×sin76.91°=292.07mm61.5.2錐齒輪所受的軸向力和徑向力如圖2-5,首先從旋向上看，齒輪的旋向為左旋。從力的角度進行分析，首先F為法向力，由1.5.1節(jié)所述，將軸向力分為三個不同方向的力，各個力的夾角、方向可以從圖中看出。其中，F(xiàn)與F之間的夾角為螺旋角β,F與F之間的夾當(dāng)齒輪的旋向改變時，徑向力和軸向力計算公式如下表2-2所示：軸向力徑向力方向右順時針7左右左針針針由表2-2主動齒輪右旋、從錐底看順時針可選擇計算得圓錐小齒輪軸向力由表2-2可計算得圓錐小齒輪徑向力圓錐大齒輪徑向力8由圖知，最佳傳動比為4.66。圖中曲線通常呈C形，又稱為C曲線。1.7齒輪計算載荷(1)確定計算轉(zhuǎn)矩Tce車型動比iga的關(guān)系n1229ifd3由表2-1可知，i?為6.42;主減速比為4.66;Temax為430N·m;n為1;η為的汽車：ka=1,fj>0的汽車，ka=2或由經(jīng)驗選定。性能系數(shù)由下式計算式中，ma為汽車滿載時的總質(zhì)量，由表可知為4800Kg;所以由式(2-4)得：車最大加速度時的后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，商用車為1.1~1.2;φ為輪胎與路面間的此處為390mm;ηm為0.9;由于沒有輪邊減速器，im為1。則計算轉(zhuǎn)矩由式2-3及2-5得到的計算轉(zhuǎn)矩是作用到從動錐齒輪上的最大轉(zhuǎn)矩，當(dāng)計算Tje?、Tjφ、Tjm?分別為主動錐齒輪i?取4.33;ηG為傳動效率，ηG取95%。代入公式得：1.8齒輪參數(shù)選擇如表2-4所示為主減速器錐齒輪的主要參數(shù)。從動錐齒輪齒數(shù)從動錐齒輪大端分度圓直徑主動錐齒輪齒面寬從動錐齒輪齒面寬中點螺旋角法向壓力角Eβα(1)主、從動錐齒輪的齒數(shù)z?和z?齒數(shù)選擇準(zhǔn)則：避免有公約數(shù)，以磨合均勻；主、從動齒輪齒數(shù)和不小于40;對于商用車z?一般不小于6;離地間隙由主傳動比與z?確定，i?較大時，z?取較(2)節(jié)圓直徑和端面模數(shù)計算得，ms=6.53~8.71,因此，d?為344mm,ms為8。通過計算得，(3)主、從動齒輪齒面寬b?和b?的選擇從動齒錐齒輪齒面寬b?=0.155D?,對于弧齒錐齒輪，b?一般比b?大10%。(4)螺旋角β的選擇螺旋角的大小與齒寬關(guān)系緊密，最大、最小的螺旋角分別分布在輪齒的大、動得平穩(wěn)性，因為螺旋角與汽車得平順性息息相關(guān)，因此我們在選擇螺旋角的時候要注意選擇合適得螺旋角使力矩傳遞得過程更加得平順，噪聲也會減小很多。(5)螺旋方向的選擇旋向分為“左旋”與“右旋”兩種，根據(jù)齒性的傾斜方向可以判斷齒輪旋以中心線為標(biāo)準(zhǔn)，向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。軸向力的方向會受到旋向的影響。本文為左旋。(6)法向壓力角選擇適當(dāng)?shù)姆ㄏ驂毫?，可以增大強度，減小根切發(fā)生之前的最少齒數(shù)。對弧齒錐齒輪，商用車的α為20°。通過1.8節(jié)對齒輪基本參數(shù)的選擇，確定了各參數(shù)大小。則可以根據(jù)齒輪設(shè)計的尺寸計算公式得到如表2-5的主要幾何尺寸參數(shù)：1234大齒輪齒面寬5小齒輪齒面寬6齒工作高hgH1查表1.3取1.687齒全高h,H?查表1.3取1.8658α法向壓力角9∑軸交角φ大齒輪節(jié)圓直徑小齒輪節(jié)錐角大齒輪節(jié)錐角hh大齒輪齒頂高h2,Ka查表1.3取0.435小齒輪齒根高徑向間隙小齒輪齒根角大齒輪面錐角小齒輪根錐角大齒輪根錐角大齒輪外圓直徑小齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離36.61mm大齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離大齒輪理論弧齒厚s?,Sk查表1.4取B0.305~0.559齒側(cè)間隙，上排為低精度(AGMA4~6β下排為高精度(AGMA7~13級)螺旋角螺旋方向主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有相互斥離的趨勢旋轉(zhuǎn)方向時針表2-6載貨、公共、牽引汽車或壓力角為209的其他汽車錐齒輪的H?、H?和Ka載貨、公共、牽引汽車或壓力角為209的其他汽車錐齒輪的H?、H?和Ka主動齒輪齒數(shù)Z?(5)67891011≥12從動齒輪最小齒數(shù)Z?min法向壓力角α螺旋角β3齒全高系數(shù)H?1.588大齒輪齒頂高系Z6789主要的損壞形式191。根據(jù)驅(qū)動橋的工作工況以及它的原理，我們不難看出，驅(qū)(1)根據(jù)上面對齒輪的工作環(huán)境以及其失效的形式分析，我們應(yīng)當(dāng)知道，齒輪應(yīng)當(dāng)滿足復(fù)雜工況，在不同的工況下能夠承受較大的彎矩并且耐磨，因此，應(yīng)當(dāng)更加的注重齒輪的強度和耐磨性。(2)由于車輛行駛時的工況變化，驅(qū)動橋會受到來自急加速急減速時的沖擊力，因此面對這樣的工況，齒輪應(yīng)該能夠適應(yīng)沖擊載荷，避免長時間工作或者應(yīng)對沖擊載荷時