某輕型貨車驅(qū)動(dòng)橋的主減速器參數(shù)設(shè)計(jì)與計(jì)算過(guò)程案例1.1主減速比的確定主減速比的選取需要綜合考慮各方面的影響，不能只考慮一方面性能優(yōu)越而需要在汽車總體設(shè)計(jì)過(guò)程中和傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比一起由整車動(dòng)力計(jì)算來(lái)確定。一方面可以通過(guò)考慮那些因素會(huì)影響汽車的動(dòng)力性，另一方面搜尋一些經(jīng)驗(yàn)圖來(lái)選取合適傳動(dòng)比，比如說(shuō)功率平衡圖之類的。在選取過(guò)程中要考慮駕駛?cè)说鸟{駛體驗(yàn)還要考慮駕駛的經(jīng)濟(jì)性。表1.1基本參數(shù)表可以在犧牲最高車速的情況下使汽車的功率得到滿足，在通常情況下會(huì)選擇數(shù)值比最小值大10%～25%的：(1.1)式中——車輪的滾動(dòng)半徑，=0.388;——變速器最高檔傳動(dòng)比，=0.81；——分動(dòng)器或加力器的高檔傳動(dòng)比，=1；——輪邊減速器的傳動(dòng)比，=1。經(jīng)計(jì)算，本文選取=5.225。1.2確定主減速器的計(jì)算載荷1.從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩/n=13759.969（）（1.2）驅(qū)動(dòng)車輪打滑時(shí)計(jì)算轉(zhuǎn)矩：=20519.046（MBEDEquation.3）（1.3）式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩380；——發(fā)動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的為加速器從動(dòng)齒輪之間的傳動(dòng)系的最低檔傳動(dòng)比；==5.225×7.7=40.233——輪胎對(duì)路面的附著系數(shù)，貨車取=0.85；——上述傳動(dòng)部分的效率，取=0.9；——超載系數(shù)，取=1.0；——滾動(dòng)半徑，查 得=0.254mm；n——驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目1；——汽車在滿載的狀態(tài)下驅(qū)動(dòng)橋能給水平地面的最大負(fù)荷；但對(duì)后橋來(lái)說(shuō)不僅是平均負(fù)荷，還應(yīng)該另外考慮汽車加速時(shí)負(fù)載增大量，可初取：=Gmax×9.8=91238N——分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)效率和減速比，分別取0.96和1。上述兩個(gè)計(jì)算轉(zhuǎn)矩是最大轉(zhuǎn)矩，是不能作為計(jì)算轉(zhuǎn)矩的。此次設(shè)計(jì)的車輛應(yīng)使用主減速器的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩。2.計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tjm：==2396.9（）式中：Ga——汽車滿載總重，Ga=9310×9.8=5977NfR——道路滾動(dòng)阻力，取0.015；fH——平均能力系數(shù)，取fH=0.05；——汽車性能系數(shù)（1.4）當(dāng)>16時(shí)，取=0。1.3主減速器齒輪參數(shù)的選擇1.主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)的選擇如果選用單級(jí)主減速器時(shí)，而且當(dāng)i0比較小的時(shí)候可取7~12，但由于主、從動(dòng)輪過(guò)大導(dǎo)致離地間隙不能滿足要求。在選擇主、從動(dòng)齒輪的齒數(shù)時(shí)應(yīng)該避免產(chǎn)生公約數(shù)，可以使它們磨合均勻。由于存在齒輪的彎曲強(qiáng)度要求，故其齒數(shù)和應(yīng)不小于40。綜合上述要求，選擇主動(dòng)齒為一十二個(gè)齒輪數(shù)，從動(dòng)齒輪為四十一個(gè)齒輪數(shù)。從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑d2及端面模數(shù)mt前面已經(jīng)算出兩個(gè)計(jì)算轉(zhuǎn)矩出來(lái)，而我們需要的是數(shù)值小的那一個(gè)，并且將其作為計(jì)算依據(jù)，根據(jù)公式：d2= （1.5）式中：Kd2--直徑系數(shù)，KTj--計(jì)算轉(zhuǎn)矩,因?yàn)門(mén)j?＞Tje所以取計(jì)算結(jié)果：d2=311.51~383.39，初取dd2選定之后，根據(jù)公式m=d2/Z2得出從動(dòng)齒輪大端模數(shù)為8，然后用下列公式mt=Km3Tj式中：Km--Tj--計(jì)算轉(zhuǎn)矩，取mt=(0.3~0.4)×由GB/12368-1990,取mt=8。所以d1=96mm，3.齒輪齒面寬的確定b2=0.155d2=50.84mm，考慮到設(shè)計(jì)的傳動(dòng)比比較大，故齒面寬也取大，取b2=60mm由于小齒需要完全包住大齒所以齒面寬要大一些取，b11.螺旋錐齒輪螺旋方向螺旋方向主要有左旋和右旋兩種，左旋是從弧齒錐齒輪錐頂看，齒形中心線上半部向左傾斜，反之為右旋。為防止輪齒因卡死而損壞，主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的螺旋方向必須不同。選擇主動(dòng)弧齒錐齒輪的螺旋方向?yàn)樽笮?，旋轉(zhuǎn)方向?yàn)轫槙r(shí)針；選擇從動(dòng)弧齒錐齒輪螺旋方向?yàn)橛倚D(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針。5.螺旋角的選擇圖4-1螺旋角（在節(jié)錐表面的展開(kāi)圖）查資料得知，載貨汽車螺旋角一般為35°～40°，初取35°。6.法向壓力角的選擇載貨汽車的法向壓力角一般取20°。7.主、從動(dòng)錐齒輪計(jì)算計(jì)算結(jié)果如下表：表1.1主減速器齒輪幾何尺寸計(jì)算表 1.4螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算在確定了主、從動(dòng)弧齒錐齒輪的基本參數(shù)及其相關(guān)尺寸后，應(yīng)對(duì)所選齒輪進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算，保證所選的齒輪有足夠的強(qiáng)度要求。齒輪損壞形式主要有折斷（彎曲疲勞折斷和過(guò)載折斷），齒面點(diǎn)蝕及剝落，齒面的膠合和齒面磨粒磨損等形式。汽汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪承受的是動(dòng)載荷，其損壞形式是齒根疲勞折斷，和由表面點(diǎn)蝕引起的剝落。下面將對(duì)齒輪的單位齒長(zhǎng)圓周力，彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度這三方面進(jìn)行近似的強(qiáng)度計(jì)算，來(lái)驗(yàn)證是否符合實(shí)際使用情況的要求。

螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算：（1）主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算①單位齒長(zhǎng)上的圓周力（1.7）式中：——單位齒長(zhǎng)上的圓周力，N/mm;P——作用在齒輪上的圓周力，N，可按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算；F——從動(dòng)齒輪齒面寬，取60mm。按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)：=1015.97N/mm（1.8）——為一檔傳動(dòng)比，取=7.7按最大附著力矩計(jì)算時(shí)：=2001.858（1.9）盡管計(jì)算出附著力矩產(chǎn)生的p很大，超過(guò)目標(biāo)范圍，但是由于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，p最大只有1015.97N/mm,可知，校核成功。②輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算。汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計(jì)算彎曲應(yīng)力為（1.10）式中：——超載系數(shù)1.0；——尺寸系數(shù)==0.749；——載荷分配系數(shù)，取=1；——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、節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，取1；J——計(jì)算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，見(jiàn)下圖，主動(dòng)輪取0.240，從動(dòng)輪取0.178。作用下：從動(dòng)齒輪上的應(yīng)力=545.519MPa<700MPa；作用下：從動(dòng)齒輪上的應(yīng)力=95.024MPa<210.9MPa；當(dāng)計(jì)算主動(dòng)齒輪時(shí)，/與從動(dòng)齒輪相當(dāng)，而，故<，<綜上所述，所計(jì)算的齒輪是滿足彎曲強(qiáng)度要求的，符合要求。汽車主減速器齒輪的損壞形式有許多種，但主要還是疲勞損壞，因此研究疲勞損壞最具有價(jià)值。而疲勞壽命主要與日常行駛轉(zhuǎn)矩也就是平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩有關(guān)，只能用來(lái)檢驗(yàn)最大應(yīng)力，作疲勞壽命的計(jì)算依據(jù)是不行的。（2）輪齒的接觸強(qiáng)度計(jì)算螺旋錐齒輪齒面的計(jì)算接觸應(yīng)力（MPa）為：（1.11）式中：——材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取232.6； ，——主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m；=1，=1，=1，=1；——表面質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于制造精確的齒輪可取1；J——計(jì)算應(yīng)力的綜合系數(shù)，見(jiàn)圖1.2所示，取0.131。代入相關(guān)數(shù)據(jù)得：σj=350.26N/mm<1750N/mm（1.12）故符合設(shè)計(jì)要求圖4-2計(jì)算彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)大齒輪齒數(shù)小齒輪齒數(shù)小齒輪齒數(shù)圖1.2接觸強(qiáng)度計(jì)算綜合系數(shù)J1.5主減速器軸承的計(jì)算確定軸承上的圓周力、軸向力和徑向力軸承有許多損壞形式這里取疲勞損傷。其計(jì)算公式如下：式中：Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，為380N﹒m；——變速器在各檔使用率，參考表1.3，取0.5%，2%，5%，15%，77.5%；ig1，ig2，ig3…igR——變速器各檔傳動(dòng)比7.7,1.1,2.34,1.51,0.81；fr1，fr2，fr3…frR——變速器在各檔時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)利用率，參考表1.3，取50%，60%，70%，70%，70%。表1.3 fi和fr參考值計(jì)算得：Td=383.76N﹒m。由當(dāng)量轉(zhuǎn)矩求得圓周力P為：P=2Td式中：T——當(dāng)量轉(zhuǎn)矩Td；dm——該齒輪齒面寬分度圓直徑。d2m=d2d1m=d2m=270.41mm，d1mγ2表1.4圓錐齒輪軸向力與徑向力計(jì)算公式參考表1.4從動(dòng)齒輪和主動(dòng)齒輪的螺旋方向，旋轉(zhuǎn)方向相反A1=PcosβR1=Pcosβ從動(dòng)齒輪的螺旋方向?yàn)橛倚?，旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針A2=PcosβR2=Pcosβ式中：α——法向壓力角20°；γ1γ2主減速器軸承載荷的計(jì)算以上的計(jì)算的結(jié)果一一對(duì)應(yīng)，而且軸承的徑向載荷就是它們的向量。圖4-5懸臂式主動(dòng)錐齒輪和跨置式從動(dòng)錐齒輪簡(jiǎn)圖軸承A，B的徑向載荷分別為（1.1.8）（1.1.8）式中：P=9698.26N；R1=2225.81N；A1=7719.28N；d1m=79.14mm；a=100mm；b=45mm；c=145mm。得：RA=3641.4N；RB=14061.14N主減速器從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速n2為：n2=2.66式中：Vam——汽車平均行駛速度，對(duì)于載貨汽車可取30~35km/h,這里取32km/h。主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)速n1=335.12×5.225=1751r/min，額定壽命：Lh=L軸承壽命為：（1.2.3)Cr——額定動(dòng)載荷，根據(jù)軸承型號(hào)確定?！d荷系數(shù)，取1.2——溫度系數(shù)，取1.0載貨汽車大修里程S一般為100000公里，由此得出預(yù)期壽命：Ls=sV軸承A和B的