城市SUV驅(qū)動橋后橋設(shè)計.docx

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1、木科生畢業(yè)設(shè)計第1章緒 1.1概述驅(qū)動橋總成概述 隨若汽車工業(yè)的發(fā)展及汽車技術(shù)的提高，兆動橋的設(shè)計，制造工藝都在日益完善。馭動橋也和其他汽車總 成一樣，除了廣泛采用新技術(shù)外，在機構(gòu)設(shè)計中II益朝著“零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化、產(chǎn)品系列化”的方向 發(fā)展及生產(chǎn)組織的專業(yè)化目標(biāo)前進。汽車驅(qū)動橋位丁?傳動系的末端,一般由主減速器，差速器，車輪傳動 裝置和橋殼組成。其基本功用是增扭、降速和改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來 的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分前給左右驅(qū)動車輪：其次，兆動橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力， 縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。根據(jù)車橋上車輪的作用，車橋

2、又可分為轉(zhuǎn)向橋、驅(qū)動橋、 轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋和支持橋四種類型。其中，轉(zhuǎn)向橋和支持橋都屬于從動橋，?般越野車多以前橋為轉(zhuǎn)向橋，而 后橋為兆動橋。驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式與馭動車輪的懸掛型式密切相關(guān)。當(dāng)驅(qū)動車輪采用非獨立懸掛時，例如 在絕大多數(shù)的載貨汽車和部分小轎車匕 都是采用非斷開式驅(qū)動橋；當(dāng)驅(qū)動車輪采用獨立懸掛時，則配以 斷開式馭動橋。驅(qū)動橋設(shè)計的要求設(shè)計兆動橋時應(yīng)當(dāng)滿足如下基木要求：1）選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比, 以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙， 以滿足通過性的要求。2）齒輪及其它傳動件丁.作平穩(wěn)，噪聲小。在各種載荷和轉(zhuǎn)速匚況下有較高的傳動 效率。3）

3、具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路ifli和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件 下，盡可能降低質(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。與懸架導(dǎo)向機構(gòu) 運動協(xié)調(diào)。4）結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。 1.2卯動橋設(shè)計方案的確定主減速器結(jié)構(gòu)方案的確定1）主減速器齒輪的類型螺旋錐齒輪能承受大的我荷，而且工作平穩(wěn)，即 使在高速運轉(zhuǎn)時其噪聲和振動也是很小的。本次設(shè)計采用螺旋錐齒輪。2）主減速器主動錐齒輪的支承形 式及安裝方式的選擇本次設(shè)計選用：主動錐齒輪：騎馬式支撐（圓錐滾*軸承）從動錐齒輪：騎馬式支撐 （圓椎滾子軸承）3）從動錐齒輪的支承方式和安裝

4、方式的選擇從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸 承，安裝時應(yīng)使它們的圓錐滾子大端相向朝內(nèi)，而小端相向朝外。為J'防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下 的偏移，圓錐滾子軸承應(yīng)用兩端的調(diào)整螺母調(diào)整。主減速器從動錐齒輪采用無軸式結(jié)構(gòu)并用細牙螺釘以精 度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上。4）主減速器的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整支承主減速器的圓錐滾 子軸承需要預(yù)緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知，當(dāng)軸向力于 彈簧變形呈線性關(guān)系時，預(yù)緊使軸向位移減小至原來的1/2。預(yù)緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的 嚙合和軸股工作條件，但當(dāng)預(yù)緊力超過某?理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸

5、承的預(yù)緊值可取 為以發(fā)動機最大轉(zhuǎn)短時換算所得軸向力的30%。主動錐齒輪軸承預(yù)緊度的調(diào)整采用調(diào)整螺母（利用軸承座 實現(xiàn)）從動錐齒輪軸承，預(yù)緊度的調(diào)整采用調(diào)整螺母。5）主減速器的減速形式主減速器的減速形式分為 單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用 條件有關(guān)，有時也與制造廠的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān)，但它主要取決于動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要 求的主減速比的大小及馳動橋下的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)日及布置形式等。本次設(shè)計主要從越野車傳動比 及載重量超過2t,保證離地間隙等方面考慮，主減速器采用單級減速即可。差速器結(jié)構(gòu)方案的確定 差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇，

6、應(yīng)從所設(shè)計汽車的類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定的使用條件下 的使用性能要求。差速器的結(jié)構(gòu)型式有多種，大多數(shù)汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市?區(qū)行駛 (2.14) (2.15)式中：dim, d 2m——主、從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑： F—從動齒輪齒而寬，取F=35； y2—從動齒輪的節(jié)錐角81.13 ；il?算得：P=19063.3N螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力主動齒輪的螺旋方向為左:旋轉(zhuǎn)方向為順時針:A1 =P cosp(tana- sin y 1 + sin p cosy 1 ) =21729 (N) (2.16)R1 =P cosp(tana cosy 1

7、- sin p siny 1 ) =5367.54( N) (2.17)從動齒輪的螺旋方向為右： A2 = R2 =P cosp P cosp(tana- sin y 2 - sin p cosy 2 ) =6613.27 (N) (tana-cosy 2 + sin p siny 2 ) =17088.3(N) (2.18)(2.19) 式中：a—齒廓表面的法向壓力角20 o： Y 1 , 7 2—主、從動齒輪的節(jié)推角8.87o, 81.13 o?主減速器軸承載荷的計算軸承的軸向栽荷，就是上述的齒輪軸向力。而軸 承的徑向載荷則是上述齒輪徑向力、圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向

8、支承反力的向量和。當(dāng)主減 速器的齒輪尺寸、支承型試和軸承位置已確定，并算出齒輪的徑向力、軸向力及圓周力以后，則可計算出 軸承的徑向載荷。①騎馬式支承主動錐齒輪的軸承徑向載荷載荷為1 (Pb)2 + (Rb-0.5Ad1m)2 =10957 (N) a1 RB = ( P c) 2 + ( R c- 0.5 A dim ) 2 =13368.21 (N) a RA =如圖3.3 (a)所示軸承A、B的徑向 (2.20) (2.21)(a) 圖2.3主減速器軸承的布置尺寸其尺寸為：懸樣式支撐的主動齒輪a=101.5. b=51, c=152.5;式中：P——齒面寬中點處的圓周力： A——主動

9、齒輪的軸向力： R——主動齒輪的徑向力;d 1m d 1m ?主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑. 2.7主減速器的潤滑[3]主加速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應(yīng)注意主減速器主動錐齒輪的前軸 承的澗滑，因為其潤滑不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn)。為此，通常是在從動齒輪的前端靠近主動齒輪處的主 減速殼的內(nèi)壁上設(shè)一專門的集油槽，將R濺到殼體內(nèi)壁上的部分潤滑油收集起來再經(jīng)過近油孔引至前軸承 圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉(zhuǎn)時的泵油作用，使?jié)櫥蜕綀A錐滾子的下端通向大端，并經(jīng)前軸 承前端的回汕孔流回驅(qū)動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但可使軸承得到良好的潤

10、滑、散 熱和清洗，而且可以保護前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤滑油流進差速器，有的采用專門的倒 油匙。為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內(nèi)部壓力增高所引起的漏油，應(yīng)在主減速器殼上或橋殼 上裝置通氣塞，后者應(yīng)避開油濺所及之處。加汕孔應(yīng)設(shè)置在加油方便之處，油孔位置也決定了汕面位置。 放油孔應(yīng)設(shè)在橋殼最低處，但也應(yīng)考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。 2.8本章小結(jié)本章根據(jù)所給基礎(chǔ)數(shù)據(jù)確定了主減速器的參數(shù)，進行了主減速器齒輪計算載荷的計算、齒輪參數(shù)的選擇， 螺旋錐齒輪的兒何尺寸計算與強度計算并對主減速器 齒輪的材料及熱處理，軸承的預(yù)緊，主減速器的潤滑等做了必要的說明。 第3章差速

11、器設(shè)計3.1概述 根據(jù)汽車行駛運動學(xué)的要求和實際的車輪、道路的特征，為了消除由于左右車輪在運動學(xué)上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn) 生的弊病，汽車左右犯動輪間都有差速器，保證了汽車膽動橋西側(cè)車輪在行程不等時具有以下不同速度旋 轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運動學(xué)的要求。差速器作用是分配兩輸出軸轉(zhuǎn)矩，保證兩輸出軸有可能以 不同角速度轉(zhuǎn)動。本次設(shè)計選用的普通錐齒輪式差速器結(jié)構(gòu)簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設(shè)計的汽車 驅(qū)動橋。 3.2對稱式圓錐行星齒輪差速器設(shè)計中采用的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器（如圖3.1）由差速器左殼為整體式，2個半軸齒輪，4個 行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪以及行星齒輪墊片等組成。山丁?其結(jié)構(gòu)

12、簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用 在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，所以本設(shè)計采用該結(jié)構(gòu)。 圖3.1中央為普通對稱式圓錐行星齒輪差速器[3]由于差速器殼足裝在主減速器從動齒輪I..故在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應(yīng)考慮差速器的安裝。差 速器的輪廓尺寸也受到從動齒及主動齒輪導(dǎo)向軸承支座的限制。普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖，如圖 3.2所示。 圖3.2普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖[1]差速器齒輪的基木參數(shù)選擇（1）行星齒輪數(shù)目的選擇越野車多用4個行星齒輪。圓錐行星齒輪差 速器的尺寸通常決定 （2）行星齒輪球面半徑RB （mm）的確定于行星齒輪背而的球而半徑RB ,它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代

13、表了差速器圓推齒輪的節(jié)錐距， 在一定程度上表征了差速器的強度。球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定： R B = K B T j =32.642?38.792 （mm）圓馨取R B =38mm式中：B——行星齒輪球面半徑系數(shù)，2.52?2.99,對于有4個行星輪的越野車 取 2.99； K RB確定后，即根據(jù)下式預(yù)選其節(jié)錐距：A0= （0.98-0.99） R B =37.24?37.62mm（3）行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇取37.5mm為了得到較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應(yīng)使行 星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應(yīng)少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14?25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比 多在1.5?

14、2范圍內(nèi)。取z1 =16, z2=24°在任何I列錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數(shù) Z2L.Z2R之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目n所整除，否則將不能安裝，即應(yīng)滿足：z2L + z2r24 + 24 = =12n4 （4）差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定和半軸齒輪的節(jié)錐角1 , y 2 ：先初步求出行星齒輪7 1 = arctanzl z2 = 33.8 o ; y 2 =arctan=56.2 o ; z2 z1 式中：z1 ,z2―行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的大端模數(shù)： m=取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)3： 2 AO 2Asin y 1 = 0 sin y

15、 2 =3.05 z1 z2式中：AO , z1 ,z2在前面已初步確定。算出模數(shù) 后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：d 1 = mz1 = 36mm; d 2 = mz2 = 54mm （5）壓力角a目前汽車差速踢齒輪大都選用22。30,的壓力角，齒高系數(shù)為0.8, 最少齒數(shù)川,減至10,并且再小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒厚， 從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。（6）行星齒輪安裝孔直徑巾及其深度L的確定行星齒輪安裝孔巾 與行星齒輪名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度。 L = 1.1。=20.03 （mm） 1.1）2

16、 =T0 ? 103 = 364.58mm [a c ] nl（j）=TO . 103 =18.21 mm 1.1[a C ]nl 式中：TO差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩2173.496 N-m ： n——行星齒輪數(shù)4： "I——行星齒輪支承而中點到錐頂?shù)木嚯x，mm.ln0.5d2 , d2是半軸齒輪齒而’寬中點處的直徑d2 q 0.8d 2 , d 2 =54mm;[oc]——支承面的許用擠壓應(yīng)力，取為69MPae 差速器齒輪的兒何尺寸計算與強度計算[6]表3.1為汽車差速器用直齒錐齒輪的兒何尺寸計算步驟, 表中計算用的弧齒厚系數(shù)T見圖3.3.表3.1汽車差速器直齒錐齒輪的兒何尺寸計算表序號1 2

17、3 4 5 6 7 8 9 10項目計算公式及結(jié)果行星齒輪齒數(shù)半軸齒輪齒數(shù)模數(shù)齒面寬齒工作高齒全高壓 力角軸交角節(jié)圓直徑節(jié)錐角 z 1 = 12 z 2 = 24 m=3F = 0.30A0 =11.25mm,取 F=11mhg =1.6m=4.8mm h=1.788m+0.051 =5.415mma= 22o 30* ￡=90o d 1 = mz1 = 36mm; d 2 = mz2 = 54mmY 1 =arctan A0=z1 z2 =33.8 o ; y 1 =arctan= 56.2 o ; z2 z1 11 12 13 節(jié)錐距周節(jié)齒頂高 d1 d2 = =37.5mm

18、2 sin y 1 2 sin y 2t=3.1416m=9.4248mm, ha = hg — h2 =3.02 14 齒根高，h2 = (0.430 +0.370 } x m = 1.78 Z2 2 ( ) Z1徑向間|^c = h — hg = 0.615 15 齒根角8 1 = arctanhr* h " = 4.14o , 8 2 =arctan 2 = 6.31o A0 A018 面錐角根錐角y01 =y1 +6 2 = 40.11o , 7 02 =y 2+51 = 60.34oy R1 =7 1 -S1 = 29.66o ; 7 R 2 =7 2 -5 2 = 49.89

19、o2021 的汽車來說，由丁路面較好，各驅(qū)動車輪與路面的附若系數(shù)變化很小，因此幾乎都采用了結(jié)構(gòu)簡單、工作 平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器.半軸型式的確定圖1.1半軸型式及受力簡圖（1］（a）半浮式：（b） 3/4浮式：（c）全浮式 3/4浮式半軸，因其側(cè)向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命，故未得到推廣。全 浮式半軸廣泛應(yīng)用于輕型以上的各類汽車上。本次設(shè)計選擇全浮式半軸。橋殼型式的確定［2］橋殼 有可分式、整體式和組合式。整體式橋殼的特點炬將整個橋殼制成-個整體，橋殼猶如-個整體的空心梁， 其強度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩

20、體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的主減速殼里， 構(gòu)成單獨的總成，調(diào)整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內(nèi)，并與橋殼用螺栓固定在?起。使主減速器和差 速器的拆裝、調(diào)整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。木次設(shè)計選擇整體式橋殼。 1.3本章小結(jié)本章首析確定了驅(qū)動橋各主要部件的型式。主減速器的減速形式，主減速器齒輪的類型，主、從動錐齒輪 的支承形式及安裝方式，主減速鷺的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整，差速器、半軸及橋殼型式的初步選定。第2 章主減速器設(shè)計 2.1主減速比的計算［2］主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)形式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料 經(jīng)濟性都有直接影響。iO的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)

21、計時和傳動系統(tǒng)的總傳動比一起由整車動力計算來確定。 可利用在不同的下的功率平衡圖來計算對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設(shè)計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最 佳匹配的方法來選擇iO值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。表2.1基本參數(shù)表名稱馭動形式 總質(zhì)量/1軸距/ mm前輪距/ mm后輪距/ mm最小離地間隙/ mm排雖/ L發(fā)動機最大功率/ kw 及轉(zhuǎn)速/ r/min發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩/ N-m及轉(zhuǎn)速/r/ min輪胎型號變速器傳動比ig最高車速/km/ h 代號數(shù)值 4x 4 1.96 2725 1500 1510 225 2.4 92-5250 190-2700 R17 3.967 0.856 1

22、40Pe max-n pTe max- nT265/65igl i ghva max為了得到足夠的功率而使最高車速稍有卜降，一般選得比最小值大10%? 25%,即按下式選擇：iO = （0.377 ~ 0.472）式中 rrnPva maxi gh i Fhi LB （2.1）r r ——車輪的滾動半徑，r r =0.388; igh——變速器最高檔傳動比，igh =0.856； i gh——分動器或加力器的高檔傳動比，igh=1； 5i LB ―輪邊減速器的傳動比，i LB =1 ° 經(jīng)計算，本文選取i 0=6.408。 2.2主減速齒輪計算載荷的確定通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系

23、最低檔傳動比時和膽動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動 齒輪上的轉(zhuǎn)矩（Tje,Tj（p）的較小者，作為載貨汽車計算中用以裝算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算 載荷。即 T je =Te max iTL- K 0 -qT /n=2173.496 ( N m )Tj(p= G2(p-rr =6110.574 ( N m ) n LB -iLB (2.2) (2.3)式中：Te max——發(fā)動機最大扭矩190N?m : iTL——由發(fā)動機到所計算的為加速器從動挺1輪之間的傳動系最低檔傳動比： 6.408=25.421 iTL = i 0 i1 =3.967*nT —上述傳動部分的效率，取

24、V =0.9： K0—超載系數(shù)，取K 0=1.0： rr——滾動半徑，取 rr= (265 毫米 X65%) + (17X25.4 毫米/2) =0.388mm： n—驅(qū)動橋數(shù)目2； N： G2——汽車滿載時馭動橋給水平地面的最大負(fù)荷，但后橋來說還應(yīng)考慮到汽 車加速時負(fù)載增大量,可初?。篏2 = G 9.8 x 55% = 1511895N . 門LB, iLB——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率和減速比，分別取0.96和 1。由式(2.2),(2.3)求得的計算我荷,是最大轉(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞依據(jù)。對于 公路車輛來說，使用條件較非公路車倆

25、穩(wěn)定，其正常持轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均牽引力的值來確定的，即主加 速器的平均計算轉(zhuǎn)矩為 Tjm=(Ga+GT)rr (fR + fH + f P )=989.812 ( N-m ) i LB nLB n(2.4) 表2.2車型前軸前置發(fā)動機前輪驅(qū)動轎車前置發(fā)動機后輪驅(qū)動后置發(fā)動機后輪驅(qū)動4x2后輪單胎4x2后輪雙 胎，長頭、短貨車頭車4x2后輪雙胎，平頭車6x4后輪雙胎前置發(fā)動機后輪驅(qū)動客車后輪驅(qū)動后置發(fā)動 機后輪驅(qū)動中置發(fā)動機驅(qū)動橋質(zhì)量分配系數(shù)［1］空載后軸34%~44%前軸47%~60%滿載后軸 40%~53%56%~66%50%~55%45%~50%45%~5050%~55%42%~59%4

26、1%~50%40%~45%55%~60%50 %~59%41%~50%32%~40%60%~68%44%~49%51%~55%27%~30%70%~73%49%~54%46%~51%32 %~35%65%~68%31%~37%63%~69%19%~24%76%~81%式中：Ga ——汽車滿載總重 I960* 9.8=19208N： GT——所牽引的掛車滿載總重，N,僅用于牽引車取GT =0；fR—道路滾動阻力系數(shù)，越野車通常取0.020~0.035,可初選fR =0.034： fH—汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。貨車通常取0.09~0.30,可初選7取fH=0.15： fP——汽車性能

27、系數(shù) fP=0.195(Ga+ GT )1 [16-]100Te max(2.5) 當(dāng) 0.195(Ga+ GT)=46.86>16 時，取 f P =0.134 — Te max2.3主減速瞬齒輪參數(shù)的選擇[3] 1)齒數(shù)的選擇對于普通單級主減速器，當(dāng)i0較大時，則應(yīng)盡量使主動齒輪的齒數(shù)z1取得小些，以得到滿意的驅(qū)動橋離地間隙，當(dāng)i 0N6時，z1的最小值為5,但是為了嚙合平穩(wěn) 及提高疲勞強度，z1最好大于5.,這里齒輪的齒數(shù)z1、Z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)，這里2)節(jié)圓直 徑地選擇z1取7。為了磨合均勻，主、從動z2取45-根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)炬(見式2.2,式2.3 并取兩者中較小的一

28、個為計算依據(jù))按經(jīng)驗公式選出：d 2 = K d ? Tj =168.395?207.256 mm23 (2.6)式中：Kd2——直徑系數(shù)，取Kd 2=13-16； Tj計算轉(zhuǎn)矩，N?m ,取Tjm, Tje較小的。 初取d2=200mm。3)齒輪端而模數(shù)的選擇d2選定后，可按式m = d2/z2=4.5算出從動齒輪大端 模數(shù)，并用下式校核mt= Km -Tj = 3.886?5.1813Km——模數(shù)系數(shù)，取Km =0.3-04. 4) 齒面寬的選擇汽車主減速借螺旋錐炕輪觥面寬度推薦為：F=0.155d2=31mm,可初取F2=35mm。 5) 螺旋錐齒輪螺旋方向一般情況下主動齒輪為

29、左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢。 6) 螺旋角的選擇 螺旋角應(yīng)足夠大以使mF2l.25°因mF越大傳動就越平穩(wěn)噪聲越低。螺旋角過大時會引起軸向劇亦過大，因此應(yīng)有一個適當(dāng)?shù)姆秶?。?澈機械制造用的標(biāo)準(zhǔn)制中，螺 旋角推薦用35。o 2.4主減速瞻螺旋錐齒輪的兒何尺寸計算與強度計算主減速器螺旋錐齒輪的兒何尺、J?計算[4]表2.3主減速器齒輪的兒何尺寸計算用表 序號1 23456789項目計算公式計算結(jié)果7 45 4.5主動齒輪齒數(shù)今動齒輪齒數(shù)模數(shù)齒面寬工作齒高 全齒高法向壓力角軸交角節(jié)圓直徑 bb2=35 ahg = H 1m h =H 2m hg= 7h=

30、8a =20° ￡ =90° d 1 = 32 d 2 =203 mmL d =m z10 節(jié)錐角1 =arctan Y 2 =90° y 1 -z1 z2 Y 1 =8.87°丫2 =81.13° A 0=103 t=14.13712 13 節(jié)錐距周節(jié)齒頂高A0= d1 d2 = 2 sin y 1 2 sin y 2t=3.1416 ha1= hg - ha 2ha 2 = k a m hf = h - hac= h - hg ha1 =5.78 ha 2 =1.2214 15 16 17 齒根高徑向間隙齒根角面錐角hf 1 =2.22 hf2 =6.78 ef=

31、arctanhf AO ya1 =y 1 +0f2 : ya2=y2+0f1?ff 1 = y 1 -Of 1 c=1 Of 1 =1.26° Of 2 =3.78° ya1 =12.65° ya 2 =82.39°18 根錐角'rf2 = y2-ef2 ?ff 1 =7.612 =77.35。 9本科生畢業(yè)設(shè)計序號項目計算公式計算結(jié)果 da1= d 1 + 2ha1 cosy 119齒頂圓直徑 da 2 = d 1 + 2ha 2 cosy 2dal =43.42 da 2 =32.38 20節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 d2 - ha1 sin y 1 2 d1 Ak 2 =- h

32、a 2 sin y 2 100.61 2 Ak 1 = Ak 1 =100.61 Ak2=14.795s1= t - s2 21理論弧齒厚s1 =10.457 s2= S k m22 23齒側(cè)間隙螺旋角 s2 =3.680.4mm P0=35。 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算［4］在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)對其強度進行計算，以 保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其 影響因素。螺旋錐齒輪的強度計算：(1)主減速器螺旋推齒輪的強度計算①單位齒長I.的劇周力p=PF (2.7) 式中：p——單位齒長上的圓周力，N/mm;

33、P—作用在齒輪上的圓周力，N,按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 Te max和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算；按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時： p=Te max ? i g ? 103 =339.286<893N/mm d1 -F 2ig——為一檔傳動比，取i g =3.967 按最大附著力矩計算時:G2

34、? 103 ? T j ? K 0 ? K S ? K m Kv- F ? z ? m2 ? J(2.10) Ks——尺寸系數(shù)Ks =m =0.586； 25.4 Km—載荷分耐系數(shù)，取Km=1： Kv——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車馭動橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取1； J——計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，見圖2.1。 Tje作用下：從動齒輪上的應(yīng)力o w2 =322.054MPa<700MPa；'Tjm作用下：從動齒輪上的應(yīng)力o w2 =209.32MPa<210.9MPa： 當(dāng)計算主動齒輪時，Tj/Z與從動 相當(dāng)，而 J2

35、 綜上所述，故所計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。汽車主減速器齒輪的損壞形式主要時疲勞損壞，而疲勞 壽命主要與口常行駛轉(zhuǎn)矩即平均計算轉(zhuǎn)矩Tjm有關(guān)，Tje或Tjm只能用來檢驗最大應(yīng)力，不能作為疲勞 壽命的計算依據(jù)。(2)輪齒的接觸強度計算螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應(yīng)力oj (MPa)為： 2 ? T1 j ? K 0 ? K s ? K m ? K f ? 103 Kv- F ■ J1 2 aj=Cp d1(2.11) 式中：Cp——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6 N/mm： 11K 0 =1, K s =1, Km=1, K v =1； 相嚙合齒輪的齒數(shù)求綜合系數(shù)的齒輪齒數(shù)圖2

36、.1彎曲計算用綜合系數(shù)J[1] Kf——表而質(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取1： J——計算應(yīng)力的綜合系數(shù)，見圖3.2所示。

37、應(yīng)有以下要求：(1)具有高的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度以及較好的齒面耐磨性, 故齒表面應(yīng)有高的硬度：(2)輪齒芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)那行砸赃m應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷： (3)鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能R好，熱處理變形小或變形規(guī)律性易控制，以提高產(chǎn)品質(zhì)量、 減少制造成本并降低廢品率：(4)選擇齒輪材料的合金元素時要適應(yīng)我國的情況。例如:為了節(jié)約棵、銘 等我國發(fā)展了以鐳、機、硼、鈦、鉗、硅為主的合金結(jié)構(gòu)鋼系統(tǒng)。汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲 而齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號20CrMnTi,22CrMnMo , 20CrNiMo,20MnVB ,及20 Mn2TiB

38、,在本設(shè)計中采用了 20CrMnTi。用滲碳合金鋼制造齒輪，經(jīng)滲碳、淬火、回火后，齒輪表面硬 度可高達HRC58?64,而芯部硬度較低，當(dāng)m<8時為HRC32?45。對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當(dāng) 端面模數(shù)mW5時，為0.9?1.3mm°由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產(chǎn)生膠合、I咬死或 擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪副草熱處理及精加工后均予以厚度為0.005?0.010? 0.020mm的磷化處理或儺銅、鍍錫。這種表面鍍層不應(yīng)用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。對 齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25%。對于滑動速度高的齒輪，為J'提高其耐磨性進行滲硫處理。滲 硫處理時

39、溫度低，故不會引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較是，也會防止齒 輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。 2.6主減速器軸承的計算[4]設(shè)計時，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸初步確定軸承的型號，然后驗算軸承壽命。影響軸承壽命的主 要外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，應(yīng)先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、 圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。(1)作用在主減速器主動齒輪I?.的力齒而寬中點的圓周 力 P 為 P =2T dm (2.8) 式中：T——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩T1d : dm—該齒輪齒面寬中點的 分度圓直徑。 注：汽車在

40、行駛過程中，由于變速器檔位的改變，且發(fā)動機也不盡處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，因此主減速器齒輪 的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸股的主要損壞形式是疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進行 計算。作用在主減速番主動錐齒輪上的當(dāng)笊轉(zhuǎn)矩T1d時按下式求得：T=Te maxfff 1 [fg1 (iglT1 )3 + fg2(iglIT2)3+K+fg (i gIV-T 5 ) 3 4 100 100 100 100 ]式中：fg1 ,fg2,K,fg4——變速器 I , II, 75%； K, V檔使用率為 1%, 3%, 5%, 16%, ig I ,igll, , igV ——變速器的傳動比為 3.967, 3.848. 3.656, 3.071, 0.856； K, IlK, V,檔時 的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩利用率50%, fT1 ,fT2,K,fT4——變速器處于I 60%, 70%, 70%, 60%。對于螺 旋錐齒輪 d2m = d2-Fsin2=168.41 (mm) yd1m = d2mZ1 =26.947 (mm) Z2