重型卡車主減速器及差速器的設(shè)計(畢業(yè)論文+全套CAD圖紙)(答辯通過)

下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 摘 要 本設(shè)計是重型卡車主減速器及差速器的設(shè)計。主減速器設(shè)計時根據(jù)給定的基本參數(shù)計算出主減速比，根據(jù)計算得到的主減速比選取主減速器類型為雙級主減速器；與單級主減速器相比，在保證離地間隙相同時還得到很大的傳動比，并且還擁有結(jié)構(gòu)緊湊，噪聲小，使用壽命長等優(yōu)點。差速器根據(jù)主減速器的設(shè)計和以往的經(jīng)驗借鑒選取為結(jié)構(gòu)簡單、工作性能平穩(wěn)、制造方便的對稱式圓錐行星齒輪差速器。本設(shè)計主要內(nèi)容包括：雙級主減速器和對稱式圓錐行星齒輪差速器各個零件參數(shù)的設(shè)計和校核過程。主減速器結(jié)構(gòu)的選擇、主、從動錐齒輪的設(shè)計、軸承的校核 ；差速器結(jié)構(gòu)的選擇、行星齒輪、半軸齒輪的設(shè)計和校核 。 關(guān)鍵詞： 重型載貨汽車；雙級主減速器；差速器；齒輪；校核 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 ABSTRACT This design is designs a structure to the truck to be reasonable, work related reliable two-stage main gear box. This two-stage main gear box is composed of two level of gear reductions. Compares with the single stage main gear box, when the guarantee ground clearance is the same may obtain the very great velocity ratio, and also has the structure to be compact, the noise is small, service life long and so on merits. This article elaborated the two-stage main gear box each components parameter computation and the selection process, and through computation examination. The design mainly includes: Main gear box structure choice, host, driven bevel gears design, bearings examination. The main reducer in the transmission lines used to reduce vehicle speed, increased the torque , it is less dependent on the bevel of more gear drive of less bevel gear . Purchase of the longitudinal engine automobiles, the main bevel gear reducer also used to change the driving force for the direction of transmission. Key words: Truck； Two-stage Main Reduction Gear； compensating gear； Gear； Check下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 目 錄 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 緒論 . 1 1.1 概述 . 3 1.2 主減 速器及差速器的結(jié)構(gòu)形勢分析 . 4 1.2.1 主減速器的減速形式與齒輪類型 . 4 1.2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 . 5 1.2.3 差速器的結(jié)構(gòu)形式 . 6 1.3 設(shè)計內(nèi)容 . 7 第 2 章 主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 . 7 2.1 主減速器傳動比的計算 . 7 2.2 主減速齒輪計算載荷的確定 . 9 2.3 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 . 12 2.4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 . 13 2.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 . 13 2.4.2 主減速器螺旋錐齒輪的強度校核 . 14 2.5 二級圓柱齒輪模數(shù)的確定 . 17 2.6 雙級主減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇 . 18 2.7 齒輪的校核 . 19 2.8 本章小結(jié) . 20 第 3 章 軸承的選擇和校核 . 21 3.1 主減速器齒輪上作用力的計算 . 21 3.2 軸和軸承的設(shè)計計算 . 24 3.3 主減速器齒輪軸承的校核 . 25 3.4 本章小結(jié) . 28 第 4 章 軸的設(shè)計 . 28 4.1 主動圓錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 . 28 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 4.2 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 . 29 4.3 主動錐齒輪軸的校核 . 30 4.4 中間軸的校核 . 32 4.5 本章小結(jié) . 34 第 5 章 差速器的設(shè)計 . 35 5.1 差速器的結(jié)構(gòu)形式及選擇 . 35 5.2 差速器齒輪基本參數(shù)選擇 . 35 5.3 差速器齒輪強度計算 . 38 5.4 本章小結(jié) . 38 結(jié)論 . 39 致謝 . 40 參考文獻 . 41 附錄 . 42 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 1 買文檔送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 2 第 1 章 緒 論 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 3 1.1 概述 1、 主減速器及差速器的概述 汽車正常行駛時，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速通常在 2000 至 3000r/min 左右，如果將這么高的轉(zhuǎn)速只 靠變速箱 來降低下來，那么變速箱內(nèi)齒輪副的傳動比則需很大，而齒輪副的傳動比越大，兩齒輪的半徑比也越大，換句話說，也就是變速箱的尺寸會越大。 主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅(qū)動輪上要求必須具有一定的驅(qū)動力矩和轉(zhuǎn) 速，在動力向左右驅(qū)動輪分流的差速器之前設(shè)置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質(zhì)量減小、操縱省 力 1。 對于 載貨汽車 來說，要傳遞的轉(zhuǎn)矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而主減速器在傳動系統(tǒng)中起著非常重要的作用。 隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經(jīng)濟性日益成為人們關(guān)心的話題，這不僅僅只對乘用車，對于重型載貨汽車，提高其燃油經(jīng)濟性也是各商用車生 產(chǎn)商來提高其產(chǎn)品市場競爭力的一個法寶，因為重型載貨汽車所采用的發(fā)動機都是大功率，大轉(zhuǎn)矩的，裝載質(zhì)量在十噸以上的載貨汽車的發(fā)動機，最大功率在 140KW 以上，最大轉(zhuǎn)矩也在 700N m以上，百公里油耗是一般都在 34L 左右。為了降低油耗，不僅要在發(fā)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。 主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。對于重型卡車來說，要傳遞的轉(zhuǎn)矩較乘用車 、 客車，以及輕 型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而主減速器在傳動系統(tǒng)中起著非常重要的作用。 因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的傳動系便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設(shè)計新型的主減速器已成為了新的課題。 根據(jù)汽車行駛運動學(xué)的要求和實際的車輪、道路以及他們之間的相互關(guān)系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的形成往往是由差別的。例如，轉(zhuǎn)彎時外側(cè)的車輪的行程總要比內(nèi)側(cè)的長。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整 體的驅(qū)動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右驅(qū)動車輪的轉(zhuǎn)速雖相等而行程卻又不同的這一運動學(xué)上的矛盾，引起某一驅(qū)動車輪產(chǎn)生滑移或滑轉(zhuǎn)。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 4 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)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動輪間都裝由差速器，后者保證了汽車驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有以不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運動學(xué)的要求。 同樣情況也發(fā)生在多驅(qū)動橋中，前、后驅(qū)動橋之間，中、后驅(qū)動橋之間等會因車輪滾動半徑不同而導(dǎo)致驅(qū)動橋間的功率循環(huán)，從而使傳動系的載荷增大，損傷其零件，增加輪胎的磨損和燃料的消耗等，因此一些多驅(qū)動 橋的汽車上也裝了軸間差速器。 差速器的結(jié)構(gòu)型使選擇，應(yīng)從所設(shè)計汽車的類型及其使用條件出嘎，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。 2、 主減速器及差速器設(shè)計的要求 驅(qū)動橋中主減速器的設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求 1： 1、 所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 2、 外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。 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)與動協(xié)調(diào)。 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，加工 工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。 驅(qū)動橋中差速器的設(shè)計應(yīng)滿足： 1、所選擇的差速器在能保證工作性能的要求下，盡量的結(jié)構(gòu)簡單。 2、與主減速器配合時結(jié)構(gòu)要緊湊。 1.2 主減速器及差速器的結(jié)構(gòu)形勢分析 1.2.1 主減速器的減速形式與齒輪類型 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。 主減速器的減速型式分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速型式的選擇與汽車的使用類型及使用條件有關(guān)有時也與制造廠已有的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān)，但它主要取決于動力性、經(jīng)經(jīng)濟性 等整車能所要求的主減速比的大小及驅(qū)動橋下的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及布置型式等。 根據(jù)主減速器的使用目的和要求的不同，其結(jié)構(gòu)形式也有很大差異。按主減速器所處的位置可分為中央主減速器和輪邊減速器，按參加減速傳動的齒輪副可分為單級式主減速器和雙級式主減速器。按主減速器速比的變化可分為單速主減速器和雙速主減速器兩種。 單級式主減速器應(yīng)用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。雙級式主減速器應(yīng)用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側(cè)車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速器。 由于 本 設(shè)計是重型 卡 車主減速器， 由于它的主傳動比比較大，故 選用二級主減速下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 5 器。 現(xiàn)代汽車的主減速器，廣泛采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。 螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預(yù)緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。根據(jù)嚙 合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比。一般情況下，當要求傳動比大于 4 5 而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更合理。這是因為如果保持主動齒輪軸徑不變，則雙曲面從動齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。當傳動比小于 2 時，雙曲面主動齒輪相對螺旋錐齒輪主動齒輪顯得過大，占據(jù)了過多空間，這時可選用螺旋錐齒輪傳動，因為后者具有較大的差速器可利用空間。對于中等傳動比，兩種齒輪傳動均可采用。圓柱齒輪傳動一般采用斜齒輪，廣泛應(yīng)用于發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動的轎車驅(qū)動橋和雙級主減速器貫通式驅(qū)動橋。 本設(shè)計的雙級主減速器第一級選取螺 旋錐齒輪，第二級選取圓柱齒輪。 1.2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 在殼體結(jié)構(gòu)及軸承型式已定的情況下，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法，對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確 嚙合 并具有較高使用壽命的重要元素之一。 1、 主動錐齒輪的支承 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和騎馬式支承兩種。查閱資料、文獻，經(jīng)方案論證，采用懸臂式支承結(jié)構(gòu)（如圖 1.1（ a） 所示）。 2、 從動錐齒輪的支承 1 調(diào)整墊片 2 調(diào)整墊圈 （ a）懸臂式支承 （ b）騎馬式支承 圖 1.1 主動錐齒輪的支承型式 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 6 主減速器從動錐齒輪的支承剛度依軸承的型式，支承間的距 離和載荷在軸承之間的分布即載荷離兩端軸承支承中心間的距離 c和 d（如圖 1.2）之比例而定。為了增強支承剛度，支承間的距離應(yīng)盡量縮小。但為了使從動錐齒輪背面的支承突緣有足夠的位置設(shè)置加強筋及增強支承的穩(wěn)定性，距離 c+d應(yīng)不小于從動錐齒輪節(jié)園直徑的 70 .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超內(nèi)朝內(nèi)，而小端相背朝外。為了使載荷能盡量均勻分在兩個軸承上，并且讓出位置來加強從動齒輪連接突緣的剛性，應(yīng)盡量使尺寸 c 等于或大于 d。為了防止從動齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應(yīng)預(yù)緊。由于從動 錐齒輪軸承是裝在差速器殼上，尺寸較大，足以保證剛度。 圖 1.2 從動錐齒輪的支承 型式 1.2.3 差速器的結(jié)構(gòu)形式 差速器的結(jié)構(gòu)形式由多種，主要分為普通對稱式圓錐行星齒輪差速器和防滑差速器。其中，防滑式差速器右分為自鎖式和強制鎖止式。 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼、 2 個半軸齒輪， 4 個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等有點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上。有些越野車也采用了這種結(jié)構(gòu)。 由于差速器殼是 裝在主減速器從動齒輪上，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。差速器殼的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪導(dǎo)向軸承支座的限制。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 7 1.3 設(shè)計內(nèi)容 設(shè)計主要內(nèi)容包括：雙級主減速器和對稱式圓錐行星齒輪差速器各個零件參數(shù)的設(shè)計和校核過程。主減速器結(jié)構(gòu)的選擇、主、從動錐齒輪的設(shè)計、軸承的校核；差速器結(jié)構(gòu)的選擇、行星齒輪、半軸齒輪的設(shè)計和校核 。 第 2 章 主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 2.1 主減速器傳動比的計算 1、 輪胎滾動半徑的確定 基本參數(shù)如下表 2.1： 表 2.1 基本參數(shù)表 名稱 代號 參數(shù) 驅(qū)動形式 42 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 8 裝載質(zhì)量 t 10 總質(zhì)量 t 17.26 發(fā)動機最大功率 kw 及轉(zhuǎn)速 r min maxeP - pn 154.56-3000 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 N.m 及轉(zhuǎn)速 r min maxeT - Tn 800-1300 輪胎型號 11.00-20-16 變速器傳動比gigli7.034 ghi1.0 最高車速 km h maxav 70 由上表可知載貨汽車的輪胎型號為 11.0-20-16，查表可知 rd =1085mm R=F rd /2PIm （ 2.1） 根據(jù)輪胎型號已知為斜交輪胎 F 取 2.99， PI 取 3.1415926，求得： R=0.516m 2、 主減速比的確定 主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當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。0i的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動系的總傳動比 Ti 一起由整車動力計算來確定。可利用在不同0i下的功率平衡圖來研究0i對汽車動力性的影響。對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇0i可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性 2。 對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率 Pmaxe及其轉(zhuǎn)速pn的情況下，所選擇的0i值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速maxav。這時0i值應(yīng)按下式來確定： ghapr iv nrim a x0 377.0=8.337 （ 2.2） 式中 r 車輪的滾動半徑； ghi 變速器最高檔傳動比； 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 9 maxav 最高車速； pn 發(fā)動機最大功率時的轉(zhuǎn)速。 對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而最高車速稍有下降，0i一般選得比上式求得的大 10% 25%.0i范圍 （ 9.170 10.421） 初取0i=10. 因為 7.60i 12， 因此選用雙級主減速器 。 3、 雙級主減速器傳動比分配 一般情況下第二級減速比02i與第一級減速比01i之比值（02i/01i）約在 1.4 2.0 范圍內(nèi)，而且趨于采用較大的值，以減小從動錐齒輪的半徑及負荷并適應(yīng)當增多主動錐齒輪的齒數(shù)，使后者的軸徑適當增大以提高其支承剛度 67；這樣也可降低從動圓柱齒輪以前 各零件的負荷從而可適當減小其尺寸及質(zhì)量，所以 02i/01i在這里取 2.0.得：01i= 0.20i 2.236， 02i =010ii = 236.210 =4.472。 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)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪 打滑時兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（jeT、jT）的最小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷。即 jeT=TTle KiT 0m ax/n （ 2.3） jT=LBLBri rG 2 （ 2.4） 式中 maxeT 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， mN TLi 由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比， TLi =0i 1i=2.2 7.034； T 上述傳動部分的效率，取 T =0.9； 0K 超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野車以及液力傳動的各類 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 10 汽車取0K=1； n 該車的驅(qū)動橋數(shù)目， 2G 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷， N；對后橋來說應(yīng)該考慮到汽車加速時的負荷增大； 輪胎對路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取 =0.85，對于越野汽車取 =1.0，對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車取 =1.25； r 車輪的滾動半徑 ， m； LBLB i, 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（例如輪邊減速器等），在這里取 1LB ， 1LBi 。 由表 2.1 中可知，把maxeT=800(N m )代入式 （ 2.3） 得： jeT=TTLe KiT 0m a x/n jeT=800 mN 2.2 7.034 0.9/1 jeT=11141.856( mN ) （ 2.5） 各類汽車軸荷分配范圍如下表： 表 2.2 驅(qū)動橋質(zhì)量分配系數(shù) 車型 空載 滿載 前軸 后軸 前軸 后軸 轎車 前置發(fā)動機前輪驅(qū)動 56%66% 34%44% 47%60% 40%53% 前置發(fā)動機后輪驅(qū)動 50%55% 45%50% 45%50% 50%55% 后置發(fā)動機后輪驅(qū)動 42%59% 41%50% 40%45% 55%60% 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 11 貨車 4 2 后輪單胎 50%59% 41%50% 32%40% 60%68% 4 2 后輪雙胎，長頭、短頭車 44%49% 51%55% 27%30% 70%73% 4 2 后輪雙胎，平頭車 49%54% 46%51% 32%35% 65%68% 6 4 后輪雙胎 31%37% 63%69% 19%24% 76%81% 本文設(shè)計車型為 4 2 后輪雙胎，滿載時前軸的負荷在 32% 35%，取 34%；后軸為 65% 68%，取 66%。該 車滿載時的總質(zhì)量為 G =17.26t ，則可求得前后軸的軸荷 1G和 2G 1G =0.34 G =0.34 17.26t =5.868t （ 2.6） 2G =0.66 G =0.66 17.26t =11.391t （ 2.7） 把已知值代入式（ 2.4），可得 jT=LBLBri rG 2 jT=11 5 1 6.085.08.9103 9 1.113 mNjT=48960.918( mN ) （ 2.8） 取 )(m in 較小者、 jjej TTT，即 minjT11141.856 ( mN )為強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷。 對于公路車輛來說，使用條件較非公路 車倆穩(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 jmT= )()(PHRLBLB rTa fffnirGG （ 2.9） 式中：aG 汽 車滿載總重 ； TG 所牽引的掛車滿載總重， N，僅用于牽引車取 TG =0； 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 12 Rf 道路滾動阻力系數(shù)， 載貨汽車的系數(shù)在 0.015 0.020；初選Rf=0.015； Hf 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。貨車 和城市公共汽車 通常取0.05 0.09，可初取Hf=0.05； Pf 汽車性能系數(shù) )(1 9 5.0161 0 01m a xeTaP T GGf （ 2.10） 當 m ax)(195.0eTaT GG =32.9816 時，取 Pf =0。 r ， LBi ， LB ， n ， maxeT 等見式（ 2.3）（ 2.4）下的說明。 把上面的已知數(shù)代入式（ 2.9）可得： jmT= )()(PHRLBLB rTa fffnirGG =5673.22（ mN ） （ 2.11） 主動齒輪計算轉(zhuǎn)矩為： 48.506401iT je mN 2.3 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 1、 齒數(shù)的選擇 對于普通 雙 級主減速器， 由于第一級減速比01i比第二級的02i小一些（通常0.24.1/ 0201 ii ），這時第一級主動錐齒輪的齒數(shù) 1z 可選得較大些，約在 9 15 范圍內(nèi)。第二級圓柱齒輪的傳動齒數(shù)和可選在 68 10 的范圍內(nèi)。在這里我們選擇 1z =15。則0112 izz =15 236.2 33.54 取 .332 z ，修正第一級的傳動比1201 zzi =2.2；106843 zz 。取 68。 472.43402 zzi ，所以 133 z ， 554 z ，修正 2.43402 zzi 2、 節(jié)圓直徑的選擇 節(jié)圓直徑的選擇可 根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（見式 2.3， 式 2.4 中 取兩者中較小的一個為計算依據(jù)）按經(jīng)驗公式選出： 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 13 32 2 jd TKd （ 2.12） 式中：2dK 直徑系數(shù)，取2dK=13 16； jT 計算轉(zhuǎn)矩 ， mN ，取jT，jeT中 較小的 ，第一級所承受的轉(zhuǎn)矩： jT=11141.856（ mN ） （ 2.13） 把式（ 2.13）代進式（ 2.12）中得到 354.2902 d 357.359mm ； 取2d=330mm。 3、 齒輪端面模數(shù)的選擇 根據(jù)公式22 / zdmt 可 算出從動齒輪大端模數(shù)， 10tm mm。 4、 齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐 齒輪齒 面寬度為 ： F=0.155 2d =51.15mm 。 5、 螺旋錐齒輪螺旋方向 螺旋錐齒輪在傳動時所產(chǎn) 生的軸向力，其方向決定于齒輪的螺旋方向和旋轉(zhuǎn)方向。判斷齒輪的旋轉(zhuǎn)方向是順時針還是逆時針時，要向齒輪的背面看去。而判斷軸向力的方向時，可以用手勢法則。 一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢 3。 6、 螺旋角的選擇 螺旋角 35 。 7、 齒輪法向壓力角的選擇 根據(jù)格里森規(guī)定載貨汽車和重型汽車則應(yīng)分別選用 20 、 22 03 的法向壓力角。則在這里選擇的壓力角為 20 。 2.4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 2.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的 幾何尺寸的計算 表 2.3 雙級 主減速器一級齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項目 計算公式 結(jié)果 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 14 1 主動齒輪齒數(shù) 1z15 2 從動齒輪齒數(shù) 2z33 3 端面模數(shù) m mm10 4 齒面寬 2155.0 dF mm15.51 5 齒工作高 mHhg 1 mm17 6 齒全高 mHh 2 mm88.18 7 法向壓力角 20 - 8 軸交角 90 - 9 節(jié)圓直徑 2211 ； mzdmzd mmdmmd33015021 10 螺旋角 35 11 螺旋方向 主動齒輪左旋；從動齒輪右旋 - 12 驅(qū)動齒輪 小齒輪 - 13 旋轉(zhuǎn)方向 從齒輪背面看，主動齒輪順時針，從動齒輪為逆時針 - 2.4.2 主減速器螺旋錐齒輪的強度校核 1、 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 單位齒長上的圓周力 ： FPp（ 2.14） 式中： p 單位齒長上的圓周力， N/mm； P 作用在齒輪上的圓周力， N，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩maxeT和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算； F 從動齒輪齒寬，及 F = 15.51b mm 。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 15 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時： FdiTp ge21013m a x =1466.84 mN （ 2.15） 按最大附著力矩計算時 ： FdrGp r210232 =5801.22 mN （ 2.16） 式中： 2G 后輪承載的重量，單位 N ； 輪胎與地面的附著系數(shù)，查 劉惟信版汽車設(shè)計表 9-13， =0.85； r 輪胎的滾動半徑， m ； 2d 從動輪的直徑， mm 。 在現(xiàn)代汽車中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，計算所得的 p 值有時高出標準值 10 25。（ 1571 mN/ 1756 mN/ ）由于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，計算轉(zhuǎn)矩 1466.84 mN 在允許范圍內(nèi)，因此校核成功。 2、 輪齒的彎曲強度計 算 汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應(yīng)力 )/( 2mmNw為JmzFKKKKTvmSjw 203102 （ 2.17） 式中：0K 超載系數(shù) 1.0； sK 尺寸系數(shù) （ 6.1m 時 sK= 44.25m =0.792） ； mK 載荷分配系數(shù)，當一個齒輪用騎馬式支承型式時， mK 1.10 1.25；取mK=1.1； vK 質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取 1； m 端面模數(shù)， mm 。 m =10mm ； 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 16 F 齒面寬度， mm ； z 齒輪齒數(shù)； T 齒輪所受的轉(zhuǎn)矩， mN ；主動錐齒輪2.2jeTT J 計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù) 。 小齒輪系數(shù) 1J0.235，大齒輪系數(shù) 2J0.27；把這些已知數(shù)代入式（ 2.17）可得： 12031 102 JmzFK KKKTvmSw = 2 3 5.0101515.511 1.17 9 2.00.148.5 0 6 4102 23 =489.415 2mmN 22032 102 JmzFK KKKTvmSw = 27.0103315.511 1.17 9 2.00.18 5 6.1 1 1 4 1102 23 =425.972 2mmN 汽車驅(qū)動橋的齒輪，承受的是交 變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。 按jej TT ,中最小的計算時，汽車主減速器齒輪的許 用 應(yīng)力 為 700aMP。 根 據(jù)上 面計 算出 來的21, ww 分別為 474.30 2mmN（ 474.30aMP）、 586.48 2mmN （ 586.48aMP），它們都小于 700aMP，所以校核成功。 3、 輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應(yīng)力j（ MPa）為： JFKKKKKTdCvfmsjpj 3011102 （ 2.18） 式中：pC 材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取 232.6 mmN /21 ； 0K，mK，vK 見式（ 2.17）下的說明，即0K=1，mK=1.1，vK=1； sK 尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，可取 1； fK 表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的 齒輪可取 1； jT1 主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩； J 計算應(yīng)力的綜合系數(shù)， 如下圖 所示 ，可查的 11.0J 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 17 圖 2.1 接觸強度計算綜合系數(shù) J 將已知帶入式（ 2.18）可得： JFKKKKKTdCvfmsjpje 3011102 =1506.232 11.015.5111011.11148.50 642 3 =2182.177aMP主、從動齒輪的接觸應(yīng)力是相同的汽車主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力為：當按式（ 2.3），（ 2.4）中較小者計算時許用接觸應(yīng)力為 2800aMP，je小于 2800aMP，所以校核成功。 2.5 二級圓柱齒輪模數(shù)的確定 1、 材料的選擇及許用應(yīng)力的確定 齒輪所采用的鋼為 20CrMnTi號鋼，用 滲碳淬火處理，齒面硬度為 56 62HRC，aHLim MP1500，aFE MP8609 查馬秋生主編機械設(shè)計基礎(chǔ)圖 5-28。 斜齒圓柱齒輪的螺旋角 可選擇在 16 20這里取 =16，法向壓力角 = 20 。 由1202 zzi =4.472， 21 zz =68 10 =58 78 取 21 zz =68 得 1z =13， 2z =55，修正傳動比 2.4135502 i，其二級從 動 齒輪所受的轉(zhuǎn)矩 mNT 816.212702.448.50642 。取 1,25.1 HF SS ；取 8.189,5.2 EH ZZ 查馬秋生主編機械設(shè)計基礎(chǔ)圖 5-25得： M P aMPS aFFEFF 68825.1860 21 MPaMPS aHH L imHH 1 5 0 011 5 0 021 2、 齒輪的彎曲強度設(shè)計計算 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 18 2FSaFanF YYYYb d mKT （ 2.19） 式中： K 載荷系數(shù)，齒輪按 8 級精度制造取 3.1K ； T 所計算齒輪受的轉(zhuǎn)矩； b 齒寬； d 計算齒輪的分度圓直徑； nm 模數(shù)； FaY 齒型系數(shù)，由當量齒數(shù)31 coszzv =16cos133=15，32 coszzv = 6216cos553 可得1FaY=2.91； 24.22 FaY查馬秋生主編機械設(shè)計基礎(chǔ)表 5-6 得 ； SaY 應(yīng)力修正系數(shù)， 可得1SaY=1.53， 75.12 SaY查馬秋生主編機械設(shè)計基礎(chǔ)表 5-6 得 。 Y 取 0.6查馬秋生主編機械設(shè)計基礎(chǔ)圖 5-39 得 因 0 0 6 4 7.06 8 853.191.2 1 11 FSaFa YY 0 0 5 6 9.06 8 875.124.2 2 22 FSaFa YY 故應(yīng)對小齒 輪進行彎曲強度計算： 法向模數(shù) 3 2111211 c o s2 YYYYZKTmFSaFadn 式中：d 齒寬系數(shù)，d=0.8。 = c o s112.388.121 zz=1.55 Y=0.25+0.75/=0.733 把已知數(shù)代入上式得： nm= 3 223 16c o s733.06.068853.191.2158.010816.212704.12 =9.54mm 由 馬秋生主編機械設(shè)計基礎(chǔ)表 5-1 取 10nm mm。 2.6 雙級主減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇 正常齒標準斜齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸見表 2.4。 表 2.4 正常齒標準斜齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸計算 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 19 名稱 代號 計算公式 齒頂高 ah ah=nan mh ，其中 1anh頂隙 c c = nn mc ，其中 25.0nc 齒根高 fh fh = ah +c = nm25.1 齒高 h h = ah + fh = nm25.2 分度圓直徑 d d =coszmn 頂圓直徑 ad ad =d +2ah =d +2 nm 根圓直徑 fd fd =d - fh2 =d - nm5.2 中心距 a a =2 21 dd =cos2)( 21 zzmn ah=nan mh =10 mm ， c =nn mc =2.5 mm ，fh=ah+ c =1.25nm=12.5 mm ，h = ah + fh =2.25 nm =2.25mm ， 1dcos 1zmn =135.24mm ， cos 22zmd n 572.16 mm ，aa hdd 211 =155.24mm ，2ad=ahd 22 =592.16mm ， 1 0 .2 415.211 nf mdd mm，mmmdd nf 16.5 4 75.222 ， 齒寬 24.1 5 58.01db d 124.2mm ，為了安全把齒寬可取盡量大些，在這里取 mmb 140 。 2.7 齒輪的校核 1、 齒輪彎曲強度校核 主、從動齒輪的彎曲強度，把上面已知數(shù)據(jù)代入式（ 2.19）得 ： aSaFanF MPYYYYmbdKT 733.06.053.191.21024212704.122 3111 11 615.954aF MP688 aSaFanF MPYYYYmbdKT 733.06.075.124.21016.59214010816.212704.122 3222 11 123.855aMP aF MP688 齒輪的彎曲強度滿足要求。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 20 2、 齒面接觸 強度校核 122 HHEH uubdKTZZZZ =1500 aMP （ 2.20） 式中：EZ 材料彈性系數(shù)，EZ=2.5； HZ 節(jié)點區(qū)域系數(shù)，HZ=189.8； Z 螺旋角系數(shù)，Z= cos =0.98； Z 接觸強度計算的重合度系數(shù)； )1(34Z =0.6 u 齒數(shù)比， u主從 zz=4.2； 主動齒輪的齒面接觸強度為： uubdKTZZZZHEH122111 = 98.06.08.1 8 95.2aMP2.412.424212 704.1223 =1173.83aMP aH MP1500 主動齒輪的齒面接觸強度符合要求。 從動齒輪的齒面接觸強度為： uubdKTzZZZHEH122222 = 98.06.08.1 8 95.2aMP2.412.416.57214010816.212 704.1223 =352.74aMP aH MP1500 從動齒輪的齒面接觸強度也符合要求。根據(jù)上面的校核，