《主減速器設計》

word文檔庫】-word文檔免費下載：第三章 主減速器設計一、主減速器結(jié)構(gòu)方案分析主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。輪蝸桿等形式。螺旋錐齒輪傳動5-3a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。但是在工作圖5—3 主減速器齒輪傳動形式a)螺旋錐齒輪傳動 b)雙曲面齒輪傳動 c)圓柱齒輪傳動 d)蝸傳動雙曲面齒輪傳動5-3b的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離E，此距離稱E螺旋角大于從動齒輪螺旋角5—4)1 2據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比F1F2

coscos121(5-1)圖5-4雙曲面齒輪副受力情況式中,FF1 2

1

分別為主、從動2齒輪的螺旋角。螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開圖上的齒線任意一點A的切TT稱為中點螺旋角(圖5—4)。通常不特殊說明，則螺旋角系指中點螺旋角。雙曲面齒輪傳動比為Fri 22

rcos2 2(5-2)式中，i0s

0s Fr11為雙曲面齒輪傳動比；r、r1

rcos1 1分別為主、從動齒輪平均分度圓半徑。螺旋錐齒輪傳動比i 0L(5-3)

ri 20L r10s令Kcos2cos，則i0s1

Ki0L

。由于1

，所以系數(shù)K>1，一般2為1.25～1.50。這說明：大的傳動比。和軸承剛度。相應的螺旋錐齒輪為小，因而有較大的離地間隙。另外，雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下優(yōu)點：在工作過程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側(cè)向滑程，使其具有更高的運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性。大于從動齒1輪的，這樣同時嚙合的齒數(shù)較多，重合度較大，不僅提高了傳動平2穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30％。強度提高。

大，則不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)可減少，1故可選用較少的齒數(shù)，有利于增加傳動比。雙曲面齒輪傳動的主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較6)雙曲面主動齒輪軸布置在從動齒輪中心但是，雙曲面齒輪傳動也存在如下缺點：96％，99％。齒面間大的壓力和摩擦功，可能導致油膜破壞和齒面燒結(jié)咬3)軸承負荷增大。4)雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油，螺旋錐齒輪傳動用普通潤滑油即可。由于雙曲面齒輪具有一系列的優(yōu)點，因而它比螺旋錐齒輪應用更廣泛。4.52傳動均可采用。圓柱齒輪傳動圓柱齒輪傳動(圖5—3c)一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動的轎車驅(qū)動橋(圖5—5)和雙級主減速器貫通式驅(qū)動橋。圖5—5 發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動轎車驅(qū)動橋蝸桿傳動蝸桿(圖5—3d)傳動與錐齒輪傳動相比有如下優(yōu)點：7)。在任何轉(zhuǎn)速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲。便于汽車的總布置及貫通式多橋驅(qū)動的布置。能傳遞大的載荷，使用壽命長。結(jié)構(gòu)簡單，拆裝方便，調(diào)整容易。外，傳動效率較低。蝸桿傳動主要用于生產(chǎn)批量不大的個別重型多橋驅(qū)動汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動機的大客車上。主減速器的減速形式可分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單雙級貫通、單雙級減速配以輪邊減速等。單級主減速器單級主減速器(圖5—6)i不0i≤7i將增大從動齒輪0 0直徑，從而減小離地間隙，且使從動齒輪熱處理困難。驅(qū)動橋中。雙級主減速器雙級主減速器(圖5—7)與單級相比，在保證離地間隙相同時可得到大的傳動比，i7～12。0但是尺寸、質(zhì)量均較大，成本較高。它主要應用于中、重型貨車、越野車和大客車上。圖5—6 單級主減速器5—8a)；第一級為錐5—8b圖5—6 單級主減速器5—8d5—8e5—8f案。齒輪副和錐齒輪副傳動1.4～2.O1.7～3.3，這樣可減小錐齒輪嚙合時的軸向載荷和作用在從動錐齒輪及圓柱齒雙速主減速器雙速主減速器(圖5—9)圖5-7雙級主減速器圖5-8雙級主減速器布置方案雙速主減速器可以由圓柱齒輪組 (圖5-9a)或行星齒輪組(圖5-9b)構(gòu)成。圓柱齒輪式雙速主減速器結(jié)構(gòu)尺寸和質(zhì)量較大，可獲得的主減速比較大。只要更換圓柱齒輪軸、去掉一對圓柱齒輪，即可變型為普通的雙級主減速器行星齒輪式雙速主減速器結(jié)構(gòu)緊湊質(zhì)量較小具有較高的剛度和強度橋殼與主減速器殼都可與非雙速通用但需加強行星輪系和差速器的潤滑。

圖5—9 雙速主減速器圓柱齒輪式 b)行星齒輪式太陽輪 2-齒圈 3-行星齒輪架 4-行星齒輪513423(1+a)，a5143雙速主減速器的換擋是由遠距離操縱機構(gòu)實現(xiàn)的，一般有電磁要在一些單橋驅(qū)動的重型汽車上采用。貫通式主減速器貫通式主減速(圖5-10，圖5-11)根據(jù)其減速形式可分成單級和雙級兩種。單級貫通式主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單，體積小，質(zhì)量小，并可使中、后橋的大部分零件尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性等優(yōu)點主要用于輕型多橋驅(qū)動的汽車上根據(jù)減速齒輪形式不同單級貫通式主減速器又可分為雙曲面齒輪式及蝸輪蝸桿式兩種結(jié)構(gòu)。雙曲面齒輪式單級貫通式主減速(圖5-lOa)是利用雙曲面齒輪副軸線 偏 移 的 特圖5—10 單級貫通式主減速器雙曲面齒輪式 b)蝸輪蝸桿式少齒數(shù)和偏移距大小的5于輕型汽車的貫通式驅(qū)比等方法來加大總減速比。蝸輪蝸桿式單級貫通式主減速器(圖5—10b)情況下可得到較大的它還具有工作平滑無貫通式驅(qū)動橋中，可降低車廂地板高度。對于中、重型多橋驅(qū)動的汽車，由于主減速比較大，多采用雙級貫通5—11a)可得到較大的主減速比，但是結(jié)構(gòu)高度尺寸大，主動錐齒輪工藝性差，從動錐齒輪采用懸臂式支承，支承剛度差，拆裝也不方便。圓柱齒輪一錐齒輪式雙級貫通式主減速器(圖5—11b)1雙曲面齒輪的偏移方式以及圓柱齒輪副在錐齒輪副前后的布置位置等因素來確定錐齒輪的螺旋方向，所選的螺旋方向應使主、從動錐齒輪有相斥的軸向力。這種結(jié)構(gòu)與前者相比，結(jié)構(gòu)緊湊，高度尺寸減小，有利于降低車廂地板及整車質(zhì)心高度。齒輪式

圖5—11 雙級貫通式主減速器錐齒輪一圓柱齒輪式 b)圓柱齒輪一錐1-貫通軸 2-軸間差速器單雙級減速配輪邊減速器125—12足夠的離地間隙，圖5—12 輪邊減速器圓柱行星齒輪式 b)圓錐行星齒輪式 c)普通外合圓柱齒輪式1-輪輞 2-環(huán)齒輪架 3-環(huán)齒輪 4-行星齒輪 5-行星齒輪架 6-行星齒輪軸 7-太陽輪鎖緊螺母 910-螺栓 11-輪轂 12-接合輪 13-操縱機構(gòu) 14-外圓錐齒輪 15-側(cè)蓋而且可得到較大的驅(qū)動橋總傳動比。另外，半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件由于所受載荷大為減小，使它們的尺寸可以減小。但是由于每個驅(qū)動輪旁均設一輪邊減速器，使結(jié)構(gòu)復雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。圓柱行星齒輪式輪邊減速器(圖5-12a)可以在較小的輪廓尺寸條3～55-12b)裝于輪轂的外121315輪邊減速器位于高擋。5-12c)主要用于城市公共汽車和大客車了乘客上、下車。二、主減速器主、從動錐齒輪的支承方案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跨置式支承兩種。懸臂式支承結(jié)構(gòu)(圖5-13a)支承間的距離b2.570％a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承長度有關(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關(guān)。動錐齒輪

圖5—13 主減速器錐齒輪的支承形式a)主動錐齒輪懸臂式 b)主動錐齒輪跨置式 c)從懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中?？缰檬街С薪Y(jié)構(gòu)(圖5-13b)的特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側(cè)軸頸但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結(jié)構(gòu)復雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，在需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩情況下，最好采用跨置式支承。從動錐齒輪的支承5-13c)，其支承剛度與軸承的形式、支承寸c+dcd5-14)。輔助支承與從動錐齒5-15圖5—14 從動錐齒輪輔助支承 圖5—15 主動錐齒輪的許用偏移量三、主減速器錐齒輪主要參數(shù)的選擇主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)z和z1 2

、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2

主、從動錐齒輪齒面寬b和s 1b、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角、法向壓力角等。2主、從動錐齒輪齒數(shù)z和z1 2選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：z、z之間應避免有公約數(shù)。1 2輪齒數(shù)和應不少于40。一1般不少于9；對于貨車，z一般不少于6。1當主傳動比主。較大時，盡量使z取得少些，以便得到滿意的1離地間隙。z和z1 2

應有適宜的搭配。從動錐齒輪大端分度圓直徑D和端面模數(shù)m。2DD2

大將影響橋殼離地間隙；D小則2影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。D可根據(jù)經(jīng)驗公式初選2

3TcD3Tc2 D2(5-4)式中，為D2

從動錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；KD2

為直徑系數(shù)，一般為13.0～15.3；Tc為從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩(N·m)，Tc

minT,Tce

(見本節(jié)計算載荷確定部分)。ms(5-5)

由下式計算

zmD2zs2式中，m為齒輪端面模數(shù)。s同時，ms(5-6)

還應滿足

3Tcm3Tcs mK0.3～0.4。m主、從動錐齒輪齒面寬b和b1 2錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應力集中，還降低了刀具的輪齒表面的耐磨性會降低。從動錐齒輪齒面寬bA2

的0.3倍，即b≤20.3A,而b應滿足b，一般也推薦

=0.155D2 2 2 2 2b一般比b10％。1 2雙曲面齒輪副偏移距EEE貨車E≤0.2D且E≤40％A；對于中、重型貨車、越野車和大客車，2 2E≤(0.10～0.12)DE≤20AE2 2應越大，但應保證齒輪不發(fā)生根切。5-16a、b5-16c、d軸線上偏移中點螺旋角

圖5—16 雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向a)b)主動齒輪軸線下偏移 c)d)主動齒輪螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小?；↓X錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，雙曲面齒輪副的中點螺旋角是不相等的，而且1 2

與1

之差稱為偏移角5-4)。選擇時，應考慮它對齒面重合度F

、輪齒強度和軸向力大小的影響。越大，則F

也越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，F(xiàn)

應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好。但是過大，齒輪上所受的軸向力也會過大。汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°～40°。轎車選仔較大的值以保證較大的F

，使運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；貨車選用較小值以防止軸向力過大，通常取35°。螺旋方向號止輪齒卡死而損壞。法向壓力角一般選用14°30′或貨車為重型貨車為22°30′。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側(cè)壓力角是相同的，但小齒輪齒兩側(cè)的壓力角是不等的，選取平均壓力角時，轎車為 19°或202022°30′四、主減速器錐齒輪強度計算(一)計算載荷的確定汽車主減速器錐齒輪的切齒法主要有格里森和奧利康兩種方法，這里僅介紹格里森齒制錐齒輪計算載荷的三種確定方法。按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩TceKT kiii(5-7)

T demax1f0ce n式中，為計算轉(zhuǎn)矩(N·m)；其它見表4-1的注釋。按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩GmrT 22 r(5-8)式中，T

cs imm為計算轉(zhuǎn)矩(N·m)；其它見表4-1的注釋。按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩TcF(5-9)式中，TcF

FrT trcF inmm為計算轉(zhuǎn)矩(N·m)；F(N)；其t它見表4-1的注釋。用式(5-7)和式(5-8)求得的計算轉(zhuǎn)矩是從動錐齒輪的最大轉(zhuǎn)矩，不同于用式(5-9)求得的日常行駛平均轉(zhuǎn)矩。當計算錐齒輪最大應力時，計算轉(zhuǎn)矩Tc

Tc

minT,Tce

；當計算錐齒輪的疲勞壽命時，T取T 。c cF主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為(5-10)

T cTz iT0G式中，Tz

N·m)；i0

為主傳動比；G

為主、從動錐齒輪間的傳動效率。計算時，對于弧齒錐齒輪副，G

取95％；對于雙曲面齒輪副，當i0

>6時，G

取85％，當i0

≤6時，G

取90％。(二)主減速器錐齒輪的強度計算齒面膠合、齒面磨損等。下面所介紹的強度驗算是近似的，在實際設計中還要依據(jù)臺架和道路試驗及實際使用情況等來檢驗。單位齒長圓周力主減速器錐齒輪的表面耐磨性常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算(5-11)

pFb2式中，p為輪齒上單位齒長圓周力；F為作用在輪齒上的圓周力；b為2從動齒輪齒面寬。按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時2kT kiipdemax gf 103nDb12(5-12)式中，ig

為變速器傳動比；D

為主動錐齒輪中點分度圓直徑(mm)；其1它符號同前。按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩計算時

2Gmrp 22 rDbi(5-13)式中符號同前。

22mmp5-1p20％～25％。表5—1 單位齒長圓周力許用[p]輪齒彎曲強度錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為 2Tk0

kskm103w kmbDJ(5-14)

v s w為錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力(MPa)；T為所計算齒輪的計w 算轉(zhuǎn)矩(N·m)，對于從動齒輪，TminT,Tce cs

和T ，對于主動齒輪，cFT還要按式(5-10)換算；k0

為過載系數(shù)，一般取1ks

為尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，當m≥1.6mmks

=(ms

／25.4)0.25，當ms

<1.6mm時，ks

=0.5；k為齒mm

m

=1.10～1.25k為質(zhì)量系數(shù)，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，vk=1.0；b(mm)；Dv(mmjw文獻[10]。

為所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取法見參考上述按minT,Tce cs

計算的最大彎曲應力不超過按T 計算cF210MPa，破壞的循環(huán)次數(shù)為6106。輪齒接觸強度錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為c kkc kkkpD1Z0mkbjv jf103j(5-15)式中，

為錐齒輪輪齒的齒面接觸應力(MPa)；D為主動錐齒輪大端j 1分度圓直徑(mm)；b取b和b1 2

(mmks

為尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0；kf

為齒面品質(zhì)系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)(如鍍銅、磷化處理等)，kf

1.0cp

為綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪，2c232.6N1／mm,j2p

為齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取法見參考文獻[10k、k、k0 mv

見式(5-14)的說明。上述按minT,Tce cs

計算的最大接觸應力不應超過2800MPa，按TcF計算的疲勞接觸應力不應超過1750MPa。主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的。五、主減速器錐齒輪軸承的載荷計算錐齒輪齒面上的作用力垂直于齒輪軸線的徑向力。齒寬中點處的圓周力.齒寬中點處的圓周力F2TF D（5-16）Dm2

m2為從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑，由式(5-17)確定，即(5-17)

D Dm2 2

bsin2 2式中，D2

為從