汽車主減速器的優(yōu)化設(shè)計(jì)

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1、安徽三聯(lián)學(xué)院畢業(yè)論文 汽車主減速器的優(yōu)化設(shè)計(jì) 摘要 本文以汽車主減速比為設(shè)計(jì)變量，汽車動(dòng)力性的要求做約束條件，對(duì)以汽車燃油經(jīng)濟(jì)性所做的目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行求解，得到最佳匹配的主減速比。在此基礎(chǔ)上，以齒輪副最小體積和為目標(biāo)函數(shù)，以齒輪的幾何約束和強(qiáng)度要求為約束函數(shù)，對(duì)主減速器的雙曲面齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，形成對(duì)汽車主減速器整體優(yōu)化的設(shè)計(jì)方法。在保證汽車動(dòng)力性的同時(shí)，達(dá)到節(jié)能降耗，提高設(shè)計(jì)質(zhì)量的目的。最后通過(guò)設(shè)計(jì)實(shí)例，得證此優(yōu)化方法的可行性。 關(guān)鍵詞: 汽車主減速器；傳動(dòng)比；優(yōu)化；雙曲面齒輪 Abstract In this paper,

2、the final drive ratio as design variables ,the automobile dynamic performance requirements as constraints ,to solve the objective function with the automobile fuel economy is doing ,we can get the best matching the main reduction ratio.On this basic ,taking the minimum volume of gear pair and as obj

3、ective function, the geometric constraints and the strength of gear as the constraints and the strength of gear as the constraint function,structure parameters of hypoid gear reducer is optimized ,the formation of design method for the overall optimization of the main reducer of automobile . To ensu

4、re the vehicle dynamic performance at the same time,reduce the energy consumption,to improve the quality of the design objective. Finally, through a design example ,the feasibility of this method is the design objective .Finally,through a design example ,the feasibility of this method is totally car

5、d. Keywords:automobile main reducer;transmission ratio;optimization;hypoid gear 緒論 汽車主減速器是汽車驅(qū)動(dòng)橋中重要的傳力部件，同時(shí)也是汽車最關(guān)鍵的部件之一，因此汽車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性以及噪聲、壽命等諸多方面受主減速器的好壞影響。然而主減速器設(shè)計(jì)中最重要的問(wèn)題就是如何協(xié)調(diào)好各個(gè)零部件之間的關(guān)系，并且合理優(yōu)化匹配設(shè)計(jì)參數(shù)，從而得出達(dá)到滿足使用要求的最優(yōu)目標(biāo)。以往的主減速器優(yōu)化設(shè)計(jì)大多是從某一角度考慮，或者單一的改善其中某一方面參數(shù)，沒(méi)有綜合相關(guān)參數(shù)。因此，本次設(shè)計(jì)結(jié)合以往的設(shè)計(jì)方式，提出針對(duì)汽車主減速器整

6、體的設(shè)計(jì)方法，實(shí)際就是通過(guò)對(duì)汽車主減速器傳動(dòng)比優(yōu)選及主減速器雙曲面齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)的優(yōu)化，實(shí)現(xiàn)汽車主減速器參數(shù)的最佳匹配，從而達(dá)到充分發(fā)揮汽車整體性能。 第一章、汽車主減速器傳動(dòng)比優(yōu)化模型 如何建立反映客觀工程的實(shí)際數(shù)學(xué)模型是優(yōu)化設(shè)計(jì)最關(guān)鍵的一步，因此在建模時(shí)要抓住主要矛盾，適當(dāng)忽略不重要的因素，盡量地簡(jiǎn)化問(wèn)題，這樣既可以節(jié)省時(shí)間，又可以得出優(yōu)化結(jié)果。 1.1主減速器齒輪的類型 在目前汽車上，主減速器的結(jié)構(gòu)型式，主要是根據(jù)其齒輪類型和減速型式的不同來(lái)確定主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的安置方法，螺旋錐齒輪主減速器和雙曲面齒輪主減速器采用得最普遍。 圖1—1（a）螺旋錐齒輪

7、 圖1—2（b） 雙曲面齒輪 螺旋錐齒輪其主、從動(dòng)齒輪軸線相交于一點(diǎn)，交角是任意的，由于輪齒端面重疊的影響，最少保證了有兩對(duì)以上的輪齒同時(shí)嚙合，所以，螺旋錐齒輪相對(duì)雙曲面齒輪能承受較大一點(diǎn)的負(fù)荷。因?yàn)樗妮嘄X不是在齒的全長(zhǎng)上同時(shí)嚙合，而是由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另—端，這樣就確保其工作時(shí)的平穩(wěn)，而且在汽車高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，產(chǎn)生的噪聲和振動(dòng)也很微小的。 雙曲面齒輪（圖b）其主、從動(dòng)齒輪軸線不相交而呈空間交叉，其空間交叉角一般都是采用90。主動(dòng)齒輪軸相對(duì)于從動(dòng)齒輪軸有向上或向下的偏移，稱為上偏置或下偏置，這個(gè)偏移量簡(jiǎn)稱偏移距。當(dāng)偏移距大到一定程度就可以使一個(gè)齒輪

8、軸從另一個(gè)齒輪軸旁通過(guò)，這樣就能安裝尺寸緊湊的支承在每個(gè)齒輪的兩邊，這樣就可以增強(qiáng)支承剛度，間接也提高齒輪的壽命。雙曲面齒輪的偏移同樣使得從動(dòng)齒輪的螺旋角小于主動(dòng)齒輪的螺旋角，盡管雙曲面?zhèn)鲃?dòng)齒輪副的法向模數(shù)和法向模數(shù)相等，但是端面模數(shù)和端面模數(shù)是不相等的。當(dāng)主動(dòng)齒輪的端面模數(shù)或端面模數(shù)大于從動(dòng)齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪比相應(yīng)的螺旋錐齒輪傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪有更大的直徑和更好的強(qiáng)度和剛度。當(dāng)要求傳動(dòng)比大而輪廓尺寸又有限時(shí)，采用雙曲面齒輪更為合理。 如果保持兩種傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪直徑一樣，則螺旋錐齒輪的直徑就要比雙曲面從動(dòng)齒輪的直徑大，這對(duì)于主減速比≥4.5的傳動(dòng)有其優(yōu)越性。當(dāng)傳動(dòng)比小

9、于2時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪相對(duì)于螺旋錐齒輪主動(dòng)齒輪就顯得過(guò)大，這時(shí)選用螺旋錐齒 輪更合理，因?yàn)楹笳呔哂休^大的差速器可利用空間。由于雙曲面主動(dòng)齒輪螺旋角的增大，還導(dǎo)致其進(jìn)入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應(yīng)的齒數(shù)多，因而雙曲面齒輪傳動(dòng)比螺旋錐齒輪傳動(dòng)工作得更加平穩(wěn)、無(wú)噪聲，強(qiáng)度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來(lái)方便。例如，當(dāng)主減速器采用下偏置(這時(shí)主動(dòng)齒輪為左旋)的雙曲面齒輪時(shí)，可降低轎車傳動(dòng)軸的高度，從而降低了車廂地板高度或減小了因設(shè)置傳動(dòng)軸通道而引起的地板凸起高度，進(jìn)而可使轎車的外形高度減小。像圓柱齒輪傳動(dòng)只在節(jié)點(diǎn)處一對(duì)齒廓表面為純滾動(dòng)接觸而在其他嚙合點(diǎn)還伴隨著沿齒廓的滑動(dòng)一樣，螺旋錐

10、齒輪與雙曲面齒輪傳動(dòng)都有這種沿齒廓方向的滑動(dòng)。 此外，雙曲面齒輪傳動(dòng)還具有沿齒長(zhǎng)方向的縱向滑動(dòng)。這種滑動(dòng)有利于唐合，促使齒輪副沿整個(gè)齒面都能較好地嚙合，因而更促使其工作平穩(wěn)和無(wú)噪聲。但雙曲面齒輪的縱向滑動(dòng)產(chǎn)生較多的熱量，使接觸點(diǎn)的溫度升高，因而需要用專門的雙曲面齒乾油來(lái)潤(rùn)滑，且其傳動(dòng)效率比螺旋錐齒輪略低，達(dá)96％。其傳動(dòng)效率與倔移距有關(guān)，特別是與所傳遞的負(fù)荷大小及傳動(dòng)比有關(guān)。負(fù)荷大時(shí)效率高。螺旋錐齒輪也是一樣，其效率可達(dá)99％。兩種齒輪在載荷作用下對(duì)安裝誤差的敏感性本質(zhì)上是相同的。如果螺旋錐齒輪的螺旋角與相應(yīng)的雙曲面主、從動(dòng)齒輪螺旋角的平均值相同，則雙曲面主動(dòng)齒輪的螺旋角比螺旋錐齒輪的大，而

11、其從動(dòng)齒輪的螺旋角則比螺旋錐齒輪的小，因而雙曲面主動(dòng)齒輪的軸向力比螺旋錐齒輪的大，而從動(dòng)齒輪的軸向力比螺旋錐齒輪的小。兩種齒輪都在同樣的機(jī)床上加工，加工成本基本相同。然而雙曲面?zhèn)鲃?dòng)的小齒輪較大，所以刀盤刀頂距較大，因而刀刃壽命較長(zhǎng)。 蝸桿蝸輪傳動(dòng)簡(jiǎn)稱蝸輪傳動(dòng)，在汽車驅(qū)動(dòng)橋上也得到了一定應(yīng)用。在超重型汽車上，當(dāng)高速發(fā)動(dòng)機(jī)與相對(duì)較低車速和較大輪胎之間的配合要求有大的主減速比(通常8～14)時(shí)，主減速器采用一級(jí)蝸輪傳動(dòng)最為方便，而采用其他齒輪時(shí)就需要結(jié)構(gòu)較復(fù)雜、輪廓尺寸及質(zhì)量均較大、效率較低的雙級(jí)減速。與其他齒輪傳動(dòng)相比，它具有體積及質(zhì)量小、傳動(dòng)比大、運(yùn)轉(zhuǎn)非常平穩(wěn)、最為靜寂無(wú)噪聲、便于汽車的總

12、體布置及貫通式多橋驅(qū)動(dòng)的布置、能傳遞大載荷、使用壽命長(zhǎng)、傳動(dòng)效率高、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、拆裝方便、調(diào)整容易等一系列的優(yōu)點(diǎn)。其惟一的缺點(diǎn)是耍用昂貴的有色金屬的合金(青銅)制造，材料成本高，因此未能在大批量生產(chǎn)的汽車上推廣。 1.2主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承型式及安置方法 在殼體結(jié)構(gòu)及軸承型式已定的情況下，主減速器主動(dòng)齒輪的支承型式及安置方法，對(duì)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因素之一。 現(xiàn)在汽車主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承型式有以下兩種： 圖1—3懸臂式 圖1—4騎馬式 一是懸臂式

13、（上圖左）：齒輪以其輪齒大端一側(cè)的軸頸懸臂式地支承于一對(duì)軸承上。為了增強(qiáng)支承剛度，通常使兩軸承支承中心間的距離齒輪齒面寬中點(diǎn)的懸臂長(zhǎng)度大兩倍以上，同時(shí)比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，并使齒輪軸徑大于等于懸臂長(zhǎng)。當(dāng)采用一對(duì)圓錐滾子軸承支承時(shí)，為了減小懸臂長(zhǎng)度和增大支承間的距離，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內(nèi)，而大端朝外，以縮短跨距，從而增強(qiáng)支承剛度。 二是騎馬式（上圖右）：齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式。騎馬式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1／30以下．而主動(dòng)錐齒輪后軸承的徑向負(fù)荷比懸臂式的要減小至1/5~1/7。齒輪承載

14、能力較懸臂式可提高10%左右。 裝載質(zhì)量為2t以上的汽車主減速器主動(dòng)齒輪都是采用騎馬式支承。但是騎馬式支承增加了導(dǎo)向軸承支座，是主減速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高。轎車和裝載質(zhì)量小于2t的貨車，常采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量較小、成本較低的懸臂式結(jié)構(gòu)。 1.3主減速器從動(dòng)錐齒輪的支承型式及安置方法 主減速器從動(dòng)錐齒輪的支承剛度依軸承的型式、支承間的距離和載荷在支承之間的分布而定。為了增加支承剛度，支承間的距離應(yīng)盡可能縮小。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時(shí)應(yīng)使他們的圓錐滾子的大端相向朝內(nèi)，小端相背朝外。為了防止從動(dòng)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(dòng)錐齒輪軸承是裝在差

15、速器殼上，尺寸較大，足以保證剛度。球面圓錐滾子軸承具有自動(dòng)調(diào)位的性能，對(duì)軸的歪斜的敏感性較小，這一點(diǎn)當(dāng)主減速器從動(dòng)齒輪軸承的尺寸大時(shí)極為重要。向心推力軸承不需要調(diào)整，但僅見(jiàn)于某些小排量轎車的主減速器中。只有當(dāng)采用直齒或人字齒圓柱齒輪時(shí)，由于無(wú)軸向力，雙級(jí)主減速器的從動(dòng)齒輪才可以安裝在向心球軸承上。 轎車和輕型載貨汽車主減速?gòu)膭?dòng)錐齒輪采用無(wú)輻式結(jié)構(gòu)并用細(xì)牙螺釘以精度較高的緊配合固定在差建界殼的突緣上。這種方法對(duì)增強(qiáng)剛性效果較好，中型和重型汽車主減速?gòu)膭?dòng)錐齒輪多采用有幅式結(jié)構(gòu)并有螺栓或鉚釘與差速器殼突緣連結(jié)。 1.4主減速器的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整 支承主減速器齒輪的圓錐滾子軸承需

16、預(yù)緊以消除安裝的原始間隙和磨合期間該間隙的增大及增強(qiáng)支承剛度。預(yù)緊力的大小與安裝形式、載荷大小、軸承剛度特性及使用轉(zhuǎn)速有關(guān)。 主動(dòng)錐齒輪軸承預(yù)緊度的調(diào)整，可通過(guò)精選兩軸承內(nèi)圈間的套筒長(zhǎng)度、調(diào)整墊圈厚度、軸承與軸肩之間的調(diào)整墊片等方法進(jìn)行。近年來(lái)采用波形套筒調(diào)整軸承預(yù)緊度極為方便，波形套筒安裝在兩軸承內(nèi)圈間或軸承與軸肩間。 1.5主減速器的減速型式 主減速器的減速型式分為單級(jí)減速、雙級(jí)減速、雙速減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、主減速及輪邊減速等。 單級(jí)主減速器 由于單級(jí)主減速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點(diǎn)，廣泛用在主減速比<7.6的各種中、小型汽車上

17、。單級(jí)主減速器都是采用一對(duì)螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪，也有采用蝸輪傳動(dòng)的。 雙級(jí)主減速器 由兩級(jí)齒輪減速器組成，結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量加大，制造成本也顯著增加，因此僅用于主減速比較大(7.6<≤12)且采用單級(jí)減速不能滿足既定的主減速比和離地間隙要求的重型汽車上。以往在某些中型載貨汽車上雖有采用，但在新設(shè)計(jì)的現(xiàn)代中型載貨汽車上已很少見(jiàn)。 雙速主減速器的優(yōu)缺點(diǎn) 對(duì)于載荷及道路狀況變化大、使用條件非常復(fù)雜的重型載貨汽車來(lái)說(shuō)，要想選擇一種主減速比來(lái)使汽車在滿載甚至牽引井爬陡坡或通過(guò)壞路面時(shí)具有足夠的動(dòng)力性，而在平直而良好的硬路面上單車空載行駛時(shí)又有較高的車速和滿意的娥料經(jīng)濟(jì)性，是非常困難

18、的。為了解決這一矛盾，提高汽車對(duì)各種使用條件的適應(yīng)性，有的重型汽車采用具有兩種減速比并可根據(jù)行駛條件來(lái)選擇檔位的雙速主減速器。它與變速器各檔相配合，就可得到兩倍于變速器的檔位。顯然，它比僅僅在變速器中設(shè)置超速檔，即僅僅改變傳動(dòng)比而不增加檔位數(shù)，更為有利。 單級(jí)貫通式主減速器 （a）雙曲面齒輪式 （b）蝸輪蝸桿式 圖1—5單級(jí)貫通式主減速器 在多橋驅(qū)動(dòng)汽車的貫通橋上大都使用單級(jí)貫通式主減速器，最明顯的優(yōu)點(diǎn)就是主減速器的質(zhì)量較小并且尺寸緊湊，使橋殼、半軸等

19、主要零件具有互換性。它又分為雙曲面齒輪式和蝸輪式兩種結(jié)構(gòu)型式。 雙曲面齒輪式單級(jí)貫通式主減速器，是利用了雙曲面齒輪傳動(dòng)主動(dòng)齒輪軸線相對(duì)于從動(dòng)齒輪軸線的偏移，將一根貫通軸穿過(guò)中橋井通向后橋。但是受主動(dòng)齒輪和偏移距的影響，加上目前主動(dòng)齒輪的加工技術(shù)差，多作為輕型汽車的貫通式驅(qū)動(dòng)橋。蝸輪傳動(dòng)為布置貫通橋帶來(lái)極大方便，且其工作平滑無(wú)聲，在結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下也可得到大的傳動(dòng)比，適于各種噸位貫通橋的布置和汽車的總體布置。但由于需用青銅等有色金屬為材料而未得到推廣。 雙極貫通式主減速器 （a）錐齒輪—圓柱齒輪式 （b）圓柱齒輪—錐齒輪式

20、 圖1—6雙極貫通主減速器 雙極貫通式主減速器用于主減速比>5的中、重型汽車的貫通橋。錐齒輪—圓柱齒輪雙級(jí)貫通式主減速器的特點(diǎn)是有較大的總主減速比(因兩級(jí)減速的減速比均大于1)，但結(jié)構(gòu)的高度尺寸大，特別是主動(dòng)錐齒輪的工藝性差，而從動(dòng)錐齒輪又需要采用懸臂式安置，支承剛度差，拆裝也不方便。 與錐齒輪—圓柱齒輪式雙級(jí)貫通式主減速器相比，圓柱齒輪—錐齒輪式雙級(jí)貫通式主減速器的結(jié)構(gòu)緊湊，高度尺寸減小，但其第一級(jí)的斜齒圓柱齒輪副的減速比較小，有時(shí)甚至等于1。為此，有些汽車在采用這種結(jié)構(gòu)布置的同時(shí)，為了加大驅(qū)動(dòng)橋的總減速比而增設(shè)輪邊減速器；而另一些汽車則將從動(dòng)錐

21、齒輪的內(nèi)孔做成齒圈并裝入一組行星齒輪減速機(jī)構(gòu)，以增大主減速比。 礦山、水利及其他大型工程等所用的重型汽車，工程和軍事上用的重型牽引越野汽車及大型公共汽車等，要求有高的動(dòng)力性，而車速則可相對(duì)較低，因此其傳動(dòng)系的低檔總傳動(dòng)比都很大。在設(shè)計(jì)上述重型汽車、大型公共汽車的驅(qū)動(dòng)橋時(shí)，為了使變速器、分動(dòng)器、傳動(dòng)軸等總成不致因承受過(guò)大轉(zhuǎn)矩而使它們的尺寸及質(zhì)量過(guò)大，應(yīng)將傳動(dòng)系的傳動(dòng)比以盡可能大的比率分配給驅(qū)動(dòng)橋。這就導(dǎo)致了一些重型汽車、大型公共汽車的驅(qū)動(dòng)橋的主減速比往往要求很大。當(dāng)其值大于12時(shí)，則需采用單級(jí)(或雙級(jí))主減速器附加輪邊減速器的結(jié)構(gòu)型式，將驅(qū)動(dòng)橋的一部分減速比分配給安裝在輪轂中間或近旁的

22、輪邊減速器。這樣以來(lái)，不僅使驅(qū)動(dòng)橋中間部分主減速器的輪廓尺寸減小，加大了離地間隙，并可得到大的驅(qū)動(dòng)橋減速比(其值往往在16~26左右)，而且半軸、差速器及主減速器從動(dòng)齒輪等零件的尺寸也可減小。但輪邊減速器在一個(gè)橋上就需要兩套，使驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本提高，因此只有當(dāng)驅(qū)動(dòng)橋的減速比大于12時(shí)，才推薦采用。 第二章、主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 主減速比、驅(qū)動(dòng)橋的離地間隙和計(jì)算載荷，是主減速器設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)，應(yīng)在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)就確定。 2.1主減速比的確定 主減速比對(duì)主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時(shí)汽車的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。

23、的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)和傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比一起由整車動(dòng)力計(jì)算來(lái)確定?？衫迷诓煌碌墓β势胶馓飦?lái)研究對(duì)汽車動(dòng)力性的影響。通過(guò)優(yōu)化設(shè)計(jì)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)作最佳匹配的方法來(lái)選擇值，可使汽車獲得最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 對(duì)于具有很大功率儲(chǔ)備的轎車、長(zhǎng)途公共汽車尤其是競(jìng)賽車來(lái)說(shuō)，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率及其轉(zhuǎn)速的情況下，所選擇的值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時(shí) （2—1） 式中——車輪的滾動(dòng)半徑，m； —最大功率時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r／min； ——變速器量高檔傳動(dòng)比； —汽車的最高車速，km／h；通常為1； 對(duì)于其它汽車來(lái)說(shuō)，為了使最

24、高車速稍有下降從而得到足夠的功率儲(chǔ)備，一般選擇比上式求得的至少大10%，即按下式選擇： （2—2） 式中—分動(dòng)器或加力器的高檔傳動(dòng)比； —輪邊減速器傳動(dòng)比。 按式(2-1)或式(2-2)求得的主減速比值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級(jí)、雙級(jí)等以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應(yīng)。 2.2主減速齒輪計(jì)算載荷的確定 通常是將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比時(shí)和驅(qū)動(dòng)車輪打滑時(shí)這兩種情況下作用于主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩(、)的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強(qiáng)度計(jì)算中用以驗(yàn)

25、算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷。即 （2—3） （2—4） 式中—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）； —由發(fā)動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比； —傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率（通常取=0.9）； —超載系數(shù)，對(duì)于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動(dòng)的汽車取=1； n—該車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目； —滿載時(shí)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷； —輪胎與路面的附著系數(shù)，對(duì)于

26、安裝一般輪胎的公路用汽車取=0.85，對(duì)于越野汽車=1.0，對(duì)于安裝專門防滑寬輪胎的高級(jí)轎車取=1.25； —最大加速時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，一般乘用車為1.2～1.4，貨車為1.1～1.2； —車輪的滾動(dòng)半徑，m； ，一一分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到齒輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比。 上面求得的計(jì)算載荷，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的依據(jù)。對(duì)于公路車輛來(lái)說(shuō)，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均比牽引力的值來(lái)確定的，即主減速器從動(dòng)齒輪的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩 (N?m)為

27、（2—5） 式中—汽車滿載總重（N）； —道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，一般轎車取0.010～0.015； —平均爬坡能力系數(shù)，一般轎車取0.08； —汽車性能系數(shù)： （2—6） （當(dāng)≥16時(shí)，取=0） 對(duì)于主減速器主動(dòng)齒輪，應(yīng)將（2—3）、（2—4）和（2—5）式分別除以主減速比和傳動(dòng)效率（對(duì)于螺旋錐齒輪=0.95；對(duì)于雙曲面齒輪，當(dāng)＞6時(shí)，=0.85，當(dāng)＜6時(shí)，=0.90）。 對(duì)于本次設(shè)計(jì)： （1）齒輪最大應(yīng)力計(jì)算時(shí)，齒輪計(jì)算載荷為： 從動(dòng)錐齒輪：3870N.m（==65.12=

28、30.72，=1, =1, =0.9）； 6562N.m（=N.m，=0.85，=1.1，=0.95, =1）；取=3870 N.m作為計(jì)算載荷，主動(dòng)錐齒輪： =839.8N.m（=0.9）。 （2—7 ） （2）齒輪疲勞壽命計(jì)算時(shí)，齒輪計(jì)算載荷為：760 N.m（=0.015, =0.05, =0(因?yàn)?0.195*3000*9.8/140=40.95所以取=0)； 主動(dòng)錐齒輪：165 N.m。（=0.9） 第三章、主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)和、從動(dòng)

29、錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數(shù)、齒面寬、雙曲面齒輪副的偏移距、中點(diǎn)螺旋角、法向壓力角等。 3.1齒數(shù)的選擇 對(duì)于單級(jí)主減速器，當(dāng)較大時(shí)，則應(yīng)盡量使主動(dòng)齒輪的齒數(shù)取值小些，以得到滿意的驅(qū)動(dòng)橋離地間隙。當(dāng)≥6時(shí)，的最小值可取為5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強(qiáng)度，最好大于5。當(dāng)較小(如=3.5~5)時(shí)，引可取為7~12，但這時(shí)常常會(huì)因主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)太多、尺寸太大而不能保證所要求的橋下離地間隙。為了磨合均勻，主、從動(dòng)齒輪的齒數(shù)，之間應(yīng)避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和對(duì)于載貨汽車應(yīng)不少于40，對(duì)于轎車應(yīng)不少于50。 表3—1汽車主

30、減速器主動(dòng)錐齒輪齒數(shù) 本設(shè)計(jì)范例：根據(jù)之前計(jì)算得到的主減速器傳動(dòng)比=5.13，查表2—1取=7，=36，重新計(jì)算傳動(dòng)比=5.14，返回（2—3）、（2—4）和（2—5）計(jì)算得： 3886N.m 840 N.m 760N.m 164 N.m 3.2節(jié)圓直徑的選擇 可根據(jù)從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩中： （3—2） 式中 ——從動(dòng)錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm； K——直徑系數(shù)，取K=13~16； ——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N?m。 3.3齒輪端面模數(shù)的選擇 選定后，可按式m=/算出從動(dòng)錐齒輪大端端面模數(shù)，

31、并用下式校核： 式中——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N?m； ——模數(shù)系數(shù)，取=0.3~0.4。 0.1 0.12 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1 1.12 1.25 1.37 1.5 1.75 2 2.25 2.5 2.75 3 3.25 3.5 3.75 4 4.5 5 5.5 6 6.5 7 8 9 10 11 12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 36 40 45 50

32、 表3—3錐齒輪模數(shù) 本次設(shè)計(jì)：根據(jù)之前計(jì)算得到的主減速器傳動(dòng)比=5.13，查表2-1取=7，=36，重新計(jì)算傳動(dòng)比=5.14，返回（2—3）、（2—4）和（2—5）計(jì)算得： 3886N.m 840 N.m 760N.m 164 N.m 3.4齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的從動(dòng)齒輪齒面寬F(mm)推薦為： （3—4） 式中——從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，mm。 —直徑系數(shù)，一般為13.0～15.3

33、； —從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(Nm) 3.5雙曲面齒輪的偏移距E 轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的E值，不應(yīng)超過(guò)從動(dòng)齒輪節(jié)錐距A0的40%(接近于從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑的20%)；而載貨汽車、越野汽車和公共汽車等重負(fù)荷傳動(dòng)，E則不應(yīng)超過(guò)從動(dòng)齒輪節(jié)錐距A0的20%（或取E值為d：的10%~12%，且一般不超過(guò)12%）。 3.6雙曲面齒輪的偏移方向 它是這樣規(guī)定的，由從動(dòng)齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動(dòng)齒輪處于右側(cè)，這時(shí)如果主動(dòng)齒輪在從動(dòng)齒輪中心線上方時(shí)，則為上偏移，在下方時(shí)則為下偏移。雙曲面齒輪的偏移方向與其輪齒的螺旋方向間有一定的關(guān)系：下偏移時(shí)主動(dòng)齒輪的螺旋方

34、向?yàn)樽笮?，從?dòng)齒輪為右旋；上偏移時(shí)主動(dòng)齒輪為右旋，從動(dòng)齒輪為左旋。 3.7螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向 圖3—5螺旋方向與軸向力 圖3—6雙曲面齒輪偏移和螺旋方向 分為“左旋”與“右旋”兩種。對(duì)著齒面看去，如果輪齒的彎曲方向從其小端至大端為順時(shí)針走向時(shí)，則稱為右旋齒，反時(shí)針時(shí)則稱為左旋齒。主、從動(dòng)齒輪的螺旋方向是不同的。螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪在傳動(dòng)時(shí)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(shí)針還是逆時(shí)針時(shí)，要向齒輪的背面看去。而判斷軸向力的方向時(shí)，可以用手勢(shì)法則，左旋齒輪的軸向力的方向用左手法則判斷

35、；右旋齒輪的軸向力的方向用右手法則判斷。判斷時(shí)伸直拇指的指向?yàn)檩S向力的方向，而其他手指握起來(lái)后的旋向就是齒輪旋轉(zhuǎn)的方向。 3.8螺旋角的選擇 螺旋角是在節(jié)錐表面的展開(kāi)圖上定義的。節(jié)錐齒線(節(jié)錐表而與齒廓表面的交線)上任一點(diǎn)的螺旋角，是該點(diǎn)處的切線和節(jié)錐頂點(diǎn)與該點(diǎn)的連線之間的夾角。螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋角沿節(jié)錐齒線是變化的，齒面寬中點(diǎn)處的螺旋角稱為齒輪的中點(diǎn)螺旋角或名義螺旋角。螺旋錐齒輪傳動(dòng)主、從動(dòng)齒輪的中點(diǎn)螺旋角或名義螺旋角是相等的。而雙曲面齒輪傳動(dòng)，由于有了偏移距而使主、從動(dòng)齒輪的名義螺旋角不等，且主動(dòng)齒輪的大，而從動(dòng)齒輪的小。選擇齒乾的螺旋角時(shí)，應(yīng)考慮到它對(duì)齒面(或縱向)

36、重疊系數(shù)、輪齒強(qiáng)度和軸向力的大小有影響。螺旋角應(yīng)足夠大以使重疊系數(shù)不小于1.25。因重疊系數(shù)愈大傳動(dòng)就愈平穩(wěn)噪聲就愈低。對(duì)轎車應(yīng)≥1.5～1.8。當(dāng)≥2.0時(shí)可得到很好的結(jié)果。螺旋角過(guò)大時(shí)會(huì)引起軸向力亦過(guò)大，因此應(yīng)有一個(gè)適當(dāng)?shù)姆秶?。汽車主減速器錐齒輪的螺旋角多在35~40，轎車選擇較大的值來(lái)保證有較大的重疊系數(shù)。貨車通常取較小的值來(lái)防止軸向力過(guò)大。 3.9齒輪法向壓力角的選擇 格里森制規(guī)定轎車主減速器螺旋錐齒輪選用1430′，或16的法向壓力角；載貨汽車和重型汽車則應(yīng)分別選用20、2230′的法向壓力角。對(duì)于雙曲面齒輪，由于其主動(dòng)齒輪輪齒兩側(cè)的法向壓力角不等，因此應(yīng)按平均壓力角考慮

37、，載貨汽車選用2230′的平均壓力角，轎車選用19的平均壓力角。當(dāng)≥8時(shí)，其平均壓力角均選用2115′。 第四章、主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 4.1單位齒長(zhǎng)上的圓周力 輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過(guò)載折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)有 式中p——單位齒長(zhǎng)上的圓角力，N／mm；—主動(dòng)齒輪分度圓直徑 雙曲面齒輪有：；對(duì)螺旋齒輪有。 按最大附著力矩計(jì)算時(shí)有： （3—7） 式中：—滿載下驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷，N； —輪胎與地面的附著系數(shù)，按表10查得； —輪胎的

38、滾動(dòng)半徑，m； —主減速器從動(dòng)齒輪分度圓半徑，mm。 許用的單位齒長(zhǎng)圓周力[p]見(jiàn)下表 參數(shù) 類別 輪胎與地面的附著系數(shù) Ⅰ檔 Ⅱ檔 Ⅲ檔 轎車 893 536 321 893 0.85 載貨汽車 1429 250 1429 0.85 公交車 982 214 0.85 牽引汽車 536 250 0.65 表3—8許用單位齒長(zhǎng)上的圓周力[p] 4.2輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算 汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪輪齒的計(jì)算彎曲應(yīng)力(N／mm2)為 式中——齒

39、輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N?m，對(duì)于主動(dòng)齒輪還需將上述計(jì)算轉(zhuǎn)矩?fù)Q算到主動(dòng)齒輪上； （4—1） —錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力(M)； T—所計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N.m)；從動(dòng)齒輪按=min（）和計(jì)算，主動(dòng)齒輪按和計(jì)算（一般由于從動(dòng)齒輪受力較主動(dòng)齒輪大，常只校核從動(dòng)齒輪）； —過(guò)載系數(shù)，一般取1； —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(dāng)≥1.6mm時(shí)，=(／25.4)。 —齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu)：=1.0～1.1，懸臂式結(jié)構(gòu)：=1.10～1.25； —質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動(dòng)精度

40、高時(shí)，=1.0； —所計(jì)算的齒輪齒面寬(mm)； d—所討論齒輪大端分度圓直徑(mm)； J—所計(jì)算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，見(jiàn)下表4—2 上述按或計(jì)算的最大彎曲應(yīng)力[]不超過(guò)700MPa；按或計(jì)算的疲勞彎曲應(yīng)力[]不應(yīng)超過(guò)210MPa（破壞的循環(huán)次數(shù)—次） 表4—2彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J（平均壓力角為19的雙曲面齒輪） 表4—3彎曲計(jì)算綜合系數(shù)J（平均壓力角為2230′的雙曲面齒輪） 4.3輪齒的接觸強(qiáng)度計(jì)算 圓錐齒輪與雙曲面齒輪齒面的計(jì)算接觸應(yīng)(M) （4—4） 式中—錐齒輪輪齒的齒面接

41、觸應(yīng)力(M)； —主動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N/m）； —主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑(mm)； b—取和的較小值(mm)，通常取從動(dòng)齒輪的； —尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對(duì)淬透性的影響，通常取1.0； —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)，對(duì)于制造精確的齒輪，取1.0； —綜合彈性系數(shù)，針對(duì)鋼齒輪取232.6N／mm； —齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，取值見(jiàn)表4-2 主、從動(dòng)齒輪的接觸應(yīng)力是相同的。當(dāng)按日常行駛轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)，許用接觸應(yīng)力為1750M；當(dāng)按計(jì)算轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)，許用接觸應(yīng)力為2800M。計(jì)算時(shí)應(yīng)將上

42、述計(jì)算轉(zhuǎn)矩?fù)Q算到主動(dòng)齒輪上。 4.4主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車驅(qū)動(dòng)橋主減速器的工作相當(dāng)繁重，與傳動(dòng)系其他齒輪比較，它具有載荷大、作用時(shí)間長(zhǎng)、載荷變化多、帶沖擊等特點(diǎn)。其損壞形式主要有齒板彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕(剝落)、磨損和擦傷等。據(jù)此對(duì)驅(qū)動(dòng)橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求： （1）具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)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)捻g性以適應(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良好，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

43、）選擇齒輪材料的合金元素時(shí)要適應(yīng)我國(guó)的情況。例如，為了節(jié)約鎳、鉻等我國(guó)發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、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面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號(hào)有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。用滲碳合金鋼制造齒輪，經(jīng)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度可高達(dá)HRC58～64，而芯部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù)m>8時(shí)為HRC29~45，當(dāng)m<8時(shí)為HRC32~45。對(duì)于滲碳層深度有如下的規(guī)定：當(dāng)端面模數(shù)m≤5時(shí)，為0.9~1.3mm；m>5～8時(shí)，為1.0~1.4mm；m>8時(shí)，為1.2~1.6mm。由

44、于新齒輪潤(rùn)滑不良，為了防止齒輪在運(yùn)行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪副(或僅大齒輪)在熱處理及精加工(如磨齒或配對(duì)研磨)后均予以厚度為0.005~0.010~0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應(yīng)用于補(bǔ)償零件的公差尺寸，也不能代替潤(rùn)滑。對(duì)齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命達(dá)25%。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪，為了提高其耐磨性可進(jìn)行滲硫處理。滲硫處理時(shí)的溫度低，故不會(huì)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件較差，也會(huì)防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。 4.5主減速器的潤(rùn)滑 主減速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤(rùn)滑，其中

45、尤其應(yīng)注意主減速器主動(dòng)錐齒輪的前軸承的潤(rùn)滑，因?yàn)槠錆?rùn)堵不能靠潤(rùn)滑油的飛濺來(lái)實(shí)現(xiàn)。為此，通常是在從動(dòng)齒輪的前端近主動(dòng)齒輪處的主減速殼的內(nèi)壁上設(shè)一專門的集油槽，將飛濺到殼體內(nèi)壁上的部分潤(rùn)滑油收集起來(lái)再經(jīng)過(guò)進(jìn)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(shí)的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐浪子的小端通向大端，并經(jīng)前軸承前端的回油孔流回驅(qū)動(dòng)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(rùn)滑、散熱和清洗，而且可以保護(hù)前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤(rùn)滑油能流進(jìn)差速器，有的采用專門的導(dǎo)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謂油，應(yīng)在主減速器殼上或橋殼上

46、裝置通氣塞，后者應(yīng)避開(kāi)油濺所及之處。加油孔應(yīng)設(shè)置在加油方便之處，抽孔位置也決定了油面位置低處，但也應(yīng)考慮到汽車在通過(guò)障礙時(shí)放油塞不易被撞掉。 總結(jié) 從優(yōu)化結(jié)果可以看出，汽車主減速器參數(shù)對(duì)整車性能影響是比較大的。因此，采用合適的方法優(yōu)化汽車主減速器參數(shù)是非常必要的。其次通過(guò)對(duì)主減速比優(yōu)選前后整車性能的比較，證明了該優(yōu)選方法的合理性和實(shí)用性。在保證汽車動(dòng)力性的同時(shí)，使汽車燃油經(jīng)濟(jì)性最佳，達(dá)到節(jié)能降耗的目的。齒輪設(shè)計(jì)實(shí)例結(jié)果證明，該優(yōu)化設(shè)計(jì)方法對(duì)于減小主減速器體積，降低成本，提高汽車的通過(guò)性以及提高設(shè)計(jì)質(zhì)量和效率具有一定的現(xiàn)實(shí)意義。也為同類齒輪傳動(dòng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了有益

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