單級(jí)主減速器

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1、、八 、， 前言 主減速器是汽車傳動(dòng)系中減小轉(zhuǎn)速、 增大扭矩的主要部件。 對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的汽車來(lái)說(shuō)， 主減速器還利用錐齒輪傳動(dòng)以改變動(dòng)力方向。 汽車正常行駛時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)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(lái)降低下來(lái)，那么變速箱內(nèi)齒輪副的傳動(dòng)比則需很大，而齒輪副的傳動(dòng)比越 大，兩齒輪的半徑比也越大，換句話說(shuō)，也就是變速箱的尺寸會(huì)越大。另外，轉(zhuǎn)速下降， 而扭矩必然增加，也就加大了變速箱與變速箱后一級(jí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)負(fù)荷。所以，在動(dòng)力 向左右驅(qū)動(dòng)輪分流的差速器之前設(shè)置一個(gè)主減速器，可使主減速器前面的傳動(dòng)部件如變速 箱、分動(dòng)器、萬(wàn)向傳動(dòng)裝置等傳遞的扭矩減

2、小，也可以使變速箱的尺寸、質(zhì)量減小，操縱 省力。 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。雙曲面齒輪工作時(shí)，齒面 間的壓力和滑動(dòng)較大，齒面油膜易被破壞，必須采用雙曲面齒輪油潤(rùn)滑，絕不允許用普通 齒輪油代替，否則將使齒面迅速擦傷和磨損，大大降低使用壽命。 主減速器的種類繁多： 有單級(jí)式和雙級(jí)式；有單速式和雙速式；還有貫通式和輪邊式等。本文主要對(duì)轎車的單級(jí) 主減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)。 1 課題背景及意義 主減速器是很多不同大小的齒輪組合而成的 。也許你見(jiàn)過(guò)可變速的自行車，它的后 輪齒輪就是好幾個(gè)大小不一的齒輪組合起來(lái)的，自行車通過(guò)鏈條傳動(dòng)，腳蹬處的齒輪大于 后輪齒輪，則車速塊，相反則省力

3、也就是扭力大。 機(jī)動(dòng)車的減速器是夾在發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)軸之間的設(shè)備。 1、首先發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速是很高的，每分鐘好幾千轉(zhuǎn)，不可能讓發(fā)動(dòng)機(jī)直接連接傳動(dòng)軸， 否則車輪也會(huì)達(dá)到每分鐘幾千轉(zhuǎn)，那是很恐怖的 2、發(fā)動(dòng)機(jī)通過(guò)小齒輪帶動(dòng)減速器的大齒輪，實(shí)現(xiàn)了轉(zhuǎn)速的下降和動(dòng)力的傳遞 3、當(dāng)減速器里不同大小的齒輪連接發(fā)動(dòng)機(jī)時(shí)，傳遞到車輪的動(dòng)力則不同：發(fā)動(dòng)機(jī)的 小帶減速器的最大齒輪，則扭力最大，也就是機(jī)動(dòng)車的一、而檔位；發(fā)動(dòng)機(jī)的小帶減速器 的最小齒輪，則車輛速度最高。 本文對(duì)汽車的主減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)主要是為了是汽車或得最佳的動(dòng)力性能，能充分的利 用發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞過(guò)來(lái)的轉(zhuǎn)矩，由于今年了石油資源的緊缺，所以對(duì)減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)，使

4、轎車 或得最佳的動(dòng)力性，對(duì)于提高汽車在市場(chǎng)上的競(jìng)爭(zhēng)力有很大幫助。對(duì)于不同的轎車選用不 同的主減速器和主減速形式，提高和改善汽車的性能，本文主要是對(duì)轎車的單級(jí)主減速器 的主動(dòng)錐齒輪和從動(dòng)錐齒輪進(jìn)行設(shè)計(jì)。 2總體方案設(shè)計(jì) 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 主減速器齒輪的類型： 現(xiàn)代汽車單級(jí)主減速器中多采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪兩種。 1）螺旋錐齒輪，其主、從動(dòng)齒輪軸線垂直相交于一點(diǎn)，且兩者的螺旋角 1和2相等, 可知螺旋錐齒輪的傳動(dòng)比為： iol r2l ril 式中：ri1、r21 —螺旋錐齒輪主、從動(dòng)齒輪的平均分度圓半徑。 2）雙曲面齒輪如圖2-1所示，主、從動(dòng)齒輪軸線偏移了一個(gè)距離 E，

5、稱為偏移距, 根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動(dòng)齒輪圓周力之比為： Fi cos i (2-2) F2 cos 2 式中：Fl、F2 —雙曲面齒輪主、從動(dòng)齒輪的圓周力； 1、 2 —雙曲面齒輪主、從動(dòng) 齒輪的螺旋角。  Figure 2-1 Of the hypoid gear mesh stress an alysis 雙曲面齒輪傳動(dòng)比為: i F2r2s r2s COS 2 i os F1r1s r1s cos 1 (2-3) 式中：F1、F2 —雙曲面齒輪主、從動(dòng)齒輪的圓周力; 1、 2 —雙曲面齒輪主、從動(dòng)齒輪的螺旋角; r1s、r2s —雙曲面齒

6、輪主、從動(dòng)齒輪的平均分度圓半徑 令 K cos 2 / cos 1 貝y i os Kr2s /r1s。由于1 2，所以K 1，通常為?。 主減速器減速形式: 設(shè)計(jì)要求為單級(jí)主減速器，單級(jí)主減速器由一對(duì)錐齒輪傳動(dòng)， 具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小、 成本低、使用簡(jiǎn)單等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于主減速比 i0 W的各種轎車和輕、中型轎車上(對(duì)于 雙曲面齒輪通常要求i0 <);而雙級(jí)減速和雙速主要用于重型載貨汽車, 貫通式則用于多橋 驅(qū)動(dòng)的汽車。 主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承方式: 主動(dòng)錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。由于題目為轎車，故所 需傳遞的轉(zhuǎn)矩較小采用懸臂式支承。 (a)

7、懸臂式支承 (b)跨置式支承 圖2-2 主動(dòng)錐齒輪的支承方式 Figure 2-2 Active bevel gear of support ing mode (1) 懸臂式支承如圖2-2 (a)所示，其特點(diǎn)是主動(dòng)錐齒輪軸上兩圓錐滾子軸承的大 端向外，以減少懸臂長(zhǎng)度b，增加支承距a，提高支承剛度；為了盡可能地增加支承剛度， 支承距a應(yīng)大于倍的懸臂長(zhǎng)度b，且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，另外靠近齒輪的軸徑 應(yīng)不小于尺寸b。靠近齒輪的支承軸承有時(shí)也采用圓柱滾子軸承，這時(shí)另一軸承必須采用 能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但支承剛度較差，用于傳 遞轉(zhuǎn)矩較小的轎車、輕

8、型轎車的主減速器。 (2) 跨置式支承如圖2-2 (b)所示，支承強(qiáng)大高，但加工和安裝不便。通常裝載質(zhì)量 2噸以上的貨車車才采用此支承方式。 主減速器從動(dòng)錐齒輪的支承方式及調(diào)整： 圖2-3 從動(dòng)錐齒輪的支承方式 Figure 2-3 Drive n bevel gear of support ing mode 為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸 c d。但c d應(yīng)不 小于從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑的 70%。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上， 并讓出 位置來(lái)加強(qiáng)連接突緣的剛度，應(yīng)盡量使尺寸 c等于或大于尺寸d。 2. 2主減速器基本參數(shù)的選擇與計(jì)算 主

9、減速比i0的確定： 對(duì)于具有很大功率的轎車、客車、長(zhǎng)途公共汽車，尤其是對(duì)競(jìng)賽汽車來(lái)說(shuō)，在給定發(fā) 動(dòng)機(jī)最大功率Pemax的情況下，所選擇的i°值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速 Vamax。這時(shí)怙值應(yīng)按下式來(lái)確定: 式中： r「一車輪的滾動(dòng)半徑，m i。 0.377 rg Va maxi gh np —最大功率時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r / min； Va max —汽車的最高車速，km/h； igH —變速器最高擋傳動(dòng)比，通常為1。 對(duì)于其他汽車來(lái)說(shuō)，為了得到足夠的功率儲(chǔ)備而使最高車速稍有小降，主減速比 般應(yīng)選得比按式（2-4）求得的要大10%?25%，即按下式選

10、擇: io (0.377 ?0.472) Va maxighi Fh i LB (2-5) 式中：iFh —分動(dòng)器或加力器的高檔傳動(dòng)比; i LB —輪邊減速器傳動(dòng)比。 按式（2-4）或式（2-5）求得的i0值應(yīng)與同類汽車的主減速比相比較，并考慮到主、從動(dòng) 主減速齒輪可能有的齒數(shù)，對(duì)i0值予以校正并最后確定下來(lái)。 本設(shè)計(jì)范例中，igh、iFh和iLB都為1,根據(jù)第四章中采用式（2-4）最小傳動(dòng)比計(jì)算結(jié) 果i。二，此值在后面的計(jì)算中可根據(jù)情況結(jié)合式（2-5）適當(dāng)調(diào)整。（i。二一 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

11、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（Tce,Tcs ）的較小者，作為載貨汽車和越野汽車的計(jì) 算載荷，即： Te max^L K 0 t n G2 m2rr LB i LB (2-6) (2-7) 式中：Temax —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（）； iTL —由發(fā)動(dòng)機(jī)到主減速器從動(dòng)齒輪間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比; T —傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率（通常取 T=）； Ko —超載系數(shù)，對(duì)于一般的轎車和客車取 Ko=1; n —驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目； G2 —滿載時(shí)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷（汽車最大總質(zhì)量X軸荷分配）； —輪胎與路面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車取 =，對(duì)于越

12、野汽車 =，對(duì)于安裝專門防滑寬輪胎 的高級(jí)轎車取 =; m2 —最大加速時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，一般乘用車為?， 轎車為?； rr —車輪滾動(dòng)半徑； LB —主減速器從動(dòng)齒輪到車輪間的傳動(dòng)效率（通常取）； iLB —主減速器從動(dòng)齒輪到車輪間的傳動(dòng)比。 由（2-6 ）、（ 2-7）求得的計(jì)算載荷是最大轉(zhuǎn)矩，主要用于錐齒輪最大應(yīng)力計(jì)算，而 疲勞壽命計(jì)算則需要按汽車日常行駛的平均轉(zhuǎn)矩在確定計(jì)算載荷 Tcf : (fR (2-8) 式中： Ga —汽車滿載總重（N）； fR —道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，一般轎車取?，轎車取? ，越野車取?； fH —平均爬坡能力系數(shù)，一般轎車取，轎車

13、和城市公交取 ?，長(zhǎng)途客車取?，越野車取?； fi —汽車性能系數(shù)： Ga rr I LB LB n fi 丄［16 019嗎 100 Temaz (2-9) (當(dāng) 0.195Ga emaz 對(duì)于主減速器主動(dòng)齒輪，應(yīng)將(2-6 )、(2-7 )和(2-8 )式分別除以主減速比io和傳 動(dòng)效率G (對(duì)于螺旋錐齒輪G =；對(duì)于雙曲面齒輪，當(dāng)io >6時(shí)，G =,當(dāng)io V 6時(shí)，G =) ° 對(duì)于本設(shè)計(jì)范例： (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：Tee?(iTL= ii io=6X =， Ko=1, n =1, t =)； ，m2 =，

14、 lb=, iLB=1）； Tcs ?（G2 = o.6 ma g 17640 取Tc=3870作為計(jì)算載荷。 主動(dòng)錐齒輪： Tz=d G=）° i 0 G (2)齒輪疲勞壽命計(jì)算時(shí)，齒輪計(jì)算載荷為: Tcf 宀 760 ( fR=, fH =, fi =0 (因?yàn)? 0.195Ga =*3000*140=所以取 fi=0）； emaz 主動(dòng)錐齒輪：Tzf?165 °( g =) 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) Z1和Z2、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直 徑d2、端面模數(shù)m、齒面寬b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點(diǎn)螺旋角

15、、法向壓力角 等。 1) 齒數(shù)的選擇 選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素： (1) 為了磨合均勻，Z1、z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)； (2) 為了得到理想的重合系數(shù)和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不少于 （3） 為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度，對(duì)于轎車， z1 一般不少于6; （4） 當(dāng)主傳動(dòng)比較大時(shí)，盡量使乙取得少些，以便得到滿意的離地間隙。當(dāng)io >6時(shí), zi可取最小值并等于5,但為了嚙合平穩(wěn)并提高疲勞強(qiáng)度常大于 5;當(dāng)io較小時(shí)（?5），zi 可取7?12。 表2-1 汽車主減速器主動(dòng)錐齒輪齒數(shù) Figure 2-1 Car advocate reduc

16、er active bevel gear gear 傳動(dòng)比（Z2/乙） 乙推存 Z1允許范圍 7 6~8 6 5~7 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i0=，查表2-1取乙=7, z2=36, 重新計(jì)算傳動(dòng)比i° =，返回（2-6 ）、（ 2-7 ）和（2-8 ）計(jì)算得： Tc ? Tz ?840 Tzf ?164 2）從動(dòng)錐齒輪大端分度圓（也稱節(jié)圓）直徑 d2和端面模數(shù)ms 對(duì)于單級(jí)主減速器，d2對(duì)驅(qū)動(dòng)橋殼尺寸有影響，d2大將影響橋殼離地間隙；d2小則 影響跨置式主動(dòng)齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 d2可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選：

17、d2 Kd23Tc （2-10） 式中：d2 —從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑（mm）； Kd2 —直徑系數(shù)，一般為?； Tc —從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N ? m）, Tc min匚,?。 d2確定后，端面模數(shù)ms可由ms d2“2進(jìn)行計(jì)算，并用下式進(jìn)行校核（取較小者）： 式中：Km為模數(shù)系數(shù)(Km通常為?)。 表2-2 錐齒輪模數(shù) (mm Figure 2-2 Bevel gear module (mm) 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

18、12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 36 40 45 50 注：1、表中模數(shù)指錐齒輪大端端面模數(shù)； 2、該表適用于直齒、斜齒及曲面錐齒輪。 本設(shè)計(jì)范例：d2?220mm( KD2=14); ms?； 利用(2-11 )式校核計(jì)算得：ms ~( Km=); 對(duì)照表2-2取ms=(對(duì)于螺旋齒輪端面模數(shù)用 m表示)； 反算 d2 =216mm 3) 從動(dòng)錐齒輪齒面寬b2 一般要求b2小于10倍的端面模數(shù)。但是齒面過(guò)窄，輪齒表面的耐磨性會(huì)降低。從動(dòng) 錐齒輪齒面寬b2推薦值為： b2 = d2 (2-12) 對(duì)于主動(dòng)錐齒輪齒面寬

19、通常較從動(dòng)錐齒輪齒面寬大 10% 本設(shè)計(jì)范例：b 2 =0 b1 = 4) 錐齒輪螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動(dòng) 錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受軸向力的方向，判 斷軸向力方向時(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，右旋齒輪 用右手法則判斷；判斷時(shí)四指握起的旋向與齒輪旋轉(zhuǎn)方向相同，其拇指所指方向則為軸向 力的方向如圖7所示。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)齒輪的軸向力離開(kāi)錐頂方向，這樣 可使主、從動(dòng)齒輪有分離趨勢(shì)，防止輪齒卡死而損壞。 主動(dòng)也輪嶷菇方向 車動(dòng)齒雜艇轉(zhuǎn)方向 "、I主動(dòng)

20、齒輪下偏移 j、d）主動(dòng)齒輪上偏移4 圖8雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向 一軸囪推力 軸-Z攤力 軸 軸 ：E耳a四憂■ 一 | 向 向 為 主動(dòng)齒輪陀轉(zhuǎn)方向 圖丫斷方向弓湖力 圖2-4錐齒輪螺旋方向 Figure 2-4 Spiral bevel gear direct ion 5）雙曲面齒輪副偏移距E及偏移方向的選擇 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 Ao的40% （接近于從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑 d2的20% ;而載貨汽車、越野汽車和公交車等重負(fù)荷 傳動(dòng)，E則不應(yīng)超過(guò)從動(dòng)齒輪節(jié)錐距 A。的20%或取E為d2

21、的10%^ 12% 一般不超過(guò)12%。 傳動(dòng)比越大則E也應(yīng)越大，大傳動(dòng)比的雙曲面齒輪傳動(dòng)，E可達(dá)到d2的20%^30%但此時(shí) 需要檢查是否存在根切。 雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種。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)，如果主動(dòng)齒輪在從動(dòng)齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動(dòng)齒輪 中心線下方，則為下偏移。如果主動(dòng)齒輪處于左側(cè)，則情況相反。圖 8a、b為下偏移，圖 8c、d為上偏移 本設(shè)計(jì)范例：考慮到為轎車，取 E = d2=X 220=,并采用主動(dòng)錐齒輪下偏移，考慮到發(fā) 動(dòng)機(jī)為逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)（輸出端），主動(dòng)錐齒輪選擇左旋，從動(dòng)錐齒輪選擇右旋。 6） 中點(diǎn)螺旋角 螺

22、旋錐齒輪和雙曲面齒輪螺旋角沿齒寬是變化的，因此，常用齒面寬中點(diǎn)處的螺旋角 來(lái)表示，稱為中點(diǎn)螺旋角或名義螺旋角。 螺旋錐齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是相等的，而雙曲面齒輪副由于存在偏移距 E，而使其中 點(diǎn)螺旋角不相等，且主動(dòng)齒輪螺旋角 i要比從動(dòng)齒輪螺旋角 2大,兩者之差稱為偏移角 （如圖2所示）。 選擇 時(shí)，應(yīng)考慮它對(duì)齒面重合度 F、輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響。 越大，則F 也越大，同時(shí)嚙合的齒數(shù)越多，傳動(dòng)就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強(qiáng)度越高。一般 F 應(yīng)不小于，在?時(shí)效果最好。但是 過(guò)大，齒輪上所受的軸向力也會(huì)過(guò)大。 “格里森” 制齒輪推薦用下式預(yù)選主動(dòng)齒輪螺旋角的名義值： ‘ 25

23、 5 Z2 90 — （2-13） Y乙 d2 式中：1—主動(dòng)齒輪名義（中點(diǎn)）螺旋角的預(yù)選值； Zi、Z2 —主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)； d2 —從動(dòng)齒輪的分度圓直徑； E—雙曲面齒輪副的偏移距。 對(duì)于雙曲面齒輪，所得螺旋角名義值還需按照選用的標(biāo)準(zhǔn)刀號(hào)進(jìn)行反算，最終得到的 螺旋角名義值1與預(yù)選值1之差不超過(guò)5°。 本設(shè)計(jì)范例： 對(duì)于螺旋齒輪i?35 °。 7） 齒輪法向壓力角的選擇 格里森制齒輪規(guī)定轎車主減速器螺旋錐齒輪選用 14° 30'或16°的法向壓力角，載 貨汽車和重型汽車選用20?；?2° 30'的法向壓力角；對(duì)于雙曲面齒輪轎車選用 19°的 平均壓力角，載貨汽車選用22°

24、 30'的平均壓力角。當(dāng)Z1 >8時(shí)，其平均壓力角均選用21° 本設(shè)計(jì)范例： 螺旋錐齒輪 =20°。 8）銑刀盤名義直徑rd的選擇 刀盤名義直徑可按從動(dòng)齒輪分度圓直徑 d2直接按表3選?。? 表2-3 螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪名義刀盤半徑的選擇 Figure 2-3 of spiral bevel gears and hypoid gear nominal knife dish radius of choice 從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑牡 R盤半輕d 從功齒輪節(jié)圓玄徑di 刀盤半徑j(luò) (in) (mm) (in) (mm) tin) (Etlm) (in) (m

25、tn) 3.000—5. 250 75-135 1.750 44. 450 6.500-11. 250 15&—285 X750 95. 250 3. 875 — 6. 750 100—170 2,250 57. 150 ?. 750—13. 500 195-345 4. 500 134.300 4* 250-7. 500 110—1H0 2. 500 63. 500 la 250 — 18. 000 260—455 6. OOQ 152, 400 5+ 125—9. CH)O 130—230 3. DOO 76, 200 13. 75

26、0—24. 000 35070 8. ODO 2DS. 200 5. 375-9. 375 135—240 3. 125 7&. 375 )8. 000—31. SQO 455700 10. 500 266.700 本設(shè)計(jì)范例：由于d2為216mm故查表2-3，選擇rd = 主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算 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： emaxi g d〔b2 103 (2-15 ) 式中：Temax —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，； ig —變速器傳動(dòng)比，通常取I檔及直接檔進(jìn)

27、行計(jì)算； d!—主動(dòng)齒輪分度圓直徑（mm）,對(duì)于雙曲面齒輪有： cos 1 d1 mzZi 叫 cos 2 zi ； 對(duì)螺旋齒輪有 di mzi 按最大附著力矩計(jì)算時(shí)有: 2G2 d2b2 103 (2-16) 式中：G2 —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; r —輪胎的滾動(dòng)半徑，m d2 —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)表10。 表2-4許用單位齒長(zhǎng)上的圓周力[p] \ 參數(shù) 類別、 p 2Temaxig〔。彳 d1b2 2G2 r “3 p 10 d2b2 輪胎與地面

28、的 附著系數(shù) I檔 n檔 川檔 轎車 893 536 321 893 載貨汽車 1429 250 1429 公交車 982 214 牽引汽車 536 250 注：在現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)中，由于材料及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，計(jì)算所得的 p值允許高出表中 數(shù)據(jù) 20%- 25% 本設(shè)計(jì)范例： 對(duì)螺旋齒輪有： 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算有：di =42mm; p?mmr[ p]，滿足設(shè)計(jì)要求； 按最大附著力矩計(jì)算有：p -mmc[ p],滿足設(shè)計(jì)要求。 輪齒彎曲強(qiáng)度： 錐齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力 w (N/mm)為: 2T

29、 kokskm 103 kvmpdJ (2-17) 式中：w —錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力（MPa）; T —所計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩；從動(dòng)齒輪按 Tc=min（「°,人$ ）和「f計(jì)算，主動(dòng)齒 輪按Tz和Tzf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）； ko —過(guò)載系數(shù)，一般取1 ； ks —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) m》時(shí)，ks=（m /°"5。 km —齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu)：km=?，懸臂式結(jié)構(gòu)：5 =?； kv —質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)， kv = ； b2 —所計(jì)算的

30、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)，取法見(jiàn)圖 10-圖13。 上述按Tc或Tz計(jì)算的最大彎曲應(yīng)力［］不超過(guò)700MPa按Tcf或Tzf計(jì)算的疲勞彎曲應(yīng) 6 力［f］不應(yīng)超過(guò)210MPa（破壞的循環(huán)次數(shù)一6 10次）。 輪齒接觸強(qiáng)度： 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為 Cp d1 2Tzk°kmkskf \ kvb J 103 (2-18) 式中：j —錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力（MPa）; Tz —主動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N/m）; d1 —主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑（mm）; b —取bi和b2的較小值

31、（mm）,通常取從動(dòng)齒輪的b?; ks—尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對(duì)淬透性的影響，通常??； kf —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，kf?。? 1 C p —綜合彈性系數(shù)，針對(duì)鋼齒輪取2/mm J —齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，取法見(jiàn)； k。、5、kv見(jiàn)式（2-17）的說(shuō)明。 主、從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的，按 Tz計(jì)算的最大接觸應(yīng)力［］不應(yīng)超過(guò) 6 2800MPa按Tzf計(jì)算的疲勞接觸應(yīng)力［f ］不應(yīng)超過(guò)1750MPa破壞的循環(huán)次數(shù)一6 10次）' 齒輪尺寸的調(diào)整： 如果上述計(jì)算所得到的彎曲應(yīng)力和接

32、觸應(yīng)力超過(guò)了他們?cè)S用應(yīng)力，則應(yīng)加大齒輪尺 寸，使其計(jì)算的應(yīng)力在許用應(yīng)力的范圍內(nèi)。加大后的齒輪尺寸，可以近似地按照以下兩式 求得。 按彎曲強(qiáng)度: 1 d' d 2.75 w W w] (2-19) 按接觸強(qiáng)度： d d15 (2-20) }[ j] 錐齒輪的材料及熱處理： 汽車主減速器錐齒輪的工作條件非常惡劣，與傳動(dòng)系其它齒輪相比較，具有載荷大、 作用時(shí)間長(zhǎng)、變化多、有沖擊等特點(diǎn)。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn) 蝕（剝落）、磨損和擦傷等。它是傳動(dòng)系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料及熱處理應(yīng)滿足如下 要求： 1）具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表

33、面接觸疲勞強(qiáng)度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐 2） 輪齒芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷； 3） 鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制； 4） 選擇合金材料時(shí)，盡量少用我國(guó)礦藏量少的元素的合金鋼（如鎳、鉻等），而選 用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼； 汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造， 主要有20CrMnTi、20MnVB20Mn2TiB 20CrMnMo 22CrNiMo和I 6SiMn2WMoV等，經(jīng)過(guò)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達(dá) 到58?64HRC而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù) m > 8時(shí)為2

34、9?45HRC當(dāng)端面模數(shù)m < 8時(shí) 為32?45HRC對(duì)滲碳層有如下規(guī)定： 當(dāng)端面模數(shù)m<5時(shí)，厚度為? m=5~8時(shí)，厚度為? m>8時(shí)，厚度為? 為改善新齒輪的磨合，防止其在運(yùn)行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒 輪在熱處理及精加工后，作厚度為?的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對(duì)齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸 處理，可提高25%的齒輪壽命。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪，可進(jìn)行滲硫處理以提高耐磨性。 滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低，即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。 主減速器軸承的計(jì)算 在進(jìn)行軸承計(jì)算前可先進(jìn)行主動(dòng)齒輪軸的計(jì)算，在進(jìn)行軸承的選型和強(qiáng)度驗(yàn)算： 由軸受到的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =16T

35、3z < 300MP可得：D。> 24.25mm選取花鍵軸基本參數(shù) D。 為 8X26mM 31mrK 7mm（ z d D B ），花鍵長(zhǎng)度 L 63mm 驗(yàn)算花鍵擠壓強(qiáng)度： Tz ?49MP滿足小于50~100MFP勺要求。調(diào) D d D d _ zL 4 2 整D0為28mm 主動(dòng)齒輪軸承選擇：考慮到拆裝方便，應(yīng)使 Db > Da ,選則軸承 B的型號(hào)為 32007X( DB=35mm)軸承 A 的型號(hào)為 320/32X ( DA=32mm。 3. 結(jié)論 汽車的單級(jí)主減速器在汽車動(dòng)力傳動(dòng)中有很大的作用，起著不可替代的作用，乘用車 和貨車的主減速器的形式和從動(dòng)錐齒輪的

36、支撐形式各不相同，在設(shè)計(jì)的時(shí)候應(yīng)該進(jìn)行區(qū) 分。在課程設(shè)計(jì)的過(guò)程中，參考了大量的資料和實(shí)物，對(duì)于提高我們的實(shí)踐能力有很大幫 助。汽車的單級(jí)主減速器的設(shè)計(jì)主要取決于該車的發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩和其裝載質(zhì)量，因此對(duì)轎車 的主減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)以提高汽車的動(dòng)力性能有很大幫助。 參考文獻(xiàn) [1] 過(guò)學(xué)迅，鄧亞?wèn)| . 汽車設(shè)計(jì) [M]. 北京：人民交通出版社， 2005 [2] 劉惟信 . 汽車設(shè)計(jì) [M]. 北京：清華大學(xué)出版社， 2001 [3] 王望予 . 汽車設(shè)計(jì) [M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社， 2004 2002 [5] 朱孝錄 . 中國(guó)機(jī)械設(shè)計(jì)大典（第 4 卷） [M]. 江西：江西科學(xué)技術(shù)出版

37、社， [6] 機(jī)械工程手冊(cè)編委會(huì) . 機(jī)械工程手冊(cè)（第二版） [M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社， 1996 目錄 、尸■ 、 亠 刖言 1課題背景及意義? 2總體方案設(shè)計(jì)?? 錯(cuò)誤!未定義書簽 錯(cuò)誤!未定義書簽 錯(cuò)誤!未定義書簽 錯(cuò)誤!未定義書簽 錯(cuò)誤!未定義書簽 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 主減速器齒輪的類型： 錯(cuò)誤!未定義書簽 主減速器減速形式： 主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承方式： 錯(cuò)誤!未定義書簽 主減速器從動(dòng)錐齒輪的支承方式及調(diào)整： 錯(cuò)誤!未定義書簽 2. 2主減速器基本參數(shù)的選擇與計(jì)算 錯(cuò)誤!未定義書簽 主減速比io的確定： 錯(cuò)誤!未定義書簽 主減速齒輪計(jì)算載荷的確定： 錯(cuò)誤!未定義書簽 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇： 錯(cuò)誤!未定義書簽 主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算 錯(cuò)誤!未定義書簽 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)有： 錯(cuò)誤!未定義書簽 輪齒彎曲強(qiáng)度： 錯(cuò)誤!未定義書簽 輪齒接觸強(qiáng)度： 錯(cuò)誤!未定義書簽 齒輪尺寸的調(diào)整： 錯(cuò)誤!未定義書簽 錐齒輪的材料及熱處理： 錯(cuò)誤!未定義書簽 主減速器軸承的計(jì)算 錯(cuò)誤!未定義書簽 3. 結(jié)論 錯(cuò)誤!未定義書簽 參考文獻(xiàn) 錯(cuò)誤!未定義書簽