汽車主減速器的優(yōu)化設計

安徽三聯學院畢業(yè)論文 汽車主減速器的優(yōu)化設計摘要 本文以汽車主減速比為設計變量，汽車動力性的要求做約束條件，對以汽車燃油經濟性所做的目標函數進行求解，得到最佳匹配的主減速比。在此基礎上，以齒輪副最小體積和為目標函數，以齒輪的幾何約束和強度要求為約束函數，對主減速器的雙曲面齒輪結構參數進行優(yōu)化，形成對汽車主減速器整體優(yōu)化的設計方法。在保證汽車動力性的同時，達到節(jié)能降耗，提高設計質量的目的。最后通過設計實例，得證此優(yōu)化方法的可行性。關鍵詞: 汽車主減速器；傳動比；優(yōu)化；雙曲面齒輪Abstract In this paper,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 objective 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 ensure 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 card.Keywords:automobile main reducer;transmission ratio;optimization;hypoid gear緒論汽車主減速器是汽車驅動橋中重要的傳力部件，同時也是汽車最關鍵的部件之一，因此汽車的動力性、經濟性以及噪聲、壽命等諸多方面受主減速器的好壞影響。然而主減速器設計中最重要的問題就是如何協(xié)調好各個零部件之間的關系，并且合理優(yōu)化匹配設計參數，從而得出達到滿足使用要求的最優(yōu)目標。以往的主減速器優(yōu)化設計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，沒有綜合相關參數。因此，本次設計結合以往的設計方式，提出針對汽車主減速器整體的設計方法，實際就是通過對汽車主減速器傳動比優(yōu)選及主減速器雙曲面齒輪結構參數的優(yōu)化，實現汽車主減速器參數的最佳匹配，從而達到充分發(fā)揮汽車整體性能。第一章、汽車主減速器傳動比優(yōu)化模型如何建立反映客觀工程的實際數學模型是優(yōu)化設計最關鍵的一步，因此在建模時要抓住主要矛盾，適當忽略不重要的因素，盡量地簡化問題，這樣既可以節(jié)省時間，又可以得出優(yōu)化結果。1.1主減速器齒輪的類型 在目前汽車上，主減速器的結構型式，主要是根據其齒輪類型和減速型式的不同來確定主動齒輪和從動齒輪的安置方法，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11（a）螺旋錐齒輪 圖12（b） 雙曲面齒輪 螺旋錐齒輪其主、從動齒輪軸線相交于一點，交角是任意的，由于輪齒端面重疊的影響，最少保證了有兩對以上的輪齒同時嚙合，所以，螺旋錐齒輪相對雙曲面齒輪能承受較大一點的負荷。因為它的輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另端，這樣就確保其工作時的平穩(wěn)，而且在汽車高速運轉時，產生的噪聲和振動也很微小的。 雙曲面齒輪（圖b）其主、從動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。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移，稱為上偏置或下偏置，這個偏移量簡稱偏移距。當偏移距大到一定程度就可以使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過，這樣就能安裝尺寸緊湊的支承在每個齒輪的兩邊，這樣就可以增強支承剛度，間接也提高齒輪的壽命。雙曲面齒輪的偏移同樣使得從動齒輪的螺旋角小于主動齒輪的螺旋角，盡管雙曲面?zhèn)鲃育X輪副的法向模數和法向模數相等，但是端面模數和端面模數是不相等的。當主動齒輪的端面模數或端面模數大于從動齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣，則螺旋錐齒輪的直徑就要比雙曲面從動齒輪的直徑大，這對于主減速比4.5的傳動有其優(yōu)越性。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大，這時選用螺旋錐齒輪更合理，因為后者具有較大的差速器可利用空間。由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，還導致其進入嚙合的平均齒數要比螺旋錐齒輪相應的齒數多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動工作得更加平穩(wěn)、無噪聲，強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來方便。例如，當主減速器采用下偏置(這時主動齒輪為左旋)的雙曲面齒輪時，可降低轎車傳動軸的高度，從而降低了車廂地板高度或減小了因設置傳動軸通道而引起的地板凸起高度，進而可使轎車的外形高度減小。像圓柱齒輪傳動只在節(jié)點處一對齒廓表面為純滾動接觸而在其他嚙合點還伴隨著沿齒廓的滑動一樣，螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動都有這種沿齒廓方向的滑動。此外，雙曲面齒輪傳動還具有沿齒長方向的縱向滑動。這種滑動有利于唐合，促使齒輪副沿整個齒面都能較好地嚙合，因而更促使其工作平穩(wěn)和無噪聲。但雙曲面齒輪的縱向滑動產生較多的熱量，使接觸點的溫度升高，因而需要用專門的雙曲面齒乾油來潤滑，且其傳動效率比螺旋錐齒輪略低，達96。其傳動效率與倔移距有關，特別是與所傳遞的負荷大小及傳動比有關。負荷大時效率高。螺旋錐齒輪也是一樣，其效率可達99。兩種齒輪在載荷作用下對安裝誤差的敏感性本質上是相同的。如果螺旋錐齒輪的螺旋角與相應的雙曲面主、從動齒輪螺旋角的平均值相同，則雙曲面主動齒輪的螺旋角比螺旋錐齒輪的大，而其從動齒輪的螺旋角則比螺旋錐齒輪的小，因而雙曲面主動齒輪的軸向力比螺旋錐齒輪的大，而從動齒輪的軸向力比螺旋錐齒輪的小。兩種齒輪都在同樣的機床上加工，加工成本基本相同。然而雙曲面?zhèn)鲃拥男↓X輪較大，所以刀盤刀頂距較大，因而刀刃壽命較長。 蝸桿蝸輪傳動簡稱蝸輪傳動，在汽車驅動橋上也得到了一定應用。在超重型汽車上，當高速發(fā)動機與相對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814)時，主減速器采用一級蝸輪傳動最為方便，而采用其他齒輪時就需要結構較復雜、輪廓尺寸及質量均較大、效率較低的雙級減速。與其他齒輪傳動相比，它具有體積及質量小、傳動比大、運轉非常平穩(wěn)、最為靜寂無噪聲、便于汽車的總體布置及貫通式多橋驅動的布置、能傳遞大載荷、使用壽命長、傳動效率高、結構簡單、拆裝方便、調整容易等一系列的優(yōu)點。其惟一的缺點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的汽車上推廣。1.2主減速器主動錐齒輪的支承型式及安置方法 在殼體結構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因素之一。 現在汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有以下兩種： 圖13懸臂式 圖14騎馬式 一是懸臂式（上圖左）：齒輪以其輪齒大端一側的軸頸懸臂式地支承于一對軸承上。為了增強支承剛度，通常使兩軸承支承中心間的距離齒輪齒面寬中點的懸臂長度大兩倍以上，同時比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，并使齒輪軸徑大于等于懸臂長。當采用一對圓錐滾子軸承支承時，為了減小懸臂長度和增大支承間的距離，應使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內，而大端朝外，以縮短跨距，從而增強支承剛度。 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130以下而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/51/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。 裝載質量為2t以上的汽車主減速器主動齒輪都是采用騎馬式支承。但是騎馬式支承增加了導向軸承支座，是主減速器結構復雜，成本提高。轎車和裝載質量小于2t的貨車，常采用結構簡單、質量較小、成本較低的懸臂式結構。1.3主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置方法 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支承之間的分布而定。為了增加支承剛度，支承間的距離應盡可能縮小。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使他們的圓錐滾子的大端相向朝內，小端相背朝外。為了防止從動齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應預緊。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。球面圓錐滾子軸承具有自動調位的性能，對軸的歪斜的敏感性較小，這一點當主減速器從動齒輪軸承的尺寸大時極為重要。向心推力軸承不需要調整，但僅見于某些小排量轎車的主減速器中。只有當采用直齒或人字齒圓柱齒輪時，由于無軸向力，雙級主減速器的從動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從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配合固定在差建界殼的突緣上。這種方法對增強剛性效果較好，中型和重型汽車主減速從動錐齒輪多采用有幅式結構并有螺栓或鉚釘與差速器殼突緣連結。1.4主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 支承主減速器齒輪的圓錐滾子軸承需預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支承剛度。預緊力的大小與安裝形式、載荷大小、軸承剛度特性及使用轉速有關。 主動錐齒輪軸承預緊度的調整，可通過精選兩軸承內圈間的套筒長度、調整墊圈厚度、軸承與軸肩之間的調整墊片等方法進行。近年來采用波形套筒調整軸承預緊度極為方便，波形套筒安裝在兩軸承內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。單級主減速器 由于單級主減速器具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點，廣泛用在主減速比<7.6的各種中、小型汽車上。單級主減速器都是采用一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪，也有采用蝸輪傳動的。雙級主減速器 由兩級齒輪減速器組成，結構復雜、質量加大，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，但在新設計的現代中型載貨汽車上已很少見。雙速主減速器的優(yōu)缺點 對于載荷及道路狀況變化大、使用條件非常復雜的重型載貨汽車來說，要想選擇一種主減速比來使汽車在滿載甚至牽引井爬陡坡或通過壞路面時具有足夠的動力性，而在平直而良好的硬路面上單車空載行駛時又有較高的車速和滿意的娥料經濟性，是非常困難的。為了解決這一矛盾，提高汽車對各種使用條件的適應性，有的重型汽車采用具有兩種減速比并可根據行駛條件來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置超速檔，即僅僅改變傳動比而不增加檔位數，更為有利。單級貫通式主減速器 （a）雙曲面齒輪式 （b）蝸輪蝸桿式 圖15單級貫通式主減速器在多橋驅動汽車的貫通橋上大都使用單級貫通式主減速器，最明顯的優(yōu)點就是主減速器的質量較小并且尺寸緊湊，使橋殼、半軸等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構型式。 雙曲面齒輪式單級貫通式主減速器，是利用了雙曲面齒輪傳動主動齒輪軸線相對于從動齒輪軸線的偏移，將一根貫通軸穿過中橋井通向后橋。但是受主動齒輪和偏移距的影響，加上目前主動齒輪的加工技術差，多作為輕型汽車的貫通式驅動橋。蝸輪傳動為布置貫通橋帶來極大方便，且其工作平滑無聲，在結構質量較小的情況下也可得到大的傳動比，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 圖16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貫通式主減速器的特點是有較大的總主減速比(因兩級減速的減速比均大于1)，但結構的高度尺寸大，特別是主動錐齒輪的工藝性差，而從動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貫通式主減速器相比，圓柱齒輪錐齒輪式雙級貫通式主減速器的結構緊湊，高度尺寸減小，但其第一級的斜齒圓柱齒輪副的減速比較小，有時甚至等于1。為此，有些汽車在采用這種結構布置的同時，為了加大驅動橋的總減速比而增設輪邊減速器；而另一些汽車則將從動錐齒輪的內孔做成齒圈并裝入一組行星齒輪減速機構，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，要求有高的動力性，而車速則可相對較低，因此其傳動系的低檔總傳動比都很大。在設計上述重型汽車、大型公共汽車的驅動橋時，為了使變速器、分動器、傳動軸等總成不致因承受過大轉矩而使它們的尺寸及質量過大，應將傳動系的傳動比以盡可能大的比率分配給驅動橋。這就導致了一些重型汽車、大型公共汽車的驅動橋的主減速比往往要求很大。當其值大于12時，則需采用單級(或雙級)主減速器附加輪邊減速器的結構型式，將驅動橋的一部分減速比分配給安裝在輪轂中間或近旁的輪邊減速器。這樣以來，不僅使驅動橋中間部分主減速器的輪廓尺寸減小，加大了離地間隙，并可得到大的驅動橋減速比(其值往往在1626左右)，而且半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件的尺寸也可減小。但輪邊減速器在一個橋上就需要兩套，使驅動橋的結構復雜、成本提高，因此只有當驅動橋的減速比大于12時，才推薦采用。 第二章、主減速器的基本參數選擇與設計計算 主減速比、驅動橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設計的原始數據，應在汽車總體設計時就確定。2.1主減速比的確定 主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質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濟性都有直接影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定。可利用在不同下的功率平衡田來研究對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。 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)動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時 （21）式中車輪的滾動半徑，m； 最大功率時的發(fā)動機轉速，rmin；變速器量高檔傳動比； 汽車的最高車速，kmh；通常為1；對于其它汽車來說，為了使最高車速稍有下降從而得到足夠的功率儲備，一般選擇比上式求得的至少大10%，即按下式選擇： （22）式中分動器或加力器的高檔傳動比；輪邊減速器傳動比。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、雙級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。2.2主減速齒輪計算載荷的確定 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅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矩(、)的較小者，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力的計算載荷。即 （23） （24）式中發(fā)動機最大轉矩（N.m）； 由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪間的傳動系最低檔傳動比； 傳動系的傳動效率（通常取=0.9）； 超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動的汽車取=1； n該車的驅動橋數目； 滿載時驅動橋上的靜載荷； 輪胎與路面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車取=0.85，對于越野汽車=1.0，對于安裝專門防滑寬輪胎的高級轎車取=1.25； 最大加速時后軸負荷轉移系數，一般乘用車為1.21.4，貨車為1.11.2； 車輪的滾動半徑，m； ，一一分別為由所計算的主減速器從動齒輪到齒輪之間的傳動效率和傳動比。上面求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞的依據。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩是根據所謂平均比牽引力的值來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩 (Nm)為 （25）式中汽車滿載總重（N）； 道路滾動阻力系數，一般轎車取0.0100.015； 平均爬坡能力系數，一般轎車取0.08； 汽車性能系數： （26） （當16時，取=0）對于主減速器主動齒輪，應將（23）、（24）和（25）式分別除以主減速比和傳動效率（對于螺旋錐齒輪=0.95；對于雙曲面齒輪，當6時，=0.85，當6時，=0.90）。對于本次設計：（1）齒輪最大應力計算時，齒輪計算載荷為：從動錐齒輪：3870N.m（=65.12=30.72，=1, =1, =0.9）； 6562N.m（=N.m，=0.85，=1.1，=0.95, =1）；取=3870 N.m作為計算載荷，主動錐齒輪： =839.8N.m（=0.9）。 （27 ）（2）齒輪疲勞壽命計算時，齒輪計算載荷為：760 N.m（=0.015, =0.05, =0(因為=0.195*3000*9.8/140=40.95所以取=0)； 主動錐齒輪：165 N.m。（=0.9）第三章、主減速器齒輪基本參數的選擇主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動錐齒輪齒數和、從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數、齒面寬、雙曲面齒輪副的偏移距、中點螺旋角、法向壓力角等。3.1齒數的選擇 對于單級主減速器，當較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數取值小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙。當6時，的最小值可取為5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，最好大于5。當較小(如=3.55)時，引可取為712，但這時常常會因主、從動齒輪齒數太多、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、從動齒輪的齒數，之間應避免有公約數；為了得到理想的齒面重疊系數，其齒數之和對于載貨汽車應不少于40，對于轎車應不少于50。 表31汽車主減速器主動錐齒輪齒數本設計范例：根據之前計算得到的主減速器傳動比=5.13，查表21取=7，=36，重新計算傳動比=5.14，返回（23）、（24）和（25）計算得：3886N.m 840 N.m760N.m 164 N.m3.2節(jié)圓直徑的選擇可根據從動錐齒輪的計算轉矩中： （32）式中 從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；K直徑系數，取K=1316；計算轉矩，Nm。3.3齒輪端面模數的選擇選定后，可按式m=/算出從動錐齒輪大端端面模數，并用下式校核：式中計算轉矩，Nm；模數系數，取=0.30.4。0.10.120.150.20.250.30.350.40.50.60.70.80.911.121.251.371.51.7522.252.52.7533.253.53.7544.555.566.578910111214161820222528303236404550 表33錐齒輪模數本次設計：根據之前計算得到的主減速器傳動比=5.13，查表2-1取=7，=36，重新計算傳動比=5.14，返回（23）、（24）和（25）計算得：3886N.m 840 N.m760N.m 164 N.m3.4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齒輪齒面寬F(mm)推薦為： （34）式中從動齒輪節(jié)圓直徑，mm。 直徑系數，一般為13.015.3； 從動錐齒輪的計算轉矩(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，不應超過從動齒輪節(jié)錐距A0的40%(接近于從動齒輪節(jié)圓直徑的20%)；而載貨汽車、越野汽車和公共汽車等重負荷傳動，E則不應超過從動齒輪節(jié)錐距A0的20%（或取E值為d：的10%12%，且一般不超過12%）。3.6雙曲面齒輪的偏移方向 它是這樣規(guī)定的，由從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側，這時如果主動齒輪在從動齒輪中心線上方時，則為上偏移，在下方時則為下偏移。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系：下偏移時主動齒輪的螺旋方向為左旋，從動齒輪為右旋；上偏移時主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋。3.7螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向 圖35螺旋方向與軸向力 圖36雙曲面齒輪偏移和螺旋方向分為“左旋”與“右旋”兩種。對著齒面看去，如果輪齒的彎曲方向從其小端至大端為順時針走向時，則稱為右旋齒，反時針時則稱為左旋齒。主、從動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時所產生的軸向力，其方向決定于齒輪的螺旋方向和旋轉方向。判斷齒輪的旋轉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，左旋齒輪的軸向力的方向用左手法則判斷；右旋齒輪的軸向力的方向用右手法則判斷。判斷時伸直拇指的指向為軸向力的方向，而其他手指握起來后的旋向就是齒輪旋轉的方向。3.8螺旋角的選擇 螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的。節(jié)錐齒線(節(jié)錐表而與齒廓表面的交線)上任一點的螺旋角，是該點處的切線和節(jié)錐頂點與該點的連線之間的夾角。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，齒面寬中點處的螺旋角稱為齒輪的中點螺旋角或名義螺旋角。螺旋錐齒輪傳動主、從動齒輪的中點螺旋角或名義螺旋角是相等的。而雙曲面齒輪傳動，由于有了偏移距而使主、從動齒輪的名義螺旋角不等，且主動齒輪的大，而從動齒輪的小。選擇齒乾的螺旋角時，應考慮到它對齒面(或縱向)重疊系數、輪齒強度和軸向力的大小有影響。螺旋角應足夠大以使重疊系數不小于1.25。因重疊系數愈大傳動就愈平穩(wěn)噪聲就愈低。對轎車應1.51.8。當2.0時可得到很好的結果。螺旋角過大時會引起軸向力亦過大，因此應有一個適當的范圍。汽車主減速器錐齒輪的螺旋角多在3540，轎車選擇較大的值來保證有較大的重疊系數。貨車通常取較小的值來防止軸向力過大。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分別選用20、2230的法向壓力角。對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側的法向壓力角不等，因此應按平均壓力角考慮，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8時，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度計算4.1單位齒長上的圓周力輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。按發(fā)動機最大轉矩計算時有式中p單位齒長上的圓角力，Nmm；主動齒輪分度圓直徑雙曲面齒輪有：；對螺旋齒輪有。按最大附著力矩計算時有： （37）式中：滿載下驅動橋上的靜載荷，N； 輪胎與地面的附著系數，按表10查得； 輪胎的滾動半徑，m； 主減速器從動齒輪分度圓半徑，mm。許用的單位齒長圓周力p見下表 參數類別輪胎與地面的附著系數檔檔檔轎車8935363218930.85載貨汽車142925014290.85公交車9822140.85牽引汽車5362500.65 表38許用單位齒長上的圓周力p4.2輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪輪齒的計算彎曲應力(Nmm2)為式中齒輪的計算轉矩，Nm，對于主動齒輪還需將上述計算轉矩換算到主動齒輪上； （41）錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力(M)；T所計算齒輪的計算轉矩(N.m)；從動齒輪按=min（）和計算，主動齒輪按和計算（一般由于從動齒輪受力較主動齒輪大，常只校核從動齒輪）；過載系數，一般取1；尺寸系數，它反映了材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，當1.6mm時，=(25.4)。 齒面載荷分配系數，跨置式結構：=1.01.1，懸臂式結構：=1.101.25；質量系數，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，=1.0；所計算的齒輪齒面寬(mm)；d所討論齒輪大端分度圓直徑(mm)；J所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數，見下表42上述按或計算的最大彎曲應力不超過700MPa；按或計算的疲勞彎曲應力不應超過210MPa（破壞的循環(huán)次數次）表42彎曲計算用綜合系數J（平均壓力角為19的雙曲面齒輪）表43彎曲計算綜合系數J（平均壓力角為2230的雙曲面齒輪）4.3輪齒的接觸強度計算圓錐齒輪與雙曲面齒輪齒面的計算接觸應(M) （44）式中錐齒輪輪齒的齒面接觸應力(M)；主動齒輪計算轉矩（N/m）； 主動錐齒輪大端分度圓直徑(mm)； b取和的較小值(mm)，通常取從動齒輪的； 尺寸系數，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0； 齒面品質系數，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(如鍍銅、磷化處理等)，對于制造精確的齒輪，取1.0； 綜合彈性系數，針對鋼齒輪取232.6Nmm； 齒面接觸強度的綜合系數，取值見表4-2主、從動齒輪的接觸應力是相同的。當按日常行駛轉矩計算時，許用接觸應力為1750M；當按計算轉矩計算時，許用接觸應力為2800M。計算時應將上述計算轉矩換算到主動齒輪上。4.4主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、作用時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒板彎曲折斷、齒面疲勞點蝕(剝落)、磨損和擦傷等。據此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：（1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度；（2）輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，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，以提高產品質量、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我國的情況。例如，為了節(jié)約鎳、鉻等我國發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金結構鋼系統(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。常用的鋼號有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。用滲碳合金鋼制造齒輪，經滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度可高達HRC5864，而芯部硬度較低，當端面模數m>8時為HRC2945，當m<8時為HRC3245。對于滲碳層深度有如下的規(guī)定：當端面模數m5時，為0.91.3mm；m>58時，為1.01.4mm；m>8時，為1.21.6mm。由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產生膠合、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(如磨齒或配對研磨)后均予以厚度為0.0050.0100.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應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，為了提高其耐磨性可進行滲硫處理。滲硫處理時的溫度低，故不會引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數可顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現象產生。4.5主減速器的潤滑 主減速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤堵不能靠潤滑油的飛濺來實現。為此，通常是在從動齒輪的前端近主動齒輪處的主減速殼的內壁上設一專門的集油槽，將飛濺到殼體內壁上的部分潤滑油收集起來再經過進油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐浪子的小端通向大端，并經前軸承前端的回油孔流回驅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能流進差速器，有的采用專門的導油匙。 為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內部壓力增高所引起的謂油，應在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應避開油濺所及之處。加油孔應設置在加油方便之處，抽孔位置也決定了油面位置低處，但也應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉?？偨Y 從優(yōu)化結果可以看出，汽車主減速器參數對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是非常必要的。其次通過對主減速比優(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用性。在保證汽車動力性的同時，使汽車燃油經濟性最佳，達到節(jié)能降耗的目的。齒輪設計實例結果證明，該優(yōu)化設計方法對于減小主減速器體積，降低成本，提高汽車的通過性以及提高設計質量和效率具有一定的現實意義。也為同類齒輪傳動的優(yōu)化設計提供了有益的思想方法。 參考文獻：1張洪欣. 汽車設計M.北京：機械工業(yè)出版社，1999：1181362陳家瑞. 汽車構造M.第二版.北京：機械工業(yè)出版社19813張文春. 汽車理論M.北京：機械工業(yè)出版社，20054劉惟信.機械最優(yōu)化設計M.清華大學出版社，1989：40525程乃士. 減速器與變速器設計與選用手冊M.北京：機械工業(yè)出版社6 吳志敏等.農用動力車動力的優(yōu)選方.農業(yè)下程學報I.1996, 12( 3) ：101- 1057 戴冠軍.城市載貨汽車和公共汽車運行工況模式的探討I.1985,(1)：16208 唐大放,張永忠,閻海峰.工程機械驅動橋準雙曲面齒輪的優(yōu)化選型設計I.2004（1）：31339 劉惟信.圓錐齒輪與雙曲面齒輪M.人民交通出版社，1980：6013010方宗德，劉濤，鄧效忠基于傳動誤差設計的弧齒錐齒輪的嚙合分析J航空學報11Litven, F T, Chen J S. Application of Finite Element Analysis for Determination of Load Share, Real Contact Ratio, Precision of Motion, and Stress AnalysisJ. ASME Journal of Mechanical Design12Gosselin C, Gagnon P, Cloutier L. Accurate Tooth Stiffness of Spiral Bevel Gear Teeth by the Finite Strip MethodJ. ASME Journal of Mech. 第 24 頁