CA1050汽車驅(qū)動橋主減速器設(shè)計[雙曲面錐齒輪式單級] 基于5t的輕型載貨 貨車【9張CAD圖紙和畢業(yè)論文全套】

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gear or a group of planetary gear also included In the wheel side reducer helical gears drive or planetary gear is adopted which is laid of common parallel coaxial spiral bevel gear gear and hypoid gears are broadly adopted by main reducer Worm transmission is used by some buses and trucks In this paper the structure of main components and the main design parameters are first to confirm and then refer to similar driving axle structure and identify the design parameters Finally check the main driven bevel gear cone planetary differential gear axle gear and the whole floating half axle and then check the life of bearing In this paper using the traditional hypoid gears as the main CA1050 reducer Key word CA1050 Main reducer Hypoid gears Bearing Planetary gear 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 III 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第 1 章 緒論 1 1 1 研究本課題的目的和意義 1 1 2 主減速器的定義種類功用 1 1 3 本次設(shè)計的主要內(nèi)容 3 第 2 章 主減速器的設(shè)計 4 2 1 主減速器的結(jié)構(gòu)型式的選擇 4 2 1 1 主減速器的減速型式 4 2 1 2 主減速器齒輪的類型的選擇 5 2 1 3 主減速器主動錐齒輪的支承形式 7 2 1 4 主減速器從動錐齒輪的支承形式及安置方法 8 2 2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計計算 9 2 2 1 主減速器計算載荷的確定 9 2 2 2 主減速器基本參數(shù)的選擇 11 2 2 3 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算 15 2 2 4 主減速器雙曲面齒輪的強度計算 22 2 2 5 主減速器齒輪的材料及熱處理 27 2 3 主減速器軸承的選擇 28 2 3 1 計算轉(zhuǎn)矩的確定 28 2 3 2 齒寬中點處的圓周力 28 2 3 3 雙曲面齒輪所受的軸向力和徑向力 29 2 3 4 主減速器軸承載荷的計算及軸承的選擇 30 2 4 本章小結(jié) 34 第 3 章 差速器設(shè)計 35 3 1 差速器結(jié)構(gòu)形式的選擇 35 3 2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 37 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 IV 3 3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 38 3 4 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計 38 3 4 1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 38 3 4 2 差速器齒輪的幾何計算 40 3 4 3 差速器齒輪的強度計算 42 3 5 本章小結(jié) 43 第 4 章 驅(qū)動半軸的設(shè)計 44 4 1 半軸結(jié)構(gòu)形式的選擇 44 4 2 全浮式半軸計算載荷的確定 45 4 3 全浮式半軸的桿部直徑的初選 46 4 4 全浮式半軸的強度計算 47 4 5 半軸花鍵的計算 47 4 5 1 花鍵尺寸參數(shù)的計算 47 4 5 2 花鍵的校核 50 4 6 本章小結(jié) 50 結(jié)論 52 參考文獻(xiàn) 53 致謝 54 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 1 第 1 章 緒 論 1 1 研究本課題的目的和意義 主減速器是驅(qū)動橋的重要組成部分 其性能的好壞直接影響到車輛的動力性 經(jīng)濟性 目前 國內(nèi)減速器行業(yè)重點骨干企業(yè)的產(chǎn)品品種 規(guī)格及參數(shù)覆蓋范圍近幾 年都在不斷擴展 產(chǎn)品質(zhì)量已達(dá)到國外先進(jìn)工業(yè)國家同類產(chǎn)品水平 完全可承擔(dān)起 為我國汽車行業(yè)提供傳動裝置配套的重任 部分產(chǎn)品還出口至歐美及東南亞地區(qū) 由于計算機技術(shù) 信息技術(shù)和自動化技術(shù)的廣泛應(yīng)用 主減速器將有更進(jìn)一步的發(fā) 展 對主減速器的研究能極大地促進(jìn)我國的汽車工業(yè)的發(fā)展 1 2 主減速器的定義種類功用 主減速器是傳動系的一部分 與差速器 車輪傳動裝置和橋殼共同組成驅(qū)動橋 主減速器的功用是增扭 降速 改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向 即增大由傳動軸或直接從變 速器傳來的轉(zhuǎn)矩 并將轉(zhuǎn)矩傳遞給差速器 在現(xiàn)代汽車驅(qū)動橋上 主減速器種類很多 包括單級減速 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 其中應(yīng)用得最廣泛的是采用螺旋 錐齒輪和雙曲面齒輪的單級主減速器 在雙級主減速器中 通常還要加一對圓柱齒 輪 多采用斜齒圓柱齒輪 或一組行星齒輪 在輪邊減速器中則常采用普通平行軸 式布置的斜齒圓柱齒輪傳動或行星齒輪傳動 在某些公共汽車 無軌電車和超重型 汽車的主減速器上 有時也采用蝸輪傳動 單級螺旋錐齒輪減速器其主 從動齒輪軸線相交于一點 交角可以是任意的 但在絕大多數(shù)的汽車驅(qū)動橋上 主減速齒輪副都是采用 90 交角的布置 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 因此 螺旋錐齒輪能承受大的 負(fù)荷 加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合 面是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn) 地轉(zhuǎn)向另 端 使得其工作平穩(wěn) 即使在高速運轉(zhuǎn)時 噪聲和振動也是很小的 單級雙曲面齒輪其主 從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉 其空間交叉角也都 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 這個偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距 當(dāng)偏移距大到一定程度時 可使一個齒 輪軸從另一個齒輪軸旁通過 這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊凄的支承 這 對于增強支承剛度 保證輪齒正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處 雙曲面齒輪的 偏移距使得其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角 因此 雙曲面?zhèn)鲃育X輪副 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 2 的法向模數(shù)或法向周節(jié)雖相等 但端面模數(shù)或端面周節(jié)是不等的 主動齒輪的端面 模數(shù)或端面周節(jié)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(yīng)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 其增大的程度 與偏移距的大小有關(guān) 另外 由于雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的直徑及螺旋角都較大 所以相嚙合齒輪的當(dāng)量曲率半徑較相應(yīng)的螺旋錐齒輪當(dāng)量曲率半徑為大 從而使齒 面間的接觸應(yīng)力降低 隨偏移距的不同 雙曲面齒輪與接觸應(yīng)力相當(dāng)?shù)穆菪F齒輪 比較 負(fù)荷可提高至 175 雙曲面主動齒輪的螺旋角較大 則不產(chǎn)生根切的最少齒 數(shù)可減少 所以可選用較少的齒數(shù) 這有利于大傳動比傳動 當(dāng)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 因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直 徑一樣 則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小 這對于主減速比大于 4 5 的傳動有其優(yōu)越性 當(dāng)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(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 在乘用車 上當(dāng)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 可降低傳動軸的 高度 從而降低了車廂地板高度或減小了因設(shè)置傳動軸通道而引起的地板凸起高度 進(jìn)而可使車輛的外形高度減小 單級圓柱齒輪主減速器只在節(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(chǎn)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(dá) 96 其傳動效率與倔移距 有關(guān) 特別是與所傳遞的負(fù)荷大小及傳動比有關(guān) 負(fù)荷大時效率高 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 單級蝸桿 蝸輪 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 3 主減速器在汽車驅(qū)動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 8 14 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(jié)構(gòu)較復(fù)雜 輪廓尺寸及質(zhì)量 均較大 效率較低的雙級減速 與其他齒輪傳動相比 它具有體積及質(zhì)量小 傳動 比大 運轉(zhuǎn)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(qū)動的 布置 能傳遞大載荷 使用壽命長 傳動效率高 結(jié)構(gòu)簡單 拆裝方便 調(diào)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(chǎn)的汽車上推廣 1 3 本次設(shè)計的主要內(nèi)容 本設(shè)計的目標(biāo)是設(shè)計一種滿載質(zhì)量為 5t 的輕型載貨汽車的主減速器 本設(shè)計主 要研究的內(nèi)容有 主減速器的齒輪類型 主減速器的減速形式 主減速器主動齒輪 和從動錐齒輪的支承形式 主減速器計算載荷的確定 主減速器基本參數(shù)的選擇 主減速器齒輪的材料及熱處理 主減速器軸承的計算 對稱式圓錐行星齒輪差速器 的差速原理 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè) 計 全浮式半軸計算載荷的確定 全浮式半軸的直徑的選擇 全浮式半軸的強度計 算 半軸花鍵的強度計算 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 4 第 2 章 主減速器的設(shè)計 2 1 主減速器的結(jié)構(gòu)型式的選擇 主減速器的結(jié)構(gòu)型式 主要是根據(jù)其齒輪類型 主動齒輪和從動齒輪的安置方 法以及減速型式的不同而異 2 1 1 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 1 單級主減速器 如圖2 1所示為單級主減速器 由于單級主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單 質(zhì)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i 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 圖 2 1 單極主減速器 圖 2 2 雙級主減速器 2 雙級減速 如圖 2 2 所示為雙級主減速器 由兩級齒輪減速器組成 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 60 時可取 2 0 0pf0k 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 10 16Tgm0 95 0 Tgm 195 6eaxeaeax當(dāng)當(dāng)pf 2 2 汽車滿載時的總質(zhì)量在此取 5455 此數(shù)據(jù)此參考解放 CA1050amgK 輕型載貨汽車 所以由式 2 2 得 0 195 35 16 54103 即 0 所以 1 0pf0k 該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取 1 n 傳動系上傳動部分的傳動效率 在此取 0 9 T 根據(jù)以上參數(shù)可以由 2 1 得 6211ce304 51 09 mN 2 按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 csT 2 3 2 rLBcsTGi 式中 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷 在此取 32550N 2G 此數(shù)據(jù)此參考解放 CA1051 輕型載貨汽車 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 對越野汽車取 1 0 對于安裝專門的肪滑寬輪胎的 高級轎車取 1 25 在此取 0 85 車輪的滾動半徑 在此選用輪胎型號為 7 50 16 滾動半徑為 r 0 394m 分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動LB i 效率和傳動比 取 0 9 由于沒有輪邊減速器 取LB LBi 1 0 所以由公式 2 3 得 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 11 12112LBrcs iGT 23250 83941 mN 3 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 cfT 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)的轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂 的平均牽引力的值來確定 2 4 NaTrcf RHPLBffmin 式中 汽車滿載時的總重量 在此取 54550N aG 所牽引的掛車滿載時總重量 N 但僅用于牽引車的計算 T 道路滾動阻力系數(shù) 對于載貨汽車可取 0 015 0 020 在此取Rf 0 018 汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù) 對于載貨汽車可取 0 05 0 09Hf 在此取 0 07 汽車的性能系數(shù)在此取 0 pf 分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動LB i 效率和傳動比 取 0 9 由于沒有輪邊減速器 取LB LBi 1 0 該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取 1 n 車輪的滾動半徑 在此選用輪胎型號為 7 50 16 滾動半徑為 r 0 394m 所以由式 2 4 得 PHRLBrTacf ffniG 2101 5540 39 180 7 mN 2 2 2 主減速器基本參數(shù)的選擇 1 主 從動錐齒輪齒數(shù) 和1z2 選擇主 從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 12 為了磨合均勻 之間應(yīng)避免有公約數(shù) 1z2 為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度 主 從動齒輪齒數(shù)和應(yīng)不 小于 40 為了嚙合平穩(wěn) 噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車 一般不小于 6 1z 主傳動比 較大時 盡量取得小一些 以便得到滿意的離地間隙 0i1z 對于不同的主傳動比 和 應(yīng)有適宜的搭配 2 2 從動錐齒輪大端分度圓直徑 和端面模數(shù)Dm 對于單級主減速器 增大尺寸 會影響驅(qū)動橋殼的離地間隙 減小 又會影2 2D 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 可根據(jù)經(jīng)驗公式初選 即2D 2 5 322cDTK 直徑系數(shù) 一般取 13 0 16 0 2DK 從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 為 和 中的較小者取其值為 6221cTmN ces mN 由式 2 5 得 13 0 16 0 239 09 294 27 2D3621 初選 260 則齒輪端面模數(shù) 260 35 7 43m2Dzm 35 7 43 260 052mz 3 主 從動齒輪齒面寬 的選擇 F 齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命 反而會導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端齒溝變 窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小 這樣不但會減小了齒根圓角半徑 加 大了集中應(yīng)力 還降低了刀具的使用壽命 此外 安裝時有位置偏差或由于制造 熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端會引起輪齒小端過早損壞和疲 勞損傷 另外 齒面過寬也會引起裝配空間減小 但齒面過窄 輪齒表面的耐磨性 和輪齒的強度會降低 另外 由于雙曲面齒輪的幾何特性 雙曲面小齒輪齒面寬比大齒輪齒面寬要大 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 13 一般取大齒輪齒面寬 0 155 0 155 260 05 38 09mm 小齒輪齒面寬cF2d 1 1 1 1 38 09 41 90mmzFc 4 小齒輪偏移距及偏移方向的選擇 載貨汽車主減速器的 E 值 不應(yīng)超過從從動齒輪節(jié)錐距的 20 或取 E 值為 d 的 10 12 且一般不超過 12 傳動比愈大則 E 值也應(yīng)愈大 大傳動比的雙曲面 齒輪傳動 偏移距 E 可達(dá)從動齒輪節(jié)圓直徑 的 20 30 但當(dāng) E 大干 的 20 2d2 時 應(yīng)檢查是否存在根切 E 0 1 0 12 0 1 0 12 260 05 26 01 31 20mm 2d 初選 E 30mm a b c d 圖 2 7 雙曲面齒輪的偏移方式 雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種 如圖 2 7 所示 由從動齒輪的 錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側(cè) 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 其中 a b 是下偏移 c d 是上偏移 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 本 減速器采用下偏移 5 螺旋角 的選擇 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 14 雙曲面齒輪螺旋角是沿節(jié)錐齒線變化的 輪齒大端的螺旋角 最大 輪齒小端0 螺旋角 最小 齒面寬中點處的螺旋角 稱為齒輪中點螺旋角 螺旋錐齒輪中點處i m 的螺旋角是相等的 二對于雙曲面齒輪傳動 由于主動齒輪相對于從動齒輪有了偏 移距 使主動齒輪和從動齒輪中點處的螺旋角不相等 且主動齒輪的螺旋角大 從 動齒輪的螺旋角小 選時應(yīng)考慮它對齒面重合度 輪齒強度和軸向力大小的影響 越大 則f 也越大 同時嚙合的齒越多 傳動越平穩(wěn) 噪聲越低 而且輪齒的強度越高 fm 應(yīng)不小于 1 25 在 1 5 2 0 時效果最好 但 過大 會導(dǎo)致軸向力增大 f 汽車主減速器雙曲面齒輪大小齒輪中點處的平均螺旋角 多為 35 40 主動齒輪中點處的螺旋角可按下式初選 2 6 z 25 21z90 2Ed 主動輪中點處的螺旋角 mm z 主 從動輪齒數(shù) 分別為 8 35 12 雙曲面齒輪偏移距 30mm E 從動輪節(jié)圓直徑 260 05mm 2d 由式 2 6 得 45 84z 5 3890 26 5 從動齒輪中點螺旋角 可按下式初選 c 23sin0 260 58 9EdF 雙曲面齒輪傳動偏移角的近似值 雙曲面從動齒輪齒面寬為 38 09mm 1 6 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 15 45 84 34 23 c z 1 6 從動齒輪和主動齒輪中點處的螺旋角 z 平均螺旋角 40 04 2zc 45 83 2 6 螺旋方向的選擇 圖 2 8 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力 主 從動錐齒輪的螺旋方向是相反的 如圖 2 8 所示 螺旋方向與雙曲面齒輪 的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向 當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時 應(yīng)使主動錐齒輪的 軸向力離開錐頂方向 這樣可使主 從動齒輪有分離的趨勢 防止輪齒因卡死而損 壞 所以主動錐齒輪選擇為左旋 從錐頂看為逆時針運動 這樣從動錐齒輪為右旋 從錐頂看為順時針 驅(qū)動汽車前進(jìn) 7 法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強度 減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù) 但對于尺寸 小的齒輪 大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小 并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降 對于雙曲面齒輪 由于其主動齒輪輪齒兩側(cè)的法向壓力角不等 因此應(yīng)按平均壓力 角考慮 載貨汽車選用 22 30 或 20 的平均壓力角 在此選用 20 的平均壓力角 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 16 2 2 3 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算 1 大齒輪齒頂角 與齒根角2 2 圖 2 9 a 標(biāo)準(zhǔn)收縮齒和 b 雙重收縮齒 標(biāo)準(zhǔn)收縮齒和雙重收縮齒各有其優(yōu)缺點 采用哪種收縮齒應(yīng)按具體情況而定 雙重收縮齒的優(yōu)點在于能提高小齒輪粗切工序的效率 雙重收縮齒的輪齒參數(shù) 其 大 小齒輪根錐角的選定是考慮到用一把使用上最大的刀頂距的粗切刀 切出沿齒 面寬方向正確的齒厚收縮來 當(dāng)大齒輪直徑大于刀盤半徑時采用這種方法是最好的 不是這種情況而要采用雙重收縮齒 齒高的急劇收縮將使小端的齒輪又短又粗 標(biāo) 準(zhǔn)收縮齒在齒高方向的收縮好 但可能使齒厚收縮過多 結(jié)果造成小齒輪粗切刀的 刀頂距太小 這種情況可用傾錐根母線收縮齒的方法或仔細(xì)選用刀盤半徑加以改善 即當(dāng)雙重收縮齒會使齒高方向收縮過多 而標(biāo)準(zhǔn)收縮齒會使齒厚收縮過多時 可采 用傾錐根母線收縮齒作為兩者之間的這種 大齒輪齒頂角 和齒根角 為了得到良好的收縮齒 應(yīng)按下述計算選擇應(yīng)采用采2 2 用雙重收縮齒還是傾錐根母線收縮齒 用標(biāo)準(zhǔn)收縮齒公式來計算 及2 22384 mhA 2 6 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 17 22348 mhA 2 7 2 mgahK 2 8 2 1 50 gm 2 9 2cosgmKRhz 2 10 22sin 0cimdF 2 11 122arcot i z 2 12 2sinmRA 2 13 221arctz 2 14 由 2 6 與 2 14 聯(lián)立可得 122sinarcot 0mzdFR 2 15 12 22 sinarcot s0gmzKdFh 2 16 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 18 12 22 2 sinarcot s 0amzKdFh 2 17 2 1 5 magmh 2 18 222 1cos348inrctaaKzz 2 19 式中 小齒輪和大齒輪的齒數(shù) 1z2 大齒輪的最大分度圓直徑 已算出為 260 05mm d 大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑 2mR 在節(jié)錐平面內(nèi)大齒輪齒面寬中點錐距 mm A 大齒輪齒面寬中點處的齒工作高 gmh 大齒輪齒頂高系數(shù)取 0 15 aK 大齒輪齒寬中點處的齒頂高 2 m 大齒輪齒寬中點處的齒跟高 h 大齒輪齒面寬中點處的螺旋角 2 大齒輪的節(jié)錐角 齒深系數(shù)取 3 7 K 從動齒輪齒面寬 cF 所以 2 860 538 9sinarcot 1 2 351 60mR 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 19 83 7260 538 9sinarcot 1 2 cos34 259 760gmh 2 1 siarct cs 3 1 4235m 2 9 76 501 9 76h 8 38 sinarcot 3514 2mA 43 82 0 73 2 74 401sirtan58 122 22 sircot cos381 5 0nzdFKz 122 22 siarcot cos3481 50 15 0nzdz 826 538 9siarcot1 7cos34 35348150 10n 29 計算標(biāo)準(zhǔn)收縮齒齒頂角與齒根角之和 243 829 536 7s DRRsT 2 20 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 20 22tansico1056mdDRrz 2 21 22sincomR 2 22 10 6RTz 2 23 由式 2 19 與 2 23 聯(lián)立可得 2221sinitancos1056 0 6 dRrTzz 2 24 刀盤名義半徑 按表選取為 114 30mmdr 輪齒收縮系數(shù)RTsin7 12sin7 12tan34 2co34c301056 0 81 6 5tR 當(dāng) 為正數(shù)時 為傾根錐母線收縮齒 應(yīng)按傾根錐母線收縮齒重新計算RTs 及 2 按傾根錐母線收縮齒重新計算大齒輪齒頂角 及齒跟角 2 2 22TR 2 25 2aTRK 2 26 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 21 TRS 2 27 10 2 6Rz 2 28 由式 2 25 與 2 25 聯(lián)立可得 21 0 2 6 aSKz 2 29 212 Sz 2 30 大齒輪齒頂高系數(shù)取 0 15aK 傾根錐母線收縮齒齒根角齒頂角之和TR 20 1536 7 0 281 6 7 2 1 8 3804 6 2 大齒輪齒頂高 2 h 202 sinmA 2 30 20 5sind 2 31 大齒輪節(jié)錐距 0A 由式 2 30 2 31 得 0 526 13 8sin7 2 1 4 45 sin1 2 7h 3 大齒輪齒跟高 2 h 20 simA 2 32 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 22 大齒輪齒寬中點處齒跟高2 mh 由式 2 32 得 2 9 76 13 84 5 sin6 341 8 4 徑向間隙 0 5 0 97 05gmCh 5 大齒輪齒全高 22 1 8413 6 大齒輪齒工作高 23 05 ghC 7 大齒輪的面錐角 0227 1 2 8 大齒輪的根錐角 22 6 3470 8R 9 大齒輪外圓直徑 202 cos1 cos 26 520 84 55hdd 10 小齒輪面錐角 012sincscs70 8cs1 3R 8 11 小齒輪的根錐角 102sincoscos78 24cs1 60 2R 5 12 小齒輪的齒頂高和齒根高 齒頂高 11 5 72ghCm 齒根高 11 3 026 5 表 2 2 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸參數(shù)表 5 序 號 項 目 符號 數(shù)值 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 23 1 主動齒輪齒數(shù) 1z8 2 從動齒輪齒數(shù) 235 3 端面模數(shù) m7 43 mm 4 主動齒輪齒面寬 ZF41 90 mm 5 從動齒輪齒面寬 C38 09 mm 6 主動齒輪節(jié)圓直徑 1d59 43 mm 7 從動齒輪節(jié)圓直徑 2260 05mm 8 主動齒輪節(jié)錐角 1 12 88 9 從動齒輪節(jié)錐角 277 12 10 節(jié)錐距 0A133 31mm 11 偏移距 E30mm 12 主動齒輪中點螺旋角 1 45 84 序 號 項 目 符號 數(shù)值 13 從動齒輪中點螺旋角 234 23 14 平均螺旋角 40 04 15 刀盤名義半徑 dr114 30mm 16 從動齒輪齒頂角 2 1 12 17 從動齒輪齒根角 6 34 18 主動齒輪齒頂高 1 h7 26mm 19 從動齒輪齒頂高 2 1 77 mm 20 主動齒輪齒根高 1 5 75mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 24 21 從動齒輪齒根高 1 h11 84mm 22 螺旋角 35 23 徑向間隙 C1 51mm 24 從動齒輪的齒工作高 gh11 5mm 25 主動齒輪的面錐角 01 18 81 26 從動齒輪的面錐角 278 24 27 主動齒輪的根錐角 1R 11 52 28 從動齒輪的根錐角 270 78 29 最小齒側(cè)間隙允許值 minB0 175mm 2 2 4 主減速器雙曲面齒輪的強度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后 應(yīng)對其強度進(jìn)行計算 以保證其有足夠 的強度和壽命以及安全可靠性地工作 在進(jìn)行強度計算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞 形式及其影響因素 1 齒輪的損壞形式及壽命 齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷 齒面點蝕及剝落 齒面膠合 齒面磨損等 它們的主要特點及影響因素分述如下 1 輪齒折斷 主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷 折斷多數(shù)從齒根開 始 因為齒根處齒輪的彎曲應(yīng)力最大 疲勞折斷 在長時間較大的交變載荷作用下 齒輪根部經(jīng)受交變的彎曲應(yīng)力 如果最高應(yīng)力點的應(yīng)力超過材料的耐久極限 則首先在齒根處產(chǎn)生初始的裂紋 隨 著載荷循環(huán)次數(shù)的增加 裂紋不斷擴大 最后導(dǎo)致輪齒部分地或整個地斷掉 在開 始出現(xiàn)裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處 在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦 形成了一個光亮的端面區(qū)域 這是疲勞折斷的特征 其余斷面由于是突然形成的故 為粗糙的新斷面 過載折斷 由于設(shè)計不當(dāng)或齒輪的材料及熱處理不符合要求 或由于偶然性 的峰值載荷的沖擊 使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍 而引起輪齒的一次 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 25 性突然折斷 此外 由于裝配的齒側(cè)間隙調(diào)節(jié)不當(dāng) 安裝剛度不足 安裝位置不對 等原因 使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端 輪齒受到局部集中載荷時 往往會使一 端 經(jīng)常是大端 沿斜向產(chǎn)生齒端折斷 各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新 斷面 為了防止輪齒折斷 應(yīng)使其具有足夠的彎曲強度 并選擇適當(dāng)?shù)哪?shù) 壓力角 齒高及切向修正量 良好的齒輪材料及保證熱處理質(zhì)量等 齒根圓角盡可能加大 根部及齒面要光潔 2 齒面的點蝕及剝落 齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一 約占損壞報廢齒輪的 70 以上 它主要由于表面接觸強度不足而引起的 點蝕 是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結(jié)果 由于接觸區(qū)產(chǎn)生 很大的表面接觸應(yīng)力 常常在節(jié)點附近 特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開始 形成極小的齒面裂紋進(jìn)而發(fā)展成淺凹坑 形成這種凹坑或麻點的現(xiàn)象就稱為點蝕 一般首先產(chǎn)生在幾個齒上 在齒輪繼續(xù)工作時 則擴大凹坑的尺寸及數(shù)目 甚至?xí)?逐漸使齒面成塊剝落 引起噪音和較大的動載荷 在最后階段輪齒迅速損壞或折斷 減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法 為此可增大節(jié)圓直徑及增 大螺旋角 使齒面的曲率半徑增大 減小其接觸應(yīng)力 在允許的范圍內(nèi)適當(dāng)加大齒 面寬也是一種辦法 齒面剝落 發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上 形成沿齒面寬方向分布的較點 蝕更深的凹坑 凹坑壁從齒表面陡直地陷下 造成齒面剝落的主要原因是表面層強 度不夠 例如滲碳齒輪表面層太薄 心部硬度不夠等都會引起齒面剝落 當(dāng)滲碳齒 輪熱處理不當(dāng)使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時 則一部分滲碳層齒面形成的硬皮 也將從齒輪心部剝落下來 3 齒面膠合 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下 或潤滑冷卻不良 油膜破壞 形成金屬齒表面的直接摩擦?xí)r 因高溫 高壓而將金屬粘結(jié)在一起后又撕下來所造 成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合 它多出現(xiàn)在齒頂附近 在與節(jié)錐齒線的垂 直方向產(chǎn)生撕裂或擦傷痕跡 輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定 減 小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤滑條件等 4 齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動 研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象 規(guī)定范圍內(nèi)的正常 磨損是允許的 研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒 裝配中帶入的雜物 如未 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 26 清除的型砂 氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損 應(yīng)予避免 汽車主減 速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進(jìn)行 清洗是防止不正常磨損的有效方法 汽車驅(qū)動橋的齒輪 承受的是交變負(fù)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 在要求使用壽命為 20 萬千米或以上時 其循 環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù) 2 實踐表明 主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷 即平均計算轉(zhuǎn)矩 有關(guān) 而與汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大 汽車驅(qū)動橋的最大輸出轉(zhuǎn) 矩 Tec 和最大附著轉(zhuǎn)矩 Tcs 并不是使用中的持續(xù)載荷 強度計算時只能用它來驗算 最大應(yīng)力 不能作為疲勞損壞的依據(jù) 主減速器雙曲面齒輪的強度計算 1 單位齒長上的圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性 常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位 齒長圓周力來估算 即 N mm 2 33 2bPp 式中 P 作用在齒輪上的圓周力 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 Temax 和最大附著力矩 兩種載荷工況進(jìn)行計算 N rG 2 從動齒輪的齒面寬 在此取 38 09mm 2b 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時 N mm 21 3max0bdiTpge 2 34 式中 發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩 在此取 300 maxeT 變速器的傳動比在此取 4 3 gi 主動齒輪節(jié)圓直徑 在此取 59 43mm 1d 按式 2 34 得 N mm 304 1505982p 在現(xiàn)代汽車的設(shè)計中 由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高 單位齒長上的 圓周力有時提高許用數(shù)據(jù)的 20 25 經(jīng)驗算以上數(shù)據(jù)在許用范圍內(nèi) 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 27 2 輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為 N 2 35 JmzbKTvs 20312 2m 式中 該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 N m N m T3ce 8cfT 超載系數(shù) 在此取 1 0 0 尺寸系數(shù) 反映材料的不均勻性 與齒輪尺寸和熱處理有關(guān) sK 當(dāng) 時 在此 0 8296 1 4 25mKs 47 325sK 載荷分配系數(shù) 當(dāng)兩個齒輪均用騎馬式支承型式時 m 1 00 1 10 式式支承時取 1 10 1 25 支承剛度大時取最 小值 質(zhì)量系數(shù) 對于汽車驅(qū)動橋齒輪 當(dāng)齒輪接觸良好 周節(jié)及徑向vK 跳動精度高時 可取 1 0 計算齒輪的齒面寬 38 09mm b 計算齒輪的齒數(shù) 8 z 端面模 7 43mm m 計算彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù) 或幾何系數(shù) 它綜合考慮了齒形系數(shù) J 載荷作用點的位置 載荷在齒間的分布 有效齒面寬 應(yīng)力集中 系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應(yīng)力計算的影響 參照圖 2 10 取 0 28J 圖 2 10 計算用彎曲綜合系數(shù) J 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 28 按 N m 計算疲勞彎曲應(yīng)力8cfT 135 N 210 N 322104 091 7483 2m2 按 N m 計算疲勞彎曲應(yīng)力ce 479 N 700 N 3 2 10974 22m 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求 3 輪齒的表面接觸強度計算 錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 N 2 36 bJKTdCvfmspj 30112 2 式中 主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 T 材料的彈性系數(shù) 對于鋼制齒輪副取 232 6 mm p 21N 見式 2 35 下的說明 0Kvm 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s 的情況下 可取 1 0 表面質(zhì)量系數(shù) 決定于齒面最后加工的性質(zhì) 如銑齒 磨齒等 f 即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì) 如鍍銅 磷化處理等 一般 情況下 對于制造精確的齒輪可取 1 0 計算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù) 或稱幾何系數(shù) 它綜合考慮了嚙合齒J 面的相對曲率半徑 載荷作用的位置 輪齒間的載荷分配系數(shù) 有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響 按圖 2 11 選取 0 17 J 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 29 圖 2 11 接觸計算用綜合系數(shù) 按 計算 ceT 2027 2800N 323 60 94310 72105948j 2m2 按 計算 cfT 1109 1750N 323 60 9431 721059480j 22 2 2 5 主減速器齒輪的材料及熱處理 驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的 與傳動系的其它齒輪相比 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輪根部彎曲折 斷 齒面疲勞點蝕 剝落 磨損和擦傷等 根據(jù)這些情況 對于驅(qū)動橋齒輪的材料 及熱處理應(yīng)有以下要求 a 具有較高的疲勞彎曲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(yīng)有高的硬度 b 輪齒心部應(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 c 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)律易于 控制 以提高產(chǎn)品的質(zhì)量 縮短制造時間 減少生產(chǎn)成本并將低廢品率 d 選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況 汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪 目前都是用滲碳合 金鋼制造 在此 齒輪所采用的鋼為 20CrMnTi 用滲碳合金鋼制造的齒輪 經(jīng)過滲碳 淬火 回火后 輪齒表面硬度應(yīng)達(dá)到 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 30 58 64HRC 而心部硬度較低 當(dāng)端面模數(shù) 8 時為 29 45HRC 11 m 由于新齒輪接觸和潤滑不良 為了防止在運行初期產(chǎn)生膠合 咬死或擦傷 防 止早期的磨損 圓錐齒輪的傳動副 或僅僅大齒輪 在熱處理及經(jīng)加工 如磨齒或 配對研磨 后均予與厚度 0 005 0 010 0 020mm 的磷化處理或鍍銅 鍍錫 這種 表面不應(yīng)用于補償零件的公差尺寸 也不能代替潤滑 3 對齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命達(dá) 25 對于滑動速度高的齒輪 為了提 高其耐磨性 可以進(jìn)行滲硫處理 滲硫處理時溫度低 故不引起齒輪變形 滲硫后 摩擦系數(shù)可以顯著降低 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(xiàn)象產(chǎn)生 5 2 3 主減速器軸承的選擇 2 3 1 計算轉(zhuǎn)矩的確定 錐齒輪在工作過程中 相互嚙合的齒面上作用有一法向力 該法向力可分解為 沿齒輪切向方向的圓周力 沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力 為計算作用在齒輪的圓周力 首先需要確定計算轉(zhuǎn)矩 汽車在行駛過程中 由 于變速器擋位的改變 且發(fā)動機也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài) 故主減速器齒輪的工作 轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中 實踐表明 軸承的主要損壞形式為疲勞損傷 所以應(yīng)按輸入 的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩 進(jìn)行計算 作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計算 dT 2 37 3133231max 010001 TRgiTgiTgiTgied ffff 式中 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 在此取 300N m aeT 變速器在各擋的使用率 可參考表表 2 4 選取 1if2iiRf 變速器各擋的傳動比 gg 變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率 1Tf2TRf 經(jīng)計算 為 261 d 主動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑 mm11sin59 431 0sin8 250 7mb 2 3 2 齒寬中點處的圓周力 Z N 2 38 F12mTd 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 31 式中 作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩 作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩 T d1m 該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑 按 2 38 計算主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 Z 10 38KNF26150 7 2 3 3 雙曲面齒輪所受的軸向力和徑向力 圖 2 12 主動錐齒輪齒面的受力圖 如圖 3 1 主動錐齒輪螺旋方向為左旋 從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向為逆時針 F 為作T 用在節(jié)錐面上的齒面寬中點 A 處的法向力 在 A 點處的螺旋方向的法平面內(nèi) F 分 解成兩個相互垂直的力 F 和 F 垂直于 OA 且位于 OO A 所在的平面 位于NfN fF 以 OA 為切線的節(jié)錐切平面內(nèi) 在此平面內(nèi)又可分為沿切線方向的圓周力 F 和沿節(jié) 圓母線方向的力 F 與 之間的夾角為螺旋角 F 與 之間的夾角為法向壓力sf Tf 角 這樣就有 cosT 2 39 s taniFTN 2 40 tanicoTS 2 41 于是 作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力 A 和徑向力 R 分別為 111sincostansiicosZazNSFF 2 42 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 32 2 43 111cosintancosisncsZNSrz FF 由式 2 42 可計算 10 80KN 10 38tan2si8 sin40 cos18 45az 由式 2 43 可計算 2 06KNrzF tco1 i 2 3 4 主減速器軸承載荷的計算及軸承的選擇 軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力 但如果采用圓錐滾子軸承作支承時 還應(yīng)考慮徑向力所應(yīng)起的派生軸向力的影響 而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑 向力 圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和 當(dāng)主減速器的 齒輪尺寸 支承形式和軸承位置已確定 則可計算出軸承的徑向載荷 7 對于采用懸臂式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承載荷 如圖 2 13 所示 圖 2 13 主減速器軸承的布置尺寸 1 主動齒輪軸承的選擇 初選 a 65 b 40 軸承 A B 的徑向載荷分別為 2 44 2 21ZrzazmArFabbFd 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 33 2 45 221azmZrzBr FdFba 已知 10 80KN 2 06KN a 65mm b 40mm 所以由式 2 44 和 2 45 aZFR 得 軸承 A 的徑向力 2 210 38654 065410 8516 83r KN 軸承 B 的徑向力 KN 2 210 384 0641 3850 7 6556rF 軸承 A B 的徑向載荷分別為 KN Aaz 0BF 對于軸承 A 承受軸向載荷和徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承 所承受的當(dāng)量動 載荷 Q XR YA Q 當(dāng)量動載荷 X 徑向系數(shù) Y 軸向系數(shù) 10 8643AeR 此時 X 0 4 Y 1 9 6 所以 Q 16 83 0 4 10 8 1 9 27 25 根據(jù)公式 2 46 610tpfCLQ 式中 為溫度系數(shù) 在此取 1 0 tf 為載荷系數(shù) 在此取 1 2p 壽命指數(shù) 取 103 所以 2 703 10 sL65972 180 8 假設(shè)汽車行駛十萬公里大修 對于無輪邊減速器的驅(qū)動橋來說 主減速器的主 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 34 動錐齒輪軸承的計算轉(zhuǎn)速 為2n 2 47 6amrv 式中 輪胎的滾動半徑為 390mmr n 軸承計算轉(zhuǎn)速 汽車的平均行駛速度 km h 對于載貨汽車和公共汽車可取amv 30 35 km h 在此取 35km h 所以有上式可得 238 72 r minn2 63509 所以軸承能工作的額定軸承壽命 h 2 48 60Ln 式中 軸承的計算轉(zhuǎn)速 r min n 由上式可得軸承 A 的使用壽命 71238 4 105r 代入公式 2 46 得 10376 4 102C C 97 86KN A 軸承選 32307 GB T 297 94 6 對于軸承 B 承受徑向載荷和徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承 所承受的當(dāng)量動載荷 Q XR YA Q 當(dāng)量動載荷 X 徑向系數(shù) Y 軸向系數(shù) 0AR Q 7 02KN 根據(jù)公式 2 46 得 10376 4 102C C 25 66KN B 軸承選 30208 GB T 297 94 6 2 從動齒輪軸承的選擇 初選 c 75mm d 85mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 35 KN21coscos34 20 81 5zF 從動齒輪軸向力 2 49 222tansiicoscosa 從動齒輪中點螺旋角 其值為 34 23 2 從動齒輪根錐角 其值為 70 78 KN 1 3tan20si7 8sin34 2cos70 82 31cos4aF 從動齒輪徑向力 222tcsisscrc 1 3tan0o7 8in34 si70 8o4 KN9 7 從動輪齒寬中點處分度圓直徑 mm22sin60 538 9sin70 825 4mDdF 對于軸承 C 徑向力 2 50 22crcacmRcdFD KN 221 3859 7085 31 849 75RcF 軸向力 AcaKN 當(dāng)量動載荷 Q XR YA 2 310 594eR 其中 e 0 3 6 此時 X 1 Y 0 所以 Q 9 42KN 根據(jù)公式 2 46 得 10376 4 10294C 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 36 C 28 56KN 選取 30210 圓錐滾子軸承 6 對于軸承 D 徑向力 2 51 22crcacmRdFdFD KN 221 3759 075 31 846 7885RcF 軸向力 FAc 0 當(dāng)量動載荷 Q XR YA 2 31094AeR e 0 3 6 此時 X 1 Y 0 所以 Q 6 47KN 根據(jù)公式 2 46 得 10376 4 1024C C 24 52KN 軸承 D 選取 30210 圓錐滾子軸承 6 2 4 本章小結(jié) 本章介紹了單級減速 雙級減速 雙速減速 單級貫通 雙級貫通 主減速及 輪邊減速等主減速器的減速形式 由于本車是輕型載貨汽車 通過對比決定采用單 級主減速器 然后對采用何種齒輪類型進(jìn)行了討論 最后根據(jù)實際情況決定采用雙 曲面齒輪 以上問題解決后 對齒輪的具體參數(shù)進(jìn)行了設(shè)計計算 并對其進(jìn)行了校 核 校核合格以后 進(jìn)行了軸承的選擇和校核 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 37 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 38 第 3 章 差速器設(shè)計 3 1 差速器結(jié)構(gòu)形式的選擇 汽車在行駛過程中左 右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往不等 例如 轉(zhuǎn)彎 時內(nèi) 外兩側(cè)車輪行程顯然不同 即外側(cè)車輪滾過的距離大于內(nèi)側(cè)的車輪 汽車在不 平路面上行駛時 由于路面波形不同也會造成兩側(cè)車輪滾過的路程不等 即使在平直 路面上行駛 由于輪胎氣壓 輪胎負(fù)荷 胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影 響 也會引起左 右車輪因滾動半徑的不同而使左 右車輪行程不等 如果驅(qū)動橋的 左 右車輪剛性連接 則行駛時不可避免地會產(chǎn)生驅(qū)動輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn) 這 不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗 而且可能導(dǎo)致轉(zhuǎn)向和操縱性能惡化 為 了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生 汽車左 右驅(qū)動輪間都裝有輪間差速器 從而保證了驅(qū)動橋 兩側(cè)車輪在行程不等時具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度 滿足了汽車行駛運動學(xué)要求 差速器用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩 并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn) 動 差速器主要有以下幾種形式 1 對稱式圓錐行星齒輪差速器 圖 3 1 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 圖 3 1 所示 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 少數(shù)汽車采用 3 個行星齒輪 小型 微型汽車多采用 2 個行星齒 輪 行星齒輪軸 不少裝 4 個行星齒輪的差逮器采用十字軸結(jié)構(gòu) 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 靠等優(yōu)點 最廣泛地用在轎車 客車和各種公路用載貨汽車上 有些越野汽車也采 用了這種結(jié)構(gòu) 但用到越野汽車上需要采取防滑措施 例如加進(jìn)摩擦元件以增大其 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 39 內(nèi)摩擦 提高其鎖緊系數(shù) 或加裝可操縱的 能強制鎖住差速器的裝置 差速鎖 等 由于整速器殼是裝在主減速器從動齒輪上 故在確定主減速界從動齒輪尺寸時 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 2 強制鎖止式防滑差速器 圖 3 2 強制鎖止式防滑差速器 如圖 3 2 所示 強制鎖止式防滑差速器就是在普通的圓錐齒輪差速器上加裝差 速鎖 必要時將差速器鎖住 此時左 右驅(qū)動車輪可以傳遞由附著力決定的全部轉(zhuǎn) 矩 當(dāng)汽車駛?cè)胼^好的路面時 差速器的鎖止機構(gòu)應(yīng)即時松開 否則將產(chǎn)生與無差 速器時一樣的問題 例如使轉(zhuǎn)彎困難 輪胎加速磨損 使傳動系零件過載和消耗過 多的功率等 3 自鎖式差速器 為了充分利用汽車的牽引力 保證轉(zhuǎn)矩在驅(qū)動車輪間的不等分配以提高抗滑能 力 并避免上述強制鎖止式差速器的缺點 創(chuàng)造了各種類型的自鎖式差速器 用以評價自鎖式差速器性能的主要參數(shù) 是它的鎖緊系數(shù) 為了提高汽車的通 過性 似乎是鎖緊系數(shù)愈大愈好 但是過大的鎖緊系數(shù)如前所述 不但對汽車轉(zhuǎn)向 操縱的輕便靈活性 行駛的穩(wěn)定性 傳動系的載荷 輪胎磨損和燃料消耗等 有不 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 40 同程度的不良影響 而且無助于進(jìn)一步提高驅(qū)動車輪抗滑能力 因此設(shè)計高通過性 汽車差速器時 應(yīng)正確選擇鎖緊系數(shù)值 因為本車屬于輕型載貨汽車 主要在較好的路面上行駛 所以采用成本低廉 結(jié)構(gòu)簡單的對稱式圓錐行星齒輪差速器 3 2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 圖 3 3 差速器差速原理 如圖 3 4 所示 對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構(gòu) 差速器殼 3 與行星 齒輪軸 5 連成