資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 畢業(yè)設(shè)計說明書 某型汽車主減速器設(shè)計 學(xué)生姓名： 學(xué) 院： 專 業(yè)： 指導(dǎo)教師： 某型汽車主減速器設(shè)計 摘 要 本次設(shè)計的題目是某型汽車主減速器設(shè)計。汽車主減速器是汽車傳動中最重要的部件之一，它能夠?qū)⑷f向傳動裝置傳來的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩傳給驅(qū)動車輪，以實現(xiàn)減速增扭。主減速器的設(shè)計對提高汽車行駛平穩(wěn)性和其通過性有著獨特的作用，是汽車設(shè)計的重點之一。 本文選取江淮駿鈴V6為參考車型，在分析其主減速器的結(jié)構(gòu)組成、工作原理和運動特點后選擇最合適的主減速器設(shè)計方案，主要完成了單級主減速器螺旋錐齒輪和主動齒輪軸的設(shè)計和校核工作，然后作出相關(guān)零件圖、裝配圖，并對主要零部件進(jìn)行三維建模。 關(guān)鍵詞：主減速器，螺旋錐齒輪，主動齒輪軸，軸承 Design of a certain type of automobile main reducer Abstract The topic of this design is the design of a certain type of automobile main reducer. The automobile main reducer is one of the most important parts in the automobile transmission, it can transfer the engine torque to the drive wheel to realize the speed reduction and torque increasing. The design of the main reducer has a unique role in improving the ride stability and its performance, and it is one of the key point of the automobile design. This paper selects Jianghuai Jun bell V6 models for reference, in analysis of the main reducer structure composition, working principle and characteristics of choose the most appropriate main reduction device design scheme, mainly to complete the single-stage main reduction for spiral bevel gear and a driving gear shaft design and checking, and make correlative parts drawing and assembly drawing, and 3D modeling of the main parts. Key words: main reducer, spiral bevel gear, drive gear shaft, bearing 目 錄 1 引言……………………………………………………………………………… 1 1.1 選題的背景…………………………………………………………………… 1 1.2 設(shè)計的范圍和目標(biāo)…………………………………………………………… 1 1.3 設(shè)計的意義及實用價值……………………………………………………… 1 1.4 國內(nèi)外已有的文獻(xiàn)綜述……………………………………………………… 1 1.4.1 現(xiàn)主流車橋的發(fā)展現(xiàn)狀…………………………………………………… 1 1.4.2 未來商用主減速器技術(shù)發(fā)展方向………………………………………… 2 1.5 理論依據(jù)和實驗設(shè)備條件…………………………………………………… 3 1.6 論文內(nèi)容安排………………………………………………………………… 3 2 主減速器的設(shè)計………………………………………………………………… 3 2.1 主減速器的工作原理和設(shè)計要求…………………………………………… 4 2.2 主減速器結(jié)構(gòu)形式的選擇…………………………………………………… 4 2.2.1 根據(jù)減速形式選擇………………………………………………………… 4 2.2.2 根據(jù)齒輪類型選擇………………………………………………………… 5 2.2.3 主動錐齒輪的支撐形式…………………………………………………… 7 2.2.4 從動錐齒輪的支撐形式…………………………………………………… 8 2.3 設(shè)計的主要參數(shù)……………………………………………………………… 9 2.4 主減速器齒輪計算載荷的確定…………………………………………… 10 2.4.1 從動錐齒輪的計算載荷………………………………………………… 10 2.4.2 主動錐齒輪的計算載荷………………………………………………… 12 2.5 螺旋錐齒輪基本參數(shù)的選擇……………………………………………… 13 2.5.1 主、從動錐齒輪的齒數(shù)和………………………………………… 13 2.5.2 從動錐齒輪的節(jié)圓直徑和端面模數(shù)m……………………………… 13 2.5.3 主、從動錐齒輪齒面寬F的選擇………………………………………… 15 2.5.4 螺旋角的選擇………………………………………………………… 15 2.5.5 螺旋方向的選擇………………………………………………………… 16 第 Ⅰ 頁 共 Ⅱ 頁 2.5.6 法向壓力角……………………………………………………………… 17 2.5.7 圓弧齒錐齒輪銑刀盤名義直徑的選擇………………………………… 17 2.6 主減速器圓弧齒錐齒輪的幾何尺寸計算………………………………… 18 2.7 主減速器圓弧齒錐齒輪的強(qiáng)度計算……………………………………… 22 2.7.1 齒輪的損壞形式及其影響因素………………………………………… 22 2.7.2 螺旋錐齒輪的強(qiáng)度校核………………………………………………… 24 2.8 齒輪的材料及熱處理……………………………………………………… 29 2.9 螺旋錐齒輪的受力分析…………………………………………………… 30 2.9.1 計算轉(zhuǎn)矩的確定………………………………………………………… 30 2.9.2 主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力……………………………………… 32 2.9.3 錐齒輪所受的軸向力和徑向力………………………………………… 33 2.10 本章小結(jié)…………………………………………………………………… 35 3 軸的設(shè)計……………………………………………………………………… 35 3.1 支撐方式的選擇…………………………………………………………… 35 3.1.1 錐齒輪的支撐方案……………………………………………………… 35 3.1.2 從動錐齒輪的支撐……………………………………………………… 36 3.2 軸的設(shè)計與校核…………………………………………………………… 37 3.3 軸承的設(shè)計………………………………………………………………… 41 3.4 本章小結(jié)…………………………………………………………………… 45 4 結(jié)論…………………………………………………………………………… 45 參考文獻(xiàn)……………………………………………………………………………47 致謝 ……………………………………………………………………………… 48 第 Ⅱ 頁 共 Ⅱ 頁 1 引言 1．1 選題的背景 主減速器是汽車的重要組成部分，基本功用是將來自變速器或者萬向傳動裝置的轉(zhuǎn)矩增大，同時降低轉(zhuǎn)速并改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向。主減速器由一對或幾對減速齒輪副構(gòu)成。動力由主動齒輪輸入經(jīng)從動齒輪輸出。主減速器的結(jié)構(gòu)型式和設(shè)計參數(shù)除對汽車的可靠性與耐久性有決定性的作用外，也對汽車的行駛性能如動力性、經(jīng)濟(jì)性、機(jī)動性和操縱性有直接影響[1]。因此，主減速器的結(jié)構(gòu)形式選擇、設(shè)計參數(shù)選取及設(shè)計計算對汽車的整車設(shè)計極其重要。 1.2 設(shè)計的范圍和目標(biāo) 根據(jù)給定的已知條件設(shè)計參考車型的主減速器齒輪、軸的參數(shù)，并對齒輪和軸進(jìn)行強(qiáng)度校核，包括齒輪接觸應(yīng)力、彎曲應(yīng)力、軸的強(qiáng)度校核和軸承的選取與校核等。目標(biāo)是使發(fā)動機(jī)傳過來的高速低扭矩的轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)化為低速高扭矩的轉(zhuǎn)矩，并改變轉(zhuǎn)矩方向，令所設(shè)計的主減速器有足夠的剛度和強(qiáng)度以及較高的傳動效率，能保證車輛正常運行。 1.3 設(shè)計的意義及實用價值 通過對汽車主減速器的設(shè)計實踐、主要零部件強(qiáng)度的計算分析等內(nèi)容，實現(xiàn)更好地學(xué)習(xí)并掌握現(xiàn)代汽車零部件設(shè)計與計算分析的相關(guān)知識和技能。其次，還可以讓自己綜合運用《機(jī)械原理》、《機(jī)械設(shè)計》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《汽車?yán)碚摗泛汀镀囋O(shè)計》等專業(yè)知識，培養(yǎng)自己對汽車零部件的基本設(shè)計能力和處理問題的能力，為接下來踏入汽車行業(yè)工作奠定扎實的基礎(chǔ)。 汽車主減速器及差速器是汽車傳動中的最重要的部件之一。它能夠?qū)⑷f向傳動裝置傳來的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩傳給驅(qū)動車輪，以實現(xiàn)降速增扭。主減速器及差速器對提高汽車行駛平穩(wěn)性和其通過性有著獨特的作用，是汽車設(shè)計的重點之一[2]。 1.4 國內(nèi)外已有的文獻(xiàn)綜述 1.4.1 現(xiàn)主流車橋的發(fā)展現(xiàn)狀 目前市場上的重卡車橋主要有兩大形式：一種是以STR、 MAN技術(shù)為代表的輪邊減速橋，一種是以一汽、二汽和美馳為代表的單級橋。單級橋由于減少了輪邊減速器，其傳動效率比輪邊減速橋高，傳動比較小，在公路運輸中處于主流；而輪邊減速橋因為帶有輪邊減速，所以主減速器尺寸較小，使整車通過性提高，是工程車輛的首選。當(dāng)然還有斷開式車橋、獨立懸掛橋主要用于特種車輛例如軍車等，用量較少。 1.4.2 未來商用主減速器技術(shù)發(fā)展方向 （1）高效、高承載、低噪聲的橋齒輪技術(shù) 2015年的上海車展，跨國商用車巨頭不僅帶來了其眾多車型，更暗示了卡車發(fā)動機(jī)大馬力、大排量的趨勢。這些大馬力的發(fā)動機(jī)意味著大扭矩，主減速器作為傳遞扭矩的重要環(huán)節(jié)必須較原來承擔(dān)更大的輸出扭矩，才能滿足整車發(fā)展需要。 主減速器作為車橋傳遞扭矩的關(guān)鍵組件，其主減齒輪組件設(shè)計及加工技術(shù)成為關(guān)鍵。尤其是隨著發(fā)動機(jī)功率提高，主減速比向小速比發(fā)展，原先STR橋主減速比主要有6.72、5.73和4.8，后續(xù)最小做到4.42，MAN單級橋主減速比已經(jīng)可以做到3.083，甚至有更小的趨勢。但目前國內(nèi)主減齒輪的設(shè)計、齒輪材料熱處理、加工和檢測技術(shù)都與國外有較大的差距，國內(nèi)齒輪由于材料及制造技術(shù)原因，在售后市場中暴露出輪齒損壞、打齒、齒面膠合、剝落等問題[3]。 減小齒輪噪聲也是未來主減速器發(fā)展方向之一，整橋制造技術(shù)應(yīng)圍繞提高齒輪副加工精度及相關(guān)件軸承組合配置，使齒輪噪聲降低到 80dB以下。 （2）雙速主減速器技術(shù) 由于中國路況較歐美復(fù)雜，尤其是西北、西南地區(qū)山區(qū)較多，經(jīng)常有爬坡路段，要用一種主減速比來滿足滿載爬坡，而在平直良好硬路面行駛較高車速和滿意的燃料經(jīng)濟(jì)性，是非常困難的，采用雙速主減速器技術(shù)就可根據(jù)行駛路況選擇不同的檔位滿足要求。目前此技術(shù)在主流車橋技術(shù)中幾乎難以看到，但這種產(chǎn)品應(yīng)該有市場潛力，同時由于增加了換擋模塊，對產(chǎn)品零部件可靠性提出了更高要求。 （3）主減速器輕量化 汽車輕量化是節(jié)能的最好方式，實驗證明，如果整車重量降低10%，燃油效率提高 6% ～ 8%，排放也隨之減少。主減速器零部件分總成集成化、模塊化設(shè)計，可進(jìn)一步縮小零部件空間尺寸，減少零部件數(shù)量，減輕整橋重量，提高能源利用效率。例如：主減軸承單元集成化，但對零部件可靠性提出更高的要求。低密度合金材料的應(yīng)用像鋁合金在主減速器局部結(jié)構(gòu)的使用等[4]。 （4）新能源車橋 既然以電代油是未來汽車的發(fā)展方向，新能源車橋技術(shù)必將快速發(fā)展。 陜汽漢德車橋公司研發(fā)的新能源客車專用橋，已批量應(yīng)用于城市公交車。其中，國內(nèi)龍頭企業(yè)比亞迪最核心的電動橋扭矩分配技術(shù)，代表了目前電動車橋的技術(shù)前沿，車橋未來的電氣化也在不遠(yuǎn)的將來實現(xiàn)。 （5）車橋主減速器的智能化 整車的智能化也將帶動車橋主減速器的智能發(fā)展。影響車橋齒輪使用壽命的橋包油溫控制將是未來車橋的控制重點，合適的油溫對車橋齒輪的磨損、噪聲以及整車節(jié)油均有很大影響，設(shè)計開發(fā)配備油溫傳感器、油溫冷卻器的智能組件，可以大大提高車橋的使用壽命[5]。 1.5 理論依據(jù)和實驗設(shè)備條件 主減速器的主要零部件為齒輪和軸，它們的設(shè)計方案和相關(guān)參數(shù)已比較成熟，然而條件限制，在這里我將劉惟信先生編寫的《汽車車橋設(shè)計》作為主要依據(jù)，同時參考《汽車設(shè)計》等教材和相關(guān)論文，選取江淮駿鈴V6為參考車型，對此輕卡貨車的主減速器進(jìn)行設(shè)計，作出相關(guān)零件圖、裝配圖，并對主要零部件進(jìn)行三維建模。 1.6 論文內(nèi)容安排 在第二章首先我將對主減速器進(jìn)行介紹，接著根據(jù)車型進(jìn)行方案的選擇，然后對主減速器主從動錐齒輪進(jìn)行設(shè)計計算，然后對齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核，接著選擇齒輪的材料以及熱處理工藝。在第三章我將對主動齒輪軸進(jìn)行設(shè)計和校核，然后對齒輪軸的軸承進(jìn)行選擇和校核工作。最后進(jìn)行三維建模以驗證可行性。 2 主減速器的設(shè)計 2.1 主減速器的工作原理和設(shè)計要求 主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。對發(fā)動機(jī)縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅(qū)動輪上要求必須具有一定的驅(qū)動力矩和轉(zhuǎn)速，在動力向左右驅(qū)動輪分流的差速器之前設(shè)置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質(zhì)量減小、操縱省力。 驅(qū)動橋中主減速器設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求： （1）所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 （2）外型尺寸要小，保證離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。 （3）在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與動協(xié)調(diào)。 （4）在保證足夠的強(qiáng)度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。 （5）結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。 2.2 主減速器結(jié)構(gòu)形式的選擇 主減速器的結(jié)構(gòu)形式是由齒輪類型或減速形式來確定的，下面分別進(jìn)行說明。 2.2.1 根據(jù)減速形式選擇 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 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。 （2）雙級減速 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； （2.2） ——汽車滿載時的總質(zhì)量在此取4485； 所以由式（2.2）得： 即<0 ，所以 ——該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取1； ——傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.9。 根據(jù)以上參數(shù)可以由（2.1）得： = （2）按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 （2.3） 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28650N； ——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；對于安裝專門的放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玲瓏F825（7.50R16LT），滾動半徑為 0.391m（查自子午線輪胎7.50R16表，滾動半徑為390.96mm）； ，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0。 所以由公式（2.3）得: = （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 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） 式中： ——汽車滿載時的總重量，在此取44850N; ——所牽引的掛車滿載時總重量，但僅用于牽引車的計算,在此； ——道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.015~0.020；在此取0.017； ——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0.05~0.09在此取0.07； ——汽車的性能系數(shù)，由計算式知在此取0； ，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0； ——該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取1； ——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為玲瓏F825（7.50R16LT），滾動半徑為 0.391m。 所以由式（2.4）得： = 在上述確定從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩的三種方法中，第1、2兩種方法用于確定最大計算轉(zhuǎn)矩，應(yīng)該取他們之中較小的數(shù)值。設(shè)是確定的最大計算轉(zhuǎn)矩，則 用于進(jìn)行靜強(qiáng)度計算和用做選擇錐齒輪主要參數(shù)的依據(jù)。利用第3種方法確定的計算轉(zhuǎn)矩（日常行駛平均轉(zhuǎn)矩）則用來進(jìn)行錐齒輪的疲勞強(qiáng)度計算。 2.4.2 主動錐齒輪的計算載荷 主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為： （2.5） 式中： 、、分別為從動錐齒輪三種工況下的計算轉(zhuǎn)矩()； 、、分別為主動錐齒輪三種工況下的計算轉(zhuǎn)矩()； 為主減速器傳動比，在此取4.33； 為主、從動錐齒輪間的傳動效率。計算時，對于弧齒錐齒輪副，取95%；對于雙曲面齒輪副，當(dāng)時，取85%，當(dāng)時，取90%。本文取95%。將各數(shù)據(jù)代入公式得： 2.5 螺旋錐齒輪基本參數(shù)的選擇 2.5.1 主、從動錐齒輪的齒數(shù)和 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素： ①為了磨合均勻，，之間應(yīng)避免有公約數(shù)； ②為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、從動齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40； ③為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度對于商用車一般不小于6； ④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； ⑤對于不同的主傳動比，和應(yīng)有適宜的搭配[11]。 參考《汽車車橋設(shè)計》表3-12載貨汽車驅(qū)動橋主減速器主動錐齒輪齒數(shù)和表3-13汽車主減速器主從動錐齒輪數(shù)的選擇，選取=10，=43。 2.5.2 從動錐齒輪節(jié)圓直徑和端面模數(shù) 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 （2.6） ——直徑系數(shù)，一般取13～16； ——從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，，為和中的較小者取其值為10327.83； 由式（2.6）得： = 當(dāng)以一擋傳遞時，節(jié)圓直徑應(yīng)大于或等于以下兩式算得的數(shù)值中的較小值，即 cm cm (2.7) 當(dāng)以直接擋傳遞時 cm (2.8) 最后，應(yīng)根據(jù)式(2.7)、式(2.8)所得的值中的較大者，作為貨車主減速器從動錐齒輪的節(jié)圓直接。在上述式中 ——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，420； ——變速器一擋傳動比，6.31； ——主減速比，4.33； ——汽車在驅(qū)動橋處的稱重，28650N； ——輪胎對路面的附著系數(shù)，在此取=0.85； ——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為玲瓏F825（7.50R16LT），滾動半徑為 0.391m。 計算得： 初選從動齒輪，可按=8算出大端端面模數(shù)，并用下式校核： (2.9) 所以滿足要求，則。 式中： ——齒輪大端端面模數(shù)； ——模數(shù)系數(shù)，?。? ——從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，，為和中的較小者取其值為10327.83； 2.5.3 主、從動齒輪齒面寬的選擇 想要增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，不能一味的增大齒面寬，相反過度增大會導(dǎo)致錐齒輪輪齒小端齒溝變窄，從而使切削刀頭得頂面過窄以及刀尖圓角過小，這種方法不但減小了齒根圓角半徑，增大了集中應(yīng)力，同時降低了刀具使用壽命。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。另一方面，齒面過窄會引起輪齒表面的耐磨性和輪齒強(qiáng)度的降低。 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。一般取大齒輪齒面寬F=0.155=0.155344=53.32mm，小齒輪齒面寬=1.1F=1.153.32=58.65mm 2.5.4 螺旋角的選擇 螺旋錐齒輪的螺旋角是沿節(jié)錐齒線變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，齒面寬中點處的螺旋角稱為齒輪的中點螺旋角，也是該齒輪的名義螺旋角。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。 選擇齒輪螺旋角時應(yīng)考慮它對齒面重合度、輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強(qiáng)度越高，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。 汽車主減速器錐齒輪的螺旋角多為35°～40°。載貨汽車選用較小值以防止軸向力過大。通常螺旋錐齒輪用35°的居多。 格里森制推薦用下式來近似地預(yù)選主動齒輪螺旋角的名義值: ==++ （2.10） --主動輪中點處的螺旋角的預(yù)選值； ，——主、從動輪齒數(shù)；分別為10，43； ——雙曲面齒輪偏移距, 對螺旋錐齒輪取E=0； ——從動輪節(jié)圓直徑，344mm； 由式（2.6）得: =25°+5°35.37° 所以，主減速器螺旋錐齒輪螺旋角選為35°。 2.5.5 螺旋方向的選擇 螺旋錐齒輪的螺旋方向指的是輪齒節(jié)錐齒線的曲線彎曲方向，分為“左旋”與“右旋”兩種。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。如圖2.5所示，螺旋方向與螺旋錐齒輪的旋轉(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。判斷齒輪的旋轉(zhuǎn)方向是是順時針還是逆時針，要向齒輪的背面看去。而判斷齒輪的軸向力方向時，則可用左右手法則判斷，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方向，而其他手指握起來后的指向就是齒輪旋轉(zhuǎn)方向。所以在此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)。 圖2.5 螺旋錐齒輪的螺旋方向及軸向推力 2.5.6 法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強(qiáng)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“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，規(guī)定載貨汽車選用20°的壓力角，在此選用20°的法向壓力角。 2.5.7 圓弧齒錐齒輪銑刀盤名義直徑的選擇 “格里森”制螺旋錐齒輪銑刀盤的名義直徑2是指通過被切齒輪齒間中點的假想同心圓的直徑?？捎孟率匠醪焦浪愕侗P的名義直徑： 2= mm （2.11） 式中： K——系數(shù)，選取0.9~1.1范圍內(nèi)的某值，以使2為標(biāo)準(zhǔn)值； 、——分別為從動齒輪的節(jié)錐距和中點錐距，mm; ——從動齒輪的螺旋角。 上式初步估算值為2=148.25mm，在《汽車車橋設(shè)計》表3-14圓弧齒錐齒輪銑刀盤名義直徑的選擇表中，按上式結(jié)果或從動輪直徑選取刀盤名義半徑為152.40mm。 2.6 主減速器圓弧齒錐齒輪的幾何尺寸計算 表 2.2 主減速器錐齒輪的幾何尺寸參數(shù)表 序號 計算公式 數(shù)值 注 釋 1 10 主動小齒輪齒數(shù) 2 43 從動大齒輪齒數(shù) 3 8mm 端面模數(shù) 4 F=0.155 53.32mm 大齒輪齒面寬 5 =1.1F 58.65mm 小齒輪齒面寬 6 13.44mm 齒工作高,查表2.3取1.68 7 14.92mm 齒全高,查表2.3取1.865 8 20° 法向壓力角 9 90° 軸交角 10 80mm 小齒輪節(jié)圓直徑 11 344mm 大齒輪節(jié)圓直徑 12 13.09° 小齒輪節(jié)錐角 13 76.91° 大齒輪節(jié)錐角 14 176.62mm 節(jié)錐距 續(xù)表 2.2 主減速器錐齒輪的幾何尺寸參數(shù)表 序號 計算公式 數(shù)值 注 釋 15 25.13 周節(jié) 16 9.96mm 小齒輪齒頂高 17 3.48mm 大齒輪齒頂高,查表2.3取0.435 18 4.96mm 小齒輪齒根高 19 11.44mm 大齒輪齒根高 20 1.48mm 徑向間隙 21 1.61o 小齒輪齒根角 22 3.71° 大齒輪齒根角 23 16.80° 小齒輪面錐角 24 78.52° 大齒輪面錐角 25 11.48° 小齒輪根錐角 26 73.20° 大齒輪根錐角 27 99.40mm 小齒輪外圓直徑 28 345.58mm 大齒輪外圓直徑 29 169.74mm 小齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 30 36.61mm 大齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 31 18.03mm 小齒輪理論弧齒厚 32 7.10mm 大齒輪理論弧齒厚，查表2.4取0.888 續(xù)表 2.2 主減速器錐齒輪的幾何尺寸參數(shù)表 序號 計算公式 數(shù)值 注 釋 33 B 0.305~0.559 0.203~0.279 齒側(cè)間隙，上排為低精度（AGMA4~6級） 下排為高精度（AGMA7~13級） 34 35° 螺旋角 35 螺旋方向 主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有相互斥離的趨勢 36 旋轉(zhuǎn)方向 主動齒輪從錐頂看為逆時針，從動齒輪從錐頂看為順時針 表2.3 載貨、公共、牽引汽車或壓力角為20o的其他汽車錐齒輪的、和 主動齒輪齒數(shù) （5） 6 7 8 9 10 11 從動齒輪最小齒數(shù) 34 33 32 31 30 29 26 法向壓力角 20o 螺旋角 35°40′ 35° 齒工作高系數(shù) 1.430 1.500 1.560 1.610 1.650 1.680 1.956 1.700 齒全高系數(shù) 1.588 1.666 1.733 1.788 1.832 1.865 1.882 1.888 大齒輪齒頂高系數(shù) 0.160 0.215 0.270 0.325 0.380 0.435 0.490 0.46+ 表2.4 錐齒輪的大齒輪理論齒厚 z 6 7 8 9 10 11 30 0.911 0.957 0.975 0.997 1.023 1.053 40 0.803 0.818 0.837 0.860 0.888 0.948 50 0.748 0.757 0.777 0.828 0.884 0.946 60 0.715 0.729 0.777 0.828 0.883 0.945 圖2.6小齒輪建模 圖2.7大齒輪建模 2.7 主減速器圓弧齒錐齒輪的強(qiáng)度計算 2.7.1 齒輪的損壞形式及其影響因素 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)對其強(qiáng)度進(jìn)行計算，以保證其有足夠的強(qiáng)度和壽命以及安全可靠性地工作。在進(jìn)行強(qiáng)度計算之前應(yīng)首先了解齒輪的損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(qiáng)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。 ①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(kuò)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。 ②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(qiáng)度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。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(qiáng)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(qiáng)度不足而引起的。 ①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(kuò)大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至?xí)饾u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。 ②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(qiáng)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(qiáng)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)矩和最大附著轉(zhuǎn)矩并不是使用中的持續(xù)載荷，強(qiáng)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)。 2.7.2 螺旋錐齒輪的強(qiáng)度校核 “格里森”制圓弧齒螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計算過程如下： （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 (2.12) 式中： P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩 兩種載荷工況進(jìn)行計算，N； F——從動齒輪的齒面寬，在此取53.32mm. 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算時 （2.13） 式中： ——發(fā)動機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取420； ——變速器的傳動比在此取6.31； ——主動齒輪節(jié)圓直徑80mm； 按式（2.13）得： 按最大附著力矩計算時： （2.14） 式中： ——汽車在驅(qū)動橋處的稱重，28650N； ——輪胎對路面的附著系數(shù)，在此取=0.85； ——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為玲瓏F825（7.50R16LT），滾動半徑為 0.391m。 ——從動齒輪節(jié)圓直徑344mm； 按式（2.14）得： 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)。 表2.5許用單位齒長上的圓周力 N/mm 汽車類別 參數(shù) 參數(shù) 輪胎與地面的附著系數(shù) 一擋 二檔 直接擋 轎車 893 536 321 893 0.85 載貨汽車 1429 ---- 250 1429 0.85 公共汽車 982 ---- 214 ---- 0.85 牽引汽車 536 ---- 250 ---- 0.65 （2）輪齒的彎曲強(qiáng)度計算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為 N/mm （2.15） 式中： ——該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩,;對于從動齒輪，按和中的較小者和計算；對于主動齒輪還需將上述計算轉(zhuǎn)矩?fù)Q算到主動齒輪上； ——超載系數(shù)；在此取1.0; ——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)，當(dāng)ｍ時，，在此 ——載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，＝1.00～1.10懸臂式支承時取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)及徑向跳動精度高時，可取1.0; F——齒面寬度，取齒輪副中的較小值（一般為從動齒輪的齒面寬度，取53.32mm）； ——計算齒輪的齒數(shù); ——端面模數(shù); ——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)、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。根據(jù)螺旋錐齒輪的大小齒輪齒數(shù)選取，參照圖2.8，大齒彎曲計算用J取0.21，小齒輪彎曲計算用J取0.26； 小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 圖2.8彎曲計算用綜合系數(shù)J 對于從動齒輪，按N·m計算疲勞彎曲應(yīng)力： ＝553.01N/< 700 N/ 按 N·m計算疲勞彎曲應(yīng)力： N/< 210.9 N/ 對于主動齒輪，按計算疲勞彎曲應(yīng)力： ＝424.48N/< 700 N/ 按 N·m計算疲勞彎曲應(yīng)力： ＝73.54N/< 210.9 N/ 表2.6汽車驅(qū)動橋的許用應(yīng)力 N/ 計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 按 700 2800 980 按 210.9 1750 210.9 如表2.6所示，按和中的較小者計算時汽車主減速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力為700N/,按計算時齒輪的許用彎曲應(yīng)力為210.9N/，所以主減速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。 (3) 輪齒的表面接觸強(qiáng)度計算 錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 (2.16) 式中： ——主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩,N/m； ——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6/mm; ，，——見式(2.15)下的說明; ——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），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2.9選取=0.128； ——主動錐齒輪大端分度圓直徑； F——取齒輪副中齒面寬的較小值，一般為從動齒輪齒面寬53.32mm； 主從動齒輪的齒面接觸應(yīng)力相等。 圖2.9接觸強(qiáng)度計算綜合系數(shù)J 當(dāng)按計算時，代入數(shù)據(jù)得 =2615.65N/ <2800N/ 當(dāng)按計算： =1038.07N/ <1750N/ 由以上結(jié)果可知，