汽車單級主減速器設計

誠信聲明 本人鄭重聲明：本論文及其研究工作是本人在指導教師的指導下獨立完成的，在完成論文時所利用的一切資料均已在參考文獻中列出。 本人簽名： 年 月 日畢業(yè)設計任務書設計題目： 汽車單級主減速器設計 系部： 機械工程系 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學號：102011434 學生：李國鋒 指導教師（含職稱）：雷占元（高工） 專業(yè)負責人：田靜 1設計的主要任務及目標通過調研和查閱相關資料文獻，掌握汽車單級主減速器主要用途和工作原理。應用所學相關基礎知識和專業(yè)知識，分析單級主減速器結構、載荷，對主要受力件強度進行計算分析，應用CAD三維造型或二維設計技術完成課題總成和關鍵零件結構設計和計算說明書，按照學校要求編寫畢業(yè)設計論文。2設計的基本要求和內容1）掌握單級主減速器的結構及工作原理。繪制結構簡圖和原理簡圖；2）了解零部件材料及制造、熱處理工藝；3）了解單級主減速器的失效模式；4）制作單級主減速器的裝配總圖；5）對單級主減速器及關鍵零件結構進行計算分析，重點是對失效件的分析；6）編寫畢業(yè)設計論文，總結設計取到的效果與體會，提出自己的論點和改進建議等。3主要參考文獻 汽車車橋設計4進度安排設計各階段名稱起 止 日 期1確定設計思路，進行開題檢查2013.122014.03.142提交畢業(yè)設計開題報告2014.03.203指導老師進行中期檢查與輔導2014.04.254完成畢業(yè)設計論文編寫2014.05.255設計、計算及圖紙整理，準備答辯2014.06.10 汽車單級主減速器的設計摘要：由于行駛中的汽車發(fā)動機的轉速通常在兩千到三千轉每分鐘，如果只通過變速箱來減速的話，那樣會有一個很大的減速比，從而增大了齒輪的半徑，繼而增大了變速箱的尺寸，既不經濟又不合理，另外，轉速下降，而扭矩必然增加，也就加大了變速箱與變速箱后一級傳動機構的傳動負荷。所以，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器。主減速器的存在有三個作用，第一是改變動力傳輸的方向，由上圖可以看出動力傳遞出變速器是縱向的力距，通過減速器，力矩發(fā)生了90度的轉變，從而傳遞到半軸形成橫向的力矩，從而驅動車子前進。第二是作為變速器的延伸為各個檔位提供一個共同的傳動比。 有了這個傳動比，可以有效的降低對變速器的減速能力的要求，這樣設計的好處是可以有效減小變速器的尺寸，使車輛的總布置更加合理。第三也是最重要的就是減速增扭，根據功率的計算公式W=M*v（功率=扭矩*速度）當功率一定時，減少傳動速度，能夠增加扭矩，從而增加驅動力，這也是汽車上坡采用低檔的原因。關鍵字；變速器，減速器，傳動軸Automotive design single-stage main gearSummary：Since moving automobile engine speed is usually 2000-3000 rpm , if only to slow down through the gearbox , then that will be a big reduction ratio, thereby increasing the radius of the gear , which in turn increases the gearbox size , neither economic nor reasonable , in addition, the speed decreased, while torque will increase, it increases the load transmission gearbox and rear gearboxes level transmission mechanism . So, before power to the left and right wheels to set up a triage differential final drive . There exist three main reducer roleThe first is to change the direction of power transmission from the power transmission can be seen that the torque transmission is a longitudinal , through a speed reducer , torque in a shift of 90 degrees , thereby transferring torque to the transverse axle is formed so as to drive the car forward.Second, as an extension of a common transmission gear ratio for each gear position . With this ratio , can effectively reduce the transmission capacity reduction requirements , benefits of this design is that it can effectively reduce the size of the transmission , so that the general arrangement of the vehicle is more reasonable.The third and most important is the reduction by twisting , according to the power of the formula W = M * v ( power = torque * speed ) when the power is constant , the speed reduction gear , the torque can be increased , thereby increasing the driving force , which is the car reasons for the use of low-grade slope .Keywords ; gearbox , reducer , drive shaft 目錄1 緒論12 單級主減速器的設計方案22.1汽車單級主減速器的結構及工作原理22.1.1主減速器的類型22.1.2主減速器的布置及作用分析42.1.3主減速器的減速形式52.1.4主減速器主、從動錐齒輪的支承方案的選擇62.2主減速器的基本參數選擇與設計計算72.2.1主減速比的確定72.2.2主減速齒輪計算載荷的確定82.3主減速器錐齒輪基本參數的選取92.3.1主、從動錐齒輪齒數和92.3.2 節(jié)圓直徑和端面模數的選擇102.3.3 螺旋角的選擇112.3.4 齒面寬的選擇112.3.5螺旋錐齒輪螺旋方向112.3.6 齒輪法向壓力角的選擇122.4 主減速器錐齒輪幾何尺寸的計算122.5螺旋錐齒輪的失效形式152.6螺旋錐齒輪的強度校核162.6.1 單位齒長上的圓周力162.6.2 輪齒的彎曲強度計算172.6.3 輪齒的表面接觸強度計算182.7錐齒輪的材料及熱處理193 主減速器軸承的計算203.1作用在主減速器齒輪齒寬中點的圓周力213.2 主減速器軸承載荷的計算22 總結25參考文獻26致謝27 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計1 緒論1.1主減速器工作原理 主減速器作為驅動橋的一部分，在汽車的傳動系統(tǒng)中起到了很重要的作用，汽車的動力由變速器通過萬向節(jié)，再由萬向節(jié)通過主傳動軸傳遞到主減速器 ，繼而傳遞到驅動橋的另一個重要部分差速器，從而實現了汽車的平穩(wěn)運轉。1.2 國內主減速器的狀況 隨著社會的告訴發(fā)展，環(huán)保、舒適、快捷，成為汽車市場的主旋律。對于驅動橋而言，一個小速度比，大扭矩，高傳動效率，成本低成為汽車主減速器發(fā)展的趨勢。也是汽車制造業(yè)不斷追求的目標。當時，就制造技術，制造成本，制造工藝方面而言，與國外的還有一定的差距，尤其是齒輪開發(fā)技術缺乏獨立創(chuàng)新精神，這需要我們不斷加強創(chuàng)新精神，提高管理水品，加快與國際水平接軌，設計出適合中國國情的高檔減速器，早日縮小和去除與世界先進水平的差距，在主減速器的發(fā)展上取得歷史的飛躍。1.3汽車單級主減速器的設計研究的意義1，通過對汽車單級主減速器的設計，使我們更好的了解汽車的構造，以及傳動系統(tǒng)的組成及作用。2，通過對汽車單級主減速器的設計，使我們能更好從理論中解決汽車構造中的各類問題，從而達到理論與實際相結合的作用。3，通過設計對比，我們可以設計出合理經濟的減速器。4，在設計的過程中，我們學會了使用各種資料，手冊，大大的增強了我們的自學能力和查閱各種資料的能力。2 單級主減速器的設計方案主減速器設計應滿足如下基本要求：1）主減速比的選擇應能保證汽車既有最佳的動力性和經濟性。2）在滿足強度、剛度條件下，應力求質量小，外觀美，噪音小。 3）制造，拆裝容易、調整方便結構簡單，加工工藝性好。 4）材料選擇應滿足合理經濟性。 奧迪A6 04款 1.8T（125馬力） 汽車給定參考數據 表2-1汽車最大總重量m1440kg 一檔傳動比6.2額定載荷重量m300kg車輪滾動半徑0.37m發(fā)動機最大扭矩/轉速170/3800(r.min)最小離地間隙180220mm發(fā)動機最大功率P/轉速92kw/6000(r.min)后軸載荷分配60%最大車速198km/h驅動方式4*2變速器最高檔傳動比1 發(fā)動機布置方式FR變速箱5檔手動 發(fā)動機旋轉方向逆時針（輸出端）長寬高(mm) 4886*1810*1475車身結構三廂車2.1汽車單級主減速器的結構及工作原理2.1.1主減速器的類型在現代汽車驅動橋上，主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。本課題選取的研究對象為螺旋錐齒輪，如圖所示。 圖2-1 主減速器齒輪類型 圖2-1 螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪 螺旋錐齒輪其主、從動齒輪軸線相交于一點。交角可以是任意的，但在絕大多數的汽車驅動橋上，主減速齒輪副都是采用90交角的布置。由于齒輪端面重疊的影響，至少有兩對以上的齒輪同時嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受大的負荷，其工作平穩(wěn)，即使高速運轉時，噪聲和震動也很小。 雙曲面齒輪齒輪傳動如圖所示，其特點是主從動齒輪的軸線不相交兒呈空間交叉，其空間交叉角也都是采用90。主動齒輪軸相對于從動軸有向上或向下的偏置，偏移量稱為該齒輪的偏移距。隨著偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當的錐齒輪比較，負荷可以提高達百分之175，雙曲面齒輪由于主動齒輪的螺旋角的增大，使主動齒輪的節(jié)圓直徑大約比螺旋錐齒輪大20%左右。這樣使得主動齒輪軸的軸頸相應的增大，從而大大提高了齒輪嚙合的剛度，提高了主動齒輪的使用壽命，由于雙曲面?zhèn)鲃又鲃育X輪螺旋角的增大，還導致了其進入嚙合的齒數平均比螺旋錐齒輪相應的齒數較多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動工作的更加平穩(wěn)，無噪聲 ，強度也高。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各點嚙合過程 還伴隨著沿齒廓滑動一樣，這種滑動有利于磨合，使齒輪副沿整個齒面能更好的嚙合，因而更促使其工作平穩(wěn)和無噪聲，廣泛的應用于發(fā)動機橫置的前置前驅的乘用車驅動橋。蝸輪蝸桿傳動簡稱蝸輪傳動，蝸輪傳動 相對于螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪有一系列的優(yōu)點，在結構質量較小的情況下，采用蝸輪傳動能得到較大的傳動比，另外蝸輪傳動還具有：能傳遞較大的載荷，使用壽命長，在整個試用期有較高的傳動效率，結構簡單，拆裝方便，調整容易等一系列優(yōu)點，與螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪減速器相比，其唯一的缺點是要用昂貴的有色金屬（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使用 。螺旋錐齒輪有以下優(yōu)點1，由于螺旋錐齒輪的齒線是曲線，在傳動過程中至少有兩個或者兩個以上的齒同時接觸，重疊交替接觸的結果，減輕了沖擊，使傳動平穩(wěn)，降低了噪音2螺旋錐齒輪傳動效率高，傳動比穩(wěn)定，圓弧重疊系數高，承載能力高，傳動平穩(wěn)，工作可靠，結構緊湊，節(jié)能省料，節(jié)省空間，耐磨損，壽命長，噪音小。 2.1.2主減速器的布置及作用分析 圖2-2汽車傳動系組成和布置形式由上圖可知汽車的動力由變速器通過萬向節(jié)，再由萬向節(jié)通過主傳動軸傳遞到主減速器 ，繼而傳遞到差速器通過半軸使汽車在轉彎的時候你能夠保持動力平衡 。由上圖可看出主減速器不僅可以改變動力傳遞的方向還可以減速從而增扭的作用。2.1.3主減速器的減速形式減速器的減速形式可以分為單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、單級或者雙級減速配以輪邊減速等。減速形式的選擇主要取決于有動力性、燃油經濟性等整車性能所要求的主減速比的大小及其驅動橋下的離地間隙，驅動橋的數目及其布置的形式等。單級主減速器由于從經濟結構方面考慮，單級主減速器具有結構簡單、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點所以本課題選擇的是單級主減速器的設計。單級主減速器有以下四種典型的結構1） 組合式橋殼的單級主減速器2） 對分式橋殼的單級主減速器3） 整體式橋殼的單級主減速器4） 前置發(fā)動機前輪驅動汽車和后置發(fā)動機后輪驅動汽車的單級主減速器雙極主減速器與單級主減速器相比，由于雙極主減速器由兩級齒輪減速組成，使其結構復雜，質量加大 ，又由于雙極主減速器的齒輪及軸承數量的增多和材料消耗及加工工時的增加，制造成本也顯著增加，因此僅用于主減速比較大(7.612)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時才采用。通常僅用在裝載質量10t以上的重型汽車上。雙速主減速器雙極主減速器由兩級齒輪減速構成，第一級減速都采用一堆螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪，而根據第二級減速形式的不同，雙速主減速器可分為錐齒輪行星齒輪式和錐齒輪圓柱齒輪式。雙速主減速器的大、小兩種主速比，時根據汽車的使用條件，發(fā)動機功率及變速器各檔位傳動比的大小選定 。其大的主減速比用于滿載汽車形式與壞路上，以克服大的地面阻力，并減少變速器中間檔位的變換次數；而小的減速比用于汽車空載或低載荷在平直且良好的硬路上高速形式，以改善汽車的燃料經濟性和降低傳動系載荷。單級貫通式主減速器 單級貫通式主減速器用于輕噸位多橋驅動汽車的貫通橋上，其優(yōu)點是傳動系統(tǒng)結構簡單、主減速器的體積和質量較小，并可使中，后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性。根據減速齒輪形式的不同，單級貫通式主減速器它又分為雙曲面齒輪式和蝸輪式兩種結構型式。雙級貫通式主減速器 對于中、重型多橋驅動的汽車來說，由于主減速比較大，多采用雙級貫通式主減速器，它是由一對圓柱齒輪和一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪組成。根據這兩對齒輪組合時的先后次序的不同，可分為兩種結構形式。2.1.4主減速器主、從動錐齒輪的支承方案的選擇 現在汽車主減速器錐齒輪的支承型式主要有以下兩種：1懸臂式 如圖所示 圖2-3 懸臂式支撐 結構特點：其上安裝了一對圓錐滾子軸承，兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內，而大端朝外，目的是為了減小懸臂長度和增大支承間的距離以縮短跨距從而增加支撐強度。結構簡單，支撐剛度較差，作用轉矩較小的軸上。2.跨置式 如圖所示 圖2-4 跨越式支撐結構特點：在錐齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，支撐剛度增加，軸承的負荷較小，齒輪的承載能力高于懸臂式，由于增加了導向軸承支座，從而使主減速器結構復雜，經濟效益降低。2.2主減速器的基本參數選擇與設計計算2.2.1主減速比的確定 主減速比的大小對主減速器的結構形式、輪廓齒輪及質量的大小影響很大 。主減速比的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比（包括變速器、分動器和加力器、驅動橋等傳動裝置的傳動比）一起，由汽車的整車動力來計算。主減速比的選擇，對汽車的動力性，燃料經濟性有非常重大的影響。對于轎車來說，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。這時值應按下式來確定： *0.377 （2-1）式中車輪的滾動半徑，m； Np-最大功率時發(fā)動機的轉速。R/min 變速器量高檔傳動比。通常為1 VMAX汽車最大車速。Km/h則代入數據可計算得出i0=4.222.2.2主減速齒輪計算載荷的確定 由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準確的算出主減速器的計算載荷是很困難的，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。1)發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動情況下作用于主減速器從動齒輪上【的轉矩TCE TCE=(K0*i1* *Tm)/n （2-2）式中 TM發(fā)動機最大轉矩，； I1 由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比； 上述傳動部分的效率，取； 超載系數，一般 該車的驅動橋數目；通常取1.代入數據可得TCE=1*4.22*6.2*0.9*170/1=4003 N.M 2)當驅動車輪打滑時 轉矩Tcs (2-3) 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷（汽車最大總重*載荷分配）N 輪胎對路面的附著系數，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；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此取1.3； -車輪的滾動半徑，m； 主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率，此取0.95； 主減速器從動齒輪到車輪間的傳動比，通常取1。代入數據計算得TCS=1440*0.6*1.25*0.37*1.3*9.8/(0.95*1)=5358.46 N.M通常取TCS TCE 中的較小值作為作為汽車從動輪的計算載荷所以TC=4003 N.M所以主動輪 =1053.9 N.M；三按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 ( 2-4)式中汽車滿載時的總重量，在此取1440*9.8=14113 N道路滾動阻力系數，計時轎車取 此時取0.012汽車正常使用時的平均爬坡能力系數。通常，轎車取 汽車或汽車列車的性能系數 此時取0代入數據計算可得TCF=14113*0.37*(0.012+0.08+0)/(1*0.95*1)=505.69 N.M從而主動輪計算載荷Tzf=505.69/(4.22*0.9)=133.14N.M2.3主減速器錐齒輪基本參數的選取2.3.1主、從動錐齒輪齒數和選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮以下因素：小齒輪齒數應選用奇數 為了磨合均勻，之間應避免有公約數；為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數應不小于40； 表2-2汽車主減速器主動錐齒輪齒數 表2-2汽車主減速器主動錐齒輪齒數 由表可知取Z1=9 Z2=382.3.2 節(jié)圓直徑和端面模數的選擇 (2-5) 直徑系數，一般取13.016.0，取14；從動錐齒輪的計算轉矩，為4003；代入數據計算可得出D2=222.mm 從而端面模數 m=D2/Z2=5.84 校核： 模數系數，取從而校核得到m=5.55 表2-3錐齒輪模數6（mm）0.10.120.150.20.250.30.350.40.50.60.70.80.911.1251.251.3751.51.7522.252.52.7533.253.53.7544.555.566.578910111214161820222528303236404550 對照表可選出m=5.5從新可得D2=209mm D1=50mm2.3.3 螺旋角的選擇 螺旋角應足夠大 ，以使端面重疊系數超過1.25，端面重疊系數越大，傳動工作就越平穩(wěn)，噪音低，一般螺旋錐齒輪螺旋角為35到40 度之間，采用35度比較普遍。2.3.4 齒面寬的選擇 b=0.155D (2-6)所以 b2=0.155*209=32.4mm對于螺旋錐齒輪齒輪一般比大10%。 b1=1.1*32.4=35.6mm2.3.5螺旋錐齒輪螺旋方向齒輪的旋向分為左旋和右旋， 判斷方法，從錐齒輪的小斷面向大斷面看，順時針傾斜為右旋，逆時針傾斜為左旋。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響它的軸向力的方向。如圖所示 圖2-5螺旋錐齒輪的旋向2.3.6 齒輪法向壓力角的選擇 大壓力角可以增加螺旋錐齒輪的強度，減小不產生根切的最小齒數，但對于小尺寸的齒輪，大壓力角易于產生齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的齒形重疊系數下降 ，所以在輕載荷工作的齒輪中一般采用小壓力角，可使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低，螺旋錐齒輪的標準壓力角為20度。2.4 主減速器錐齒輪幾何尺寸的計算 表2-4 主減速器錐齒輪的幾何尺寸參數表序號計算公式結果注 釋19 小齒輪齒數應不少于6，小齒輪齒數238 由小齒輪數和傳動比決定 大齒輪齒數3=d/z5.5mm 模數序號計算公式結果注 釋4=0.155D232.4mm大齒輪齒面寬520壓力角69.35mm齒工作高,查表4.8取1.700710.384mm齒全高,查表4.8取1.888890軸交角9=5.5*950mm小齒輪分度圓直徑1013.27小齒輪節(jié)錐角1176.73大齒輪節(jié)錐角12108.9mm節(jié)錐距1317.28周節(jié)142.035mm大齒輪齒頂高,變位系數表4-10取0.3715=9.35-2.0357.315mm小齒輪齒頂高16=10.384-7.3153.069mm小齒輪齒根高續(xù)178.349mm大齒輪齒根高181.034mm齒頂間隙191603小齒輪齒根角204.403大齒輪齒根角2113.27+4.40317.67小齒輪面錐角 22=76.73+1.60378.33大齒輪面錐角23=13.27-1.60311.667小齒輪根錐角24=76.73-4.40372.327大齒輪根錐角25=50+2*7.315*0.9764.19mm小齒輪外圓直徑26=209+2*2.035*0.23210mm大齒輪外圓直徑27=104.5-7.315*0.23102.82mm小齒輪外徑至錐頂的距離28=25-2.035*0.9723.03mm大齒輪外徑至錐頂的距離29S2=0.856m+(0.84*)-m*k5.59mm大齒輪理論弧齒厚，切向變位系數k查表取0.1530=17.28-5.5911.69mm小齒輪理論弧齒厚3135螺旋角2.5螺旋錐齒輪的失效形式 螺旋錐齒輪要安全可靠地工作，必須有足夠的強度及壽命，設計時，應根據其所受的載荷及尺寸大小，驗算其壽命及強度 。齒輪的失效形式有很多，常見的主要有齒輪折斷，齒面點蝕，剝落，齒面膠合和齒面磨損。1，齒面折斷；齒面折斷主要有疲勞折斷和脆性折斷，折斷多從齒根開始這里是 齒輪最薄弱截面。疲勞折斷；由于載荷多次重復的結果在齒根附近出現很短裂紋，裂紋繼續(xù)擴大，使齒輪部分或者整個斷掉。齒輪脆斷；由于偶然沖擊或超負荷造成的折斷。為防止齒輪折斷，應使齒輪有足夠大的抗彎強度，選擇適當的壓力角、模數、良好的齒輪材料及熱處理質量，齒輪的光潔度要好，齒根圓角半徑應盡可能加大，表面應光潔 。2. 齒面點蝕及剝落；螺旋錐齒輪的點蝕及剝落時滲碳齒輪的主要破壞形式。 點蝕；點蝕是齒輪表面多次高壓接觸所形成的表面疲勞的結果，避免方法：盡可能減小齒面的壓力 ，增大齒輪的節(jié)圓直徑和增加螺旋角等，均可增大齒面的曲率半徑，是提高抗點蝕的有效方法。 剝落；由于齒輪心部硬度不夠，表面層太薄，表面層強度不夠而形成較點蝕更深的凹坑3. 齒面膠合； 齒面膠合是輪齒的表面在高壓，高速滑動引起的局部高溫的共同作用下或潤滑冷卻不良時，破壞了油膜，形成啦金屬表面的直接摩擦，因高溫將金屬沾接在一起又撕裂下來造成的表面磨損。多出現在齒頂附近，在齒頂垂直的方向產生撕裂或劃痕?？赏ㄟ^改善潤滑條件改善。4. 齒面磨損 齒面磨損是齒輪面間相互滑動、研磨、或劃痕所造成的損壞。研磨磨損由齒輪傳動過程的脫落顆粒、裝配中代入的雜物、以及油中不潔物等所 造成的不正常磨損，應予避免。2.6螺旋錐齒輪的強度校核 螺旋錐齒輪的強度校核分彎曲強度和齒面接觸強度計算。 表2-5汽車驅動橋齒輪的許用應力表 N/mm計算載荷主減速器齒輪的許用彎曲應力主減速器齒輪的許用接觸用力差速器齒輪的許用彎曲應力按式中給出的最大計算轉矩中的較小者7002800980平均計算轉矩21017502102.6.1 單位齒長上的圓周力在汽車工業(yè)中，主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用在其齒輪上的假定單位壓力及單位齒長上的圓周力來估算，即1）按發(fā)動機最大轉矩計算圓周力 ( 2-7)發(fā)動機最大轉矩，；變速器傳動比d1 小齒輪的分度圓直徑可以得出 p=1301 N/mm2）按最大附著力矩計算圓周力有： (2-8）G2 -汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對后驅動橋時還應該考慮汽車最大加速時的負荷增大量；輪胎與地面的附著系數，可查表得輪胎的滾動半徑，m； 主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑，mm。 F-從動輪的齒面寬 可得出P=1530 N/mm2.6.2 輪齒的彎曲強度計算 彎曲應力 （2-9）TC 所計算齒輪的計算轉矩()KV 質量系數。它受齒輪的齒形系數，周節(jié)誤差，齒圈景象跳動的影響。 取KV =1 過載系數，一般取1；尺寸系數 當端面模數1.6mm時，=(25.4) 否則取=0.5 此時m=5.5 所以ks=0.68齒面載荷分配系數 取1.1所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數。計算彎曲應力的綜合系數（或幾何系數），它綜合考慮了齒形系數、載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數及慣性系數等對彎曲應力計算的影響。參照圖 圖2-6 彎曲計算用綜合系數 取J=0.25當TC =1053.9 N.M時 =（2*1000*1053.9*0.68*1.1）/(35.6*50*5.5*0.25)=633.2700MPa 當TC =133.14N.M時 =（2*1000*133.14*0.68*1.1）/(35.6*50*5.5*0.25)=80.15210MPa 所以主動齒輪的彎曲強度滿足強度要求2.6.3 輪齒的表面接觸強度計算 接觸應力 （2-10） 式中 主動齒輪的計算轉矩（N/m） 材料的彈性系數，一對剛的螺旋錐齒輪 表面質量 系數，決定于齒面最后加工的性質，如銑齒，研齒，磨齒等，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 計算接觸應力的綜合系數 它綜合考慮了載荷作用點處嚙合齒面的相對曲率半徑、有效尺寬及慣性系數等的因素的影響 如圖所示 圖示2-7為汽車用螺旋錐齒輪的接觸強度計算 用J 壓力角20度 螺旋角35度 軸交角90度從圖中可以看出J=0.118其他參數可以參考上面 當T =1053.9 N.M時232.6/50=1540MP2800MPa，當T=133.14N.M時MP1750MPa符合強度要求2.7錐齒輪的材料及熱處理由于汽車錐齒輪工作條件非常惡劣，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。又有齒輪折斷，齒面點蝕，剝落，齒面膠合和齒面磨損等失效形式。所以對其材料和熱處理工藝有如下要求；1，選擇合金材料時，盡量少用我國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；2選擇材料時，所選的材料應有足夠的彎曲強度和表面接觸強度同時齒面保持足夠的硬度。3輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷；4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；5為了提高齒輪的精度，降低齒輪噪音，應選擇變形小的材料，為此還應對材料的晶粒度提出要求。6應考慮尺寸大小，毛胚形成方法及熱處理和制造工藝 。汽車主減速器錐齒輪目前常用的滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi。過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到5864HRC，而心部硬度較低，為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0.0050.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，滲硫處理可提高其耐磨性。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。 3 主減速器軸承的計算3.1作用在主減速器齒輪齒寬中點的圓周力 為計算作用在齒輪上的圓周力，首先要確定計算轉矩由于變速器檔位的變化，且發(fā)動機也不出于最大轉矩狀態(tài)，因此主減速器齒輪工作轉矩處于變化中作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可由公式 （3-1）發(fā)動機最大轉矩 170N.m，變速器在各擋的使用率，可參考表3-1（汽車車橋設計劉維信編著）選取，變速器各擋的傳動比， ,變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率?？蓞⒖急?-1（汽車車橋設計劉維信編著）選取 表3-1 fi fT 參考值 代入數據可得出T=158N.m齒面寬中點處的圓周力 P=2T/dmT 作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動齒輪上的當量轉矩dm該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑,對于圓錐齒輪 d2m =d2 -F sin2 d1m =d2m * z1/z2 d2m -從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑； d1m-主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑； d2 -從動齒輪節(jié)圓直徑； F-從動齒輪齒面寬； 2 從動齒輪節(jié)錐角； 計算可得d2m =209-32.4*sin76.73=117.4mm d1m=117.4*9/38=27.8mm 主動錐齒輪的圓周力 P=11.37kN3.2 主減速器軸承載荷的計算 軸承的載荷就是齒輪軸向力，但如果采用圓錐滾子軸承時，還應考慮徑向力引起的派生軸向力的影響，而軸承的徑向載荷則是上述齒輪徑向力 、圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支撐反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸、支撐形式和軸承位置已確定，則可計算出軸承的徑向載荷主動錐齒輪的軸向力和徑向力分別為（主動齒輪左旋 反時針） （3-2） (3-3) （3-4） （3-5）初取a=84mm b=40mm c=a+b=124mm 代入數據可得 RA=5.4KN RB=17.05KN軸承A的軸向載荷8.8KN軸承B的軸向載荷0KN軸承的當量動載荷Q=XR+YAX徑向系數 Y軸向系數當A/Re 時X=1 Y=0 否則X=0.4 Y值見手冊代入數據可得Q=16.67軸承的額定壽命L計算公式為 （3-6）C為額定動載荷；其值查閱軸承手冊；為溫度系數，標準軸承的工作溫度可達100，當超過100時，C值應按修正為載荷系數，考慮載荷性質平穩(wěn)的、震動的或者劇烈沖擊的載荷對軸承壽命的不同影響，對于車輛 ，取1.2到1.8之間壽命指數，對球軸承取3，對于滾子軸承取10/3在實際計算中，常以工作小時數表示軸承的額定壽命 （3-7）n-軸承的計算轉速，可根據汽車的平均行駛速度計算。對于無輪邊減速的驅動橋來說，主減速器的主動錐齒輪軸承的計算轉速為 （3-8