輕型車主減速器設(shè)計(jì)【輕型商用車上的主減速器采用單級(jí)主減速器】,輕型商用車上的主減速器,采用單級(jí)主減速器,輕型車主減速器設(shè)計(jì)【輕型商用車上的主減速器,采用單級(jí)主減速器】,輕型,車主,減速器,設(shè)計(jì),商用,車上,采用,采取,采納,單級(jí)主 目 錄 摘 要 I AbstractII 第 1 章 緒 論 1 1.1 國(guó)內(nèi)外主減速器行業(yè)現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì)1 1.2 本設(shè)計(jì)的目的和意義2 1.3 本次設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容2 第 2 章 主減速器的設(shè)計(jì) 3 2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)型式的選擇3 2.1.1 主減速器的減速型式3 2.1.2 主減速器齒輪的類型的選擇4 2.1.3 主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承形式6 2.1.4 主減速器從動(dòng)錐齒輪的支承形式及安置方法7 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算8 2.2.1 主減速比的確定8 2.2.2 主減速器計(jì)算載荷的確定9 2.2.3 主減速器基本參數(shù)的選擇11 2.2.4 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計(jì)算15 2.2.5 主減速器雙曲面齒輪的強(qiáng)度計(jì)算23 2.2.6 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(jì)算轉(zhuǎn)矩的確定28 2.3.2 齒寬中點(diǎn)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(jì)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(jì) 35 3.1 差速器結(jié)構(gòu)形式的選擇35 3.2 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理37 3.3 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)38 3.4 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì)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(jì)算40 3.4.3 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算42 3.5 本章小結(jié)43 第 4 章 驅(qū)動(dòng)半軸的設(shè)計(jì) 44 4.1 半軸結(jié)構(gòu)形式的選擇44 4.2 全浮式半軸計(jì)算載荷的確定46 4.3 全浮式半軸的桿部直徑的初選47 4.4 全浮式半軸的強(qiáng)度計(jì)算47 4.5 半軸花鍵的計(jì)算47 4.5.1 花鍵尺寸參數(shù)的計(jì)算47 4.5.2 花鍵的校核49 4.6 本章小結(jié)50 結(jié) 論 51 參考文獻(xiàn) 52 致 謝 53 摘要 本設(shè)計(jì)的任務(wù)是設(shè)計(jì)一臺(tái)用于輕型商用車上的主減速器，采用單級(jí)主減速器，該 減速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積及質(zhì)量小且成本低等優(yōu)點(diǎn)，因此廣泛用于各種中、小型汽 車上。例如，轎車、輕型載貨汽車都是采用單級(jí)主減速器，大多數(shù)的中型載貨汽車也 采用這種形式。 根據(jù)輕型載貨汽車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車輛重 量、滿載重量以及最高車速、發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)，選 擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車設(shè)計(jì)、汽車?yán)碚?、汽車?gòu)造、機(jī)械設(shè) 計(jì)等相關(guān)知識(shí)，計(jì)算出相關(guān)的主減速器參數(shù)并論證設(shè)計(jì)的合理性。 它功用是：將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應(yīng)降低轉(zhuǎn)速；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)還具有改變轉(zhuǎn)矩 旋轉(zhuǎn)方向的作用。 本設(shè)計(jì)主要內(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(dòng) 齒輪和從動(dòng)錐齒輪的支承形式、主減速比的確定、主減速器計(jì)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(jì)算、對(duì)稱式圓 錐行星齒輪差速器的差速原理、對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)、對(duì)稱式圓錐行星 齒輪差速器的設(shè)計(jì)、全浮式半軸計(jì)算載荷的確定、全浮式半軸的直徑的選擇、全浮式 半軸的強(qiáng)度計(jì)算、半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算。 關(guān)鍵詞: 主減速比；主動(dòng)齒輪；從動(dòng)齒輪；差速器；行星齒輪 ABSTRACT The design task is to design for a light commercial vehicle on the main reducer, using a single-stage main reducer, the reducer is simple in structure, size and quality of small and low cost, it is widely used in a variety of small and medium-sized car. For example, car, li- ght truck and are based on single-stage main reducer, the majority of medium-laden vehic- les were also using this form. According to the shape of light truck, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and the maximum speed, the engI- nes maximum power, maximum torque, displacement and other important parameters, se- lect the appropriate The main reduction ratio. Based on the above parameters, combined w- ith the car design, automotive theory, automobile construction, mechanical design and oth- er related knowledge, to calculate the relevant parameters of the main reducer and demon- strate the rationality of the design. Its purpose is to: increase the input torque and lower speed; when the motor home also has a vertical change in the direction of the role of spin torque. The main elements of design are: the main type of gear reducer, speed reducer forms the main, the main driving gear reducer and the driven bevel gear supporting the form of the determination of the main reduction ratio, the main reducer of the calculation to deter- mine the load, the main reducer Basic parameters of the choice of the main reduce-r gear materials and heat treatment, the calculation of the main bearing reducer, pla-ne tary gear symmetric conical differential of the differential principle, symmetric co-ne of the structure of planetary gear differential, planetary symmetric cone different-ial gear design, the whole floating axle load calculation to determine the whole dia-mete r floating axle option, all the strength of floating axle, the axle spline strength calcu lation. Key words: The main reduction ratio; gear; driven gear; differential; Planetary Gear 0 第 1 章 緒論 1.1 國(guó)內(nèi)外主減速器行業(yè)現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì) 中國(guó)汽車主減速器產(chǎn)業(yè)是緊隨桑塔納等合資項(xiàng)目的國(guó)產(chǎn)化配套戰(zhàn)略成長(zhǎng)起來(lái)的， 發(fā)展時(shí)間不長(zhǎng)。相比跨過(guò)公司，我國(guó)汽車主減速器企業(yè)多年來(lái)定位于汽車集團(tuán)內(nèi)部 配套或服務(wù)于地方區(qū)域市場(chǎng)，國(guó)內(nèi)競(jìng)爭(zhēng)不充分，發(fā)展明顯滯后于整車。主要表現(xiàn)在 以下幾個(gè)方面：一是市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)不充分，產(chǎn)業(yè)集中度低，企業(yè)規(guī)模效益普遍不高，不 能適應(yīng)零部件業(yè)規(guī)?；?、低成本的發(fā)展要求。二是受體系供應(yīng)鏈條的限制，不同地 區(qū)的主減速器供應(yīng)體系之間的供應(yīng)鏈互相不交叉。三是主減速器供應(yīng)以外資或合資 企業(yè)為主，本土企業(yè)的專業(yè)化水平不高，產(chǎn)品技術(shù)含量低。 國(guó)外汽車主減速器行業(yè)現(xiàn)狀：一是零部件市場(chǎng)投資集中，易于形成較大經(jīng)濟(jì)規(guī) 模，生產(chǎn)成本降低，利于實(shí)現(xiàn)通用化共享平臺(tái)；二是主減速器企業(yè)產(chǎn)品研發(fā)投入力 度大，便于技術(shù)水平提升，形成與主機(jī)廠的同步開(kāi)發(fā)能力；三是這種現(xiàn)象導(dǎo)致其他 國(guó)家主減速器企業(yè)跨地區(qū)、跨集團(tuán)的資產(chǎn)重組難以實(shí)現(xiàn)上規(guī)模、上水平的目標(biāo)，其 后果是其產(chǎn)品的技術(shù)水平、生產(chǎn)成本、產(chǎn)品質(zhì)量以及營(yíng)銷服務(wù)網(wǎng)絡(luò)等與跨國(guó)公司的 差距進(jìn)一步拉大。 由于新的競(jìng)爭(zhēng)環(huán)境的形成，以歐美日為代表的全球性汽車產(chǎn)業(yè)鏈正在逐步構(gòu)成 一個(gè)新型的汽車工業(yè)零整關(guān)系，我們可以清楚地看到世界汽車零部件企業(yè)正紛紛從 整車企業(yè)中獨(dú)立出來(lái)， 這極大地改變了原有汽車產(chǎn)業(yè)的垂直一體化分工協(xié)作模式， 零部件企業(yè)與整車企業(yè)形成了對(duì)等合作、戰(zhàn)略伙伴的互動(dòng)協(xié)作關(guān)系。根據(jù) Wards AutoWorld 的最新調(diào)研表明，日本汽車業(yè)在近幾年來(lái)通過(guò)建立起一種以追求團(tuán)隊(duì)精神 和協(xié)調(diào)意識(shí)，運(yùn)用戰(zhàn)略聯(lián)盟或外包的形式，加強(qiáng)與供應(yīng)商和承銷商之間合作的新型 零整體系顯得尤為富有成效。經(jīng)由細(xì)致的功能與成本比較，研究自身優(yōu)勢(shì)所在，或 有可能建立起的競(jìng)爭(zhēng)優(yōu)勢(shì)，并集中力量發(fā)展這種優(yōu)勢(shì)；同時(shí)，從維護(hù)企業(yè)品牌角度 研究企業(yè)的核心環(huán)節(jié)，保留并增強(qiáng)這些環(huán)節(jié)上的能力，把不具有優(yōu)勢(shì)的或非核心的 一些環(huán)節(jié)分離出去，同時(shí)不斷尋求能與之達(dá)到協(xié)同的合作伙伴，共同完成價(jià)值鏈的 全過(guò)程。日本企業(yè)的做法，擺脫了“縱向一體化” 的負(fù)面影響，將資源得以外延，借 助零部件企業(yè)的資源達(dá)到快速響應(yīng)市場(chǎng)的目的，于是出現(xiàn)了這一新型的“橫向一體化” 模式。 發(fā)展趨勢(shì)：世界汽車工業(yè)的全球化重組和我國(guó)汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，使汽車主 1 減速器產(chǎn)業(yè)處于快速變化的環(huán)境中，我國(guó)汽車主減速器企業(yè)在發(fā)展戰(zhàn)略的制定和實(shí) 施過(guò)程中，還會(huì)不斷出現(xiàn)新的問(wèn)題，對(duì)已有問(wèn)題的認(rèn)識(shí)也在不斷深化。這就要求我 們與時(shí)俱進(jìn)，開(kāi)拓思想，不斷提高對(duì)問(wèn)題的認(rèn)識(shí)，及時(shí)調(diào)整對(duì)策措施，從容應(yīng)對(duì)， 使企業(yè)穩(wěn)步健康發(fā)展。 當(dāng)今世界各國(guó)齒輪和齒輪減速器向著六高、二低、二化方向發(fā)展的總趨勢(shì)，即： 高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高傳動(dòng)效率；低噪聲、低 成本；標(biāo)準(zhǔn)化和多樣化。由于計(jì)算機(jī)技術(shù)、信息技術(shù)和自動(dòng)化技術(shù)的廣泛應(yīng)用，齒 輪減速器的發(fā)展將躍上新的臺(tái)階，從經(jīng)濟(jì)指標(biāo)、產(chǎn)業(yè)鏈、宏觀政策等多個(gè)角度刻畫(huà) 汽車主減速器發(fā)展變化，洞察行業(yè)發(fā)展動(dòng)向，精確把握發(fā)展規(guī)律，可見(jiàn)中國(guó)本土汽 車主減速器存在巨大發(fā)展空間。因此，此題目的設(shè)計(jì)尤為重要。 1.2 本設(shè)計(jì)的目的和意義 隨著加入 WTO 以來(lái)我國(guó)汽車市場(chǎng)的進(jìn)一步開(kāi)放，跨國(guó)汽車集團(tuán)及零部件供應(yīng) 商紛紛調(diào)整了在華戰(zhàn)略，將過(guò)去相對(duì)獨(dú)立的“中國(guó)戰(zhàn)略” 轉(zhuǎn)變?yōu)榉掀溟L(zhǎng)遠(yuǎn)利益和整 體利益的“全球戰(zhàn)略 ”，中國(guó)市場(chǎng)逐步成為其 “全球戰(zhàn)略”的重要組成部分，它們對(duì)中國(guó) 市場(chǎng)的投資會(huì)進(jìn)一步加大?？梢灶A(yù)見(jiàn)，跨國(guó)汽車集團(tuán)及核心零部件供應(yīng)商對(duì)我國(guó)汽 車產(chǎn)業(yè)的控制力會(huì)進(jìn)一步增強(qiáng)。 主減速器是驅(qū)動(dòng)橋的重要組成部分，其性能的好壞直接影響到車輛的動(dòng)力性、 經(jīng)濟(jì)性。目前,國(guó)內(nèi)減速器行業(yè)重點(diǎn)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(kuò)展，產(chǎn)品質(zhì)量已達(dá)到國(guó)外先進(jìn)工業(yè)國(guó)家同類產(chǎn)品水平，完全可承擔(dān)起 為我國(guó)汽車行業(yè)提供傳動(dòng)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(jì)算機(jī)技術(shù)、信息技術(shù)和自動(dòng)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(duì)主減速器的研究能極大地促進(jìn)我國(guó)的汽車工業(yè)的發(fā)展。 1.3 本次設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容 本設(shè)計(jì)的目標(biāo)是設(shè)計(jì)一種輕型商用車的主減速器，本設(shè)計(jì)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(dòng)齒輪和從動(dòng)錐齒輪的支 承形式、主減速比的確定、主減速器計(jì)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(jì)算、對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器 的差速原理、對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)、對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè) 計(jì)、全浮式半軸計(jì)算載荷的確定、全浮式半軸的直徑的選擇、全浮式半軸的強(qiáng)度計(jì) 算、半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算。 2 第 2 章 主減速器的設(shè)計(jì) 根據(jù)輕型載貨汽車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車輛 重量、滿載重量以及最高車速、發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)， 選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車設(shè)計(jì)、汽車?yán)碚?、汽車?gòu)造、機(jī) 械設(shè)計(jì)等相關(guān)知識(shí)，計(jì)算出相關(guān)的主減速器參數(shù)并論證設(shè)計(jì)的合理性。 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(dòng)齒輪和從動(dòng)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(jí)減速、雙級(jí)減速、雙速減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫 通、主減速及輪邊減速等。 (1)單級(jí)主減速器 如圖2.1所示為單級(jí)主減速器。由于單級(jí)主減速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小、尺寸 緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點(diǎn)，廣泛用在主減速比i7.6的各種中、小型汽車上。單級(jí) 主減速器都是采用一對(duì)螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪，也有采用蝸輪傳動(dòng)的。 圖 2.1 單極主減速器 圖 2.2 雙級(jí)主減速器 3 (2)雙級(jí)減速 如圖 2.2 所示為雙級(jí)主減速器。由兩級(jí)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(shí)可取 =2.0；0pf0k 汽車滿載時(shí)的總質(zhì)量在此取 5455 ；amgK 該汽車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目在此取 1；n 傳動(dòng)系上傳動(dòng)部分的傳動(dòng)效率，在此取 0.9。T 根據(jù)以上參數(shù)可以由(2.3）得： = =6211ce304.51.09mN （2）按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 csT LBrcs iGT/2 （2.4） 式中： 汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，在此取 32550N，2G 此 數(shù)據(jù)參考同類車型； 輪胎對(duì)路面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車，可以 取 10 =0.85；對(duì)越野汽車取 =1.0；對(duì)于安裝專門(mén)的肪滑寬輪胎的高級(jí)轎車取 =1.25； 在此取 =0.85； 車輪的滾動(dòng)半徑，在此選用輪胎型號(hào)為 7.50-16，則有其滾動(dòng)半徑r 為 0.394m； ， 分別為所計(jì)算的主減速器從動(dòng)錐齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪之間的傳動(dòng)LBi 效率和傳動(dòng)比， 取 0.9，由于沒(méi)有輪邊減速器 取 1.0。LBi 所以由公式（2.4）得: = =12112LBrcs iGT/23250.83941mN （3）按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 cfT 對(duì)于公路車輛來(lái)說(shuō)，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(lái)確定： () NaTrcf RHPLBffmin （2.5） 式中： 汽車滿載時(shí)的總重量，在此取 54550N;aG 所牽引的掛車滿載時(shí)總重量，N，但僅用于牽引車的計(jì)算；T 道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于載貨汽車可取 0.0150.020；在此取Rf 0.018； 汽車正常行駛時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)，對(duì)于載貨汽車可取 0.05Hf 0.09 在此取 0.07； 汽車的性能系數(shù)在此取 0；pf ， 分別為所計(jì)算的主減速器從動(dòng)錐齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪之間的傳動(dòng)LBi 效 率和傳動(dòng)比， 取 0.9，由于沒(méi)有輪邊減速器 取 1.0；LB LBi 該汽車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目在此取 1；n 11 車輪的滾動(dòng)半徑，在此選用輪胎型號(hào)為 7.50-16，則有其滾動(dòng)半徑r 為 0.394m。 所以由式（2.5）得： )(PHRLBrTacf ffniG = =2101.5540.39.180.7mN 2.2.3 主減速器基本參數(shù)的選擇 （1）主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù) 和1z2 選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素： 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(qiáng)度，主、從動(dòng)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(qiáng)度對(duì)于商用車 一般不小于 6；1z 主傳動(dòng)比 較大時(shí)， 盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙；0i1z 對(duì)于不同的主傳動(dòng)比， 和 應(yīng)有適宜的搭配。2 （2）從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑 和端面模數(shù)Dm 對(duì)于單級(jí)主減速器，增大尺寸 會(huì)影響驅(qū)動(dòng)橋殼的離地間隙，減小 又會(huì)影2 2D 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。 可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即2D （2.6）322cDTK 式中： 直徑系數(shù)，一般取 13.016.0；2DK 從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩， ，為 和 中的較小者取其值為 6221cTmNcesT ；mN 由式（2.6）得： =（13.016.0） =（239.09294.27） ；23621 初選 =260 則齒輪端面模數(shù) = / =260/35=7.43Dmm2Dzm 12 = =35 7.43=260.052Dmzm （3）主，從動(dòng)齒輪齒面寬 的選擇F 齒面過(guò)寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會(huì)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(guò)窄及刀尖圓角過(guò)小，這樣不但會(huì)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(shí)有位置偏差或由于制造、 熱處理變形等原因使齒輪工作時(shí)載荷集中于輪齒小端會(huì)引起輪齒小端過(guò)早損壞和疲 勞損傷。另外，齒面過(guò)寬也會(huì)引起裝配空間減小。但齒面過(guò)窄，輪齒表面的耐磨性 和輪齒的強(qiáng)度會(huì)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 =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(guò)從從動(dòng)齒輪節(jié)錐距的 20%（或取 E 值為 d 的 10%12%，且一般不超過(guò) 12%） 。傳動(dòng)比愈大則 E 值也應(yīng)愈大，大傳動(dòng)比的雙曲面 齒輪傳動(dòng)，偏移距 E 可達(dá)從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑 的 2030。但當(dāng) E 大干 的 202d2 時(shí)，應(yīng)檢查是否存在根切。 E=(0.10.12) =(0.1 0.12) 260.05=26.0131.20mm2d 初選 E=30mm 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(dòng)齒輪的 錐頂向其齒面看去并使主動(dòng)齒輪處于右側(cè)，這時(shí)如果主動(dòng)齒輪在從動(dòng)齒輪中心線上 方時(shí)，則為上偏移，在下方時(shí)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(shí)主動(dòng)齒輪的螺 旋方向?yàn)樽笮瑥膭?dòng)齒輪為右旋；上偏移時(shí)主動(dòng)齒輪為右旋，從動(dòng)齒輪為左旋。本 減速器采用下偏移。 13 （a） （b） （c） （d） 圖 2.7 雙曲面齒輪的偏移方式 （5）螺旋角 的選擇 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(diǎn)處的螺旋角 稱為齒輪中點(diǎn)螺旋角。螺旋錐齒輪中點(diǎn)處i m 的螺旋角是相等的。二對(duì)于雙曲面齒輪傳動(dòng)，由于主動(dòng)齒輪相對(duì)于從動(dòng)齒輪有了偏 移距，使主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪中點(diǎn)處的螺旋角不相等。且主動(dòng)齒輪的螺旋角大，從 動(dòng)齒輪的螺旋角小。 選時(shí)應(yīng)考慮它對(duì)齒面重合度 ，輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響， 越大，則f 也越大，同時(shí)嚙合的齒越多，傳動(dòng)越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強(qiáng)度越高，fm 應(yīng)不小于 1.25，在 1.52.0 時(shí)效果最好，但 過(guò)大，會(huì)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(diǎn)處的平均螺旋角 多為 3540。 主動(dòng)齒輪中點(diǎn)處的螺旋角可按下式初選: = + + z2521z902Ed （2.7） 式中： 主動(dòng)輪中點(diǎn)處的螺旋角，mm；z ， 主、從動(dòng)輪齒數(shù)；分別為 8，35；12 雙曲面齒輪偏移距, 30mm；E 從動(dòng)輪節(jié)圓直徑，260.05mm；2d 由式（2.7）得: 14 = + + =45.84z25389026.5 從動(dòng)齒輪中點(diǎn)螺旋角 可按下式初選 :c23sin0.260.58.9EdF 雙曲面齒輪傳動(dòng)偏移角的近似值； 雙曲面從動(dòng)齒輪齒面寬為 38.09mm；1.6 = - =45.84- =34.23cz1. 、 從動(dòng)齒輪和主動(dòng)齒輪中點(diǎn)處的螺旋角。z 平均螺旋角 = = =40.04。+ 2zc45.83.2 （6）螺旋方向的選擇 主、從動(dòng)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(shí)，應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪的 軸向力離開(kāi)錐頂方向，這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離的趨勢(shì)，防止輪齒因卡死而損 壞。所以主動(dòng)錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時(shí)針運(yùn)動(dòng)，這樣從動(dòng)錐齒輪為右旋， 從錐頂看為順時(shí)針，驅(qū)動(dòng)汽車前進(jìn)。 15 圖 2.8 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力 （7）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(duì)于尺寸 小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過(guò)小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降， 對(duì)于雙曲面齒輪，由于其主動(dòng)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 2230或 20的平均壓力角，在此選用 20的平均壓力角。 2.2.4 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計(jì)算 （1）大齒輪齒頂角 與齒根角22 16 圖 2.9 收縮齒兩種形式 標(biāo)準(zhǔn)收縮齒（a）和雙重收縮齒(b)各有其優(yōu)缺點(diǎn)，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(diǎn)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(lái)。當(dāng)大齒輪直徑大于刀盤(pán)半徑時(shí)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(guò)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(pán)半 徑加以改善，即當(dāng)雙重收縮齒會(huì)使齒高方向收縮過(guò)多，而標(biāo)準(zhǔn)收縮齒會(huì)使齒厚收縮 過(guò)多時(shí)，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(jì)算選擇應(yīng)采用采22 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(lái)計(jì)算 及2 22384mhA （2.8） 22348mh （2.9） 2mgahK （2.10） 21.50.gm （2.11） 2cosgmKRhz （2.12） 22sin.0cimdF （2.13） 17 122arcot.i z （2.14） 2sinmRA （2.15） 221arctz （2.16） 由（2.12）與（2.13）聯(lián)立可得: 122sinarcot.0mzdFR （2.17） 12 22(sinarcot.)s0gmzKdFh （2.18） 12 22 2(sinarcot.)s .0amzdFh （2.19） 2(1.5)magmKh （2.20） 222 1cos348inrctaazz （2.21） 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(diǎn)處的分度圓半徑；2mR 18 在節(jié)錐平面內(nèi)大齒輪齒面寬中點(diǎn)錐距 mm；mA 大齒輪齒面寬中點(diǎn)處的齒工作高；gh 大齒輪齒頂高系數(shù)取 0.15；aK 大齒輪齒寬中點(diǎn)處的齒頂高；2m 大齒輪齒寬中點(diǎn)處的齒跟高；h 大齒輪齒面寬中點(diǎn)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(dòng)齒輪齒面寬。cF 所以： 2 860.538.9sinarcot(1.2)351.60mR.7.sirt(.)cos34.29.76235gmh 2 80.15360.8.9sinarct(1.)cs.35 1.4m 29.7(.15).7h860.38.sinarcot(.2)3514.0 mA 43.82 0.732.74.41sirtan58122 22 sircot.cos381.0.5.0nzdFKz 19 122 22 sinarcot.cos3481.50.15.0zdFKz 826.538.9sinarcot1.7cos34. 35348150.10 29. 計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)收縮齒齒頂角與齒根角之和。 243.829.536.7s DRRsT （2.22） 22tanicos1056mdDrz （2.23） 22sincomR （2.24） 10.6RTz （2.25）由式（2.19）與（2.23）聯(lián)立可得: 2221sinitancos1056(0.6)dRrTzz （2.26） 刀盤(pán)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 20 0.5 當(dāng) 為正數(shù)時(shí) , 為傾根錐母線收縮齒，應(yīng)按傾根錐母線收縮齒重新計(jì)算RTs 及 。2 按傾根錐母線收縮齒重新計(jì)算大齒輪齒頂角 及齒跟角 。 22 22TR （2.27） 2aTRK （2.28） TRS （2.29） 10.2.6Rz （2.30） 由式（2.27）與（2.28）聯(lián)立可得: 21(0.2.6)aSKz （2.31） 212(.)Sz （2.32） 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TR20.1536.7(0.281.6)7.21.(8)38046 （2）大齒輪齒頂高 2h （2.33）202()sinmA 21 20.5sindA （2.34） 大齒輪節(jié)錐距0 由式（2.33） ， （2.34）得：0.526.13.8sin7A21.4(.45)sin1.2.7h （3）大齒輪齒跟高 2h 20()simA （2.35） 大齒輪齒寬中點(diǎn)處齒跟高2h 由式（2.35）得：29.76(13.84.5)sin6.341.8 （4）徑向間隙 0.5.0.97.05gmCh （5）大齒輪齒全高 221.8413. （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 202cos1.cos.26.520.84.55hdd （10）小齒輪面錐角 22 012sincoscos70.8cs1.60.32R8. （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； 113.0.26 表 2.2 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸參數(shù)表 序 號(hào) 項(xiàng) 目 符號(hào) 數(shù)值 1 主動(dòng)齒輪齒數(shù) 1z8 2 從動(dòng)齒輪齒數(shù) 235 3 端面模數(shù) m7.5 4 主動(dòng)齒輪齒面寬 ZF41.90 mm 5 從動(dòng)齒輪齒面寬 C38.09 mm 6 主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑 1d60.00 mm 7 從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑 2262.5mm 8 主動(dòng)齒輪節(jié)錐角 112.88 9 從動(dòng)齒輪節(jié)錐角 277.12 10 節(jié)錐距 0A133.31mm 11 偏移距 E30mm 12 主動(dòng)齒輪中點(diǎn)螺旋角 145.84 23 13 從動(dòng)齒輪中點(diǎn)螺旋角 234.23 14 平均螺旋角 40.04 15 刀盤(pán)名義半徑 dr114.30mm 16 從動(dòng)齒輪齒頂角 21.12 17 從動(dòng)齒輪齒根角 6.34 18 主動(dòng)齒輪齒頂高 1h5.75mm 19 從動(dòng)齒輪齒頂高 2 1.77 mm 20 主動(dòng)齒輪齒根高 1 7.26mm 21 從動(dòng)齒輪齒根高 2h11.84mm 22 螺旋角 35 23 徑向間隙 C1.51mm 24 從動(dòng)齒輪的齒工作高 gh11.5mm 25 主動(dòng)齒輪的面錐角 0118.81 26 從動(dòng)齒輪的面錐角 278.24 27 主動(dòng)齒輪的根錐角 1R11.52 28 從動(dòng)齒輪的根錐角 270.78 29 最小齒側(cè)間隙允許值 minB0.175mm 2.2.5 主減速器雙曲面齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 在完成主減速器齒輪的幾何計(jì)算之后，應(yīng)對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)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(jì)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(jiàn)的有輪齒折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。 24 它們的主要特點(diǎn)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(guò)載折斷。折斷多數(shù)從齒根開(kāi) 始，因?yàn)辇X根處齒輪的彎曲應(yīng)力最大。 疲勞折斷：在長(zhǎng)時(shí)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(diǎn)的應(yīng)力超過(guò)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(gè)地?cái)嗟?。在開(kāi) 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(gè)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(guò)載折斷：由于設(shè)計(jì)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(guò)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(duì) 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(shí)，往往會(huì)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(guò)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(diǎn)蝕及剝落 齒面的疲勞點(diǎn)蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報(bào)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。 點(diǎn)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(diǎn)附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開(kāi)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(diǎn)的現(xiàn)象就稱為點(diǎn)蝕。 一般首先產(chǎn)生在幾個(gè)齒上。在齒輪繼續(xù)工作時(shí)，則擴(kuò)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(dòng)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(rùn)滑效果是提高抗點(diǎn)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(diǎn) 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) 25 度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會(huì)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(shí)，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(lái)。 （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(rùn)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(lái)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(diǎn)的臨界溫度而定，減 小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤(rùn)滑條件等。 （4）齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動(dòng)、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(dòng)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(zhǎng)期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤(rùn)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(dòng)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(diǎn)蝕引起的剝落。在要求使用壽命為 20 萬(wàn)千米或以上時(shí)，其循 環(huán)次數(shù)均以超過(guò)材料的耐久疲勞次數(shù)。 2、實(shí)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(jì)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(dòng)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(qiáng)度計(jì)算時(shí)只能用它來(lái) 驗(yàn)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(qiáng)度計(jì)算 （1） 單位齒長(zhǎng)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(zhǎng)圓周力來(lái)估算，即 Nmm (2.36)2bPp 式中：P作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 Temax 和最大附著力矩 兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算，N； rG2 從動(dòng)齒輪的齒面寬，在此取 38.09mm. 2b 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) 26 Nmm 21 3max0bdiTpge （2.37） 式中： 發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取 300 ；maxeT N 變速器的傳動(dòng)比在此取 4.3；gi 主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在此取 59.43mm；1d 按式（2.36）得： Nmm 304.1505982p 在現(xiàn)代汽車的設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長(zhǎng)上的 圓周力有時(shí)提高許用數(shù)據(jù)的 20%25%。經(jīng)驗(yàn)算以上數(shù)據(jù)在許用范圍內(nèi)。 （2）輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為 N/ （2.38） JmzbKTvs20 3122m 式中： 該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩， Nm, Nm;T3ce8cfT 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(shí)， ，在此 0.8296.14.25ms47.325sK 載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個(gè)齒輪均用騎馬式支承型式時(shí)， 1.00mK 1.10 式式支承時(shí)取 1.101.25。支承剛度大時(shí)取最小值; 質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向vK 跳 動(dòng)精度高時(shí)，可取 1.0; 計(jì)算齒輪的齒面寬 38.09mm;b 計(jì)算齒輪的齒數(shù) 8;z 端面模 7.5mm;m 計(jì)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 27 載荷作用點(diǎn)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(duì)彎曲應(yīng)力計(jì)算的影響。參照?qǐng)D 2.10 取 =0.28J 圖 2.10 計(jì)算用彎曲綜合系數(shù) J 按 Nm 計(jì)算疲勞彎曲應(yīng)力8cfT 135 N/ 210 N/ 322104.091.74832m2 按 Nm 計(jì)算疲勞彎曲應(yīng)力ce 479 N/ 700 N/ 3 2.1097422m 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(jì)算 錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 N/ (2.39)bJKTdCvfmspj 301122 式中： 主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩；T 材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取 232.6 /mm;p 2 1N ， ， 見(jiàn)式(2.38)下的說(shuō)明;0Kvm 尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對(duì)其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗(yàn)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） ，fK 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(duì)于 制造精確的齒輪可取 1.0; 28 計(jì)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(duì)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 圖 2.11 接觸計(jì)算用綜合系數(shù) 按 計(jì)算：ceT =2027 2800N/ 323.60.94310.72105948j 2m2 按 計(jì)算：cfT =1109 1750N/ 323.60.9431.721059480j 22 2.2.6 主減速器齒輪的材料及熱處理 驅(qū)動(dòng)橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動(dòng)系的其它齒輪相比，具有載荷 大，作用時(shí)間長(zhǎng)，載荷變化多，帶沖擊等特點(diǎn)。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折 斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕（剝落） 、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對(duì)于驅(qū)動(dòng)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(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)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(shí)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(shí)要適合我國(guó)的情況。 29 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(guò)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達(dá)到 5864HRC，而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù) 8 時(shí)為 2945HRC 11。m 由于新齒輪接觸和潤(rùn)滑不良，為了防止在運(yùn)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(dòng)副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或 配對(duì)研磨）后均予與厚度 0.0050.0100.020mm 的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種 表面不應(yīng)用于補(bǔ)償零件的公差尺寸，也不能代替潤(rùn)滑 3。 對(duì)齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命達(dá) 25。對(duì)于滑動(dòng)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(shí)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(huì)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(jì)算轉(zhuǎn)矩的確定 錐齒輪在工作過(guò)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(jì)算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過(guò)程中，由 于變速器擋位的改變，且發(fā)動(dòng)機(jī)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(shí)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(jì)算。作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計(jì)算:dT (2.40) 3133231max 010001 TRgiTgiTgiTgied ffff 式中： 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，在此取 300Nm；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(dòng)比；gg ， 變速器在各擋時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)的利用率。1Tf2TRf 經(jīng)計(jì)算 為 261d 主動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)處的分度圓直徑 mm11sin59.431.0sin8.250.7mb 30 2.3.2 齒寬中點(diǎn)處的圓周力 Z N (2.41)F12mTd 式中： 作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩。T d1m該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑。 按(2.41)計(jì)算主減速器主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)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(dòng)錐齒輪齒面的受力圖 如圖 2.12，主動(dòng)錐齒輪螺旋方向?yàn)樽笮?，從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針，F(xiàn) 為作T 用在節(jié)錐面上的齒面寬中點(diǎn) A 處的法向力，在 A 點(diǎn)處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn) 分 解成兩個(gè)相互垂直的力 F 和 ，F(xiàn) 垂直于 OA 且位于OOA 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(xiàn) 與 之間的夾角為法向壓力sf Tf 角 ，這樣就有： cosT （2.42） s/taniFTN （2.43） tanicoTS （2.44） 于是，作用在主動(dòng)錐齒輪齒面上的軸向力 A 和徑向力 R 分別為 31 111sincostansiicosZazNSFF （2.45） （2.46111csitacsinscosZNSrz ） 由式（2.45）可計(jì)算 10.80KN 10.38tan2si8.sin40.cos18.45azF 由式（2.46）可計(jì)算 =2.06KNrz.tco1.i. 2.3.4 主減速器軸承載荷的計(jì)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(shí)， 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(jì)算出軸承的徑向載荷 7。 對(duì)于采用懸臂式的主動(dòng)錐齒輪和從動(dòng)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(dòng)齒輪軸承的選擇 初選 a=65,b=40 32 軸承 A，B 的徑向載荷分別為 （2.47） 2 21ZrzazmArFabbFd 221azZrzBra （2.48） 已知 =10.80KN， =2.06KN，a=65mm,b=40mm, 所以由式（2.47）和（2.48）aZFRZF 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(duì)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(dòng)載荷 Q=XR+YA （2.49） 式中： Q當(dāng)量動(dòng)載荷 X徑向系數(shù) Y軸向系數(shù) 10.8643AeR 此時(shí) X=0.4，Y=1.9 6 所以 Q=16.830.4+10.81.9=27.25 根據(jù)公式： (2.50)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 33 所以 = =2.70310 sL63 105972.188 假設(shè)汽車行駛十萬(wàn)公里大修，對(duì)于無(wú)輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋來(lái)說(shuō)，主減速器的主 動(dòng)錐齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速 為2n (2.51).6amrv 式中： 輪胎的滾動(dòng)半徑為 390mmr n軸承計(jì)算轉(zhuǎn)速 汽車的平均行駛速度，km/h;對(duì)于載貨汽車和公共汽車可取amv 3035 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 (2.52) 60Ln 式中: 軸承的計(jì)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(2.49)得 10376.4.102C C=97.86KN A 軸承選 32307 GB/T 297-94 6 對(duì)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(dòng)載荷 Q=XR+YA Q當(dāng)量動(dòng)載荷 X徑向系數(shù) Y軸向系數(shù) 0AR Q=7.02KN 根據(jù)公式(2.49)得 10376.4.102C 34 C=25.66KN B 軸承選 30208 GB/T 297-94 6 （2）從動(dòng)齒輪軸承的選擇 初選 c=75mm,d=85mm. KN21coscos34.20.81.5zF 從動(dòng)齒輪軸向力 (2.53)222tansiicoscosa 從動(dòng)齒輪中點(diǎn)螺旋角，其值為 34.23；2 從動(dòng)齒輪根錐角，其值為 70.78。 KN 1.3tan20si7.8sin34.2cos70.82.31cos4aF 從動(dòng)齒輪徑向力 222tcsisscrc 1.3tan0o7.8in34.si70.8o4 KN9.7 從動(dòng)輪齒寬中點(diǎn)處分度圓直徑 mm22sin60.538.9sin70.825.4mDdF 對(duì)于軸承 C, 徑向力 (2.54) 22crcacmRcdFD KN 221.3859.7085.31.849.75RcF 軸向力 .AcaKN 當(dāng)量動(dòng)載荷 Q=XR=YA 2.310.594eR 其中 e=0.36 35 此時(shí) X=1,Y=0, 所以 Q=9.42KN。 根據(jù)公式(2.49)得： 10376.4.10294C C=28.56KN 選取 30210 圓錐滾子軸承 6。 對(duì)于軸承 D, 徑向力 (2.55) 22crcacmRdFdFD KN 221.3759.075.31.846.7885RcF 軸向力 FAc=0 當(dāng)量動(dòng)載荷 Q=XR=YA 2.31094AeR e=0.36 此時(shí) X=1,Y=0, 所以 Q=6.47KN。 根據(jù)公式(2.49)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(jí)減速、雙級(jí)減速、雙速減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)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(guò)對(duì)比決定采用單 級(jí)主減速器；然后對(duì)采用何種齒輪類型進(jìn)行了討論，最后根據(jù)實(shí)際情況決定采用雙 曲面齒輪。以上問(wèn)題解決后，對(duì)齒輪的具體參數(shù)進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，并對(duì)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。 36 37 第 3 章 差速器設(shè)計(jì) 3.1 差速器結(jié)構(gòu)形式的選擇 汽車在行駛過(guò)程中左，右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過(guò)的路程往往不等。例如，轉(zhuǎn)彎 時(shí)內(nèi)、外兩側(cè)車輪行程顯然不同，即外側(cè)車輪滾過(guò)的距離大于內(nèi)側(cè)的車輪；汽車在不 平路面上行駛時(shí)，由于路面波形不同也會(huì)造成兩側(cè)車輪滾過(guò)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(huì)引起左、右車輪因滾動(dòng)半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅(qū)動(dòng)橋的 左、右車輪剛性連接，則行駛時(shí)不可避免地會(huì)產(chǎn)生驅(qū)動(dòng)輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)。這 不僅會(huì)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(dòng)輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅(qū)動(dòng)橋 兩側(cè)車輪在行程不等時(shí)具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度，滿足了汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)要求。 差速器用來(lái)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(dòng)。差速器主要有以下幾種形式。 （1）對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器 圖 3.1 普通的對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器 圖 3.1 所示，普通的對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2 個(gè)半軸齒 輪，4 個(gè)行星齒輪(少數(shù)汽車采用 3 個(gè)行星齒輪，小型、微型汽車多采用 2 個(gè)行星齒 輪)，行星齒輪軸(不少裝 4 個(gè)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(jiǎn)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(diǎn)，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 38 內(nèi)摩擦，提高其鎖緊系數(shù)；或加裝可操縱的、能強(qiáng)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(dòng)齒輪上，故在確定主減速界從動(dòng)齒輪尺寸時(shí)， 應(yīng)考慮差速器的安裝。差速器殼的輪廓尺寸也受到從動(dòng)齒輪及主動(dòng)齒輪導(dǎo)向軸承支 座的限制。 （2）強(qiáng)制鎖止式防滑差速器 圖 3.2 強(qiáng)制鎖止式防滑差速器 如圖 3.2 所示，強(qiáng)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(shí)將差速器鎖住。此時(shí)左、右驅(qū)動(dòng)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(shí)，差速器的鎖止機(jī)構(gòu)應(yīng)即時(shí)松開(kāi)，否則將產(chǎn)生與無(wú)差 速器時(shí)一樣的問(wèn)題，例如使轉(zhuǎn)彎困難、輪胎加速磨損、使傳動(dòng)系零件過(guò)載和消耗過(guò) 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(dòng)車輪間的不等分配以提高抗滑能 力，并避免上述強(qiáng)制鎖止式差速器的缺點(diǎn)，創(chuàng)造了各種類型的自鎖式差速器。 用以評(píng)價(jià)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(guò)性，似乎是鎖緊系數(shù)愈大愈好，但是過(guò)大的鎖緊系數(shù)如前所述，不但對(duì)汽車轉(zhuǎn)向 操縱的輕便靈活性、行駛的穩(wěn)定性、傳動(dòng)系的載荷、輪胎磨損和燃料消耗等，有不 39 同程度的不良影響，而且無(wú)