汽车驱动桥双极主减速结构设计毕业论文.doc

汽车驱动桥双级主减速器设计汽车驱动桥双极主减速结构设计毕业论文第一章 绪论1.1 引言本课题是设计汽车驱动桥双级主减速器，故本说明书将以“驱动桥双级主减速器设计”内容对驱动桥以及双级主减速器的结构型式与设计计算作一一介绍。汽车驱动桥是汽车的重大总成，承载着汽车的满载簧荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。汽车驱动桥结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。汽车主减速器是驱动桥最重要的组成部分，故称之为主减速器是由于它的减速比是传动系统中最大的，起到主要的降速增距作用，其功用是将万向传动装置传来的发动机转矩传递给驱动车轮，是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动机纵置的汽车来说，主减速器还有改变动力传输方向的作用。汽车正常行驶时，发动机的转速通常在20003000r/min左右，这样高的转速直接传到驱动轮上，汽车将达到几百公里的时速，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需要很大，齿轮的半径也相应加大，也就是说变速箱的尺寸会加大。另外，转速下降，扭矩必然增加，也加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器，可以使主减速器前面的传动部件，如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，同时也减小了变速箱的尺寸和质量，而且操控灵敏省力。根据汽车分类标准（GB/3730.1-2001），车辆分为商用车和乘用车，车辆总质量13T的商用车为重型汽车。对一些载质量较大的载货汽车和公共汽车来说，根据发动机特性和使用条件，要求主减速器具有较大的传动比时，需要用两组减速齿轮实现两次减速增扭的双级主减速器。1.2 国内汽车驱动桥主减速器发展现状目前我国正在大力发展汽车产业，尤其是中国加入WTO以后，中国的汽车工业迎来了新的机遇和挑战，汽车工业将发生深刻的改变，中国汽车也将从封闭走向开放，国外一些先进的汽车理念，也将会源源不段的输入到中国汽车行业中来，中国汽车工业逐渐成为世界汽车整体市场的一个重要组成部分。汽车工业的发展带动了零部件及相关产业的发展,作为汽车关键零部件之一的车桥系统也得到相应的发展，各生产厂家基本上形成了专业化、系列化、批量化生产的局面。国际间的技术合作交流，还有激烈的市场竞争不仅使得车桥的整体质量提高了，还使得各专业生产厂家增加车桥其附件的技术含量，所以，车桥系统中的减速器也随着整车的发展不断成长和成熟起来。随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展和国家环保法规的完善，环保、舒适、快捷成为客车和货车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为客车和货车主减速器技术的发展趋势。产品上，国内卡车市场用户主要以承载能力强、齿轮疲劳寿命高、结构先进、易维护等特点的产品为首选。目前己开发的产品，如作为陕汽重卡黄金产业链的重要一环，汉德车桥是国内最大的斯太尔桥生产基地，也是国内主要的重型车桥生产企业之一。自20世纪80年代独 家引进奥地利斯太尔桥生产技术以来，汉德车桥紧跟行业发展步伐，2004年与德国 MAN 公司开展技术合作的485单级减速驱动桥，一汽集团和东风公司的13吨级系列车桥为代表的主减速器技术，都是在有效吸收国外同类产品新技术的基础上，针对国内市场需求开发出来的高性能、高可靠性、高品质的车桥产品。这些产品基本代表了国内车用减速器发展的方向。通过整合和平台化开发，目前国内市场形成了457、460、480、500等众多成型稳定产品，并被用户广泛认可和使用。设计开发上，CAD、CAE、CAM等计算机应用技术，以及AUTO CAD、UG、SolidWorks、PR/E等设计软件先后应用于主减速器的结构设计和齿轮加工中，有限元分析、数模建立、虚拟试验分析等也被采用;齿轮设计也初步实现了计算机编程的电算化。新一代减速器设计开发的突出特点是:不仅在产品性能参数上进一步进设计上完全遵从模块化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特点，这些都对基础件产品提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地进行二次开发和持续改进，以满足快速多变的市场需求。与国外相比，我国的车用减速器开发设计不论在技术上、制造工艺上，还是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齿轮制造技术缺乏独立开发与创新能力，技术手段落后(国外己实现计算机编程化、电算化)。目前比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次，缺乏有国际影响力的产品品牌，行业整体散乱情况依然严重。这需要我们加快技术创新、技术进步的步伐，提高管理水平，加快与国际先进水平接轨，开发设计适应中国国情的高档车用减速器总成，由仿制到创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距。近几年来，国内汽车生产厂家，如重汽集团、福田汽车、江淮汽车等通过与国外卡车巨头，如沃尔沃、通用、五十铃、现代、奔驰、雷诺等进行合资合作，在车桥减速器的开发上取得了显著的进步。目前，上汽集团、东风、一汽、北汽等各大汽车集团也正在开展合作项目，希望早日实与世界先进技术的接轨，争取设计开发的新突破。总体来说，车用减速器发展趋势和特点是向着六高、二低、二化方向发展，即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率，低噪声、低成本，标准化、多样化，计算机技术、信息技术、自动化技术广泛应用。从发动机的大马力、低转速的发展趋势以及商用车的最高车速的提升来看，公路用车桥减速器应该向小速比方向发展:在最大输出扭矩相同时齿轮的使用寿命要求更高(齿轮疲劳寿命平均可达50万次以上);在额定轴荷相同时，车桥的超载能力更强;主减速器齿轮使用寿命更长、噪音更低、强度更大，润滑密封性能更好;整体刚性好，速比范围宽。1.3 本设计基本参数设计的车型：中型客车参考车型：哈尔滨牌HKC6978AHT中型团体客车外型尺寸（长宽高）： 968024803000后轮距：1800mm总质量：Gn 11648kg轴荷分配系数：后桥0.6满载时后桥总质量：6989kg , 68492.2 N发动机标注额定功率： 118 kw 发动机最高转速： 3000 r/min发动机最大转矩： 431 Nm 最高车速： 79.7 km/h变速器前进档最大速比： 7.31驱动桥数目： n1主减速比： i06.94轮胎类型与规格：子午线胎9.00-20车轮滚动半径： 0.489(m)第二章 双级主减速器结构方案分析主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。驱动桥中主减速器设计应满足如下基本要求：a）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。b）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。c）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。d）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。2.1 双级主减速器的齿轮类型主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。2.1.1 螺旋锥齿轮传动图2.11 螺旋锥齿轮传动螺旋锥齿轮传动(图2.1-1)的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。2.1.2 双曲面齿轮传动图2.12 双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动(图2.12a)的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E，此距离称为偏移距。由于偏移距E的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角(图54)。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比 (2-1)图2.12b双曲面齿轮副受力情况式中,F1、F2分别为主、从动齿轮的圆周力；1、2分别为主、从动齿轮的螺旋角。螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角(图2.12b)。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。双曲面齿轮传动比为 (2-2)式中，为双曲面齿轮传动比；、分别为主、从动齿轮平均分度圆半径。螺旋锥齿轮传动比为 (2-3)令，则。由于，所以系数K1，一般为1.251.50。这说明：（1)当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。（2)当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。（3)当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点：（1)在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。（2)由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的大于从动齿轮的，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30。（3)双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。（4)双曲面主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。（5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。（6)双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：（1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99。（2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。（3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。（4)双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，从而减小离地间隙，影响汽车的通过性，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿传动均可采用。2.1.3 圆柱齿轮传动图2.13 圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动(图2.13a)一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥(图2.13b)和双级主减速器贯通式驱动桥。图2.13b 发动机横置且前置前驱动轿车驱动桥2.1.4 蜗杆传动图2.14 蜗杆传动蜗杆传动(图2.14)传动与锥齿轮传动相比有如下优点：1)在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比(614)。2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。3)便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。4)能传递大的载荷，使用寿命长。5)结构简单，拆装方便，调整容易。但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低（0.96)。齿圈要求用高质量锡青铜制造，成本高。蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。2.2 主减速器的减速形式主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等，本课题主要是分析双级主减速器的减速形式。2.2.1双级主减速器的目的对一些载质量较大的载货汽车和公共汽车，越野车来说，根据发动机特性和使用条件，要求主减速器具有较大的传动比，由一对锥形齿轮构成的单级主减速器已不能保证足够的离地间隙，这时则需要用两对减速齿轮降速增矩的双级主减速器。2.2.2双级主减速器传动形式整体式双级主减速器主要有三种结构方案：a）第一级螺旋齿轮或双曲面齿轮、第二级圆柱齿轮(图2.22a)图2.22ab)第一级行星齿轮、第二级螺旋或双曲面齿轮(图2.22b)图2.22bc）第一级圆柱、第二级螺旋或双曲面齿轮(图2.22c)图2.22c2.2.3双级主减速器布置形式a）纵向水平布置：使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大(图2.23a)。图2.23ab）垂向布置：使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。（图2.23b）图2.23bc）斜向布置：有利传动轴布置和提高桥壳刚度（图2.23c）图2.23c2.2.4双级主减速器的结构图2.24所示的双级主减速器仿真图。第一级为锥齿轮传动，第二级为圆柱斜齿轮传动。第一级从动锥齿轮16加热后套在中间轴14的凸缘上并用铆钉铆紧。第二级主动圆柱齿轮与中间轴制成一体。中间轴两端通过锥形轴承支承在主减速器壳上，由于其右端靠近从动锥齿轮受力大，故该端的轴承大于左端的轴承。圆柱从动齿轮夹在两半差速器壳之间，用螺栓与差速器壳紧固在一起。 图2.24双级主减速器仿真图1-第二级从动齿轮；2-差速器壳；3-调整螺母；4、15-轴承盖；5-第二级主动齿轮；6、7、8、13-调整垫片；9-第一级主动锥齿轮轴；10-轴承座；11-第一级主动锥齿轮；12-主减速器壳；14-中间轴；16-第一级从动锥齿轮；17-后盖双级主减速器主要有如下结构特点： (1)第一级为圆锥齿轮传动，其调整装置与单级主减速器类同。 (2)第二级为圆柱齿轮传动。圆柱齿轮多采用斜齿或人字齿，传力干稳。人字齿轮传动消除斜齿轮产生轴向力的缺点。 (3)由于双级减速，减小了从动锥齿轮的尺寸，其背面一般不需要止推装置。 (4)主动锥齿轮后方的空间小，常为悬臂式支承。 (5)因有中间轴，故多了一套调整装置。但第二级圆柱齿轮的轴向移动只能调整齿的啮合长度，使啮合副互相对正，不能调整啮合印痕和间隙。 (6)双级主减速器的减速比为两对齿轮副减速比的乘积。设第一级的减速比为、第二级的减速比为，则双级主减速器的总传动比.。主减速器也需要调整，调整方法参考东风EQ1090E主减速器的调整，第一级主动锥齿轮轴承预紧度用轴肩前面调整垫片8调整；轴向位置用调整垫片7移动轴承座10来调整；中间轴轴承预紧度及从动锥齿轮的轴向位置利用轴两端轴承盖处的垫片6和13调整；垫片厚度增减-调整预紧度；垫片等量地从一边调到另一边-调整从动锥齿轮的轴向位置。 由于一般中重型载货汽车和大型客车，越野车需要较大的传动比，增大离地间隙，提高汽车通过性，所以本设计采用纵向水平布置的第一级螺旋齿轮、第二级圆柱齿轮的双级主减速器。第三章 双级主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。3.1 主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。悬臂式支承结构(图3.1a)的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度倪和增加两支承间的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。图3.1a跨置式支承结构(图3.1b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。图3.1b在本设计中，由于载荷量超过2吨，故采用跨置式。3.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承(图3.21)，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。图3.21在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承(图3.22a)。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图3.22b所示。图3.22a 从动锥齿轮辅助支承 图3.22b 主、从动锥齿轮的许用偏移量3.3 关于轴承的预紧(一)目的：（1）加强刚度（2）消除安装出现的轴向间隙及磨合期间隙增大，预紧力用摩擦力矩来衡量13Nm（二）锥齿轮啮合的调整检验：齿面接触区、噪声、齿轮大端齿侧间隙（0.10.35mm）（三）润滑加油孔放油孔通气塞第四章 双级主减速器齿轮载荷计算主减速比、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。汽车主减速器锥齿轮的切齿法有格里森和奥里康两种方法，我们按照格里森齿制锥齿轮计算载荷。4.1主减速比的确定主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡来研究i0对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率及其转速的情况下，所选择的i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时i值应按下式来确定： （4-1）式中车轮的滚动半径， 0.527migh变速器量高档传动比，igh 1根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把nn3000r/n，79.7km/h，r0.489m，igh 1，代入 （4-2） 计算出 i06.94由于主传动比较大，又要保证合适的离地间隙，因此采用双级主减速器。4.2 转矩的计算按发动机最大转矩和传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 （4-3） 式中：由于结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取1.0，当性能系数0时可取2.0； （4-4） 汽车满载时的总质量在此取11648 ；所以 51.6516 -0.360 即1.0发动机的输出的最大转矩， 431；液力变矩器变矩系数，1；变速器一档传动比，7.31；分动器传动比； 1主减速器传动比，6.94；发动机到主减速器从动锥齿轮之间的传动效率，在此取0.9；该汽车的驱动桥数目在此取1；由以上各参数可求19678.714.3 转矩计算按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （4-5）式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥所承载68492.2N的负荷; 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，对于货车: 1.11.2; 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取0.85； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为子午线胎9.00-20，滚动半径为0.489m；，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.92， 为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，取3.1331. 11723.884.4平均转矩Tcf计算 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿的Tcf TCF （4-6）式中 Ft为日常汽车行驶平均牵引力，FtTtgigi0t/,汽车理论P3；车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为子午线胎9.00-20，滚动半径为0.489m；主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，取3.133；m为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，取92%；该汽车的驱动桥数目在此取1； TCF 2170.194.5转矩Tz计算按其计算最大应力与同类汽车相比较，可以作为选择齿轮主要参数的依据。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc取前面两种计算中的较小值，即Tcmin,11723.88; （4-7）主动锥齿轮的计算转矩为 （4-8）1987.44式中 ，主动锥齿轮的计算转矩；主传动比，为6.94； 主、从动锥齿轮间的传动效率，双曲面齿轮取85%。第五章 主减速器齿轮基本参数的选择对于普通的双级主减速器来说，由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些（通常i02/i011.42.0），这时第一级主动锥齿轮的齿数z1可选的较大，约在515范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿数和可选在6810的范围内。在本设计中，第一级主动锥齿轮齿数z114，从动锥齿轮齿数z231，传动比为i01Z1/Z22.21428；第二级的传动比为3.1333，主动圆柱齿轮齿数z1=15，从动圆柱齿轮齿数z247。5.1第一级双曲面锥齿轮主要参数选择5.11从动齿轮大端分度圆直径D2和端面模数m可根据经验公式初选，即 （5-1）且 / ms= （5-2）直径系数，一般取13.016.0 从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者Km 模数系数，取0.30.4，选0.4所以 （13.016.0）（295.3363.5）初选310则/10 ms = 9.08 取ms = 10。5.12主，从动锥齿轮齿面宽和锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。 对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的0.3倍，即，而且应满足，对于汽车主减速器双曲面锥齿轮推荐采用： =0.155310=48.05 在此取50一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取=555.13双曲面齿轮副偏移距E 对于中、重型货车、越野车和大客车，E（0.100.12）D2且E20%A2，主传动比越大，则E也应越大。本设计取 E=35mm5.14中点螺旋角主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。主动齿轮螺旋角的名义值用下式计算： 1=25+5（Z2/Z1）+90（E/d2） （5-3）代入数据算得1=46.23通过双曲面锥齿轮几何尺寸计算用表计算1取 45平均中点螺旋角在3540间选取，通过双曲面锥齿轮几何尺寸计算用表计算取=35.58故2=31.82，1=45 5.15齿轮法向压力角的选择加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用2230的平均压力角，中型客车选用22.5平均压力角。5.16铣刀盘名义直径2rd的选择刀盘名义直径9-4查表选取rd =152.400mm汽车设计（清华大学出版社）。5.17主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算见表2-1 参考汽车设计（清华大学出版社）表9-12，在此仅列出生产图纸上需要的参数。表2-1序号项目名称数值1小齿轮齿数Z1142大齿轮齿数Z2314大齿轮齿面宽F505小齿轮轴线偏移距E356大齿轮分度圆直径d23107刀盘名义半径rd152.436小齿轮节锥角r127.78942小齿轮中点螺旋角14544大齿轮中点螺旋角31.8248大齿轮节锥角r261.76471大齿轮节锥角顶点到小齿轮节锥轴线的距离Z-0.61273大齿轮节锥距A0175.93689大齿轮齿顶角21.16791大齿轮齿根角25.69793大齿轮齿顶高h22.91294大齿轮齿根高h216.81795径向间隙C2.25496大齿轮齿全高h19.72997大齿轮齿工作高hg14.56398大齿轮面锥角r0262.931101大齿轮根锥角rR256.067105大齿轮外圆直径d02312.75107大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离X0281.28110大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离Z00.659111大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离Zr1.667117小齿轮面锥角r0132.62121小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离G02.63131小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离BR147.712133小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离B1111.185135小齿轮的外圆直径d01192.435141小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离GR3.791143小齿轮根锥角 rR126.451146最小齿侧间隙允许值Bmin0.216147最大齿侧间隙允许值Bmax0.2955.2主减速器第一级双曲面齿轮的强度计算5.21单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 Nmm (5-4)式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，N； 从动齿轮的齿面宽，在此取50mm. 按发动机最大转矩计算时： Nmm （5-5）式中：发动机输出的最大转矩，在此取431； 变速器的传动比，=6.94； 主动齿轮节圆直径，在此取140mm.按上式 Nmm 根据汽车设计表5-1 许用单位齿长上的圆周力p在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%25%。经验算以上数据都在许用范围内。上述方法计算用的许用单位齿长上的圆周力p都为982/mm5.22轮齿的弯曲强度计算双曲面齿轮轮齿的弯曲应力的计算公式为： w= （5-6）式中：w弯曲应力，N /mm2； M 所讨论的齿轮上的计算转矩，N.m，对于从动齿轮，M=11723.88 N.m和Mcf=2170.19N.m；对于主动齿轮，M=1987.44和Mcf=367.89N.m；K0超载系数，对于汽车K0=1；Ks尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当ms1.6mm时，Ks =（ms /25.4）0.25=0.792121；Km齿面载荷分配系数，对于悬臂式支承，Km =1.01.25，主动齿轮，取1.2；对于骑马式支承，Km =1.01.1，从动齿轮取1.05;Kv质量系数，它与齿轮精度及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的影响有关，接触好，周节及同心度准确时，取Kv =1；ms端面模数，10mm；b所讨论的齿轮的齿面宽,主动齿轮b=55mm；从动齿轮b=50mm;Z所讨论的齿轮的齿数,z1=14,z2=31J所讨论的齿轮的轮齿弯曲应力的综合系数，查表4-19取J大齿轮J=0.206，小齿轮J=0.273；(1)对于主动齿轮： 按M=minMce、Mcs计算，M=11724N.m；所以Mz=1987.44 N.m，以此数据代入计算代入数据算得 w主=103=173N.m 按Mcf计算时：Mcf=2170.19N.m，所以 Mz=367.891N.m，以此数据代入计算代入数据算得w主cf=103= 32.02N.m（2）对于从动齿轮： 按M=minMce、Mcs计算时M=11724N.m所以 w从=103=555.26 N.m 按Mcf计算时，Mcf=2170.19 N.m所以 w从cf=103=102.78N.m上述按minMce、Mcs计算的最大弯曲应力都不超过许用应力700Mpa；按Mcf计算的疲劳弯曲应力都不超过许用应力210 Mpa，所以计算合格，破坏的循环次数为6106；5.23轮齿接触强度计算锥齿轮轮齿的齿面接触应 w= （5-7）式中： D1主动锥齿轮大端分度圆直径140mm； b齿宽，b取b1和b2的较小值50m； Ks尺寸系数，它考虑齿轮尺寸对淬透性的影响，取Ks=1.0； Kf齿面品质系数，取1.0； Cp综合弹性系数，钢对钢齿轮，Cp取232.6N1/2/mm； JJ齿面接触强度的综合系数，查图4-23取0.122； K0、Km、Kv见公式（5-6）下说明按T=minTce、Tcs计算，取TZ=1987.44N.m所以 w=1374.27Mpa 按T= Tcf算时，TZ=367.891N.m所以 wcf =591.27 Mpa上述按minTce、Tcs计算时的最大接触应力都不超过许用应力2800 Mpa，按Tcf计算时疲劳接触应力都不超过许用应力1750 Mpa，主从齿轮的齿面接触应力是相同的。5.24主减速器的润滑 主减速器轴承的润滑通常是在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速器壳体的内壁上设一专门的油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过进油孔至前轴承圆锥滚子的小端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盒中，使润滑油得循环。5.3第二级斜圆柱齿轮设计计算计算过程参考机械设计（高等教育出版社）5.31选定精度等级、材料、齿轮及螺旋角。1）减速器的功率比较大，故大、小齿都选用硬齿面。选大、小齿轮的材料均为40Cr，并渗碳后淬火，齿面硬度为56-62HRC;2）选取精度等级。因为用表面淬火，齿轮的变形不大，不须磨削，初选其等级精度为8级精度（GB10095-88）；3）所设计的总传动比为6.94，第一级的齿轮传动的传动比确定为31/14，第二级的传动比为6.938/（47/15）=3.133，初选第二级齿轮小齿轮齿数Z1=15，大齿轮齿数Z2=47；4）选取螺旋角。为了不使轴承过大的轴向力，斜齿圆柱齿轮传动的螺旋角不宜选得过大，常在=8-20之间选择，=18。5.32按齿轮接触强度设计1）由书中218页的公式（10-21）试算小齿轮的分度圆直径：dlt (5-8) Kt载荷系数，选Kt =1.6； T1第二级主动斜齿轮的转矩 ,T1=MCF=2170190N.mm； u齿数比, u=47/15=3.133； ZH区域系数，已知标准斜齿轮的法面压力角 an=20，由217页图10-30可查得ZH=2.375； ZE 材料的弹性影响系数，由201页的表10-6查得ZE=189.8；a端面重和度是由于斜齿轮的倾斜和齿轮具有一定的轴向宽度，而使斜齿轮传动增加的一部分重合度。a=t= at1=arcosZ1cost/(Z1+2cos)=34.020； at2=arcosZ2cost/(Z2+2cos)=25.633；a=1.395 H许用 接触应力，H =（H1+H2）/2；因为绝对尺寸、齿面粗糙度、圆周速度及润滑对实际所用齿轮的疲劳极限的影响不大，只考虑应力循环次数对疲劳极限的影响。H=KHNHl m/s疲劳强度安全系数 由于点蚀破坏发生只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能工作的后果所以取S=1。N2=40100001000/（23.14489）=1.302108小圆柱齿轮的工作应力循环次数N1=N23.133=4.11108由207页图10-19查得KHN1=1.095，KHN2=1.142；由取齿面硬度中间值62HRC查得主从齿轮的接触疲劳强度极限；Hlim1=Hlim2=1500 Mpa；H1= KHN1Hlim1/s=1642.51 Mpa，H2= KHN2Hlim2/s=1713.12 Mpa，H=（H1+H2）/2=1677.75 Mpa;d齿宽系数，根据205页的表10-7预取d=0.8；将上述所得的数据代入公式得小齿轮分度圆直径dlt：dlt=83.99mm2）计算圆周速度V=（3.14dlt nl）/（601000）nl小齿轮的转速取汽车正常行驶的速度为60公里/小时小齿轮的转度60公里/小时=1000m/min大齿轮的转速：车轮的周长C=23.14rr=3.0709m ；n2=1000/3.041=325.6 r/min，n1=n23=1020.2 r/min.V=（3.1473.661020.2）/（601000）=4.48m/s.3）计算齿宽 b及模数mntb=d dlt=0.873.32=67.19；mnt= dltcos/Z1=5.325mm；h=2.258mnt=11.9875mm；b/h=5.607； 4）计算纵向重合度：=0.318d Z1tan=1.2398； 5）计算载荷系数K：KA