轻型商用车主减速器设计

黑龙江工程学院本科生毕业 设计 目 录 摘 要 I Abstract II 第 1 章 绪 论 1 1 1 国内外主减速器行业现状和发展趋势 1 1 2 本设计的目的和意义 2 1 3 本次设计的主要内容 2 第 2 章 主减速器的设计 3 2 1 主减速器的结构型式的选择 3 2 1 1 主减速器的减速型式 3 2 1 2 主减速器齿轮的类型的选择 4 2 1 3 主减速器主动锥齿轮的支承形式 6 2 1 4 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法 7 2 2 主减速器的基本参数选择与设计计算 8 2 2 1 主减速比的确定 8 2 2 2 主减速器计算载荷的确定 9 2 2 3 主减速器基本参数的选择 11 2 2 4 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 15 2 2 5 主减速器双曲面齿轮的强度计算 23 2 2 6 主减速器齿轮的材料及热处理 27 2 3 主减速器轴承的选择 28 2 3 1 计算转矩的确定 28 2 3 2 齿宽中点处的圆周力 28 2 3 3 双曲面齿轮所受的轴向力和径向力 29 2 3 4 主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择 30 2 4 本章小结 34 黑龙江工程学院本科生毕业 设计 第 3 章 差速器设计 35 3 1 差速器结构形式的选择 35 3 2 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 37 3 3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 38 3 4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 38 3 4 1 差速器齿轮的基本参数的选择 38 3 4 2 差速器齿轮的几何计算 40 3 4 3 差速器齿轮的强度计算 42 3 5 本章小结 43 第 4 章 驱动半轴的设计 44 4 1 半轴结构形式的选择 44 4 2 全浮式半轴计算载荷的确定 46 4 3 全浮式半轴的杆部直径的初选 47 4 4 全浮式半轴的强度计算 47 4 5 半轴花键的计算 47 4 5 1 花键尺寸参数的计算 47 4 5 2 花键的校核 49 4 6 本章小结 50 结 论 51 参考文献 52 致 谢 53 附录 A 54 黑龙江工程学院本科生毕业 设计 摘 要 本设计的任务是设计一台用于轻型商用车上的主减速器 采用单级主减速器 该 减速器具有结构简单 体积及质量小且成本低等优点 因此广泛用于各种中 小型汽 车上 例如 轿车 轻型载货汽车都是采用单级主减速器 大多数的中型载货汽车也 采用这种形式 根据轻型载货汽车的外形 轮距 轴距 最小离地间隙 最小转弯半径 车辆重 量 满载重量以及最高车速 发动机的最大功率 最大扭矩 排量等重要的参数 选 择适当的主减速比 根据上述参数 再结合汽车设计 汽车理论 汽车构造 机械设 计等相关知识 计算出相关的主减速器参数并论证设计的合理性 它功用是 将输入的转矩增大并相应降低转速 当发动机纵置时还具有改变转矩 旋转方向的作用 本设计主要内容有 主减速器的齿轮类型 主减速器的减速形式 主减速器主动 齿轮和从动锥齿轮的支承形式 主减速比的确定 主减速器计算载荷的确定 主减速 器基本参数的选择 主减速器齿轮的材料及热处理 主减速器轴承的计算 对称式圆 锥行星齿轮差速器的差速原理 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 对称式圆锥行星 齿轮差速器的设计 全浮式半轴计算载荷的确定 全浮式半轴的直径的选择 全浮式 半轴的强度计算 半轴花键的强度计算 关键词 主减速比 主动齿轮 从动齿轮 差速器 行星齿轮 黑龙江工程学院本科生毕业 设计 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 ne s 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 黑龙江工程学院本科生毕业 设计 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 1 第 1 章 绪 论 1 1 国内外主减速器行业现状和发展趋势 中国汽车主减速器产业是紧随桑塔纳等合资项目的国产化配套战略成长起来的 发展时间不长 相比跨过公司 我国汽车主减速器企业多年来定位于汽车集团内部 配套或服务于地方区域市场 国内竞争不充分 发展明显滞后于整车 主要表现在 以下几个方面 一是市场竞争不充分 产业集中度低 企业规模效益普遍不高 不 能适应零部件业规模化 低成本的发展要求 二是受体系供应链条的限制 不同地 区的主减速器供应体系之间的供应链互相不交叉 三是主减速器供应以外资或合资 企业为主 本土企业的专业化水平不高 产品技术含量低 国外汽车主减速器行业现状 一是零部件市场投资集中 易于形成较大经济规 模 生产成本降低 利于实现通用化共享平台 二是主减速器企业产品研发投入力 度大 便于技术水平提升 形成与主机厂的同步开发能力 三是这种现象导致其他 国家主减速器企业跨地区 跨集团的资产重组难以实现上规模 上水平的目标 其 后果是其产品的技术水平 生产成本 产品质量以及营销服务网络等与跨国公司的 差距进一步拉大 由于新的竞争环境的形成 以欧美日为代表的全球性汽车产业链正在逐步构成 一个新型的汽车工业零整关系 我们可以清楚地看到世界汽车零部件企业正纷纷从 整车企业中独立出来 这极大地改变了原有汽车产业的垂直一体化分工协作模式 零部件企业与整车企业形成了对等合作 战略伙伴的互动协作关系 根据 Ward s AutoWorld 的最新调研表明 日本汽车业在近几年来通过建立起一种以追求团队精神 和协调意识 运用战略联盟或外包的形式 加强与供应商和承销商之间合作的新型 零整体系显得尤为富有成效 经由细致的功能与成本比较 研究自身优势所在 或 有可能建立起的竞争优势 并集中力量发展这种优势 同时 从维护企业品牌角度 研究企业的核心环节 保留并增强这些环节上的能力 把不具有优势的或非核心的 一些环节分离出去 同时不断寻求能与之达到协同的合作伙伴 共同完成价值链的 全过程 日本企业的做法 摆脱了 纵向一体化 的负面影响 将资源得以外延 借 助零部件企业的资源达到快速响应市场的目的 于是出现了这一新型的 横向一体化 模式 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 2 发展趋势 世界汽车工业的全球化重组和我国汽车工业的迅猛发展 使汽车主 减速器产业处于快速变化的环境中 我国汽车主减速器企业在发展战略的制定和实 施过程中 还会不断出现新的问题 对已有问题的认识也在不断深化 这就要求我 们与时俱进 开拓思想 不断提高对问题的认识 及时调整对策措施 从容应对 使企业稳步健康发展 当今世界各国齿轮和齿轮减速器向着六高 二低 二化方向发展的总趋势 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 标准化和多样化 由于计算机技术 信息技术和自动化技术的广泛应用 齿 轮减速器的发展将跃上新的台阶 从经济指标 产业链 宏观政策等多个角度刻画 汽车主减速器发展变化 洞察行业发展动向 精确把握发展规律 可见中国本土汽 车主减速器存在巨大发展空间 因此 此题目的设计尤为重要 1 2 本设计的目的和意义 随着加入 WTO 以来我国汽车市场的进一步开放 跨国汽车集团及零部件供应 商纷纷调整了在华战略 将过去相对独立的 中国战略 转变为符合其长远利益和整 体利益的 全球战略 中国市场逐步成为其 全球战略 的重要组成部分 它们对中国 市场的投资会进一步加大 可以预见 跨国汽车集团及核心零部件供应商对我国汽 车产业的控制力会进一步增强 主减速器是驱动桥的重要组成部分 其性能的好坏直接影响到车辆的动力性 经济性 目前 国内减速器行业重点骨干企业的产品品种 规格及参数覆盖范围近几 年都在不断扩展 产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平 完全可承担起 为我国汽车行业提供传动装置配套的重任 部分产品还出口至欧美及东南亚地区 由于计算机技术 信息技术和自动化技术的广泛应用 主减速器将有更进一步的发 展 对主减速器的研究能极大地促进我国的汽车工业的发展 1 3 本次设计的主要内容 本设计的目标是设计一种轻型商用车的主减速器 本设计主要研究的内容有 主减速器的齿轮类型 主减速器的减速形式 主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支 承形式 主减速比的确定 主减速器计算载荷的确定 主减速器基本参数的选择 主减速器齿轮的材料及热处理 主减速器轴承的计算 对称式圆锥行星齿轮差速器 的差速原理 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 对称式圆锥行星齿轮差速器的设 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 3 计 全浮式半轴计算载荷的确定 全浮式半轴的直径的选择 全浮式半轴的强度计 算 半轴花键的强度计算 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 4 第 2 章 主减速器的设计 根据轻型载货汽车的外形 轮距 轴距 最小离地间隙 最小转弯半径 车辆 重量 满载重量以及最高车速 发动机的最大功率 最大扭矩 排量等重要的参数 选择适当的主减速比 根据上述参数 再结合汽车设计 汽车理论 汽车构造 机 械设计等相关知识 计算出相关的主减速器参数并论证设计的合理性 2 1 主减速器的结构型式的选择 主减速器的结构型式 主要是根据其齿轮类型 主动齿轮和从动齿轮的安置方 法以及减速型式的不同而异 2 1 1主减速器的减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速 双级减速 双速减速 单级贯通 双级贯 通 主减速及轮边减速等 1 单级主减速器 如图2 1所示为单级主减速器 由于单级主减速器具有结构简单 质量小 尺寸 紧凑及制造成本低廉的优点 广泛用在主减速比i 7 6的各种中 小型汽车上 单级 主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮 也有采用蜗轮传动的 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 5 图 2 1 单极主减速器 图 2 2 双级主减速器 2 双级减速 如图 2 2 所示为双级主减速器 由两级齿轮减速器组成 结构复杂 质量加大 制造成本也显著增加 因此仅用于主减速比较大 7 60 时可取 2 0 0 kpf 0 k 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 12 汽车满载时的总质量在此取 5455 a mgK 该汽车的驱动桥数目在此取 1 n 传动系上传动部分的传动效率 在此取 0 9 T 根据以上参数可以由 2 3 得 6211 ce T 300 4 3 5 3 1 0 0 9 1 mN 2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩csT LBLBr csirGT 2 2 4 式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷 在此取 32550N 2G 此 数据参考同类车型 轮胎对路面的附着系数 对于安装一般轮胎的公路用汽车 可以 取 0 85 对越野汽车取 1 0 对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取 1 25 在此取 0 85 车轮的滚动半径 在此选用轮胎型号为 7 50 16 则有其滚动半径 r r 为 0 394m 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 LB LB i 效率和传动比 取 0 9 由于没有轮边减速器取 1 0 LB LB i 所以由公式 2 4 得 12112 LBLBr csirGT 2 32550 0 85 0 394 0 9 1 0 mN 3 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cfT 对于公路车辆来说 使用条件较非公路车辆稳定 其正常持续的转矩根据所谓 的平均牵引力的值来确定 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 13 N aTr cfRHP LBLB GG r Tfffm in 2 5 式中 汽车满载时的总重量 在此取 54550N aG 所牵引的挂车满载时总重量 N 但仅用于牵引车的计算 T G 道路滚动阻力系数 对于载货汽车可取 0 015 0 020 在此取Rf 0 018 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数 对于载货汽车可取 0 05 Hf 0 09 在此取 0 07 汽车的性能系数在此取 0 pf 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 LB LB i 效 率和传动比 取 0 9 由于没有轮边减速器取 1 0 LB LB i 该汽车的驱动桥数目在此取 1 n 车轮的滚动半径 在此选用轮胎型号为 7 50 16 则有其滚动半径 r r 为 0 394m 所以由式 2 5 得 PHR LBLB rTa cffff ni rGG T 2101 5 54550 0 394 0 0180 070 0 9 1 0 1 mN 2 2 3主减速器基本参数的选择 1 主 从动锥齿轮齿数和 1 z 2 z 选择主 从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素 为了磨合均匀 之间应避免有公约数 1 z 2 z 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 14 为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度 主 从动齿轮齿数和应不 小于 40 为了啮合平稳 噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于 6 1 z 主传动比较大时 尽量取得小一些 以便得到满意的离地间隙 0 i 1 z 对于不同的主传动比 和应有适宜的搭配 1 z 2 z 2 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数 2 Dm 对于单级主减速器 增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙 减小又会影 2 D 2 D 响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装 可根据经验公式初选 即 2 D 2 6 3 22 cDTKD 式中 直径系数 一般取 13 0 16 0 2DK 从动锥齿轮的计算转矩 为和中的较小者取其值为 6221 c TmN ce T cs T mN 由式 2 6 得 13 0 16 0 239 09 294 27 2 D 3 6221mm 初选 260 则齿轮端面模数 260 35 7 43 2 Dmmm 2 D2zmm 35 7 43 260 05 2 Dm 2 z mm 3 主 从动齿轮齿面宽的选择F 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 另外 由于双曲面齿轮的几何特性 双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大 一般取大齿轮齿面宽 0 155 0 155 260 05 38 09mm 小齿轮齿面宽 c F 2 d 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 15 1 1 1 1 38 09 41 90mm z F c F 4 小齿轮偏移距及偏移方向的选择 载货汽车主减速器的 E 值 不应超过从从动齿轮节锥距的 20 或取 E 值为 d 的 10 12 且一般不超过 12 传动比愈大则 E 值也应愈大 大传动比的双曲面 齿轮传动 偏移距 E 可达从动齿轮节圆直径的 20 30 但当 E 大干的 20 2 d 2 d 时 应检查是否存在根切 E 0 1 0 12 0 1 0 12 260 05 26 01 31 20mm 2 d 初选 E 30mm 双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种 如图 2 7 所示 由从动齿轮的 锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧 这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上 方时 则为上偏移 在下方时则为下偏移 其中 a b 是下偏移 c d 是上偏移 双 曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系 下偏移时主动齿轮的螺 旋方向为左旋 从动齿轮为右旋 上偏移时主动齿轮为右旋 从动齿轮为左旋 本 减速器采用下偏移 a b c d 图 2 7 双曲面齿轮的偏移方式 5 螺旋角的选择 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 16 双曲面齿轮螺旋角是沿节锥齿线变化的 轮齿大端的螺旋角最大 轮齿小端 0 螺旋角最小 齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮中点螺旋角 螺旋锥齿轮中点处 i m 的螺旋角是相等的 二对于双曲面齿轮传动 由于主动齿轮相对于从动齿轮有了偏 移距 使主动齿轮和从动齿轮中点处的螺旋角不相等 且主动齿轮的螺旋角大 从 动齿轮的螺旋角小 选时应考虑它对齿面重合度 轮齿强度和轴向力大小的影响 越大 则 f m 也越大 同时啮合的齿越多 传动越平稳 噪声越低 而且轮齿的强度越高 f m 应不小于 1 25 在 1 5 2 0 时效果最好 但过大 会导致轴向力增大 f m 汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角多为 35 40 主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选 z 25 5 2 1 z z 90 2 E d 2 7 式中 主动轮中点处的螺旋角 mm z 主 从动轮齿数 分别为 8 35 1 z 2 z 双曲面齿轮偏移距 30mm E 从动轮节圆直径 260 05mm 2 d 由式 2 7 得 45 84 z 25 5 35 8 90 30 260 05 从动齿轮中点螺旋角可按下式初选 c 2 30 sin0 20 260 0538 09 2222 E dF 双曲面齿轮传动偏移角的近似值 双曲面从动齿轮齿面宽为 38 09mm F 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 17 11 61 45 84 34 23 c z 11 61 从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角 c z 平均螺旋角 40 04 2 zc 45 84 34 32 2 6 螺旋方向的选择 主 从动锥齿轮的螺旋方向是相反的 如图 2 8 所示 螺旋方向与双曲面齿轮 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 图 2 8 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力 7 法向压力角 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 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 18 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 22 30 或 20 的平均压力角 在此选用 20 的平均压力角 2 2 4主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 1 大齿轮齿顶角与齿根角 2 2 图 2 9 收缩齿两种形式 标准收缩齿 a 和双重收缩齿 b 各有其优缺点 采用哪种收缩齿应按具体情 况而定 双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序的效率 双重收缩齿的轮齿 参数 其大 小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距的粗切刀 切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来 当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法 是最好的 不是这种情况而要采用双重收缩齿 齿高的急剧收缩将使小端的齿轮又 短又粗 标准收缩齿在齿高方向的收缩好 但可能使齿厚收缩过多 结果造成小齿 轮粗切刀的刀顶距太小 这种情况可用倾锥根母线收缩齿的方法或仔细选用刀盘半 径加以改善 即当双重收缩齿会使齿高方向收缩过多 而标准收缩齿会使齿厚收缩 过多时 可采用倾锥根母线收缩齿作为两者之间的这种 大齿轮齿顶角和齿根角为了得到良好的收缩齿 应按下述计算选择应采用采 2 2 用双重收缩齿还是倾锥根母线收缩齿 用标准收缩齿公式来计算及 2 2 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 19 2 2 3843 m m h A 2 8 2 2 3438 m m h A 2 9 2 m gma hh K 2 10 2 1 1500 15 mgm hh 2 11 22 2 cos m gm KR h z 2 12 22 2 sin 2 0 ci m dF R 2 13 1 2 2 arccot1 2 i z z 2 14 2 2 sin m m R A 2 15 2 2 1 arctan z z 2 16 由 2 12 与 2 13 联立可得 1 2 2 2 sinarccot1 2 2 0 c m z dF z R 2 17 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 20 1 22 2 2 sinarccot1 2 cos 2 0 c gm z K dF z h z 2 18 1 22 2 2 2 sinarccot1 2 cos 2 0 ac m z K K dF z h z 2 19 2 1 15 magm hKh 2 20 22 2 21 cos 3438sin arctan a Kz K zz 2 21 式中 小齿轮和大齿轮的齿数 1 z 2 z 大齿轮的最大分度圆直径 已算出为 260 05mm 2 d 大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径 2m R 在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距 mm m A 大齿轮齿面宽中点处的齿工作高 gm h 大齿轮齿顶高系数取 0 15 a K 大齿轮齿宽中点处的齿顶高 2 mh 大齿轮齿宽中点处的齿跟高 2 mh 大齿轮齿面宽中点处的螺旋角 2 大齿轮的节锥角 2 齿深系数取 3 7 K 从动齿轮齿面宽 c F 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 21 所以 2 8 260 0538 09sinarccot 1 2 35 111 66 2 0 m R 8 3 7260 0538 09 sinarccot 1 2 cos34 23 35 9 76 2 0 35 gm h 2 8 0 15 3 7260 0538 09 sinarccot 1 2 cos34 23 35 1 46 2 0 35 m h 2 9 76 1 150 15 9 76 m h 8 260 0538 09sinarccot 1 2 35 114 54 sin77 122 0 m A 43 820 73 2 3 7 cos34 2335 34380 15sin arctan 358 1 2 22 2 22 sinarccot1 2 cos 3438 1 1500 15 2 0sin c z dF Kz z 1 2 22 2 22 sinarccot1 2 cos 3438 1 1500 15 2 0sin c z dF Kz z 8 260 0538 09sinarccot1 2 3 7 cos34 23 35 3438 1 1500 15 35 35 2 0sinarctan 8 292 95 4 88 计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和 22 43 82292 95336 77 s 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 22 D RR s TT 2 22 222 2 2 tansin cos 10560 tan m d D R r z 2 23 2 2 2 sin cos m R 2 24 1 0 021 06 R Tz 2 25 由式 2 19 与 2 23 联立可得 22 2 22 1 2 sinsin tan coscos 10560 0 021 06 tan d R s r Tz z 2 26 刀盘名义半径 按表选取为 114 30mm d r 轮齿收缩系数 R T sin77 12sin77 12 tan34 23 cos34 23cos34 23114 30 10560 0 02 8 1 06 337 77 35 tan20 R T 0 050 当为正数时 为倾根锥母线收缩齿 应按倾根锥母线收缩齿重新计算 R T s 及 2 2 按倾根锥母线收缩齿重新计算大齿轮齿顶角及齿跟角 2 2 22TR 2 27 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 23 2aTR K 2 28 TRRS T 2 29 1 0 021 06 R Tz 2 30 由式 2 27 与 2 28 联立可得 21 0 021 06 aS Kz 2 31 212 0 021 06 S z 2 32 大齿轮齿顶高系数取 0 15 a K 倾根锥母线收缩齿齿根角齿顶角之和 TR 2 0 15 336 77 0 02 8 1 06 67 12 1 12 2 0 02 8 1 06 336 7767 12380 34 6 34 2 大齿轮齿顶高 2 h 2202 sin mm hhAA 2 33 2 0 2 0 5 sin d A 2 34 大齿轮节锥距 0 A 由式 2 33 2 34 得 0 0 5 260 05 133 38 sin77 12 A 2 1 46 133 38 114 54 sin1 121 77h 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 24 3 大齿轮齿跟高 2 h 2202 sin mm hhAA 2 35 大齿轮齿宽中点处齿跟高 2 mh 由式 2 35 得 2 9 76 133 38 114 54 sin6 3411 84h 4 径向间隙 0 150 050 15 9 760 051 51 gm Ch 5 大齿轮齿全高 222 1 17 11 8413 01hhh 6 大齿轮齿工作高 22 13 01 1 5111 5 g hhC 7 大齿轮的面锥角 0222 77 121 12 8 大齿轮的根锥角 222 77 126 3470 78 R 9 大齿轮外圆直径 22 022 cos1 77 cos77 12 260 05260 84 0 50 5 h dd 10 小齿轮面锥角 012 sincoscoscos70 78cos11 610 32 R 01 18 81 11 小齿轮的根锥角 102 sincoscoscos78 24cos11 610 20 R 1 11 52 R 12 小齿轮的齿顶高和齿根高 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 25 齿顶高 1 11 5 1 515 75 22 g h hCmm 齿根高 11 13 01 5 757 26hhhmm 表 2 2 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表 序 号项 目符号数值 1主动齿轮齿数1z8 2从动齿轮齿数2z35 3端面模数m7 5 4主动齿轮齿面宽 Z F41 90 mm 5从动齿轮齿面宽 C F38 09 mm 6主动齿轮节圆直径 1 d60 00 mm 7从动齿轮节圆直径 2 d262 5mm 8主动齿轮节锥角 1 12 88 9从动齿轮节锥角 2 77 12 10节锥距 0 A133 31mm 11 偏移距E30mm 12主动齿轮中点螺旋角 1 45 84 13从动齿轮中点螺旋角 2 34 23 14平均螺旋角 40 04 15刀盘名义半径 d r114 30mm 16从动齿轮齿顶角 2 1 12 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 26 17从动齿轮齿根角 2 6 34 18主动齿轮齿顶高 1 h5 75mm 19从动齿轮齿顶高 2 h1 77 mm 20主动齿轮齿根高 1 h7 26mm 21从动齿轮齿根高 2 h11 84mm 22螺旋角 35 23径向间隙 C1 51mm 24从动齿轮的齿工作高 g h 11 5mm 25主动齿轮的面锥角 01 18 81 26从动齿轮的面锥角 02 78 24 27主动齿轮的根锥角 1R 11 52 28从动齿轮的根锥角 2R 70 78 29最小齿侧间隙允许值 min B0 175mm 2 2 5主减速器双曲面齿轮的强度计算 在完成主减速器齿轮的几何计算之后 应对其强度进行计算 以保证其有足够 的强度和寿命以及安全可靠性地工作 在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏 形式及其影响因素 1 齿轮的损坏形式及寿命 齿轮的损坏形式及寿命 齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断 齿面点蚀及剥落 齿面胶合 齿面磨损等 它们的主要特点及影响因素分述如下 1 轮齿折断 主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断 折断多数从齿根开 始 因为齿根处齿轮的弯曲应力最大 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 27 疲劳折断 在长时间较大的交变载荷作用下 齿轮根部经受交变的弯曲应力 如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限 则首先在齿根处产生初始的裂纹 随 着载荷循环次数的增加 裂纹不断扩大 最后导致轮齿部分地或整个地断掉 在开 始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处 在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦 形成了一个光亮的端面区域 这是疲劳折断的特征 其余断面由于是突然形成的故 为粗糙的新断面 过载折断 由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求 或由于偶然性 的峰值载荷的冲击 使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围 而引起轮齿的一次 性突然折断 此外 由于装配的齿侧间隙调节不当 安装刚度不足 安装位置不对 等原因 使轮齿表面接触区位置偏向一端 轮齿受到局部集中载荷时 往往会使一 端 经常是大端 沿斜向产生齿端折断 各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新 断面 为了防止轮齿折断 应使其具有足够的弯曲强度 并选择适当的模数 压力角 齿高及切向修正量 良好的齿轮材料及保证热处理质量等 齿根圆角尽可能加大 根部及齿面要光洁 2 齿面的点蚀及剥落 齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一 约占损坏报废齿轮的 70 以上 它主要由于表面接触强度不足而引起的 点蚀 是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果 由于接触区产生 很大的表面接触应力 常常在节点附近 特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始 形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑 形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀 一般首先产生在几个齿上 在齿轮继续工作时 则扩大凹坑的尺寸及数目 甚至会 逐渐使齿面成块剥落 引起噪音和较大的动载荷 在最后阶段轮齿迅速损坏或折断 减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法 为此可增大节圆直径及增 大螺旋角 使齿面的曲率半径增大 减小其接触应力 在允许的范围内适当加大齿 面宽也是一种办法 齿面剥落 发生在渗碳等表面淬硬的齿面上 形成沿齿面宽方向分布的较点 蚀更深的凹坑 凹坑壁从齿表面陡直地陷下 造成齿面剥落的主要原因是表面层强 度不够 例如渗碳齿轮表面层太薄 心部硬度不够等都会引起齿面剥落 当渗碳齿 轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时 则一部分渗碳层齿面形成的硬皮 也将从齿轮心部剥落下来 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 28 3 齿面胶合 在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下 或润滑冷却不良 油膜破坏 形成金属齿表面的直接摩擦时 因高温 高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造 成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合 它多出现在齿顶附近 在与节锥齿线的垂 直方向产生撕裂或擦伤痕迹 轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定 减 小胶合现象的方法是改善润滑条件等 4 齿面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动 研磨或划痕所造成的损坏现象 规定范围内的正常 磨损是允许的 研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒 装配中带入的杂物 如未 清除的型砂 氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损 应予避免 汽车主减 速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行 清洗是防止不正常磨损的有效方法 汽车驱动桥的齿轮 承受的是交变负荷 其主要损坏形式是疲劳 其表现是齿 根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落 在要求使用寿命为 20 万千米或以上时 其循 环次数均以超过材料的耐久疲劳次数 2 实践表明 主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷 即平均计算转 矩 有关 而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大 汽车驱动桥的最大输 出转矩 Tec 和最大附着转矩 Tcs 并不是使用中的持续载荷 强度计算时只能用它来 验算最大应力 不能作为疲劳损坏的依据 主减速器双曲面齿轮的强度计算 1 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 N mm 2 36 2b P p 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 rrG 2 从动齿轮的齿面宽 在此取 38 09mm 2b 按发动机最大转矩计算时 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 29 N mm 2 1 3 max 2 10 b d iT p ge 2 37 式中 发动机输出的最大转矩 在此取 300 maxeTmN 变速器的传动比在此取 4 3 gi 主动齿轮节圆直径 在此取 59 43mm 1d 按式 2 36 得 N mm 3 300 4 3 10 1150 59 43 38 09 2 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 经验算以上数据在许用范围内 2 轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 N 2 38 JmzbK KKKT v ms 2 0 3 102 2 mm 式中 该齿轮的计算转矩 N m N m T300 ce T 88 cf T 超载系数 在此取 1 0 0K 尺寸系数 反映材料的不均匀性 与齿轮尺寸和热处理有关 sK 当 时 在此 0 8296 1 4 4 25 m Ks 4 7 43 25 4 sK 载荷分配系数 当两个齿轮均用骑马式支承型式时 1 00 mKmK 1 10 式式支承时取 1 10 1 25 支承刚度大时取最小值 质量系数 对于汽车驱动桥齿轮 当齿轮接触良好 周节及径向vK 跳 动精度高时 可取 1 0 计算齿轮的齿面宽 38 09mm b 计算齿轮的齿数 8 z 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 30 端面模 7 5mm m 计算弯曲应力的综合系数 或几何系数 它综合考虑了齿形系数 J 载荷作用点的位置 载荷在齿间的分布 有效齿面宽 应力集中系数及惯性系数等 对弯曲应力计算的影响 参照图 2 10 取 0 28J 图 2 10 计算用弯曲综合系数J 按N m 计算疲劳弯曲应力88 cf T 135 N 210 N 3 2 2 1088 4 3 0 9 1 0 74 1 2 1 38 09 8 0 28 7 43 2 mm 2 mm 按 N m 计算疲劳弯曲应力300 ce T 479 N 700 N 3 2 2 10300 4 3 0 9 1 0 74 1 2 1 38 09 8 0 28 7 43 2 mm 2 mm 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求 3 轮齿的表面接触强度计算 锥齿轮的齿面接触应力为 N 2 39 bJK KKKTK d C v fmsp j 3 0 1 102 2 mm 式中 主动齿轮的计算转矩 T 材料的弹性系数 对于钢制齿轮副取 232 6 mm pC 2 1 N 见式 2 38 下的说明 0KvKmK 尺寸系数 它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响 在缺乏经验sK 的 情况下 可取 1 0 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 31 表面质量系数 决定于齿面最后加工的性质 如铣齿 磨齿等 fK 即表面粗糙度及表面覆盖层的性质 如镀铜 磷化处理等 一般情况下 对于 制造精确的齿轮可取 1 0 计算接触应力的综合系数 或称几何系数 它综合考虑了啮合齿J 面的相对曲率半径 载荷作用的位置 轮齿间的载荷分配系数 有效尺宽及惯性系 数的因素的影响 按图 2 11 选取 0 17 J 图 2 11 接触计算用综合系数 按计算 ce T 2027 2800N 3 232 62 300 0 9 4 3 1 0 74 1 2 1 10 59 431 38 09 0 20 j 2 mm 2 mm 按计算 cf T 1109 1750N 3 232 62 88 0 9 4 3 1 0 74 1 2 1 10 59 431 38 09 0 20 j 2 mm 2 mm 2 2 6主减速器齿轮的材料及热处理 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的 与传动系的其它齿轮相比 具有载荷 大 作用时间长 载荷变化多 带冲击等特点 其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折 断 齿面疲劳点蚀 剥落 磨损和擦伤等 根据这些情况 对于驱动桥齿轮的材料 及热处理应有以下要求 a 具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度 以及较好的齿面耐磨性 故 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 32 齿表面应有高的硬度 b 轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷 避免在冲击载荷下轮齿根部折断 c 钢材的锻造 切削与热处理等加工性能良好 热处理变形小或变形规律易于 控制 以提高产品的质量 缩短制造时间 减少生产成本并将低废品率 d 选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况 汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮 目前都是用渗碳合 金钢制造 在此 齿轮所采用的钢为 20CrMnTi 用渗碳合金钢制造的齿轮 经过渗碳 淬火 回火后 轮齿表面硬度应达到 58 64HRC 而心部硬度较低 当端面模数 8 时为 29 45HRC 11 m 由于新齿轮接触和润滑不良 为了防止在运行初期产生胶合 咬死或擦伤 防 止早期的磨损 圆锥齿轮的传动副 或仅仅大齿轮 在热处理及经加工 如磨齿或 配对研磨 后均予与厚度 0 005 0 010 0 020mm 的磷化处理或镀铜 镀锡 这种 表面不应用于补偿零件的公差尺寸 也不能代替润滑 3 对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达 25 对于滑动速度高的齿轮 为了提 高其耐磨性 可以进行渗硫处理 渗硫处理时温度低 故不引起齿轮变形 渗硫后 摩擦系数可以显著降低 故即使润滑条件较差 也会防止齿轮咬死 胶合和擦伤等 现象产生 5 2 3 主减速器轴承的选择 2 3 1计算转矩的确定 锥齿轮在工作过程中 相互啮合的齿面上作用有一法向力 该法向力可分解为 沿齿轮切向方向的圆周力 沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力 为计算作用在齿轮的圆周力 首先需要确定计算转矩 汽车在行驶过程中 由 于变速器挡位的改变 且发动机也不全处于最大转矩状态 故主减速器齿轮的工作 转矩处于经常变化中 实践表明 轴承的主要损坏形式为疲劳损伤 所以应按输入 的当量转矩进行计算 作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算 dT 2 40 3 1 33 3 33 3 2 22 3 1 11max 100100100100100 1 TR gRiR T gi T gi T gied f if f if f if f ifTT 式中 发动机最大转矩 在此取 300N m maxeT 变速器在各挡的使用率 可参考表表 2 4 选取 1 if2ifiRf 黑龙江工程学院本科生毕 业设计 33 变速器各挡的传动比 1gi2gigRi 变速器在各挡时的发动机的利用率 1Tf2TfTRf 经计算为 261 dT 主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径 mm 1111 sin59 4341 90sin18 2250 27 m ddb 2 3 2齿宽中点处的圆周力 Z N 2 41 F 1 2 m T d 式中 作用在该齿轮上的转矩 作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩 T d1m 该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径 按 2 41 计算主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 Z 10 38KNF 2 261 50 27 2 3 3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力 图 2 12 主动锥齿轮齿面的受力图 如图 2 12 主动锥齿轮螺旋方向为左旋 从锥顶看旋转方向为逆时针 F 为作T 用在节锥面上的齿面宽中点 A 处的法向力 在 A 点