【《汽车起重机驱动桥主减速器的设计计算案例》5200字】

汽车起重机驱动桥主减速器的设计计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u14867汽车起重机驱动桥主减速器的设计计算案例 1296391.1主减速器主减速比i0的确定 1211901.2主减速器锥齿轮的材料 2264671.3主减速器计算载荷的确定 2212321.4主减速器螺旋锥齿轮主要参数的选择 465441.5主减速器螺旋锥齿轮几何参数的计算 6229201.6主减速器锥齿轮的强度计算 9主减速器主减速比i0的确定在进行主减速器的设计时，首先得确定主减速比的取值，它对汽车的动力性和经济性，以及整车性能条件所要求驱动桥数目的布置、驱动桥的离地间隙起决定性的作用，因此，在选择主减速比时显得尤为重要。根据文献REF_Ref23405\r\h[24]，单级主减速主要使用在传动比取值小于7.6的各种中小型车辆，双级主减速器的减速比较大（7.6<i0≤12）且在单级减速器不能满足既定的减速比和离地间隙的重型车辆。对于桥车、长途汽车和竞赛专用车来说，它们具有很大的功率储备，在给定发动机最大功率pamax及其最大功率转速np的情况下，所选择的主减速比i0的值应能保证这些汽车有尽可能的最高车速V i0=0.377~0.472rrnpV式中：rr--车轮的滚动半径，取rnp--发动机的最大功率转速，取nVamax--汽车行驶的最高车速，取Vigℎ--变速器的最高档传动比，取直接档i相对于其它汽车而言，会使汽车的最高车速微微下降从而获得足够或者更多的功率储备，一般选择的主减速比i0的值会比上式求得的值大10%~25% i0=(0.377~0.472)rrnpVamax式中：iFℎ--分动器或加力器的高档传动比，本设计没有分动器与加力器，iiLB--轮边减速器的减速比，由于本设计没有采用轮边减速器，故取i通过计算，得出i0根据计算结果所得出的主减速比i0主减速器锥齿轮的材料由于汽车在行驶过程中，汽车驱动桥起着带动整车整车行驶的作用，其驱动桥内传动机构会不停的工作，并承受着复杂且大的各种冲击载荷，里面的锥齿轮工作条件是极其恶劣的，因此主减速器锥齿轮在选择材料时应具备以下条件：具有足够的轮齿弯曲强度以及表面接触强度和齿面硬度；承载能力高，齿轮芯部的韧性好；齿轮的锻造、热处理、切削加工等性能好。主减速器的锥齿轮的选材：渗碳合金钢锥齿轮表面的硬化层含碳量高，一般材料碳的质量分数为0.8%~1.2%，这种材料的齿轮耐磨性和抗压性非常高，同时齿轮芯部的韧性良好。这类材料正好符合设计的要求，其各项性能强度的表现都是比较可观的。现如今，用到汽车驱动桥传动系锥齿轮制造的渗碳合金刚主要的材料型号有20MnVB、20CrMnTI、20MnTiB、16SiMn2WMoV和20CrNiMo。在汽车驱动桥传动系锥齿轮的热处理或者精加工后，通常会对锥齿轮的表面进行0.005~0.02mm厚度的磷化处理或者镀锡和镀铜处理，还可以对齿轮表面进行喷丸处理，这样可以避免过早的出现齿面磨损或者擦伤、齿面胶合等现象以改善齿轮的磨合并提高工作寿命。若齿轮转速过高导致轮齿相对滑动速度太快，则需要对其渗硫处理，使其耐磨性提升。主减速器计算载荷的确定1、通过发动机最大转矩Temax和其最低档传动比iLD确定从动锥齿轮的计算转矩 Txe=TemaxK0iTL式中：Txe——从动锥齿轮的计算转矩，N⋅mTemax——发动机的最大转矩，取TK0——超载系数，取KiTL——汽车传动系最低档传动比，取iηT——变速器的传动效率，取η=0.96n——驱动桥的计算数目，取n=1。经过计算得出Txe通过驱动轮在路面打滑时的转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Txs Txs=G2∙φ∙r式中：Txs——从动锥齿轮的计算转矩，N⋅mG2——满载汽车给地面的最大载荷，N;φ——车轮对地的附着系数，常行驶在公路上的车轮，取φ=0.85；rr——车轮滚动半径，rix、ηx——主减速器的从动轮到驱动车轮的传动比和传动效率，ix根据起重机的总重量，将G2=6×103通过上两式在汽车不同行驶状态下的计算转矩，与汽车日常行驶状态的平均转矩不同，它是所计算的最大转矩，因此平均转矩不能作为设计依据。在计算从动锥齿的最大转矩时，应取汽车在道路打滑和汽车发动机达到最大转矩时的较校小值进行齿轮强度的校核，即Tx主动锥齿轮的计算转矩： Ty=TXi0ηy式中，Ty--主动锥齿轮的计算转矩，N⋅mTx--从动锥齿轮的计算转矩，Ti0--主减速器减速比，iηy--主、从动锥齿轮的传动效率，取η经过计算，得出Ty=主减速器螺旋锥齿轮主要参数的选择（1）锥齿轮齿数的选择在设计一对齿轮传动机构时，需要初选主、从动轮的齿数，以便确定其传动比以及齿轮模数等各方面的尺寸参数等。由于本次设计的是汽车主减速器的锥齿轮传动，故需要先考虑到以下因素：主、从动齿轮的齿数和不能低于40，以使轮齿弯曲强度和齿面重合度达到理想值。为了得到理想范围的离地间隙，在主减速比大的情况下，其主动轮齿数的取值要相对较小。在主动轮齿数的取值不能低于5，齿数取值越大其啮合越平稳，疲劳强度也会更好，但为了保证一定的离地间隙，主动轮齿数取值不可太大。主、从动轮齿数之间应防止有公因数的存在，以使得轮齿之间均匀的磨合。由上述条件约束，初设主动轮齿数z1=7，从动轮齿数由此，可以再次设定主减速比的取值i0（2）从动锥齿轮的节圆直径D2和端面模数由从动锥齿轮的计算转矩，取Tx D2=KD23Tx式中：D2--从动锥齿轮的节圆直径，mmKD2--直径系数，通常KDTx--从动锥齿轮的计算转矩，T经过计算，得出D2=265.09mm，定为根据上式得出的D2值，可以计算出从动齿轮的大端面模数m md=Km3Tx 式中：D2--从动锥齿轮的节圆直径，mmKm--模数系数，Km取值为Tx--从动锥齿轮的计算转矩，T经过计算，得出md=5.69~7.59,取模数（3）主、从动锥齿轮的齿面宽Ob1和齿面宽的选择上不宜过宽，从锥齿轮的齿面宽一般为Ob2≤0.3Aj，其中，A Ob2=0.155D2=0.155×266=41.23mm (5-seq第四章初取O在齿轮副啮合传动时，由于工作时长或者各种复杂载荷的作用下，齿轮会不可避免地发生轴向错位，从而减少齿轮的实际工作齿宽，导致应力集中，从而加剧齿轮齿根磨损等。因此，通常会把小齿轮齿工作宽比大齿轮齿工作宽设计的要大一些，在选择小齿轮的齿面宽时，应至少比大齿轮齿面宽大10%为好，故取Ob1（4）中点螺旋角βz和法向压力角螺旋锥齿轮副传动中，轮齿齿面宽越大其螺旋角变化范围越大，是由齿轮大端向齿轮小端逐渐减少的，而两传动齿轮的中点螺旋角处处相等，因此在设计螺旋锥齿轮时常以中点螺旋角βz为依据。当βz的值越大，齿轮的啮合齿数以及齿面重合度就越高，齿轮强度及其传动平稳性更好，同时βz的值过大时齿轮的轴向力反而会增大。汽车主减速器的螺旋锥齿轮的中点螺旋角βz的值一般取在齿轮传动设计时，我国规定的齿轮法向压力角为20°，故取α=20°。（5）螺旋方向在螺旋锥齿轮辐设计中，主、从动螺旋锥齿轮的旋向相反，并分别采用左旋和右旋，以使其轴向力有相对斥离的运动趋势，避免齿轮传动卡死而造成磨损。主减速器螺旋锥齿轮几何参数的计算根据上节的分析和汽车主减速器螺旋锥齿轮主要参数的选择，现确定的齿轮参数如下表：表5-seq表格1主减速器螺旋锥齿轮已确定参数确定的项目得出的参数主动齿轮齿数z从动齿轮齿数z端面模数m齿面宽O法向压力角α=20°轴交角∑=90°节圆直径D根据已知参数，现需要确定的齿轮几何参数如下：（1）全齿高ℎ与工作齿高ℎg ℎ=H2∙mℎg=H1∙根据表5-2选齿工作高系数H1=1.500，全齿高系数故计算得齿工作高ℎg齿全高ℎ=表5-seq表格2圆弧齿螺旋齿轮的H1、H2、Ka主动齿轮齿数(5)67891011从动齿轮最小齿数z34333231302926法向压角力α20°螺旋角β35°~40°35°齿工作高系数H(1.430)1.5001.5601.611.651.681.6951.700齿全高系数H(1.588)1.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888大齿轮齿高系数Ka(0.160)0.2150.2700.3250.3800.4350.49（2）螺旋锥齿轮节锥角 γ1=arctanz1z2= γ2=90°−γ2=80.79° (5-seq第四章（3）螺旋锥齿轮节锥距 Aj=D22sinγ2=（4）螺旋锥齿轮的周节 t=3.1416md=3.1416×7=21.99mm (5-seq第四章13)（5）齿顶高 ℎa2=kamd=0.225×7=1.575mm ℎa1=ℎg−ℎa2=9.17−1.575=7.595mm（6）齿根高 ℎf1=ℎ−ℎa1=10.108−7.595=2.513mm (5-seq第四章 ℎf2=ℎ−ℎa2=10.108−1.575=8.533mm (5-seq第四章（7）径向间隙 c=ℎ−ℎg=10.108−9.17=0.938mm (5-seq第四章18)

（8）齿根角 δ1=arctanℎf1Aj=arctan2.513 δ2=arctanℎf2Aj=arctan8.533（9）面锥角 γa1=γ1+δ2=9.21°+3.72°=12.93° γa2=γ2+δ1=80.79°+1.10°=81.89°（10）根锥角 γf1=γ1−δ1=9.21°−1.10°=8.11° γf2=γ2−δ2=80.79°−3.72°=77.07°（11）外圆直径 Da1=D1+2ℎa1cos Da2=D1+2ℎa2cos（12）节锥顶点至齿轮外缘距离 χ01=D22−ℎa1 χ02=D12−ℎa2（13）理论弧齿厚 s1=t−s2s2=Sk根据表5-3，取S则，s表5-seq表格3圆弧螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿厚zz67891011300.9110.9570.9750.9971.0231.053400.8030.8180.8370.8600.8880.94850(0.748)0.7570.7770.8280.8840.94660(0.715)(0.729)0.7770.8280.8830.945（14）齿侧间隙根据表5-4，取B=0.2mm表5-seq表格4“格里森制”圆锥齿轮推荐采用的齿侧间隙B端面模数m/mm齿侧间隙B/mm端面模数m/mm齿侧间隙B/mm低精度高精度低精度高精度（AGMA4~6级）（AGMA7~13级）（AGMA4~6（AGMA7~132.11~2.540.076~0.1270.051~0.1028.47~10.150.381~0.6350.254~0.3302.54~3.180.102~0.2030.076~0.12710.15~12.70.508~0.7620.305~0.4063.18~4.230.127~0.2540.102~0.15212.7~14.50.508~1.0160.356~0.4574.23~5.080.152~0.3300.127~0.17814.5~16.90.635~1.1430.406~0.5595.08~6.350.203~0.4060.152~0.20316.9~20.30.889~1.3970.457~0.6606.35~7.250.254~0.5080.178~0.22820.3~25.41.143~1.6510.508~0.7627.25~8.470.305~0.5590.203~0.279主减速器锥齿轮的强度计算完成主减速器锥齿轮的几何参数的计算后，为了确保锥齿轮工作的可靠性，并具有理想的强度和工作寿命，还需要认识齿轮的失效形式及其因素，再校核锥齿轮的强度：（1）单位齿长的圆周力以单位轮齿长的圆周力对主减速器中锥齿轮表面的耐磨性进行估算，常以下式进行计算： p=FOb2 (5-seq第四章30)式中：p——锥齿轮单位轮齿长的圆周力，N/mm；F——作用在轮齿上的圆周力，N；Ob2——工作齿面宽即从动轮的齿面宽，O按发动机最大转矩计算时： p=Temax∙igD12∙式中：Temax——发动机输出的最大转矩，Tig——发动机输出的最大转矩，iD1——主动齿轮节圆直径，D通过上式，计算一档时：p=直接档时：p=按驱动轮打滑时的转矩计算时： p=G2∙φ∙rrD22式中：——满载汽车对地最大载荷，取G2=58800Nφ——轮胎与地面的附着系数，φ=0.85；——轮胎的滚动半径，rr=0.5经过计算，得出p=1838.13N/mm。在现代汽车的设计中，因为材质的改善和机械制造技术水平的提高，有时许用单位轮齿长的圆周力[p]会比表5-5数值要高表5-seq表格5许用单位齿长的圆周力参数汽车类别p=p=轮胎与地面的附着系数φⅠ档Ⅱ档直接档轿车8935363218930.83载载汽车142925014290.83公共汽车9822140.83牵引汽车5362500.83（2）齿轮弯