【《某客车转向驱动桥的主减速器设计案例》5800字】

某客车转向驱动桥的主减速器设计案例目录TOC\o"1-3"\h\u17691某客车转向驱动桥的主减速器设计案例 1174621.1确定减速器结构 1148611.1.1确定主减速器锥齿轮类型 1246451.1.2主减速器减速形式 4293991.1.3确定主减速器主从动锥齿轮的支撑方案 456651.2主减速器参数选择与计算载荷 569661.2.1确定主减速器计算载荷 5325911.2.2锥齿轮参数的选择 7308251.3主减速器齿轮强度计算 9242211.1.1单位齿长圆周力 10129081.1.2校核齿轮弯曲强度 10294241.1.1.校核齿轮接触强度 11204781.4主减速器轴承载荷计算 1296531.5齿轮、轴承型号的确定 14减速器就是一个可以通过改变驱动轴在运行时扭矩与速度而产生的组件。其基本功用就是通过改变自动控制的变速器或者通用的变速器来调节扭矩,并且实现了降低车辆行驶的速度和改变扭矩在传递中的方向。主减速器可根据不同类型的齿轮，不同的减速形式以及支撑主齿轮和从动齿轮的不同形式分类。1.1确定减速器结构1.1.1确定主减速器锥齿轮类型主减速器的齿轮类型可分为四种：图3-图3-SEQ图\*ARABIC1弧形锥齿轮示意图弧形齿轮（如图3-SEQ图\*ARABIC1）的轴线传动啮合技术及其特点比较主要为：主从动齿轮轴线在主减速器运行过程中垂直相交，此类齿轮与其他各种齿轮不同的主要优势在于是至少只有两对以上的主轮齿同时与其进行轴线啮合，可以使其在车辆运动过程中承载的传动负荷较大，并且无论当两对轮齿啮合时都可以是从主轮齿的任何一端逐步平稳地将外的齿一端转向另外的齿一端，不是仅仅当齿的一端整体上和全长上同时与齿进行轴线啮合时所具有的一种工作平稳、噪音和不受振动影响幅度小的传动特性，但此类齿轮副对轴线啮合时的精度及实际工作使用环境等的要求比较高，当旦此类齿轮主与副锥顶进行啮合时的精度严重缺乏或动力不足就可能会严重影响加剧此类齿轮副的磨损并进而产生振动噪音。（2）双曲面齿轮双曲面齿轮（如图3-SEQ图\*ARABIC2）相比于弧齿锥齿轮具有下列优点：在双曲面和弧形齿轮传动机构尺寸相等的条件下，双曲面齿轮的传动机构在车辆运行的情况下下自身具有较高的传动比和相对较低的价格。如果两个齿轮传动轴长率相同并且与从动旋转齿轮比的尺寸一样，则双转轴曲面上的主动旋转齿轮将分别具有较大的同轴传动齿轮直径，更高的从动齿轮比和传动受力强度及较高的传动刚性。 图3-图3-SEQ图\*ARABIC2双曲面齿轮示意图圆柱齿轮如图3-SEQ图\*ARABIC3，圆柱齿轮传动是一种较为简单的直齿轮传动，在进行车辆的主减速器部分有关设计力，它主要适合于各种横置发动机的、无需转变动力方向乘用车型。（4）图3-SEQ图\*ARABIC图3-SEQ图\*ARABIC3直齿圆柱齿轮示意图蜗杆式传动与其他各种传动方法的相比，它们具有以下的优点:轮廓大小和尺寸以及质量较低，并且还具有相对较大的传动比。工作平稳、无任何噪声；较小的体积便于对汽车进行整体的布置和安装；可以被传递的荷载较大；使用寿命长；维修调整等较容易。图3-SEQ图\*ARABIC图3-SEQ图\*ARABIC4蜗杆传动示意图本次设计HG6341微型客车转向驱动桥，变速器也采用纵置式，本次主减速器设计定为弧齿锥齿轮传动，驱动桥确定为非断开式。动力通过主减速器传递给万向节后经左右两根半轴传递给车轮。1.1.2主减速器减速形式随着现代汽车设计与制造工艺的发展进步，主减速器逐渐发展出不同特点，而根据不同的特点可分为 ：单级主减速器、双级主减速器（整体式、分开式）、双速主减速器、贯通式主减速器（单极贯通式、双极贯通式）、单/双级减速配轮边减速等。其中在设计普通家用级别的乘用车时，由于i＜6，通常采用单级主减速器，此类结构具有以下优点：单级主减速器驱动车桥在驱动桥中属于结构相对简单的一种，制造过程与工艺相对较简单，成本较低，是驱动桥的基本型号，具有广泛的适用范围。本次设计采用单极主减速器。1.1.3确定主减速器主从动锥齿轮的支撑方案一般主减速器主动锥齿轮的支撑形式有两种：分别是悬臂式和跨置式。悬臂式支撑与另一种相比结构较为简单，支撑刚度相对较低，传递扭矩较小的减速器上应用较为广泛。跨置式的支撑结构特点是是它在两端上的轴支架上都分别设有一个跨置轴承，这样就已经可以大大地大幅增加了轴承支撑的传动刚度，就是两个轴承传动负载相对相应地有所减小。由于传动齿轮的轮齿与传动啮合轴的工作传动条件已经得到了很大改善，因此该轴的齿轮相对较于传动轴的悬臂型较高。本次设计采用跨置式。1.2主减速器参数选择与计算载荷1.2.1确定主减速器计算载荷通过以给数据来计算主减速器传动比。主减速器的减速比大小将会直接地影响应用到减速器的整体驱动结构形式，例如形状，轮廓，尺寸，质量以及处于最高转速挡位时其整体的汽油驱动力性能和汽油燃料的使用经济性等。 （3-1）式中：rn v i已知本此驱动桥设计给定轮胎类型与规格：165/65R13，故：r查资料得：处于最大功率时发动机的转速为：汽车最高车速为：vamax变速器最高档传动比为：i代入公式(3-1)得i故取i在发动机已知最大转距和最低挡传动比的情况下确定从动齿轮的计算转矩:T已知驱动轮打滑转矩等确定从动锥齿轮的计算转矩:T按汽车日常平均行驶转距确定从动锥齿轮的计算转矩：Tn—i1ηk——液力变矩器变距系数，G2m'2φ——车辆行驶时轮胎与地面间的附着系数，此数值与车辆本身防滑能力具有一定关系，且对于不同的汽车及路况有不同的取值范围：对于一般公路用汽车以及家用小轿车可取0.85，对于越野用汽车等特殊车辆，取φ=1.0；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车以及特殊作业的特种车辆，可取φrrifi0kFtimηm本次设计转向驱动桥时，需要计算锥齿轮最大应力并校核齿轮强度，在此情况下，TC应取上文两组计算数据中的较小值；当在需要计算锥齿轮疲劳寿命的情况下时，TC取Tcf主动锥齿轮的计算转矩为：TTz——主动锥齿轮计算转矩（N·mηG——主、从动锥齿轮在传动过程中的效率因数，对于弧齿锥齿轮副取95%，对于双曲面齿轮副，当i0>6时取85%，当i0已知Temaxηm取0.9，由于本车在设计过程中没有轮边减速器，i查阅资料可知在汽车驱动桥载荷分配中，乘用车发动机前置前驱满载时前轴分配为47%~60%。本设计中取58%：Gm'2ifkdk取1；将以上数据带入（3-2）可得:Tce=1774.224N带入（3-3）可得：Tcs=2052.698N1.2.2锥齿轮参数的选择在设计主减速器锥齿轮的时候，需要确定的主要参数有以下几种：主、从动齿轮的齿数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D、端面模数m、主从动锥齿轮齿面宽b1和b2、中点螺旋角B、法向压力角α等。1.主、从动锥齿轮齿数：z1和：z2在选择主、从动锥齿轮齿数时需要考虑锥齿轮工作情况、运行状况等，所以应保证如下因素：（1）为了保证齿轮轮齿间磨合均匀，增长齿轮使用寿命，z1、z2齿数之间应尽量取互质数；（2）在选择主、从动齿轮齿数时，这一对齿轮齿数和应不小于40，这样会使齿轮拥有较好的齿面重合度；（3）在设计驱动桥减速器时，主动锥齿轮齿数一般不少于9，对于商用车、大型客车等主动锥齿轮齿数一般不少于6；（4）在得知主传动比数值的情况下，若传动比过大则齿轮齿数应尽量取得稍小ー些，以便得到充足的离地间隙；（5）z1和：z2应有适宜的搭配以在不同传动比的条件下满足车辆在各种路况上的正常运行。这里取：z1为7，z2为36能够满足条件：7+36=43。2.从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数msD2可根据公式初选，即DKD2——直径系数，一般取1D2——从动锥齿轮的计算转矩，（N·m），Tc为Tce可得D取D2m可得出ms参考资料选取ms为5mm，则可反算出D根据：m进行校核其中Km取0.3~0.4，可得：ms=（1.813~4.842）所以取1.确定主、从动锥齿轮齿面宽b1、对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：b取b2=30mm，而b1一般比b24.中点螺旋角β汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角取值范围一般为35°~40°，而商用车为了防止轴向力过大一般选用较小的β值，通常取35°。5.确定法向压力角法向压力角的选取可以影响齿轮在运行过程中的承受载荷的强度，在某些情况下当它大一些可以它可以直接增加传动齿轮上的载荷运动强度，减小根切系数，但对于尺寸较小的齿轮，大压力角易使齿轮的端面重合度下降。对于弧齿锥齿轮，乘用车的α一般选用14°30'或16°，商用车的α为20°或22°30'。本次维修客车驱动桥设计取α=20°。6.螺旋方向主、从动锥齿轮的螺旋方向在运行中是相反的。本次设计主减速器主动锥齿轮选择的螺旋方向为左旋，从锥顶方向视为为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶方向处于为顺时针，驱动汽车前进。7.双曲面齿轮副偏移距E图3-SEQ图\*ARABIC5双曲面齿轮的偏移和螺旋方向偏移距E值的大小不应过大，过大时会造成齿面纵向的滑动误差过大，影响主减速器运行。对小轿车、轻型载货汽车等安装的主减速器来说，E≤图3-SEQ图\*ARABIC5双曲面齿轮的偏移和螺旋方向根据上文数据取E=0.1D8.其他相关参数表3-SEQ表\*ARABIC1锥齿轮各参数参数符号主动斜齿锥齿轮从动斜齿锥齿轮齿数736螺旋角β35°法面模数m5端面模数m6.1法面压力角α20°端面压力角α24.34°分度圆直径d=z42.1219.6基圆直径d39.56206.356齿顶高ha=h2=（1+0.1）m5.5.5.5齿根高hf1=hf2=（1+0.25-0.1）m5.755.75齿顶圆直径d51.1230.6齿根圆直径d30.6208.1当量齿数z12.73565.4951.3主减速器齿轮强度计算在主减速器设计过程中需要在选好主减速器齿轮的主要参数后，应根据选用的尺寸来计算锥齿轮几何尺寸，并进行相应的运行强度校核以保证它们具有足够的运动强度和使用寿命。齿轮在工作过程中的主要损坏形式主要有以下几种：弯曲疲劳折断，过载折断，齿面点蚀及剥落，齿面胶合，齿面磨损等。1.1.1单位齿长圆周力一般在计算汽车主减速器齿轮的表面耐磨性时，常常需要对其进行单位齿长圆周力来估算，即P=式中：PF——作用在齿轮上的圆周力（N）b按发动机最大转矩来计算：p=igD1代入数据可算得p=404.666N/mm。按驱动轮打滑的转矩计算：p=代入数据可算得：p=512.534N/mm。经过汽车工业的长足发展，目前在汽车驱动桥主减速器设计过程中，由于材料及相关科学的发展进步以及现代化加工工艺的提高，单位齿轮长度上的圆周力在计算时可提高许用值的20%~25%。经使用上述两种方法计算所得许用单位齿长上的圆周力与乘用车在设计时主减速器齿轮许用的单位齿长圆周力[p]=893N/mm相校核，可知都满足条件。1.1.2校核齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根所受弯曲应力为σwσwTck0ks——尺寸系数，ks=km——齿轮齿面载荷分配系数，本次设计采用跨置式结构，kkv——质量系数，在齿轮接触条件良好的情况下为1；b——本次设计所需计算得到的齿轮齿面宽：b1=30mm，b2=33mm；D——此次设计所确定的齿轮大端分度圆直径：D1=45mm，D2=180mm；Jw——齿轮受力过程中的轮齿弯曲应力综合系数，取0.27。主动锥齿轮：σw=91.从动锥齿轮：σw主从动锥齿轮的σw1.1.1.校核齿轮接触强度根据汽车设计可查得：σσjD1——主动锥齿轮大端分度圆直径：D1b——主、从动锥齿轮齿面宽较小值：b=30mmkfcp——齿轮轮齿的综合弹性系数，取232.6N1/2ksjjTzk0、km、代入数据可计算得出：σj=2237.208MPa经校核齿轮接触强度σ1.4主减速器轴承载荷计算图3-5单极主减速器轴承布置如REF_Ref69308517\h图3-5单极主减速器轴承布置，将主减速器锥齿轮的圆周力、轴向力和径向力进行计算并确定后,参考轴承的布置大小和尺寸，即可以直接求出该轴承在传动时所受到的载荷。图3-5单极主减速器轴承布置其中：a=46mm，b=22mm，c=90.5mm，d=60.5mm。轴承A：径向力F轴向力F将以上数据代入公式（3-16）与（3-17），有：Fr=3997N，F轴承B：径向力F轴向力F将以上数据代入式（3-18）与（3-19），有：Fr=1493N，F轴承C：径向力F轴向力F将以上数据代入式（3-18）与（3-19），有：Fr=2283N，F轴承D：径向力F轴向力F将以上数据代入式（3-20）与（3-21），有：Fr=1745