【《某轻型货车驱动桥的主减速器参数设计与计算过程案例》3100字】

某轻型货车驱动桥的主减速器参数设计与计算过程案例1.1主减速比的确定主减速比的选取需要综合考虑各方面的影响，不能只考虑一方面性能优越而需要在汽车总体设计过程中和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。一方面可以通过考虑那些因素会影响汽车的动力性，另一方面搜寻一些经验图来选取合适传动比，比如说功率平衡图之类的。在选取过程中要考虑驾驶人的驾驶体验还要考虑驾驶的经济性。表1.1基本参数表可以在牺牲最高车速的情况下使汽车的功率得到满足，在通常情况下会选择数值比最小值大10%～25%的：(1.1)式中——车轮的滚动半径，=0.388;——变速器最高档传动比，=0.81；——分动器或加力器的高档传动比，=1；——轮边减速器的传动比，=1。经计算，本文选取=5.225。1.2确定主减速器的计算载荷1.从动齿轮的计算转矩/n=13759.969（）（1.2）驱动车轮打滑时计算转矩：=20519.046（MBEDEquation.3）（1.3）式中：——发动机最大扭矩380；——发动机到所计算的为加速器从动齿轮之间的传动系的最低档传动比；==5.225×7.7=40.233——轮胎对路面的附着系数，货车取=0.85；——上述传动部分的效率，取=0.9；——超载系数，取=1.0；——滚动半径，查 得=0.254mm；n——驱动桥数目1；——汽车在满载的状态下驱动桥能给水平地面的最大负荷；但对后桥来说不仅是平均负荷，还应该另外考虑汽车加速时负载增大量，可初取：=Gmax×9.8=91238N——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比，分别取0.96和1。上述两个计算转矩是最大转矩，是不能作为计算转矩的。此次设计的车辆应使用主减速器的平均计算转矩。2.计算转矩Tjm：==2396.9（）式中：Ga——汽车满载总重，Ga=9310×9.8=5977NfR——道路滚动阻力，取0.015；fH——平均能力系数，取fH=0.05；——汽车性能系数（1.4）当>16时，取=0。1.3主减速器齿轮参数的选择1.主、从动齿轮齿数的选择如果选用单级主减速器时，而且当i0比较小的时候可取7~12，但由于主、从动轮过大导致离地间隙不能满足要求。在选择主、从动齿轮的齿数时应该避免产生公约数，可以使它们磨合均匀。由于存在齿轮的弯曲强度要求，故其齿数和应不小于40。综合上述要求，选择主动齿为一十二个齿轮数，从动齿轮为四十一个齿轮数。从动锥齿轮大端分度圆直径d2及端面模数mt前面已经算出两个计算转矩出来，而我们需要的是数值小的那一个，并且将其作为计算依据，根据公式：d2= （1.5）式中：Kd2--直径系数，KTj--计算转矩,因为Tj∅＞Tje所以取计算结果：d2=311.51~383.39，初取dd2选定之后，根据公式m=d2/Z2得出从动齿轮大端模数为8，然后用下列公式mt=Km3Tj式中：Km--Tj--计算转矩，取mt=(0.3~0.4)×由GB/12368-1990,取mt=8。所以d1=96mm，3.齿轮齿面宽的确定b2=0.155d2=50.84mm，考虑到设计的传动比比较大，故齿面宽也取大，取b2=60mm由于小齿需要完全包住大齿所以齿面宽要大一些取，b11.螺旋锥齿轮螺旋方向螺旋方向主要有左旋和右旋两种，左旋是从弧齿锥齿轮锥顶看，齿形中心线上半部向左倾斜，反之为右旋。为防止轮齿因卡死而损坏，主动齿轮和从动齿轮的螺旋方向必须不同。选择主动弧齿锥齿轮的螺旋方向为左旋，旋转方向为顺时针；选择从动弧齿锥齿轮螺旋方向为右旋，旋转方向为逆时针。5.螺旋角的选择图4-1螺旋角（在节锥表面的展开图）查资料得知，载货汽车螺旋角一般为35°～40°，初取35°。6.法向压力角的选择载货汽车的法向压力角一般取20°。7.主、从动锥齿轮计算计算结果如下表：表1.1主减速器齿轮几何尺寸计算表 1.4螺旋锥齿轮的强度计算在确定了主、从动弧齿锥齿轮的基本参数及其相关尺寸后，应对所选齿轮进行强度验算，保证所选的齿轮有足够的强度要求。齿轮损坏形式主要有折断（弯曲疲劳折断和过载折断），齿面点蚀及剥落，齿面的胶合和齿面磨粒磨损等形式。汽汽车驱动桥齿轮承受的是动载荷，其损坏形式是齿根疲劳折断，和由表面点蚀引起的剥落。下面将对齿轮的单位齿长圆周力，弯曲强度和接触强度这三方面进行近似的强度计算，来验证是否符合实际使用情况的要求。

螺旋锥齿轮的强度计算：（1）主减速器螺旋锥齿轮的强度计算①单位齿长上的圆周力（1.7）式中：——单位齿长上的圆周力，N/mm;P——作用在齿轮上的圆周力，N，可按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；F——从动齿轮齿面宽，取60mm。按发动机最大转矩计算时：=1015.97N/mm（1.8）——为一档传动比，取=7.7按最大附着力矩计算时：=2001.858（1.9）尽管计算出附着力矩产生的p很大，超过目标范围，但是由于发动机最大转矩的限制，p最大只有1015.97N/mm,可知，校核成功。②轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为（1.10）式中：——超载系数1.0；——尺寸系数==0.749；——载荷分配系数，取=1；——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；J——计算弯曲应力用的综合系数，见下图，主动轮取0.240，从动轮取0.178。作用下：从动齿轮上的应力=545.519MPa<700MPa；作用下：从动齿轮上的应力=95.024MPa<210.9MPa；当计算主动齿轮时，/与从动齿轮相当，而，故<，<综上所述，所计算的齿轮是满足弯曲强度要求的，符合要求。汽车主减速器齿轮的损坏形式有许多种，但主要还是疲劳损坏，因此研究疲劳损坏最具有价值。而疲劳寿命主要与日常行驶转矩也就是平均计算转矩有关，只能用来检验最大应力，作疲劳寿命的计算依据是不行的。（2）轮齿的接触强度计算螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力（MPa）为：（1.11）式中：——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6； ，——主动齿轮的计算转矩，N·m；=1，=1，=1，=1；——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1；J——计算应力的综合系数，见图1.2所示，取0.131。代入相关数据得：σj=350.26N/mm<1750N/mm（1.12）故符合设计要求图4-2计算弯曲应力的综合系数大齿轮齿数小齿轮齿数小齿轮齿数图1.2接触强度计算综合系数J1.5主减速器轴承的计算确定轴承上的圆周力、轴向力和径向力轴承有许多损坏形式这里取疲劳损伤。其计算公式如下：式中：Temax——发动机的最大转矩，为380N﹒m；——变速器在各档使用率，参考表1.3，取0.5%，2%，5%，15%，77.5%；ig1，ig2，ig3…igR——变速器各档传动比7.7,1.1,2.34,1.51,0.81；fr1，fr2，fr3…frR——变速器在各档时发动机利用率，参考表1.3，取50%，60%，70%，70%，70%。表1.3 fi和fr参考值计算得：Td=383.76N﹒m。由当量转矩求得圆周力P为：P=2Td式中：T——当量转矩Td；dm——该齿轮齿面宽分度圆直径。d2m=d2d1m=d2m=270.41mm，d1mγ2表1.4圆锥齿轮轴向力与径向力计算公式参考表1.4从动齿轮和主动齿轮的螺旋方向，旋转方向相反A1=PcosβR1=Pcosβ从动齿轮的螺旋方向为右旋，旋转方向为逆时针A2=PcosβR2=Pcosβ式中：α——法向压力角20°；γ1γ2主减速器轴承载荷的计算以上的计算的结果一一对应，而且轴承的径向载荷就是它们的向量。图4-5悬臂式主动锥齿轮和跨置式从动锥齿轮简图轴承A，B的径向载荷分别为（1.1.8）（1.1.8）式中：P=9698.26N；R1=2225.81N；A1=7719.28N；d1m=79.14mm；a=100mm；b=45mm；c=145mm。得：RA=3641.4N；RB=14061.14N主减速器从动齿轮的计算转速n2为：n2=2.66式中：Vam——汽车平均行驶速度，对于载货汽车可取30~35km/h,这里取32km/h。主动齿轮转速n1=335.12×5.225=1751r/min，额定寿命：Lh=L轴承寿命为：（1.2.3)Cr——额定动载荷，根据轴承型号确定。——载荷系数，取1.2——温度系数，取1.0载货汽车大修里程S一般为100000公里，由此得出预期寿命：Ls=sV轴承A和B的