【《某中型货车驱动桥主减速器计算校正核计算案例》7000字】

某中型货车驱动桥主减速器计算校正核计算案例1.1轮胎外径的确定本设计中卡车的参数如下表2-1所示。表2-1设计中型卡车的基本参数表名称代号参数驱动形式4x2装载质量/t8.510总质量/t16发动机最大功率/kW及转速/r/minPemax/99kW/3000rpm发动机最大转矩/N.m及转速/r/minTemax/373N.m/1300rpm轮胎型号8.25-20变速器传动比igi7.64i1.0最高车速/km/hV85由上述图表我们得知装载动力车的轮胎型号分别是8.25-20，其中20个是集线器的名义尺寸d，单位分别是英寸。8.25是轮胎的长度和宽度b，单位也是英寸。b是各种集线器的边缘高度。(以下计量单位mm),如下图所示:图2-1轮胎的断面图轮胎断面宽高比H/B的两位百分数表示为系列数，例如H/B为0.88,0.82，0.80，0.70，0.60，0.50时，则分别称其为88，82，80，70，60,50系列，轿车多采用的其后三种系列。商用车轮胎的高宽比为:有内胎的为0.95;无内胎为0.85。载货式汽车轮胎在各种类型汽车轮胎的造型设计中所有这些需要用户选用的各种类型轮胎一般都已经是可以采用的,但也是会有一种轮胎黑色花纹加深轮胎造型特殊黑色花纹轮胎带有载货式这种轮胎的可以选择[刘惟信版《汽车设计》书目列表2-20],型号一般在列表中所示范围内为11.00-20,可以帮助检测者看到各种轮胎的外径以圆孔径和直径分别表示为:Dr=974mm1.2主减速比的确定主减速比各个参数会直接地对至主减速器的结构种类的确定、当一个变速器保持在最高档位所带来的燃油经济性和最高车速等因素产生决定。i0的选取是应该考虑到在进行一辆汽车总传动系统和整体传动价格之间的相当于iT一起依靠整车总传动系统的一个计算公式来决定。我们可以利用不同i0下各种功率平衡值的平衡图来分析研究i0下各种功率平衡值的平衡图来分析研究。将发动机和传动体系的参数进行最优匹配选择i0,这样就能够让汽车获得了最高的动力效果和燃料经济性。对于拥有大功率的汽车、长途汽车，特别是对竞争汽车来说，如果发动机的最大功率是Pemax和其旋转速度是np，这些车应该可以保证最高速度Vamax。此时按i0值确定。i0=0.377r式中rr——车轮的滚动半径，单位为m，，rr=Dr2Vamaxigh——传输的最高传动比；np把rt=0.49m、np=3000r/min、Vmax=85km/h、igh=1.0带入式（1.主减速器从齿轮的扭矩计算及负荷的大小决定一般用于汽车引擎的最大扭矩和传动。轮关系的最高档齿轮传动转矩相相互配合时和其在驱动轮的受力打滑两种应力条件下,作用于汽车主和副减速器从动变换齿轮的扭矩（Tje、Tjφ）最小的是大型货物运输车辆和小型越野旅行车辆的最高齿轮扭矩。TTje=TTjφ=G式中Temax——发动机最大转矩；in——in=i0ηT——上述各传动机构构成部分的功能为,取ηT=0.9;K0——n——这辆车的驱动桥数量是n=1。G2——φ——轮胎附着能力系数,对于没有安装普通电动轮胎的大型高速公路用车和汽车,取值为φ=0.85;rr——车轮的滚动半径，单位为m；ηLB，iLB——分别可以用下式表示为由于我们所说的需要计算得出来的一个驱动减速器从两个驱动轮的一个齿轮直接输送给两个驱动轮之间的一个逆向传动轮的工作效率和一个驱动轮的减速比(如两个轮边的一个主驱动减速器等),在这里我们可以取ηLB=1，iLB=1。由表2-1中可知，把Temax=373（N.m）代入式（1.3）得：Tje=373N.mx49.51x1x0.9/1Tje=16620.51（N.m）各类汽车轴荷分配范围如下图：表2-2桥分配系数车型空载满载前轴后轴前轴后轴轿车前置发动机前轮驱动56%~66%34%~44%47%~60%40%~53%前置发动机后轮驱动50%~55%45%~50%45%~50%50%~55%后置发动机后轮驱动42%~59%41%~50%40%~45%55%~60%货车4x2后轮单胎50%~59%41%~50%32%~40%60%~68%4x2后轮双胎，长头、短头卡车44%~49%51%~55%27%~30%70%~73%4x2后轮双胎，平头车49%~54%46%~51%32%~35%65%~68%6x4后轮双胎31%~37%63%~69%19%~24%76%~81%本文所要为您量身设计的满载汽车车型一般都是4x2或者后轮上安装的双胎,平头四轮汽车,满载期间汽车前轴的最大高度承受扭力负荷比例范围一般为32%~35%,取34%;其中前轮后轴满载比例范围为65%~68%,取66%。根据设计要求所给出的发动机功率数值查询相关的中型货车（如一汽解放J6L中卡轻量化140马力5.7米栏板载货车）得知此设计中的中型货车满载时总质量G为9.8吨，可以求得前轴载荷G1和后轴载荷G2。G1=0.34xG=0.34x9.8t=3.33t（1.4）G2=0.66xG=0.66x9.8t=6.47t（1.5）把式（1.4）和式（1.5）的值代入式（1.3）可得Tjφ=6.47x10^4x9.8x0.85x0.491x1Tjφ=264085.99Nm（1.6）取Tjmin(Tjφ、Tje),即Tjmin=16620.51Nm为强度计算中用于验算主传动减速器从驱动齿轮最大受到应力的计算载荷。通过控制主轴和减速器平均扭力计算转矩可用公式表示为

Tjm=G式中:GGT——所牵引挂车的最大满载负荷为总重,单位是n,仅适合在牵引机上使用,故可以取GTfR——道路上的滚动和速度阻力系数,载货车辆的阻力系数为0.015~0.020;按实际经验进行初选fR=fH——这是汽车在正常高速行驶中所可能需要的平均重力攀登对上爬坡度和速度的制动能力作用系数。货车和其他类型城市的公交车和汽车通常一般采用初值取0.05~0.09,初值系数采用fHfPfP=1100[16−当fP=501.09>16时，直接按0计算rr，iLB，ηLB，n，Temax代入式（1.7）可得：Tjm=46118.41Nm（1.9）主动锥齿轮的转矩Tz=Tjmini0ηG式中：Tz——主动锥齿轮转矩Tjmin——为在运动强度应力计算中广泛使用的原来用于验证齿轮主轴从减速器负载到齿轮驱动器从齿轮的最大运动应力强度计算器的载荷i0——主传动比ηG——主、从动锥齿轮间的传动效率，采用弧齿锥齿轮传动，去95%。Tz=2699.89Nm(1.11)1.3主减速器齿轮参数的选择1.3.1齿数的选择主动传递齿轮的减速传递传动齿数大于z1一般不少于6，此处从动传递齿轮z1=7，z2=z1i0=45.36，取z2=46，修正传动比i0=6.57；1.3.2计算节圆直径节圆的转矩长度一般来说是我们依靠从主驱动锥到主轴齿轮中所受的需要时间承受的压力计算转矩(也可参见以下一些经验计算公式1.2,式1.3中我们选取二者中较小的一个转矩数值作为确定计算值的依据)按照以下的一些经验计算公式我们可以进行筛选并得出:D2=KD23Tj式中：D2——从可转动锥轴到齿轮的最大轴末端处部分的一个有限的角分度圆的齿轮直径（mm）；KDTj——计算转矩，单位为Nm，取Tjθ，得到D2=381.80mm，初选为383.00mm。1.3.3齿轮端面模数的选择按式mt=D2/z2算出从驱动齿轮的最大端模量，mt=10mm。1.3.4计算齿面宽度主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度的经验公式：F=0.155D2=59.365mm，可初取F2=60mm。1.3.5螺旋锥齿轮螺旋方向主动齿轮可作为左转或右转,从动齿轮可作为右转,以使两个齿轮之间的轴向力相互斥离。1.3.6选择螺旋角其中螺旋角度应该是足够大以便于使得齿面上的重叠系数mF≥1.25。由于mF越大,其传动也就越加平稳,所以噪声要求也越低。螺旋角通常选取35°。1.3.7齿轮法向压力角法向压力夹角大一些时候可以提高轮齿的强度,满足在不发生直接剪切情况下降低齿数。对于圆弧齿锥式传动齿轮,从动轴到驱动齿轮的压力偏差一般采用20°或20°30'，此处初选为20°。1.4主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算1.4.1主减速器螺旋圆柱形齿轮几何大小尺寸计算和强度计算主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸的计算 表2-3单级别主减速器齿轮几何大小尺寸计算使用表序号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数72从动齿轮齿数463大端模数10.004齿面宽=605齿顶高系数h0.856顶隙系数c∗0.1887螺旋方向小齿轮右旋，大齿轮左旋8工作齿高h17.009法向压力角aa=20°10螺旋角ββ=35°11轴交角∑=90°续表2-3序号项目计算公式计算结果12大端分度圆直径ddd13分锥角δδ2=∑δ1δ214大端锥距R=0.5d2/sin(∑-R=231.65mm15大端齿距P=πP=31.42mm16大轮齿顶高hha217小齿轮顶高hha1=118齿顶间隙c=cc=1.88mm19全齿高h=hgh=18.88mm20齿根高hhhf1hf221齿根角ΘΘΘf1=1.62Θf222顶锥角δδδa1δa223根锥角δδδf1δf224齿顶圆直径ddda1da225冠顶距AAAa1Aa226大齿轮理论弧齿厚SS27大端理论弧齿厚s2=s1s21.4.2主减速器螺旋圆柱齿轮强度测量校正考核主减速器齿轮的几何计算完成后，根据其强度进行计算，保证足够的强度、寿命和安全可靠的动作。在进行强度计算之前，首先应该知道齿轮的破坏形态及其影响因素。螺旋锥齿轮的强度计算：（1）用于主减速器螺旋锥齿轮驱动的机械强度计算以牙齿长度为单位的圆周体应力如图2-2所示（1.13）式中：——N/mm为单位齿长上的一个圆周体应力，N/mm；P——作用在传动齿轮上的一个圆周力,N,按照发动机的最大旋转扭力和最大附着扭力矩两种不同的载荷下所需要的工况来计算;F——从动齿轮齿宽，及=b=60。图2-2主动锥齿轮受力图按发动机最大转矩计算时：p=Temax⋅得到一档在重载货车一档较高速度时的动力计量单位在车轮齿长上的单位圆周驱动力p许=1429N/mm。式（1.14）中经过计算得表示出来的力矩数值通常低于p许，所以能满足要求,虽然在最终达到附着点时力矩下降所产生的扭矩p很大，（2）轮齿弯曲强度的计算汽车用主减速器的螺旋圆柱形齿轮轮牙的计算弯曲应力公式为σw=2⋅1式中：K0————尺寸系数==0.792；——根据轴承载荷的运动来分配功率系数,当一个传动齿轮轴承采用一个骑马式支撑轴承的运动模式时,＝1.10～1.25,模数大于等于1.6时取为1.1；——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；——端面模数，。=10；——齿面宽度，；——齿轮齿数；T——齿轮所受的转矩，对于从动齿轮：；J——计算弯曲应力挤压作用下的流体综合应力系数,见设计图2-3。图2-3弯曲计算用综合系数J由上述如下所示即可以检测到:一个小的齿轮传动系数0.260,一个大的齿轮传动系数0.186;把这些已知的函数代入式(1.15)就可以得:σw1=2⋅103⋅ σw2=2⋅103⋅Tj（3）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：σj=C式中：Cp——为采用钢制大型齿轮传动副所需要采用的最大弹性阻力系数,对于钢齿轮副取231.6；K0，Km，Kv——见式（2-19）下的说明，即K0=1，Ks——尺寸系数，它已经充分考虑了传动齿轮的直径大小和齿轮尺寸对其材料淬透性的直接影响,在我们目前缺乏相关实际操作应用经验的特殊条件下,可以考虑采用Kf——Tz——用来计算各种应力的综合关系,见表3.2所示,可以检查的J=0.140图2-4接触强度计算综合系数J按发动机输出的转矩计算可得：σje=C按发动机平均输出的转矩计算可得：σjm=C汽车齿轮的主轴和减速器的齿轮传动机可以在齿轮的修正上使用齿轴接触应力。大约表示公式为:因此在每当按式(1.2),(1.3)中针对当小齿轮进行校准计算时，齿轮的接触应力约为2800，小于2800，因此齿轮校正结果的评估成功。因此，根据涡轮发动机的平均齿轮输入扭矩计算，允许的平均接触应力约为1750，小于1750，因此满足设计要求。1.5主减速器齿轮用原材料和热处理由于齿轮驱动，桥接齿轮处于各种各样的工作压力环境中。中所需要承受的载荷压力和齿轮运动时的速度都可能是与不同传动系统和系统的其他锥齿轮部件相比，负荷移动量大，作用持续时间长，负荷强度变化多，带来强烈冲击是一个很大的优点。其机械损伤表示的主要类型包括相对于齿轮主轴根部的弯曲或间接折断、齿轮内侧表面的各种疲劳斑（剥离）、磨损或直接擦伤。根据这些实际情况，对于齿轮驱动桥和齿轮的具体材质和热处理性的要求我们认为应该及时采取以下保护措施:(1)具备较高疲劳弯曲耐磨强度，具有抗疲劳、抗疲劳、抗疲劳强度和良好的印刷齿齿轮表面耐磨性。在各种使用情况下刷牙齿轮的表面材料均应保证具有比较高硬度;(2)轮齿的与中心连接处结构应保证具备适当的传动柔韧性和未来足以满足外力冲击时的载荷,避免外力冲击使在载荷下的传动轮齿留在中心处一部分被折断;(3)钢材在冶炼、热处理、切削这些工艺处理中性能良好,热处理后的钢材变形或者特别是它的变形过程规律较大,很容易受到温度影响,从而大幅度提高该工业产品质量水平、减少该产品的生产时间、生产成本和环境排放的污染物总量。(4)在选用用于齿轮材料的合金零件与我国的实际相符。汽车中的主减速器使用的是螺旋圆锥齿轮和差速器使用的垂直齿圆锥形传动齿轮,现在有使用渗碳合金的钢材制造的。用于齿轮的钢材是20cmnti。齿轮渗碳型铝合金钢作为材料制造的传动齿轮，经过多次的齿轮渗碳、淬火、回热，牙齿的中央表面弹性硬度一般来说应该至少能够直接达到58~64hrc,而由于轮齿中央的零部件模量硬度相对较低,所以当一个轮齿的中央端面弹性模量的硬度系数大于>8时为29～45hrc。由于新圆锥齿轮的机械接触和摩擦润滑不良，正常运行初期操作的齿轮咬合、咬死或轮齿摩擦结构而使传动性受到严重破坏,防止早期轮齿的磨损,圆锥新型齿轮的每一个传动副(或只是仅仅一个大型圆锥齿轮)均须首先进行一次高温热处理及经过多次高温保护。磨削和切割加工(其中一些例如用于研磨齿或者是用于匹配对齿研磨)后均可直接给予与一定的镀铜涂层厚度0.005~0.010的二次镀铜进行磷化加工处理或者直接采用二次镀铜、铜焊、镀锡。这种材料的表面不仅补偿了作为一个部件的厚度公差和尺寸，也不能作为替代使用。油的润滑剂。对齿表面应该进行一次喷丸处理,这样就尽量延长寿命达到25%左右。对于一些平行比率和转矩很大的传动齿轮,为了增强它们的耐磨性能,可以对这些传动齿轮进行一定程度的渗硫处理。由于传统的渗硫法在热处理中工作的过程中温度较低,故不易引起传动机构的变形。由于渗硫后的摩擦力系数能够得到由于明显减少，即使润滑工作的条件比较差，也有助于防止齿轮因咬伤、粘合、摩擦造成的损伤。1.6主减速器锥轴承的负载计算1.6.1锥齿轮齿面上的作用力这样的高速齿轮驱动在高速动作时，相互之间啮齿结合的两个不同齿面相互作用从而产生了一种无法互相对应的驱动力。该种传动工作模式中的传动力大致由两种方法可以被简单地分解为沿两个传动轴和一个齿轮相对切向传动轴线方向的相对圆周传动力、沿两个传动轴的一个齿轮相对切向传动轴线的垂直方向相对径向传动力、沿着垂直于两个传动轴的一个齿轮相对切向传动轴线的相对径向传动力。由于它的齿宽是在中点固定位置的径向圆周的应力、由于它的齿宽是在中点固定位置的径向圆周的应力使用公式可以表示。A=2Tdm