【《微型面包车驱动桥主减速器设计计算案例》6500字】

6微型面包车驱动桥主减速器设计计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u2966微型面包车驱动桥主减速器设计计算案例 1139891.1主减速器的结构形式 183861.1.1主减速器的齿轮类型 1172151.1.2主减速器的减速形式 344081.1.3主和从减速器的驱动主、从齿轮驱动方式锥齿轮轴和支撑轴承驱动方式 3161731.2主减速器的基本参数选择与设计计算 413141.1.1车型主要参数 4157391.1.2主减速器计算载荷的确定 4186151.1.3主减速器基本参数的选择 61.1主减速器的结构形式主动式减速器的总体结构设计形式主要部分是根据其传动齿轮的结构类型,主动减速齿轮和从动减速齿轮的横向安置传动方法以及被动减速结构形式的不同而异。1.1.1主减速器的齿轮类型主动式减速器的传动齿轮主要有直角弧形多齿面圆锥齿轮,双曲面圆锥齿轮,圆柱齿轮和弧形蜗轮以及蜗杆等多种形式。在此主要选用双曲面传动齿轮进行传动,其主要特点如下是:1)扭矩当双同轴曲面传动齿轮与同轴螺旋式圆锥齿轮传动尺寸相同时,双同轴曲面传动齿轮将具有更大的齿轮传动扭矩比。2)当轴承齿轮轴的传动比一定时,从动轴向旋转轴承齿轮轴的直径轴承尺寸相同时,双旋螺旋轴曲面主动圆锥旋转轴向齿轮轴承直径尺寸比及其相应的主动螺旋面轴向圆锥旋转齿轮比均应具有较大的轴向传动轴承直径,较高的轴向旋转轴承齿轮和轴传动时的强度以及较大的主动轴向旋转轴承齿轮轴和轴向旋转传动轴承齿轮传动时的刚度。3)当离地传动比一定时,主动时的齿轮离地尺寸相同时,双齿轮曲面圆锥齿轮从动时的齿轮离地直径传动比及其相应的齿轮螺旋桨圆锥齿轮较小,因而也具有较大的齿轮离地传动间隙4)在各种的加工作业和机械工程中,双向单齿轮副的曲面垂直滑动和单齿轮副不仅同时仍然存在沿着滑动轮齿主轴高齿低齿宽方向的高度进行侧向曲线倾斜垂直滑动,而且同时存在还有沿着滑动轮齿主轴长齿短齿宽方向的一定高度进行纵向曲线倾斜垂直滑动。纵向滑动磨合性和滑动中的轮齿加速可以有效控制改变论中轮齿的速度横向滑动磨合性和滑动运转过程,使其中的轮齿滑动具有更高的纵向滑动速度运转性和滑动平稳性。5)主动双曲面陀螺齿轮两轴传动的主动陀螺齿轮旋转直径和主动螺旋旋转角都很大,所以两轴相啮更适合两个齿轮的传动当量曲率传动半径较齿轮相应的三轴螺旋式圆锥齿轮大,其主要结果就是使其对齿面的机械接触性和强度大大提高。6)采用双曲面旋转齿轮主动式使齿轮的径向螺旋旋转角变大,则不需要产生根切的最小传动齿数也就可大大减少,所以适当选用较少的最小齿数,有利于大大增加齿轮传动扭矩比。7)双曲面齿轮的主动齿轮较大,加工时所需刀盘刀顶距较大。因而切削刃寿命较长。8)多轴双曲面主动传向齿轮轴承应布置在从动传向齿轮的主轴中心上方,便于多轴齿轮驱动桥的双向贯通,增大轴向传动齿轮轴的固定离地高度。但是,双曲面齿轮也存在以下的缺点;1)沿着两个齿齿延长线的平行方向滑动进行齿齿纵向上的滑动也很有可能会滑动导致齿齿摩擦力矩的损失大大幅度增加,降低了齿齿传动的工作效率。双曲面矩形齿轮副的低速传动系统效率大约为96%,而锥形螺旋桨和圆锥矩形齿轮副的高速传动系统效率大约为99%。2)由于整体齿面之间的摩擦压力与整体摩擦相互作用很有可能同时会直接造成整体油膜的腐蚀破坏及对整体齿面的腐蚀烧结被异物咬死,也就是说使用抗腐蚀胶合剂的性能有所降低。3)单轴双曲面主动轴承齿轮在正常工作时由于具有较大的旋转轴向传动力,使其主动轴承的承载重量和传动负荷相对较大。4)如果采用双螺旋曲面体和齿轮高速传动必须首先选择一种能够可以有效地帮助改善中性润滑油保护膜的传动强度及有效防止膜刮损的无添加剂,螺旋体或圆锥体和齿轮高速传动等的专用中性润滑油。双曲面式齿轮具备了一系列的特殊性和优点,因此本次设计选择了双曲面式齿轮进行传动。1.1.2主减速器的减速形式本次系统设计中所选择采用的主要是单级液压主驱动减速器:由于这种单级液压主驱动减速器在系统设计上不仅具有了系统结构简单、质量小、尺寸紧凑及采用生产过程制造费用低廉等诸多重要优点,广泛应用于单级主减速电阻系数小于i0<7.6的各类中、小型电动轿车上。根据目前五菱丰田宏光微型电动面包车的承载重力和传动载荷小,主动和传动比例为i0=4.0〈7.6的主要设计技术特点,采用单级微型主传动减速器的设计优势十分凸显。1.1.3主和从减速器的驱动主、从齿轮驱动方式锥齿轮轴和支撑轴承驱动方式在现代车中主减速器的悬臂和跨置式齿轮支承主要采用两种方法:悬臂和横向传递。如图2-1所示。跨式横置式轴承支撑的主要结构特征就是在每个支承圆锥体和齿轮两端的支承轴上都分别设有一个跨置轴承,这样可以同时使得整个轴承的传动负荷大大降低,齿轮与支承轴啮齿结合的运动条件可以得到大大改善。跨置式的支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座,从而导致了主减速器的壳体组成和结构的复杂性。跨置式支撑拆卸困难,导向轴承本身就是个容易受到破坏的轴承。对悬臂式支承的结构设计,支承与传动悬臂之间的连接距离宜主要取决于悬臂支承高度是否大于1.5倍。为了能够保证安全、容易进行拆装,宜选择使最大能接近传动齿轮的一个轴承使其支撑的齿轮轴径远远不要大于另一个齿轮轴承。悬臂式支承由于本身结构简单,支承上的刚度明显不足,适合在一些传动转矩相对较小的齿轮减速器上。本次产品设计所用的需要设备使用的齿轮减速器主要是一种齿轮悬臂式,因为它的整体结构简单,被广泛应用在动力传递量和扭力转矩相对较小的紧凑型豪华轿车上。为了大大提高滚子支承的传动刚度,两个滚子轴承相同的两个圆柱体支承滚子放在轴承的大端宜向内,以大大减少其支承尺寸+;且大端距离+的值，其值应不不得超过等或小于由两个动锥从齿轮延伸到最大端的夹角分度也即圆柱体直径。为了把轴承载荷均匀地相互分配连接到两个不同轴承上,应尽量保持做到不能使其轴承尺寸相相≥。本次产品设计所用的需要设备使用的齿轮减速器主要是一种齿轮悬臂式,因为它的整体结构简单,被广泛应用在动力传递量和扭力转矩相对较小的紧凑型豪华轿车、轻型运输货物上的单级自动齿轮减速器和许多双级自动齿轮减速器中。（1）悬臂式（2）跨置式图1.1主减速器锥齿轮的支承形式1.2主减速器的基本参数选择与设计计算1.1.1车型主要参数满载质量： 1730kg后轴荷： 10380N后轮距： 1360mm发动机最大功率：60.3kw/6000rpm发动机最大转矩：116Nm/5000rpm轮胎规格：165/70R14主传动比：5.3变速器一挡传动比：4.01.1.2主减速器计算载荷的确定1.按照涡轮发动机的最大转矩与最低档的齿轮传动系统扭矩系数之比公式来计算确定由齿轮驱动的圆锥齿轮比来计算的转矩为：tce（2-1）式中——式中为主动锥齿轮到所需要计算的两个主减速器从驱动锥齿轮之间的传动阻力系的最小档传动功率之比,在此可以取5.3;——-发动机的驱动力是输出的最大扭矩,此值的数据可以参考五菱宏光汽车的模型在此取116;——传动系上传动部分的传动效率,在此取0.9;——该类型汽车的驱动桥个数在此中采用1;——由于猛大的结合式液力离合器而使其能够产生较大的扭力冲击和高载荷时的最高扭力超载冲击能力为此系数,对于一般的重载货车,矿用柴油汽车和小型越野专用轿车以及需要采用高速液力传动及自动挡位变速器的各种类型汽车均可取=1.0,在此系数可以得到取=1.0;由以上各参数可求==.2213.281.按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩（2-3）式中——当一辆汽车在没有满载荷的情况下时将给予在水平上和地面上的一个最大驱动桥同时提供的最大驱动负荷,预设为此后桥上的两个驱动桥所需的能够同时承载10380n的最大驱动负荷;——防滑轮胎对于悬在地面的高速附着防滑能力影响系数,对于需要使用一般防滑轮胎的大型高速公路以及客运和乘用车,取=0.85;对于小型车和越野车辆则采取1.0;对于在目前市场上已经安装了各种具有专门的高速防滑和加大宽度舒适轮胎的中型车和高级轿车,计算使用时间最多最少可取1.25;——为确定车轮滚动半径,在此我们所选择的轮胎类别为165/70r14,滚动半径范围为0.2847m;，——分别取值是为了计算得出所有的需要进行计算的两个轮边主齿轮减速器从一个齿轮驱动式圆锥齿轮到另一个驱动式齿轮汽车两个车轮之间的横向传动转矩效率与其间的传动转矩效率之比,取0.9,由于两个轮边的的主减速器效率只能分别取1.0所以==2791.0093.对于公路运输的车辆而言,使用的条件相对于非公路运输的车辆更为稳定,其正常可以持续的旋转扭矩根据我们所谓平均牵引力的数值来计算和确定:（2-4）式中：——汽车满载时的总重量，参考五菱宏光车型在此取17300N；——所牵引的悬挂车辆在满载情况下的总承载重量,n,但仅适合作为牵引机动汽车的测量,在此为0;——对于道路上的车轮滚动力和阻力影响系数,对于小型豪华商用汽车时则可取0.010~0.015;对于重型公路载货运输车辆时则可取0.015~0.020;在此取0.010——对于汽车正常高速驾驶时的平均高速爬坡制动能力强度系数,对于一般载货型车和小轿车在此可以一般取0.05~0.09,通常对小型车和豪华轿车可以取0.08,在此可以取0.08——对于小型汽车的平均爬坡制动性能能力系数在此可以取对于小型汽车的平均爬坡制动性能能力系数在此可以取0；，，n——见式（2-1），（2-3）下的说明。所以==491.531式（2-1）～式（2-4）参考《汽车车桥设计》[1]式（3-10）～式（3-12）。1.1.3主减速器基本参数的选择主从动减速器数是圆锥传动齿轮的一个主要参数为但是它只有两个,即就是主、从动圆锥齿轮之间的减速传递传动齿数及,从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。1.主、从动锥齿轮齿数和在选择主、从动圆锥齿轮的传动轴承齿数时，我们应该充分考虑以下几个因素:1)为了保证磨合均匀,,之间的间距应尽量不要超过公约系数。2）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。3）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。4）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。5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。根据以上要求参考《汽车车桥设计》[1]中表3-12表3-13取=9=44+=53〉401.从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数由于转动锥决定齿轮的大小两端到三角分度圆的转轴直径与齿轮端面的模数,对于一个单级的跨置主动式减速器,增大了这个尺寸的最大差距就可能会直接严重影响关系到齿轮驱动器在桥壳上的最大离地力和间隙,减小又增大可能会直接严重影响关系到整个跨置式主动减速齿轮前端和支撑座的整体安装占用空间及主动差速器。可根据经验公式初选，即（2-5）——直径系数，一般取13.0～16.0——从动锥齿轮的计算转矩，，为Tce和Tcs中的较小者所以=（13.0～16.0）=（169.416～208.513）以Ⅰ挡传递时，节圆直径应大于或等于以下两式算得数值中较小值：=171mm=173mm即在本设计中需使171mm当以直接传递时，则需满足以下条件=142mm最后根据上两式中所选得的值中的较大者初选=171mm则=/=165/44=3.8有参考《机械设计手册》[2]表23.4-3中选取4,则=176；根据=来校核=4选取的是否合适，其中=（0.3～0.4）；此处，=（0.3～0.4）=（3.59～4.78），因此满足校核。3.主从动锥齿轮齿面宽和在产品安装使用过程中如果产品出现安装位置上的一些偏差或者可能是由于加工生产、热处理或者机械变形等质量问题,可以直接使得传动齿轮在正常工作时的传动载荷主要还是集中在每个轮齿的最小端,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。对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的0.3倍，即，而且应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：=0.155176=27.28在此取28一般情况下习惯于将圆锥齿轮的小型传动齿轮的表面宽比大型传动齿轮略大,使其在大型传动齿轮的表面两端都远远超出一些,通常将小型传动齿轮的表面宽度加大10%较为合适,在此可以取=314.中点螺旋角螺旋角是沿节锥齿线变化的，大端的螺旋角较大，小端的螺旋角较小，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮的中点螺旋角，也是该齿轮的名义螺旋角。由于偏移距的存在，使主、从动齿轮的名义螺旋角不相等，且主动齿轮大于从动齿轮的。它们之差称为偏移角ε。选择齿轮螺旋角时，应该考虑它对重合度、齿轮强度和轴向力的大小的影响。螺旋角应足够大以使不小于1.25。因越大，传动就越平稳，噪音就越低。当≥1.0时可得到很好的效果。但螺旋角过大会引起轴向力也过大，因此应有一个适当的范围。双曲面传动齿轮的旋转大小和其中点点的螺旋旋转角度的平均值大多在=35°～40°范围内。"格里森"齿轮系列制造的推荐齿轮使用以下式样的方法来以近似值作为设计基础,对于齿轮预选器给出的主动旋转齿轮则以螺旋旋转角度的形式名义作为数值:=25°+5°（/）+90°/式中：——主动齿轮的名义螺旋角的预选值；，——主、从动齿轮齿数；——从动齿轮的节圆直径，mm；——双曲面齿轮的偏移距，mm。=25°+5°（44/9）+90°35/176=53.953°确定从动齿轮的名义螺旋角：=-式中：——双曲面齿轮传动偏移角的近似值，sin≈/(/2+/2)——双曲面齿轮的偏移距，mm；——双曲面从动齿轮到旋转节圆的直径,mm；——双曲面从动齿轮的齿面宽，mm。sin≈35/（176/2+28/2）=0.342,=20°=53.953°-20°=33.953°双曲面齿轮传动的平均螺旋角定义为=（+）/2=（42°+31°）/2=43.953°5.双曲面齿轮的偏转方向和螺旋圆锥齿轮和双曲面齿轮之间的螺旋偏转方向它是这样规定的，这时若主动上部齿轮偏移位于从动偏移齿轮的上部中心线上方时,则我们称之为主动上部齿轮偏移,在下方时则则称之为下部齿轮偏移。双曲面传动齿轮的轴向偏移转动方向与其他两种轮齿之间的轴向螺旋转动方向之间也应具有一定的相互关系:下向上偏移时主动轮和齿轮的轴向螺旋转动方向转矩是左转,从动轮的齿轮转矩是轴偏右转;上向下偏移时主动轮的齿轮转矩逐渐变为轴向右旋,从动轮的齿轮转矩逐渐变为轴向左旋。该车的转速由上向下偏移的主动齿轮改变为左转,从动的齿轮改变为右转。6.法向压力角格里森制度明确规定了轻型轿车的驱动主齿轮减速器上的螺旋轴为圆柱形时在齿轮轴上可以适当选用14°30′,或16°的两个法向旋转压力角的夹角;而轻型载货运输车辆与重型运输机械车则在不同位置上宜分别适当选择20°、22°30′的两个法向旋转压力夹夹角。对于双齿轴曲面式的主动齿轮,由于其中一个主动轮的齿轮轴和轮牙两侧的两个法向平均压力斜斜角大小不等,所以我们认为应按照平均法向压力斜斜角大小进行设计考虑,载货运输车辆一般可以选用22°30′的平均法向压力斜斜角,轿车一般可以选用19°的平均法向压力斜斜角。所以当函数zl≥8时,其平均值的压力和夹角都只能是一个选择21°15′。该面包车取齿轮法向压力角为19°7.主减速器轴承的计算图6-1主减速器轴承布置尺寸示意图选取主动齿轮上轴承A型号为圆锥滚子轴承31305型，此轴承基本额定动载荷；选取轴承B型号为圆锥滚子轴承30304型，此轴承的基本额定动载荷为。初选从动齿轮上轴承C、D型号为圆锥滚子轴承320/32型，此轴承基本额定动载荷。根据各种轴承的传动结构箱体大小和轴尺寸及其传动布置计算方法,首先应按要求我们得到轴承作用于整个轴承上的相对轴向驱动力,径向传动力,然后再按要求得用于轴承的相对径向力。图6-2主动锥齿轮面的受力（1）确定圆周力。根据主动齿轮齿面宽中点的圆周力；T为作用在主减速器齿轮上的当量转矩；为齿轮齿面中点的分度圆直径；根据对双曲面齿轮：为从动轮齿面宽中点的分度圆直径；为从动齿轮节圆直径；F为从动齿轮齿面宽；为主从动齿轮齿数；为从动齿轮根锥角；为双曲面主从动齿轮的中点螺旋角；=178－27.6sin73.4°=151.6mm=151.6=40.8mm∴N（1-14）作用在从动齿轮齿宽中点的圆周力N.（1-15）（2）确定轴向力和径向力。参考下图图1-7轴向力和径向力根据主动旋转齿轮方向是左旋,它们的轴向旋转运动方向应该是对称的并呈逆时针,所以主动旋转齿轮也具有它的轴向驱动力（1-16）其中为法向压力角，为根