【《长安星卡汽车驱动桥的主减速器设计计算》4300字】

我国中小企业的技术创新研究长安星卡汽车驱动桥的主减速器设计计算目录TOC\o"1-3"\h\u9370长安星卡汽车驱动桥的主减速器设计计算 1114211.1齿轮计算载荷的确定 1291001.2齿轮参数的选择 3221171.2.1螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 4273871.2.2螺旋锥齿轮的强度计算 624681.3齿轮的材料及热处理 8272231.4轴承的选择与校核计算 9236571.5主减速器的润滑 121.1齿轮计算载荷的确定通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（）的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即/n=1642.86（）（3-1）=2974.40（）（3-2）在上述公式当中：—发动机最大扭矩，单位N.m，本设计取N.m；—发动机和主减速器从动齿轮的传动系最低档传动比；，已知；ηT——传动效率，取ηT＝0.9；K0——超载系数，对于面包车及液力传动车取K0＝1；n——驱动桥数目，本设计取n＝1；G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，取G2＝8540.7N；Φ——轮胎对路面的附着系数，越野汽车取Φ＝1.0；Rr——车轮滚动半径，Rr＝300.3mm；ηlb，ilb——主减速器从动齿轮到驱动轮间的传动效率和减速比；ηLB＝0.96,iLB＝1。根据公式（3-1）和式（3-2）可以得知，计算得到的转矩是一个自动计算机的载荷，无法依靠其计量疲劳和破坏。公路车辆具有比较稳定的使用条件，可以根据平均牵引力对其持续輬矩进行明确，根据下列公式可以计算出主加速器平均转矩：==1215.82（）（3-3）式中：—汽车满载总重，N；—牵引挂车满载总重，N，牵引车取=0；—道路滚动阻力系数，其取值范围为0.015～0.020，初取=0.018；—平均爬坡能力系数，其取值范围为0.09～0.30，初取=0.15；—汽车性能系数（3-4）当=26.86>16时，取=01.2齿轮参数的选择（1）当单机主减速器的io比较大的时候，应当尽可能缩小主动齿轮齿数Z1，以此来获取符合设计要求的高速驱动桥运行距离和驱动间隙。①当i0≥6时，Z1的最小值等于5，然而通常设置Z1＞5，以此来保持啮合平稳，并且提升疲劳强度；②当i0取较小值（i0＝1.5～5）时，Z1的取值范围为7～12；③Z1、Z2尽量不要存在公约数，以保证磨合均匀；④设置Z1+Z2≧50，以此来获取理想的齿面重叠系数；将上述分析与本设计的主减速系数进行对应之后，能够确定主减速器的主动（z1）和从动（z2）齿轮数分别为10和43。节圆直径地选择按照公式3-2和3-3可以计算出动锥齿轮的转矩：=177mm（3-5）式中：d2—从动锥齿轮节圆直径，mm；Kd2—直径系数，取Kd2＝=13～16；Tj—计算转矩；取Tje与TjΦ中较小者：（3）根据公式可以准确的计算出从动齿轮大端模数，并使用下列公式对结果进行校正：=4.5齿面宽度的选取其选取依据包括两个内容，一个是车辆主轴，另外一个是减速器螺旋圆锥齿轮的齿面宽度：F=0.155=38.75mm，初取F=30mm。（5）通常情况下，设置主动旋转齿轮为左旋，从动旋转齿轮一般可选择转变方向为左或右旋。（6）螺旋角的选择主要依据格里森制推荐公式进行计算：。按照常规机械制造用的标准的要求，螺旋角=35°。1.2.1螺旋锥齿轮的几何尺寸计算主减速器锥齿轮详细准确的集合尺寸如表3-1所示：表3-1主减速器圆锥齿轮几何大小计算用表序号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数102从动齿轮齿数433模数4.54齿面宽FF=30㎜5工作齿高7.2456全齿高=8.0467法向压力角=16°8轴交角=90°9节圆直径=45㎜=191.5㎜续表3-1序号项目计算公式计算结果10节锥角arctan=90°-=11.091°=76.908°11节锥距A==A=100㎜12周节t=1.1416t=14.137㎜13齿顶高=6.075mm=1.125mm14齿根高==1.971mm=6.921mm15径向间隙c=c=0.846㎜16齿根角=1.1348°=1.9289°17面锥角；=17.06995°=1.9289°18根锥角===11.12°=72.9291°19齿顶圆直径==56.83424㎜=194.0096㎜20节锥顶点止齿轮外缘距离=95.374㎜=21.404㎜21理论弧齿厚=27.38mm=1.9915mm22齿侧间隙B=0.102～0.1520.125mm23螺旋角=35°24螺旋方向一般在这种应用情况下主动旋转齿轮一般可选择转变方向为左旋，从动旋转齿轮一般可选择转变方向为左或右旋主动齿轮左旋，从动齿轮右旋续表3-1序号项目计算公式计算结果25驱动齿轮小齿轮小齿轮26驱动方向向齿轮背面看去，通常主动齿轮为顺时针，从动齿轮为反时针主动齿轮为顺时针，从动齿轮为反时针1.2.2螺旋锥齿轮的强度计算当主减速器齿轮进行几何计算后，应继续进行强度计算，确保齿轮强度能够满足使用要求，具有足够长的使用寿命，能够保障工作的安全性和可靠性。强度计算前，应当对齿轮的破坏形式以及相关的影响因素进行系统的了解。螺旋锥齿轮的强度计算：（1）对主减速器螺旋锥齿轮进行强度计算①单位齿长上的圆周力（3-6）式中：——单位齿长上的圆周力，N/mm;F——作用在齿轮上的圆周力，N，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；按发动机最大转矩计算时：=1260.74N/mm（3-7）按最大附着力矩计算时：=836.22（3-8）虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制可知，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（3-9）式中：——超载系数1.0；——尺寸系数——载荷分配系数1.1~1.25；——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；（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：（3-10）式中：——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6；=1，=1，=1.11，=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，=0.1875，见图1.2所示。=666.7MPa<=1750MPa=2371.45MPa<=2800MPa，故符合要求、校核合理。图3-1应力的综合系数1.3齿轮的材料及热处理汽车驱动桥主减速器肩负了重要的运行职责，相较于其他机械驱动齿轮，驱动桥的特点表现为，具有较大的载荷量，能够长时间工作，载荷能够进行多种变化，具备冲击等。比较常见的损坏形式包括，齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。驱动桥齿轮的制作材料以及对其进行热处理应当遵守以下内容：（1）齿轮表面均匀平滑且坚韧耐磨，这主要是因为齿轮具有极高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度。（2）齿轮芯部具有讲好的韧性，能够抵御冲击载荷，以免过刚易折；（3）钢材具有良好的加工稳定性，基于此以提高生产的质量、降低了制造费用的同时减少的废品的产产出；（4）选取齿轮制作材料的时候应当遵守我国的相关要求，处于节约镍铬的目的，我国的钢体系选择应用了锰、钒、硼、钛、钼、硅等具有高强度的元素。通常，选择使用渗碳合金钢材料制作主减速器和差速器圆锥形和双曲面传动齿轮。其中，较为常用的钢号包括，，及，根据设计要求，本文选择应用了。优质渗碳钢或铝合金往往进行了多次渗碳、淬火和回热处理，使用这种材料会做的传动齿轮，其机芯表面整体硬度最大的数值一般可以达到HRC58~64,相较于齿轮的整体部分，机芯部分的硬度最低，当硬度m≤8时为高达HRC32~45。对传动齿轮的表面材料进行一次性的喷丸抛光处理,这样就能尽可能大大延长使用寿命并达到25%。对于一些齿轮滑动时功率和旋转速度很大的滑动齿轮,为了大大增强其齿轮耐磨性而普遍采用了齿轮渗硫耐磨法。由于采用渗碳脱硫法齿轮热处理的工作温度很低,故不会直接造成传动齿轮的严重变形。由于液体渗硫后的齿轮摩擦力膨胀系数因此可明显大大减小,故即便您的润滑齿轮情况比较恶劣,也可以有效的预防齿轮咬死、胶合以及擦伤等情况的发生。1.4轴承的选择与校核计算本文在进行设计的时候，根据已有的主减速器结构和尺寸参数要求来初步正确选择其主轴承的使用类别,然后再来初步验算其他主轴承的实际使用寿命。因此在正确设计验算各种轴承齿轮使用寿命之前,应首先充分考虑关系到其对于轴承齿轮的运动轴向的应力径向力、圆周力，然后正确的计算轴承反力，在此基础上明确轴承载荷。齿面宽中点的圆周力P为（3-11）式中：T—作用于齿轮的转矩。主动齿轮的当量转矩；—齿轮齿面宽中点的分度圆直径。注：对于自动挡的车辆而言，因为档位不断变化变速器也处于变化的状态，并且两个发送机无法尽量的能够保持处于转矩最小的工作状态,因此自动挡位变速器和基于传统传动齿轮的两个工作转矩正好地共同处于一个比较经常性的挡位变化。作用在一个圆锥主齿轮减速器的主动轮和圆锥减速齿轮上的一个当量转矩矩的公式我们可以通过使用如下式中的计算法来求得:：（3-12）式中：——变速器Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ档使用率为1％，3％，5％，16％，75％；——变速器的传动比为7.64，4.27，2.61，1.59，1.00；——变速器处于Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ档时的发动机转矩利用率50％，60％，70％，70％，60％。对于螺旋锥齿轮=35.07（mm）（3-13）=40.02（mm）（3-14）式中：——主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径；——从动齿轮齿面宽——从动齿轮的节锥角62.53；计算得：=16061.3N螺旋锥齿轮的轴向力与径向力主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针：=21729（N）（3-16）=5367.54（N）（3-17）从动齿轮的螺旋方向为右：=6611.27（N）（3-18）=17088.3（N）（3-19）式中：——齿廓表面的法向压力角22.5；——主、从动齿轮的节锥角11.091，76.908。主动锥齿轮和从动齿轮均选择使用圆锥滚子轴承（GB/T297-1994），具体型号为滚动轴承30207GB/T297-1994。主减速器轴承载荷的计算轴承的轴向载荷指的是齿轮轴向力，径向载荷是齿轮径向力、圆周力和轴向力共同引发的轴承径向支承反力的向量和。在确定了主减速的齿轮尺寸、轴承位置以及支撑型式，并且准确的计算出齿轮的径向力、轴向力及圆周力，即可中再次基础上对轴承的径向载荷进行计算：悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷如图3-3（a）所示轴承A、B的径向载荷为=10957（N）（3-20）=13368.21（N）（3-21）经过计算可得，悬臂式支撑的主动齿轮a=101.5，b=51，c=152.5;式中：——齿面宽中点处的圆周力；——主动齿轮的轴向力；——主动齿轮的径向力；——主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。1.5主减速器的润滑通常情况下，住减速器和差速器的前后圆锥齿轮、轴承和其他发生摩擦的表面部位，按照要求都需要进行高速润滑，尤其是电机主速器和轴承部位。润滑的方式多种多样，仅仅依靠润滑油的高速喷射或者汽油飞溅进行润滑是远远不够的。较为常见的润滑方式是，在具有驱动齿轮作用的轴承前端安装专门的集中泵油槽，或者在距离主动减速齿轮连接最近处的壳内壁上安装集中泵油槽，将飞溅的润滑油收集于此，然后利用最近的当孔将润滑油引至与轴承前端圆锥圆形滚子轴承小端连接处，当轴承高速旋转的时候，该滚子具有泵油循环的作用，可以使润滑油从其下方直接排放至主减速壳的轴承大端,并经前端后轴承前端的连接回当孔近油孔将其排出后泵油流出再回到位于驱动齿轮桥壳中间的润滑油桶或水盆中,润滑油得以