單級(jí)主減速器

上傳人:無(wú)*** 文檔編號(hào):62085943 上傳時(shí)間:2022-03-14 格式:DOC 頁(yè)數(shù):24 大?。?15KB
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1、 前言 主減速器是汽車傳動(dòng)系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的汽車來(lái)說(shuō),主減速器還利用錐齒輪傳動(dòng)以改變動(dòng)力方向。  汽車正常行駛時(shí),發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速通常在2000至3000r/min左右,如果將這么高的轉(zhuǎn)速只靠變速箱來(lái)降低下來(lái),那么變速箱內(nèi)齒輪副的傳動(dòng)比則需很大,而齒輪副的傳動(dòng)比越大,兩齒輪的半徑比也越大,換句話說(shuō),也就是變速箱的尺寸會(huì)越大。另外,轉(zhuǎn)速下降,而扭矩必然增加,也就加大了變速箱與變速箱后一級(jí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)負(fù)荷。所以,在動(dòng)力向左右驅(qū)動(dòng)輪分流的差速器之前設(shè)置一個(gè)主減速器,可使主減速器前面的傳動(dòng)部件如變速箱、分動(dòng)器、萬(wàn)向傳動(dòng)裝置等傳遞的扭矩減小,也可以使變速箱的尺

2、寸、質(zhì)量減小,操縱省力。  現(xiàn)代汽車的主減速器,廣泛采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。雙曲面齒輪工作時(shí),齒面間的壓力和滑動(dòng)較大,齒面油膜易被破壞,必須采用雙曲面齒輪油潤(rùn)滑,絕不允許用普通齒輪油代替,否則將使齒面迅速擦傷和磨損,大大降低使用壽命。 主減速器的種類繁多:有單級(jí)式和雙級(jí)式;有單速式和雙速式;還有貫通式和輪邊式等。本文主要對(duì)轎車的單級(jí)主減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)。 推薦精選 1課題背景及意義 主減速器是很多不同大小的齒輪組合而成的 。也許你見(jiàn)過(guò)可變速的自行車,它的后輪齒輪就是好幾個(gè)大小不一的齒輪組合起來(lái)的,自行車通過(guò)鏈條傳動(dòng),腳蹬處的

3、齒輪大于后輪齒輪,則車速塊,相反則省力也就是扭力大。 機(jī)動(dòng)車的減速器是夾在發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)軸之間的設(shè)備。 1、首先發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速是很高的,每分鐘好幾千轉(zhuǎn),不可能讓發(fā)動(dòng)機(jī)直接連接傳動(dòng)軸,否則車輪也會(huì)達(dá)到每分鐘幾千轉(zhuǎn),那是很恐怖的 2、發(fā)動(dòng)機(jī)通過(guò)小齒輪帶動(dòng)減速器的大齒輪,實(shí)現(xiàn)了轉(zhuǎn)速的下降和動(dòng)力的傳遞 3、當(dāng)減速器里不同大小的齒輪連接發(fā)動(dòng)機(jī)時(shí),傳遞到車輪的動(dòng)力則不同:發(fā)動(dòng)機(jī)的小帶減速器的最大齒輪,則扭力最大,也就是機(jī)動(dòng)車的一、而檔位;發(fā)動(dòng)機(jī)的小帶減速器的最小齒輪,則車輛速度最高。 本文對(duì)汽車的主減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)主要是為了是汽車或得最佳的動(dòng)力性能,能充分的利用發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞過(guò)來(lái)的轉(zhuǎn)矩,由于今年了石油資源的

4、緊缺,所以對(duì)減速器進(jìn)行設(shè)計(jì),使轎車或得最佳的動(dòng)力性,對(duì)于提高汽車在市場(chǎng)上的競(jìng)爭(zhēng)力有很大幫助。對(duì)于不同的轎車選用不同的主減速器和主減速形式,提高和改善汽車的性能,本文主要是對(duì)轎車的單級(jí)主減速器的主動(dòng)錐齒輪和從動(dòng)錐齒輪進(jìn)行設(shè)計(jì)。 推薦精選 2總體方案設(shè)計(jì) 2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 2.1.1主減速器齒輪的類型: 現(xiàn)代汽車單級(jí)主減速器中多采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪兩種。 1)螺旋錐齒輪,其主、從動(dòng)齒輪軸線垂直相交于一點(diǎn),且兩者的螺旋角相等,可知螺旋錐齒輪的傳動(dòng)比為:

5、 (2-1) 式中:、—螺旋錐齒輪主、從動(dòng)齒輪的平均分度圓半徑。 2)雙曲面齒輪如圖2-1所示,主、從動(dòng)齒輪軸線偏移了一個(gè)距離,稱為偏移距,。 根據(jù)嚙合面上法向力相等,可求出主、從動(dòng)齒輪圓周力之比為: (2-2) 式中:、—雙曲面齒輪主、從動(dòng)齒輪的圓周力;、—雙曲面齒輪主、從動(dòng)齒輪的螺旋角。 圖2-1 雙曲面齒輪嚙合時(shí)受力分析 Figure 2-1 Of the hypoid gear mesh stress analysis 雙曲面齒輪傳動(dòng)比為: (2-3) 式中:、—雙

6、曲面齒輪主、從動(dòng)齒輪的圓周力; 、—雙曲面齒輪主、從動(dòng)齒輪的螺旋角; 推薦精選 、—雙曲面齒輪主、從動(dòng)齒輪的平均分度圓半徑 令,則。由于,所以,通常為1.25~1.50。 2.1.2主減速器減速形式: 設(shè)計(jì)要求為單級(jí)主減速器,單級(jí)主減速器由一對(duì)錐齒輪傳動(dòng),具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小、成本低、使用簡(jiǎn)單等優(yōu)點(diǎn),廣泛應(yīng)用于主減速比≤7.6的各種轎車和輕、中型轎車上(對(duì)于雙曲面齒輪通常要求≤6.5);而雙級(jí)減速和雙速主要用于重型載貨汽車,貫通式則用于多橋驅(qū)動(dòng)的汽車。 2.1.3主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承方式: 主動(dòng)錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。由于題目為轎車,故所需傳遞

7、的轉(zhuǎn)矩較小采用懸臂式支承。 (a)懸臂式支承 (b)跨置式支承 圖2-2 主動(dòng)錐齒輪的支承方式 Figure 2-2 Active bevel gear of supporting mode (1)懸臂式支承如圖2-2(a)所示,其特點(diǎn)是主動(dòng)錐齒輪軸上兩圓錐滾子軸承的大端向外,以減少懸臂長(zhǎng)度,增加支承距,提高支承剛度;為了盡可能地增加支承剛度,支承距應(yīng)大于2.5倍的懸臂長(zhǎng)度,且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大,另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸??拷X輪的支承軸承有時(shí)也采用圓柱滾子軸承,這時(shí)另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。懸臂式

8、支承結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,但支承剛度較差,用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的轎車、輕型轎車的主減速器。 (2)跨置式支承如圖2-2(b)所示,支承強(qiáng)大高,但加工和安裝不便。通常裝載質(zhì)量2噸以上的貨車車才采用此支承方式。 推薦精選 2.1.4主減速器從動(dòng)錐齒輪的支承方式及調(diào)整: 圖2-3 從動(dòng)錐齒輪的支承方式 Figure 2-3 Driven bevel gear of supporting mode 為了增加支承剛度,兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi),以減小尺寸。但應(yīng)不小于從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上,并讓出位置來(lái)加強(qiáng)連接突緣的剛度,應(yīng)盡量使尺寸等于或大于

9、尺寸。 2. 2 主減速器基本參數(shù)的選擇與計(jì)算 2.2.1主減速比的確定: 對(duì)于具有很大功率的轎車、客車、長(zhǎng)途公共汽車,尤其是對(duì)競(jìng)賽汽車來(lái)說(shuō),在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率的情況下,所選擇的值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時(shí)值應(yīng)按下式來(lái)確定: (2-4) 式中:?—車輪的滾動(dòng)半徑,m; —最大功率時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速,r/min; —汽車的最高車速,km/h; —變速器最高擋傳動(dòng)比,通常為1。 對(duì)于其他汽車來(lái)說(shuō),為了得到足夠的功率儲(chǔ)備而使最高車速稍有小降,主減速比一般應(yīng)選得比按式(2-4)求得的要大10%~25%,

10、即按下式選擇: (2-5) 推薦精選 式中:—分動(dòng)器或加力器的高檔傳動(dòng)比; —輪邊減速器傳動(dòng)比。 按式(2-4)或式(2-5)求得的值應(yīng)與同類汽車的主減速比相比較,并考慮到主、從動(dòng)主減速齒輪可能有的齒數(shù),對(duì)值予以校正并最后確定下來(lái)。 本設(shè)計(jì)范例中,、和都為1,根據(jù)第四章中采用式(2-4)最小傳動(dòng)比計(jì)算結(jié)果=5.13,此值在后面的計(jì)算中可根據(jù)情況結(jié)合式(2-5)適當(dāng)調(diào)整。(=5.13—6.42) 2.2.2主減速齒輪計(jì)算載荷的確定: 通常是將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比時(shí)和驅(qū)動(dòng)車輪打滑時(shí)這兩種情況下作用于主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩()的較小者,作為載貨

11、汽車和越野汽車的計(jì)算載荷,即: (2-6) (2-7) 式中:—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N.m); —由發(fā)動(dòng)機(jī)到主減速器從動(dòng)齒輪間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比; —傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率(通常取=0.9); —超載系數(shù),對(duì)于一般的轎車和客車取=1; —驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目; —滿載時(shí)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷(汽車最大總質(zhì)量×軸荷分配); —輪胎與路面的附著系數(shù),對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車取 =0.85,對(duì)于越野汽車=1.0,對(duì)

12、于安裝專門防滑寬輪胎 的高級(jí)轎車取=1.25; —最大加速時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù),一般乘用車為1.2~1.4, 轎車為1.1~1.2; —車輪滾動(dòng)半徑; —主減速器從動(dòng)齒輪到車輪間的傳動(dòng)效率(通常取0.95); —主減速器從動(dòng)齒輪到車輪間的傳動(dòng)比。 由(2-6)、(2-7)求得的計(jì)算載荷是最大轉(zhuǎn)矩,主要用于錐齒輪最大應(yīng)力計(jì)算,而疲勞壽命計(jì)算則需要按汽車日常行駛的平均轉(zhuǎn)矩在確定計(jì)算載荷 推薦精選 : (2-8) 式中:—汽車滿載總重(N);

13、—道路滾動(dòng)阻力系數(shù),一般轎車取0.010~0.015,轎車取0.015~ 0.020,越野車取0.020~0.035; —平均爬坡能力系數(shù),一般轎車取0.08,轎車和城市公交取 0.05~0.09,長(zhǎng)途客車取0.06~0.10,越野車取0.09~0.30; —汽車性能系數(shù): (2-9) (當(dāng)≥16時(shí),取=0) 對(duì)于主減速器主動(dòng)齒輪,應(yīng)將(2-6)、(2-7)和(2-8)式分別除以主減速比和傳動(dòng)效率(對(duì)于螺旋錐齒輪=0.95

14、;對(duì)于雙曲面齒輪,當(dāng)>6時(shí),=0.85,當(dāng)<6時(shí),=0.90)。 對(duì)于本設(shè)計(jì)范例: (1)齒輪最大應(yīng)力計(jì)算時(shí),齒輪計(jì)算載荷為: 從動(dòng)錐齒輪:≈3870N.m(==6×5.12=30.72,=1, =1, =0.9); ≈6562N.m(=N.m,=0.85,=1.1,=0.95, =1); 取=3870 N.m作為計(jì)算載荷。 主動(dòng)錐齒輪: =≈839.8N.m(=0.9)。 (2)齒輪疲勞壽命計(jì)算時(shí),齒輪計(jì)算載荷為: ≈760 N.m(=0.015, =0.05, =0 (因?yàn)?0.195*3000*9.8/140=40.95所以取=0); 主動(dòng)錐齒輪:≈

15、165 N.m。(=0.9) 推薦精選 2.2.3主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇: 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)和、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數(shù)、齒面寬、雙曲面齒輪副的偏移距、中點(diǎn)螺旋角、法向壓力角等。 1)齒數(shù)的選擇 選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素: (1)為了磨合均勻,、之間應(yīng)避免有公約數(shù); (2)為了得到理想的重合系數(shù)和高的輪齒彎曲強(qiáng)度,主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不少于40; (3)為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度,對(duì)于轎車,一般不少于6; (4)當(dāng)主傳動(dòng)比較大時(shí),盡量使取得少些,以便得到滿意的離地間隙。當(dāng)≥6時(shí),可取最小值并等于5,但

16、為了嚙合平穩(wěn)并提高疲勞強(qiáng)度常大于5;當(dāng)較小時(shí)(3.5~5),可取7~12。 表2-1 汽車主減速器主動(dòng)錐齒輪齒數(shù) Figure 2-1 Car advocate reducer active bevel gear gear 傳動(dòng)比(z2/z1) z1推薦 z1允許范圍 5.00~6.00 7 6~8 6.00~7.50 6 5~7 本設(shè)計(jì)范例:根據(jù)之前計(jì)算得到的主減速器傳動(dòng)、 比=5.13,查表2-1取=7,=36,重新計(jì)算傳動(dòng)比=5.14,返回(2-6)、(2-7)和(2-8)計(jì)算得: ≈3886N.m ≈840 N.m

17、 ≈760N.m ≈164 N.m 2)從動(dòng)錐齒輪大端分度圓(也稱節(jié)圓)直徑和端面模數(shù) 對(duì)于單級(jí)主減速器,對(duì)驅(qū)動(dòng)橋殼尺寸有影響,大將影響橋殼離地間隙;小則影響跨置式主動(dòng)齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 推薦精選 可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選: (2-10) 式中: —從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑(mm); —直徑系數(shù),一般為13.0~15.3; —從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m),。 確定后,端面模數(shù)可由進(jìn)行計(jì)算,并用下式進(jìn)行校核(取較小者):

18、 (2-11) 式中:為模數(shù)系數(shù)(通常為0.3~0.4)。 表 2-2 錐齒輪模數(shù) (mm) Figure 2-2 Bevel gear module (mm) 0.1 0.12 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1 1.125 1.25 1.375 1.5 1.75 2 2.25 2.5 2.75 3 3.25 3.5 3.75 4 4.5 5 5.5 6 6.5 7 8 9 10 11 12 14 16 18

19、 20 22 25 28 30 32 36 40 45 50 注:1、表中模數(shù)指錐齒輪大端端面模數(shù); 2、該表適用于直齒、斜齒及曲面錐齒輪。 本設(shè)計(jì)范例:≈220mm(=14); ≈6.11mm; 利用(2-11)式校核計(jì)算得:≈6.29mm(=0.4); 對(duì)照表2-2取=6.0mm(對(duì)于螺旋齒輪端面模數(shù)用表示); 反算=216mm。 3)從動(dòng)錐齒輪齒面寬 一般要求小于10倍的端面模數(shù)。但是齒面過(guò)窄,輪齒表面的耐磨性會(huì)降低。從動(dòng)錐齒輪齒面寬推薦值為: =0.155 (2-

20、12) 對(duì)于主動(dòng)錐齒輪齒面寬通常較從動(dòng)錐齒輪齒面寬大10%。 本設(shè)計(jì)范例:=33.48mm。 推薦精選 =25.0mm 4)錐齒輪螺旋方向 從錐齒輪錐頂看,齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋,向右傾斜為右旋。主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受軸向力的方向,判斷軸向力方向時(shí),可以用手勢(shì)法則,左旋齒輪的軸向力的方向用左手法則判斷,右旋齒輪用右手法則判斷;判斷時(shí)四指握起的旋向與齒輪旋轉(zhuǎn)方向相同,其拇指所指方向則為軸向力的方向如圖7所示。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí),應(yīng)使主動(dòng)齒輪的軸向力離開(kāi)錐頂方向,這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離

21、趨勢(shì),防止輪齒卡死而損壞。 圖2-4 錐齒輪螺旋方向 Figure 2-4 Spiral bevel gear direction 5)雙曲面齒輪副偏移距及偏移方向的選擇 轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的值,不應(yīng)超過(guò)從動(dòng)齒輪節(jié)錐距的40%(接近于從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑的20%);而載貨汽車、越野汽車和公交車等重負(fù)荷傳動(dòng),則不應(yīng)超過(guò)從動(dòng)齒輪節(jié)錐距的20%(或取為的10%~12%,一般不超過(guò)12%)。傳動(dòng)比越大則也應(yīng)越大,大傳動(dòng)比的雙曲面齒輪傳動(dòng),可達(dá)到的20%~30%,但此時(shí)需要檢查是否存在根切。 雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移

22、兩種。由從動(dòng)齒輪的錐頂向其齒面看去,并使主動(dòng)齒輪處于右側(cè),如果主動(dòng)齒輪在從動(dòng)齒輪中心線的上方,則為上偏移;在從動(dòng)齒輪中心線下方,則為下偏移。如果主動(dòng)齒輪處于左側(cè),則情況相反。圖8a、b為下偏移,圖8c、d為上偏移。 推薦精選 本設(shè)計(jì)范例:考慮到為轎車,取=0.15=0.15×220=32.4mm,并采用主動(dòng)錐齒輪下偏移,考慮到發(fā)動(dòng)機(jī)為逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)(輸出端),主動(dòng)錐齒輪選擇左旋,從動(dòng)錐齒輪選擇右旋。 6)中點(diǎn)螺旋角 螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪螺旋角沿齒寬是變化的,因此,常用齒面寬中點(diǎn)處的螺旋角來(lái)表示,稱為中點(diǎn)螺旋角或名義螺旋角。 螺旋錐齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是相等的,而雙曲面齒輪副由于存在

23、偏移距,而使其中點(diǎn)螺旋角不相等,且主動(dòng)齒輪螺旋角要比從動(dòng)齒輪螺旋角大,兩者之差稱為偏移角(如圖2所示)。 選擇時(shí),應(yīng)考慮它對(duì)齒面重合度、輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響。越大,則也越大,同時(shí)嚙合的齒數(shù)越多,傳動(dòng)就越平穩(wěn),噪聲越低,而且輪齒的強(qiáng)度越高。一般應(yīng)不小于1.25,在1.5~2.0時(shí)效果最好。但是過(guò)大,齒輪上所受的軸向力也會(huì)過(guò)大。 “格里森”制齒輪推薦用下式預(yù)選主動(dòng)齒輪螺旋角的名義值: (2-13) 式中:—主動(dòng)齒輪名義(中點(diǎn))螺旋角的預(yù)選值; 、—主、從動(dòng)齒輪齒數(shù); —從動(dòng)齒輪的分

24、度圓直徑; —雙曲面齒輪副的偏移距。 對(duì)于雙曲面齒輪,所得螺旋角名義值還需按照選用的標(biāo)準(zhǔn)刀號(hào)進(jìn)行反算,最終得到的螺旋角名義值與預(yù)選值之差不超過(guò)5°。 本設(shè)計(jì)范例: 對(duì)于螺旋齒輪≈35°。 7)齒輪法向壓力角的選擇 格里森制齒輪規(guī)定轎車主減速器螺旋錐齒輪選用14°30′或16°的法向壓力角,載貨汽車和重型汽車選用20°或22°30′的法向壓力角;對(duì)于雙曲面齒輪轎車選用19°的平均壓力角,載貨汽車選用22°30′的平均壓力角。當(dāng)≥8時(shí),其平均壓力角均選用21°15′。 推薦精選 本設(shè)計(jì)范例: 螺旋錐齒輪=20°。 8)銑刀盤名義直徑的選擇 刀盤名義直徑可按從動(dòng)齒輪

25、分度圓直徑直接按表3選取: 表2-3 螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪名義刀盤半徑的選擇 Figure 2-3 of spiral bevel gears and hypoid gear nominal knife dish radius of choice 本設(shè)計(jì)范例:由于為216mm,故查表2-3,選擇=95.25mm。 2.3 主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算 輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過(guò)載折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。 2.3.1按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)有: (2-15) 式中:—發(fā)動(dòng)機(jī)最

26、大轉(zhuǎn)矩,N.mm; —變速器傳動(dòng)比,通常?、駲n及直接檔進(jìn)行計(jì)算; —主動(dòng)齒輪分度圓直徑(mm),對(duì)于雙曲面齒輪有:;對(duì)螺旋齒輪有。 按最大附著力矩計(jì)算時(shí)有: (2-16) 式中:—滿載下驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷,N; —輪胎與地面的附著系數(shù),按表10查得; —輪胎的滾動(dòng)半徑,m; 推薦精選 —主減速器從動(dòng)齒輪分度圓半徑,mm。 許用的單位齒長(zhǎng)圓周力[]見(jiàn)表10。 表2-4 許用

27、單位齒長(zhǎng)上的圓周力[] 參數(shù) 類別 輪胎與地面的附著系數(shù) Ⅰ檔 Ⅱ檔 Ⅲ檔 轎車 893 536 321 893 0.85 載貨汽車 1429 250 1429 0.85 公交車 982 214 0.85 牽引汽車 536 250 0.65 注:在現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)中,由于材料及加工工藝等制造質(zhì)量的提高,計(jì)算所得的值允許高出表中數(shù)據(jù)20%~25%。 本設(shè)計(jì)范例: 對(duì)螺旋齒輪有: 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算有:=42mm; ≈11794.7N/mm<[],滿足設(shè)計(jì)要求; 按最大附著力矩計(jì)算有:≈1565.4

28、N/mm<1.2[],滿足設(shè)計(jì)要求。 2.3.2輪齒彎曲強(qiáng)度: 錐齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力(N/mm2)為: (2-17) 式中:—錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力(MPa); —所計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N.m);從動(dòng)齒輪按=min()和計(jì)算,主動(dòng)齒輪按和計(jì)算(一般由于從動(dòng)齒輪受力較主動(dòng)齒輪大,常只校核從動(dòng)齒輪); —過(guò)載系數(shù),一般取1; —尺寸系數(shù),它反映了材料性質(zhì)的不均勻性,與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān),當(dāng)≥1.6mm時(shí),=(/25.4)。 推薦精選 —齒面載荷分配系數(shù),跨置式結(jié)構(gòu):=1.0~1.1,懸臂式結(jié)構(gòu):=1.10~1.25; —質(zhì)量系

29、數(shù),當(dāng)輪齒接觸良好,齒距及徑向跳動(dòng)精度高時(shí),=1.0; —所計(jì)算的齒輪齒面寬(mm); —所討論齒輪大端分度圓直徑(mm); —所計(jì)算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù),取法見(jiàn)圖10-圖13。 上述按或計(jì)算的最大彎曲應(yīng)力[]不超過(guò)700MPa;按或計(jì)算的疲勞彎曲應(yīng)力[]不應(yīng)超過(guò)210MPa(破壞的循環(huán)次數(shù)—次)。 2.3.3輪齒接觸強(qiáng)度: 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為: ? (2-18) 式中:—錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力(MPa); —主動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N/m); —主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑(mm); —取和的較小值(mm),通常取從動(dòng)齒輪的;

30、—尺寸系數(shù),它考慮了齒輪尺寸對(duì)淬透性的影響,通常取1.0; —齒面品質(zhì)系數(shù),它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)(如鍍銅、磷化處理等),對(duì)于制造精確的齒輪,取1.0; —綜合彈性系數(shù),針對(duì)鋼齒輪取232.6N/mm; —齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù),取法見(jiàn); 、、見(jiàn)式(2-17)的說(shuō)明。 主、從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的,按計(jì)算的最大接觸應(yīng)力[]不應(yīng)超過(guò) 推薦精選 2800MPa,按計(jì)算的疲勞接觸應(yīng)力[]不應(yīng)超過(guò)1750MPa(破壞的循環(huán)次數(shù)—次)。 2.3.4齒輪尺寸的調(diào)整: 如果上述計(jì)算所得到的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力超過(guò)了他們?cè)S用應(yīng)力,則應(yīng)加大齒輪尺寸,使其計(jì)算的應(yīng)力

31、在許用應(yīng)力的范圍內(nèi)。加大后的齒輪尺寸,可以近似地按照以下兩式求得。 按彎曲強(qiáng)度: (2-19) 按接觸強(qiáng)度: (2-20) 2.3.5錐齒輪的材料及熱處理: 汽車主減速器錐齒輪的工作條件非常惡劣,與傳動(dòng)系其它齒輪相比較,具有載荷大、作用時(shí)間長(zhǎng)、變化多、有沖擊等特點(diǎn)。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕(剝落)、磨損和擦傷等。它是傳動(dòng)系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料及熱處理應(yīng)滿足如下要求: 1)具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度,齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性; 2)輪齒芯

32、部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷,避免在沖擊載荷下齒根折斷; 3)鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好,熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制; 4)選擇合金材料時(shí),盡量少用我國(guó)礦藏量少的元素的合金鋼(如鎳、鉻等),而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼; 汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造,主要有20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l 6SiMn2WMoV等,經(jīng)過(guò)滲碳、淬火、回火后,輪齒表面硬度應(yīng)達(dá)到58~64HRC,而心部硬度較低,當(dāng)端面模數(shù)>8時(shí)為29~45HRC,當(dāng)端面模數(shù)≤8時(shí)為32~45HRC。對(duì)滲碳層有如下規(guī)定: 當(dāng)端

33、面模數(shù)≤5時(shí),厚度為0.9~1.3mm 推薦精選 ??????????=5~8時(shí),厚度為1.0~1.4mm ??????????>8時(shí),厚度為1.2~1.6mm 為改善新齒輪的磨合,防止其在運(yùn)行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死,錐齒輪在熱處理及精加工后,作厚度為0.005~0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對(duì)齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理,可提高25%的齒輪壽命。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪,可進(jìn)行滲硫處理以提高耐磨性。滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低,即使?jié)櫥瑮l件較差,也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。 2.4 主減速器軸承的計(jì)算 在進(jìn)行軸承計(jì)算前可先進(jìn)行主動(dòng)齒輪軸的計(jì)算,在進(jìn)行軸承的選型

34、和強(qiáng)度驗(yàn)算: 由軸受到的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力=≤300MP,可得:≥24.25mm,選取花鍵軸基本參數(shù)為8×26mm×31mm×7mm(),花鍵長(zhǎng)度63mm。 驗(yàn)算花鍵擠壓強(qiáng)度:≈49MP,滿足小于50~100MP的要求。調(diào)整為28mm。 主動(dòng)齒輪軸承選擇:考慮到拆裝方便,應(yīng)使>,選則軸承B的型號(hào)為32007X(=35mm),軸承A的型號(hào)為320/32X(=32mm)。 推薦精選 3.結(jié)論 汽車的單級(jí)主減速器在汽車動(dòng)力傳動(dòng)中有很大的作用,起著不可替代的作用,乘用車和貨車的主減速器的形式和從動(dòng)錐齒輪的支撐形式各不相同,在設(shè)計(jì)

35、的時(shí)候應(yīng)該進(jìn)行區(qū)分。在課程設(shè)計(jì)的過(guò)程中,參考了大量的資料和實(shí)物,對(duì)于提高我們的實(shí)踐能力有很大幫助。汽車的單級(jí)主減速器的設(shè)計(jì)主要取決于該車的發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩和其裝載質(zhì)量,因此對(duì)轎車的主減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)以提高汽車的動(dòng)力性能有很大幫助。 推薦精選 參考文獻(xiàn) [1] 過(guò)學(xué)迅,鄧亞?wèn)|.汽車設(shè)計(jì)[M].北京:人民交通出版社,2005 [2] 劉惟信.汽車設(shè)計(jì)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001 [3] 王望予.汽車設(shè)計(jì)[M].北京:

36、機(jī)械工業(yè)出版社,2004 [5] 朱孝錄.中國(guó)機(jī)械設(shè)計(jì)大典(第4卷)[M].江西:江西科學(xué)技術(shù)出版社,2002 [6] 機(jī)械工程手冊(cè)編委會(huì).機(jī)械工程手冊(cè)(第二版)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1996 推薦精選 目錄 前言 1 1課題背景及意義 2 2總體方案設(shè)計(jì) 3 2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 3 2.1.1主減速器齒輪的類型: 3 2.1.2主減速器減速形式: 4 2.1.3主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承方式: 4 2.1.4主減速器從動(dòng)錐齒輪的支承方式及調(diào)整:

37、5 2. 2 主減速器基本參數(shù)的選擇與計(jì)算 5 2.2.1主減速比的確定: 5 2.2.2主減速齒輪計(jì)算載荷的確定: 6 2.2.3主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇: 8 2.3 主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算 12 2.3.1按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)有: 12 2.3.2輪齒彎曲強(qiáng)度: 13 2.3.3輪齒接觸強(qiáng)度: 14 2.3.4齒輪尺寸的調(diào)整: 15 2.3.5錐齒輪的材料及熱處理: 15 2.4 主減速器軸承的計(jì)算 16 3.結(jié)論 17 推薦精選 參考文獻(xiàn) 18 (注:可編輯下載,若有不當(dāng)之處,請(qǐng)指正,謝謝!) 推薦精選

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