【正文】 4 4 0 0 . 5 0 2 0 . 1 8 0 . 0 7 0() 97890 . 9 8 1 1r R H PjmL B L BG r f f fTNin ? ? ? ?? ? ? ?? ? ?? ? ? ?η 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 齒數(shù)的選擇 齒數(shù)選擇的要求 ， io較大時；主動齒輪齒數(shù) z1 取得小些，以得到滿意的驅(qū)動橋離地間距 [3]。此外，在安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。 雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種如圖 17。 . . 圖 18 雙曲面 齒輪的螺旋方向及軸向力 螺旋角的選擇 螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪螺旋角沿齒寬是變化的，因此，常用齒面寬中點處的螺旋角來表示，稱為中點螺旋角或名義螺旋角（圖 19）。 代 入數(shù)字有： 0 0 0 021 12 4 8 4 4 4 82 5 5 9 0 2 5 5 9 0 4 6 . 4 67 4 8 4zzd? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?‘ 最后根據(jù)下表 177b 選取 450。 30′的平均壓力角。 p 常作為估算主減速器齒輪表面耐磨性。按 jmT 計算時，許用彎曲應(yīng)力為 ,破壞循環(huán)次數(shù)為 6 106。 247。 主減速器齒輪的材料及熱處理 汽 車主減速器錐齒輪的工作條件相當(dāng)繁重，與傳動系其它齒輪相比較，具有載荷大、作用時間長、變化多、帶沖擊等特點。 主減速器軸承的當(dāng)量載荷有 ： 3 3 331 2 21 m a x 1 2 31 ...100 100 100 100T T Td e g g g g g gf f fT T f i f i f i??? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? ???? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ???Ⅰ Ⅱ Ⅲ （ ） 式中 maxeT — 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； 1 2 3, , ,...,g g g gRf f f f— 變速器Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ， ? ，倒檔使用率，如無統(tǒng)計數(shù)據(jù)。倒檔初定為 50。按圖 110 有：軸承 A、 B、 C、 D的徑向力載荷分別為： ? ? ? ?? ? ? ?? ? ? ?? ? ? ?221 1 1 1221 1 1 1222 2 2 2222 2 2 21111AmBmCmDmR P b R b A daR P c R c A daR P b R b A daR P c R c A da? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? （ ） 主、從動齒輪都有自己的 P、 A、 R。 對于 B 軸承壽命計算 ： B 處的軸承不是一個軸承，而是一對軸承 [6]?？梢灾?C、 D 兩處軸承的工作環(huán)境要由于 A、 B兩處的 [7]。這會使輪胎過早磨損，消耗功率和燃料。選擇對稱式圓錐齒輪差速器。 因此對于行星齒輪初選 輪嚙合 [8]。故可用較大的模數(shù)以提高齒輪強度。 分別代入數(shù)字有： 3 302222 1 0 2 1 0 5 7 3 9 . 1 6 1 0 . 8 1 1 1= 8 2 0 . 8 91 2 8 1 8 1 0 0 . 2 2 5smw v TK K KK F z m J? ? ? ? ? ? ??? ? ? ? ? 3 302222 1 0 2 1 0 1 4 6 8 . 3 5 1 0 . 8 1 1 1= 2 1 0 . 0 21 2 8 1 8 1 0 0 . 2 2 5smw v TK K KK F z m J? ? ? ? ? ? ?? ? ? ? 最后計算出的結(jié)果分別小于 980MPa 與 符合。用 于質(zhì)量小、使用條件較好、承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車 [9]。因受力的不同而分為半浮式、 3/4 浮式和全浮式。 差速 器齒輪的彎曲應(yīng)力 差速器齒輪主要進行彎曲強度的計算，而對于疲勞壽命則不考慮，這是由于行星齒輪在差速器的工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，僅在左右驅(qū)動輪有轉(zhuǎn)速差時行星齒輪與半軸齒輪之間才有相對滾動的緣故 [9]。 差速器錐形齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初選 初步選出行星齒輪與半軸齒輪節(jié)錐角 12??， ： 011210= a r c ta n a r c ta n 2 9 .0 5 518zz? ?? 022118= a r c ta n a r c ta n 6 0 .9 4 510zz? ?? 式中 z1與 z2分別為行星齒輪與半軸齒輪的齒數(shù)。 球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式確定 ： 3B B jR K T? （ ） 式中 BK — 行星齒輪球面半徑系數(shù)， BK =~，對于有 4 個行星齒輪的轎車和公路載 貨汽車取小值；對于有 2 個行星齒輪的橋車以及越野車、礦用汽車取大值。為了解決這些問題就需要差速器 [8]。因此采用圓柱滾子軸承。 . . 圖 110 主減速器軸承的布置尺寸 對 C、 D兩處軸承的壽命進行計算：初選圓錐滾子軸承，其型號為 定載荷為 278KN。因此當(dāng)量動載荷為 CR 。 作用在主減速器主齒輪上的力。因此根據(jù)表個人認 為選用貨車 6檔為直接檔與八檔為超速檔作為參考的數(shù)據(jù)進行參考。盡量少用我國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； 汽車主減速器雙曲面齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，常用鋼號有： 20CrMnTi、20MnVB、 20Mn2TiB、 20CrMnMo 等，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達到 58～ 64HRC，而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù) m ＞ 8 時為 29～ 45HRC，當(dāng)端面. . 模數(shù) m ≤ 8時為 32～ 45HRC。 fK — 表面質(zhì)量系數(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 )，對于制造精確的齒輪， fK 取 ； pC — 綜合彈性系數(shù)，針對鋼齒輪取 ／ mm； J — 齒面接觸強度的綜合系數(shù)；按表 183 選取，最后取 . 分別代入數(shù)最大應(yīng)力有 ： 3 31012 10 232 .6 2 629 1 1 1 1 10 1 80 2p j m s fvC T K K K K MPad K FJ ? ? ? ? ? ? ??? ?? 主動齒輪平均轉(zhuǎn)距有 ： 1 / ( 6. 33 0. 96 ) 97 89 / ( 6. 33 0. 96 ) 16 10 .8 8jm jmT T M P a? ? ? ? ? 代入主動齒輪平均轉(zhuǎn)矩有： 3 31012 10 232 .6 2 161 1 1 1 1 10 1 80 2p jm m s fvC T K K K K MPad K FJ ? ? ? ? ? ? ??? ?? . . 表 183 接觸強度計算綜合系數(shù) J，用于平均 壓力角為 22176。將 jT 換成 jmT 計算時，有322 1 0 9 7 8 9 1 0 .8 2 9 11 3 3 .2 41 8 0 4 4 1 1 0 .2 8 6 M P a? ? ? ? ???? ? ? ?，小于 ，符合要求。小于 N/。 30′ . . . 雙曲面幾何尺寸 序號 名稱 結(jié)果 1 1z（ 小 齒 輪 齒 數(shù) ） 7 2 2z（ 大 齒 輪 齒 數(shù) ） 44 3 m（ 模 數(shù) ） 11 4 2F（ 大 齒 輪 齒 寬 ） 80 5 1F（ 小 齒 輪 齒 寬 ） 88 6 ?（ 壓 力 角 ） 7 E（ 小 齒 輪 軸 線 偏 置 距 離 ） 48 8 1d（ 小 齒 輪 分 度 圓 ） 96 9 2 ()d 大 齒 輪 分 度 圓 直 徑 484 10 ()dr 刀 盤 名 義 直 徑 11 1?（ 小 齒 輪 螺 旋 角 ） 450 12 2?（ 大 齒 輪 螺 旋 角 ） 176。的法向壓力角，載貨汽車和重型汽車選用 20176。一般 Fm 應(yīng)不小于 ，對于轎車應(yīng)在 ~ 內(nèi)選取。如圖 18，可知為了使車輛前進擋向前行駛，則從動齒輪應(yīng)該是逆時針旋轉(zhuǎn)（從齒輪背后看去）。主動齒輪齒寬 F1 應(yīng)比 F大 10%，因此 F1= 80=88mm。 最后代入數(shù)字有： 2d = 31 4 3 8 2 6 5 4 7 1 .7 5 mm?? d2=475mm. 齒輪端面模數(shù)的選擇 2d 選定后，可有式子 m=d2/z2 算出從動齒輪大端端面模數(shù)，代入數(shù)字有；m=455/44≈ ： 3mjm K T?? （ ） 式中 jT — 計算轉(zhuǎn)矩； mK — 模數(shù)系數(shù)，取 ~。本次設(shè)計 LBη 取 ， LBi 取 。對于主減速器采用雙曲面齒輪副來說尤為重要。 主減速器從動齒輪支承的選擇 從動齒輪的支承 (圖 15)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例而定的。 圖 14 支承型式 跨置式支承結(jié)構(gòu) (圖 14b)的特點是在主動齒輪的兩端均有軸承支承，這 樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支 承剛度密切相關(guān) [8]。 ，加工時所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃壽命較長。 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪比較 ，雙曲面齒輪傳動有更大的傳動比。為保證齒輪 副的正確嚙合，必須將支承軸承預(yù)緊，提高支承剛度 ，增大殼體剛度。蝸桿 — 蝸輪傳動雖然在汽車驅(qū)動橋上也得到了一定的應(yīng)用，但主要是在超重型汽車上，當(dāng)高速發(fā)動機與相對較低車速和較大輪胎之間的配合要有大的主減速比（ 8~14）時，采用一級蝸桿傳動比較合適，因此本次設(shè)計也無需考慮蝸桿傳動。多數(shù)采用單級主減速的載貨汽車的傳動比則選擇在 5~7. 雙級主減速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量大、制造成本高，因此僅用在主減速比在 ＜ io≤ 12 且在采用單級減速器不能滿足既定的減速比與離地間隙要求的重型汽車上。前者的傳動比是固定的，后者有兩個傳動比供駕駛員選擇，以適應(yīng)不同的行駛條件的需求。 按參加減速的齒輪副數(shù)目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器。 單級主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單。又因本次設(shè)計參考的車型為中型貨車。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上齒輪同時嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受較大的負荷。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊湊的支承。 ，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺 旋角，這樣同時嚙合的齒數(shù)較多，重合度較大， 不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強度提高約 30％。 當(dāng)傳動比 2＞ io時，螺旋錐齒輪更為合適?？拷X輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時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。它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個軸承。中型或重型多采用有輻條式結(jié)構(gòu)，用螺栓或鉚釘與差速器殼固定。 m TLi — 由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比，本次設(shè)計取 ＝ . 0K — 超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野車以及液力傳動的各類汽車取 fp 2. ma=12020kg . fp 0K =1. N— 該車的驅(qū)動橋數(shù)目；本次設(shè)計取 1. 2G — 汽車滿載時后驅(qū)動橋給 水平地面的最大負荷；平頭貨車且 4X2 型后雙胎，后橋應(yīng)達到總質(zhì)量的 65%.[2] 2G =12020 =76440N. m2—— 最大加速度時后軸負荷增大量，一般乘用車取 ~,。 2. io≥ 6 時， z1最小可以去到 5，但為了嚙 合平穩(wěn)與提高疲勞強度， z1最好大于 5； ，主、從動齒輪齒數(shù)之間應(yīng)避免公約數(shù)； ，其齒數(shù)之和對于轎車不應(yīng)小于 40；對于轎車不應(yīng)小于 50； 因此根據(jù)齒數(shù)選擇的要求及下表 171，可以選 z1 為 7，則 z2=7 =. . ≈ 44。另外，齒面過寬也會引起裝配空間的減小。由從動齒輪的錐頂. . 向其齒面看去，并使主動齒輪處于右側(cè)，如果主動齒輪在從動齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動齒輪中心線下方，則為下偏移。螺旋錐齒輪副的中點螺旋角是相等的， 而雙曲面齒輪副由于存在偏移距 E ，而使其中點螺旋角不相等，且主動齒輪螺旋角 1? 要比從動齒輪螺旋角 2? 大 ,兩者之差稱為偏移角 ? 。 表 177b 螺旋角選擇參考表 所得的螺旋角應(yīng)按表 177c 來檢驗 Fm 的大小，使其不小于 坐標(biāo) F/m 是齒面寬與模數(shù)之比。當(dāng) 1z ≥ 8時，其平均壓力角均選用 21176。許用單位齒長上的圓周力 [p ]見表 表. . 181。從動齒輪受力一般都比主動齒輪大。 247。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等?？蓞⒖急?110； , , ,...,g g g gRi i i iⅠ Ⅱ Ⅲ — 變速器Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ， ? ，倒檔的傳動