【文章內(nèi)容簡介】 的分布而定。為了增加支承剛度，支承間的距離應(yīng)盡可能縮小。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應(yīng)使他們的圓錐滾子的大端相向朝內(nèi)，小端相背朝外。 主減速器 基本參數(shù)選擇與設(shè)計計算 主減速比 0i 、驅(qū)動橋的離地間隙和計 算載荷，是主減速器設(shè)計的原始數(shù)據(jù)，應(yīng)在汽車總體設(shè)計時就確定。 主減速比 0i 的確定 主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響。 0i 選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動系的總傳動比 i 一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌?0i 下的功率來研究 0i 對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設(shè)計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇 0i 值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。在本設(shè)計中，主傳動比 是已知確定的，其值 0 ? 。 主減速器齒輪計算載荷的確定 通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時這兩種情況下。作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動 齒輪最大應(yīng)力的計算載荷 ， 即 ： 按照最低檔傳動比 求 Tje 汽車變速器最低檔傳動比選擇，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 10 力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等綜合考慮、確定。 由最大爬坡度要求的變速器 Ⅰ 檔傳動比： ? ?m a x 0 m a x m a x m a xc o s s i ne g I TrT i i m g f a a m gr ? ? ? ? ? (31) 得 ： m a xm a x 01 5 9 0 9 . 8 0 . 7 0 . 3 6 2 1 5 3 . 3 8 3 82 2 4 5 . 7 9 1 0 . 9rgIem g ri Ti ?? ? ? ?? ? ??? (32) 式子中： M—— 汽車質(zhì)量， 本車質(zhì)量為 1590Kg； G—— 重力加 速度 為 ； max? — 道路最大阻力系數(shù) 取 ； r—— 驅(qū)動車輪的滾動半徑 這里為 ； Te max—— 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 為 224N?m； 0i —— 主減速比 為 ； η—— 傳動系的傳動效率 。 據(jù)車輪與路面的附著條件： m a x 02e g I TrT i i Gr? ?? (33) 得 ： 2m a x 0rgIeTGri Ti??? 1 5 5 8 2 0 . 8 5 0 . 3 6 2 1 5 4 . 1 0 8 52 2 4 5 . 7 9 1 0 . 9???? 式子中： G2 汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷 這里取2 9 .8 1 5 5 8 2G G N? ? ?滿 ； φ—— 道路的附著系數(shù) 為 ； 變速器 的最低檔變化取值范圍是 13 .3 8 3 8 4 .1 0 8 5gi?? ； 根據(jù)現(xiàn)有市場上的變速器我們選著其最低檔的傳動比為 1 ? 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 11 汽車的車輪型號為 225/65R17 則其半徑為： 2 2 5 0 . 6 5 2 1 7 2 5 . 4 3 6 2 . 1 52rr m m? ? ? ??? max 1 0T efje T ki i in ?? (34) 2 2 4 1 3 .8 3 3 1 5 .7 9 1 0 .9 014 4 7 9 .5 3 2Nm? ? ? ? ???? 式中： Tje — 從動齒輪轉(zhuǎn)矩， N?m； maxeT — 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，取 max 224eT ? N?m； n — 驅(qū)動橋數(shù)，取 1n? (選擇 2WD 車型 )； fi — 分動器傳動比， 1fi ? ； 0i — 主減速器傳動比， 0 ? ； ?— 變速器傳動效率， ?? ； k — 超載系數(shù)， 1k? ； 1i — 變速器最低擋傳動比， 1 ? ； 2. 按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動 錐 齒圓柱齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 2T rjs mmGri ??? (35) 2 2 4 1 3 .8 3 3 1 5 .7 9 1 0 .9 014 4 7 9 .5 3 2 Nm? ? ? ? ???? 式中： Tjs — 計算轉(zhuǎn)矩， N?m； 2G — 滿載情況下前驅(qū)動橋?qū)λ降孛娴牡撵o載荷，為2 9 .8 5 5 % 1 0 2 4 1GG? ? ? ?滿 N； ? — 輪胎與路面間的附著系數(shù)，在安裝一般輪胎的汽車在良好的混凝土或瀝青路黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 12 上，取 ，對于安裝防測滑輪胎的乘用車可取 ，對于越野車一般取 ； r — 車輪的滾動半徑，取 ； mi — 主減速器從動齒 輪到車輪之間的傳動比，取 1； m? — 主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率，為 ； 因此最小值為 T 3252c ? N?m。 3. 上面求得的計算載荷，是最大轉(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩 jmT (Nm)為 ： () ()a T rj m R H PmmG G rT f f fin???? ? ?? (36) ? ?18 90 0 62 15 1 8 01 7 63 5N m?? ? ???? 式中： aG —汽車滿載總重 ， 18900 N TG —所牽引的掛車滿載總重，但僅用于牽引車； Rf —道路滾動阻力系數(shù)，計算時轎車取 Rf =～ ；載貨汽 車取 ～；越野汽車取 ～ ；該車取 Hf —汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。通常轎車取 ；載貨汽車和城市公共汽車取 ～ ；長途公共汽車取 ～ ，越野汽車取 ～ 。該車取 ； Pf —汽車或汽車列車的性能系數(shù)： ]/)(1 9 [ m a xeTaP TGGf ????? = ]19 5/22 58919 [ ?? = 由于 Pf 計算為負(fù)，取 0 值。則 Pf =0 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 1. 主動齒輪的轉(zhuǎn)矩計算 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 13 03252T 5 7 95 .7 9 1 0 .9 7cz Ti ?? ? ?? Nm 39。 0 635T 1 1 35 .7 9 1 0 .9 7jmz Ti ?? ? ?? Nm 2. 主減速器 錐齒輪的參數(shù)選擇 (1) 齒數(shù)的選擇 對于單級主減速器，當(dāng) i0較大時，則應(yīng)盡量使主動齒輪的齒數(shù)取值小些，以得到滿意的驅(qū)動橋離地間隙。當(dāng) i0≥6 時， z1的最小值可取為 5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度， Z1最好大于 5。當(dāng) i0較小 (如 i0=～ 5)時，引可取為 7～ 12，但這時常常會因主、從動齒輪齒數(shù)太多、尺寸太大而不能保證所要求的橋下離地間隙。為了磨合均勻，主、從動齒輪的齒數(shù) z1， z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和對于載貨汽車應(yīng)不少于 40，對于轎車應(yīng)不少于 50。 本車的主減速比為 ，主減速比較小，參考文獻 [5]表 3 313 后選用 Z1=9，Z2=52；實際主減速比為 ； Z1+Z2=6150 符合要求。 (2) 節(jié)圓直徑的選擇 可根據(jù)文獻 [1]推薦 的從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩中取較小值按經(jīng)驗公式選出： 3322 325214 ???? cd TKd =245mm (37) 式中： d2——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑， mm； Kd2——直徑系數(shù)， Kd2=～ ； Tc——計算轉(zhuǎn)矩， Nm。 Tc 為 3252 Nm 根據(jù)該式可知從動錐齒輪大端分度圓直徑的取值范圍為 ～ 考文獻 [5]中推薦當(dāng)以 Ⅰ 擋傳遞 maxeT 時，節(jié)圓直徑 2d 應(yīng)大于或等于以下兩式算得數(shù)值中較小值： mmiiTd ge 0m a x2 1 ????? mmrGd r 1 9 43 6 2 1 0 2 4 4 4 22 ????? 即在本設(shè)計中需使 ?2d 200mm 當(dāng)以直接傳遞 maxeT 時， 2d 則需滿足以下條件 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 14 mmiTd e 2 0 77 9 2 45 7 7 0m a x2 ????? 最后根據(jù)上兩式中所選得的 2d 值中的較大者，即可取 2d =245mm (3) 齒輪端面模數(shù)的選擇 d2選定后，可按式 m=d2/z2算出從動錐齒輪大端端面模數(shù)為 ，并用下式校核：~)~( 33 ???? TcKm m (38) 式中： Tc——計算轉(zhuǎn)矩， Nm ， 3252Nm； Km——模數(shù)系數(shù)，取 Km=。 由 (27)可得模數(shù)的取值范圍為 ～ ,故模數(shù)取 合適。 (4) 齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬 F(mm)推薦為 [10]： F= (39) =? 245＝ 式中： d2——從動齒輪節(jié)圓直徑， 245mm。 并且 B 要小于 10m 即 。 考慮到齒輪強度要求取 40mm。 小錐齒輪的齒面寬一般要比大錐齒輪的大 10%,故取 44mm。 (5)雙曲面齒輪的偏移距 E E 值過大將使齒面縱向滑動過小，從而引起齒面早期磨損和擦傷； E 值過小則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動的特點。 轎車、輕型 客車和輕型載貨汽車主減速器的 E 值，不應(yīng)超過從動齒輪節(jié)錐距 A0的 40%(接近于從動齒輪節(jié)圓直徑 d 2的 20%)；而載貨汽車、越野汽車和公共汽車等重負(fù)荷傳動， E 則不應(yīng)超過從動齒輪節(jié)錐距 A0的 20%(或取 E值為 d：的 10%～ 12%，且一般不超過 12%)。傳動比愈大則 E 也應(yīng)愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距 E 可達從動齒輪節(jié)圓直徑 d2的 20％～ 30％。但當(dāng) E 大干 d2的 20％時，應(yīng)檢查是否存在根切 。 該車屬輕負(fù)荷傳動，故取 E 為 49mm。 雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種。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，則為下偏移如果主動齒輪處于左側(cè)，則情況相反，本次設(shè)計選擇的是上偏移。 (6)螺旋方向 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 15 從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側(cè)，這時如果主動齒輪在從動齒輪中心線上方時，則為上偏移，在下方時則為下偏移。雙曲面齒輪的偏移方向與其輪齒的螺旋方向間有一定的關(guān)系：下偏移時主動齒輪的螺旋方向為左旋，從動齒輪為右旋；上偏移時主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋。 該車取下偏移主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋。 (7) 齒輪法向壓力角的選擇 法向壓力角大些可以增加齒輪強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)，在 格里森制規(guī)定 中， 轎車主減速器螺旋錐齒輪 的 法向壓力角選用 14176。30′ 或 16176。；載貨汽車和重型汽車的法向壓力角則應(yīng)分別選用 20176?；?22176。30′ 。對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側(cè)的法向壓力角不等，因此應(yīng)按平均壓力角考慮，載貨汽車選用 22176。30′ 的平均壓力角，轎車選用 19176。或 20176。的平均壓力角。當(dāng) zl≥8 時，其平均壓力角均選用 21176。15′ 。 因此在本次設(shè)計中 取齒輪法向壓力角為 16176。 (8)中點螺旋角 ? 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小，汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為 35176。 ~40176。乘用車選用 ? 較大的 以 保證較大的 F? ， 使運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；商務(wù)車選用較小的 ? 值以防止軸向力過大，通常取 35176。，在本設(shè)計中我們選取的螺旋角即為 35176。 表 31 圓弧螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項目 計算說明 結(jié) 果 1 主動齒輪齒數(shù) Z1 9 2 從動齒輪齒數(shù) Z2 52 3 端面模數(shù) m 4 齒面寬 F=。 10Fm? 40 5 齒工作高 1gh Hm? 6 齒全高 2h Hm? 單位 mm 7 法向壓力角 ? 16176。 8 軸交角 ? 90176。 9 節(jié)圓直徑 11d mz? ； ； 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 16 22d mz? 10 節(jié)錐角 112arctanzz? ? ； 2290??? ?? 176。； 176。 11 節(jié)錐距 120122 sin 2 sinddA ???? 12 周節(jié) ? 13 齒頂高 39。39。12gh h h