【文章內容簡介】 的圓錐滾子軸承之間 距離很小， 就能夠 縮短主動齒輪軸的長度，使 的 布置更緊湊，并 且能夠 減小傳動軸夾角， 這些都 有利于整車布置。跨置式支承中的導向軸承都 是 圓柱滾子軸承，并且內外圈可以分離或 者 根本不帶內圈。 由于 它僅 僅需要 承受徑向力，尺寸 也能夠 根據布置位置而定，是 不容易 損壞的一個軸承。 由于 本次設計需要傳遞較大轉矩， 且兼顧經濟性，故而 選用跨置式支承。 從動錐齒輪的支承 [2] 從動錐齒輪的支承 (圖 c)，其支承剛度與軸承的 型 式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關。從動錐齒輪 很多情況下采 用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸 c+d 的大小 。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體有足夠的位置 用來 設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性， c+d 不 應 小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的 70%。為了使載荷能 夠 盡量 平 均 的 分配在兩軸承上，應 當 盡量使尺寸 c等于或大于尺寸 d。 在具有大的主傳動比和 有 徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了 避免 從動錐齒輪因受軸向力作用而產生偏移， 通常 在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支承(圖 )。輔 助支承與從動錐齒輪背面之間 存在的 間隙，應 當能夠 保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù) 發(fā)生 變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖 。 圖 從動齒輪輔助支撐 圖 主、從動錐齒輪的許用偏移量 濟南大學畢業(yè)設計 17 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 主減速器比的確定 主減速比的大小，對主減速器的結構型式、輪廓尺寸及質量大小 都有很大的影響 。主減速比 i0的選擇，應 當 在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比 i0一起，由整車 的動力計算來確定。驅動橋的 主減速比 i0是主減速器設計的依據，是設計主減速器時的原始參數(shù)。 對于貨車和具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車來說，在給定發(fā)動機最大功率 pamax及其轉速 np的情況下，所選擇的 i0值應能保證 汽車有盡可能高的最高車速 vamax。這時值 i0應按下式來確定： )(190 m a x0 mmiv nri gha pr ?????? （ ） 式中： r —— 車輪的滾動半徑 ： r =； pn —— 最大功率時的發(fā)動機轉速 ： pn =2900r/min； maxav —— 汽車的最高車速 ： maxav =90km/h； ghi —— 變速器量高檔傳動比 ,通常為 1； 按照 （ ） 求得的 i0值應與同類汽車的主減速 比相比較，并考慮到主從動主減速 齒輪可能有的齒數(shù)，對 i0值予以校正并最后確定下來。 根 據所選定的主減速比 i0值，就能夠 基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。 由得出的 i0值確定 本 設計選用單級主減速器。 主減速器齒輪的設計載荷的確定 （ 1） 按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動齒輪的計算轉矩 ceT ceT = a x ????????n iikiTk fed ? (Nm ) () 濟南大學畢業(yè)設計 18 式中 ： maxeT —— 發(fā)動機最大轉矩： maxeT =390Nm ； k —— 液力變矩器變矩系數(shù)： k =1； dk —— 動載系數(shù)： dk =1； 1i —— 變速器一檔傳動比： 1i =； fi —— 分動器傳動比： fi =1； 0i —— 主減速器傳動比： 0i =； ? —— 從發(fā)動機到主減速器從動齒輪之間的傳動效率： ? =； n —— 計算驅動橋數(shù)： n=1； （ 2） 按驅動輪打滑扭矩確定從動輪計算轉矩 Tcs Tcs = )( mmi rmG mm r ?? ?????? ? （ ） 式中 ： 2G —— 后驅動橋在滿載狀態(tài)下的靜載荷： 2G =40000N； 2m? —— 汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)： 2m? =； r —— 車輪的滾動半徑： 標準中輪胎外直徑 1018mm， 滾動半徑 r =；? —— 輪胎與路面之間的附著系數(shù)： ? =； mi —— 主減速器從動齒輪到車輪間的傳動比： mi =1； m? —— 主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率： m? =； （ 3） 按汽車日常行駛平均轉矩確定從動齒輪計算轉矩 cfT = ni rFmmrt? = ni rfffGgmmrjhr ? ??? )( )( ?? ????? ? (Nm ) （ ） 濟南大學畢業(yè)設計 19 式中： G —— 汽車總質量： G =7100kg ； ff —— 道路滾動阻力系數(shù)： ff =； hf —— 公路坡度 系數(shù)： hf =； jf —— 汽車性能系數(shù)： pf =0； 在強度校核時取 cT =min[ ceT , csT ],即 cT =ceT =m 計算主動錐齒輪時，應將以 上各式分別除以該對齒輪的減速比及傳動效率。 主減速器齒輪基本參數(shù)的 選擇 （ 1） 主動錐齒輪齒數(shù) z1，從動齒輪齒數(shù) z2 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：為了磨合均勻 ,z z2之間應避免有公約數(shù) ； 為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應不小于 40； 為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于貨車， z1一般不少于 6；當主傳動比 i0較大時，盡量使 z1取得小些，以便得到滿意的離地間隙 ； 對于不同的主傳動比， z1和 z2應有適宜的搭配 。 本次設計選擇 z1=7， z2=44。 （ 2） 從動齒輪大端分度圓直徑 D2,端面模數(shù) m 對于單級主減速器， D2對驅動橋殼尺寸有影響， D2大將影響橋殼的離地間隙； D2小則影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 )( 3322 mmTkD cD ???? () 式中 ： 2Dk —— 直徑系數(shù) ： 2Dk =； cT —— 計算載荷 ： cT =m ； 2D —— 從動齒輪大端分度圓直徑 ； m = ??ZD(mm) () 校核模數(shù)： )( 6 5 8 33 mmTkm cm ???? 濟南大學畢業(yè)設計 20 () 式中 : km為模數(shù)系數(shù)，為 ～ ，本次取 ； 計 算 得 m=＞ ,所以合格 . （ 3） 主、從動錐齒輪齒面寬度 b b2 錐齒輪齒面 設計 過寬并不能 使 齒輪的強度和壽命 增大 ，反而會 引起 因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄 導致 的切削刀頭頂面寬 度 過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓半徑，加大了應力集中， 同時 還降低了刀具的使用壽命。此外，在安裝時 存在 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 都 集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早 的 損壞和 產生 疲 勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間的減小。但是 如果 齒面過窄，輪齒表面的耐磨性 又 會降低。 從動錐齒輪齒面寬 b2推薦不大于其節(jié)錐距 A0的 倍，即 b2? ，而且 b2應滿足 b2? 10 m，一般也推薦 b2=。對于螺旋錐齒輪， b1一般比 b2 大 10%。 4 7 4 9 01 5 5 22 ???? Db (mm) () 21 ???? bb (mm) () （ 4） 中點螺旋角 β 選擇 β 時， 必須要 考慮它對齒面重合度、輪齒強度和軸向力大小的影響。 中點螺旋角 β 越大，則 齒面重合度 也越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲也 越低，而且輪齒的強度越高。 汽車主減速器 螺旋 錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為 35176。 ～40176。 。貨車 一般 選用較小 值以防止軸向力過大，通常取 35176。 。螺旋方向 為 ：主動左旋，從動右旋。 （ 5） 法向壓力角 α 法向壓力角大一些 可以增加輪齒強度， 使得 齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù) 減少 。但是 對于小尺寸的齒輪，壓力角 過 大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此， 本設計選取 α =20176。30 ′ 。 主減速器 圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 表 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 主動齒輪齒數(shù) Z1 7 從動齒輪齒數(shù) Z2 44 濟南大學畢業(yè)設計 21 端面模數(shù) m 齒面寬 b 1b = mm 2b = 工作齒高 mhh ag *2? ?gh 全齒高 ? ?mchha **2 ?? h = mm 法向壓力角 ? ? = ?22 03? 軸交角 ? ? =90176。 節(jié)圓直徑 d =mz ?1d mm 2d = mm 節(jié)錐角 ?1? arctan 21zz 2? =90176。 1? 1? =176。 2? =176。 周節(jié) t= t= 節(jié)錐距 A0 =11sin2 ?d =22sin2 ?d 取 A0 = 齒根高 fh =? ?mcha **? fh = 齒頂高 mhh aa *? ah = 徑向間隙 c= mc* c= 齒根角 0arctan Ahff ?? f? =176。 面錐角 211 fa ??? ?? 122 fa ??? ?? 1a? =176。 2a? =176。 根錐角 1f?= 11 f??? 2f? = 22 f?? ? 1f? =176。 2f? =176。 齒頂圓直徑 1111 co s2 ?aa hdd ?? 2ad = 222 cos2 ?ahd ? 1ad = 2ad = 節(jié)錐頂點 至 齒輪外緣距離 1121 sin2 ?ak hdA ?? 212 dAk ? 22sin?ah? 1kA = 2kA = 理論弧齒厚 21 sts ?? mSs k?2 1s = 濟南大學畢業(yè)設計 22 2s = 主減速器 錐齒輪的 強度 計算 （ 1） 單位齒長上圓周力 按發(fā)動機最大轉矩計算： P= 3321m a x ??? ????????bnD ikiTk fged ? =( Nm ) （ ） 式中 ： maxeT —— 發(fā)動機最大轉矩： maxeT =390Nm ； gi —— 變速器傳動比： gi =； 1D —— 主動錐齒輪分度圓直徑： 1D =m1z =； 2b —— 從動齒輪齒面寬： 2b =； 上式 計算 得： P=m ＜ [P]=1429Mpa，所以 齒輪表面耐磨性合格。 （ 2） 齒輪的彎曲強度計算 從動錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為： w? = 3320 176 5802102 ????? ??????wvmsc Jm bDk kkkT ? (Mpa) （ ） 式中： mk —— 齒面載荷分布系數(shù)： mk =1； 0k —— 過載系數(shù)：一般取 1； sk —— 尺寸系數(shù)： sk =； 濟南大學畢業(yè)設計 23 vk —— 質量系數(shù)： vk =1； b —— 齒輪齒面寬度： b =2b =； 2D —— 從動錐齒輪分度圓直徑： 2D =； wJ —— 綜合系數(shù)： wJ =； 計算 得 ： w? =＜ [ w? ]=700Mpa， 所以，齒輪彎曲強度合格。 （ 3） 齒輪 接觸 強度計算 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為 ： J? =1D