中型客車主減速器設計說明書(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 （4）式中：、——計算轉矩，；——發動機最大轉矩；——由發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；——上述傳動部分的效率，取=——超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動的各類汽車取=1；n——該車驅動橋數目；——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，N；對后橋來說還需考慮到汽車加速時的負荷增大量；——輪胎對地面的附著系數，對于一個安裝一般輪胎公路用汽車，取=；對于越野汽車取=1；對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車取=；——車輪的滾動半徑，m；——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比（例如輪邊減速器等）其中：== = = =1 n=1 =6860* = = = =代入式（3），有：= =故 主減速器錐齒輪的主要參數選擇 主減速器各級齒數的確定選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：對于單級主減速器而言，當主減速器比較大時，應盡量使主動齒輪的齒數取小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙。當主減速比時，的最小值可取為5，但為了嚙合平穩及提高疲勞強度，可取7～12，但這時常常會因主從動齒輪齒數太多，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、從動齒輪之間的齒數盡量避免公約數；為得到理想的齒面重疊系數，器齒數之和對于載貨汽車應不少于40，對于轎車應不少于50。因此可以初步取，此時 主、從動錐齒輪齒形參數計算按照文獻中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表1。①可根據從動錐齒輪的計算轉矩按經驗公式給出： （4）式中 ——從動錐齒輪的節圓直徑，mm； ——直徑系數，取； ——計算轉矩，；故=189mm②齒輪端面模數的選擇選定后，可按 （5）算出從動錐齒輪大端的端面模數，并用下式校核： （6）式中：——計算轉矩，； ——模數系數，取=；故根據模數的優先等級，同時更好地滿足強度要求初步取；此時 ③齒面寬選擇汽車主減速器螺旋錐齒輪的從動齒輪輪齒面寬推薦為： （7）故取 ④螺旋錐齒輪的旋轉方向分為左旋和右旋兩種。對著齒面看去，如果輪齒的彎曲方向從其小端到大端為順時針走向時，則稱為右旋齒，反時針時則稱為左旋齒。主從動齒輪的螺旋方向是不同的。螺旋錐齒輪在傳動時所產生的軸向力，其方向決定于齒輪的螺旋方向和旋轉方向。判斷齒輪的旋轉方向是順時針還時針時，要向齒輪的背面看去。而判斷軸向力的方向時，可以用手勢法則，左旋的軸向力方向用左手定則，右旋用右手定則。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可以使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。在本設計中，由于是單級主減速器，因此主動錐齒輪采用左旋，從動錐齒輪采用右旋。⑤螺旋角的選擇弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的。汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角的平均螺旋角一般為35176。～40176。貨車選用較小的β值，使運轉平穩，噪音低。取β=35176。⑥法向壓力角法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發生根切的最少齒數，也可以使齒輪運轉平穩，噪音低。對于貨車弧齒錐齒輪，一般選用=20176。⑦銑刀盤名義直徑的選擇 由于從動齒輪直徑為，查表94可知取。（表9999可得）表1主、從動錐齒輪參數 參 數符 號主動錐齒輪從動錐齒輪齒數z637模數m66節圓直徑d=mz36222齒面寬F4540齒工作高99齒全高法向壓力角20176。20176。軸立角∑90176。節錐角=arctan節錐距周節t=齒頂高齒根高徑向間隙齒根角面錐角根錐角外圓直徑理論弧后齒齒側間隙B(高精)螺旋角螺旋方向左旋右旋 主減速器錐齒輪的強度計算錐齒輪要安全可靠地工作，必須右足夠的強度和壽命。設計時，應根據其所受載荷尺寸大小驗算其強度。齒輪地損壞形式有很多，常見地主要右齒輪折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。齒輪的使用壽命除與設計的正確與否有直接關系外，在實際生產中也往往是由于材料、加工精度、熱處理、裝配調試以及使用條件不當造成損壞的。正確的設計只是減少或避免上述損壞地產生，強度計算是檢驗設計可靠性辦法之一。目前強度計算多是近似的方法，在汽車工業中確定齒輪強度的主要依據是臺架及道路試驗，以及齒輪在實際使用中對情況的判斷，而計算可作設計參考。隨著計算機技術在汽車設計中的應用、試驗設備與技術的發展，為有限壽命和有限元計算方法創造了條件，使計算更符合實際使用情況。①單位齒長圓周力按發動機最大轉矩計算時 （8）式中：——發動機最大轉矩，=；——變速箱傳動比，常取1檔進行計算，=；——主動輪節圓直徑，取=88；F——齒寬，F=70mm；故將各參數代入式（8），有：P=按照文獻,P≤[P]=1429 N/mm，錐齒輪的表面耐磨性能滿足要求。 ②齒輪彎曲強度錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為： （9）式中：——錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa；——齒輪的計算轉矩，Nm；——過載系數，一般取1；——尺寸系數，檔m≥，m=8；——齒面載荷分配系數，騎馬式式結構，；——質量系數，取1； F ——計算齒面寬，F=70mm；Z ——計算齒輪的齒數。m ——端面模數，mm。J ——計算彎曲應力的綜合參數；（當 z=11/60時，J=）對于主動錐齒輪，=2006/=；從動錐齒輪 ；將各參數代入式（9），有： 主動錐齒輪， =；從動錐齒輪，=；按照文獻, 主從動錐齒輪的≤[]=700MPa，輪齒彎曲強度滿足要求。③輪齒接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為： （10）式中：——錐齒輪輪齒的齒面接觸應力，MPa；——主動齒輪的工作轉矩，=。——主動錐齒輪大端分度圓直徑，mm；=88mmF ——主、從動錐齒輪齒面寬較小值；F=70mm——齒面品質系數，；——綜合彈性系數，；——尺寸系數，；——齒面接觸強度的綜合系數，；、選擇同式（9）將各參數代入式（10），有： =按照文獻，≤[]=2800MPa，輪齒接觸強度滿足要求。④主動齒輪軸的直徑計算 主減速器錐齒輪的優化 主減速器錐齒輪參數的優化 通過上述計算和應力分析可知，齒輪參數選擇遠遠滿足使用要求，故進行如下優化。根據標準模數選取原則，取；此時 齒面寬 （11）故取 銑刀盤名義直徑的選擇 由于從動齒輪直徑為，查表94可知取。 優化后主減