主减数器齿轮载荷计算

车桥设计培训（三）1主减速齿轮载荷计算和参数选择目录2主减速器齿轮基本参数的选择与设计计算一、主减速器齿轮计算载荷的确定二、主减速器齿轮基本参数的选择2.1主、从动齿轮齿数2.2从动锥齿轮节圆直径和端面模数2.3螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的齿宽2.4双曲面小齿轮偏移距和偏移方向2.5螺旋角β的选择2.6螺旋方向的选择2.7法向压力角的选择一、主减速器齿轮计算载荷的确定3由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮的转矩较小者，作为验算被齿最大应力的计算载荷。即4由(1-12)和(1-13)求得的计算载荷为最大转矩，而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tjm5二、主减速器齿轮基本参数的选择61.主、从动齿轮齿数的选择对于单级主减速器，根据主减速比i0选择主减速器主、从动齿轮的齿数z1和z2。为了使磨合均匀，z1、z2之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不小于40，对于轿车应不小于50。当i0较大时，则尽量使z1取得小，以得到满意的驱动桥离地间隙。对于普通的双级主减速器来说，由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些,这时，第一级主动锥齿轮的齿数z1可选得较大，约在9-15范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿轮和可选在68±10范围内。对于双曲面齿轮单级贯通式主减速器来说，通常其主动齿轮的最小齿数为8。Tip:齿面重叠系数:齿轮传动过程中，同时啮合齿轮的齿数782.从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择主减速器螺旋锥齿轮或双曲面齿轮从动齿轮的节圆直径，可根据该齿轮的计算转矩，按经验公式选出：9研究表明，主减速器齿轮主要与最大持续载荷有关，而与汽车寿命期间出现的峰值载荷关系不大103.螺旋锥齿轮与双曲面齿轮齿宽F的选择通常推荐圆锥齿轮与双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽为其节锥距A0的0.3倍，即F=0.3A0，但不应超过端面模数m的10倍，即F≤10m。对于汽车工业，主减速器圆弧锥齿轮推荐采用：齿面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。齿面宽大于上述规定，不但不能提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难。另外齿面宽过大也会引起装配空间的减小习惯是螺旋锥齿轮的小齿轮齿宽比大齿轮加大10%。双曲面齿轮的几何特性，小齿轮比大齿轮齿面宽要大。而汽车差速器行星齿轮的齿面宽比半轴的要小。114.双曲面小齿轮偏移及偏移方向的选择在双曲面齿轮传动中，小齿轮中心线对大齿轮中心线的偏移距E的大小及偏移方向是该传动的重要参数12选择E值时应考虑的问题：E值过大，将导致齿面纵向滑动增大，从尔引起齿面的早期磨损或擦伤；E值过小则不能充分发挥双曲面齿轮的特点。对于轿车、轻型载货汽车的主减速器来说，E值不应超过从动齿轮节锥距的40%；对中型及以上的载货汽车等重负荷传动，不应超过20%。传动比愈大则偏移距E也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径的200%-30%。但当偏移距E大于从动齿轮节圆直径的20%时，应检查是否存在根切。如图所示，由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方，则为上偏移，反之下偏移。132.5螺旋角β的选择螺旋角β的定义见图螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的螺旋角β是齿线上任一点C处的切线T与该点和节锥顶点O的连线OL之间的夹角。齿面宽中点处的螺旋角，称为齿轮的中点螺旋角，也就是名义螺旋角。螺旋锥齿轮的主、从齿轮的名义螺旋角是相等的，对于双曲面齿轮，由于有了偏移距，所以它们是不相等的，而且主动齿轮的大。14选择齿轮的螺旋角时，应考虑它对齿面重叠系数mF、轮齿强度和轴向力的大小的影响。螺旋角应足够大以使mF不小于1.25。因mF愈大，传动就愈平稳，噪音就愈低。螺旋角过大会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围，以使齿轮的轴向力不太大而又得到尽可能大的重叠效果。汽车主减速锥齿轮的螺旋角（对双曲面齿轮则是大、小齿轮中点螺旋角的平均值）多在35°-40°范围内。在一般机械制造标准中推荐35°。F/m是齿面宽与模数之比152.6螺旋方向的选择螺旋方向指的是轮齿节锥齿线的曲线弯曲方向，分为左旋和右旋。判断方向时是从齿面锥顶对着其齿面看去，轮齿从小端到大端的走向为顺时针则为右旋，反之为左旋。主从动齿轮的方向是不同的。齿轮传动时产生的轴向力其方向取决于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮旋转方向为向齿轮背面看去。判断轴向力方向用左右手法则。伸直拇指的指向为轴向力方向，其他手指握起来后的指向就是齿轮旋转方向。162.7法向压力角α的选择加大压力角可以提高轮齿的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数。但对尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，使齿轮的重叠系数下降。对格里森制主减速器螺旋锥齿轮来说，轿车选用14°30´或16°的法向压力角，载货汽车选用20°的压力角；重型载货汽车可选用22°30´的压力角。对双曲面齿轮来说，虽然大齿轮轮齿两侧齿形的压力角是相等的，但小齿轮轮齿两侧的压力角不相等，因此，其压力角按平均压力角考虑。在格里森制双曲面齿轮传动中，轿车选用19°平均压力角；载货汽车选用22°30´的平均压力角。当小齿轮齿Z1≥8时，其平均压力角则选用21°15´。1717主减速器从动齿轮计算载荷:●T2je=(Temax*il*K0*ηT)/n=（250*5.441*3.273*1*0.95）/1＝4229.5(N·m)●T2jφ=(m2*G2*φ*Rr)/(ηLB*iLB)=（1*15533*0.8*0.364）/（0.95*1）＝4761.27(N·m)●T2jm=Rr*(Ga+Gt)*(fR+fH+fp)/(ηLB*iLB*n)=0.364*（26607+0）*（0.02+0.09+0）/（0.95*1*1）＝1121.42(N·m)上式中各参数值为：T2je—按发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比计算的从动齿轮载荷；T2jφ—按最大附着力计算的从动齿轮载荷；T2jm—按汽车日常行驶计算的从动齿轮平均计算载荷；P201示例：发动机HFC4DA1-2C最大功率（转速）kW（r/min）85/3600最大扭矩（转速）N.m（r/min）250/1800-2800后轴荷kg1585总质量kg2715变速箱速比I1=5.441i6=0.794轮胎滚动半径R=0.364m后桥主减速比I0=3.27318●Temax—发动机最大转矩，取值为250；●il—由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比，即5.441*3.273＝17.81；●ηT—由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动效率，取ηT=0.95；●K0—由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野车以及液力传动及自动变速的各类汽车，取K0=1；当性能系数0时，可取K0=2，或由实验决定；此车取值为1.0●n—该汽车的驱动桥数目，此车取值为1；●G2—汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大载荷，取值为1585*9.8＝15533；●m2—汽车加速时的后桥质量转移系数，此桥为1，其计算过程如下：m2=1+(Temax*il*ηT*hg)/(Rr*L*G2)=1+（250*5.441*3.273*0.95*0.364）/（0.364*3.43*1585*9.8）＝1上式中各参数值为：Rr—轮胎滚动半径，此车为0.364m。hg—汽车满载时的质心高度，此车为m。L—此车轴距，为m。19●φ—轮胎和地面的附着系数，此车取值为0.8。●Rr－轮胎滚动半径，取值为0.364m。●ηLB、iLB—分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取值为0.95、1.0。●Ga—汽车满载总重量，取值为2715*9.8＝26607(N)；●Gt—所牵引的挂车的满总重量，取值为0；●fR—道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取=0.010~0.015；对于载货汽车可取0.015~0.020；对于越野汽车可取0.020~0.035。故取值为0.020；●fH—汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08；对载货汽车和城市公共汽车取0.05~0.09；对长途公共汽车取0.06~0.10；对越野汽车取0.09~0.30。故取值为0.09；●fp—汽车或汽车列车的性能系数。取值为0；其算法如下：因为16，故取=0通过比较T2je、T2jφ的大小，T2je比较小，所以用它来计算从动齿轮最大应力。max)195.0161001eTapTGGf（－＝max)(195.0eTaTGG202、主减速器主动齿轮计算载荷:●T1je=T2je/(I0*η)=4229.5/（36/11*0.97）＝1332.31(N·m)●T1jφ=T2jφ/(I0*η)=4761.27/（36/11*0.97）＝1499.83(N·m)●T1jm=T2jm/(I0*η)=1121.42/（36/11*0.97）＝353.25(N·m)上式中各参数值为：T1je—按发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比计算的主动齿轮载荷；T1jφ—按最大附着力计算的主动齿轮载荷；T1jm—按汽车日常行驶计算的主动齿轮平均计算载荷；I0－主减速器传动比，取值为36/11；η－主减速器主被动齿轮的传动效率，双曲面齿轮取0.96～0.98，此处取值为0.97；21谢谢！\•主减速器圆弧齿及延伸外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的几何尺寸计算和强度计算2014年9月19日•主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算主动齿轮齿数从动齿轮齿数端面模数齿面宽齿工作高齿全高法向压力角轴交角节圆直径周节节锥角节锥距齿顶高齿根高径向间隙齿根角面锥角根锥角外圆直径节锥顶点至齿轮外缘距离理论弧齿厚齿侧间隙螺旋角螺旋方向在一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势驱动车轮小齿轮旋转方向向齿轮背面看去，通常主动齿轮为顺时针，从动齿轮为反时针•主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算双重收缩齿的有点在于能提高小齿轮粗切工序的效率。标准收缩齿在齿根方向的收缩好，但可能使齿厚收缩过多，结果造成小齿轮粗切刀的刀顶距太小。这种情况可使用倾根锥母线收缩齿的方法或仔细选用刀盘半径加以改善，即当双重收缩齿会使齿高方向收缩过多，而标准收缩齿会使齿厚收缩过多时，可采用倾根锥母线收缩齿作为两者之间的这种。•延伸外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的几何尺寸计算延伸外摆线锥齿轮，按其节锥齿线的平均曲率半径和平均螺旋角的不同分为普通型螺旋锥齿轮和特性螺旋锥齿轮。•主减速器圆弧齿及延伸外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应验算其强度，进行强度计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠地工作。在进行强度计算时，应首先了解齿轮的损坏形式。1.齿轮的损坏形式（1）轮齿折断主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多由齿根开始，因为齿根处轮齿的弯曲应力最大。{1}疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，轮齿根部经受交变的弯曲应力。{2}过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起齿轮的一次性突然折断。为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角应尽可能加大，根部及齿面要光洁。（2）齿面的点蚀及剥落齿面的疲劳点蚀及剥落是渗碳齿轮的主要破坏形式，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要是由于表面接触强度不足而引起的。{1}点蚀：系轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳结果{2}齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向