桑塔纳轿车驱动桥设计说明书
目录
摘要..............................................................................I Abstract ...........................................................................I I 第1章绪论 (1)
1、1设计得目得与意义 (1)
1、2驱动桥得介绍 (1)
1、3汽车前桥得设计要求 (2)
1、4设计得主要内容 (2)
第2章主减速器得设计 (3)
2、1主减速器得功用 (3)
2、2主减速器得结构分析与型式选择 (3)
2、2、1主减速器分类 (3)
2、2、2螺旋锥齿轮主减速器得结构特点 (3)
2、3主减速器主、从动齿轮得支承方案 (4)
2、4主减速器得基本参数选择与设计计算 (5)
2、5主减速器锥齿轮得主要参数选择 (7)
2、6主动轮与从齿轮各参数计算 (9)
2、7主减速器螺旋锥齿轮得强度计算 (12)
2、7、1齿轮得损坏形式及寿命 (12)
2、7、2主减速器螺旋锥齿轮得强度计算 (14)
2、7、3主减速器齿轮得材料及热处理 (17)
2、8主减速器轴承得选择 (18)
2、8、1计算转矩得确定 (18)
2、8、2齿宽中点处得圆周力 (19)
2、8、3螺旋锥齿轮所受得轴向力与径向力 (19)
2、8、4主减速器轴承载荷得计算及轴承得选择 (20)
2、9主减速器得润滑 (22)
2、10本章小结 (23)
第3章差速器设计 (24)
3、1差速器结构形式得选择 (24)
3、2行星齿轮差速器得原理 (26)
3、3行星齿轮差速器得设计 (27)
3、3、1差速器齿轮得基本参数得选择 (27)
3、3、2行星齿轮与半轴齿轮得几何尺寸计算 (29)
3、3、3差速器齿轮得强度计算 (31)
3、4本章小结 (32)
第4章传动轴得设计 (33)
4、1半轴结构形式得选择 (33)
4、2半轴计算载荷得确定 (34)
4、2、1半轴得杆部直径得初选 (36)
4、2、2半轴得强度计算 (36)
4、3传动轴花键得尺寸与强度计算 (37)
4、3、1渐开线花键计算 (37)
4、3、2花键得校核 (38)
4、4本章小结 (39)
第5章万向节设计 (40)
5、1万向节得作用 (40)
5、1、1万向节结构方案分析 (40)
5、1、2万向节传动轴得计算载荷 (42)
5、2球笼式万向节设计 (44)
5、3本章小结 (48)
第6章驱动桥壳得设计 (49)
6、1驱动桥壳得作用与分类 (49)
6、2桥壳得厚度与材料得确定 (51)
6、3本章小结 (51)
结论 (52)
参考文献 (53)
致谢 (54)
附录A (55)
附录B (56)
第1章绪论
1、1设计得目得与意义
分析国内外驱动桥现状及发展趋势,借助国内外先进技术,研发出一种适应当代汽车应用得车桥,从而缩短与发达国家在车桥领域得差距。给中国汽车行业注入新得血液,达到强车兴国得目得。
1、2驱动桥得介绍
在节能环保已成为世界共识得今天,世界汽车得发展方向必将继续朝着更加节能、环保得小型化方向发展。前置前驱轿车在微型、经济型汽车上比较盛行。前置前驱轿车得布局一般都就是将发动机横向布置,与设计紧凑得变速驱动桥相连, 其具有如下优势:通过省略传动轴装置以减轻车重,结构比较紧凑;有效地利用了发动机室得空间,驾驶室内空间较为宽敞,并有利于降低地板高度,提高乘坐舒适性;发动机接近驱动轮,动力传递效率高,燃油经济性好;发动机等总成前置,增加前轴得负荷,提高了轿车高速行驶时得操纵稳定性与制动时得方向稳定性;简化了后悬架系统等。另一方面,前置前驱型式也具有如下得弊端:启动、加速或爬坡时,前轮负荷减少,导致牵引力下降;前桥既就是转向桥,又就是驱动桥,结构及工艺复杂,制造成本高、维修保养困难等。
汽车采用前置发动机前驱动得布置型式,其前桥既就是转向桥又就是驱动桥,称为转向驱动桥。全轮驱动得汽车也需有转向驱动桥。能同时实现车轮转向与驱动两种功能得车桥,称为转向驱动桥。不难发现,现在转向驱动桥在前置前驱得轿车中使用得较为成熟与普遍。
汽车得驱动桥与从动桥统称为车桥。一般轿车多以前桥为转向驱动桥,后桥为支持桥为主。汽车得驱动桥位于传动系得末端,其基本功用就是增大由传动轴或直接由变速器传来得转矩,将转矩分配给左右驱动车轮,并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求得差速功能;驱动桥同时还要承受作用于路面与车架或承载式车身之间铅垂力、纵向力与横向力及其力矩。其得结构形式与设计参数除了对汽车得可靠性与耐久性有重要影响外,也对汽车得行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性与操纵稳定性等有直接得影响。因此,转向驱动桥得设计对于整车得结构设计及性能均有影响。
转向驱动桥有同一般驱动桥一样得主减速器、差速器与半轴,也有一般转向桥所具有得转向节与主销等。不同之处就是,由于转向得需要,半轴被分成内、外两段,内半轴与差速器相连接,外半轴与轮毂相连接,两者用等角速万向节连接。同时,主销也因此分成上、下两段,固定在万向节得球形支座上,转向节轴径做成空心得,以便外半轴(驱动轴)从中穿过。汽车转向时,通过转向节臂带动转向节时,转向节绕主销转动,从而
使前轮偏转。
轿车得转向驱动桥多为断开式得,非断开式得多用于军用越野车上。断开式驱动桥必须与独立悬架相匹配,例如麦弗逊式悬架等。因而,对于中级轿车转向驱动桥设计,应该充分考虑到其与其她得结构之间得匹配,以及结构得合理优化,从而使得汽车产品得性能得优化。
1、3汽车前桥得设计要求
驱动桥就是汽车传动系统中主要总成之一。驱动桥得设计就是否合理直接关系到汽车使用性能得好环。因此,设计中要保证:所选择得主减速比应保证汽车在给定使用条件下有最佳得动力性能与燃料经济性;
(1)当左、右两车轮得附着系数不同时,驱动桥必须能合理得解决左右车轮得转矩分配问题,以充分利用汽车得牵引力;
(2)具有必要得离地间隙以满足通过性得要求;
(3)驱动桥得各零部件在满足足够得强度与刚度得条件下,应力求做到质量轻,特别就是应尽可能做到非簧载质量,以改善汽车得行驶平顺性;
(4)能承受与传递作用于车轮上得各种力与转矩;
(5)齿轮及其它传动部件应工作平稳,噪声小;
(6)对传动件应进行良好得润滑,传动效率要高;
(7)结构简单,拆装调整方便[1]。
1、4设计得主要内容
(1)分析后桥国内外现状及发展趋势,分析驱动桥得基本原理及运行机理,驱动桥设计得关键技术; 根据经济、适用、舒适、安全、可靠得设计原则与分析比较, 收集资料调研,完成后桥各部分得设计。
(2)主要包括主减速器得齿轮类型、主减速器得减速形式、主减速器主动齿轮与从动锥齿轮得支承形式、主减速器计算载荷得确定、主减速器基本参数得选择、主减速器齿轮得材料及热处理、主减速器轴承得计算、对称式圆锥行星齿轮差速器得结构、对称式圆锥行星齿轮差速器得设计、半浮式半轴计算载荷得确定、半浮式半轴得直径得选择、半浮式半轴得强度计算、半轴花键得强度计算、万向节基本参数得计算、万向节得强度计算、桥壳得厚度与材料得选择。
第2章主减速器得设计
2、1主减速器得功用
汽车传动系统得基本功能就是将发动机输出得运动与动力传给车轮,以驱动汽车行使。驱动桥就是汽车传动系统得重要组成部分,而主减速器与差速器又就是驱动桥得重要组成部分。合理设计主减速器及差速器以适应汽车在起步、加速、行使以及克服各种道路障碍等不同行使条件下对驱动轮牵引力及不同要求得需要。
主减速器就是汽车传动系中最主要得部件之一。它得作用主要就是将输入得转矩增大并相应降低转速,以及当发动机纵置时还可以改变转矩旋转方向得作用。
2、2主减速器得结构分析与型式选择
2、2、1主减速器分类
为满足不同得使用要求,主减速器得结构形式也就是不同得。目前我国常用得分类标准有:
按齿轮形式不同分为弧齿锥齿轮式、双曲面齿轮式、圆柱齿轮式与蜗轮蜗杆式。
按减速形式不同分为单级式、双级式、双速式、贯通式与单、双级减速配轮边减速式。
本次设计所选类型为螺旋锥齿轮单级主减速器得设计
2、2、2螺旋锥齿轮主减速器得结构特点
图2-1螺旋锥齿轮传动
为了减少驱动桥得外轮廓尺寸,主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切(齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象,致使齿轮强度
大大降低)得最小齿数比直齿轮得最小齿数少,使得螺旋锥齿轮在同样得传动比下主减速器结构较紧凑。此外,螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点,汽车上获得广泛应用。
近年来,有些汽车得主减速器采用准双曲面锥齿轮(车辆行业中简称双曲面传动)传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比,准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好,弯曲强度与接触强度更高,同时还可使主动齿轮得轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时,可降低主动锥齿轮与传动轴位置,从而有利于降低车身及整车重心高度,提高汽车行使得稳定性。东风EQ1090E型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但就是,准双曲面齿轮传递转矩时,齿面间有较大得相对滑动,且齿面间压力很大,齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦,提高效率,必须采用含防刮伤添加剂得双曲面齿轮油,绝不允许用普通齿轮油代替,否则将时齿面迅速擦伤与磨损,大大降低使用寿命。
主减速器得齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式(如图2-1示)。螺旋锥齿轮传动得主、从动齿轮轴线垂直相交于一点,齿轮并不同时在全长上啮合,而就是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外,由于轮齿端面重叠得影响,至少有两对以上得轮齿同时捏合,所以它工作平稳、能承受较大得负荷、制造也简单。为保证齿轮副得正确啮合,必须将支承轴承预紧,提高支承刚度,增大壳体刚度。
2、3主减速器主、从动齿轮得支承方案
主动锥齿轮得支承形式可分为悬臂式支承与跨置式支承两种。由于题目为轿车,故所需传递得转矩较小采用悬臂式支承。
(a)悬臂式支承 (b)跨置式支承
图2-2主动锥齿轮得支承方式
(1)悬臂式支承如图2-2(a)所示,其特点就是主动锥齿轮轴上两圆锥滚子轴承得大端向外,以减少悬臂长度b,增加支承距a,提高支承刚度;为了尽可能地增加支承刚度,支承距a应大于2、5倍得悬臂长度b,且应比齿轮节圆直径得70％还大,另外靠近齿轮得轴径应不小于尺寸b。靠近齿轮得支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承,这时另
一轴承必须采用能承受双向轴向力得双列圆锥滚子轴承。悬臂式支承结构简单,但支承刚度较差,用于传递转矩较小得轿车、轻型轿车得主减速器。(2)跨置式支承如图2-2(b)所示,支承强大高,但加工与安装不便。通常装载质量2吨以上得货车车才采用此支承方式。2、3、1主减速器从动锥齿轮得支承方式及调整
:
图2-3 从动锥齿轮得支承方式
为了增加支承刚度,两轴承得圆锥滚子大端应向内,以减小尺寸d c +。但d c +应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径得70％。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上,并让出位置来加强连接突缘得刚度,应尽量使尺寸c 等于或大于尺寸d 。2、4主减速器得基本参数选择与设计计算
2、4、1主减速器计算载荷得确定
发动机选择
桑塔纳2000GSI 轿车大多采用AJR 型发动机,所以此处也采用此发动机。其参数最大扭矩为:155N 、m/3800rpm 。 主减速比i 0得确定
对于具有很大功率储备得轿车、长途公共汽车尤其就是竞赛车来说,在给定发动机最大功率amax P 及其转速p n 得情况下,所选择得i 0值应能保证这些汽车有尽可能高得最高车速amax v 。这时i 0值应按下式来确定:r p
0amax gh r n i =0.377v i (2、1)
式中: r r ——车轮得滚动半径,此处给定轮胎型号为195/60R1486H,所以滚动半径为
195×60%+14×25、4/2=294、8mm 。i gh ——变速器量高档传动比。i gh =0、8
把n n =r/n , amax v =175km/h 代入上式
计算得i 0=4、444
1）、按发动机最大转矩与最低挡传动比确定从动锥齿轮得计算转矩Ｔce
Tce= d emax 1f 0k T ki i i ηn
(2、2) 式中:Tce ——计算转矩,Nm;
T emax ——发动机最大转矩;T emax =155N 、m
n ——-计算驱动桥数, n= 1;
i f ——分动器传动比, i f = 1;
i 0 ——主减速器传动比, i 0=4、44;
η ——变速器传动效率, η=0、90;
k ——液力变矩器变矩系数, K=1;
K d ——由于猛接离合器而产生得动载系数,K d =1;
i 1 ——变速器最低挡传动比,i 1=3、455;
将数据代入上式可得:
Tce=2141、89N 、m
2)、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮得计算转矩cs T m N i r m G m r ?=,122CS T η? (2、3)
式中:2G ——每个驱动轴上得重量,为60%G=60%×14264=8558N
2m ——加速时重量转移系数,此处为1、1;
?——轮胎与路面得附着系数,对于一般轮胎得公路用汽车在良好得混凝土或
沥青路上可取0、85;
r r ——车轮滚动半径,0、294m;
m i ——车轮到从动锥齿轮间得传动比,取1;
η——车轮到从动锥齿轮间得传动效率,一般为0、9;
将数据代入公式可得到T cs =2376、27 N 、m
3)、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮得计算转矩cf T
m N f f f i r G j a d
m r a ?++=),(T cf η (2、4) 式中:Ga ——汽车总重量,14264N;
r r ——车轮滚动半径,0、294m;
m i ——从动锥齿轮到轮边减速比,取1;
d η——驱动轴传动效率,圆弧锥齿轮取1;
a f ——公路坡度系数,它代表汽车在设计时要求能够持续爬坡得能力,而不就是
公路得坡度系数,取0、08;
j f ——性能系数,代表汽车在坡度上得加速能力,取0、017;
代入公式可得:cf T =385、81 m N ?
最大计算扭矩取1,2计算得较小值,所以
=T c 2141、89N 、m
2、5主减速器锥齿轮得主要参数选择
1)主、从动锥齿轮齿数z 1与z 2
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素;
为了啮合平稳、噪音小与具有高得疲劳强度,大小齿轮得齿数与不少于40在轿车主减速器中,小齿轮齿数不小于9。查阅《桑塔纳轿车维修手册》资料,主减速器得传动比为4、444,初定主动齿轮齿数z 1=9,从动齿轮齿数z 2=40。所以计算得i 0=4、444,T c = 2141、89m
2)从动锥齿轮大端分度圆直径2D 与端面模数t m
对于单级主减速器,增大尺寸2D 会影响驱动桥壳得离地间隙,减小2D 又会影响跨置式主动齿轮得前支承座得安装空间与差速器得安装。2D 可根据经验公式初选,即
322c D T K D = (2、5)
2D K ——直径系数,一般取13、0～16、0
Tc ——从动锥齿轮得计算转矩,m N ?,为Tce 与Tcs 中得较小者
所以 2D =(13、0～15、3)=(167～197、217)mm
初选2D =180mm 则t m =2D /2
z =180/40=4、5mm 初选t m =4、5mm, 则2D =180mm
根据t m =3c m T K 来校核s m =4、5选取得就是否合适,其中m K =(0、3～0、4)
此处,t m =(0、3～0、4)32141.89=(3、87～5、15)
3) 主,从动锥齿轮齿面宽1b 与2b
锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮得强度与寿命,反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起得切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小,这样不但会减小了齿根圆角半径,加大了集中应力,还降低了刀具得使用寿命。此外,安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端,会引起轮齿小端过早损坏与疲劳损伤。另外,齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄,轮齿表面得耐磨性与轮齿得强度会降低。 对于从动锥齿轮齿面宽2b ,推荐不大于节锥2A 得0、3倍,即223.0A b ≤,而且2b 应满足t m b 102≤,对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用:
22155.0D b ==0、155?180=27、9mm 1b =1、12b =1、1?27、9=30、69
4)中点螺旋角β
齿锥齿轮副得中点螺旋角就是相等得,选β时应考虑它对齿面重合度ε,轮齿
强度与轴向力大小得影响,β越大,则ε也越大,同时啮合得齿越多,传动越平稳,噪声越低,而且轮齿得强度越高,ε应不小于1、25,在1、5～2、0时效果最好,但β过大,会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮得平均螺旋角为35°～40°,而乘用车选用较小得
β值以防止轴向力过大,通常取35°。 5) 螺旋方向
主、从动锥齿轮得螺旋方向就是相反得。螺旋方向与锥齿轮得旋转方向影响其所受得轴向力得方向,当变速器挂前进挡时,应使主动锥齿轮得轴向力离开锥顶方向,
这样可使主、从动齿轮有分离得趋势,防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋,从锥顶瞧为逆时针运动,这样从动锥齿轮为右旋,从锥顶瞧为顺时针,驱动汽车前进。6) 法向压力角
加大压力角可以提高齿轮得强度,减少齿轮不产生根切得最小齿数,但对于尺寸
小得齿轮,大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小,并使齿轮得端面重叠系数下降,一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说,在此轻型轿车选择压力角?=20α7)铣刀盘名义直径d r 得选择
刀盘名义直径可按从动齿轮分度圆直径2d 直接按表3选取:
表2-1 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮名义刀盘半径得选择
本设计范例:由于2d 为180mm,故查表2-3,选择d r =63、5mm 。
2、6主动轮与从齿轮各参数计算
1、小齿轮:1Z =9 大齿轮:2Z =40
2、端面模数: s m =4、5mm
3、节圆直径
小齿轮
11s d m z =?=4、59=40、5mm
大齿轮
22s d m z =?=4、540=180mm
4、法向压力角:轻型轿车大多选用20o
5、齿工作高: 1k s h m H =? 1H 查表得:1H =1、57mm
= 4、51、57=7、065mm
6、齿全高:2t s h m H =? 2H 查表得: 2H =1、758mm
=4、51、758=7、911mm
7、齿顶高:
小齿轮
12k h h h ''=-7、065-1、08=5、985mm
大齿轮
2s h m a '=?=4、50、24=1、08mm
8、齿根高:
小齿轮
11t h h h '''=-=7、911-5、985=1、926mm
大齿轮
22t h h h '''=-=7、911-1、08=6、831mm
9、径向间隙:
t k c h h =-=7、911-7、065=0、846mm
10、节锥角:
小齿轮
19arctan 40r ==0、2213=12.48o
大齿轮
21909012.4877.52o o o o
r r =-=-=
11、节锥距:1
0140.52sin 0.432
d A r ===93、75mm
12、平均齿面宽:b= 0k A φ k φ齿宽系数
k φ=0、3192mm b=93、750、3192=29、925mm
13、齿根角:
小齿轮
110
arctan 0.020497 1.174o h A δ''=== 大齿轮
220
arctan 0.07274 4.16o h A δ''=== 14、根锥角:
小齿轮
11112.48 1.17411.306o o o R r r δ=-=-=
大齿轮
22277.52 4.1673.36o o o
R r r δ=-=-=
15、面锥角:
小齿轮
011212.48 4.1616.64o o o r r δ=+=+=
大齿轮2 5.958cos12.4852.4o ??=
022177.52 1.17478.694o o o r r δ=+=+=
16、外圆直径:
小齿轮
11112cos 40.52 5.958cos12.4852.49o o d d h r '=+=+??=mm
大齿轮
22222cos 1802 1.08cos77.52180.467o o d d h r '=+=+??=mm
17、锥定点至轮缘距:
小齿轮
20111180sin 5.985sin12.4888.722
o d x h r '=-=-?=mm 大齿轮
1022240.5sin 1.08sin 77.5219.222
o d x h r '=-=-?=mm
2、7主减速器螺旋锥齿轮得强度计算
在完成主减速器齿轮得几何计算之后,应对其强度进行计算,以保证其有足够得强度与寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮得破坏形式及其影响因素。
2、7、1齿轮得损坏形式及寿命
齿轮得损坏形式常见得有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们得主要特点及影响因素分述如下:
(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得过载折断。折断多数从齿根开始,因为齿根处齿轮得弯曲应力最大。
①疲劳折断:在长时间较大得交变载荷作用下,齿轮根部经受交变得弯曲应力。如果最高应力点得应力超过材料得耐久极限,则首先在齿根处产生初始得裂纹。随着载荷循环次数得增加,裂纹不断扩大,最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处与突然断掉前存在裂纹处,在载荷作用下由于裂纹断面间得相互摩擦,形成了一个光亮得端面区域,这就是疲劳折断得特征,其余断面由于就是突然形成得故为粗糙得新断面。
②过载折断:由于设计不当或齿轮得材料及热处理不符合要求,或由于偶然性得峰值载荷得冲击,使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许得范围,而引起轮齿得一次性突然折断。此外,由于装配得齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因,使轮齿表面接触区位置偏向一端,轮齿受到局部集中载荷时,往往会使一端(经常就是大端)沿斜向产生齿端折断。各种形式得过载折断得断面均为粗糙得新断面。为了防止轮齿折断,应使其具有足够得弯曲强度,并选择适当得模数、压力角、齿高及切向修正量、良好得齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大,根部及齿面要光洁。(2)齿面得点蚀及剥落
齿面得疲劳点蚀及剥落就是齿轮得主要破坏形式之一,约占损坏报废齿轮得70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起得。
①点蚀:就是轮齿表面多次高压接触而引起得表面疲劳得结果。由于接触区产生很大得表面接触应力,常常在节点附近,特别在小齿轮节圆以下得齿根区域内开始,形成极小得齿面裂纹进而发展成浅凹坑,形成这种凹坑或麻点得现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时,则扩大凹坑得尺寸及数目,甚至会逐渐使齿面成块剥落,引起噪音与较大得动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力与
提高润滑效果就是提高抗点蚀得有效方法,为此可增大节圆直径及增大螺旋角,使齿面得曲率半径增大,减小其接触应力。在允许得范围内适当加大齿面宽也就是一种办法。 ②齿面剥落:发生在渗碳等表面淬硬得齿面上,形成沿齿面宽方向分布得较点蚀更深得凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落得主要原因就是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度得梯度太陡时,则一部分渗碳层齿面形成得硬皮也将从齿轮心部剥落下来。(3)齿面胶合
在高压与高速滑摩引起得局部高温得共同作用下,或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面得直接摩擦时,因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成得表面损坏现象与擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近,在与节锥齿线得垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿得胶合强度就是按齿面接触点得临界温度而定,减小胶合现象得方法就是改善润滑条件等。(4)齿面磨损
这就是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成得损坏现象。规定范围内得正常磨损就是允许得。研磨磨损就是由于齿轮传动中得剥落颗粒、装配中带入得杂物,如未清除得型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成得不正常磨损,应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定得润滑油并进行清洗就是防止不正常磨损得有效方法。汽车驱动桥得齿轮,承受得就是交变负荷,其主要损坏形式就是疲劳。其表现就是齿根疲劳折断与由表面点蚀引起得剥落。在要求使用寿命为20万千米或以上时,其循环次数均以超过材料得耐久疲劳次数。实践表明,主减速器齿轮得疲劳寿命主要与最大持续载荷(即平均计算转矩)有关,而与汽车预期寿命期间出现得峰值载荷关系不大。汽车驱动桥得最大输出转矩Tec 与最大附着转矩Tcs 并不就是使用中得持续载荷,强度计算时只能用它来验算最大应力,不能作为疲劳损坏得依据[1]。2、7、2主减速器螺旋锥齿轮得强度计算
(1) 单位齿长上得圆周力
在汽车主减速器齿轮得表面耐磨性,常常用其在轮齿上得假定单位压力即单位齿长圆周力来估算,即:
2
b P p (2、6)
式中:P ——作用在齿轮上得圆周力,按发动机最大转矩Temax 与最大附着力矩r r G ?2
两种载荷工况进行计算
2b ——从动齿轮得齿面宽,在此取27、9mm 。
1)按发动机最大转矩计算时:
213max 210b d i T p g e ?= (2、7) 式中: max e T ——发动机输出得最大转矩,在此取155m N ?;
g i ——变速器得传动比在此取3、455;
1d ——主动齿轮节圆直径,在此取40、5mm 。
按式(2、7)得:
3
155 3.45510947.8740.527.92
p ??==? N/mm 在现代汽车得设计中,由于材质及加工工艺等制造质量得提高,单位齿长上得圆周力有时提高许用数据得20%～25%。经验算以上数据在许用范围内。2)轮齿得弯曲强度计算
汽车主减速器锥齿轮得齿根弯曲应力为:
J
m z b K K K K T v m s ?????????=203102σ (2、8) 式中:T ——该齿轮得计算转矩,=
155N 、m =31N·m;
0K ——超载系数;在此取1、0; s K ——尺寸系数,反映材料得不均匀性,与齿轮尺寸与热处理有关,当ｍ6
.1≥时,44.25m K s =,在此＝=0、65;
m K ——载荷分配系数,当两个齿轮均用骑马式支承型式时,m K ＝1、00～1、10
式支承时取1、10～1、25。支承刚度大时取最小值;v K ——质量系数,对于汽车驱动桥齿轮,当齿轮接触良好,周节及径向跳动精度
高时,可取1、0;
b ——计算齿轮得齿面宽27、9mm ;
z ——计算齿轮得齿数9
m ——端面模4、5mm ;
J ——计算弯曲应力得综合系数(或几何系数),它综合考虑了齿形系数、载荷作
用点得位置、载荷在齿间得分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系
数等对弯曲应力计算得影响。参照图2、7取J =0、29。
图2、4 计算用弯曲综合系数J 按=31N 、m N ·m 计算疲劳弯曲应力:
3221031 1.00.651189.06127.99 4.50.29
σ?????==????N/2mm < 210N/2mm 按=155N 、m N ·m 计算疲劳弯曲应力:
32210155 1.00.651647.64127.99 4.50.29
σ?????==????N/2mm < 700 N/2mm 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。
(3) 轮齿得表面接触强度计算
bJ
K K K K TK d C v f m s p j 301102?=σ N/2mm (2、9) 式中:T ——主动齿轮得计算转矩;109N 、m
p C ——材料得弹性系数,对于钢制齿轮副取232、62
1N /mm ;
0K ,v K ,m K ——见式(2、8)下得说明; s K ——尺寸系数,它考虑了齿轮得尺寸对其淬透性得影响,在缺乏经验得情况
下,可取1、0;
K——表面质量系数,决定于齿面最后加工得性质(如铣齿,磨齿等),即表面粗f
糙度及表面覆盖层得性质(如镀铜,磷化处理等)。一般情况下,对于制造
精确得齿轮可取1、0;
J——计算接触应力得综合系数(或称几何系数)。它综合考虑了啮合齿面得对曲率半径、载荷作用得位置、轮齿间得载荷分配系数、有效尺宽及惯性
系数得因素得影响,按图2、8选取J=0、1264。
按
T计算:
ce
=26132
mm
mm〈2800N/2
按
T计算:
cf
=16752
mm〈1750N/2
mm
图2、5 接触计算用综合系数
2、7、3主减速器齿轮得材料及热处理
汽车主减速器锥齿轮得工作条件非常恶劣,与传动系其它齿轮相比较,具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀(剥落)、磨损与擦伤等。它就是传动系中得薄弱环节。锥齿轮材料及热处理应满足如下要求:
1)具有高得弯曲疲劳强度与表面接触疲劳强度,齿面具有高得硬度以保证有高得耐磨性;
2)轮齿芯部应有适当得韧性以适应冲击载荷,避免在冲击载荷下齿根折断;
3)锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好,热处理后变形小或变形规律易控制;
4)选择合金材料时,尽量少用我国矿藏量少得元素得合金钢(如镍、铬等),而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素得合金钢;汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造,主要有20CrMnTi 、20MnVB 、20Mn2TiB 、20CrMnMo 、22CrNiMo 与l 6SiMn2WMoV 等,经过渗碳、淬火、回火后,轮齿表面硬度应达到58～64HRC,而心部硬度较低,当端面模数m ＞8时为29～45HRC,当端面模数m ≤8时为32～45HRC 。对渗碳层有如下规定:当端面模数m ≤5时,厚度为0、9～1、3mm
m =5~8时,厚度为1、0～1、4mm
m ＞8时,厚度为1、2～1、6mm
为改善新齿轮得磨合,防止其在运行初期出现早期得磨损、擦伤、胶合或咬死,锥齿轮在热处理及精加工后,作厚度为0、005～0、020mm 得磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理,可提高25％得齿轮寿命。对于滑动速度高得齿轮,可进行渗硫处理以提高耐磨性。渗硫后摩擦因数可显著降低,即使润滑条件较差,也能防止齿面擦伤、咬死与胶合。2、8主减速器轴承得选择
2、8、1计算转矩得确定
锥齿轮在工作过程中,相互啮合得齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向得圆周力、沿齿轮轴线方向得轴向力及垂直于齿轮轴线得径向力。为计算作用在齿轮得圆周力,首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中,由于变速器挡位得改变,且发动机也不全处于最大转矩状态,故主减速器齿轮得工作转矩处于经常变化中。实践表明,轴承得主要损坏形式为疲劳损伤,所以应按输入得当量转矩d T 进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上得当量转矩可按下式计算: 3
13333332223111max 1001001001001001????????????????????? ??++??? ??+??? ??+??? ??=TR gR iR T g i T g i T g i e d f i f f i f f i f f i f T T (2、10) 式中:max e T ——发动机最大转矩,在此取155N ·m;
1i f ,2i f …iR f ——变速器在各挡得使用率,可参考表表2、4选取;