整体式单级主减速器设计

整体式单级主减速器设计2.1主减速器结构方案设计主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而不同。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。单级主减速器通常采用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮传动。2.1.1螺旋锥齿轮传动螺旋锥齿轮传动(图2-1a)的主、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，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。图2-1主减速器齿轮传动形式a)螺旋锥齿轮传动b)双曲面齿轮传动c)圆柱齿轮传动d)蜗杆传动2.1.2双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动(图2-1b)的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E，此距离称为偏移距。由于偏移距E的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角(图6-4)。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比(2-1)图2-2双曲面齿轮副受力情况式中,F1、F2分别为主、从动齿轮的圆周力；β1、β2分别为主、从动齿轮的螺旋角。螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角(图2-2)。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。双曲面齿轮传动比为(2-2)式中，——双曲面齿轮传动比；、分别——主、从动齿轮平均分度圆半径。螺旋锥齿轮传动比为(2-3)令，则。由于，所以系数K1，一般为1.25～1.50。这说明：1)当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。2)当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。3)当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点：1)在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。2)由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的大于从动齿轮的，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30％。3)双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。4)双曲面主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。6)双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96％，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99％。2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。4)双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。单级主减速器由一对圆锥齿轮、，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。鉴于单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。双曲面齿轮优点突出，所以采用的是双曲面齿轮单级减速器。2.2主减速器主从动锥齿轮的支承方案选择主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，与齿轮的支承刚度密切相关。2.2.1主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。悬臂式支承结构(图2-3a)的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度倪和增加两支承间的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70％还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的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的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。图2-3主减速器锥齿轮的支承形式a)主动锥齿轮悬臂式b)主动锥齿轮跨置式c)从动锥齿轮悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。跨置式支承结构(图2-3b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。本设计例题是主减速器传递转矩较小的货车，因此采用悬臂式支承结构。2.2.2从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承(图2-3c)，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70％。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承(图2-4)。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图2-5所示。图2-4从动锥齿轮辅助支承图2-5主、从动锥齿轮的许用偏移量2.3主减速器的基本参数选择和设计计算2.3.1主减速比的确定主减速比i0的大小，对主减速器的结构型式、轮廓尺寸及质量的大小影响很大。主减速比i0的选择，应在汽车总体设计时和传动系的总传动比(包括变速器、分动器和加力器、驱动桥等传动装置的传动比)一起，由汽车的整车动力计算来确定。正如传动系的总传动比及其变化范围(／)为设计传动系组成部分的重要依据一样，驱动桥的主减速比是主减速器的设计依据，是设计主减速器时的原始参数。传动系的总传动比(其中包括，主减速比i0)，对汽车的动力性、燃料经济性有非常重大的影响，发动机的工作条件也和汽车传动系的传动比(包括主减速比)有关。可采用优化设计方法对发动机参数与传动系的传动比以及主减速比i0进行最优匹配。对于具有很大功率的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时i0值应按下式来确定：和（2-4）式中：——车轮的滚动半径，m；——最大功率时的发动机转速，r／min；——汽车的最高车速，km／h；——变速器最高挡传动比，通常为1。对于其他汽车来说，为了用稍微降低最高车速的办法来得到足够的功率储备，主减速比i0一般应选得比按式(6-1)求得的要大10％～25％，即按下式选择：(2-5)式中：——变速器最高挡(直接挡或超速挡)传动比；——分动器或加力器高挡传动比；——轮边减速器传动比。按式(2-4)或式(2-5)求得的i0值应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到主、从动主减速齿轮可能有的齿数，对i0值予以校正并最后确定下来。2.3.2主减速器齿轮计算载荷确定除了主减速比i0及驱动桥离地间隙外，另一项原始参数便是主减速器齿轮的计算载荷。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。这里采用格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。(1)按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩(2-6)式中，——计算转矩(N·m)；——计算驱动桥数；——主减速器传动比；——变速器一挡传动比；——分动器传动比；——发动机到万向传动轴之间的传动效率；——液力变矩器变矩系数，,——最大变矩系数；——发动机最大转矩（N·m）；Kd——猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器Kd=1，手动操纵的机械变速器高性能赛车Kd=3，性能系数fi=0的汽车Kd=1；fi0的汽车Kd=2或由经验选定。其计算公式如下：注：与选取参看下表表2-1n与if选取表车型高挡传动比与低挡传动比的关系4×4/21/226×6/32/33(2)按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩(2-7)式中，——计算转矩(N·m)；——满载状态下一个驱动桥上的静载荷（N）；——汽车最大加速度时的后轴负载荷转移系数，乘用车：1.2～1.4，商用车：1.1～1.2；——轮胎与路面间的附着系数，在安装一般轮胎的汽车在良好的混凝土或沥青路上，取0.85，对于安装防侧滑轮胎的乘用车可取1.25，对于越野车一般取1.0；——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；——主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；(3)按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf(2-8)式中，Tcf——计算转矩(N·m)；Ga——汽车满载总重量；fR——道路滚动阻力系数，对于轿车可取0.010~0.015；对于货车可取0.015~0.020；对于越野车可取0.020～0.035fH——平均爬坡能力系数，对于轿车可取0.08；对于货车和公共汽车可取0.05~0.09；长途公共汽车可取0.06～0.10对于越野车可取0.09～0.30fi——汽车性能系数，取值同前。其它参数同前。用式(6-3)和式(6-4)求得的计算转矩是从动锥齿轮的最大转矩，不同于用式(6-5)求得的日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩取前面两种的较小值，即；当计算锥齿轮的疲劳寿命时，取Tcf。主动锥齿轮的计算转矩为(2-9)式中，——主动锥齿轮的计算转矩(N·m)；——主传动比；——主、从动锥齿轮间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮副，取95％；对于双曲面齿轮副，当6时，取85％，当≤6时，取90％。结合本设计，按照式（2-