《主减数器齿轮载荷计算讲课教案》由会员分享，可在线阅读，更多相关《主减数器齿轮载荷计算讲课教案（91页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。
1、车桥设计车桥设计(shj)培训（三）培训（三）1主减速齿轮载荷计算(j sun)和参数选择第一页，共91页。目录目录(ml)主减速器齿轮基本参数的选择与设计主减速器齿轮基本参数的选择与设计(shj)(shj)计算计算一、主减速器齿轮计算一、主减速器齿轮计算(j sun)(j sun)载荷的确定载荷的确定二、主减速器齿轮基本参数的选择二、主减速器齿轮基本参数的选择2.1 2.1 主、从动齿轮齿数主、从动齿轮齿数2.2 2.2 从动锥齿轮节圆直径和端面模数从动锥齿轮节圆直径和端面模数2.3 2.3 螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的齿宽螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的齿宽2.4 2.4 双曲面小齿轮偏移距和偏移方向
2、双曲面小齿轮偏移距和偏移方向2.52.5 螺旋角螺旋角的选择的选择2.62.6 螺旋方向的选择螺旋方向的选择2.72.7 法向压力角的选择法向压力角的选择第二页，共91页。一、主减速器齿轮一、主减速器齿轮(chln)计算载荷的确定计算载荷的确定 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(j sun)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(j sun)载荷。即第三页，共91页。由(1-12)和(1-13)求得的计算载荷为最大转矩，而不是
3、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(cngdng)齿轮的平均计算转矩Tjm第四页，共91页。第五页，共91页。二、主减速器齿轮二、主减速器齿轮(chln)基本参数的选择基本参数的选择1.1.主、从动主、从动(cngdng)(cngdng)齿轮齿数的选择齿轮齿数的选择 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(jnyn)，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
4、。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6810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第六页，共91页。第七页，共91页。2.2.从动从动(cngdng)(cngdng)锥齿轮节圆直径及端面模数的选择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(cngdng)齿轮的节圆直径，可根据该齿轮
5、的计算转矩，按经验公式选出：第八页，共91页。研究表明，主减速器齿轮主要与最大持续载荷有关(yugun)，而与汽车寿命期间出现的峰值载荷关系不大第九页，共91页。3.3.螺旋螺旋(luxun)(luxun)锥齿轮与双曲面齿轮齿宽锥齿轮与双曲面齿轮齿宽F F的选择的选择 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F10m。对于(duy)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(t go)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
6、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。第十页，共91页。4.4.双曲面小齿轮偏移及偏移方向双曲面小齿轮偏移及偏移方向(fngxing)(fngxing)的选择的选择 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(dxio)及偏移方向是该传动的重要参数第十一页，共91页。 选择E值时应考虑的问题：E值过大，将导致齿面纵向滑动(hudng)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
7、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(rgu)主动齿轮在从动齿轮中心线上方，则为上偏移，反之下偏移。第十二页，共91页。2.5 2.5 螺旋螺旋(luxun)(luxun)角角的选择的选择 螺旋(luxun)角的定义见图 螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的螺旋角是齿线上任(shng rn)一点C处的切线T与该点和节锥顶点O的连线
8、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。第十三页，共91页。 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(zoyn)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
9、准中推荐35。F/mF/m是齿面宽与模数之比是齿面宽与模数之比第十四页，共91页。2.6 2.6 螺旋螺旋(luxun)(luxun)方向的选择方向的选择 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(zuxing)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(luxun)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。第十五页，共91页。2.7 2.7 法向压力法
10、向压力(yl)(yl)角角的选择的选择 加大压力角可以提高轮齿的强度，减少齿轮不产生(chnshng)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(luxun)锥齿轮来说，轿车选用1430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2230的平均压力角。当小齿轮齿Z18时，其平均压力角则选用2115。
11、第十六页，共91页。17主减速器从动齿轮计算载荷(zi h): T2je= (Temax*il*K0*T)/n=（250*5.441*3.273*1*0.95）/14229.5(Nm) T2j =( m2*G2*Rr)/(LB*iLB) =（1*15533*0.8*0.364）/（0.95*1）4761.27(Nm) T2jm= Rr* ( Ga+ Gt)* (fR+fH+fp)/(LB*iLB*n) = 0.364*（26607+0）*（0.02+0.09+0）/（0.95*1*1）1121.42(Nm)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(zi
12、 h)；T2j按最大附着力计算的从动齿轮载荷(zi h)；T2jm按汽车日常行驶计算的从动齿轮平均计算载荷(zi h)；P201示例(shl)：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=5.441 i6=0.794轮胎滚动半径R =0.364m后桥主减速比I0=3.273第十七页，共91页。 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(cngdng)齿轮之间的传动系最低档传动比，即 5.441*3.27317.81
13、； T由发动机至所计算的主减速器从动(cngdng)齿轮之间的传动效率，取T =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*9.815533； 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*T* hg)/( Rr*L* G2)=1+（250*5.441*3.273*0.95*0.364
14、）/（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。第十八页，共91页。 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。 LB、iLB分别为由所计算的主减速器从动(cngdng)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*9.826607(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 =0.0100.015；对于载货汽车可取0.0150.020；对于越
15、野汽车可取0.0200.035。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0.050.09；对长途公共汽车取0.060.10；对越野汽车取0.090.30。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、T2j的大小， T2je比较小，所以用它来计算从动(cngdng)齿轮最大应力。第十九页，共91页。2 2、主减速器主动齿轮计算载荷、主减速器主动齿轮计算载荷: : T1je= T2je /(I0*)= 4229.5/ T1je= T2je /(I0*)= 422
16、9.5/（36/11*0.9736/11*0.97）1332.31(Nm)1332.31(Nm) T1j= T2j/(I0*)=4761.27/ T1j= T2j/(I0*)=4761.27/（36/11*0.9736/11*0.97）1499.83 (Nm)1499.83 (Nm) T1jm= T2jm /(I0*)=1121.42/ T1jm= T2jm /(I0*)=1121.42/（36/11*0.9736/11*0.97）353.25(Nm)353.25(Nm)上式中各参数值为：上式中各参数值为：T1jeT1je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；按发动机最大转
17、矩配以传动系最低挡传动比计算的主动齿轮载荷；T1jT1j按最大附着力计算的主动齿轮载荷；按最大附着力计算的主动齿轮载荷；T1jmT1jm按汽车日常行驶按汽车日常行驶(xngsh)(xngsh)计算的主动齿轮平均计算载荷；计算的主动齿轮平均计算载荷；I0I0主减速器传动比，取值为主减速器传动比，取值为36/1136/11；主减速器主被动齿轮的传动效率，双曲面齿轮取主减速器主被动齿轮的传动效率，双曲面齿轮取0.960.960.980.98，此处取值为，此处取值为0.970.97；第二十页，共91页。谢谢谢谢(xi xie)！第二十一页，共91页。主减速器圆弧齿及延伸外摆线齿螺旋主减速器圆弧齿及延伸
18、外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的几何锥齿轮与双曲面齿轮的几何(j h)尺尺寸计算和强度计算寸计算和强度计算2014年9月19日第二十二页，共91页。主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸(ch cun)计算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第二十三页，共91页。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第二十四页，共91页。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
19、动齿轮为顺时针，从动齿轮为反时针第二十五页，共91页。主减速器圆弧齿双曲面齿轮主减速器圆弧齿双曲面齿轮(chln)的几何尺寸计算的几何尺寸计算双重收缩齿的有点在于能提高双重收缩齿的有点在于能提高(t go)小齿轮粗切工序的效率。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。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
20、齿厚善，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。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。第二十六页，共91页。延伸外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的几何尺寸延伸外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的几何尺寸(ch cun)计算计算延伸延伸(ynshn)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分 为普通型螺旋锥齿轮和特性螺旋锥齿轮。为普通型螺旋锥齿轮和特性螺旋锥齿轮。 第二十七页，共91页。主减速器圆弧齿及延伸外摆线齿螺旋主减速器圆弧齿及延伸外
21、摆线齿螺旋(luxun)锥齿轮与锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算双曲面齿轮的强度计算在完成在完成(wn chng)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，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。解齿轮的损坏形式。1.齿轮的损坏齿轮的损坏(snhui)形式形式（1）轮齿折断）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。
22、折断多由齿根开始，因为齿根处轮齿的弯曲应力最大。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。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，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。而引起齿轮的一次性突然折断。第二十八页，共91页。为了为了(wi le)防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选
23、择适当的模数、压力角、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。及齿面要光洁。（2）齿面的点蚀及剥落）齿面的点蚀及剥落(blu)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。它主要是由于表面以上。它主要是由于表面(biomin)接触强度不足而引起的。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
24、表面疲劳结果点蚀：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，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。更深的凹坑。（3）齿面胶合）齿面胶合 在高压和告诉滑磨引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破在高压和告诉滑磨引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。
25、（4）齿面磨损）齿面磨损 系轮齿齿面间相互滑动、研磨系轮齿齿面间相互滑动、研磨 或划痕所造成的损坏现象。或划痕所造成的损坏现象。第二十九页，共91页。2.主减速器圆弧齿及延伸外摆线主减速器圆弧齿及延伸外摆线(bi xin)齿螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的齿螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的强度计算强度计算(1)”格里森格里森”制圆弧齿螺旋制圆弧齿螺旋(luxun)锥齿轮与双曲面齿轮的强度计锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算算1单位单位(dnwi)齿长上的圆周力齿长上的圆周力 在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其轮齿上的假定单位压力即单位齿长上的圆周力来估算，即N/mm式中；P作用在齿轮上的圆周力，按发
26、动机最大转矩 和最大附着力矩 ，两种载荷工况进行计算，N； F从动齿轮的齿面宽，mm第三十页，共91页。按发动机最大转矩计算(j sun)时：N/mm式中： 发动机最大转矩； 变速器传动比； 主动(zhdng)齿轮节圆直径。第三十一页，共91页。式中： 汽车满载时一个驱动(q dn)桥给水平地面的最大负荷；对后驱动(q dn)桥还 应考虑汽车最大加速时的负荷增大量； 轮胎与地面的附着系数； 轮胎的滚动半径； 主减速器从动齿轮节圆直径。按最大附着力计算(j sun)时：第三十二页，共91页。附着系数一挡二挡直接挡轿车8935363218930.85载货汽车142925014290.85公共汽车9
27、822140.86牵引汽车5362500.65 许用单位(dnwi)齿长上的圆周力在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量(zhling)的提高，单位齿长上的圆 周力有时高出表中数据的20%30%。第三十三页，共91页。2轮齿的弯曲轮齿的弯曲(wnq)强度计算强度计算汽车(qch)主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力为式中： 该齿轮的计算转矩 超载系数 尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。 当端面模数 时， 载荷分配(fnpi)系数，当两个齿轮均用骑马式支撑形式时， =1-1.1；当 一个齿轮用骑马式支撑时， =1.1-1.25。支撑刚度大时取小值；
28、质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取第三十四页，共91页。F计算齿轮(chln)的齿面宽；Z计算齿轮(chln)的齿数；M端面模数；J计算弯曲应力用的综合系数，它综合考虑了齿形系数。载荷作用点的位置、 载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。第三十五页，共91页。3轮齿的齿面接触轮齿的齿面接触(jich)强度计算强度计算式中， 主动(zhdng)齿轮最大转矩； 主动(zhdng)齿轮工作转矩； 材料的弹性系数； 主动(zhdng)齿轮节圆直径； 尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1；第三
29、十六页，共91页。 表面质量系数(xsh)，决定于齿面最后加工的性质。一般情况下 对于制造精确的齿轮可取1； F齿面宽，取齿轮副中的较小值（一般为从动齿轮齿面宽）； J计算接触应力的综合系数(xsh)。4强度计算后齿轮尺寸强度计算后齿轮尺寸(ch cun)的调整的调整 如前所述，强度计算所得的弯曲应力(yngl)和接触应力(yngl)应不超过它们的许用应力(yngl)，否则应加大齿轮尺寸，使其计算应力(yngl)在许用应力(yngl)的范围内。加大后的齿轮尺寸，可近似地按以下两式求得。第三十七页，共91页。按弯曲(wnq)强度:按接触(jich)强度：式中： 加大尺寸的齿轮(chln)的节圆直
30、径； 原试选的齿轮(chln)的节圆直径； 原试选的齿轮(chln)的计算弯曲应力； 许用弯曲应力； 原试选的齿轮(chln)的计算接触应力； 许用接触应力。第三十八页，共91页。(2)”奥利康奥利康”制延伸外摆线制延伸外摆线(bi xin)齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算 “奥利康”制延伸外摆线等高齿锥齿轮与“格里森”制圆弧线渐宿齿锥齿轮相比，虽然它们的齿制不同且各具特点，但在齿轮尺寸（节圆直径、模数、齿面宽）及压力角等相同的情况下，这两种齿轮的弯曲强度和接触强度也都是分别相近的。因此，有的资料中曾推荐过按通常圆弧齿锥齿轮的强度计算(j sun)方法来进行
31、延伸外摆线等高齿锥齿轮的强度计算(j sun)。但这种齿轮也有其专属的强度计算(j sun)方法，分别介绍如下。（1）轮齿）轮齿(ln ch)的弯曲强度计算的弯曲强度计算1轮齿齿面宽中点处圆周力的确定轮齿齿面宽中点处圆周力的确定 圆周力的计算公式为第三十九页，共91页。式中， 主动(zhdng)齿轮计算转矩； 主动(zhdng)齿轮齿面宽中点的分度圆半径。其表达式为：其中(qzhng)： 为中点锥距， 为主动齿轮节锥角。或其中： 、 、F分别(fnbi)为节圆直径、节锥角与齿面宽。第四十页，共91页。2轮齿齿面宽中点的极限轮齿齿面宽中点的极限(jxin)弯曲载荷的确定弯曲载荷的确定 轮齿齿面宽
32、中点处的极限弯曲载荷是指使轮齿根部工作应力达到材料的抗拉强度极限而发生弯曲折断时的轮齿齿面宽中点的极限圆周力或许用圆周力。 在求极限弯曲载荷时，是将延伸外摆线齿锥齿轮比作一个轮齿齿面宽中点处的当量直齿圆柱齿轮，且假定圆周力由单齿传递。又将此一轮齿比作一个等强度体，它具有抛物线的外形并与轮齿齿廓相切。按材料力学等强度体的计算公式可知： ，如果考虑(kol)在圆周速度下动载荷的影响，则公式应乘以速度系数 ，故轮齿齿面宽中点的极限弯曲载荷为第四十一页，共91页。式中：F该锥齿轮的实际齿面宽； 轮齿根部(n b)危险截面齿厚； l齿的弯曲有效齿高； 材料的抗拉强度极限； 速度系数， ； v主动齿轮齿面
33、宽中点处分度圆上的圆周速度，其计算式为； 主动齿轮齿面宽中点的分度圆半径； 主动齿轮转速。第四十二页，共91页。钢号20CrMnTi22CrMnMo20MnTiB 20MnVB20Cr20CrMo渗碳铬镍钢10001100115011008008001200齿轮材料(cilio)的抗拉强度极限3安全系数安全系数(nqun xsh)的确定的确定第四十三页，共91页。 由于计算极限弯曲载荷的公式(gngsh)是在假设只有一对齿轮啮合的条件下求出的，实际上延伸外摆线齿锥齿轮同时有几对齿啮合，因此，轮齿实际能承受的极限弯曲载荷大于按前述公式(gngsh)计算所得的。另外，对于驱动桥齿轮来说，最大载荷不
34、是持续载荷，所以安全系数壳取得较低。使用范围轿车轻型载货汽车重型载货汽车拖拉机连续工作的固定式传动许用安全系数2.0-4.01.3-2.00.9-1.51.5-3.03.5-5第四十四页，共91页。（2）轮齿的齿面接触强度）轮齿的齿面接触强度(qingd)计算及工作寿命计算计算及工作寿命计算锥齿轮的当量圆柱齿轮齿面之间的接触(jich)可看成是两个假想圆柱体之间的接触(jich)， 其接触(jich)应力为式中：v泊松比，对刚制齿轮去0.3； 圆周力 F齿宽，应取齿轮副中较小的一个齿宽； 法向压力角； 两个(lin )假想圆柱体的半径； 主从动齿轮的弹性模量。第四十五页，共91页。主动齿轮(c
35、hln)的工作寿命为：式中： 为主动齿轮(chln)转速。 对于汽车驱动桥主减速器齿轮，由于仅在部分时间承受最大载荷(zi h)，因此其工作寿命通常可取 。第四十六页，共91页。齿轮强度计算齿轮强度计算(j sun)实例实例第四十七页，共91页。整车参数发动机最大功率（转速）kW(r/min)85/3600发动机最大扭矩（转速）N.m(r/min)250/1800-2800后轴荷kg1585总质量kg2715变速箱速比I1=5.441 i6=0.794轮胎滚动半径R =0.364m后桥主减速比I0=3.273齿轮参数项目主动齿轮被动齿轮材料20CrMnTi齿轮齿数Z11136端面模数ms6.3
36、612主动齿轮偏置E30mm齿轮齿面宽度F41.05mm36mm平均压力角a平均22.5齿轮节圆直径Df69.97mmf229mmP201第四十八页，共91页。式中： 发动机最大转矩：250 ； 由发动机至所计算的主减速器主动齿轮(chln)之间的传动系最低档传动比，取值为5.441； 主动齿轮(chln)节圆直径：69.97mm。1.按发动机最大转矩计算按发动机最大转矩计算(j sun)时（时（1档）：档）：一.单位(dnwi)齿长上的圆周力“格里森格里森”制圆弧齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算制圆弧齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算第四十九页，共91页。式中： 发动机最大转矩：250 ；
37、 由发动机至所计算的主减速器主动(zhdng)齿轮之间的传动系最高档传动比，取值为1； 主动(zhdng)齿轮节圆直径：69.97mm。2.按发动机最大转矩计算按发动机最大转矩计算(j sun)时（直接档）：时（直接档）：一.单位(dnwi)齿长上的圆周力第五十页，共91页。3.按最大附着按最大附着(fzhu)力矩计算时：力矩计算时：一.单位(dnwi)齿长上的圆周力式中： 汽车满载(mnzi)时一个驱动桥给水平地面的最大负荷：15859.8=15533N； 轮胎与地面的附着系数：0.85； 轮胎的滚动半径：0.364m； 主减速器从动齿轮节圆直径：229mm。第五十一页，共91页。附着系数一
38、挡二挡直接挡轿车8935363218930.85载货汽车142925014290.85公共汽车9822140.86牵引汽车5362500.654.许用单位(dnwi)齿长上的圆周力在现代汽车(qch)设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆 周力有时高出表中数据的20%30%。第五十二页，共91页。二.轮齿的弯曲(wnq)强度计算1.主动齿轮的弯曲主动齿轮的弯曲(wnq)强度计算：强度计算：第五十三页，共91页。二.轮齿(lnch)的弯曲强度计算1.主动齿轮主动齿轮(chln)的弯曲强度计算：的弯曲强度计算：Tj主动齿轮的计算转矩：按发动机最大转矩计算：Tje =1332.2
39、0(Nm)驱动车轮滑转时作用在主减的转矩：Tj =1499.83(Nm)主减速器从动(cngdng)齿轮的平均计算转矩：Tjm =353.25(Nm)Tj值取Tje、Tj较小者，取值为1332.20 (Nm)。按平均计算转矩，Tj取值为353.25 (Nm)。第五十四页，共91页。二.轮齿(lnch)的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲主动齿轮的弯曲(wnq)强度计算：强度计算：K0由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载(chozi)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。第五十五页，共91页。Ks尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸、热处
40、理等有关(yugun)。当端面模数 时，Ks ；当端面模数 . 时，Ks0.5mm。此桥主减模数为6.361；二.轮齿的弯曲(wnq)强度计算1.主动主动(zhdng)齿轮的弯曲强度计算：齿轮的弯曲强度计算：第五十六页，共91页。Km载荷分配系数(xsh)，当两个齿轮均用骑马式支承形式时， .=1.001.10；当一个齿轮用骑马式支承时， .=1.101.25。支撑刚度大时取小值；取值为1.10；此桥主动齿轮采用悬臂式支承型式，故取值为1.25；二.轮齿的弯曲(wnq)强度计算1.主动齿轮的弯曲强度主动齿轮的弯曲强度(qingd)计算：计算：第五十七页，共91页。Kv质量(zhling)系数，
41、Kv取=1；二.轮齿(lnch)的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲主动齿轮的弯曲(wnq)强度计算：强度计算：F计算齿轮的齿面宽，F=41.05；Z计算齿轮的齿数，Z=11；m齿轮端面模数，m=6.361；第五十八页，共91页。二.轮齿(lnch)的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲主动齿轮的弯曲(wnq)强度计算：强度计算：J计算主动齿轮弯曲应力用的综合系数(xsh)，它综合考虑了齿形系数(xsh)。主动齿轮取值为：0.322；从动齿轮取值为：0.27第五十九页，共91页。二.轮齿(lnch)的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度主动齿轮的弯曲强度(qingd)计算：计算：按驱动桥的最大输入转矩和最
42、大附着转矩的较小者验算(yn sun)齿根弯曲静强度：第六十页，共91页。二.轮齿的弯曲强度(qingd)计算1.主动齿轮的弯曲主动齿轮的弯曲(wnq)强度计算：强度计算：按平均计算转矩验算(yn sun)齿根弯曲疲劳强度：第六十一页，共91页。二.轮齿的弯曲强度(qingd)计算2.被动齿轮的弯曲被动齿轮的弯曲(wnq)强度计算：强度计算：Tj被动齿轮的计算(j sun)转矩：按发动机最大转矩计算(j sun)：Tje =4229.14(Nm)驱动车轮滑转时作用在主减的转矩：Tj =4761.27(Nm)主减速器从动齿轮的平均计算(j sun)转矩：Tjm =1121.42(Nm)Tj值取T
43、je、Tj较小者，取值为4229.14 (Nm)。按平均计算(j sun)转矩，Tj取值为1121.42 (Nm)。第六十二页，共91页。二.轮齿的弯曲强度(qingd)计算2.被动被动(bidng)齿轮的弯曲强度计算：齿轮的弯曲强度计算：按驱动桥的最大输入转矩和最大附着(fzhu)转矩的较小者验算齿根弯曲静强度：第六十三页，共91页。二.轮齿的弯曲(wnq)强度计算2.被动齿轮的弯曲强度被动齿轮的弯曲强度(qingd)计算：计算：按平均(pngjn)计算转矩验算齿根弯曲疲劳强度：第六十四页，共91页。二.轮齿的弯曲强度(qingd)计算计算载荷主减速器齿轮的许用弯曲应力P201主齿P201被
44、齿主减速器齿轮的许用接触应力P201计算按Tj、Tje中较小者计算70040040928001737按平均计算转矩Tjm计算210.91061081750894第六十五页，共91页。三.轮齿(lnch)的齿面接触强度计算圆锥齿轮圆锥齿轮(chln)与双曲面齿轮与双曲面齿轮(chln)轮齿齿面的计算接触应力为：轮齿齿面的计算接触应力为：Cp材料(cilio)弹性系数，取232.6N/mm按发动机最大转矩计算：按发动机最大转矩计算：Tje =1332.20(Nm)主减速器从动齿轮的平均计算转矩：主减速器从动齿轮的平均计算转矩：Tjm =353.25(Nm)表面质量系数：表面质量系数：Kf =1第六
45、十六页，共91页。三.轮齿的齿面接触(jich)强度计算圆锥齿轮与双曲面齿轮轮齿圆锥齿轮与双曲面齿轮轮齿(ln ch)齿面的计算接触应力为：齿面的计算接触应力为：J计算主动计算主动(zhdng)齿轮接触应齿轮接触应力用的综合系数。此力用的综合系数。此处取值为处取值为0.21；第六十七页，共91页。三.轮齿的齿面接触(jich)强度计算按驱动桥的最大输入按驱动桥的最大输入(shr)转矩和最大附着转矩的较小者验算齿根弯曲静强度：转矩和最大附着转矩的较小者验算齿根弯曲静强度：第六十八页，共91页。三.轮齿的齿面接触(jich)强度计算按平均计算转矩验算按平均计算转矩验算(yn sun)齿根弯曲疲劳强
46、度：齿根弯曲疲劳强度：许用许用第六十九页，共91页。四.强度(qingd)计算后齿轮齿数的调整如前所述，强度计算所得的弯曲应力和接触应力应不超过如前所述，强度计算所得的弯曲应力和接触应力应不超过(chogu)它们它们的许用应力。的许用应力。否则应加大齿轮尺寸，使其计算应力在许用应力的范围内。否则应加大齿轮尺寸，使其计算应力在许用应力的范围内。加大后的齿轮尺寸，可近似地按以下两式求得：加大后的齿轮尺寸，可近似地按以下两式求得：第七十页，共91页。四.强度计算后齿轮(chln)齿数的调整按接触按接触(jich)强度：强度：按弯曲按弯曲(wnq)强度：强度：第七十一页，共91页。 “ “奥利康奥利康
47、”制延伸外摆线等高齿锥齿轮制延伸外摆线等高齿锥齿轮(chln)(chln)与与“格里森格里森”制圆弧线渐宿齿制圆弧线渐宿齿锥齿轮锥齿轮(chln)(chln)相比，虽然它们的齿制不同且各具特点，但在齿轮相比，虽然它们的齿制不同且各具特点，但在齿轮(chln)(chln)尺寸尺寸（节圆直径、模数、齿面宽）及压力角等相同的情况下，这两种齿轮（节圆直径、模数、齿面宽）及压力角等相同的情况下，这两种齿轮(chln)(chln)的弯的弯曲强度和接触强度也都是分别相近的。因此，有资料中推荐按通常圆弧齿锥齿轮曲强度和接触强度也都是分别相近的。因此，有资料中推荐按通常圆弧齿锥齿轮(chln)(chln)的强度
48、计算方法来进行延伸外摆线等高齿锥齿轮的强度计算方法来进行延伸外摆线等高齿锥齿轮(chln)(chln)的强度计算。的强度计算。“奥利康奥利康”制延伸外摆线齿螺旋制延伸外摆线齿螺旋(luxun)锥齿轮与双曲面齿锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算轮的强度计算但这种齿轮但这种齿轮(chln)(chln)也有其专属的强度计算方法。也有其专属的强度计算方法。第七十二页，共91页。五、主减速器涡轮传动(chundng)计算1.涡轮的传动(chundng)效率式中：式中：摩擦角，摩擦角，tan=tan=； 摩擦系数，可取摩擦系数，可取(kq)=0.02(kq)=0.02。蜗杆螺旋线升角：蜗杆齿距：蜗杆分度圆直径：
49、蜗杆齿数蜗杆特性系数，q值约为510范围内。第七十三页，共91页。如果反向(fn xin)传动，则效率为：式中：式中：=90-=90-五、主减速器涡轮传动(chundng)计算第七十四页，共91页。1.1.具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，以及较好的具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度。齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度。2.2.齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷(zi h)(zi h)，避，避免在冲击载荷免在冲击载荷(zi h)(zi h)下轮齿根部折断。下轮齿根部折断。3.3.钢材的锻造、切削与热处理等
50、加工性能较好，热处理变形钢材的锻造、切削与热处理等加工性能较好，热处理变形小或变性规律易控制，以提高产品质量、缩短制造时间、减小或变性规律易控制，以提高产品质量、缩短制造时间、减小生产成本并降低废品率。小生产成本并降低废品率。4.4.选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如，为选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如，为了节约镍、铬等元素，我国发展了以锰、钒、钦、钼、硅为了节约镍、铬等元素，我国发展了以锰、钒、钦、钼、硅为主的合金结构钢系统。主的合金结构钢系统。六、主减速器齿轮六、主减速器齿轮(chln)的材料及热处理的材料及热处理对于驱动桥齿轮的材料及热处理有以下(yxi)要求第
51、七十五页，共91页。1.1.作用作用(zuyng)(zuyng)在主减速器主动齿轮上的力在主减速器主动齿轮上的力七、主减速器轴承七、主减速器轴承(zhuchng)的计算的计算总的轴向力：总的轴向力：第七十六页，共91页。1.1.作用作用(zuyng)(zuyng)在主减速器主动齿轮上的力在主减速器主动齿轮上的力七、主减速器轴承七、主减速器轴承(zhuchng)的计算的计算齿面宽中点(zhn din)的圆周力对于圆锥齿轮齿面宽中点分度圆直径总的轴向力：总的轴向力：对于双曲面齿轮第七十七页，共91页。1.1.作用在主减速器主动作用在主减速器主动(zhdng)(zhdng)齿轮上的力齿轮上的力七、主
52、减速器轴承七、主减速器轴承(zhuchng)的计算的计算齿面宽中点(zhn din)的圆周力对于圆锥齿轮齿面宽中点分度圆直径总的轴向力：总的轴向力：对于双曲面齿轮第七十八页，共91页。1.1.作用作用(zuyng)(zuyng)在主减速器主动齿轮上的力在主减速器主动齿轮上的力七、主减速器轴承七、主减速器轴承(zhuchng)的计算的计算d1m主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径;d2m从动(cngdng)齿轮齿面宽中点的分度圆直径;2从动(cngdng)齿轮节锥角；R2从动(cngdng)齿轮根锥角；1，2双曲面主、从动(cngdng)齿轮的中点螺旋角。第七十九页，共91页。1.1.作用作用(zuy
53、ng)(zuyng)在主减速器主动齿轮上的力在主减速器主动齿轮上的力七、主减速器轴承七、主减速器轴承(zhuchng)的计算的计算T作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动(zhdng)齿轮上的当量转矩：式中：式中：Te max-发动机最大转矩，发动机最大转矩，NmNm； f fi i， f fi i，ffiRiR-变速器在各挡的使用率；变速器在各挡的使用率； i ig g，i ig giigRgR-变速器各挡变速器各挡，倒挡传动比；倒挡传动比； f fT T，f fT TffTRTR-变速器在各挡时的发动机转矩利用率；变速器在各挡时的发动机转矩利用率； 代入代入第八十页，共91页。1.1.作
54、用作用(zuyng)(zuyng)在主减速器主动齿轮上的力在主减速器主动齿轮上的力七、主减速器轴承七、主减速器轴承(zhuchng)的计算的计算总的径向总的径向(jn (jn xin)xin)力：力：第八十一页，共91页。2.2.主减速器轴承主减速器轴承(zhuchng)(zhuchng)载荷计算载荷计算七、主减速器轴承七、主减速器轴承(zhuchng)的计算的计算悬臂悬臂(xunb)(xunb)式：式：第八十二页，共91页。2.2.主减速器轴承载荷主减速器轴承载荷(zi h)(zi h)计算计算七、主减速器轴承七、主减速器轴承(zhuchng)的计算的计算骑马骑马(q m)(q m)式：式：
55、第八十三页，共91页。2.2.主减速器轴承载荷主减速器轴承载荷(zi h)(zi h)计算计算七、主减速器轴承七、主减速器轴承(zhuchng)的计算的计算骑马骑马(q m)(q m)式：式：第八十四页，共91页。3.3.主减速器轴承主减速器轴承(zhuchng)(zhuchng)的寿命的寿命七、主减速器轴承七、主减速器轴承(zhuchng)的计算的计算额定额定( dng)( dng)寿寿命：命：额定寿命应满足：额定寿命应满足：SS汽车的大修里程，汽车的大修里程，kmkm第八十五页，共91页。3.3.主减速器轴承主减速器轴承(zhuchng)(zhuchng)的寿命的寿命七、主减速器轴承七、主
56、减速器轴承(zhuchng)的计算的计算额定额定( dng)( dng)寿寿命命L L：额定动载荷，额定动载荷，N N；其值查轴承手；其值查轴承手册或者产品样本册或者产品样本寿命指数，对球轴承取寿命指数，对球轴承取3 3，对，对滚子轴承取滚子轴承取10/310/3XX径向系数径向系数YY轴向系数轴向系数对单列圆锥滚子轴承来说，对单列圆锥滚子轴承来说，A/ReA/Re时，时，X=1X=1，Y=0Y=0；当；当A/RA/Re e时，时，X=0.4X=0.4，Y Y值及参数值及参数e e见轴承见轴承手册手册载荷系数取载荷系数取1.21.81.21.8温度系数温度系数第八十六页，共91页。3.3.主减
57、速器轴承主减速器轴承(zhuchng)(zhuchng)的寿命的寿命七、主减速器轴承七、主减速器轴承(zhuchng)的计算的计算第八十七页，共91页。3.3.主减速器轴承主减速器轴承(zhuchng)(zhuchng)的寿命的寿命七、主减速器轴承七、主减速器轴承(zhuchng)的计算的计算轴承的计算轴承的计算(j (j sun)sun)转速转速n n：汽车的平均行驶速度，汽车的平均行驶速度，km/hkm/h；对于；对于轿车可取轿车可取5055km/h;5055km/h;对于载货汽车对于载货汽车和公共汽车可取为和公共汽车可取为3035km/h3035km/h。轮胎滚动半径轮胎滚动半径第八十八
58、页，共91页。八、主减速器的润滑八、主减速器的润滑(rnhu)在从动锥齿轮甩出并飞溅到壳体前面内壁上在从动锥齿轮甩出并飞溅到壳体前面内壁上的部分润滑油，在经过进油孔引至前轴承圆的部分润滑油，在经过进油孔引至前轴承圆锥滚子小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵锥滚子小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子小端通向大端。油作用，使润滑油由圆锥滚子小端通向大端。而主动锥齿轮前轴承的前面应有回油孔，使而主动锥齿轮前轴承的前面应有回油孔，使经过前轴承的润滑油在流回驱动桥壳中间的经过前轴承的润滑油在流回驱动桥壳中间的油盆中。油盆中。这样，由于润滑轴承的进出油孔通畅无阻，这样，由于润滑轴承的进出
59、油孔通畅无阻，使润滑油得到循环使润滑油得到循环(xnhun)，不仅可使，不仅可使轴承得到良好润滑、散热和清洗，而且可以轴承得到良好润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不会因润滑油有压力而漏油保护前端的油封不会因润滑油有压力而漏油和损坏。和损坏。第八十九页，共91页。八、主减速器的润滑八、主减速器的润滑(rnhu) 为了防止因温度升高而使主减速器壳为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高，从而引起漏油，常和桥壳内部压力增高，从而引起漏油，常在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞。通在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞。通气塞的位置应避开油溅及之处。气塞的位置应避开油溅及之处。 加油孔及塞应设在加油方便之处，加油孔及塞应设在加油方便之处，油孔的位置就是油孔的位置就是(jish)(jish)油面的位置，油面的位置，放油孔及塞应设在桥壳的最低处，以便放放油孔及塞应设在桥壳的最低处，以便放油时能把油放尽，但也应该考虑汽车在通油时能把油放尽，但也应该考虑汽车在通过障碍时放油塞不致遭碰撞而脱落。过障碍时放油塞不致遭碰撞而脱落。第九十页，共91页。Thanks！第九十一页，共91页。
