江淮Q3輕型貨車驅動橋主減速器的設計案例目錄TOC\o"1-2"\h\u24659江淮Q3輕型貨車驅動橋主減速器的設計案例 1215391.1輕型貨車單級主減速器材料選用 196901.2主減速器齒輪優化 3187371.3齒輪潤滑方式 61.1輕型貨車單級主減速器材料選用汽車驅動橋里面的主減速器工作繁重，和在汽車里面的其他齒輪系中相比差速器齒輪具有作用時間長，載荷復雜，多沖擊的特點。主要的失效形式為齒根折斷，齒面點蝕，齒面膠合。對于驅動橋材料熱處理要求：具有較好的接觸疲勞強和齒面的耐磨性。齒根要有韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下發生斷裂。選擇材料要符合我國的情況，例如，為了節省材料如今我國汽車主減速器，和差速器錐齒輪總成主采用鋼號有20CRMnTi、22CrMOMn、20CrMiMo等。合金鋼經過滲碳、淬火、回火處理。齒輪能達到外強里韌的目的1.2主減速器錐齒輪計算載荷的確定按照發動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動輪計算轉矩TT==7179.1n.mT—發動機最大轉矩285N.mi—為發動機到主減速器傳動系最低檔傳動比i=i×i=6.17×4.71=29.0607—上述傳動的部分效率k—超載系數n—驅動橋個數按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩TT==110038.3N.mG—汽車驅動橋滿載時給地面最大的負荷，G初取58800N—輪胎對地面的附著系數，取=0.85，對于越野車取=1.0r—車輪滾動半徑，0.5mi—主減速器到驅動輪之間的傳動效率和傳動比按汽車日常行駛平均轉矩確定從動輪計算轉矩TT==1911N.m1.2.2主減速器幾何尺寸計算齒數計算根據主減速傳動比，對于單級主減速器，當i較大時，盡量選擇小齒數以確保較大的離地間隙，確保汽車的通過性①當i>6時，但是為了疲勞強度z1最好大于5②當i較小時z可以取為5~15③考慮重疊系數z+z>40為了嚙合磨損比較均勻zz選取為質數。經過設計計算z為6，z為41節圓直徑選擇根據從動錐齒輪的計算轉矩d=k=265.05取d=266mm式子中d——從動圓節圓直徑，mmk——直徑系數T——計算轉矩錐齒輪模數選擇d選定后根據m=算出從動輪大端模數，根據m=K=7.02.所以模數取7在式子中K——模數系數（取0.3~0.4）T——計算轉矩圓錐齒輪的齒面寬根據公式F=0.155d=41.23mm，在機械行業中為了便于安裝小齒輪齒面寬要大于大齒輪2~3mm。防止軸向竄動，影響嚙合。所以F=45mm錐齒輪螺旋方向選擇。一般行業規定錐齒輪主動輪一般為左旋，從動輪為右旋。使兩齒輪有互相斥力的趨勢。螺旋角設計螺旋角根據格林森推薦公式：式子中；Z——小齒輪齒數Z——大齒輪齒數E——雙曲面齒輪偏移量，取0在一般行業中螺旋角一般取35表3-1序號項目結果1減速器主動齒輪72減速器從動齒輪413模數74主、從齒面寬41mm、45mm5工作齒高9.17mm6全齒高10mm7法向壓力角209軸交角9010節圓直徑d=42mm

d=287mm11節錐角=8.33=81.6712齒頂高h=7.595mmh=1.575mm13齒根高h=2.514mmh=8.5mm14螺旋角1.2主減速器齒輪優化當代社會，人們對汽車的舒適性的追求越來越高[邵正宇.圓弧齒雙曲面齒輪降低噪聲的優化設計[J].汽車技術,1994(02):16-20.]。對汽車噪音的降低也越來越重視。噪音的降低對汽車的舒適性很重要。汽車的噪音主要來源于如下幾點。邵正宇.圓弧齒雙曲面齒輪降低噪聲的優化設計[J].汽車技術,1994(02):16-20.發動機的噪聲，這是噪聲的主要來源。汽車輪胎的噪音風噪路噪。其噪聲質量是評價整個傳動系動力性能的一項重要指標。[謝峰,雷小寶,嚴軍富.汽車主減速器噪聲影響因素的分析[J].機械科學與技術,2014,33(08):1210-1211.]謝峰,雷小寶,嚴軍富.汽車主減速器噪聲影響因素的分析[J].機械科學與技術,2014,33(08):1210-1211.本次設計優化的主要目的是通過增大雙曲面齒輪的重合系數(重合度）來使齒輪嚙合更加平穩達到降低噪音的目的。下圖是差速器的噪音和重合度的關系。從圖中我們可以發現當重合度達到1.92左右的時候汽車齒輪發出的噪音就很小，但是實際汽車齒輪的重合系數達到2左右可以達到最小。[王猛,劉世達.基于低噪聲的汽車主減速器雙曲面齒輪優化設計[J].農業裝備與車輛工程,2017,55(03):53-55.]王猛,劉世達.基于低噪聲的汽車主減速器雙曲面齒輪優化設計[J].農業裝備與車輛工程,2017,55(03):53-55.優化后齒輪參數使齒輪的重合度達到接近2，降低齒輪噪音。1.3齒輪強度校核齒輪設計完成后，對齒輪彎曲強度和接觸強度進行校核，需要對格里森公司推薦的表格進行設計計算，根據計算載荷進行強度校核。齒輪的損壞形式主要有齒根彎曲疲勞折斷、齒面點蝕、齒面校核、和齒面磨損。因此要校核齒輪彎曲強度和接觸強度。[仝令勝,石博強,申焱華,郭朋彥.45t鉸接式自卸車貫通式驅動橋主減速器設計[J].煤礦機械,2008(02):16-18.]仝令勝,石博強,申焱華,郭朋彥.45t鉸接式自卸車貫通式驅動橋主減速器設計[J].煤礦機械,2008(02):16-18.下面給出三中格里森齒輪強度計算方法。單位齒長圓周力主減速器錐齒輪表面的耐磨性和單位齒長圓周力來估算。P=P：單位齒長圓周力；F為作用在齒輪上的圓周力（N）;b為從動齒輪齒寬（mm）按照發動機最大轉矩設計時：P=；在式子中i為汽車的傳動比，D為分錐齒輪分度圓直徑（mm）當貨車掛上一檔時i為4.71代入數據得到P為1340.05 N/mm當貨車掛上直接檔i為1，代入數據得到p為284.56N/mm;根據打滑的轉矩來計算時，發現比不滿足需用要求，但是在現代汽車設計的過程中，由于各方面技術的提高。有事可以高出數據20%-30%。而對于發動機打滑這種極限工況。在現在汽車的設計中。發動機是不可能實現這樣大的轉矩的。因此，此項僅為在極限工況下才會出現。可以認為此次設計滿足要求輪齒彎曲強度校核錐齒輪彎曲應力=式中：T-為計算齒輪的計算轉矩。k-為尺寸系數，它是對材料不均勻性的體現，和齒輪的熱穩定性有關。這里面k取0.777k-為齒輪的分配系數，在這里面k取。k-為質量系數，當齒輪接觸良好時，k為1。b-計算齒輪的齒面寬D-討論齒輪的大端分度圓直徑J-為齒輪灣區綜合系數對于主動錐齒輪T =1107N/m主動齒輪=548Mpa從動齒輪=540.61Mpa主從齒輪，齒輪彎曲強度滿足要求。 按照計算，主動齒輪和從動齒輪都滿足要求。齒輪接觸強度校核錐齒輪的齒面接觸應力為。上式；T-為主動錐齒輪的計算轉矩。D-為主動錐齒輪大端分度圓直徑J-位齒輪強度綜合系數k-齒面質量系數k-尺寸系數齒輪的平局齒輪的接觸強度齒輪最大齒面接觸強度=所以設計滿足齒輪接觸強度。1.3齒輪潤滑方