城市SUV驅(qū)動(dòng)橋后橋設(shè)計(jì).docx

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1、木科生畢業(yè)設(shè)計(jì)第1章緒 1.1概述驅(qū)動(dòng)橋總成概述 隨若汽車工業(yè)的發(fā)展及汽車技術(shù)的提高，兆動(dòng)橋的設(shè)計(jì)，制造工藝都在日益完善。馭動(dòng)橋也和其他汽車總 成一樣，除了廣泛采用新技術(shù)外，在機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)中II益朝著“零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化、產(chǎn)品系列化”的方向 發(fā)展及生產(chǎn)組織的專業(yè)化目標(biāo)前進(jìn)。汽車驅(qū)動(dòng)橋位丁?傳動(dòng)系的末端,一般由主減速器，差速器，車輪傳動(dòng) 裝置和橋殼組成。其基本功用是增扭、降速和改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動(dòng)軸或直接從變速器傳來(lái) 的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分前給左右驅(qū)動(dòng)車輪：其次，兆動(dòng)橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力， 縱向力和橫向力，以及制動(dòng)力矩和反作用力矩等。根據(jù)車橋上車輪的作用，車橋

2、又可分為轉(zhuǎn)向橋、驅(qū)動(dòng)橋、 轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋和支持橋四種類型。其中，轉(zhuǎn)向橋和支持橋都屬于從動(dòng)橋，?般越野車多以前橋?yàn)檗D(zhuǎn)向橋，而 后橋?yàn)檎讋?dòng)橋。驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式與馭動(dòng)車輪的懸掛型式密切相關(guān)。當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪采用非獨(dú)立懸掛時(shí)，例如 在絕大多數(shù)的載貨汽車和部分小轎車匕 都是采用非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋；當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪采用獨(dú)立懸掛時(shí)，則配以 斷開(kāi)式馭動(dòng)橋。驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)的要求設(shè)計(jì)兆動(dòng)橋時(shí)應(yīng)當(dāng)滿足如下基木要求：1）選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比, 以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙， 以滿足通過(guò)性的要求。2）齒輪及其它傳動(dòng)件丁.作平穩(wěn)，噪聲小。在各種載荷和轉(zhuǎn)速匚況下有較高的傳動(dòng) 效率。3）

3、具有足夠的強(qiáng)度和剛度，以承受和傳遞作用于路ifli和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件 下，盡可能降低質(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu) 運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)。4）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。 1.2卯動(dòng)橋設(shè)計(jì)方案的確定主減速器結(jié)構(gòu)方案的確定1）主減速器齒輪的類型螺旋錐齒輪能承受大的我荷，而且工作平穩(wěn)，即 使在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)其噪聲和振動(dòng)也是很小的。本次設(shè)計(jì)采用螺旋錐齒輪。2）主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承形 式及安裝方式的選擇本次設(shè)計(jì)選用：主動(dòng)錐齒輪：騎馬式支撐（圓錐滾*軸承）從動(dòng)錐齒輪：騎馬式支撐 （圓椎滾子軸承）3）從動(dòng)錐齒輪的支承方式和安裝

4、方式的選擇從動(dòng)錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸 承，安裝時(shí)應(yīng)使它們的圓錐滾子大端相向朝內(nèi)，而小端相向朝外。為J'防止從動(dòng)錐齒輪在軸向載荷作用下 的偏移，圓錐滾子軸承應(yīng)用兩端的調(diào)整螺母調(diào)整。主減速器從動(dòng)錐齒輪采用無(wú)軸式結(jié)構(gòu)并用細(xì)牙螺釘以精 度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上。4）主減速器的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整支承主減速器的圓錐滾 子軸承需要預(yù)緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強(qiáng)支承剛度。分析可知，當(dāng)軸向力于 彈簧變形呈線性關(guān)系時(shí)，預(yù)緊使軸向位移減小至原來(lái)的1/2。預(yù)緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的 嚙合和軸股工作條件，但當(dāng)預(yù)緊力超過(guò)某?理想值時(shí)，軸承壽命會(huì)急劇下降。主減速器軸

5、承的預(yù)緊值可取 為以發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)短時(shí)換算所得軸向力的30%。主動(dòng)錐齒輪軸承預(yù)緊度的調(diào)整采用調(diào)整螺母（利用軸承座 實(shí)現(xiàn)）從動(dòng)錐齒輪軸承，預(yù)緊度的調(diào)整采用調(diào)整螺母。5）主減速器的減速形式主減速器的減速形式分為 單級(jí)減速、雙級(jí)減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用 條件有關(guān)，有時(shí)也與制造廠的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān)，但它主要取決于動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性等整車性能所要 求的主減速比的大小及馳動(dòng)橋下的離地間隙、驅(qū)動(dòng)橋的數(shù)日及布置形式等。本次設(shè)計(jì)主要從越野車傳動(dòng)比 及載重量超過(guò)2t,保證離地間隙等方面考慮，主減速器采用單級(jí)減速即可。差速器結(jié)構(gòu)方案的確定 差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇，

6、應(yīng)從所設(shè)計(jì)汽車的類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定的使用條件下 的使用性能要求。差速器的結(jié)構(gòu)型式有多種，大多數(shù)汽車都屬于公路運(yùn)輸車輛，對(duì)于在公路上和市?區(qū)行駛 (2.14) (2.15)式中：dim, d 2m——主、從動(dòng)齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑： F—從動(dòng)齒輪齒而寬，取F=35； y2—從動(dòng)齒輪的節(jié)錐角81.13 ；il?算得：P=19063.3N螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力主動(dòng)齒輪的螺旋方向?yàn)樽?旋轉(zhuǎn)方向?yàn)轫槙r(shí)針:A1 =P cosp(tana- sin y 1 + sin p cosy 1 ) =21729 (N) (2.16)R1 =P cosp(tana cosy 1

7、- sin p siny 1 ) =5367.54( N) (2.17)從動(dòng)齒輪的螺旋方向?yàn)橛遥? A2 = R2 =P cosp P cosp(tana- sin y 2 - sin p cosy 2 ) =6613.27 (N) (tana-cosy 2 + sin p siny 2 ) =17088.3(N) (2.18)(2.19) 式中：a—齒廓表面的法向壓力角20 o： Y 1 , 7 2—主、從動(dòng)齒輪的節(jié)推角8.87o, 81.13 o?主減速器軸承載荷的計(jì)算軸承的軸向栽荷，就是上述的齒輪軸向力。而軸 承的徑向載荷則是上述齒輪徑向力、圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向

8、支承反力的向量和。當(dāng)主減 速器的齒輪尺寸、支承型試和軸承位置已確定，并算出齒輪的徑向力、軸向力及圓周力以后，則可計(jì)算出 軸承的徑向載荷。①騎馬式支承主動(dòng)錐齒輪的軸承徑向載荷載荷為1 (Pb)2 + (Rb-0.5Ad1m)2 =10957 (N) a1 RB = ( P c) 2 + ( R c- 0.5 A dim ) 2 =13368.21 (N) a RA =如圖3.3 (a)所示軸承A、B的徑向 (2.20) (2.21)(a) 圖2.3主減速器軸承的布置尺寸其尺寸為：懸樣式支撐的主動(dòng)齒輪a=101.5. b=51, c=152.5;式中：P——齒面寬中點(diǎn)處的圓周力： A——主動(dòng)

9、齒輪的軸向力： R——主動(dòng)齒輪的徑向力;d 1m d 1m ?主動(dòng)齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑. 2.7主減速器的潤(rùn)滑[3]主加速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤(rùn)滑，其中尤其應(yīng)注意主減速器主動(dòng)錐齒輪的前軸 承的澗滑，因?yàn)槠錆?rùn)滑不能靠潤(rùn)滑油的飛濺來(lái)實(shí)現(xiàn)。為此，通常是在從動(dòng)齒輪的前端靠近主動(dòng)齒輪處的主 減速殼的內(nèi)壁上設(shè)一專門的集油槽，將R濺到殼體內(nèi)壁上的部分潤(rùn)滑油收集起來(lái)再經(jīng)過(guò)近油孔引至前軸承 圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉(zhuǎn)時(shí)的泵油作用，使?jié)櫥蜕綀A錐滾子的下端通向大端，并經(jīng)前軸 承前端的回汕孔流回驅(qū)動(dòng)橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但可使軸承得到良好的潤(rùn)

10、滑、散 熱和清洗，而且可以保護(hù)前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤(rùn)滑油流進(jìn)差速器，有的采用專門的倒 油匙。為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內(nèi)部壓力增高所引起的漏油，應(yīng)在主減速器殼上或橋殼 上裝置通氣塞，后者應(yīng)避開(kāi)油濺所及之處。加汕孔應(yīng)設(shè)置在加油方便之處，油孔位置也決定了汕面位置。 放油孔應(yīng)設(shè)在橋殼最低處，但也應(yīng)考慮到汽車在通過(guò)障礙時(shí)放油塞不易被撞掉。 2.8本章小結(jié)本章根據(jù)所給基礎(chǔ)數(shù)據(jù)確定了主減速器的參數(shù)，進(jìn)行了主減速器齒輪計(jì)算載荷的計(jì)算、齒輪參數(shù)的選擇， 螺旋錐齒輪的兒何尺寸計(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算并對(duì)主減速器 齒輪的材料及熱處理，軸承的預(yù)緊，主減速器的潤(rùn)滑等做了必要的說(shuō)明。 第3章差速

11、器設(shè)計(jì)3.1概述 根據(jù)汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)的要求和實(shí)際的車輪、道路的特征，為了消除由于左右車輪在運(yùn)動(dòng)學(xué)上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn) 生的弊病，汽車左右犯動(dòng)輪間都有差速器，保證了汽車膽動(dòng)橋西側(cè)車輪在行程不等時(shí)具有以下不同速度旋 轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)的要求。差速器作用是分配兩輸出軸轉(zhuǎn)矩，保證兩輸出軸有可能以 不同角速度轉(zhuǎn)動(dòng)。本次設(shè)計(jì)選用的普通錐齒輪式差速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設(shè)計(jì)的汽車 驅(qū)動(dòng)橋。 3.2對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器設(shè)計(jì)中采用的普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器（如圖3.1）由差速器左殼為整體式，2個(gè)半軸齒輪，4個(gè) 行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪以及行星齒輪墊片等組成。山丁?其結(jié)構(gòu)

12、簡(jiǎn)單、工作平穩(wěn)、制造方便、用 在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點(diǎn)，所以本設(shè)計(jì)采用該結(jié)構(gòu)。 圖3.1中央為普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器[3]由于差速器殼足裝在主減速器從動(dòng)齒輪I..故在確定主減速器從動(dòng)齒輪尺寸時(shí)，應(yīng)考慮差速器的安裝。差 速器的輪廓尺寸也受到從動(dòng)齒及主動(dòng)齒輪導(dǎo)向軸承支座的限制。普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖，如圖 3.2所示。 圖3.2普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖[1]差速器齒輪的基木參數(shù)選擇（1）行星齒輪數(shù)目的選擇越野車多用4個(gè)行星齒輪。圓錐行星齒輪差 速器的尺寸通常決定 （2）行星齒輪球面半徑RB （mm）的確定于行星齒輪背而的球而半徑RB ,它就是行星齒輪的安裝尺寸，實(shí)際上代

13、表了差速器圓推齒輪的節(jié)錐距， 在一定程度上表征了差速器的強(qiáng)度。球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)確定： R B = K B T j =32.642?38.792 （mm）圓馨取R B =38mm式中：B——行星齒輪球面半徑系數(shù)，2.52?2.99,對(duì)于有4個(gè)行星輪的越野車 取 2.99； K RB確定后，即根據(jù)下式預(yù)選其節(jié)錐距：A0= （0.98-0.99） R B =37.24?37.62mm（3）行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇取37.5mm為了得到較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強(qiáng)度，應(yīng)使行 星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應(yīng)少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14?25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比 多在1.5?

14、2范圍內(nèi)。取z1 =16, z2=24°在任何I列錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數(shù) Z2L.Z2R之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目n所整除，否則將不能安裝，即應(yīng)滿足：z2L + z2r24 + 24 = =12n4 （4）差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定和半軸齒輪的節(jié)錐角1 , y 2 ：先初步求出行星齒輪7 1 = arctanzl z2 = 33.8 o ; y 2 =arctan=56.2 o ; z2 z1 式中：z1 ,z2―行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的大端模數(shù)： m=取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)3： 2 AO 2Asin y 1 = 0 sin y

15、 2 =3.05 z1 z2式中：AO , z1 ,z2在前面已初步確定。算出模數(shù) 后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：d 1 = mz1 = 36mm; d 2 = mz2 = 54mm （5）壓力角a目前汽車差速踢齒輪大都選用22。30,的壓力角，齒高系數(shù)為0.8, 最少齒數(shù)川,減至10,并且再小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒厚， 從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強(qiáng)度。（6）行星齒輪安裝孔直徑巾及其深度L的確定行星齒輪安裝孔巾 與行星齒輪名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長(zhǎng)度。 L = 1.1。=20.03 （mm） 1.1）2

16、 =T0 ? 103 = 364.58mm [a c ] nl（j）=TO . 103 =18.21 mm 1.1[a C ]nl 式中：TO差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩2173.496 N-m ： n——行星齒輪數(shù)4： "I——行星齒輪支承而中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x，mm.ln0.5d2 , d2是半軸齒輪齒而’寬中點(diǎn)處的直徑d2 q 0.8d 2 , d 2 =54mm;[oc]——支承面的許用擠壓應(yīng)力，取為69MPae 差速器齒輪的兒何尺寸計(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算[6]表3.1為汽車差速器用直齒錐齒輪的兒何尺寸計(jì)算步驟, 表中計(jì)算用的弧齒厚系數(shù)T見(jiàn)圖3.3.表3.1汽車差速器直齒錐齒輪的兒何尺寸計(jì)算表序號(hào)1 2

17、3 4 5 6 7 8 9 10項(xiàng)目計(jì)算公式及結(jié)果行星齒輪齒數(shù)半軸齒輪齒數(shù)模數(shù)齒面寬齒工作高齒全高壓 力角軸交角節(jié)圓直徑節(jié)錐角 z 1 = 12 z 2 = 24 m=3F = 0.30A0 =11.25mm,取 F=11mhg =1.6m=4.8mm h=1.788m+0.051 =5.415mma= 22o 30* ￡=90o d 1 = mz1 = 36mm; d 2 = mz2 = 54mmY 1 =arctan A0=z1 z2 =33.8 o ; y 1 =arctan= 56.2 o ; z2 z1 11 12 13 節(jié)錐距周節(jié)齒頂高 d1 d2 = =37.5mm

18、2 sin y 1 2 sin y 2t=3.1416m=9.4248mm, ha = hg — h2 =3.02 14 齒根高，h2 = (0.430 +0.370 } x m = 1.78 Z2 2 ( ) Z1徑向間|^c = h — hg = 0.615 15 齒根角8 1 = arctanhr* h " = 4.14o , 8 2 =arctan 2 = 6.31o A0 A018 面錐角根錐角y01 =y1 +6 2 = 40.11o , 7 02 =y 2+51 = 60.34oy R1 =7 1 -S1 = 29.66o ; 7 R 2 =7 2 -5 2 = 49.89

19、o2021 的汽車來(lái)說(shuō)，由丁路面較好，各驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附若系數(shù)變化很小，因此幾乎都采用了結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作 平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器.半軸型式的確定圖1.1半軸型式及受力簡(jiǎn)圖（1］（a）半浮式：（b） 3/4浮式：（c）全浮式 3/4浮式半軸，因其側(cè)向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢(shì)，這將急劇降低軸承的壽命，故未得到推廣。全 浮式半軸廣泛應(yīng)用于輕型以上的各類汽車上。本次設(shè)計(jì)選擇全浮式半軸。橋殼型式的確定［2］橋殼 有可分式、整體式和組合式。整體式橋殼的特點(diǎn)炬將整個(gè)橋殼制成-個(gè)整體，橋殼猶如-個(gè)整體的空心梁， 其強(qiáng)度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩

20、體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨(dú)立的主減速殼里， 構(gòu)成單獨(dú)的總成，調(diào)整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內(nèi)，并與橋殼用螺栓固定在?起。使主減速器和差 速器的拆裝、調(diào)整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。木次設(shè)計(jì)選擇整體式橋殼。 1.3本章小結(jié)本章首析確定了驅(qū)動(dòng)橋各主要部件的型式。主減速器的減速形式，主減速器齒輪的類型，主、從動(dòng)錐齒輪 的支承形式及安裝方式，主減速鷺的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整，差速器、半軸及橋殼型式的初步選定。第2 章主減速器設(shè)計(jì) 2.1主減速比的計(jì)算［2］主減速比對(duì)主減速器的結(jié)構(gòu)形式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時(shí)汽車的動(dòng)力性和燃料 經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。iO的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)

21、計(jì)時(shí)和傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比一起由整車動(dòng)力計(jì)算來(lái)確定。 可利用在不同的下的功率平衡圖來(lái)計(jì)算對(duì)汽車動(dòng)力性的影響。通過(guò)優(yōu)化設(shè)計(jì)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)作最 佳匹配的方法來(lái)選擇iO值，可是汽車獲得最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。表2.1基本參數(shù)表名稱馭動(dòng)形式 總質(zhì)量/1軸距/ mm前輪距/ mm后輪距/ mm最小離地間隙/ mm排雖/ L發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率/ kw 及轉(zhuǎn)速/ r/min發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩/ N-m及轉(zhuǎn)速/r/ min輪胎型號(hào)變速器傳動(dòng)比ig最高車速/km/ h 代號(hào)數(shù)值 4x 4 1.96 2725 1500 1510 225 2.4 92-5250 190-2700 R17 3.967 0.856 1

22、40Pe max-n pTe max- nT265/65igl i ghva max為了得到足夠的功率而使最高車速稍有卜降，一般選得比最小值大10%? 25%,即按下式選擇：iO = （0.377 ~ 0.472）式中 rrnPva maxi gh i Fhi LB （2.1）r r ——車輪的滾動(dòng)半徑，r r =0.388; igh——變速器最高檔傳動(dòng)比，igh =0.856； i gh——分動(dòng)器或加力器的高檔傳動(dòng)比，igh=1； 5i LB ―輪邊減速器的傳動(dòng)比，i LB =1 ° 經(jīng)計(jì)算，本文選取i 0=6.408。 2.2主減速齒輪計(jì)算載荷的確定通常是將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系

23、最低檔傳動(dòng)比時(shí)和膽動(dòng)車輪打滑時(shí)這兩種情況下作用于主減速器從動(dòng) 齒輪上的轉(zhuǎn)矩（Tje,Tj（p）的較小者，作為載貨汽車計(jì)算中用以裝算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算 載荷。即 T je =Te max iTL- K 0 -qT /n=2173.496 ( N m )Tj(p= G2(p-rr =6110.574 ( N m ) n LB -iLB (2.2) (2.3)式中：Te max——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩190N?m : iTL——由發(fā)動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的為加速器從動(dòng)挺1輪之間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比： 6.408=25.421 iTL = i 0 i1 =3.967*nT —上述傳動(dòng)部分的效率，取

24、V =0.9： K0—超載系數(shù)，取K 0=1.0： rr——滾動(dòng)半徑，取 rr= (265 毫米 X65%) + (17X25.4 毫米/2) =0.388mm： n—驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目2； N： G2——汽車滿載時(shí)馭動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，但后橋來(lái)說(shuō)還應(yīng)考慮到汽 車加速時(shí)負(fù)載增大量,可初取：G2 = G 9.8 x 55% = 1511895N . 門LB, iLB——分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)效率和減速比，分別取0.96和 1。由式(2.2),(2.3)求得的計(jì)算我荷,是最大轉(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞依據(jù)。對(duì)于 公路車輛來(lái)說(shuō)，使用條件較非公路車倆

25、穩(wěn)定，其正常持轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均牽引力的值來(lái)確定的，即主加 速器的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 Tjm=(Ga+GT)rr (fR + fH + f P )=989.812 ( N-m ) i LB nLB n(2.4) 表2.2車型前軸前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)轎車前置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)后置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)4x2后輪單胎4x2后輪雙 胎，長(zhǎng)頭、短貨車頭車4x2后輪雙胎，平頭車6x4后輪雙胎前置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)客車后輪驅(qū)動(dòng)后置發(fā)動(dòng) 機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)中置發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)橋質(zhì)量分配系數(shù)［1］空載后軸34%~44%前軸47%~60%滿載后軸 40%~53%56%~66%50%~55%45%~50%45%~5050%~55%42%~59%4

26、1%~50%40%~45%55%~60%50 %~59%41%~50%32%~40%60%~68%44%~49%51%~55%27%~30%70%~73%49%~54%46%~51%32 %~35%65%~68%31%~37%63%~69%19%~24%76%~81%式中：Ga ——汽車滿載總重 I960* 9.8=19208N： GT——所牽引的掛車滿載總重，N,僅用于牽引車取GT =0；fR—道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，越野車通常取0.020~0.035,可初選fR =0.034： fH—汽車正常使用時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)。貨車通常取0.09~0.30,可初選7取fH=0.15： fP——汽車性能

27、系數(shù) fP=0.195(Ga+ GT )1 [16-]100Te max(2.5) 當(dāng) 0.195(Ga+ GT)=46.86>16 時(shí)，取 f P =0.134 — Te max2.3主減速瞬齒輪參數(shù)的選擇[3] 1)齒數(shù)的選擇對(duì)于普通單級(jí)主減速器，當(dāng)i0較大時(shí)，則應(yīng)盡量使主動(dòng)齒輪的齒數(shù)z1取得小些，以得到滿意的驅(qū)動(dòng)橋離地間隙，當(dāng)i 0N6時(shí)，z1的最小值為5,但是為了嚙合平穩(wěn) 及提高疲勞強(qiáng)度，z1最好大于5.,這里齒輪的齒數(shù)z1、Z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)，這里2)節(jié)圓直 徑地選擇z1取7。為了磨合均勻，主、從動(dòng)z2取45-根據(jù)從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)炬(見(jiàn)式2.2,式2.3 并取兩者中較小的一

28、個(gè)為計(jì)算依據(jù))按經(jīng)驗(yàn)公式選出：d 2 = K d ? Tj =168.395?207.256 mm23 (2.6)式中：Kd2——直徑系數(shù)，取Kd 2=13-16； Tj計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N?m ,取Tjm, Tje較小的。 初取d2=200mm。3)齒輪端而模數(shù)的選擇d2選定后，可按式m = d2/z2=4.5算出從動(dòng)齒輪大端 模數(shù)，并用下式校核mt= Km -Tj = 3.886?5.1813Km——模數(shù)系數(shù)，取Km =0.3-04. 4) 齒面寬的選擇汽車主減速借螺旋錐炕輪觥面寬度推薦為：F=0.155d2=31mm,可初取F2=35mm。 5) 螺旋錐齒輪螺旋方向一般情況下主動(dòng)齒輪為

29、左旋，從動(dòng)齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢(shì)。 6) 螺旋角的選擇 螺旋角應(yīng)足夠大以使mF2l.25°因mF越大傳動(dòng)就越平穩(wěn)噪聲越低。螺旋角過(guò)大時(shí)會(huì)引起軸向劇亦過(guò)大，因此應(yīng)有一個(gè)適當(dāng)?shù)姆秶?。?澈機(jī)械制造用的標(biāo)準(zhǔn)制中，螺 旋角推薦用35。o 2.4主減速瞻螺旋錐齒輪的兒何尺寸計(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算主減速器螺旋錐齒輪的兒何尺、J?計(jì)算[4]表2.3主減速器齒輪的兒何尺寸計(jì)算用表 序號(hào)1 23456789項(xiàng)目計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果7 45 4.5主動(dòng)齒輪齒數(shù)今動(dòng)齒輪齒數(shù)模數(shù)齒面寬工作齒高 全齒高法向壓力角軸交角節(jié)圓直徑 bb2=35 ahg = H 1m h =H 2m hg= 7h=

30、8a =20° ￡ =90° d 1 = 32 d 2 =203 mmL d =m z10 節(jié)錐角1 =arctan Y 2 =90° y 1 -z1 z2 Y 1 =8.87°丫2 =81.13° A 0=103 t=14.13712 13 節(jié)錐距周節(jié)齒頂高A0= d1 d2 = 2 sin y 1 2 sin y 2t=3.1416 ha1= hg - ha 2ha 2 = k a m hf = h - hac= h - hg ha1 =5.78 ha 2 =1.2214 15 16 17 齒根高徑向間隙齒根角面錐角hf 1 =2.22 hf2 =6.78 ef=

31、arctanhf AO ya1 =y 1 +0f2 : ya2=y2+0f1?ff 1 = y 1 -Of 1 c=1 Of 1 =1.26° Of 2 =3.78° ya1 =12.65° ya 2 =82.39°18 根錐角'rf2 = y2-ef2 ?ff 1 =7.612 =77.35。 9本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)序號(hào)項(xiàng)目計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果 da1= d 1 + 2ha1 cosy 119齒頂圓直徑 da 2 = d 1 + 2ha 2 cosy 2dal =43.42 da 2 =32.38 20節(jié)錐頂點(diǎn)止齒輪外緣距離 d2 - ha1 sin y 1 2 d1 Ak 2 =- h

32、a 2 sin y 2 100.61 2 Ak 1 = Ak 1 =100.61 Ak2=14.795s1= t - s2 21理論弧齒厚s1 =10.457 s2= S k m22 23齒側(cè)間隙螺旋角 s2 =3.680.4mm P0=35。 主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算［4］在完成主減速器齒輪的幾何計(jì)算之后，應(yīng)對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，以 保證其有足夠的強(qiáng)度和壽命以及安全可靠性地工作。在進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其 影響因素。螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算：(1)主減速器螺旋推齒輪的強(qiáng)度計(jì)算①單位齒長(zhǎng)I.的劇周力p=PF (2.7) 式中：p——單位齒長(zhǎng)上的圓周力，N/mm;

33、P—作用在齒輪上的圓周力，N,按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 Te max和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算；按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)： p=Te max ? i g ? 103 =339.286<893N/mm d1 -F 2ig——為一檔傳動(dòng)比，取i g =3.967 按最大附著力矩計(jì)算時(shí):G2

34、? 103 ? T j ? K 0 ? K S ? K m Kv- F ? z ? m2 ? J(2.10) Ks——尺寸系數(shù)Ks =m =0.586； 25.4 Km—載荷分耐系數(shù)，取Km=1： Kv——質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車馭動(dòng)橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，取1； J——計(jì)算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，見(jiàn)圖2.1。 Tje作用下：從動(dòng)齒輪上的應(yīng)力o w2 =322.054MPa<700MPa；'Tjm作用下：從動(dòng)齒輪上的應(yīng)力o w2 =209.32MPa<210.9MPa： 當(dāng)計(jì)算主動(dòng)齒輪時(shí)，Tj/Z與從動(dòng) 相當(dāng)，而 J2

35、 綜上所述，故所計(jì)算的齒輪滿足彎曲強(qiáng)度的要求。汽車主減速器齒輪的損壞形式主要時(shí)疲勞損壞，而疲勞 壽命主要與口常行駛轉(zhuǎn)矩即平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tjm有關(guān)，Tje或Tjm只能用來(lái)檢驗(yàn)最大應(yīng)力，不能作為疲勞 壽命的計(jì)算依據(jù)。(2)輪齒的接觸強(qiáng)度計(jì)算螺旋錐齒輪齒面的計(jì)算接觸應(yīng)力oj (MPa)為： 2 ? T1 j ? K 0 ? K s ? K m ? K f ? 103 Kv- F ■ J1 2 aj=Cp d1(2.11) 式中：Cp——材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取232.6 N/mm： 11K 0 =1, K s =1, Km=1, K v =1； 相嚙合齒輪的齒數(shù)求綜合系數(shù)的齒輪齒數(shù)圖2

36、.1彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J[1] Kf——表而質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于制造精確的齒輪可取1： J——計(jì)算應(yīng)力的綜合系數(shù)，見(jiàn)圖3.2所示。

37、應(yīng)有以下要求：(1)具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和接觸疲勞強(qiáng)度以及較好的齒面耐磨性, 故齒表面應(yīng)有高的硬度：(2)輪齒芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)那行砸赃m應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷： (3)鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能R好，熱處理變形小或變形規(guī)律性易控制，以提高產(chǎn)品質(zhì)量、 減少制造成本并降低廢品率：(4)選擇齒輪材料的合金元素時(shí)要適應(yīng)我國(guó)的情況。例如:為了節(jié)約棵、銘 等我國(guó)發(fā)展了以鐳、機(jī)、硼、鈦、鉗、硅為主的合金結(jié)構(gòu)鋼系統(tǒng)。汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲 而齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號(hào)20CrMnTi,22CrMnMo , 20CrNiMo,20MnVB ,及20 Mn2TiB

38、,在本設(shè)計(jì)中采用了 20CrMnTi。用滲碳合金鋼制造齒輪，經(jīng)滲碳、淬火、回火后，齒輪表面硬 度可高達(dá)HRC58?64,而芯部硬度較低，當(dāng)m<8時(shí)為HRC32?45。對(duì)于滲碳深度有如下的規(guī)定：當(dāng) 端面模數(shù)mW5時(shí)，為0.9?1.3mm°由于新齒輪潤(rùn)滑不良，為了防止齒輪在運(yùn)行初期產(chǎn)生膠合、I咬死或 擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪副草熱處理及精加工后均予以厚度為0.005?0.010? 0.020mm的磷化處理或儺銅、鍍錫。這種表面鍍層不應(yīng)用于補(bǔ)償零件的公差尺寸，也不能代替潤(rùn)滑。對(duì) 齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命達(dá)25%。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪，為J'提高其耐磨性進(jìn)行滲硫處理。滲 硫處理時(shí)

39、溫度低，故不會(huì)引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較是，也會(huì)防止齒 輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。 2.6主減速器軸承的計(jì)算[4]設(shè)計(jì)時(shí)，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸初步確定軸承的型號(hào)，然后驗(yàn)算軸承壽命。影響軸承壽命的主 要外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗(yàn)算軸承壽命之前，應(yīng)先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、 圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。(1)作用在主減速器主動(dòng)齒輪I?.的力齒而寬中點(diǎn)的圓周 力 P 為 P =2T dm (2.8) 式中：T——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動(dòng)齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩T1d : dm—該齒輪齒面寬中點(diǎn)的 分度圓直徑。 注：汽車在

40、行駛過(guò)程中，由于變速器檔位的改變，且發(fā)動(dòng)機(jī)也不盡處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，因此主減速器齒輪 的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實(shí)踐表明，軸股的主要損壞形式是疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行 計(jì)算。作用在主減速番主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)笊轉(zhuǎn)矩T1d時(shí)按下式求得：T=Te maxfff 1 [fg1 (iglT1 )3 + fg2(iglIT2)3+K+fg (i gIV-T 5 ) 3 4 100 100 100 100 ]式中：fg1 ,fg2,K,fg4——變速器 I , II, 75%； K, V檔使用率為 1%, 3%, 5%, 16%, ig I ,igll, , igV ——變速器的傳動(dòng)比為 3.967, 3.848. 3.656, 3.071, 0.856； K, IlK, V,檔時(shí) 的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩利用率50%, fT1 ,fT2,K,fT4——變速器處于I 60%, 70%, 70%, 60%。對(duì)于螺 旋錐齒輪 d2m = d2-Fsin2=168.41 (mm) yd1m = d2mZ1 =26.947 (mm) Z2