車輛工程畢業設計-驅動橋及輪邊減速器設計-免費閱讀

　　

【正文】 扭轉角宜選為 6176。m； ?—— 汽車傳動效率，計算時可取 ； i —— 傳動系最低擋傳動比 r —— 輪胎的滾動半徑， 。 設計半軸的主要尺寸是其直徑，在設計時首先可根據對使用條件和載荷工況相同或相近的同類汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個驅動橋的布 35 局來看比較合適的半軸半徑，然后對它進行強度校核 全浮式半軸的設計與計算 4． 2． 1 半軸的計算載荷的確定 計算時首先應合理地確定作用在半軸上的載荷，應考慮到以下三種可能的載荷工況： 1. 縱向力 2X （驅動力或制動力）最大時，其最大值為 ?2Z ，附著系數 ? 在計算時取 ，沒有側向力作用； 2. 側向力 2Y 最大時，其最大值為 ?2Z 1 （發生于汽車側滑時），側滑時輪胎與地面的側向附著系數 1? 在計算時取 ，沒有縱向力作用； 3. 垂向力最大時（發生在汽車以可能的高速通過不平路面時），其值為? ? dw kgZ ?2 ，其中 wg 為車輪對地面的垂直載荷， dk 為動載荷系數，這時不考慮縱向力和側向力的作用。12 1s = mm 2s = mm 22 齒側間隙 B =～ mm B = 33 差速器齒輪的強度計算 差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合狀態，只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。 17 面錐角 211 ??? ??o ； 122 ??? ??o 1o? =176。 8 軸交角 ? 90176。根據這些要求初定半軸齒輪齒數為 20；差速器行星輪個數為 4，齒數為 12。 29 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。于是1? = 2? = 0? ，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼 3 的角速度。 差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動。這樣不但可使軸承得到良好的潤滑、散 熱和清洗，而且可以保護前端的油封不被損壞。在此，齒輪所采用的鋼為 20CrMnTi 用滲碳合金鋼制造的齒輪，經過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到 58～ 64HRC，而心部硬度較低，當端面模數 m 〉 8 時 ， 為 29～ 45HRC。 有上式可得軸承 A 的使用壽命 72860 8???hL=6833h 若大修里程 S 定為 100000 公里，可計算出預期壽命即 hL39。 按上式主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 F = （ 2） 最齒輪的軸向力和徑向力 如圖 25，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針， FT 為 作用在節錐面上的齒面寬中點 A處的法向力，在 A點處的螺旋方向的法平面內，FT 分解成兩個相互垂直的力 FN 和 fF ， FN 垂直于 OA 且位于 ∠ OO′A 所在的平面， fF 位于以 OA 為切線的節錐切平面內。小齒輪調質處理，齒面硬度為 217～255HBS 平均硬度為 :236HBS 大齒輪正火處理，齒面硬度為 162～ 217HBS 平均硬度為 190HBS，大、小齒輪齒面平均硬度差為 46HBS，在 30～ 50HBS 范圍內，選用 8 級精度。按圖五選取小齒輪的 J ＝ ，大齒輪 J ＝ 。 按上式等于 ／ mm。 汽車驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。當滲碳齒輪熱處理不當使滲碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。在齒輪繼續工作時，則擴大凹坑的尺寸及數目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。它們的主要特點及影響因素分述如下： （ 1）輪齒折斷 主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。 11 節錐距 A0 =11sin2 ?d =22sin2 ?d A0 = 12 周節 t= m t= 續表 21 主減 速器 圓 弧 錐齒輪 的幾何尺 寸計 算用表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 13 齒頂高 mhh aa *? ah =㎜ 14 齒根高 fh =? ?mcha **? fh =8㎜ 15 徑向間隙 c= mc* c= 16 齒根角 0arctan Ahff ?? f?=176。一般對于乘用車和總質量不大的商用車，E；且 E40%A；對于總質量較大的商用車， E（ ~） D，且 E20%A。而商用車選用較小的? 值以防止軸向力過大，通常取 37176。 所以 2D =（ ～ ） 3 . =3 . =280mm 初選 2D =280mm 則 tm = 2D / 2z =280/37= 參考《機械設計手冊》選取 ?tm 8mm ，則 2D =296mm 根據 tm = 3 cm TK 來校核 sm =8mm 選取的是否合適，其中 mK =（ ～ ） 此處， tm =3 =，因此滿足校核條件。 所以： ? ? mN )( ??? ???? PHRmmrTacf fffni rGGT ? = ? ? )392021254000( ???? ?? = mN? 錐齒輪主要參數的選擇 主減 速器 錐齒輪 的主要 參數 有主、 從動齒輪 的 齒數 1z 和 2z 、 從動錐齒輪 大端分度 圓 直 徑 2D 、端面模 數 tm 、主 從動錐齒輪齒面寬 1b 和 2b 、中 點 螺旋角 ? 、法向 壓力 角 ? 等。為了增強支承剛度，支承間的距離（ c+d）應盡量縮小。 懸臂式齒輪一側的軸頸懸臂式地支承于一對軸承上。 主減速器的減速形式 主減速器的減速型式分為單級減速、雙續減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。另外，由于雙曲面傳動的主動齒輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應力降低。當偏移距大到一定程度時，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過。 驅動橋是汽車傳動系統中主要總成之一。其質量，性能的好壞直接影響整車的安全性，經濟性、舒適性、可靠性。同時，驅動后架或承載車身之間的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩。 第 2章 貫通橋主減速器設計 主減速器的結構形式 主減速器可根據齒輪類型、減速形式及主、從動齒輪的支撐形式不同分類。主動齒輪的端面模數或端面周節大于從動齒輪的。當傳動比小于 2 時，雙曲面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大，這時選用螺旋錐齒輪更合理，因為后者具有較大的差速器可利用空間。這樣以來，不僅使驅動橋中間部分主減速器的輪廓尺寸減小，加大了離地間隙，并可得到大的驅動橋減速比 (其值往往在 16~26左右 )，而且半軸、差速器及主 減速器從動齒輪等零件的尺寸也可減小。 重型汽車主減速器主動齒輪都是采用騎馬式支承。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應保證當偏移量達到允許極限，即與從動錐齒輪背面接觸時，能夠制止從動錐齒輪繼續偏移。 （ 5） 對 于不同的 主傳動 比， 1z 和 2z 應有適 宜的搭配。 對于從動錐齒輪齒面寬 2b ，推薦不大于節錐 2A 的 倍，即 22 Ab ? ，而且 2b 應滿足 tmb 102? ，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用： 22 Db ? =? 296=46mm 一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，通常使小齒輪的齒面比 10 大齒輪大 10%，在此取 1b = ?? %)101(2b 54mm 4. 中點螺旋角 ? 弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選 ? 時應考慮它對齒面重合度 ? ，輪齒強度和軸向力大小的影響， ? 越大，則 ? 也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩，噪聲越低，而且輪齒的強度越高， ? 應不小于 ，在 ～ 時效果最好，但 ? 過大，會導致軸向力增大。 6. 法向壓力角 法向壓力角大一些可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重合度下降。 9 節圓直徑 d =m z ?1d 72mm 2d =296mm 10 節錐角 ?1?arctan21zz 2? =90176。 19 外圓直徑 1111 co s2 ?aa hdd ?? 1ad = 12 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 2ad = 221 cos2 ?ahd ? 2ad =299mm 20 節錐頂點止齒輪外緣距離 11201 sin2 ?? ahd ?? 2102 d?? 22sin?ah? 01? = 02? = 21 理論弧齒厚 21 sts ?? mSs k?2 1s = 2s = 主減速器錐齒輪的強度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在開始出現裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。 ① 點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。規定范圍內的正常磨損是允許的。汽車驅動橋的最大輸出轉矩 Tec 和最大附著轉矩 Tcs 并不是使用中的持續載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應力，不能作為疲勞損壞的依據。支承剛度大時取最小值； vK —— 質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節及徑向跳動精度高時，可取 ； z—— 計算齒輪的齒數； m —— 端面模數； J—— 計算彎曲應力的綜合系數（或幾何系數），它綜合考慮了齒形系數。 取 按上式 =1679 〈 1750 N/ 2mm 主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。 1. 錐齒輪齒面上的作用力 錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。當主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計算出軸承的徑向載荷。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。滲硫后摩擦系數可以顯著降低，故即使潤滑條件較差，也會防止齒輪咬死 、膠合和擦傷等現象產生。如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。 A、 B 兩點分別為行星齒輪 4 與半軸齒輪 1 和 2 的嚙合點。 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 普通的對稱式 圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。球面半徑根據經驗公式來確定： 3 jBB TKR ? 3 jBB TKR ? =（ ） 3 ? =58mm 式中： BK — 行星齒輪球面半徑系數， BK =~（有四個行星 齒輪的轎車和公路用貨車取小值；有 2 個行星齒輪的轎車，以及越野汽車 、 礦用汽車取大值）； jT — 主減速器從動輪所傳遞的扭矩。 `所以初定壓力角為 ?25 行星齒輪安裝孔直徑 ? 及其深度 L 的確定 根據《汽車工程手冊》中： ? ?nlTc?? 1030 ?? （ 33） 3 ???? ?? 31 ???? ?L mm 式中： 0T — 差速器傳遞的轉矩， ； m— 行星齒輪數； l — 為行星齒輪支撐面中點到錐頂的距離（ ?? dl ， ?2d 為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而 ?2d d? ）， mm； ??c? — 支撐面的許用擠壓應力，取為 69N/mm2 。 2fh = 15 徑向間隙 c =h gh = + c = 16 齒根角 1? =01arctanAhf 。1201 sin2 ?? hd ?? 239。 本章小結 本章首先介紹了差速器結構作用及工作原理，對普通對稱式圓錐行星齒輪差速器的基本參數進行了設計計算，根據機械設計、機械 制造的標準值對差速器齒輪的幾何尺寸列表整理，并且對強度進行了校核，最終確定了所設計差速器的各個參數，并滿足了強度校核。22 GmXX RL ?? (41) 式中： ? —— 輪胎與地面的附著系數取 ； 39。 37 331016?? dT?? = 3310471610898?? = ][? ，強度滿足要求。 花鍵軸的強度計算 為了使半軸的花鍵內徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做得粗些，并適當