車輛工程畢業設計-驅動橋及輪邊減速器設計(完整版)

　　

【正文】 輪的計算轉矩 cfT 對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩定，其正常持續的轉矩根據所謂的平均牽引力的值來確定： ? ? mN )( ??? ???? PHRmmrTacf fffni rGGT ? （ 23） 式中： aG —— 汽車滿載時的總重量， 25400N； TG —— 所牽引的掛車滿載時總重量， 392021N，但僅用于牽引車的計算； Rf —— 道路滾動阻力系數，對于載貨汽車可取 ~；在此取 8 Hf —— 汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，對于載貨汽車可取~ 在此取 ； pf —— 汽車的性能系數在此取 0； m? —— 主減速器主動齒輪到車輪之間的效率； mi —— 主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比； n—— 驅動橋數。 2D 可根據 經驗 公式初 選 ，即 32 2 cD TKD ? （ 24） 2DK —— 直徑系數，一般取 ～ ； Tc —— 從動錐齒輪的計算轉 矩， mN? ，為 Tce 和 Tcs 中的較小者。～ 40176。 7. 偏心距 E 值過大將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷； E 值過小，則不能發揮雙曲面齒輪傳動的特點。 2? =176。 1. 齒輪的損壞形式及壽命 齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。此外，由于裝配的齒側間隙調節不當、安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時，往 往會使一端（經常是大端）沿斜向產生齒端折斷。一般首先產生在幾個齒上。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規定里程更換規定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。 按發動機最大轉矩計算時： 15 213m a x210bdiTp ge ?? （ 26） 式中： maxeT —— 發動機輸出的最大轉矩，在此取 1500 mN? gi —— 變速器的傳動比 1d —— 主動齒輪節圓直徑 54 mm 2b —— 從動齒輪齒面寬 46mm 按上式等于 ／ mm 按最大附著力矩計算時： 2232210bdrGp r ?? ? （ 27） . 式中： 2G —— 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取 127400N； ?—— 輪胎與地面的附著系數，在此取 ； r —— 輪胎的滾動半徑 。計算彎曲應力 時本應采用輪齒中點圓周力與中點端面模數，今用大端模數，而在綜合系數中進行修正。 5. 貫通橋一級圓柱斜齒輪參數的運算 （ 1） 選擇齒輪數 :Z1=Z2=23 大、小齒輪均 選 45 鋼，采用軟齒面。 （ 1） 齒寬中點處的圓周力 齒寬中點處的圓周力為： F ＝ mdT2 (215) 式中： T —— 作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩； md —— 該齒輪的齒面寬中點處的分 度圓直徑。 所以 L ==108 s 所以軸承能工作的額定軸承壽命： nLLh 60? (224) 24 式中 : n —— 軸承的計算轉速。 汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。為此，通常是在從動齒輪的前端靠近主動齒輪處的主減速殼的內壁上設一專門的集油槽，將飛濺到殼體內壁上的部分潤滑油收集起來再經過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時的泵油作用，使潤滑油由圓錐滾子的下端通向大端，并經前軸承前端的回油孔流回驅動橋殼中間的油盆中，使潤滑油得到循環。為了防止這些現象的發生，汽車左、右驅動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度， 滿足了汽車行駛運動學要求。 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同一 半徑 r 上的 A、 B、 C 三點的圓周速度都相等（圖 31），其值為 0? r 。由于其具有結構簡單、工作平穩、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優點，故廣泛用于各類車輛上。半軸齒輪齒數取 14~25；半軸齒輪與行星齒輪的齒數比多在 ~2 范圍內；左 、 右半軸齒輪的齒數和必 30 須能被行星齒輪的數目所整除，否則將不能安裝。 b≤10m 18mm 5 工作齒高 mhg ? gh =8mm 6 全齒高 ?? mh 7 壓力角 ? 176。 2? =176。239。在一般的非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，半軸將差速器的半軸齒輪與車輪的輪轂聯接起來，半軸的形式主要取決半軸的支承形式：普通非斷開式驅動橋的半軸，根據其外端支承的形式或受力狀況不同可分為半浮式， 3/4 浮式和全浮式，在此由于是載重汽車 ，采用全浮式結構。 根據上式 22 ???? RL XX =66248 N 36 若按發動機最大轉矩計算，即 reRL riTXX /m a x22 ???? (42) 式中： ? —— 差速器的轉矩分配系數，對于普通圓錐行星齒輪差速器取 ； maxeT —— 發動機最大轉矩， 1500N 經計算最大扭轉角 ? =176。~15176。 根據上式 ?? RL XX 22 10898 N 應按發動機最大轉矩計算則： T =10898N 由于車輪承受的縱向力 2X ，側向力 2Y 值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即有 22222 YXZ ??? 故縱向力最大時不會有側向力作用，而側向力最大時也不會有縱向力作用。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。2o? =176。 9 節圓直徑 11 mzd ? ； 22 mzd ? 601?d 1002?d 10 節錐角 211 arctanzz?? ， 12 90 ?? ??? 1? =176。 3. 行星齒輪節錐角 ? 、模數 m 和節圓直徑 d 的初步確定 行星齒輪和半軸齒輪的節錐角 1? 、 2? 計算如下： ??? rc ta n1? ??? 1220a rc ta n2? 式中： 1Z 、 2Z — 分別為行星齒輪和半軸齒輪齒數。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制。 當行星齒輪 4 除公轉外，還繞本身的軸 5 以角速度 4? 自轉時（圖），嚙合點 A 的圓周速度為 1? r = 0? r + 4? r ，嚙合點 B 的圓周速度為 2? r = 0? r 4? r 。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。 本章小結 本章根據所給參數確定了主減速器計算載荷、并根據有關的機械設計、機械制造的標準對齒輪參數進行合理的選擇，最后對螺旋錐齒輪的相關幾何尺寸參數進行列表整理，并且對主動、從動齒輪進行強度校核。 對于滲碳深度有如下的規定： 當端面模數 m≤5 時， 為 ～ 當端面模數 m5～ 8 時，為 ～ 25 由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經加工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度 ～ 的磷化處理或鍍銅、鍍錫。 = amvS (225) 所以 hL39。 fF 在此平面內又可分為沿切線方向的圓周力 F 和沿節圓母 線方向的力 Fs 。 （ 2）齒輪傳遞的轉矩 )./(3 mmNT = 齒輪軸承 ??11iT （ 210） == 式中 :： 1T －傳遞的轉矩 ,N． mm； 1i －傳動比 18 軸承?－軸承效率，取軸承?= 齒輪?－齒輪傳動效率取齒輪?=93％ (3)初選載荷系數 tk = (4)取齒寬系數 d? = (5)彈性系數 Ez = amP (6)齒數比 u=1 (7)由公式 a? = ?c os)11(21 ?????? ?? zz (211) 得端面重合度 = ??????? ?? 12c os)231231( = (8)由公式 ?? = ?? tan1zd =38 ?12tan = (9)重合度系數 ?z = (10)螺旋角系數 ?z = (11)許用接觸應力由式 : ? ?HHNH sz lim?? ? 算得接觸疲勞極限應力 : aH mp5701lim ?? aH mp4132lim ?? (12)小、大齒輪的應力循環次數分別為： 1N = 250811 3 0 06060 1 ?????a L hn =. 108 7812 ????? iNN (13)壽命系數 1Nz = ?Nz (允許有局部點蝕 ) (14)安全系數 Hs = 19 ? ?HHNaH szmp 1lim11 / ?? ? = ?? ? ? ??? HHNaH szmp ?? ? ? ? ? aHH ?? ?? （ 15)初選齒輪分度圓直徑 ? ? 2)(12/HHEdtt zzzzuuTkmmd ?? ?? ??????? (212) = 3 2) (1 359 ????????= （ 16）計算載荷系數 0k 使用系數 ?Ak 齒輪線速度如下式 : 100 060)/( 31 ??? ? dnsmv ? (213) = 10 0060 13 714 ? ?? =10 動載荷系數 齒向載荷分布系數 ??k 1 齒間載荷分配系數 故 : ?????? aVA KKKkk ? （ 17）確定模數 m=d/z==4 （ 18）計算傳動尺寸中心距 )(21/43 zzmmma ?? （ 214） = )3838(412c os2 1 ?? =152 20 取： d1=d2=155mm （ 19） 修正螺旋角 a zzm 2 )(a rc c os 21 ??? =1552 )3838(4a rc cos ? ??= 6. 斜齒輪的強度計算 （ 1） 校核齒根彎曲疲勞強度： os 38c os 2211 ???? ?zz v os 39c os 2222 ??? ?zz v ?FY 、 ?FY 、 ?SY 、 ?SY 重合度系數 ??Y 螺旋角系數 ??Y （ 2）彎曲疲勞極限應力： aF mp2201lim ?? aF mp2202lim ?? 壽命系數 NN YY ? 安全系數 ?Fs 故 ： ? ? ????FNaF s FYmp ?? ? ? ???? FNaF s FYmp ?? 因 為經過核算實用疲勞強度 ＜許用應力，所以 滿足彎曲疲勞強度。 按上式 231 ????? ???????＝ 173 N/ 2mm N/ 2mm 232 ???? ??????? = N/ 2mm N/ 2mm 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。 在現代汽車的設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數據的 20%～ 25%。其表現是齒根疲勞折斷和由表面點