畢業設計-載重汽車驅動橋的設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 ?ahd ? 1ad = ㎜ 2ad = ㎜ 20 節錐頂點止齒輪外緣距離 1121 sin2 ?ak hdA ?? 212 dAk ? 22sin?ah? 1kA = ㎜ 2kA = ㎜ 21 理論弧齒厚 21 sts ?? mSs k?2 1s = 2s = 22 齒側間隙 B=～ 23 螺旋角 ? ? =35176。 2. 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 1） 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算 1 單位齒長上的圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力估算即 單位齒長圓周力： 2bPp? (25) 式中： P—— 作用在齒輪上的圓周力，按發動機最大轉矩 Temax 和最大附著力矩 rrG?2 兩種載荷工況進行計算， N； 2b —— 從動齒輪的齒面寬，在此取 80mm. 則： 發動機最大轉矩 蘭州工業高等專科學校畢業設計 9 213max210bdiTp ge ?? （ 26） 式中： maxeT —— 發動機輸出的最大轉矩，在此取 360 mN? ,gi —— 變速器的傳動比 , 1d —— 主動齒輪節圓直 徑，在此取 108mm. 按上式802108 3????p =745N／ mm 2輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器錐齒輪的 齒根彎曲應力為： JmzbK KKKTvms???? ?????? 203102? （ 27） 式中： T —— 該齒輪的計算轉矩， N m, 0K —— 超載系數 ,在此取 , sK —— 尺寸系數 . 當ｍ ? 時， 4 ?，在此 4?sK＝ mK —— 載荷分配系數，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時， mK ＝ ～ ； 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 , b —— 計算齒輪的齒面寬， mm。 z —— 計算齒輪的齒數； m —— 端面模數， mm。 J —— 計算彎曲應力的綜合系數，它綜合考慮了齒形系數。 載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數及慣性系數等對彎曲應力計算的影響。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。按圖 21選取小齒輪的 J ＝ ， 大齒輪 J ＝ . 按上式231 122 2 4 2 0 3 0 5102 ????? ??????? ＝ 183 N/ 2mm N/ 2mm 1 9 2 0 3 0 5102232 ???? ??????? = N/ 2mm N/ 2mm 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。 蘭州工業高等專科學校畢業設計 10 圖 21 彎曲計算用綜合系數 J 3 輪齒的表面接觸強度計算 錐齒輪的齒面接觸應力為： bJK KKKTKdC vfmspj 301102 ??? (28) 式中： T —— 主動齒輪的計算轉矩； pC—— 材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取 21N /mm。 0K ， vK ， mK —— 見式 (29)下的說明； sK —— 尺寸系數，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經驗的情況下，可取 ； fK —— 表面質量系數，決定于齒面最后加工的性質（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取 J —— 計算接觸應力的綜合系數（或稱幾何系數）。它綜合考慮了嚙合齒面 的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數、有效尺寬及慣性系數的因素的影響，按圖 22 選取 J = 按上式 3??? ???????j?=1444 〈 1750 N/ 2mm 主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。所以均滿足要求。 蘭州工業高等專科學校畢業設計 11 圖 22 接觸計算用綜合系數 主減速器軸承的計算 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。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓 周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發動機也不全處于最大轉矩狀態，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩 dT 進行計算。作 用在 主減 速器 主動 錐齒 輪上 的當 量轉 矩可 按按 下計 算， 當量 轉矩：313333332223111m a x 100100100100100 1 ?????????????????? ????????????????????????????? TRgRiRTgiTgiTgied fiffiffiffifTT ? (29) 式中： maxeT —— 發動 機最大轉矩，在此取 360N m； 1if ， 2if ? iRf —— 變速器在各擋的使用率，可參考表 23選取； 1gi ， 2gi ? gRi —— 變速器各擋的傳動比； 1Tf ， 2Tf ? TRf —— 變速器在各擋時的發動機的利用率，可參考表 23選取； 蘭州工業高等專科學校畢業設計 12 表 22 if 及 Tf 各擋使用率 轎車 公共汽車 商用汽車 三檔 四檔 四檔 五檔帶超速檔 四檔 四檔帶超速檔 五檔 KT80 KT80 fi 一 二 三 四 五 超速檔 1 9 90 1 4 20 75 2..5 16 2 6 27 65 1 4 15 50 30 1 3 11 85 7 59 30 2 5 15 fT 一 二 三 四 五 超速檔 60 60 60 70 65 60 60 65 60 60 70 70 60 60 70 70 60 60 75 60 60 70 60 50 60 70 70 70 50 60 70 70 60 經計算 dT 為 ｍ，對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑： 222 sin ?bdd m ?? 2121 zzdd mm ? 經計算 md1 ＝ md2 = (1) 齒寬中點處的圓周力 齒寬中點處的圓周力為： F ＝mdT2 (210) 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見 式 (29)。 md —— 該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑 . 按上式圓周力 F = ? = （ 2）錐齒輪的軸向力和徑向力： 圖 23 主動錐齒輪齒面的受力圖 車 型 變 速 器 檔 位 fi FT 蘭州工業高等專科學校畢業設計 13 如圖 23，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。 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 。 F與fF 之間的夾角為螺旋角 ? ， FT 與 fF 之間的夾角為法向壓力角 ? ，這樣就有： ??? ta ns inc o s FFF TS ?? （ 211） ??? c o s/ta ns in FFF TN ?? （ 212） ?? coscosTFF ? （ 213） 于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸 向力 A和徑向力 R 分別為： ? ???????? c o ss ins int a nc o sc o ss in ???? FFFF SNaz （ 214） ? ???????? s ins inc o st a nc o ss inc o s ???? FFFF SNRz （ 215） 有式（ 214）可計算： ? ? ???????? ? o s35s a n35c o s 3azF 20201N 有式（ 215）可計算： RzF ? ????????? in35s o a n35c o s 3 =9661N 2. 主減速器軸承載荷的計算 軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子 軸承作支承時，還應考慮徑向力所應起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。 對于采用騎馬式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖 24所示 蘭州工業高等專科學校畢業設計 14 圖 24 主減速器軸承的布置尺寸 軸承 A， B的徑向載荷分別為 RA = ? ? ? ? 22 maZRZ dFbFbFa ????? （ 216） ? ? ? ? 22 maZRZB dFcFcFaR ?????? （ 217） 根據上式已知 aZF =20201N， RZF =9661N， a=134mm ， b=84mm， c=50mm 所以軸承 A 的徑向力 AR = ? ? ? ? 22 0 20 6 61842 5 45 0134 1 ?????? =16985N 其軸向力為 0 軸承 B的徑向力 RB： RB = ? ? ? ? 22 02 4 66 1502 54 5 01 341 ?????? =14374N （ 1）對于軸承 A，只承受徑向載荷所以采用圓柱滾子軸承 N307E，此軸承的額定動載荷 Cr為 ，所承受的當量動載荷 Q=X RA =1 15976=16276N。 所以有 : 610?????????? ?QfCrfLpt s 式中 :tf —— 為溫度系數，在此取 。 pf —— 為載荷系數，在此取 。 所以 L = 63103 101 5 9 7 0 21 ?????????? ??= 108 s 對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速 2n 為轉速 2n : ramrvn ? (218) 式中： r —— 輪胎的滾動半徑 amv —— 汽車的平均行駛速度， km/h。對于載貨汽車和公共汽車可取 30～ 35 km/h，在此取 km/h。 所以有上式可得 2n = ? = r/min 蘭州工業高等專科學校畢業設計 15 而主動錐齒輪的計算轉速 1n = =728 r/min 所以軸承能工作的額定壽命： nLLh 60? h (219) 式中 : n —— 軸承的計算轉速， r/min。 有上式可得軸承 A 的使用壽命 72860 8???hL =6188 h 若大修里程 S 定為 100000 公里，可計算出預期壽命： hL39。 =amvS (220) 所以 hL39。 = = h 和 hL 比較， hL 〉 hL39。 ，故軸承符合使用要求。 （ 2）對于軸承 B，選用圓錐滾子軸承 33217。 在此徑向力 R=13369N 軸向力 A=20202N，所以 RA =〈 e 由《機械設計》 [6]中 表 可查得 X=， Y== ?? = 當量動載荷：