車輛工程畢業(yè)設(shè)計-驅(qū)動橋及輪邊減速器設(shè)計-wenkub.com

　 　

【正文】 滿足條件。 半軸的最大扭轉(zhuǎn)角為 31018 0 ????? GJTl (45) 式中： T—— 半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩， mN? ； l—— 半軸長度 930mm； G—— 材料的剪切彈性模量 104 N/mm2 ； J—— 半軸橫截面的極慣性矩， 432dJ ?? = 。m 半軸桿部直徑的選擇 設(shè)計時，全浮式半軸桿部直徑的 初步選擇可按下式進(jìn)行： 33 3 )~(][1 9 10 TTd ??? ?取 d=47mm (43) 式中： d—— 半軸桿部直徑 mm； T—— 半軸的計算轉(zhuǎn)矩， 10898 mN? ； ][? —— 半軸轉(zhuǎn)矩許用應(yīng)力， MPa。m —— 汽車加速或減速時的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，可取 ～ 在此取 。 全浮式半軸只承受轉(zhuǎn)矩，只計算在上述第一種工 況下轉(zhuǎn)矩 ，如圖 為全浮半軸支撐示意圖 。 第 4 章 半軸及貫通軸的設(shè)計 概述 驅(qū)動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器的半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪。輪 齒彎曲強(qiáng)度 w? 為 w? = JmbzK KKTKvms2203102? （ 33） =211 .11000/1252017 =980 式中： T —— 差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉(zhuǎn) 矩，其計算式nTT ?? n—— 差速器的行星齒輪數(shù)； 2z —— 半軸齒輪齒數(shù)； 0K 、 vK 、 sK 、 mK —— 見說明； J—— 計算汽車差速器齒輪 彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)。2102 sin2 ?? hd ?? ?? mm ?? mm 21 理論弧齒厚 21 sts ?? ? ? mhhts ?? ???? t a n2 39。 18 根錐角 111 ??? ??R ； 222 ??? ??R 1R?=176。022 arctan Ahf?? 1? =176。 ?? ? 32 11 節(jié)錐距 22110 sin2sin2 ?? ddA ?? 0A =57mm 12 周節(jié) t = t = 13 齒頂高 21 aga hhh ?? 。 差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算 表 ３ .1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表（長度單位 mm） 序號 項目 計算公式 計算結(jié)果 1 行星齒輪齒數(shù) 1z ≥10，應(yīng)盡量取最小值 1z =12 2 半軸齒輪齒數(shù) 2z =14～ 25，且需滿足式（ ） 2z =20 3 模數(shù) m m =5mm 續(xù)表 31 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表（長度單位 mm） 序號 項目 計算公式 計算結(jié)果 4 齒面寬 F=(～ )A0 。 4. 大端模數(shù) m 及節(jié)圓直徑 d 的計算 i n12 572s i n2 110 ???? ?ZAm 取 5mm 分度圓直徑 mzd? mmmzd 601251 ????行 1002052 ???? mzd 半 mm 5. 壓力角 ? 過去汽車差速器齒輪都選用 ?20 壓力角，這時齒高系數(shù)為 1，而最少齒數(shù)為13。 預(yù)選其節(jié)錐距 BRA )~(0 ? ?? 57? mm 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇為了得到較大的模數(shù)，以使齒輪有較高的強(qiáng)度，行星齒輪的齒數(shù)應(yīng)盡量 少，但一般不少于 10。 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 1. 行星齒輪數(shù)目的選擇 轎車常用 2 個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用 4 個行星齒輪，少數(shù)汽車采用 3 個行星齒輪。 圖 32 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 1軸承； 2左外殼； 3墊 片； 4半軸 齒輪 ； 5墊圈； 6行星 齒輪 ； 7從動 齒輪 ； 8右外殼；9十字軸； 10螺栓 如圖 32 所示。于是 1? r + 2? r =（ 0? r + 4? r ） +( 0? r 4? r ) 即 1? + 2? =2 0? （ 31） 28 若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù) n 表示，則 021 2nnn ?? （ 32） 式（ 32）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運(yùn)動特征方程式，它表明左右兩側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速之 和等于差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍，而與行星齒輪轉(zhuǎn)速無關(guān)。行星齒輪的中心點(diǎn)為 C， A、 B、 C 三點(diǎn)到差速器旋轉(zhuǎn)軸線的距離均為 r 。 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 圖 31 差速器差速原理 如圖所示，對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機(jī)構(gòu)。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消 27 耗，而且可能導(dǎo)致轉(zhuǎn)向和操縱性能惡化。對主減速器齒輪的材料及熱處理，主減速器的潤滑給以說明。 主減速器的潤滑 主 減 速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應(yīng)注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤滑不能靠潤滑油的飛濺來實(shí)現(xiàn)。 對齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命達(dá) 25％。根據(jù)這些情況，對于驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求： (1) 具有較高的疲勞彎曲強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應(yīng)有高的硬度； (2) 輪齒心部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免輪齒折斷； (3) 鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形 小或變形規(guī)律易于控制，以提高產(chǎn)品的質(zhì)量、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率； (4) 選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。 == h 和 hL 比較， hL 〉 hL39。 對于采用跨置式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖所示： 23 圖 26 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 ????? （ 221） ? ? ? ? 22 maZRZB dFcFcFaR ?????? （ 222） 根據(jù)上式已知 aZF =25538N， RZF =， a=105mm ， b=35mm， c=70mm 所以軸承 A 的徑向力 AR = 其軸向力為 0 軸承 B 的徑向力 RB = 對于軸承 A，只承受徑向載荷 所以有公式 610?????????? ?QfCrfLpt (223) 式中 : tf —— 為溫度系數(shù)，在此取 ； pf —— 為載荷系數(shù)，在此取 。 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： ?? coscosTFF ? =Ftcos20cos37=55640 （ 216） 所以 Ft=55640 22 ??? c o s/tans in FFF TN ?? =55640sin20 （ 217） 所以 Fn=19030 ??? t a ns i nc o s FFF TS ?? = （ 218） 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 oss i ns i ntanc osc oss i n ???? FFFF SNaz =19030sin20+ cos20=25538 （ 219） ? ???????? s i ns i nc ostanc oss i nc os ???? FFFF SNRz =19030sin20= （ 220） 圖 25 主動錐齒輪齒面的受力圖 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。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。 主減速器軸承載荷的計算 軸承的計算主要是計算軸承的壽命。所以均滿足要求。 4. 輪齒的表面接觸強(qiáng)度計算 錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 bJK KKKTKdC vfmspj 301102 ??? (29) 式中： T —— 主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩； 17 pC —— 材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取 21N /mm； b —— 齒輪的齒面寬 54； 0K ， vK ， mK —— 見前式的說明； sK —— 尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，可取 ； fK —— 表面質(zhì)量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質(zhì)（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的 性質(zhì)（如鍍銅，磷化處理等）。 載荷作用點(diǎn)的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應(yīng)力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應(yīng)力計算的影響。經(jīng)驗算以上兩數(shù)據(jù)都在許用范圍內(nèi)。 2. 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 單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即： 2bPp? (25) 式中： P—— 作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 Temax 和最大附著力矩 rrG?2 兩種載荷工況進(jìn)行計算， N； 2b —— 從動齒輪的齒面寬。 在要求使用壽命為 20 萬千米或以上時，其循環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應(yīng)予避免。它多出現(xiàn)在齒 14 頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產(chǎn)生撕裂或擦傷痕跡。造成齒面剝落的主要原因是表面層強(qiáng)度不夠。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點(diǎn)蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應(yīng)力。由于接觸區(qū)產(chǎn)生很大的表面接觸應(yīng)力，常常在節(jié) 點(diǎn)附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開始，形成極小的齒面裂紋進(jìn)而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點(diǎn)的現(xiàn)象就稱為點(diǎn)蝕。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。 ② 過載折斷：由于設(shè)計不當(dāng)或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強(qiáng)度所允許的范圍，而引起輪 13 齒的一次性突然折斷。 ① 疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的 彎曲應(yīng)力。在進(jìn)行 強(qiáng)度計算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 2a? =176。 1? 1? =176。 E=20%D=50。對于弧齒錐齒輪這里取 а＝ 20176。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向。 汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為 35176。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。 根據(jù)以上要求，這里取 1z =9 2z =37，能夠滿足條件： 1z +2z =46〉 40 9 2. 從動錐齒輪大端分度圓直徑 2D 和端面模數(shù) tm 對 于雙 級主減 速器，增大尺寸 2D 會 影 響驅(qū)動橋殼的 離地 間 隙， 減 小 2D 又會 影 響 跨置式主 動齒輪 的前支承座的安 裝 空 間 和差速器的安 裝 。 （ 2） 為 了得到理想的 齒面 重合度和高的 輪齒彎 曲 強(qiáng) 度，主、 從動齒輪齒數(shù)和 應(yīng) 不小于 40。主、從動齒輪在載荷作用下的偏移量許用極限值，如圖 24 所示。兩端支承采用圓錐滾子軸承，安裝時硬是它們的圓錐滾子大端朝內(nèi)相向，小端朝外相背。但是騎馬式支承增加了導(dǎo)向軸承支座，是主減速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高。當(dāng)采用一對圓錐滾子軸承支承時，為了減小懸臂長度和增大支承間的距離，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內(nèi)，而大端朝外，以縮短跨距，從而增強(qiáng)支承剛度。 綜合考慮整車成本和驅(qū)動橋的研發(fā)與制造成本及輸入?yún)?shù)主減速比的實(shí)際情況，選擇結(jié)構(gòu)簡單，體積小，質(zhì)量輕，制造成本低的單級貫通式主減