【正文】 dmz108㎜?1d=480㎜2 續(xù)表序 號 項 目 計 算 公 式 計 算 結(jié) 果10 節(jié)錐角arctan?1?21z=90176。17 面錐角21f??2fa =176。2f19 齒頂圓直徑11cos?aahd??=22=㎜1ad=㎜220 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離11sin?akA?2d?2h=㎜1kA=㎜221 理論弧齒厚 1stmSk2==22 齒側(cè)間隙 B=～ 23 螺旋角 ?=35176。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。隨著載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋不斷擴(kuò)大，最后導(dǎo)致輪齒部分地或整個地斷掉。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴(kuò)大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至?xí)饾u使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。②齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。當(dāng)滲碳齒輪熱處理不當(dāng)使?jié)B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。（4）齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。汽車驅(qū)動橋的齒輪，承受的是交變負(fù)荷，其主要損壞形式是疲勞。2 表 22 汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力 N／mm 2計算載荷 主減速器齒輪的 許用彎曲應(yīng)力 主減速器齒輪的 許用接觸應(yīng)力 差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力按式（21） 、式（23）計算出的最大計算轉(zhuǎn)矩 Tec，Tcs 中的較小者 700 2800 980按式（24 ）計算出的平均計算轉(zhuǎn)矩Tcf 1750 實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉(zhuǎn)矩）有關(guān)，而與汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。其中上述兩種方法計算用的許用單位齒長上的圓周力[p]都為 1865N/mm2（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(yīng)力為 N/ JmzbKTvs????2031?2m（2～9） 式中： ——該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N　 ——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向v　　　　　　　跳動精度高時，可取 。　　　J　　　　載荷作用點的位置、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。p 21N　 ， ， ——見式(29)下的說明；0Kvm ——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s情況下，可取 ； ——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） ，f即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅，磷化處理等） 。以上公式（26）～（210）以及圖 21，圖 22 均參考《汽車車橋設(shè)計》 ［１］圖 22 接觸計算用綜合系數(shù) 主減速器齒輪的材料及熱處理驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。在此，齒輪所采用的鋼為 20CrMnTi　用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達(dá)到58～64HRC，而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù) 〉8 時為 29～45HRC。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進(jìn)行滲硫處理。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。作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計算：dT 　(211)3133231max 010001 ???????? ?????? ???????????????????????????? TRgiTgiTgiTgied ffff ?式中： ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，在此取 830N——按上式主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 = =?（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如圖 23，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向為逆時針，F(xiàn) 為作用T在節(jié)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(nèi)，F(xiàn) 分解成兩個相互垂直的力 F 和 ，F(xiàn) 垂直于 OA 且位于∠OO′A 所在的平面， 位于以 OANfN fF為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應(yīng)考慮徑向力所應(yīng)起的派生軸向力的影響。R =115976=15976N。對于載貨汽車和公共汽車可取 30～35 avkm/h，在此取 km/h。和 比較， 〉 ，故軸承符合使用要求。 在此徑向力 R=13369N 軸向力 A=20202N，所以 =〈e 由《機械設(shè)計》 [6]中RA表 可查得 X=，Y== =?當(dāng)量動載荷 Q= （2??YXfd?24）式中： ——沖擊載荷系數(shù)在此取 有上式可得 Q=（113369+20202）=由于采用的是成對軸承 =?rC所以軸承的使用壽命由式（220）和式（222）可得= = = h h=hL??????????????hL39。（4）對于軸承 D，軸向力 A=0N，徑向力 R=，并且 =.4187〉eRA 由《機械設(shè)計》 [6]中表 可查得 X=，Y== 所以 Q= =()=??YRXAfd?= = = h hL???????????????L39。例如，轉(zhuǎn)彎時內(nèi)、外兩側(cè)車輪行程顯然不同，即外側(cè)車輪滾過的距離大于內(nèi)側(cè)的車輪；汽車在不平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側(cè)車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負(fù)荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會引起左、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。差速器用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動。因為它又與主減速器從動齒輪 6 固連在一起，固為主動件，設(shè)其角速度為 ；半軸齒輪 1 和 2 為從動件，其角速度為 和 。于是 = = ，即差速器0r120不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼 3 的角速度。有式（32）還可以得知：①當(dāng)任何一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時，另一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍；②當(dāng)差速器殼的轉(zhuǎn)速為零（例如中央制動器制動傳動軸時） ，若一側(cè)半軸齒輪受其它外來力矩而轉(zhuǎn)動，則另一側(cè)半軸齒輪即以相同的轉(zhuǎn)速反向轉(zhuǎn)動。圖 32 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器1， 12軸承； 2螺母；3， 14鎖止墊片；4差速器左殼；5，13螺栓；6半軸齒輪墊片；7半軸齒輪；8行星齒輪軸；9行星齒輪；10行星齒輪墊片；11差速器右殼 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)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(yīng)考慮差速器的安裝。 球面半徑 可按如下的經(jīng)驗公式確定：B mm (33) 3TKRB?式中： ——行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取 ～，對于有 4 個行星齒輪的載BK貨汽車取小值； T——計算轉(zhuǎn)矩，取 Tce 和 Tcs 的較小值，N1z2 差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數(shù)時，應(yīng)考慮它們之間的裝配關(guān)系，在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數(shù) ， 之和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布Lz2R于半軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應(yīng)滿足的安裝條件為： （3InzRL??24）式中： ， ——左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說， =Lz2R Lz2Rz2 ——行星齒輪數(shù)目；n ——任意整數(shù)。 =176。由于這種齒形的最小齒數(shù)比壓力角為 20176。6. 行星齒輪安裝孔的直徑 及其深度 L?行星齒輪的安裝孔的直徑 與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常取： ?1.?L ??nlTc??302. （3lc??5）式中： ——差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，N面寬中點處的直徑，而 d ≈ ；39。8 軸交角 =90176。 = 1fhm1ahf 2ah=。217 面錐角 ；??o 1??o=176。R2R19 外圓直徑；1cs?aohd?220o??dmm29520 節(jié)圓頂點至齒輪 外緣距離139。2 = mm1s= mm222 齒側(cè)間隙 =～ mmB=23 弦齒厚 2613dsSiii?? =?S=24 弦齒高 iiidsh4co239。m； ——差速器的行星齒輪數(shù)；n ——半軸齒輪齒數(shù)；2z 、 、 、 ——見式（29）下的說明；0Kvsm ——計算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，由圖 31 可查得 = J圖 32 彎曲計算用綜合系數(shù)根據(jù)上式 = = MPa〈 MPaw???所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。 設(shè)計半軸的主要尺寸是其直徑，在設(shè)計時首先可根據(jù)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(qū)動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對它進(jìn)行強度校核。RX2 若按最大附著力計算，即 （4?239。m；maxeT ——汽車傳動效率，計算時可取 1 或取 ；? ——傳動系最低擋傳動比；i ——輪胎的滾動半徑，m。 全浮式半軸的強度計算 首先是驗算其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 ：? MPa （4316dT??4）式中： ——半軸的計算轉(zhuǎn)矩，N 半軸花鍵的強度計算在計算半軸在承受最大轉(zhuǎn)矩時還應(yīng)該校核其花鍵的剪切應(yīng)力和擠壓應(yīng)力。T ——半軸花鍵的外徑，mm，在此取 。b ——載荷分布的不均勻系數(shù)，計算時取 。驅(qū)動橋殼應(yīng)滿足如下設(shè)計要求：① 應(yīng)具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常，并不使半軸產(chǎn)生附加彎曲應(yīng)力；② 在保證強度和剛度的情況下，盡量減小質(zhì)量以提高行駛的平順性；③ 保證足夠的離地間隙；④ 結(jié)構(gòu)工藝性好，成本低；⑤ 保護(hù)裝于其中的傳動系統(tǒng)部件和防止泥水浸入；⑥ 拆裝，調(diào)整，維修方便。 C）沖擊值急劇降低的問題，得到了與常溫相同的沖擊值。安裝制動底板的凸緣與橋殼住在一起。尤其是重型汽車，其驅(qū)動橋殼承載很重，在此采用球鐵整體式橋殼。在通常的情況下，在設(shè)計橋殼時多采用常規(guī)設(shè)計方法，這時將橋殼看成簡支梁并校核某些特定斷面的最大應(yīng)力值。 橋殼的靜彎曲應(yīng)力計算橋殼猶如一空心橫梁，兩端經(jīng)輪轂軸承支承于車輪上，在鋼板彈簧座處橋殼承受汽車的簧上載荷，而左、右輪胎的中心線，地面給輪胎的反力 （雙輪胎時則沿雙2/G胎中心） ，橋殼則承受此力與車輪重力 之差值，即（ ） ，計算簡圖如 52 所wgwg?2示。通常由于 遠(yuǎn)小于 ，且設(shè)計時不wg2/G易準(zhǔn)確預(yù)計，當(dāng)無數(shù)據(jù)時可以忽略不計所以 =26975Nm (51) 22sBgGMw????????式中： ——汽車滿載時靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷，在此 130000N；2G ——車輪（包括輪轂、制動器等）重力，N；wg ——驅(qū)動車輪輪距，在此為 1860m。只要在這三種載荷計算工況下橋殼的強度特征得到保證，就認(rèn)為該橋殼在汽車各種行駛條件下是可靠的。 橋殼的受力分析與強度計算選定橋殼的結(jié)構(gòu)形式以后，應(yīng)對其進(jìn)行受力分析，選擇其端面尺寸，進(jìn)行強度計算。另外，由于汽車的輪轂軸承是裝在半軸套管上，其中輪轂內(nèi)軸承與橋殼鑄件的外端面相靠，而外軸承則與擰在半軸套管外端的螺母相抵，故半軸套管有被拉出的傾向，所以必須將橋殼與半軸套管用銷釘固定在一起。如圖 51 所示，每邊半軸套管與橋殼的壓配表面共四處，由里向外逐漸加大配合面的直徑，以得到較好的壓配效果。 鑄造整體式橋殼的結(jié)構(gòu) 通常可采用球墨鑄鐵、可鍛鑄鐵或鑄鋼鑄造。c? 此節(jié)的有關(guān)計算參考了《汽車車橋設(shè)計》 ［１］ 中關(guān)于半軸的計算的內(nèi)容。Ad ——花鍵齒數(shù)；在此取 24z ——花鍵工作長度，mm，在此取 120mm。m ，在此取 m；T　　　 ——半軸桿部的直徑，mm。根據(jù)上式 = ???RLX在此 =39。 由于車輪承受的縱向力 ，側(cè)向力 值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，2X2Y即有 Z???故縱向力最大時不會有側(cè)向力作用，而側(cè)向力最大時也不會有縱向力作用。第四章 驅(qū)動半軸的設(shè)計 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。因此對于差速器齒輪主要應(yīng)進(jìn)行彎曲強度校核。02hd??mm42?續(xù)表序號 項目 計