【正文】 6） 式中： maxeT —— 發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取 1500 mN? gi —— 變速器的傳動比 1d —— 主動齒輪節(jié)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(qū)動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅(qū)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(shù)，在此取 ； r —— 輪胎的滾動半徑 。 3. 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 KKKTv ms???? ?????? 203102? （ 28） 式中： T —— 該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 為 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(shù)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進行修正。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(shù)（或稱幾何系數(shù)）。 5. 貫通橋一級圓柱斜齒輪參數(shù)的運算 （ 1） 選擇齒輪數(shù) :Z1=Z2=23 大、小齒輪均 選 45 鋼，采用軟齒面。 設(shè)計時，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié) 21 構(gòu)尺寸初步確定軸承的型號，然后驗算軸承壽命。 （ 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(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩； md —— 該齒輪的齒面寬中點處的分 度圓直徑。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。 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(zhuǎn)速。 ，故軸承符合使用要求。 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。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進行滲硫處理。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(nèi)壁上設(shè)一專門的集油槽，將飛濺到殼體內(nèi)壁上的部分潤滑油收集起來再經(jīng)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(zhuǎn)時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的下端通向大端，并經(jīng)前軸承前端的回油孔流回驅(qū)動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。 26 第 3 章 貫通橋差速器設(shè)計 汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往不等。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅(qū)動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度， 滿足了汽車行駛運動學要求。差速器殼 3 與行 星齒輪軸 5 連成一體，形成行星架。 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)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 。因此在汽車轉(zhuǎn)彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉(zhuǎn)速自轉(zhuǎn)，使兩側(cè)驅(qū)動車輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動而無滑動。由于其具有結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。本 設(shè)計 采用 4 個行星齒輪。半軸齒輪齒數(shù)取 14~25；半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在 ~2 范圍內(nèi)；左 、 右半軸齒輪的齒數(shù)和必 30 須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，否則將不能安裝?，F(xiàn)在大都選用 0322 ?? 的壓力角，齒高系數(shù)為 ，最少齒數(shù)可減少至 10。 b≤10m 18mm 5 工作齒高 mhg ? gh =8mm 6 全齒高 ?? mh 7 壓力角 ? 176。mzzh a?????????????????????? 2122 1ah = 2ah = 14 齒根高 1fh = 1ah 。 2? =176。 2R? =176。239。 圖 33 彎曲計算用綜合系數(shù) 所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。在一般的非斷開式驅(qū)動橋上，驅(qū)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(lián)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(qū)動橋的半軸，根據(jù)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(jié)構(gòu)。 其計算可按 rRrL rXrXT ??? ? 22 求得，其中 LX2 ， RX2 的計算，可根據(jù)最大附著力和發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算，并取兩者中的較小者。 根據(jù)上式 22 ???? RL XX =66248 N 36 若按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算，即 reRL riTXX /m a x22 ???? (42) 式中： ? —— 差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對于普通圓錐行星齒輪差速器取 ； maxeT —— 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， 1500N因半軸材料取 40Cr， ][? 為 784MPa左右，考慮安全系數(shù)在 ～ 之間，可取 ][? =490~588MPa。 經(jīng)計算最大扭轉(zhuǎn)角 ? =176。 花鍵軸的強度計算 為了使半軸的花鍵內(nèi)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?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應地增加，通常取 10 齒(轎車半軸 )至 1。~15176。 37 331016?? dT?? = 3310471610898?? = ][? ，強度滿足要求。 根據(jù)上式 ?? RL XX 22 10898 N 應按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算則： T =10898N22 GmXX RL ?? (41) 式中： ? —— 輪胎與地面的附著系數(shù)取 ； 39。 由于車輪承受的縱向力 2X ，側(cè)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(cè)向力作用，而側(cè)向力最大時也不會有縱向力作用。 本章小結(jié) 本章首先介紹了差速器結(jié)構(gòu)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(shù)進行了設(shè)計計算，根據(jù)機械設(shè)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(shè)計差速器的各個參數(shù)，并滿足了強度校核。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。1201 sin2 ?? hd ?? 239。2o? =176。 2fh = 15 徑向間隙 c =h gh = + c = 16 齒根角 1? =01arctanAhf 。 9 節(jié)圓直徑 11 mzd ? ； 22 mzd ? 601?d 1002?d 10 節(jié)錐角 211 arctanzz?? ， 12 90 ?? ??? 1? =176。 `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(jù)《汽車工程手冊》中： ? ?nlTc?? 1030 ?? （ 33） 3 ???? ?? 31 ???? ?L mm 式中： 0T — 差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩， ； m— 行星齒輪數(shù)； l — 為行星齒輪支撐面中點到錐頂?shù)木嚯x（ ?? 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 。 3. 行星齒輪節(jié)錐角 ? 、模數(shù) m 和節(jié)圓直徑 d 的初步確定 行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)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(shù)。球面半徑根據(jù)經(jīng)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(shù)， 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。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。 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 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。 當行星齒輪 4 除公轉(zhuǎn)外，還繞本身的軸 5 以角速度 4? 自轉(zhuǎn)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 。 A、 B 兩點分別為行星齒輪 4 與半軸齒輪 1 和 2 的嚙合點。差速器有多種形式，在此設(shè)計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產(chǎn)生驅(qū)動輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)。 本章小結(jié) 本章根據(jù)所給參數(shù)確定了主減速器計算載荷、并根據(jù)有關(guān)的機械設(shè)計、機械制造的標準對齒輪參數(shù)進行合理的選擇，最后對螺旋錐齒輪的相關(guān)幾何尺寸參數(shù)進行列表整理，并且對主動、從動齒輪進行強度校核。滲硫后摩擦系數(shù)可以顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死 、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。 對于滲碳深度有如下的規(guī)定： 當端面模數(shù) m≤5 時， 為 ～ 當端面模數(shù) 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(chǎn)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(jīng)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。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。 = amvS (225) 所以 hL39。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。 fF 在此平面內(nèi)又可分為沿切線方向的圓周力 F 和沿節(jié)圓母 線方向的力 Fs 。 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。 （ 2）齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 )./(3 mmNT = 齒輪軸承 ??11iT （ 210） == 式中 :： 1T －傳遞的轉(zhuǎn)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(shù) tk = (4)取齒寬系數(shù) d? = (5)彈性系數(shù) Ez = amP (6)齒數(shù)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(shù) ?z = (10)螺旋角系數(shù) ?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(huán)次數(shù)分別為： 1N = 250811 3 0 06060 1 ?????a L hn =. 108 7812 ????? iNN (13)壽命系數(shù) 1Nz = ?Nz (允許有局部點蝕 ) (14)安全系數(shù) Hs = 19