【正文】 取 1z =6 2z =41 1z + 2z =47〉 40 2. 從動錐齒輪大端分度圓直徑 2D 和 端面模數(shù) tm 對于單級主減速器，增大尺寸 2D 會影響驅動橋殼的離地間隙，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。 ～ 40176。 8 軸交角 ? ? =90176。 2f? =176。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產生初始的裂紋。 （ 2）齒面的點蝕及剝落 齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的 70%以上。在允許的范圍內適當加大齒面寬也是一種辦法。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤滑條件等。因此，驅動橋齒輪的許用彎曲應力不超過 ／ mm2 .表 22 給出了汽車驅動橋齒輪的許用應力數(shù)值。支承剛度大時取最小值。 圖 21 彎曲計算用綜合系數(shù) J 本科生畢業(yè)設計（論文） 14 (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 ??? N/ 2mm (210) 式中： T —— 主動齒 輪的計算轉矩； pC—— 材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取 21N /mm。 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。 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。 (1) 齒寬中點處的圓周力 齒寬中點處的圓周力為 F ＝mdT2 N (212) 本科生畢業(yè)設計（論文） 17 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 (211)。 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 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 ????? （ 218） ? ? ? ? 22 maZRZB dFcFcFaR ?????? （ 219） 根據(jù)上式已知 aZF =20202N， RZF =9662N， a=134mm ， b=84mm， c=50mm 所以軸承 A的徑向力 AR = ? ? ? ? 22 1 ?????? =15976N 其 軸向力為 0 軸承 B的徑向力 RB = ? ? ? ? 22 1 ?????? =13364N （ 1）對于軸承 A，只承受徑向載荷所以采用圓柱滾子軸承 42608E，此軸承的額定動載荷 Cr 為 ，所承受的當量動載荷 Q=X =amvS h (223) 所以 hL39。 所以軸承 C 滿足使用要求。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)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(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。半軸齒輪的齒數(shù)采用 14～ 25，大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比1z / 2z 在 ～ 的范圍內。最小齒數(shù)可減少到 10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。2 ， d39。 mzzh a?????????????????????? 2122 1ah = 2ah = 14 齒根高 1fh = 1ah 。2R? =176。輪齒彎曲強度 w? 為 w? = JmbzK KKTKvms2203102? MPa (36) 式中： T —— 差速器一個行星齒輪 傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式 nTT ?? 在此 T 為 N 計算時首先應合理地確定作用在半軸上的載荷，應考慮到以下三種可能的載荷工況： ① 縱向力 2X （驅動力或制動力）最大時，其最大值為 ?2Z ，附著系數(shù) ? 在計算時取 ，沒有側向力作。 ?? ?? 1?h = 2?h = 差速器齒輪的強度計算 差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減 速器齒輪那樣經常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。2o? =176。 9 節(jié)圓直徑 11 mzd ? ； 22 mzd ? 1001?d 1802?d 10 節(jié)錐角 211 arctanzz?? ， 12 90 ?? ??? 1? =176。 m；在此取 49984N 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù) m m=110sin2 ?zA = 220sin2 ?zA = ?? = 由于強度的要求在此取 m=10mm 得 101011 ??? mzd =100mm 22 mzd ? =10 18=180mm α 目前，汽車差速器的齒輪大都采用 176。 m. 根據(jù)上式 BR = 49984 = 所以預選其節(jié)錐距 A0 =96mm 為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少。 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 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。 A、 B兩點分別為行星齒輪 4與半軸齒輪 1和 2的嚙合點。如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。 所以軸承符合使用要求。 所以有上式可得 2n = ? = r/min 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軸承壽命： nLLh 60? h hL (222) 式中 : n —— 軸承的計算轉速， r/min。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。 m； 1if ， 2if ? iRf —— 變速器在各擋的使用率，可參考表 23選??； 1gi ， 2gi ? gRi —— 變速器各擋的傳動比； 1Tf ， 2Tf ? TRf —— 變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表 23 選取； 表 23 if 及 Tf 的參考值 經計算 dT 為 滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。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。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。 m。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。 （ 3）齒面膠合 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。在最后階段輪齒迅速 損壞或折斷。 為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質量等。折斷多數(shù)從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。 2a? =176。的壓力角。 對于從動錐齒輪齒面寬 2b ，推薦不大于節(jié)錐 2A 的 倍，即 22 Ab ? ，而且 2b 應滿足 tmb 102? ，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用： 22 Db ? =?530= 在此取 83mm 一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大 10%較為合適，在此取 1b =91mm ? 本科生畢業(yè)設計（論文） 8 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒 大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選 ? 時應考慮它對齒面重合度 ? ，輪齒強度和軸向力大小的影響， ? 越大，則 ? 也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高， ? 應不小于 ，在 ～ 時效果最好，但 ? 過大，會導致軸向力增大。 4）主傳動比 0i 較大時， 1z 盡量取得小一些，以便 得到滿意的離地間隙。 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 主減速器計算載荷的確定 1. 按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩 Ｔ ce nKiTT ToTLece /m a x ????? mN? （ 21） 式中 TLi —— 發(fā)動機至所計算的主減速器從動錐齒 輪之間的傳動系的最低擋傳動比，查得本車型為 maxeT —— 發(fā)動機的輸出的最大轉矩，查得本車型為 1230 mN? ； T? —— 傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取 ； n —— 該汽車的驅動橋數(shù)目在此取 1； oK —— 由于猛結合離合器而產生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力 傳動及自動變速器的各類汽車取 oK =，當性能系數(shù) pf 0 時可取 oK =； ???????????????????????16T gm0 . 1 9 5 016T gm0 . 1 9 5 T gm0 . 1 9 5161 0 01e m a xae m a xae m a xa當當pf （ 22） am —— 汽車滿載時的總質量在此取 27000 gK ； 所以 12301027000?? =16 ? pf =〈 0 即 oK = 由以上各參數(shù)可求 Tce Tce = 1 ???? =49984 mN? 2. 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 csT LBLBr irGTcs ?? ?? /2 mN? （ 23） 式中 2G —— 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，預設后橋所承載 210000N的負荷 。在此選用弧齒錐齒輪傳動，其特點是主、從動齒輪的軸線垂直交于一點。況且由于隨著我國公路條件的改善和物流業(yè)對車輛性 能要求的變化，重型汽車驅動橋技術已呈現(xiàn)出向單級化發(fā)展的趨勢，主要是單級驅動橋還有以下幾點優(yōu)點： (l) 單級減速驅動橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝簡單，成本較低， 是驅動橋的基本類型，在重型汽車上占有重要地位； (2) 重型汽車發(fā)動機向低速大轉矩發(fā)展的趨勢，使得驅動橋的傳動比向小速比發(fā)展； (3) 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，重型汽車使用條件對汽車通過性的要求降低。在該系列中，中央單級橋仍具有獨立性，可單獨使用，需要增大橋的輸出轉矩，使牽引力增大或速比增大時，可不改變中央主減速器而在兩軸端加上圓錐行星齒輪式減速器即可變成雙級橋。 2)中央雙級驅動橋。 5） 具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊 本科生畢業(yè)設計（論文） 2 載荷，提高汽車的平順性。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。其基本功用首先是增扭，降速，改變轉矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，并將轉矩合理的分配給左右驅動車輪；其次，驅動橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。本設計首先確定主要部件的結構型式和主要設計參數(shù)；然后參考類似驅動橋的結構，確定出總體設計方案；最后對主，從動錐齒輪，差速器圓錐行星齒輪，半軸齒輪，全浮式半軸和整體式橋殼的 強度進行校核以及對支承軸承進行了壽命校核。本設計參照傳統(tǒng)驅動橋的設計方法進行了載重汽車驅動橋的設計。 Arc bevel gear 本科生畢業(yè)設計（論文） III 目 錄 第 1 章 緒 論 ...................................................................................................