汽車驅(qū)動橋承載荷重設計書(編輯修改稿)
2024-08-31 02:13 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 滾子軸承，從動錐齒輪采用無輻式結(jié)構(gòu)并用細牙螺釘以精度較高的緊配合固定在差速器殼的突緣上。圖32主減速器錐齒輪的支承形式a) 主動錐齒輪懸臂式支承； b) 主動錐齒輪騎馬式支承； c) 從動錐齒輪的支承 主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調(diào)整 為了提高主減速器錐齒輪的支承剛度，改善齒輪嚙合的平穩(wěn)性，應對支撐齒輪的圓錐滾子軸承進行預緊。對于貨車，主動錐齒輪圓錐滾子軸承的摩擦力矩一般為1～3Nm。主動錐齒輪軸承的預緊力的調(diào)整，可以利用精選兩軸承內(nèi)圈之間的套筒的長度、調(diào)整墊片厚度等方法進行。從動錐齒輪圓錐滾子軸承的預緊力，靠軸承外側(cè)的調(diào)整螺母或主減速器與軸承蓋之間的調(diào)整墊片來調(diào)整。在軸承預緊度調(diào)整之后，須進行錐齒輪嚙合調(diào)整，以保證齒輪副嚙合印跡正常，并使齒輪大端處齒側(cè)間隙在適當?shù)姆秶鷥?nèi)。主減速器錐齒輪正確的嚙合印跡位于齒高中部稍偏小端。 主減速器的設計和計算 主減速比的確定主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)形式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當變速器處于最高擋位時汽車的動力性和燃油經(jīng)濟型都有直接影響。主減速比的選擇應在汽車整體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定[9]。 (31)式中, ——主減速器的主減速比； ——車輪滾動半徑，=； ——最大功率時的發(fā)動機轉(zhuǎn)速，=2500r/min； ——汽車的最高車速，=90km/h； ——變速器最高擋的傳動比，=。由公式（31）可計算得=。通過與同類汽車的主減速比相比較，并且對值予以校正，再選取主減速器的主減速比。 主減速器齒輪計算載荷的確定 通常將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低擋傳動比和驅(qū)動車輪打滑時這兩種情況下主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩的較小者，作為載貨汽車或越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷[11]。即 (32) (33)式中：——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=560Nm；——傳動系最低檔傳動比，；——由發(fā)動機到主減速器從動齒輪之間的傳動效率， =； ——超載系數(shù)，=1； n——驅(qū)動橋數(shù)目，n=1； ——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷；=65513Nfd——汽車的動撓度； fp—汽車或汽車列車的性能系數(shù)；——輪胎對路面的附著系數(shù)，= ；——車輪的滾動半徑，=； ——由主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪的傳動效率和傳動比，由公式（32）、（33）可得 Tje=21110Nm，Tjφ=m TJ=(Tje ,Tjφ)min=21110Nm上邊所求得的計算載荷是最大轉(zhuǎn)矩,而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞的計算依據(jù)。汽車的類型很多，行駛工況又非常復雜，沒有簡單的公式可以計算出汽車的正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩。但對公路汽車來說，使用條件比非公路汽車穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩是根據(jù)平均比牽引力的值來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩為[10]： Nm (34)式中：——汽車滿載總重量，=9410=92218N；——所牽引的掛車滿載總重，=0； ——道路滾動阻力系數(shù)，= ； ——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，=； ——汽車的性能系數(shù)，當16時，取=0，（9410+0）/560=16，故fP=0；由公式（34）可得 Tjm=m 主減速器齒輪基本參數(shù)的計算（1）齒數(shù)的選擇 取主動錐齒輪的齒數(shù)Z1=7，從動錐齒輪的齒數(shù)Z2=45。修正為=。（2）節(jié)圓直徑的選擇=(13～16)=～式中：——直徑系數(shù)，取13~16。取=440 mm。 （3）齒輪端面模數(shù)的選擇 齒輪的大端端面模數(shù)[9]：
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