【文章內(nèi)容簡介】 2z 46 端面模數(shù) m 7 ㎜ 齒面寬 b 1b =55 ㎜ 2b =50 ㎜ 工作齒高 mhhag *2? ?gh 14 ㎜ 全齒高 ? ?mchha **2 ?? h = ㎜ 法向壓力角 ? ? =20176。 大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 10 軸交角 ? =90 ? =90 節(jié)圓直徑 d =m z ?1d 49mm 2d =322mm 節(jié)錐角 ?1? arctan21zz 2? =90176。 1? 1? =176。 2? =176。 節(jié)錐距 A0 =11sin2 ?d =22sin2 ?d 取 A0 = 周節(jié) t= m t= 齒頂高 mhhaa *? ah =7mm 齒根高 fh =? ?mcha **? fh = ㎜ 徑向間隙 c= mc* c= ㎜ 齒根角 0arctan Ahff ?? f? = 176。 面錐角 211 fa ??? ?? 122 fa ??? ?? 1a? =176。 2a? =176。 根錐角 1f? = 11 f??? 2f? = 22 f?? ? 1f? =176。 2f? =176。 齒頂圓直徑 1111 co s2 ?aa hdd ?? 2ad = 222 cos2 ?ahd ? 1ad = 2ad = 理論弧齒厚 21 sts ?? mSs k?2 1s = 2s = 齒側(cè)間隙 查表取低精度 螺旋角 ? 取 ? =35176。 大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 11 4. 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 (1) 單位齒長圓周力 主減速器錐齒輪的表面耐磨性，通常輪齒上的單位齒長圓周力來估算，即 2bFp? N／ mm () 式中： P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 maxeT 和最大附著力矩zyG?2兩種載荷工況進(jìn)行計算， N； F ——作用在齒輪上的圓周力， N； 2b ——從動齒輪的齒面寬，在此取 50mm. 1)按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時： 321m a x 102 ?? bnD ikiTkp fged ? N／ mm () 式中： gi ——變速器的傳動比， ； 1D ——主動錐齒輪分度圓直徑： 1D = 1Z sm =49mm maxeT ——發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取 mN? ； 按上式 321m a x 102 ?? bnD ikiTkp fged ?=／ mm P=[P],校核滿足要求。 2)按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩計算： mmr ibDrmGP ?? 22223 /102 ?? 后驅(qū)動橋在滿載狀態(tài)下的靜載荷： 2G =。 汽車最大加速度時的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)： 2m =； 輪胎與路面之間的付著系數(shù)： ? =。 車輪滾動半徑： r =。 r =H+d/2。 主減速器從動齒輪到車輪間的傳動比： mi =1； 主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率： m? =。 2D =322mm ； 2b = 50mm 將各參數(shù)代入上式得： p= [p]=1429Mpa 齒輪表面耐磨性合格 大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 12 (2) 齒輪彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為： wσ = 30 102 ?wsvmsc bD Jmk kkkT () 式中 cT —齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，對于主動齒輪GCiTT ?0?= mN? ,對從動齒輪，cfcsce TTT 和、 中的較小值，為 mN? 0k —過載系數(shù)，一般取 1； sk —尺寸系數(shù)， ； mk —齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結(jié)構(gòu)， k 取 =； vk —質(zhì)量系數(shù)，取 1； b—所計算的齒輪齒面寬； 1b =55mm 2b =50mm D—所討論齒輪大端分度圓直徑； 1D =49mm 2D =322mm ?J —齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，選取小齒輪的 1J ＝ ，大齒輪 2J ＝.； 1? = 30 102 ?wsvmsbDJmk kkkT = ????? ???? = 主從動錐齒輪的 wσ ≤[ wσ ]=700MPa，輪齒彎曲強度滿足要求。 (3) 輪齒接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為： 301 102 ??JvfmszpJ bJk kkkkTDc? () 式中： J? —錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力， MPa； 1D —主動錐齒輪大端分度圓直徑， mm； 1D =49mm b—主、從動錐齒輪齒面寬較小值； b=50mm fk —齒面品質(zhì)系數(shù)，取 ； pc —綜合彈性系數(shù)，取 1/2/mm； sk —尺寸系數(shù)，取 ； 大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 13 jJ —齒面接觸強度的綜合系數(shù)，查表取 ； zT —主動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩； Tz= k0、 km、 kv 選擇同式 () 將各參數(shù)代入式 ()，有： 301 102 ??JvfmszpJ bJk kkkkTDc? = MPa J? ≤[ J? ]=2800MPa，輪齒接觸強度滿足要求。 5. 主減速器 錐齒輪 軸承的載荷計算 錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上租用有一法向力。該法向力可以分解為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 (1) 錐齒輪齒 面上的作用力 齒寬中點處的圓周力為 F ＝22mDT N () 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(dāng)量轉(zhuǎn)矩 2mD ——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑 。 按上式主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 F = .? = (2) 錐齒輪的軸向力和徑向力 圖 主動錐齒輪齒面 受力圖 如圖 所示，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，旋轉(zhuǎn)方向為逆時針， FT 為作用在節(jié)大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 14 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)， FT 分解成兩個相互垂直的力 FN 和 fF ， F N 垂直于 OA 且位于 ∠ OO′A所在的平面， fF 位于以 OA 為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。 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 。 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 有 : ??c o sc o sTFF ? () ??? c o s/tans in FFF TN ?? () ??? t a ns i nc o s FFF TS ?? () 于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力 azF 和徑向力 RzF 分別為 : ? ???????? c oss i ns i ntanc osc oss i n ???? FFFF SNaz () ? ???????? s i ns i nc ostanc oss i nc os ???? FFFF SNRz () 由式 ()可計算 ? ? ????????? os35s i i n20tan35c os 3azF RzF ? ????????? i n35s i os20t a n35c os 3 = 作用在從動錐齒輪齒面上的軸向力 acF 和徑向力 RcF 分別為 : ? ???????? c oss i ns i ntanc osc oss i n ???? FFFF SNac () ? ???????? s i ns i nc ostanc oss i nc os ???? FFFF SNRc () 由式 ()可計算 ? ? ????????? os35s i i n20tan35c os 3acF RzF ? ????????? i n35s i os20t a n35c os 3 = (3) 主減速器錐齒輪軸承載荷的計算 對于主動齒輪采用懸臂式支撐，對于從動齒輪采用傳統(tǒng)的騎馬式支撐方式。 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 所示 大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 15 圖 單級主減速器軸承布置位置 軸承 A， B 的徑向載荷分別為 RA = ? ? ? ? 22 maZRZ dFbFbFa ????? () ? ? ? ? 22 maZRZB dFcFcFaR ?????? () 求得 aZF =， RZF =， a=67mm ， b=41mm， c=63mm ,d=125mm 軸承 A 的徑向力 AR = ? ? ? ? 22 ?????? = 其軸向力為 0 軸承 B 的徑向力 RB = ? ? ? ? 22 ?????? = 其軸向力為 0 1） 對于軸承 A 采用圓柱滾子軸承，采用 30205E，此軸承的額定動載荷 rC 為 ??10 ，所承受的 當(dāng)量動載荷 AQ X R?? 取 X=1 則 Q=1 AR? = 6( ) 10trpfCL fQ ??? (s) 式中 pf ——溫度系數(shù)，取 pf ——載荷系數(shù)，取 大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 16 L= 63103 10 3 9 ?????????? ?? =? 810 (s) 對于無輪邊減速器的驅(qū)動橋來說，主減的從動齒輪軸承的計算轉(zhuǎn)矩 2n 為 m in/ rn ??? 則主動齒輪的計算轉(zhuǎn)速 m i n/ 5 7 6 rn ??? 所以軸承能工作的額定軸承壽命為 hL h 960 8 ?? ?? 若大修里程 S 定為 100000 公里，可計算出預(yù)期壽命 即 hV SL ah ???? 均 而 39。hhLL? ，故軸承符合使用要求 2） 對于軸承 B 是一對軸承 對于成對安裝的軸承組的計算當(dāng)量載荷時徑向動載荷系數(shù) X 和軸向動載荷系數(shù) Y值按雙列軸承選用， e 值與單列軸承相同。在此選用 30205 型軸承， 此軸承的額定動載荷 rC 為 。 派生軸向力 NYRS ???? 軸向載荷： 5 5 8 9 6 9 5 4 811 ????? SAA eRA ??? 3 8 故 ?X ?Y ? ?YAXRfQ d ?? df :沖擊載荷系數(shù)，取 ? ?YAXRfQ d ?? = ? ? 0 3 7 5 5 8 2 6 7 ????? N hnQCnL rh 3 ????????? ???????????? ?? 39。hhLL? ，故軸承符合使用要求 3） 對于從動齒輪的軸承 C ， D 選用圓錐滾子軸承，選用 30211，軸承的額定動載荷 rC 為 ，經(jīng)過校核，符大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 17 合使用要求。 小結(jié) 本章運用傳統(tǒng)理學(xué)的計算方法，利用已知的數(shù)據(jù)對驅(qū)動橋的尺寸進(jìn)行了計算，在計算結(jié)果和理論經(jīng)驗的基礎(chǔ)上對驅(qū)動橋的結(jié)果形式進(jìn)行了具體選擇。并且對所選擇的結(jié)果進(jìn)行了強度校核和壽命計算等，均滿足設(shè)計要求。 差速器設(shè)計 根據(jù)汽車行駛運動學(xué)的要求和實際上的車輪、道路以及他們之間的相互關(guān)系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的行程往往是有差別的。例如，轉(zhuǎn)彎時外側(cè)車輪的行程總要比內(nèi)側(cè)的長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右 車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負(fù)荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等原因引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅(qū)動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右驅(qū)動車輪的轉(zhuǎn)速雖相等而行程卻又不同的這一運動學(xué)上的矛盾，引起某一驅(qū)動車輪產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)或滑移。這不僅會是輪胎過早磨損、無益地消耗功率和燃料以及驅(qū)動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉(zhuǎn)向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉(zhuǎn)彎時有大的滑轉(zhuǎn)或滑移 ，易使汽車在轉(zhuǎn)向時失去抗側(cè)滑能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學(xué)上的不協(xié)調(diào) 而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動輪間都裝有差速器，后者保證了汽車驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不同時具有以不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運動學(xué)的要求。在