【正文】 m 所以在鋼板彈簧座附近的危險(xiǎn)斷面處的彎曲應(yīng)力 w? 和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 ? 分別為 37 hhvvw WMWM ??? MPa (68) tWT?? MPa (69) 式中 hv MM, —— 分別為橋殼在兩鋼板彈簧座之間的垂向彎矩和水平彎矩，見(jiàn)式（ 65），和式（ 66）； thv WWW , —— 分別為橋殼在危險(xiǎn)斷面處的垂向彎曲截面系數(shù)，水平彎曲截面系數(shù)和扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)。 i —— 傳動(dòng)系的最低傳動(dòng)比； ? —— 傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率，在此取 。 m (67) 式中 maxeT —— 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，在此為 380N m （ 66） 所以根據(jù)上式 2 ???hM = 根據(jù)上式 vM = 2 ??? =49800 N 此時(shí)后驅(qū)動(dòng)橋橋殼在左、右鋼板彈簧座之間的垂向彎矩 vM 為 22 22 sBgmGM wv ??????? ?? N 如圖 54 所示為汽車以最大牽引力行駛的受力簡(jiǎn)圖。在這兩種載荷總的作用下，橋殼所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力 wd? 為 wjdwd k ?? ? MPa （ 63） 式中 dk —— 動(dòng)載荷系數(shù)，對(duì)于載貨汽車取 ； wj? —— 橋殼在靜載荷下的彎曲應(yīng)力 ， MPa。所以在此采用矩形管狀。 m 而靜彎曲應(yīng)力 wj? 則為 34 310??vwj WM? MPa （ 62） 式中 M —— 見(jiàn)（ 61）； vW —— 危險(xiǎn)斷面處（鋼板彈簧座附近）橋殼的垂向彎曲截面系數(shù)，具體見(jiàn)下： 截面圖如圖 63所示，其中 B=160mm， H=170mm， ? =25mm， 1? =30mm. 圖 63 鋼板彈簧座附近橋殼的截面圖 垂向彎曲截面系數(shù) : ? ?3361 bhBHHW v ?? = ? ?33 1101101701601706 1 ???? = 水平彎曲截面系數(shù) : ? ?3361 hbHBBW h ?? = ? ?33 1101101701701606 1 ???? = 扭轉(zhuǎn)截面系數(shù) : ? ?? ?112 ??? ??? HBW t =2 30 135 140=1134000mm3 垂向彎曲截面系數(shù) , 水平 彎曲截面系數(shù) , 扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)的計(jì)算參考《材料力學(xué)》 [9]。 s —— 驅(qū)動(dòng) 橋殼上兩鋼板彈簧座中心間的距離，在此為 1030m. 橋殼的危險(xiǎn)斷面通常在鋼板彈簧座附近。 圖 62 橋殼靜彎曲應(yīng)力計(jì)算簡(jiǎn)圖 橋殼按靜載荷計(jì)算時(shí)，在其兩鋼板彈簧座之間的彎矩 M 為 222 sBgGM w ??????? ?? N在通常的情況下，在設(shè)計(jì)橋殼時(shí)多采用常規(guī)設(shè)計(jì)方法，這時(shí)將橋殼看成簡(jiǎn)支梁并校核某些特定斷面的最大應(yīng)力值。 圖 61 鑄造整體式驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu) 橋殼的受力分析與強(qiáng)度計(jì)算 選定橋殼的結(jié)構(gòu)形式以后，應(yīng)對(duì)其進(jìn)行受力分析，選擇其端面尺寸，進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。尤其是重型汽車， 32 其驅(qū)動(dòng)橋殼承載很重，在此采用球鐵整體式橋殼。橋殼中部前端的平面及孔用于安裝主減速器及差速器總成，后端平面及孔可裝 上后蓋，打開(kāi)后蓋可作檢視孔用。鋼板彈簧座與橋殼鑄成一體，故在鋼板彈簧座附近橋殼的截面可根據(jù)強(qiáng)度要求鑄成適當(dāng)?shù)男螤?，通常多為矩形。為了進(jìn)一步提高其強(qiáng)度和剛度，鑄造整體式橋殼的兩端壓入較長(zhǎng)的無(wú)縫鋼管作為半軸套筒，并用銷釘固定。在球鐵中加入 %的鎳，解決了球鐵低溫（ 41176。 考慮的設(shè)計(jì)的是載貨汽車，驅(qū)動(dòng)橋殼的結(jié)構(gòu)形式采用鑄造整體式橋殼。 31 第 6 章 驅(qū)動(dòng)橋殼的設(shè)計(jì) 驅(qū)動(dòng)橋殼的主要功用是支承汽車質(zhì)量，并承受有車輪傳來(lái)的路面反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳 給車身，它同時(shí)又是主減速器，差速器和半軸的裝配體。 根據(jù)上式可計(jì)算得 s? = 3540102134 3?????????? ??= MPa c? = 35404 3540102 1 3 4 3????????? ??????? ??= MPa 根據(jù)要求當(dāng)傳遞的轉(zhuǎn)矩最大時(shí)，半軸花鍵的切應(yīng)力 [ s? ]不應(yīng)超過(guò) MPa，擠壓應(yīng)力 [ c? ]不應(yīng)超過(guò) 196 MPa，以上計(jì)算均滿足要求。 b —— 花鍵齒寬， mm，在此取 。 Ad —— 相配花鍵孔內(nèi)徑， mm，在此取 35mm。 m。 半軸花鍵的剪切應(yīng)力 s? 為 ??bzLdDTpABs ?????? ???410 3 MPa (55) 半軸花鍵的擠壓應(yīng)力 c? 為 ??pABABc zLdDdDT?????? ??????? ???2410 3 MPa （ 56） 式中： T —— 半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩， N 根據(jù)上式 ? ＝?＝ 169 MPa ??? =(490～ 588) MPa 所以滿足強(qiáng)度要求。 m 在此取 m 全浮式半軸的桿部直徑的初選 全浮式半軸桿部直徑的初選可按下式進(jìn)行 ? ? 33 3 )~( 10 TTd ??? ? （ 53） 根據(jù)上式 ? ?3 ~?d =（ ～ ） mm， 根據(jù)強(qiáng)度要求在此 d 取40mm。 上參數(shù)見(jiàn)式（ 41）下的說(shuō)明。 根據(jù)上式 22 ???? RL XX =2846 N 若按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算，即 reRL riTXX /m a x22 ???? （ 52） 式中 ? —— 差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對(duì)于普通圓錐行星齒輪差速器取； maxeT —— 發(fā)動(dòng)機(jī)最大 轉(zhuǎn)矩， N22 GmXX RL ?? （ 51） 式中 ? —— 輪胎與地面的附著系數(shù)取 ； 39。 全浮式半軸計(jì)算載荷的確定 全浮式半軸只承受轉(zhuǎn)矩，其計(jì)算轉(zhuǎn) 矩可有 rRrL rXrXT ??? ? 22 求得，其中 LX2 ， RX2 的計(jì)算，可根據(jù)以下方法計(jì)算，并取兩者中的較小者。 在一般的非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋上，驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)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(lái)，半軸的形式主要取決半軸的支承形式：普通非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)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 載貨 汽車，采用全浮式結(jié)構(gòu)。此節(jié)內(nèi)容圖表參考了《汽車車橋設(shè)計(jì)》中差速器設(shè)計(jì)一節(jié)。因此對(duì)于差速器齒輪主要應(yīng)進(jìn)行彎曲強(qiáng)度校核。2 ≈ 2d ； ??c? —— 支承面的許用擠壓應(yīng)力，在此取 69 MPa 根據(jù)上式 39。2 ， d39。 m；在此取 16768N的壓力角。的少， 故可以用較大的模數(shù)以提高輪齒的強(qiáng)度。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(qiáng)度。 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 = ?? 31sin12752 =6 由于強(qiáng)度的要求在此取 m=10mm， 得 12611 ??? mzd =72mm ， 22 mzd ? =6 20=120mm 壓力角α 目前，汽車差速器的齒輪大都采用 176。 1? =90176。 在此 1z =12， 2z =20 滿足以上要求。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(nèi)。 m. 根據(jù)上式 BR = =76mm 所以預(yù)選其節(jié)錐距 A0 =75mm 行星齒輪與半軸齒輪的選擇 為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強(qiáng)度，應(yīng)使行星齒輪的齒數(shù)盡量少。 行星齒輪球面半徑 BR 的確定 圓錐 行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑 BR ，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實(shí)際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強(qiáng)度。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動(dòng)齒輪軸承支承座及主動(dòng)齒輪導(dǎo)向軸承座的限制。由于其具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(diǎn)，故廣泛用于各類車輛上。 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 普通的對(duì)稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個(gè)半軸齒輪，四個(gè)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。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(yīng)轉(zhuǎn)速自轉(zhuǎn)，使兩側(cè)驅(qū)動(dòng)車輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動(dòng)而無(wú)滑動(dòng)。 嚙合點(diǎn) B的圓周速度為 。 于是， 即 差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。行星齒輪的中心點(diǎn)為 C， A、 B、 C 三點(diǎn)到差速器旋轉(zhuǎn)軸線的距離均為 r 。因?yàn)樗峙c主減速器從動(dòng)齒輪 6固連在一起，固為主動(dòng)件，設(shè)其角速度為 ；半軸齒輪 1 和 2 為從動(dòng)件其角速度為 和 。 22 第 4章 差速器設(shè)計(jì) 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 圖 41 差速器差速原理 如圖 41 所示，對(duì)稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機(jī)構(gòu)。 所以軸承 D滿足使用要求。 （ 4） 對(duì)于軸承 D，軸向力 A=0N，徑向力 R=，并且 RA =.4187〉 e 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中表 可 查得 X= ， Y== 。 hL = ????????? ?QCrn16670 = ??????? =2896 3 h hL39。 對(duì)于從動(dòng)齒輪的軸承 C， D 的徑向力計(jì)算公式見(jiàn)式（ 319）和式（ 320）已知 F=25450N， aZF =14000N， RZF =6000N， a=410mm， b==250mm 所以，軸承 C 的徑向力： cR = ? ? ? ? 22 ?????? = 軸承 D 的徑向力： 21 DR = ? ? ? ? 22 ?????? = 軸承 C， D均采用 7315E，其額定動(dòng)載荷 Cr 為 134097N （ 3） 對(duì)于軸承 C，軸向力 A=9662N，徑向力 R=，并且RA=〉e，在此 e 值為 約為 ，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中表 可查得 X=，Y== 。 由于采用的是成對(duì)軸承 ?rC =， 所以軸承的使用壽命由式（ 321）和式（ 322）可得 hL = ????????? ?QCrn16670 = ?????? ?= h h= hL39。在此選用 7514E 型軸承。 ，故軸承符合使用要求。 == h。 由 上式可得軸承 A 的使用壽命 72860 8???hL =6188 h 若大修里程 S 定為 100000 公里，可計(jì)算出預(yù)期壽命即 hL39。 所以有上式可得 2n = ? = r/min 而主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 1n = =728 r/min。 此外對(duì)于無(wú)輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋來(lái)說(shuō)，主減速器的從動(dòng)錐齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速 2n 為 ramrvn ? r/min (322) 式中 r —— 輪胎的滾動(dòng)半徑， m amv —— 汽車的平均行駛速度， km/h。 pf — — 為載荷系數(shù)，在此取 。 RA =115976=15976N。當(dāng)主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計(jì)算出軸承的徑向載荷。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時(shí)，還應(yīng)考慮徑向力所應(yīng)起的派生軸向力的 影響。 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 ? ，這樣就有： ?? coscosTFF ? （ 314） ??? c o s/tans in FFF TN ?? （ 315） ??? ta ns inc o s FFF TS ?? （ 316）