《越野車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)-【汽車專業(yè)畢業(yè)論文】【答辯通過(guò)】》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《越野車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)-【汽車專業(yè)畢業(yè)論文】【答辯通過(guò)】（44頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、汽車專業(yè)畢業(yè)論文---答辯通過(guò) 極具參考價(jià)值 摘要 本設(shè)計(jì)首先確定各主要部件的結(jié)構(gòu)型式和主要設(shè)計(jì)參數(shù)，然后參考同類的驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)，確定出設(shè)計(jì)方案并進(jìn)行計(jì)算和設(shè)計(jì)，最后對(duì)主從動(dòng)錐齒輪、半軸齒輪、半軸、橋殼輪邊機(jī)構(gòu)等部分進(jìn)行校核，對(duì)支撐軸承進(jìn)行了壽命校核. 本設(shè)計(jì)采用主減速器和輪邊減速器雙級(jí)傳動(dòng)副傳動(dòng)，均勻分配單一傳動(dòng)副上的高強(qiáng)度磨損，輪邊機(jī)構(gòu)的應(yīng)用，大大的提高了離地間隙，提高了汽車的通過(guò)性.本設(shè)計(jì)在我國(guó)尚處于起步階段，在我國(guó)仍有很大的發(fā)展?jié)摿桶l(fā)展空間，本設(shè)計(jì)也將是未來(lái)越野汽車和重載汽車的發(fā)展方向。 本設(shè)計(jì)具有以下的優(yōu)點(diǎn)：由于采用輪邊雙級(jí)驅(qū)動(dòng)橋，使得整個(gè)后橋的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造工藝簡(jiǎn)單，從而大

2、大的降低了制造成本。并且，提高了汽車的離地間隙。 關(guān)鍵字：越野汽車;后橋;輪邊雙級(jí);圓弧齒錐齒輪 Abstract This design is to first identify major parts of the structure and main design parameters, then reference to similar axles structure, confirmed the design and calculation and design， final master-slave dynamic bevel gear and half axle gea

3、rs, half axle， bridge housing wheel edges institutions, to test the part such as back—up bearing life respectively。 This design USES the main reducer and wheel edges reducer doublestage transmission vice transmission, evenly distributed single transmission of high intensity vice wear， wheel edges in

4、stitutions of applications， greatly improve the ground clearance is achieved, improved the car through sexual。 This design in our country is still at the beginning, in our country still has great potential for growth and development space, this design also will be the future off—road vehicle and h

5、eavy—load automobiledevelopment direction. This design has the following advantages: due to the wheel edges doublestage axles, make the whole bridge structure is simple， make simple process， thus greatly reduce the production cost. And， improve the car from the ground clearance。 Key word: off-ro

6、ad vehicle, Rear axle, Wheel edges doublestage； Arc tooth wimble gear 目 錄 摘要 I Abstract II 目 錄 III 第1章 緒論 1 第2章 驅(qū)動(dòng)橋總體結(jié)構(gòu)方案分析 2 第3章 主減速器設(shè)計(jì) 4 3.1 主減速器的結(jié)構(gòu)型式 4 3。1。1 主減速器齒輪的類型 4 3.1.2 主減速器主、從動(dòng)錐齒的支承型式 4 3。2 主減速器的基本參數(shù)與設(shè)計(jì)計(jì)算 5 3。2。1 主減速比的確定 5 3.2.2 主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定 5 3.2.3 主減速器齒輪基本參

7、數(shù)的選擇 6 3.2。4 主減速器圓孤齒輪的幾何參數(shù)計(jì)算 7 3。2。5 主減速器圓弧錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 10 3。3 主減速器的材料選擇及熱處理方法 12 3。4 主減速器軸承的計(jì)算 12 3。4。1 錐齒輪齒面上的作用力 12 3.4.2 主減速器軸承載荷的計(jì)算 15 小結(jié) 18 第4章 差速器設(shè)計(jì) 19 4。1 差速器類型的選擇 19 4。2 差速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算 19 4.2.1 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 19 4.2。2 差速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算 21 4。2。3 差速器齒輪的強(qiáng)度校核 23 4.3 差速器齒輪的材料選擇 24 4。

8、4 差速器殼體的材料選擇 24 小結(jié) 24 第5章 驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 25 5。1 半軸的形式 25 5.2 半軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 25 5.2.1 全浮式半軸的計(jì)算載荷確定 25 5.2。2 全浮式半軸桿部直徑初選 26 5.2。3 半軸的強(qiáng)度計(jì)算 26 5。2.4 半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算 27 5.3 半軸材料與熱處理 28 小結(jié) 28 第6章 輪邊部分的設(shè)計(jì) 29 6.1 輪邊減速器的結(jié)構(gòu)型式 29 6.1。1 輪邊減速器的齒輪類型 29 6。1。2 輪邊減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支撐方式 29 6.2 輪邊減速器的基本參數(shù)與設(shè)計(jì)計(jì)算

9、29 6.2.1 圓柱直齒輪主要參數(shù)的選擇 29 6.2。2 輪邊減速器圓柱直齒輪的幾何參考數(shù)計(jì)算 30 6。2。3 輪邊減速器圓柱齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 31 6。3 輪邊減速器齒輪材料的選擇及熱處理方法 34 6.4 輪邊減速器殼的材料選擇 34 6.5 輪邊減速器圓柱軸承的計(jì)算 34 6。5.1 圓柱齒輪齒面上的作用力 34 6.5.2 輪邊減速器軸承載荷的計(jì)算 36 小結(jié) 38 第7章 驅(qū)動(dòng)橋殼設(shè)計(jì) 39 7.1 橋殼的結(jié)構(gòu)型式 39 7。2 橋殼的受力分析與強(qiáng)度計(jì)算 39 7.2。1 橋殼的靜彎曲應(yīng)力計(jì)算 39 7.2.2 在不平路面沖擊

10、載荷作用下的橋殼強(qiáng)度計(jì)算 40 7。2.3 汽車以最大牽引力行駛時(shí)的橋殼強(qiáng)度計(jì)算 41 7.2.4 汽車緊急制動(dòng)時(shí)的橋殼強(qiáng)度計(jì)算 43 7。2.5 汽車受最大側(cè)向力時(shí)的橋殼強(qiáng)度計(jì)算 43 7.3 橋殼的材料選擇 44 小結(jié) 44 結(jié)論 45 致謝 46 參考文獻(xiàn) 47 附錄 48 本論文材料僅供參考學(xué)習(xí)，疑問(wèn)可咨詢 文檔貢獻(xiàn)者。 第1章 緒論 汽車驅(qū)動(dòng)橋位于傳動(dòng)系的未端.其基本功用首先是增扭、降速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動(dòng)軸直接從變速器傳來(lái)的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分配給左右驅(qū)動(dòng)車輪；其次,驅(qū)動(dòng)橋還要承受作用于路在或車身之間的重直力,縱向力和橫向力,以及制

11、動(dòng)力和反作用力等。驅(qū)動(dòng)橋一般由主減速器，差速器,車輪傳動(dòng)裝置和橋殼組成。 汽車的使用性能對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)有較高的要求，而驅(qū)動(dòng)橋在傳統(tǒng)中起著舉足輕的作用。汽車的特點(diǎn)和優(yōu)越性對(duì)于生產(chǎn)商來(lái)說(shuō)提高其產(chǎn)品市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力的一個(gè)法寶.對(duì)于越野汽車驅(qū)動(dòng)橋的離地間隙來(lái)說(shuō)，絕大多數(shù)汽車企業(yè)只是單純的提高懸架和鋼板彈簧的高度,這樣做很大程度上降低了汽車的可靠性和安全性,然而輪邊減速器驅(qū)動(dòng)橋就可以解決這些問(wèn)題，而且其優(yōu)越性是無(wú)可比擬得，所以設(shè)計(jì)新型的驅(qū)動(dòng)橋成為新的課題。 目前國(guó)外掌握輪邊減速器技術(shù)核心的企業(yè)屈指可數(shù)，在國(guó)內(nèi)更是聊聊無(wú)幾，所以輪邊減速器驅(qū)動(dòng)橋的研究對(duì)于我們來(lái)說(shuō)有舉足輕重的意義. 設(shè)計(jì)后橋時(shí)應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要

12、求： 1。選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比,以保證汽車具有最佳的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。 2.外廓尺寸小,保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過(guò)性的要求。 3。齒輪及其他傳動(dòng)件工作平穩(wěn),噪聲小。 4.在各種載荷和轉(zhuǎn)速工況下有較高的傳動(dòng)效率。 5.具有足夠的強(qiáng)度和剛度,減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 6.制造容易，維修，調(diào)整方便. 第2章 驅(qū)動(dòng)橋總體結(jié)構(gòu)方案分析 本設(shè)計(jì)的課題是BJ4500后驅(qū)動(dòng)橋，要設(shè)計(jì)這樣的越野車驅(qū)動(dòng)橋,一般選用非斷開(kāi)式結(jié)構(gòu),該種型式的驅(qū)動(dòng)橋的橋殼是一根支承在左右驅(qū)動(dòng)車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成,主減速器，差速器和半軸等所有傳動(dòng)件都裝在其中,外接輪邊

13、部分。此時(shí)驅(qū)動(dòng)橋,驅(qū)動(dòng)車輪都屬于簧下質(zhì)量 驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)形式有多種，基本形式有三種： 　　1.中央單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋。 　　2。中央雙級(jí)驅(qū)動(dòng)橋。 　　3。中央單級(jí)、輪邊減速驅(qū)動(dòng)橋。輪邊減速驅(qū)動(dòng)橋較為廣泛地用于油田、建筑工地、礦山等非公路車與軍用車上。當(dāng)前輪邊減速橋可分為3類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋；一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅(qū)動(dòng)橋；另一類是普通圓柱齒輪式輪邊減速器。 　 （1)圓錐行星齒輪式輪邊減速橋。由圓錐行星齒輪式傳動(dòng)構(gòu)成的輪邊減速器，輪邊減速比為固定值2，它一般均與中央單級(jí)橋組成為一系列。在該系列中，中央單級(jí)橋仍具有獨(dú)立性，可單獨(dú)使用，需要增大橋的輸出轉(zhuǎn)矩,使?fàn)恳υ龃蠡?/p>

14、速比增大時(shí)，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(jí)橋。這類橋與中央雙級(jí)減速橋的區(qū)別在于：降低半軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，把增大的轉(zhuǎn)矩直接增加到兩軸端的輪邊減速器上 ,其“三化”程度較高.但這類橋因輪邊減速比為固定值2，因此，中央主減速器的尺寸仍較大，一般用于公路、非公路軍用車. (2）圓柱行星齒輪式輪邊減速橋.單排、齒圈固定式圓柱行星齒輪減速橋，一般減速比在3至4。2之間。由于輪邊減速比大，因此，中央主減速器的速比一般均小于3，這樣大錐齒輪就可取較小的直徑，以保證重型卡車對(duì)離地問(wèn)隙的要求。這類橋比單級(jí)減速器的質(zhì)量大,價(jià)格也要貴些，而且輪穀內(nèi)具有齒輪傳動(dòng),長(zhǎng)時(shí)間在公路上行駛會(huì)產(chǎn)

15、生大量的熱量而引起過(guò)熱；因此，作為公路車用驅(qū)動(dòng)橋,它不如中央單級(jí)減速橋。 (3）普通圓柱齒輪式輪邊減速器。在雙級(jí)主減速器中，通常把兩級(jí)減速齒輪放在一個(gè)主減速器殼內(nèi)，也可將第二級(jí)減速齒輪移向驅(qū)動(dòng)車輪并靠近輪轂，作為輪邊減速器。對(duì)于越野汽車來(lái)說(shuō)，為了提高汽車驅(qū)動(dòng)橋的離地間隙，可將普通的由一對(duì)圓柱齒輪構(gòu)成的輪邊減速器的主動(dòng)齒輪置于其從動(dòng)齒輪的垂直上方，這種布置方式的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)緊湊、強(qiáng)度高、成本低,故廣泛用于越野汽車上。 綜上所述，普通圓柱齒輪式輪邊減速器驅(qū)動(dòng)橋還有以下幾點(diǎn)優(yōu)點(diǎn)： 　　1。 普通圓柱齒輪式輪邊減速器驅(qū)動(dòng)橋，制造工藝簡(jiǎn)單，成本較低， 是驅(qū)動(dòng)橋的基本類型，在越野汽車上占有重要地位；

16、 　　2. 與其它型式輪邊減速器驅(qū)動(dòng)橋相比，由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化,機(jī)械傳動(dòng)效率提高，易損件減少，可靠性提高。 　　因此，圓柱齒輪式輪邊減速器驅(qū)動(dòng)橋在BJ4500車型上的應(yīng)用非常成功，很容易達(dá)到提高越野性的目的 第3章 主減速器設(shè)計(jì) 3。1 主減速器的結(jié)構(gòu)型式 3.1。1 主減速器齒輪的類型 主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等型式。在此選用弧齒錐齒輪傳動(dòng)，其特點(diǎn)是主，從驅(qū)動(dòng)齒輪的軸線垂直等于一點(diǎn)，由于輪齒端面垂疊的影響,至少有兩個(gè)以上的齒輪同時(shí)咬合,固此可以承受較大的負(fù)荷,而且其齒輪不是在齒的全長(zhǎng)上同時(shí)齒合，而是逐漸由齒的一端連續(xù)平穩(wěn)地傳向另一端，所以工作平

17、穩(wěn),噪聲和振動(dòng)小，另外弧齒錐齒輪與雙曲面齒輪相比，具有較高的傳動(dòng)效率,可達(dá)99%。 3。1.2 主減速器主、從動(dòng)錐齒的支承型式 主動(dòng)錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種. 懸臂式支承結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)是在錐齒輪的大端一側(cè)要用較長(zhǎng)的軸徑，其上安裝兩個(gè)圓錐滾子軸承。為了方便折裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的軸徑大些.靠近齒輪的支承軸承有時(shí)也要用圓錐滾子軸承，這時(shí)另一軸承必須要用能承受雙向軸向力的圓錐滾子軸承,支承剛度除了與軸承形式,軸徑大小，支承間距離和懸臂長(zhǎng)度有關(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合等度有關(guān)?？缰檬街С须m然承載能力較高，但其制造工藝較復(fù)雜且

18、成本較高，不易折裝；而懸臂支承可解決以上存在的問(wèn)題.由于BJ4500車傳遞的轉(zhuǎn)矩較小，所以，在此選用懸臂支承，并且兩軸承的跨度適當(dāng)加大，以提高其支承剛度。 從動(dòng)齒輪多用圓錐滾子軸承支承。 3.2 主減速器的基本參數(shù)與設(shè)計(jì)計(jì)算 3。2。1 主減速比的確定 原車輛的傳動(dòng)比為9.2，由于該車的傳動(dòng)多是經(jīng)過(guò)反復(fù)計(jì)算才合理分配的，在此，主減速器的傳動(dòng)比為4.6，輪邊部分傳動(dòng)比為2,使其沒(méi)有變化，之后可以不進(jìn)行傳動(dòng)系列傳動(dòng)比重新分配。 3。2。2 主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定 1.按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動(dòng)比確定以動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce Tce

19、=Temax。iTL.K0. /n N。M (3—1) 式中iTL—發(fā)動(dòng)機(jī)至所計(jì)算的主減速器驅(qū)動(dòng)錐齒輪之間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)時(shí)，在此取18.538此數(shù)據(jù)參考BJ4500車型; Temax-發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大扭矩，在此取180N.m；此數(shù)據(jù)參考BJ4500 —傳動(dòng)手上傳動(dòng)部分的傳動(dòng)效率,取0.9； n—該汽車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目，在次取2; —由于猛結(jié)合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時(shí)的超載系數(shù)，對(duì)于一般載貨汽車、礦用汽車、越野車以及液力傳遞及自動(dòng)變速器的各類汽車。取=1。0當(dāng)性能系數(shù)>0時(shí),可取=2.0； ma—車滿載的總質(zhì)量,取2010Kg。 所以 0.195×=2

20、1.8>16 即=1.0 Tce==1501.578N。m 2.按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcs Tcs=/ N。m (3—3) 式中 —汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，預(yù)設(shè)后橋承載11010N的負(fù)荷； —輪胎對(duì)地面的附著系數(shù)，對(duì)于按轉(zhuǎn)一般輪胎的公路用車，??？=0。85；對(duì)于越野汽車取1.0；對(duì)于安裝防滑寬輪的高級(jí)轎車,計(jì)算時(shí)可取1.25； -車輪的滾動(dòng)半徑，為0.30m ；-分別為所計(jì)算的主減速器從動(dòng)錐齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比，取0。95；取2. Tcs=11010x1x0.3/0.95x2=1738.4

21、2N.m 3。2。3 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 1.主,從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2， 選擇主,從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素： （1）為了磨合均勻，Z1和Z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)。 （2)為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲程度，主從動(dòng)齒輪 的齒數(shù)和應(yīng)不小于40 (3）為了齒合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞程序，對(duì)于商用車，一般不小于Z1不小于6 （4）主傳動(dòng)比較大時(shí)，Z1盡量取小一些，以便得到滿意的離地間隙。 （5)對(duì)于不同的主傳動(dòng)比，Z1和Z2應(yīng)有適宜的搭配。 根據(jù)以上要求查閱工程師手冊(cè)得，Z1=8 Z2=37 Z1+ Z2=45〉40 2.從動(dòng)錐齒輪大端分

22、度圓直徑和端向模數(shù)mt 可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即 = （3-4） —-直徑系數(shù)，一般選取13—16； Tc—-從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N。m，為Tce和Tcs中的較小者; =（13-16）=（148.865~183.22)mm； mt =/ Z2=(148.865—183.22)/37=(4。02—4.95) 根據(jù)mt=來(lái)校核，其中=（0.3—0。4） 此處，mt=（0。3—0。4） =(3.44—4。58), mt=4.5 =166。5 滿足校核 3.主，從動(dòng)錐齒輪面寬和 對(duì)于從動(dòng)錐齒

23、輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐的0。3倍,即0.3， 對(duì)于汽車主減速器圓弧齒輪推薦要用： =（0.25-0。30）=22mm 在此取22mm 一般習(xí)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％為合適，取=24mm 4。中點(diǎn)螺旋角: 在此=35 5。螺旋方向： 主動(dòng)錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時(shí)針運(yùn)動(dòng),這樣從動(dòng)錐為右旋，從錐頂看為順時(shí)針,驅(qū)動(dòng)汽車前進(jìn). 6。法向壓力角 越野汽車可選用21.15的壓力角. 7.輪邊減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)：

24、 （3—5) 式中 A－輪邊調(diào)速器主,從動(dòng)齒輪的中心距mm; Tjz－從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)距,N·m； =120.35—136.50=130mm 　　　　=49.4—53.3=50mm　　　　 (3-6) 式中 b－輪邊減速器齒輪的初選寬度，mm Ａ－如（3—6)式所示 所以，輪邊減速器的兩圓柱齒輪的中心距為130mm,齒輪寬度為50mm 3。2。4主減速器圓孤齒輪的幾何參數(shù)計(jì)算 表3—1主減速器圓孤齒輪幾何計(jì)算用表 序號(hào) 項(xiàng)目 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果 １ 主動(dòng)齒輪齒數(shù) 8

25、２ 從動(dòng)齒輪齒數(shù) 37 ３ 傳動(dòng)比 4.6 ４ 平面齒輪齒數(shù) 37。85 ５ 大端面模數(shù) mt 4。5 ６ 法向壓力角 ＥＮ型刀盤 21。15 ７ 軸交角 90 ８ 中點(diǎn)螺旋角預(yù)選值及方向 =35 左旋 ９ 節(jié)圓直徑 10 節(jié)錐角 11 節(jié)(外）錐距 85。17 12 齒向?qū)? =22 =24 13 參考錐距 76.04 14 內(nèi)錐距 63.17 15 中點(diǎn)錐距 74.17 16 參考點(diǎn)螺旋角初校值 37。474 17 刀盤型號(hào) 查閱工程師手

26、冊(cè) 18 參考點(diǎn)螺旋角初校值 35.36 19 刀片型號(hào) 查閱工程師手冊(cè) 20 參考法向模數(shù) 3.28 21 參考點(diǎn)螺旋角 35.28 22 中點(diǎn)螺旋角 查閱工程師手冊(cè) 35 23 中點(diǎn)法向模數(shù) 3.21 24 小端螺旋角 查表得 38 25 齒高模數(shù) 3.2 26 齒工作高 6。4 27 齒全高 7。23 28 刀傾角 查閱工程師手冊(cè) 0 29 不產(chǎn)生根切時(shí)主動(dòng)輪允許的最大根高 30 高度變位量 1.3 31 齒頂高 32 齒根高 33

27、 徑向間隙 0。83 34 外圓直徑 35 節(jié)錐頂點(diǎn)至外緣的距離 36 切向變位量 0.25 37 參考點(diǎn)分度圓法向理論弧齒厚 38 齒側(cè)間隙 0。12 3.2。5 主減速器圓弧錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 1、單位齒長(zhǎng)上的圓周力 (3—7) 式中 P-作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大附 —兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算，N —從動(dòng)齒輪的齒面寬，在此取22mm。 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)： （3—8） 式中 -發(fā)動(dòng)機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩，取180

28、—變速器的傳動(dòng)比4。03; —主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑取36mm。 按最大附著力矩計(jì)算時(shí)： （3—9) 式中 —汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷,對(duì)于后橋驅(qū)動(dòng)的車還應(yīng)考慮汽車最大加速度時(shí)的負(fù)荷增加量，取11010； —輪胎與地面的附著系數(shù),取0。85； —輪胎的滾動(dòng)半徑，在此取0。30。 在現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量提高，單位齒長(zhǎng)上的圓周力有時(shí)提高許用數(shù)據(jù)的20％-25％。 2、輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為： （3—10) 式中 T-該

29、齒輪的據(jù)算轉(zhuǎn)矩,； —超載系數(shù);在此取1.0； —尺寸系數(shù)，反應(yīng)材料的不均勻性,與齒輪尺寸熱處理有關(guān)，取0.6488.； -載荷分配系數(shù)，取1.2； —質(zhì)量系數(shù),對(duì)于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪，當(dāng)出輪接觸良好時(shí)，周節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)可取1。0； b—計(jì)算齒輪的出面寬，22mm; Z—計(jì)算出輪的齒數(shù),37； m-端面模數(shù)，4.5mm； J—查工程師手冊(cè)得J=0。246。 所以主減速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求. 3、齒輪的表面接觸強(qiáng)度計(jì)算 錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 (3—11） 式中 T—主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩；取343.61 —材料的彈性

30、系數(shù)，對(duì)于鋼制輪輻應(yīng)取232。6； 、、—見(jiàn)式（3—11）F的說(shuō)明； —尺寸系數(shù),在此可取1.0； —表面質(zhì)量系數(shù)，一般情況下,對(duì)于制造精確的齒輪可取1。0； J—計(jì)算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)，查表得出J=0。285. 主從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力均滿足要求。 3.3 主減速器的材料選擇及熱處理方法 汽車主減速器用的齒輪和差速器用的齒輪都是用的滲碳合金鋼制造，在 此可用20。用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過(guò)滲碳、淬火、回火。 3。4 主減速器軸承的計(jì)算 3。4。1 錐齒輪齒面上的作用力 錐齒輪在工作過(guò)程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力

31、、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 為計(jì)算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩.汽車在行駛過(guò)程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動(dòng)機(jī)也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中.實(shí)踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算。作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計(jì)算： 　(3—12） 式中：-—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩,在此取180N.M 　　　,…—變速器在各擋的使用率，可參考表3—4選??； 　　　，…—變速器各擋的傳動(dòng)比； 　　　，…—變速器在各擋時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)的利用率，可參考表3—2 表3—2及的 經(jīng)計(jì)算為1164.8

32、Ｎ·ｍ 對(duì)于圓錐齒輪的齒面中點(diǎn)的分度圓直徑 經(jīng)計(jì)算＝26mm =120mm 1。 齒寬中點(diǎn)處的圓周力 齒寬中點(diǎn)處的圓周力為 ＝　　N　 （3—13） 式中:—作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn) 矩見(jiàn)式（3—1)； —該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑。 按上式主減速器主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力=25。45KN 2。 錐齒輪的軸向力和徑向力 圖3—1 主動(dòng)錐齒輪齒面的受力圖 如圖3—1，主動(dòng)錐齒輪螺旋方向?yàn)樽笮?，從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針，F(xiàn) 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點(diǎn)A處的法向力，在A點(diǎn)處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)分解成

33、兩個(gè)相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以O(shè)A為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。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.F與之間的夾角為螺旋角,F與之間的夾角為法向壓力角，這樣有: (3-14） （3—15) （3—16） 于是，作用在主動(dòng)錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為 (3—17） (3—18） 可計(jì)算 20202N =9662N。 3.4.2 主減速器軸承載荷的計(jì)算

34、對(duì)于采用懸臂式的主動(dòng)錐齒輪和從動(dòng)錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖3-2所示 圖3-2 主減速器軸承的布置尺寸 軸承A，B的徑向載荷分別為 R= （3—19） （3-20） 根據(jù)上式已知=20202N，=9662N,a=134mm ，b=84mm，c=50mm 所以軸承A的徑向力 = =15976N 其軸向力為0.軸承B的徑向力 R= =13364N 1。 對(duì)于軸承A，只承受徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承42608E，此軸承的額定動(dòng)載荷Cr為102。85KN,所承受的當(dāng)量動(dòng)載荷Q=X·R=1×15976=15976N

35、. 所以有公式 s （3—21） 式中 —為溫度系數(shù)，在此取1.0； -為載荷系數(shù)，在此取1.2。 所以 ==2.703×10s 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)速為 r/min （3-22） 式中 —輪胎的滾動(dòng)半徑，m； —汽車的平均行駛速度，km/h;對(duì)于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取32.5 km/h。 所以有上式可得==163.89 r/min 而主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速

36、=163。89×4。444=728 r/min 所以軸承能工作的額定軸承壽命： h （3-23） 式中 —軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速，r/min。 有上式可得軸承A的使用壽命=6188 h 若大修里程S定為100000公里,可計(jì)算出預(yù)期壽命即 = h (3-24) 所以 ==3076.9 h 和比較，>，故軸承符合使用要求。 2。 對(duì)于軸承B，在此并不是一個(gè)軸承,而是一對(duì)軸承，對(duì)于成對(duì)安裝的軸承組的計(jì)算當(dāng)量載荷時(shí)徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和

37、軸向動(dòng)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7514E型軸承。 在此徑向力R=13369N 軸向力A=20202N，所以=1。51

38、076.9 h= 所以軸承符合使用要求。 已知F=25450N，=9662N,=20202N，a=410mm,b=160mm。c=250mm 所以,軸承C的徑向力： ==10401.3N 軸承D的徑向力： ==23100.5N 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=10401.3N，并且=0.93〉e,在此e值為1.5tana約為0.402，由表可查得X=0.4,Y=0.4cota=1。6 所以 Q==1.2（0.4×9662＋1.6×10401.3）=24608。256N ===28963 h

39、〉 所以 軸承C滿足使用要求。 4。 對(duì)于軸承D，軸向力A=0N，徑向力R=23100。5N，并且=.4187>e 由表可查得X=0。4，Y=0.4cota=1。6 所以 Q==1。2×(1。6×23100。5）=44352.96N ===4064.8x1013 h > 所以軸承D滿足使用要求。 小結(jié) 完成了主減速器圓錐齒輪的主要參數(shù)的選擇和圓錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算，并且對(duì)主減速器軸承進(jìn)行了相應(yīng)計(jì)算。 第4章 差速器設(shè)計(jì) 4。1 差速器類型的選擇 差速器用來(lái)在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩,并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動(dòng)。差速器的形式有很多種，而且匹配方便。在本設(shè)計(jì)中為

40、了降低成本，故采用普通圓錐齒輪差速器。 4.2 差速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算 4。2。1 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 1。行星齒輪的數(shù)目選擇 由于是越野車，使用條件非常惡劣，故采用4個(gè)行星齒輪 2。行星齒輪球面半徑的確定 對(duì)球面半徑可按如下的經(jīng)驗(yàn)公式確定： (4-1) 式中—行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2。52-2.99； T—極速轉(zhuǎn)距，取和較小值,1501。578； mm 差速器行星齒輪球面半徑確定后，可根據(jù)F式預(yù)選其節(jié)錐距： 3.行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 為了

41、獲得較大的模數(shù)，從而使齒輪較高的強(qiáng)度，應(yīng)得行星齒輪的齒數(shù)盡量少,但一般不應(yīng)少于10，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)比在1。5—2的范圍內(nèi)。 取行星齒輪齒數(shù)為10，半軸齒輪齒數(shù)為18 并且應(yīng)滿足的安裝條件為： (4—2) 式中 、-左右半軸齒輪的齒數(shù) 行星齒輪數(shù)目 任意整數(shù) 符合安裝要求 4.差數(shù)器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)園直徑初部確定。 首先初步求出行星齒輪與半軸的節(jié)錐角 （4-3) 式中分別為行星齒輪和

42、半軸齒輪的齒數(shù)； 10 =20 再按初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m (4—4） 式中已在前面初步確定； —見(jiàn)式(4—3）的計(jì)算結(jié)果。 5.壓力角 汽車差速器齒輪壓力角目前大都選用. 6.行星齒輪安裝的直徑及其深度L （4-5） 式中差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩;； 行星齒輪支撐面中點(diǎn)至錐頂?shù)木嚯x,在此取27mm； -支撐面的許用應(yīng)力，擠壓應(yīng)力；。 mm 4。2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算 表4-1 差速器齒輪的幾何尺寸

43、計(jì)算用表 序號(hào) 項(xiàng)目 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果 1 。行星齒輪齒數(shù) ,應(yīng)盡量取最小值 10 2 半軸齒輪齒數(shù) ，并滿足式(4—2） 18 3 模數(shù) m 6 4 齒面寬 12 5 齒工作高 6.4 6 齒全高 7。1 7 壓力角 8 軸角交角 9 節(jié)園直徑 10 節(jié)錐角 ； 或 11 節(jié)錐距 39mm 12 周節(jié) 12。56mm 13 齒頂高 ; 14 齒根高 15 徑向間隙 0。85mm 16 齒根角 17 面錐

44、角 ; 18 根錐角 ; 19 外圓直徑 20 節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離 21 理論弧齒厚 22 齒側(cè)間距 B；查閱工程師手冊(cè) 0.24mm 23 弦齒厚 24 弦齒高 4.2。3 差速器齒輪的強(qiáng)度校核 汽車差速器的齒輪彎矩應(yīng)力為 （4-6） 式中 差速器一個(gè)行星齒輪給予一個(gè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，； 差速器行星齒輪數(shù)目,4； 半軸齒輪齒數(shù),18; 見(jiàn)式（3—10）下的說(shuō)明； 計(jì)算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)。 故符合校核標(biāo)準(zhǔn) 4。3 差速器齒輪的材料選擇

45、 汽車差速器齒輪齒數(shù)多數(shù)情況采用合金鋼或滲碳鋼制造，在此用20CrMnTi合金鋼等材料 4.4 差速器殼體的材料選擇 汽車差速器殼體多采用可鍛鑄鐵或中碳鋼等材料，為了降低成本,在此選用HT200鑄鐵。 小結(jié) 本章確定了差速器的基本參數(shù)，并且對(duì)差速器齒輪的強(qiáng)度校核，確定了差速器齒輪和差速器殼體的材料. 第5章 驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 5。1 半軸的形式 半軸的功用是將扭矩由差速器的半軸齒輪傳給驅(qū)動(dòng)車輪的輪邊機(jī)構(gòu)。半軸的形式主要取決于半軸的支撐形式,在此采用的是全浮式結(jié)構(gòu)。 5.2 半軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.2。1 全浮式半軸的計(jì)算載荷確定 全浮式半軸只承受轉(zhuǎn)矩,可根據(jù)以下

46、方法計(jì)算，并取兩者中的較小者. 若按最大附著力計(jì)算，即 （5—1） 式中 —輪胎與地面的附著系數(shù)取1; —汽車加速或減速時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，可取1。2～1.4在此取1。4。 根據(jù)上式 1。4x11010x1/2=7707 若按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算，即 （5-2）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0.6； —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩,N·m； —汽車傳動(dòng)效率，計(jì)算時(shí)可取1或取0.9； —

47、傳動(dòng)系最低擋傳動(dòng)比；取18。54; —輪胎的滾動(dòng)半徑,0。30m. 根據(jù)上式 在此6673.68N =1849.68N·m 5.2。2 全浮式半軸桿部直徑初選 全浮式半軸桿部直徑的初選可按下式進(jìn)行 （5—3） 根據(jù)上式 根據(jù)強(qiáng)度要求在此取26mm。 5.2。3 半軸的強(qiáng)度計(jì)算 首先是驗(yàn)算其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 MPa （5-4） 式中 —半軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m在此取1849。68N·m； 　　—半軸桿部的直徑，26mm。 根據(jù)上式 所以滿足強(qiáng)度要求。 半軸

48、的最大扭轉(zhuǎn)角 式中 半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩；1849。68Nm； 半軸長(zhǎng)度；700mm； 材料的剪切彈性模量，8Mpa; 半軸的橫截面的慣性矩； 許用值。 所以 半軸扭轉(zhuǎn)角符合要求 5.2。4 半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算 半軸花鍵的剪切應(yīng)力為： MPa (5-6) 半軸花鍵的擠壓應(yīng)力為 MPa （5—7） 式中 半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩；1849.68N·m; -半軸花鍵的外徑，30mm； 花鍵齒數(shù)，15； 花鍵工作長(zhǎng)度，60mm； 花鍵齒寬，3mm； 載荷分布不均勻系數(shù)，取0.75. 根據(jù)要求，當(dāng)傳遞的扭矩最大時(shí)，

49、半軸花鍵的切應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)71.05 MPa ，擠壓應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)196 MPa,以上均滿足要求。 5.3 半軸材料與熱處理 本設(shè)計(jì) 半軸采用40Cr,是我國(guó)研制出的新鋼種，作為半軸材料效果很好。采用高頻、中頻感應(yīng)淬火. 小結(jié) 本章完成了半軸的設(shè)計(jì)計(jì)算，對(duì)強(qiáng)度進(jìn)行校核,確定半軸材料及如何進(jìn)行熱處理。 第6章 輪邊部分的設(shè)計(jì) 6。1 輪邊減速器的結(jié)構(gòu)型式 6。1.1 輪邊減速器的齒輪類型 由于本設(shè)計(jì)采用的是輪邊減速器驅(qū)動(dòng)橋，若采用斜齒輪傳動(dòng)，會(huì)產(chǎn)生較大的軸向力，尤其是汽車高速行駛時(shí)，嚴(yán)重的降低汽車的可靠性和安全性，故本設(shè)計(jì)采用的是圓柱直齒輪傳動(dòng)，為了避免傳動(dòng)不平

50、穩(wěn)，應(yīng)適當(dāng)增加重合度。 6。1。2 輪邊減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支撐方式 本設(shè)計(jì)采用圓錐滾子軸承。 6.2 輪邊減速器的基本參數(shù)與設(shè)計(jì)計(jì)算 6。2。1 圓柱直齒輪主要參數(shù)的選擇 1.確定模數(shù)m （6—1) 式中 A—見(jiàn)式（3—6)的計(jì)算結(jié)果。 =1.3-2.6 =2 2。齒輪選擇Z1/Z2 (6—2） 式中 主從動(dòng)齒輪模數(shù)，2; 見(jiàn)式(3-6）的計(jì)算結(jié)果； 輪邊部分傳動(dòng)比，2; 44; 88。 3。齒輪角 4。齒頂高系數(shù)ha*（ha＊n)=1 5。 分度圓壓

51、力角=200 6。齒數(shù)比U=2 7.齒寬系數(shù). a=0。5 閉式傳動(dòng)取0。3—0.6 6.2。2 輪邊減速器圓柱直齒輪的幾何參考數(shù)計(jì)算 表6—1 輪邊減速器圓柱直齒輪的幾何參考數(shù)計(jì)算用表 序號(hào) 項(xiàng)目 公式 結(jié)果 1 分度圓直徑 88mm 176mm 2 齒頂高 = m 2mm 3 齒根高 2。5mm 4 齒高 4。5mm 5 齒頂圓直徑 92mm 180mm 6 齒根圓直徑 83mm 165mm 7 中心距 130mm 8 基圓直徑 83mm 165mm 9 齒頂園壓力

52、角 8。850 20.360 10 端面重合度 1.65 11 縱向重合度 0 12 總重合度 1。65 6.2。3 輪邊減速器圓柱齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 1.齒輪傳動(dòng)的計(jì)算載荷系數(shù) （6—3） 式中 使用系數(shù)，取2。5; 動(dòng)載系數(shù)，取1.3； 齒向載荷分布系數(shù)，取1。05； 齒向載荷分配系數(shù)，取1。2. 2.齒輪受力分析 （1）切向力為： （6—4） 式中 該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩；1849.68N m； 該齒輪的分度圓直徑；88m

53、m。 =1849。68/88=21。02 （2)徑向力為： (6—5） 式中 -見(jiàn)式(6—4）的計(jì)算結(jié)果； —分度圓壓力角；200 =7.7 （3）軸向力為： 由于采用圓柱直齒輪，故=0 法向力為： (6—6) 式中—見(jiàn)式（6-4)的計(jì)算結(jié)果 —分度圓壓力角200 =22。37 N 3。 齒面接觸疲勞強(qiáng)度 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的目的是防止齒面在預(yù)定壽命期限內(nèi)發(fā)生疲勞點(diǎn)組蝕。齒面接觸強(qiáng)度的校核公式為: (6-7） 式中 -材料彈性系數(shù),189.8查閱工程師手冊(cè)；

54、 —節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，2.5； -重合度系數(shù)，其值與和有關(guān)，其值可查閱工程師手冊(cè),取0.88; —齒輪計(jì)算載荷系數(shù)，見(jiàn)式（6-3)的結(jié)果； —齒輪所受的切向力，見(jiàn)式（6—4）的結(jié)果； —齒輪的寬度，50mm； —分度圓直徑，88mm； —計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比,0.9。 41。32=符合輪齒的接觸疲勞強(qiáng)度校核 4．齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的目的是防止在預(yù)定壽命期眼的內(nèi)發(fā)生輪齒疲勞所斷。齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式為： （6-8) 式中 K，,，—見(jiàn)式(6-7)F的說(shuō)明； -齒形條數(shù)，反映了輪齒幾何狀時(shí)齒根彎曲應(yīng)力的的影響；取2。2

55、8； —應(yīng)力修正系數(shù)，用以考慮齒根過(guò)渡圓角處的應(yīng)力集中和除彎曲應(yīng)力外的其他應(yīng)力時(shí)齒根應(yīng)力的影響；1.73； -得合度系數(shù)，是將全部載荷作用于齒頂時(shí)齒根應(yīng)力折算為載荷作用于單對(duì)嚙合區(qū)上界點(diǎn)時(shí)的齒根應(yīng)力系數(shù)，在此取0.72. =4。1x21。02x2.28x1.73x0.72/50x2=2。44Mpa ＜[]H，符合根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 6.3 輪邊減速器齒輪材料的選擇及熱處理方法 本設(shè)計(jì)中的輪邊減速器的齒輪采用45鋼，機(jī)械加工后進(jìn)行滲透碳表面淬火，以獲得一定滲透層和硬齒面. 6.4 輪邊減速器殼的材料選擇 本設(shè)計(jì)的橋殼及輪邊減速器殼均采用HT200鑄鐵，這樣降低了生產(chǎn)成本，提高

56、了經(jīng)濟(jì)效益。 6。5 輪邊減速器圓柱軸承的計(jì)算 6.5。1 圓柱齒輪齒面上的作用力 為計(jì)算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過(guò)程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動(dòng)機(jī)也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中.實(shí)踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算。作用在主減速器主動(dòng)圓柱齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計(jì)算： （6-9) 式中: ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，在此取180N·m； 　　　 ，…——變速器在各擋的使用率,可參

57、考表3—2選取; 　　　 ，…—-變速器各擋的傳動(dòng)比; 　　　 ,…——變速器在各擋時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)的利用率，可參考表3—2選取. 經(jīng)計(jì)算為1164.8Ｎ·ｍ 對(duì)于圓柱齒輪的齒面中點(diǎn)的分度圓直徑 經(jīng)計(jì)算＝68mm =136mm 1。 齒寬中點(diǎn)處的圓周力 齒寬中點(diǎn)處的圓周力為 ＝ N　 （6-10） 式中：——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動(dòng)圓柱齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩見(jiàn) 式（3—1)； ——該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑。 按上式主減速器主動(dòng)圓柱齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力

58、 =25。45KN 2. 圓柱齒輪的軸向力和徑向力 （6—11） （6—12) (6-13） 于是，作用在主動(dòng)圓柱齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為 (6—14） (6—15） 可計(jì)算 20202N =9662N。 6。5。2 輪邊減速器軸承載荷的計(jì)算 對(duì)于主動(dòng)圓柱齒輪和從動(dòng)圓柱齒輪的軸承徑向載荷，如圖6-1所示 圖6—1 輪邊減速器軸承的布置

59、尺寸 軸承C，D的徑向載荷分別為 Rc= (6-16） （6-17） 根據(jù)上式已知=20202N，=9662N，a=134mm ，b=84mm，c=50mm 所以軸承C的徑向力 = =15976N 其軸向力為0 軸承D的徑向力 R= =13364N 1。 對(duì)于軸承C和D,只承受徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承7514 E，此軸承的額定動(dòng)載荷Cr為102.85KN，所承受的當(dāng)量動(dòng)載荷Q=X·R=1×15976=15976N. 所以有 s (6-18) 式中：

60、 ——為溫度系數(shù)，在此取1。0； ——為載荷系數(shù)，在此取1.2。 所以==2.703×10s 主動(dòng)圓柱齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速=163。89×4。444=728 r/min 所以軸承能工作的額定軸承壽命： h （6-19） 式中: ——軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速，r/min。 由上式可得軸承A的使用壽命=6188 h 若大修里程S定為100000公里，可計(jì)算出預(yù)期壽命即 = h （6—20） 所以==3076.9 h。和比較,〉，故軸承符合使用要求. 2. 對(duì)于軸承B

61、，在此并不是一個(gè)軸承，而是一對(duì)軸承,對(duì)于成對(duì)安裝的軸承組的計(jì)算當(dāng)量載荷時(shí)徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)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7514E型軸承. 在此徑向力R=13369N 軸向力A=20202N，所以=1。51〈e 由表可查得X=1.0,Y=0.45cota=1.6×=1.8 當(dāng)量動(dòng)載荷 Q= （6—21） 式中: —-沖擊載荷系數(shù)在此取1。2。 由上式可得Q=1。2（1×13369+1.8×20202）=61618.5N 由于采用的是成對(duì)軸承=1。71Cr

62、 所以軸承的使用壽命由式可得 ===3876.6 h〉3076.9 h= 所以軸承符合使用要求。 已知F=25450N，=9662N，=20202N，a=410mm，b=160mm。c=250mm 所以，軸承A的徑向力： ==10401。3N 軸承B的徑向力: ==23100。5N 軸承A，B均采用7315E，其額定動(dòng)載荷Cr為134097N 3. 對(duì)于軸承A，軸向力A=9662N，徑向力R=10401.3N，并且=0。93〉e，在此e值為1.5tana約為0.402，由表可查得X=0。4,Y=0.4cota=1。6 所以Q==1。2(0.4×9662＋1。6×1040

63、1.3)=24608.256N ===28963 h> 所以軸承C滿足使用要求. 4. 對(duì)于軸承B,軸向力A=0N，徑向力R=23100。5N，并且=.4187〉e 由表可查得X=0.4，Y=0.4cota=1。6 所以Q==1.2×（1.6×23100.5)=44352。96N ===4064.8 h 〉 均滿足要求 小結(jié) 本章對(duì)輪邊減速器的結(jié)構(gòu)型式進(jìn)行論述，完成輪邊減速器的基本參數(shù)的選擇及設(shè)計(jì)計(jì)算，校核了齒輪強(qiáng)度,確定了齒輪材料和熱處理方法. 第7章 驅(qū)動(dòng)橋殼設(shè)計(jì) 7。1 橋殼的結(jié)構(gòu)型式 本設(shè)計(jì)采用的驅(qū)動(dòng)橋殼為整體式

64、 整體式橋殼(圖7—1)的特點(diǎn)是整個(gè)橋殼是一根空心梁，橋殼和主減速器殼為兩體.它具有強(qiáng)度和剛度較大，主減速器拆裝、調(diào)整方便等優(yōu)點(diǎn)。 圖7—1 整體式橋殼 7。2 橋殼的受力分析與強(qiáng)度計(jì)算 對(duì)于具有全浮式半軸的驅(qū)動(dòng)橋，強(qiáng)度計(jì)算的載荷工況與半軸強(qiáng)度計(jì)算的三種載荷況相同。圖7-2為驅(qū)動(dòng)橋殼受力 圖，橋殼危險(xiǎn)斷面通常在鋼板彈簧座內(nèi)側(cè)附近，橋殼端部的輪轂軸承座 圖7—2 驅(qū)動(dòng)橋殼受力圖 根部也應(yīng)列為危險(xiǎn)斷面進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)

65、算。 7。2.1 橋殼的靜彎曲應(yīng)力計(jì)算 按靜載荷計(jì)算時(shí)，在其兩銅板彈簧座之間的彎矩為： （7-1） 式中 G2—汽車滿載靜止于水平路面對(duì)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的載荷，取11010N； 車輪（包括輪轂、制動(dòng)器）的重力； 驅(qū)動(dòng)車輪輪距，1。448m; 驅(qū)動(dòng)橋上，兩鋼板彈簧座中心間的距離，取1.1m. 靜彎曲應(yīng)力 （7-2) —危險(xiǎn)斷面處（鋼板彈簧附近）橋殼的垂直彎曲界面系數(shù); 7。2.2 在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強(qiáng)度計(jì)算 當(dāng)汽車通過(guò)不平路面時(shí),動(dòng)載系數(shù)為，危險(xiǎn)斷面的彎曲應(yīng)力為

66、 (7—3） 式中 —?jiǎng)虞d系數(shù);取3.0; —見(jiàn)(7—2）下的說(shuō)明。 橋殼的許用彎曲應(yīng)力為300-500MPa。可鍛鑄鐵橋殼取較小值。 鋼板沖壓焊接橋殼取較大值。 7。2。3 汽車以最大牽引力行駛時(shí)的橋殼強(qiáng)度計(jì)算 1。地面對(duì)左右驅(qū)動(dòng)車輪的最大切向反力共為 （7-4） 式中 -發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩,180Nm； —傳動(dòng)系最低擋傳動(dòng)比，16.5； -傳動(dòng)系傳動(dòng)效率, 0.9； -輪胎滾動(dòng)半徑,0。3。 2.后驅(qū)動(dòng)橋在兩鋼板彈簧座之間的垂向彎矩為： （7—5) 式中 、、B、S—見(jiàn)式（7—1)下的說(shuō)明； -汽車加速時(shí)質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，1.3。 3.兩鋼板彈簧座之間,橋殼所受的水平方向的彎矩為： （7—6） 式中 —見(jiàn)式(7—4）的計(jì)算結(jié)果； Ｂ、Ｓ－見(jiàn)式（7—1）下的說(shuō)明。 4。兩鋼板彈簧之間橋殼承受的轉(zhuǎn)矩Ｔ為: