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1、<p> 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計(jì)</p><p> 題目: 清潔燃料城市客車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) </p><p><b> 前言</b></p><p> 汽車驅(qū)動(dòng)橋處于汽車傳動(dòng)系的末端,主要由主減速器、差速器、半軸和驅(qū)動(dòng)橋殼組成。其基本功用是將萬(wàn)向傳動(dòng)裝置傳來(lái)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩通過(guò)主減速器、差速器、半軸等傳到驅(qū)動(dòng)車輪,實(shí)現(xiàn)降低轉(zhuǎn)速、增大轉(zhuǎn)矩
2、;通過(guò)主減速器圓錐齒輪副改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向;通過(guò)差速器實(shí)現(xiàn)兩側(cè)車輪差速作用,保證內(nèi)、外側(cè)車輪以不同轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)向。</p><p> 驅(qū)動(dòng)橋的類型有斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋和非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋兩種。驅(qū)動(dòng)車輪采用獨(dú)立懸架時(shí),應(yīng)選用斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋;驅(qū)動(dòng)車輪采用非獨(dú)立懸架時(shí),則應(yīng)選用非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋。</p><p> 汽車傳動(dòng)系的總?cè)蝿?wù)是傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力,使之適應(yīng)于汽車行駛的需要。在一般汽車的機(jī)械式傳動(dòng)中,有了變速
3、器還不能完全解決發(fā)動(dòng)機(jī)特性和行駛要求間的矛盾和結(jié)構(gòu)布置上的問(wèn)題。首先因?yàn)榻^大多數(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)在汽車上是縱向安置的,為使其轉(zhuǎn)矩能傳給左右驅(qū)動(dòng)車輪,必須由驅(qū)動(dòng)橋的主減速器來(lái)改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向,同時(shí)還得由驅(qū)動(dòng)橋的差速器來(lái)解決左右驅(qū)動(dòng)車輪間的轉(zhuǎn)矩分配問(wèn)題和差速問(wèn)題。其次是因?yàn)樽兯倨鞯闹饕蝿?wù)僅在于通過(guò)選擇適當(dāng)?shù)臋n位數(shù)及各檔傳動(dòng)比,以使內(nèi)燃機(jī)的轉(zhuǎn)速一轉(zhuǎn)矩特性能適應(yīng)汽車在各種行駛阻力下對(duì)動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性的要求,而驅(qū)動(dòng)橋主減速器的功用則在于當(dāng)變速器處于最高
4、檔位時(shí),使汽車有足夠的牽引力、適當(dāng)?shù)淖罡哕囁俸土己玫娜加徒?jīng)濟(jì)性。為此,則要將經(jīng)過(guò)變速器、傳動(dòng)軸傳來(lái)的動(dòng)力,經(jīng)過(guò)驅(qū)動(dòng)橋的主減速器進(jìn)行進(jìn)一步增大轉(zhuǎn)矩,降低轉(zhuǎn)速的變化。因此,要想使汽車傳動(dòng)系設(shè)計(jì)的合理,首先必須恰當(dāng)選擇好汽車的總傳動(dòng)比,并恰當(dāng)?shù)膶⑺峙浣o變速器和驅(qū)動(dòng)橋。后者的減速比稱為主減速比。當(dāng)變速器處于最高檔位時(shí),汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性主要取決于主減速比。在汽車的總體布置設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)根據(jù)該車的工作條件及發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系、輪胎等有關(guān)參數(shù),選擇合
5、適的主減速比來(lái)保證汽車</p><p><b> 目錄 </b></p><p> 第一章 驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)方案分析..........................................................................................................1</p><p>
6、 第二章 主減速器設(shè)計(jì)2</p><p> 2.1 單級(jí)主減速器2</p><p> 2.2 雙級(jí)主減速器2</p><p> 2.3 主減速器級(jí)數(shù)的選擇2</p><p> 2.4 主減速器的齒輪類型3</p><p> 2.5 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承形式3</p>&
7、lt;p> 2.5.1主動(dòng)錐齒輪的支承:分懸臂式支承和跨置式支承兩種:3</p><p> 2.5.2從動(dòng)錐齒輪的支承4</p><p> 2.6 主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定4</p><p> 2.6.1 主減速器從動(dòng)錐齒輪計(jì)算載荷的確定4</p><p> 2.6.2 主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為6</p>
8、<p> 2.7 主減速器基本參數(shù)的選擇6</p><p> 2.7.1 主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)和6</p><p> 2.7.2 從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)7</p><p> 2.7.3 主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬和7</p><p> 2.7.4 中點(diǎn)螺旋角8</p><p>
9、2.7.5 螺旋方向8</p><p> 2.7.6 法向壓力角8</p><p> 2.7.8 主減速器弧齒錐齒輪的尺寸計(jì)算8</p><p> 2.7.9 主減速器弧齒錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算10</p><p> 2.8.0 主減速器錐齒輪軸承的載荷計(jì)算13</p><p> 2.8.1主減速器錐齒輪
10、軸承載荷的計(jì)算15</p><p> 第三章 差速器設(shè)計(jì)17</p><p> 3.1對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理17</p><p> 3.2 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)18</p><p> 3.3 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì)18</p><p> 3.3.1差速器齒輪的基本參數(shù)的
11、選擇19</p><p> 3.3.2差速器齒輪的幾何計(jì)算21</p><p> 3.3.3差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算22</p><p> 第四章 驅(qū)動(dòng)半軸的設(shè)計(jì)24</p><p> 4.1 全浮式半軸計(jì)算載荷的確定24</p><p> 4.2 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)25</p><p
12、> 第五章 驅(qū)動(dòng)橋殼體的設(shè)計(jì)27</p><p> 5.2橋殼的受力分析與強(qiáng)度計(jì)算27</p><p><b> 總結(jié)30</b></p><p> 參考文獻(xiàn)....................................................................................
13、...................................................... 31</p><p> 第一章 驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)方案分析</p><p> 驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式按其總體布置來(lái)說(shuō)共有三種,即普通的非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋、帶有擺動(dòng)半軸的非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋和斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋。按其工作特性,它們又歸并為兩大類,非別是非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋和斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋。當(dāng)汽車采用獨(dú)立懸架時(shí),應(yīng)選擇
14、斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋;而采用非獨(dú)立懸架時(shí),搭配非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋。</p><p> 非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋也成為整體式驅(qū)動(dòng)橋,其半軸套管、主減速器殼均與軸殼剛性地相連成一個(gè)整體粱,因而兩側(cè)的半軸和驅(qū)動(dòng)輪相關(guān)地?cái)[動(dòng),通過(guò)彈性元件與車架相連。非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低廉、工作可靠,被廣泛地用在載貨汽車、客車和公共汽車上。</p><p> 斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋區(qū)別于非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋的明顯特點(diǎn)在于前者沒(méi)有一個(gè)連接在
15、左、右驅(qū)動(dòng)車輪的剛性整體外殼或粱。斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋的橋殼是分段的,并且彼此之間可以做相對(duì)運(yùn)動(dòng),其總是與獨(dú)立懸架相匹配,故又稱為獨(dú)立懸架驅(qū)動(dòng)橋。</p><p> 綜上所述,本設(shè)計(jì)選用非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋。</p><p> 第二章 主減速器設(shè)計(jì)</p><p> 主減速器的減速型式主要分為單級(jí)減速、雙級(jí)減速、雙速減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、主減速及輪邊減速等。減速型式的選
16、擇與汽車的類型及使用條件有關(guān),有時(shí)也與制造廠已有的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān),但它主要取決于由動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性等整車性能所要求的主減速比i0的大小及驅(qū)動(dòng)橋的離地間隙、驅(qū)動(dòng)橋的數(shù)目及布置型式等。通過(guò)綜合,此處只需比較單級(jí)主減速器與雙級(jí)主減速器。</p><p> 2.1 單級(jí)主減速器</p><p> 單級(jí)主減速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,質(zhì)量小,尺寸緊湊,制造成本低等優(yōu)點(diǎn),因而廣泛應(yīng)用于主傳動(dòng)比i0<
17、7的汽車上。單級(jí)主減速器多采用一對(duì)弧齒錐齒輪或雙曲面齒輪傳動(dòng)。單級(jí)主減速器的結(jié)構(gòu)形式,尤其是其齒輪的支承形式和拆裝方法,與橋殼的結(jié)構(gòu)形式密切相關(guān)。</p><p> 2.2 雙級(jí)主減速器</p><p> 雙級(jí)主減速器的主要結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是由兩級(jí)齒輪減速組成的主減速器,單級(jí)主減速器相比,雙級(jí)主減速器在保證離地間隙相同時(shí)可得到大的傳動(dòng)比;但其尺寸,質(zhì)量均較大,結(jié)構(gòu)復(fù)雜,制造成本也顯著曾加,因
18、此主要應(yīng)用在傳動(dòng)比較大的商用車上,一般為7~12。</p><p> 2.3 主減速器級(jí)數(shù)的選擇</p><p> 根據(jù)汽車的最高車速、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)、輪胎參數(shù)來(lái)確定,其值可按下式計(jì)算:</p><p> 式中,——最大功率點(diǎn)時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速,單位為r∕min,已知為2500r∕min;</p><p> ——最高檔時(shí)的變速器傳動(dòng)比,此處取為
19、1;</p><p> ——最高車速,單位為km∕h,已知為80km∕h;</p><p> r——車輪半徑,單位為m,,已知為1085∕2mm;</p><p><b> 所以,=6.39;</b></p><p> 因?yàn)椤?,所以本設(shè)計(jì)選用單級(jí)主減速器。</p><p> 2.4 主
20、減速器的齒輪類型</p><p> 主減速器的齒輪有螺旋錐齒輪,雙曲面齒輪,圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選用螺旋錐齒輪傳動(dòng)中的弧齒錐齒輪。其特點(diǎn)是主、從動(dòng)齒輪的軸線垂直交于一點(diǎn),齒輪并不同時(shí)在全長(zhǎng)上嚙合,而是逐漸從一端連接平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。另外,由于輪齒端面重疊的影響,至少有兩對(duì)以上的輪齒同時(shí)嚙合,所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負(fù)荷、制造也簡(jiǎn)單。但是,工作中噪聲大,對(duì)嚙合精度很敏感,齒輪副錐頂稍有不吻合便會(huì)使工
21、作條件急劇變壞,并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合,必須將支承軸承預(yù)緊,提高支承剛度,增大殼體剛度。 </p><p> 2.5 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承形式</p><p> 2.5.1主動(dòng)錐齒輪的支承:分懸臂式支承和跨置式支承兩種:</p><p> 圖2-1主動(dòng)錐齒輪懸臂式支承形式 圖2-2 主動(dòng)錐齒輪跨置式支撐形式&l
22、t;/p><p><b> 懸臂式:</b></p><p> 支承距離b應(yīng)大于2.5倍的懸臂長(zhǎng)度a,且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大,另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸a。支承剛度除了與軸承開(kāi)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緊度有關(guān)。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,支承剛度較差,用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的轎車、輕型貨車的單級(jí)主減速器及許多雙級(jí)主減速器中。&
23、lt;/p><p><b> 跨置式:</b></p><p> 跨置式支承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是在錐齒輪兩端的軸上均有軸承,這樣可大大提高支承剛度,又使軸承負(fù)荷減小,齒輪嚙合條件改善,因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外,由于齒輪大端一側(cè)軸頸上的兩個(gè)相對(duì)安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小,可以縮短主動(dòng)齒輪軸的長(zhǎng)度,使布置更緊湊,并可以減小傳動(dòng)軸夾角,有利于整車布置。但是,跨置式支
24、承必須在主減速器殼體上有支承導(dǎo)向軸承所需要的軸承座,使主減速器殼體結(jié)構(gòu)復(fù)雜,加工成本提高。另外,因主、從動(dòng)齒輪之間的空間很小,致使主動(dòng)齒輪的導(dǎo)向軸承尺寸受到限制,有時(shí)甚至布置不下或使齒輪拆裝困難??缰檬街С兄械膶?dǎo)向軸承都為圓柱滾子軸承,并且內(nèi)、外圈可以分離或根本不帶內(nèi)圈,它僅承受徑向力,尺寸根據(jù)布置位置而定,是易損壞的一個(gè)軸承。在需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩的情況下,最好采用跨置式支承。</p><p> 因此,經(jīng)綜合考慮
25、后,本設(shè)計(jì)采用選懸臂式支承。</p><p> 2.5.2從動(dòng)錐齒輪的支承 </p><p> 圖2-3從動(dòng)錐齒輪支承方式</p><p> 齒輪的支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關(guān)。為了增加支承剛度,減小尺寸c+d;為了增強(qiáng)支承穩(wěn)定性,c+d應(yīng)不小于從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑的70%;為了使載荷均勻分配,應(yīng)盡量使尺寸c
26、等于或大于尺寸d。</p><p> 2.6 主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定</p><p> 2.6.1 主減速器從動(dòng)錐齒輪計(jì)算載荷的確定</p><p> 1) 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩。</p><p><b> 式中:</b></p><p><b&
27、gt; —計(jì)算轉(zhuǎn)矩,;</b></p><p> —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩;=650;</p><p> n—計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù),n=1;</p><p> —變速器一檔傳動(dòng)比,=5.65;</p><p> —分動(dòng)器傳動(dòng)比,此處取=1; </p><p> —主減速器傳動(dòng)比,i0=6.39;</p&
28、gt;<p> η—變速器傳動(dòng)效率,取η=0.81;</p><p> k—液力變矩器變矩系數(shù),K=1;</p><p> —由于猛接離合器而產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù),對(duì)于一般的載貨汽車,礦用汽車和越野汽車以及液力傳動(dòng)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;的值由下式計(jì)算:</p><p> 本設(shè)計(jì)中=14675kg,所以=
29、0,所以=1。</p><p> 所以=19008.49。</p><p> 2)按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩</p><p> 式中 —滿載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷(N),后橋承載=13000×9.8×2/3=84933.3N;</p><p> —輪胎對(duì)地面的附著系數(shù),本設(shè)計(jì)取0.85;<
30、/p><p> —車輪的滾動(dòng)半徑,=r=0.5425 m ; </p><p> —汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù),在此取1.2;</p><p> —主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比,在此取4.5;</p><p> m—主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)效率,在此取1。</p><p><b>
31、 代入已知參數(shù),得</b></p><p> =10443.9648</p><p> 由上面兩式計(jì)算的最大計(jì)算轉(zhuǎn)矩,應(yīng)該取它們之中較小的數(shù)值作為從動(dòng)錐齒輪最大計(jì)算轉(zhuǎn)矩。設(shè)為從錐齒輪最大計(jì)算轉(zhuǎn)矩,則</p><p> =min[,]=10443.9648</p><p> 2.6.2 主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為</p&g
32、t;<p> 式中,——從動(dòng)錐齒輪最大計(jì)算轉(zhuǎn)矩,=10443.9648;</p><p> ——為主減速器傳動(dòng)比,=6.39;</p><p> ——為主、從動(dòng)錐齒輪間的傳動(dòng)效率,本設(shè)計(jì)采用弧齒錐齒輪,所 </p><p><b> 以=95%。</b></p><p> 所以=1720.44
33、56。</p><p> 2.7 主減速器基本參數(shù)的選擇</p><p> 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動(dòng)齒輪的齒數(shù)和,從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數(shù)、主從動(dòng)錐齒輪齒面寬和、中點(diǎn)螺旋角、法向壓力角等。</p><p> 2.7.1 主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)和</p><p> 選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素:</p&g
34、t;<p> 1)為了磨合均勻,,之間應(yīng)避免有公約數(shù)。</p><p> 2)為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)度,主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40。</p><p> 3)為了嚙合平穩(wěn),噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度對(duì)于商用車一般不小于6。</p><p> 4)主傳動(dòng)比較大時(shí),盡量取得小一些,以便得到滿意的離地間隙。</p>&
35、lt;p> 5)對(duì)于不同的主傳動(dòng)比,和應(yīng)有適宜的搭配。</p><p> 所以取=7,=45。</p><p> 2.7.2 從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)</p><p> 對(duì)于單級(jí)主減速器,增加尺寸會(huì)影響驅(qū)動(dòng)橋殼高度尺寸和離地間隙,減小又影響跨置式主動(dòng)齒輪的前支撐座得安裝空間和差速器的安裝。</p><p> 可根據(jù)經(jīng)
36、驗(yàn)公式初選,即</p><p> 式中,——從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑(mm);</p><p> ——直徑系數(shù),一般取13.0~15.3;</p><p> ——從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,。</p><p> 故,=(13.0~15.3)=(284.16~334.44)。</p><p> 初選=300, 則=/
37、=300/45=6.7。</p><p> 參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》選取=7,則=315。</p><p> 根據(jù)=來(lái)校核ms=7選取的是否合適,其中=(0.3~0.4)。</p><p> 得,=(0.3~0.4)=(6.56~8.74),因此滿足校核。</p><p> 2.7.3 主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬和</p><
38、;p> 錐齒輪齒面過(guò)寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命,反而會(huì)導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過(guò)窄及刀尖圓角過(guò)小,這樣不但會(huì)減小了齒根圓角半徑,加大了集中應(yīng)力,還降低了刀具的使用壽命。此外,安裝時(shí)有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時(shí)載荷集中于輪齒小端,會(huì)引起輪齒小端過(guò)早損壞和疲勞損傷。另外,齒面過(guò)寬也會(huì)引起裝配空間減小。但齒面過(guò)窄,輪齒表面的耐磨性和輪齒的強(qiáng)度會(huì)降低。</p><p>
39、; 對(duì)于從動(dòng)錐齒輪齒面寬,推薦不大于節(jié)錐的0.3倍,即,而且應(yīng)滿足,對(duì)于汽車主減速器弧齒錐齒輪推薦采用:</p><p> =0.155×315=48.83,在此取=49。</p><p> 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%較為合適,在此取=53.</p><p> 2.7.4
40、中點(diǎn)螺旋角</p><p> 汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35°~40°,而商用車選用較小的值以防止軸向力過(guò)大,通常取=35°。</p><p> 2.7.5 螺旋方向</p><p> 主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向,當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí),應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪的軸向力離開(kāi)錐頂
41、方向,這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離的趨勢(shì),防止輪齒因卡死而損壞。所以本設(shè)計(jì)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)錐齒輪為右旋,從錐頂看為順時(shí)針,驅(qū)動(dòng)汽車前進(jìn)。</p><p> 2.7.6 法向壓力角</p><p> 法向壓力角大一些可以增加輪齒強(qiáng)度,減小齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)。對(duì)于雙曲面錐齒輪,大齒輪輪齒兩側(cè)壓力角是相同的,但小齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是不等的,選取平均壓
42、力角時(shí),轎車為19°或20°,貨車為20°或22°30′;對(duì)于弧齒錐齒輪,乘用車的α一般選用14°30’或16°,商用車的а為20°或22.5°,這里取α=20°。</p><p> 2.7.8 主減速器弧齒錐齒輪的尺寸計(jì)算</p><p> 表2-1 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表&
43、lt;/p><p> 2.7.9 主減速器弧齒錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算</p><p> 在完成主減速器齒輪的幾何計(jì)算之后,應(yīng)對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算,以保證其有足夠的強(qiáng)度和壽命以及安全可靠性地工作。在進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。</p><p> 1) 齒輪的損壞形式及壽命</p><p> 齒輪的損壞形式常見(jiàn)的有輪齒折斷、齒
44、面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點(diǎn)及影響因素分述如下:</p><p><b> (1)輪齒折斷</b></p><p> 主要分為疲勞折斷及由于彎曲強(qiáng)度不足而引起的過(guò)載折斷。折斷多數(shù)從齒根開(kāi)始,因?yàn)辇X根處齒輪的彎曲應(yīng)力最大。</p><p> 為了防止輪齒折斷,應(yīng)使其具有足夠的彎曲強(qiáng)度,并選擇適當(dāng)?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切
45、向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質(zhì)量等。齒根圓角盡可能加大,根部及齒面要光潔。</p><p> ?。?)齒面的點(diǎn)蝕及剝落</p><p> 齒面的疲勞點(diǎn)蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一,約占損壞報(bào)廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強(qiáng)度不足而引起的。</p><p><b> ?。?)齒面膠合</b></p><p
46、> 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下,或潤(rùn)滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦?xí)r,因高溫、高壓而將金屬粘結(jié)在一起后又撕下來(lái)所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。它多出現(xiàn)在齒頂附近,在與節(jié)錐齒線的垂直方向產(chǎn)生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強(qiáng)度是按齒面接觸點(diǎn)的臨界溫度而定,減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤(rùn)滑條件等。</p><p><b> ?。?)齒面磨損</b></p
47、><p> 這是輪齒齒面間相互滑動(dòng)、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動(dòng)中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物,如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損,應(yīng)予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長(zhǎng)期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤(rùn)滑油并進(jìn)行清洗是防止不正常磨損的有效方法。汽車驅(qū)動(dòng)橋的齒輪,承受的是交變負(fù)荷,其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點(diǎn)蝕
48、引起的剝落。在要求使用壽命為20萬(wàn)千米或以上時(shí),其循環(huán)次數(shù)均超過(guò)材料的耐久疲勞次數(shù)。因此,驅(qū)動(dòng)橋齒輪的許用彎曲應(yīng)力不超過(guò)210.9N/mm。實(shí)踐表明,主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷(即平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩)有關(guān),而與汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動(dòng)橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩和最大附著轉(zhuǎn)矩并不是使用中的持續(xù)載荷,強(qiáng)度計(jì)算時(shí)只能用它來(lái)驗(yàn)算最大應(yīng)力,不能作為疲勞損壞的依據(jù)。</p><p> 2) 主減速器弧
49、齒錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算</p><p> ?。?) 單位齒長(zhǎng)上的圓周力</p><p> 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性,常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長(zhǎng)圓周力來(lái)估算,即</p><p><b> N/mm </b></p><p> 式中:P—輪齒上的單位齒長(zhǎng)圓周力(N/mm);</p>&l
50、t;p> F—作用在齒輪上的圓周力, </p><p> —從動(dòng)齒輪的齒面寬,=49mm。</p><p> ?、侔窗l(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí):</p><p><b> N/mm </b></p><p> 式中:—發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩,在此取650;</p><p> —變速器的
51、傳動(dòng)比,在此處取6.39;</p><p> —猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù),本設(shè)計(jì)中=1;</p><p> k—液力變矩器變矩系數(shù),k在此取1;</p><p> —分動(dòng)器傳動(dòng)比,在此取=1;</p><p> —發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率,在此取0.85;</p><p> —該汽車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目在此
52、取1;</p><p> —主動(dòng)錐齒輪節(jié)圓直徑,此處=49mm;</p><p> 按上式得,P=2940.84N/mm。</p><p> ?、诎打?qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩計(jì)算:</p><p><b> N/mm </b></p><p> 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
53、驅(qū)動(dòng)橋還應(yīng)考慮汽車最大加速時(shí)的負(fù)荷增加量,在此取84933.3N</p><p> —輪胎與地面的附著系數(shù),在此取0.85:</p><p> —輪胎的滾動(dòng)半徑,在此取0.5425mm</p><p> —汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù),在此取1.2; </p><p> —主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比,在此取4.5;<
54、;/p><p> m—主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)效率,在此取1。</p><p> 按上式計(jì)算得,P=1353.3N/mm<[P]=1429N/mm。</p><p> 所以,齒輪表面耐磨性合格。</p><p> (2) 齒輪彎曲強(qiáng)度</p><p> 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為:</p>
55、<p><b> 式中</b></p><p> —齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,=10443.9648,=1720.4456</p><p> —過(guò)載系數(shù),一般取1;</p><p> —尺寸系數(shù),=(/25.4)=0.7245;</p><p> —齒面載荷分配系數(shù),懸臂式結(jié)構(gòu),k取=1.0;</p>
56、;<p><b> —質(zhì)量系數(shù),取1;</b></p><p> b—所計(jì)算的齒輪齒面寬;=53mm =49mm</p><p> D—所討論齒輪大端分度圓直徑;=49mm =315mm</p><p> —齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù),選取小齒輪的=0.27,大齒輪 =0.25;</p><p&g
57、t; 計(jì)算得:=507.90<700,</p><p> =560.26<700。</p><p> 所以主減速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。</p><p> (3) 輪齒接觸強(qiáng)度</p><p> 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為:</p><p> 式中:—錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力,;</p>&
58、lt;p> —主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑,mm;=49mm</p><p> b—主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬較小值;b=49mm</p><p> —齒面品質(zhì)系數(shù),取1.0;</p><p> —綜合彈性系數(shù),取232.6N1/2/mm;</p><p> —尺寸系數(shù),取1.0;</p><p> —齒面接觸
59、強(qiáng)度的綜合系數(shù),查表取0.229;</p><p> —主動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩;=1720.4456,</p><p> k0、km、選擇同上式。</p><p><b> 計(jì)算得,≤=。</b></p><p> 所以,輪齒接觸強(qiáng)度滿足要求。</p><p> 2.8.0 主減速器錐齒輪軸
60、承的載荷計(jì)算</p><p> 錐齒輪在工作過(guò)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。</p><p> 1) 錐齒輪齒面上的作用力</p><p> 齒寬中點(diǎn)處的圓周力為</p><p> 式中:——作用在主減速器從動(dòng)錐齒輪上的轉(zhuǎn)矩,T=1044
61、3.9648;</p><p> ——從動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)處的分度圓直徑,=266.58。</p><p> 按上式主減速器主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力,=7835.5N,因?yàn)楸驹O(shè)計(jì)采用的是弧齒錐齒輪,所以從動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)的圓周力==7835.5N。 2)錐齒輪的軸向力和徑向力</p><p> 圖2-4 主動(dòng)錐齒輪齒面的受力圖</p>&l
62、t;p> 如圖2-4,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(xiàn)與之間的夾角為法向壓力角,這樣就有:</p><p> 于是,作用在
63、主動(dòng)錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為</p><p> 所以,=5956.33N,=2597.02N。</p><p> 2.8.1主減速器錐齒輪軸承載荷的計(jì)算</p><p> 圖2-5單級(jí)主減速器軸承布置位置</p><p> 1)軸承A,B的徑向載荷分別為</p><p><b> R=
64、 </b></p><p> 式中,=-5956.33N,=2597.02N,a=67mm,b=41mm,c=63mm ,d=125mm;</p><p><b> 軸承A的徑向力</b></p><p><b> R=</b></p><p><b> =4800.2
65、3N</b></p><p> 其軸向力為5956.33N;</p><p><b> 軸承B的徑向力,</b></p><p><b> R=</b></p><p> =12850.79N</p><p><b> 其軸向力為0。</
66、b></p><p> 2)軸承A、B的選擇</p><p> 軸承A與B是成對(duì)存在的,因?yàn)檩S承B的徑向力大于軸承A的徑向力,所以把軸承B所受徑向力作為軸承選取的依據(jù),本設(shè)計(jì)采用圓錐滾子軸承,初選型號(hào)30206,此軸承的額定動(dòng)載荷為43.2KN,所承受的當(dāng)量動(dòng)載荷,取X=1,則Q=1×R=12850.97N</p><p> 式中,—溫度系數(shù),
67、取1.0</p><p> ——載荷系數(shù),取1.1</p><p> =4.14× (s)</p><p> 對(duì)于無(wú)輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋來(lái)說(shuō),主減速器從動(dòng)齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為</p><p><b> 186.32</b></p><p> 則,主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為</p
68、><p> 所以軸承能工作的額定軸承壽命為</p><p> 若大修里程S定為100000公里,可計(jì)算出預(yù)期壽命</p><p> ,故軸承符合使用要求</p><p> 2)對(duì)于從動(dòng)齒輪的軸承C ,D </p><p> 選用圓錐滾子軸承,選用30214,軸承的額定動(dòng)載荷C為138KN,經(jīng)過(guò)校核,符合要求。&l
69、t;/p><p><b> 第三章 差速器設(shè)計(jì)</b></p><p> 汽車在行駛過(guò)程中左,右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過(guò)的路程往往不等。如果驅(qū)動(dòng)橋的左、右車輪剛性連接,則行駛時(shí)不可避免地會(huì)產(chǎn)生驅(qū)動(dòng)輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)。這不僅會(huì)加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗,而且可能導(dǎo)致轉(zhuǎn)向和操縱性能惡化。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生,汽車左、右驅(qū)動(dòng)輪間都裝有輪間差速器,從而保證了驅(qū)動(dòng)橋兩
70、側(cè)車輪在行程不等時(shí)具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度,滿足了汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)要求。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)。差速器有多種形式,在此設(shè)計(jì)普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器。</p><p> 3.1對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理</p><p> 圖3-1 差速器差速原理圖</p><p> 如圖3-1所示,對(duì)稱式錐齒輪差速器是一種行
71、星齒輪機(jī)構(gòu)。差速器殼3與行星齒輪軸5連成一體,形成行星架。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。A、B兩點(diǎn)分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點(diǎn)。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。</p><p> 當(dāng)行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時(shí),顯然,處在同一半徑上的A、B、C三點(diǎn)的圓周速度都相等(圖3-1),其
72、值為。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。</p><p> 當(dāng)行星齒輪4除公轉(zhuǎn)外,還繞本身的軸5以角速度自轉(zhuǎn)時(shí)(圖),嚙合點(diǎn)A的圓周速度為=+,嚙合點(diǎn)B的圓周速度為=-。于是</p><p><b> +=(+)+(-)</b></p><p> 即 + =2
73、 </p><p> 若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)表示,則</p><p> 3.2 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)</p><p> 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。如圖3-2所示。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。<
74、;/p><p> 圖3-2 普通的對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器</p><p> 圖中1,12-軸承;2-螺母;3,14-鎖止墊片;4-差速器左殼;5,13-螺栓;6-半軸齒輪墊片;7-半軸齒輪;8-行星齒輪軸;9-行星齒輪;10-行星齒輪墊片;11-差速器右殼</p><p> 3.3 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì)</p><p> 由于
75、在差速器殼上裝著主減速器從動(dòng)齒輪,所以在確定主減速器從動(dòng)齒輪尺寸時(shí),應(yīng)考慮差速器的安裝。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。</p><p> 3.3.1差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇</p><p> 1)行星齒輪數(shù)目的選擇</p><p> 根據(jù)承載情況來(lái)選擇。通常情況下,轎車:n=2;貨車或越野車:n=4。此處取n=4
76、。</p><p> 2)行星齒輪球面半徑的確定</p><p> 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,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。</p><p> 球面半徑可按如下的經(jīng)驗(yàn)公式確定:</p><p><b> mm<
77、/b></p><p> 式中:——行星齒輪球面半徑系數(shù),可取2.52~2.99,此處取2.7;</p><p> T——計(jì)算轉(zhuǎn)矩,取和的較小值,N·m.</p><p><b> 根據(jù)上式得</b></p><p> =2.7=59.02mm,所以預(yù)選其節(jié)錐距A=58mm。</p>
78、<p> 3)行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇、</p><p> 為了使齒輪有較高的強(qiáng)度,希望取較大的模數(shù),但尺寸會(huì)曾大,于是又要求行星齒輪的齒數(shù)盡量少。但一般不少于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1.5~2.0的范圍內(nèi)。</p><p> 在任何圓錐行星齒輪式差速器中,左右兩半軸齒輪的齒數(shù),之和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除,以
79、便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍,否則,差速器將無(wú)法安裝,即應(yīng)滿足的安裝條件為:</p><p> 式中:,—左右半軸齒輪的齒數(shù),對(duì)于對(duì)稱式圓錐齒輪差速器來(lái)說(shuō), </p><p><b> =</b></p><p><b> —行星齒輪數(shù)目;</b></p><p> 在此取=1
80、0,=18 滿足以上要求。</p><p> 4)差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定</p><p> ?。?)先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角,</p><p> 29.055° , =90°-=60.945°</p><p> (2)按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m:</p
81、><p><b> m=4.94mm</b></p><p> 由于強(qiáng)度的要求在此取m=5mm</p><p> 得mm,=5×18=90 mm</p><p><b> 5) 壓力角</b></p><p> 汽車差速器的齒輪大都采用22.5°的壓
82、力角,齒高系數(shù)為0.8的齒形。某些總質(zhì)量較大的商用車采用25°壓力角,以提高齒輪強(qiáng)度。在此選22.5°的壓力角。</p><p> 6 )行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L</p><p> 行星齒輪的安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義尺寸相同,而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長(zhǎng)度,通常取:</p><p> 式中:—差速器傳遞的
83、轉(zhuǎn)矩,;在此取10443.9648;</p><p> —行星齒輪的數(shù)目;在此為4</p><p> —行星齒輪支承面中點(diǎn)至錐頂?shù)木嚯x,≈0.5d,d為半軸齒輪齒面 寬中點(diǎn)處的直徑,而d≈0.8;</p><p> —支承面的許用擠壓應(yīng)力,在此取98。</p><p> 根據(jù)上式, =72mm =0.5×72=36mm
84、</p><p> ≈21.41mm , 23.55mm</p><p> 3.3.2差速器齒輪的幾何計(jì)算</p><p> 表3.1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表</p><p> 3.3.3差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算</p><p> 差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制,而且承受的載荷較大,它不像主減速器齒輪那
85、樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài),只有當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時(shí),或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時(shí),差速器齒輪才能有嚙合傳動(dòng)的相對(duì)運(yùn)動(dòng)。因此,對(duì)于差速器齒輪主要應(yīng)進(jìn)行彎曲強(qiáng)度校核。輪齒彎曲強(qiáng)度為</p><p> 式中:—差速器的行星齒輪數(shù),n=4;</p><p> 分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑;</p><p> —計(jì)算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù),此處J=
86、0.225;</p><p> —半軸齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩,=0.6×10443.9648=6266.38;</p><p> 按主減速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算的有關(guān)參數(shù)選取。</p><p> 根據(jù)上式=953.33MPa〈980 </p><p> 所以,差速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi。由于差速器
87、齒輪輪齒要求的精度低,所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應(yīng)用。</p><p> 第四章 驅(qū)動(dòng)半軸的設(shè)計(jì)</p><p> 驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置位于汽車傳動(dòng)系的末端,其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器的半軸齒輪傳給驅(qū)動(dòng)車輪。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
88、力狀況不同可分為半浮式,3/4浮式和全浮式,本次設(shè)計(jì)的是中大型城市客車,采用全浮式結(jié)構(gòu)。</p><p> 設(shè)計(jì)半軸的主要尺寸是其直徑,在設(shè)計(jì)時(shí)首先可根據(jù)對(duì)使用條件和載荷工況相同或相近的同類汽車同形式半軸的分析比較,大致選定從整個(gè)驅(qū)動(dòng)橋的布局來(lái)看比較合適的半軸半徑,然后對(duì)它進(jìn)行強(qiáng)度校核。</p><p> 4.1 全浮式半軸計(jì)算載荷的確定</p><p> 全
89、浮式半軸的計(jì)算載荷可按車輪附著力矩計(jì)算,即</p><p> 式中:—輪胎與地面的附著系數(shù)取0.8;</p><p> —負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù),在此取1.2;</p><p> —驅(qū)動(dòng)橋的最大靜載荷,=84933.3N;</p><p> —車輪驅(qū)動(dòng)半徑,在此取0.5425m;</p><p> 所以,=22116.
90、63。</p><p><b> 半軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為</b></p><p> 式中,d——半軸直徑,在此初取58mm;</p><p> =577.6,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力宜為500~700。</p><p> 所以,強(qiáng)度條件滿足。</p><p> 4.2 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p>
91、<p> 1)全浮式半軸桿部直徑可按下式初步選取</p><p> 式中,為半軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩(),K為直徑系數(shù),取2.05~2.18。</p><p><b> 所以,d=58。</b></p><p> 2)半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算</p><p> 在計(jì)算半軸在承受最大轉(zhuǎn)矩時(shí)還應(yīng)該校核其花鍵的剪切應(yīng)力和擠
92、壓應(yīng)力。</p><p> ①半軸花鍵的剪切應(yīng)力為</p><p> ?、诎胼S花鍵的擠壓應(yīng)力為</p><p> 式中:—半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩,N·m ,在此取6266.39;</p><p> —半軸花鍵的外徑,mm,在此取58mm;</p><p> —相配花鍵孔內(nèi)徑,mm,在此取50mm;<
93、/p><p> —花鍵齒數(shù);在此取22</p><p> —花鍵工作長(zhǎng)度,mm,在此取60mm;</p><p> —花鍵齒寬,mm,在此取3.2mm;</p><p> —載荷分布的不均勻系數(shù),計(jì)算時(shí)取0.75。</p><p><b> 根據(jù)上式可計(jì)算得</b></p>&
94、lt;p><b> =70.24</b></p><p><b> =75.35 </b></p><p> 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[]不應(yīng)超過(guò)71.05 ,擠壓應(yīng)力[]不應(yīng)超過(guò)196,以上計(jì)算均滿足要求。</p><p> 第五章 驅(qū)動(dòng)橋殼體的設(shè)計(jì)</p><p
95、> 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。驅(qū)動(dòng)橋殼應(yīng)滿足如下設(shè)計(jì)要求:</p><p> ?、?應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度,以保證主減速器齒輪嚙合正常,并不使半軸產(chǎn)生附加彎曲應(yīng)力;</p><p> ② 在保證強(qiáng)度和剛度的情況下,盡量減小質(zhì)量以提高行駛的平順性;</p><
96、p> ③ 保證足夠的離地間隙;</p><p> ?、?結(jié)構(gòu)工藝性好,成本低;</p><p> ?、?保護(hù)裝于其中的傳動(dòng)系統(tǒng)部件和防止泥水浸入;</p><p> ?、?拆裝,調(diào)整,維修方便。</p><p> 考慮到設(shè)計(jì)的是城市公交車,驅(qū)動(dòng)橋殼的結(jié)構(gòu)形式采用鑄造整體式橋殼。整體式橋殼的特點(diǎn)是整個(gè)橋殼是一個(gè)空心梁,橋殼和主減速器殼
97、為兩體。它具有強(qiáng)度和剛度大,主減速器拆裝和調(diào)整方便等優(yōu)點(diǎn)。</p><p> 5.2橋殼的受力分析與強(qiáng)度計(jì)算</p><p> 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。</p><p> 汽車驅(qū)動(dòng)橋的橋殼是汽車上的主要承載構(gòu)件之一,其形狀復(fù)雜,而汽車的行駛條件如道路狀況、氣候條件及車輛的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)又是千變?nèi)f化的,因此要精確地計(jì)算
98、出汽車行駛時(shí)作用于橋殼各處的應(yīng)力大小是相當(dāng)困難的。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。我國(guó)通常推薦:計(jì)算時(shí)將橋殼復(fù)雜的受力狀況簡(jiǎn)化成三種典型的計(jì)算工況,即當(dāng)車輪承受最大的鉛錘力(當(dāng)汽車滿載并行駛于不平路面,受沖擊載荷)時(shí);當(dāng)車輪承受最大切應(yīng)力(當(dāng)汽車滿載并以最大牽引力行駛和緊急制動(dòng))時(shí);以及當(dāng)車輪承受最大側(cè)向力(當(dāng)汽車滿載側(cè)滑)時(shí)。只要在這三種載荷計(jì)算工況下橋殼的強(qiáng)度特征得
99、到保證,就認(rèn)為該橋殼在汽車各種行駛條件下是可靠的。</p><p> 在進(jìn)行上述三種載荷工況下橋殼的受力分析之前,還應(yīng)先分析一下汽車滿載靜止于水平路面時(shí)橋殼最簡(jiǎn)單的受力情況,即進(jìn)行橋殼的靜彎曲應(yīng)力計(jì)算。</p><p> 1) 當(dāng)牽引力或制動(dòng)力最大時(shí)</p><p> 圖5-1驅(qū)動(dòng)橋受力圖</p><p> 式中,Mv為地面對(duì)車輪垂
100、直反力在危險(xiǎn)斷面引起的垂直平面內(nèi)的彎矩,</p><p> Mv=,=1.2,G2=84933.3N,b=350mm,Mv=17835.99。</p><p> b為輪胎中心平面到板簧座之間的橫向距離,如圖5-1所示;b=350mm</p><p> ==31.37cm3;</p><p> 為一側(cè)車輪上的牽引力或制動(dòng)力在水平面內(nèi)引起
101、的彎矩;</p><p> =Fx2b=23781.31N;Fx2=G2=67946.6 N;</p><p> T為牽引或制動(dòng)時(shí),上述危險(xiǎn)斷面所受轉(zhuǎn)矩,T=Fx2=12901.36N;</p><p> W=23.46 cm3;</p><p> 、、、分別為危險(xiǎn)斷面垂直平面和水平面彎曲的抗彎截面系數(shù) 及抗扭截面系數(shù)。</p&
102、gt;<p> 橋殼鋼板彈簧座處危險(xiǎn)斷面的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ分別為</p><p> =489.67MP,τ=376.35MP。</p><p> 2) 當(dāng)汽車通過(guò)不平路面時(shí)</p><p> 危險(xiǎn)斷面的彎曲應(yīng)力口為 </p><p> K為液力變矩系數(shù),取1, G2=186
103、66.7 N b=280 WV =31.37 cm3 </p><p> =83.3Mpa </p><p> 橋殼的許用彎曲應(yīng)力為300~500MPa,許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為150~400MPa??慑戣T鐵橋殼取較小值,鋼板沖壓焊接橋殼取較大值,經(jīng)計(jì)算皆符合要求。</p><p><b> 總結(jié)</b></p><p&g
104、t; 本設(shè)計(jì)根據(jù)傳統(tǒng)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)方法,并結(jié)合現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法,確定了驅(qū)動(dòng)橋的總體設(shè)計(jì)方案,先后進(jìn)行主減速器 ,差速器,半軸以及驅(qū)動(dòng)橋殼的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核,并運(yùn)用AutoCAD軟件繪制出主要零部件的工程圖,設(shè)計(jì)出了清潔燃料城市客車驅(qū)動(dòng)橋。當(dāng)然,本次設(shè)計(jì)還有許多不完整的地方,這些本人將在畢業(yè)設(shè)計(jì)中進(jìn)行更完整的設(shè)計(jì)。</p><p><b> 參考文獻(xiàn)</b></p><p&g
105、t; [1] 劉惟信 編著.汽車車橋設(shè)計(jì) .北京:清華大學(xué)出版社,2004</p><p> [2] 徐顥 主編.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(第3,4卷).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1991</p><p> [3] 吉林大學(xué) 王望予 主編.汽車設(shè)計(jì)(第四版).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2004</p><p> [4] 吉林大學(xué) 陳家瑞 主編.汽車構(gòu)造(下冊(cè)).北京:機(jī)
106、械工業(yè)出版社,2005</p><p> [5] 朱孝錄 主編.齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè).北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2005</p><p> [6] 邱宣懷 主編.機(jī)械設(shè)計(jì).北京:高等教育出版社,1997</p><p> [7] 廖念釗等編 .互換性與技術(shù)測(cè)量(第四版).北京:中國(guó)計(jì)量出版社,2000</p><p> [8] 王明珠
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