车辆工程毕业设计论文-江淮帅铃汽车驱动桥设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-江淮帅铃汽车驱动桥设计(编辑修改稿)内容摘要：

5102232   = N/ 2mm N/ 2mm 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 图 弯曲计算用综合系数 J (3)轮齿的表面接触强度计算 锥齿轮的齿面接触应力为 bJK KKKTKdC vfmspj 301102  N/ 2mm () 16 式中： T — 主动齿轮的计算转矩； pC — 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 21N /mm。 0K ， vK ， mK — 见式 (39)下的说明； sK — 尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取 ； fK — 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表 面粗糙 度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。 一般情况下，对于制造精确的齿轮可取 J — 计算 接触应力的综合系数（或称几何系数）。 它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响， 按图 22选取 J = 按上式 52108 3 j=1444 〈 1750 N/ 2mm 主、 从动齿轮的齿面接触 应力相等。 所以均满足要求。 以上公式（ ）～（ ）以及图 ，图 均参考《汽车车桥设计》 ［１］ 图 接触计算用综合系数 主减速器轴承的计算 1锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。 该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。 17 为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。 汽车在 行驶 过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。 实践 表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩 dT进行计算。 作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算： 313333332223111m a x 100100100100100 1   TRgRiRTgiTgiTgied fiffiffiffifTT  () 式中： maxeT — 发动机最大转矩， 在此取 350N m； 1if ， 2if „ iRf — 变速器在各挡的使用率，可参考表 选取； 1gi ， 2gi „ gRi — 变速器各挡的传动比； 1Tf ， 2Tf „ TRf — 变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表 选取； 表 if 及 Tf 的参考值 经计算 dT 为 ｍ 对于 圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径 222 sin bdd m  2121 zzdd mm  18 经计算 md1 ＝ md2 = 式（ ） 参考《汽车车桥设计》 ［１］。 (1)齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力 为 F ＝mdT2 () 式中： T — 作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩见 式 ()。 md — 该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径 . 按上式圆周力 F =  = （ 2）锥齿轮的轴向力和径向力 图 主动锥齿轮齿面的受力图 如图 ， 主动锥齿轮 螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转 方向为逆时针， FT 为作用在节锥面上的齿面宽中点 A处的法向力，在 A 点处的螺旋方向的法平面内， FT 分解成两个相互垂直的力 FN 和 fF ， FN 垂直于 OA 且位于∠ OO′ A 所在的平面， fF 位于以 OA为切线的节锥切平面内。 fF 在此平面内又 可分为沿切线方向的圆周力 F和沿 节圆母线方向的力 Fs。 F 与 fF 之间的夹角为螺旋角  ， FT 与 fF 之间的夹角为法向压力角  ，这样就有：  t a ns inc os FFF TS  （ ） 19  c os/t a ns in FFF TN  （ ）  c osc osTFF  （ ） 于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力 A和径向力 R 分别为   co ss i ns i nt anco sco ss i n  FFFF SNaz （ ）   s i ns i nc o st a nc o ss i nc o s  FFFF SNRz （ ） 有式（ 316）可计 算    6 2 o s35s i n6 2 i a n35c o s 3azF 20201N 有式（ 317）可计算 RzF   6 2 i n35s i n6 2 an35co s 3 =9661N 式（ 312）～式（ 317） 参考《汽车设计》 [3]。 轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。 但如果采用圆锥滚子轴承 作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。 而轴承的径向载荷则是上述 齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。 对于采用 骑马式 的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图 所示 图 主减速器轴承的布置尺寸 轴承 A， B 的径向载荷分别为 RA =     22 maZRZ dFbFbFa  （ ）     22 maZRZB dFcFcFaR  （ ） 根据上式已知 aZF =20201N， RZF =9661N， a=134mm ， b=84mm， c=50mm 20 所以轴承 A的径向力 AR =     22 0 2 0 6 6 1842 5 4 5 01 3 41  =15975N 其轴向力为 0 轴承 B 的径向力 RB =     22 0 2 4 6 6 1502 5 4 5 01 3 41  =13364N （ 1） 对于轴承 A，只承受径向载荷所以采用 圆柱 滚子轴承 N307E，此轴承的额定动载荷 Cr 为 ， 所承受的 当量动载荷 Q=X RA =1 15976=15976N。 所以有公式 610 QfCrfLpt s () 式中 : tf — 为温度系数，在此取。 pf — 为载荷系数，在此取。 所以 L = 63103 101 5 9 7 0 21  = 108 s 此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速 2n 为 ramrvn  r/min () 式中： r — 轮胎的滚动半径， m amv — 汽车的平均 行驶 速度 ， km/h。 对于载货汽车和公共汽车可取 30～ 35 km/h，在此取 km/h。 所以有上式可得 2n =  = r/min 而主动锥齿轮的计算转速 1n = =728 r/min 所以轴承能工作的额定轴承寿命： nLLh 60 h hL () 式中 : n — 轴承的计算转速， r/min。 有上式可得轴承 A的使用寿命 72860 8hL =6188 h 21 若大修里程 S定为 100000 公里，可计算出预期寿命即 hL39。 =amvS () 所以 hL39。 = = h 和 hL 比较， hL 〉 hL39。 ，故轴承符合使用要求。 （ 2）对于轴承 B， 选用 圆锥滚子轴承 33217。 在此 径向力 R=13369N 轴向力 A=20202N，所以 RA =〈 e 由 《机械设计》 [6]中 表 可查得 X=， Y==  = 当量动载荷 Q=  YAXRfd  （ ） 式中： df — 冲击载荷系数在此取 有上式可得 Q=（ 1 13369+ 20202） = 由于采用的是成对轴承 rC = 所以轴承的使用寿命由式（ ）和式（ ）可得 hL =  QCrn16670 = 1 6 1 8 6 8 0 0 07 2 81 6 6 7 0  = h h= hL39。 所以轴承符合使用要求。 对于从动齿轮的 轴承 C， D 的径向力计算公式见式（ ）和式（ ） 已知F=25450N， aZF =9662N， RZF =20202N， a=410mm， b==250mm 所以，轴承 C的径向力： cR =     22 6 6 0 2 0 21 6 0 02 5 4 5 04101  = 轴承 D 的径向力： DR =     22 0 69 6 6 5 02 0 2 0 22 5 02 5 4 5 04 1 01  = 轴承 C， D均采用 圆锥滚子轴承 32218，其额定动载荷 Cr 为 134097N （ 3）对于轴承 C，轴向力 A=9662N，径向力 R=，并且 RA =〉 e，在此e 值为 ，由 《机械设计》 [6]中表 可查得 X=， Y== 所以 Q=  YRXAfd  =( 9662＋ )= 22 hL =  QCrn16670 = 3102 5 4 6 0 81 3 4 0 9 6 31 6 6 7 0  =2896 3 h hL39。 所以轴承 C满足使用要求。 （ 4）对于轴承 D，轴向力 A=0N，径向力 R=，并且 RA =.4187〉 e 由 《机械设计》 [6]中表 可查得 X=， Y== 所以 Q=  YRXAfd  = ( )= hL =  QCrn16670 = 4 3 5 21 3 4 0 9 6 31 6 6 7 0  = h hL39。 所以轴承 D满足使用要求。 此节计算内容参考了 《汽车车桥设计》 [1]和 《汽车设计》 [3]关于主减速器的有关计 算。 本章小结 本章首先根据所学的汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，确定齿轮的参数，介绍了齿轮变为系数的选择原则，并根据各项参数计算齿轮的参数，简单介绍了齿轮材料的选择原则，对齿轮进行了校核。 23 第 4章 差速器设计 差速器用来在两 输出轴间分配转矩， 并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。 差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。 对称式圆锥行星齿轮差速器的 结构 普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。 如图 32 所示。 其 广泛用于各类车辆上。 24 图 32 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 1， 12轴承； 2螺母； 3， 14锁止垫片； 4差速器左壳； 5， 13螺栓； 6半轴齿轮垫片； 7半轴齿轮； 8行星齿轮轴； 9行星齿轮； 10行星齿轮垫片； 11差速器右壳 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。 差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。 差速器齿轮的基本参数的选择 载货汽车采用 4个行星齿轮。 BR 的。