车辆工程毕业设计96东风轻型货车驱动桥设计 下载本文

用它作为疲劳损坏依据。汽车的类型很多,行驶工况又非常复杂,轿车一般在高速轻载条件下工作,而矿用车和越野车在高负荷低车速条件下工作,对于公路车辆来说,使用条件较非公路用车稳定,其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的,即主减速器的平均计算转矩。

3、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tjm

Tjm=

(Ga?GT)?rr (fR?fH?fP) (3.3)

iLB??LB?n式中:Ga——汽车满载总重N, Ga=6000×9.8=58800N;

GT——所牵引的挂车满载总重,N,仅用于牵引车取GT=0;

fR——道路滚动阻力系数,初取fR =0.015;

fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。初取fH=0.05; fP——汽车性能系数

fP?0.195(Ga?GT)1 [16?] (3.4)

100Temax当

0.195(Ga?GT)=57.04>16时,取fP=0。

TemaxTjm=

(Ga?GT)?rr58800?0.5(0.015?0.05?0)=1911N?m (fR?fH?fP)=

1?1?1iLB??LB?n3.2.2主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 (1)齿数的选择

根据主减速比确定:对于单级主减速器,当i0较大时,则应尽量使主动齿轮的齿数z1取小些,以得到满意的驱动桥离地间隙。

①.当i0≥6时,z1的最小取值可取5,但为了啮合平稳及提高疲劳强度,z1最好大于5;

②.当i0较小(i0=3.5~5)时,z1可取为5~12,但这时常会因为主、从齿轮齿数太多,尺寸太大而不能保证所要求的离地间隙;

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③.为了磨合均匀,z1、z2之间应避免有公约数;

④.为了得到理想的齿面重叠系数,z1与z2之和应不小于40;

查阅资料,经方案论证,主减速器的传动比为5.1428,初定主动齿轮齿数z1=6,从动齿轮齿数z2=37。 (2)节圆直径的选择

根据从动锥齿轮的计算转矩(见式3.1,式3.2并取两者中较小的一个为计算依据)按经验公式选出:

d2?Kd?Tj?265.09mm 取d2=266mm (3.5)

23式中:d2—从动锥齿轮的节圆直径,mm;

Kd2—直径系数,取K d2=Kd2=13~16; TJ—计算转矩;取Tje与TjΦ中较小者: (3)齿轮端面模数的选择

d2选定后,可按式m?d2/z2算出从动齿轮大端模数,并用下式校核

mt?Km3Tj?7.02 取mt=7mm

式中:Km——模数系数,取Km=0.3~0.4;

Tj——计算转矩,N?m,取Tje。 (4)圆锥齿轮从动齿轮的齿宽

F为其节锥距A0的0.3倍。对于汽车工业,主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用:

F=0.155d2=41.23mm,可初取F2=41mm。

一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大,使其在大齿轮齿面两端都超出一些,通常小齿轮的齿面加大10%较为合适,在此取F1=45mm。 (5)螺旋锥齿轮螺旋方向

一般情况下主动齿轮为左旋,从动齿轮为右旋,以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。

oo(6)螺旋角的选择格里森制推荐公式:?`1?25?5?z1E?90o?。 z2d2式中:z1 ,z2 —主、从动齿轮齿数;

E—双曲面齿轮的偏移距,mm;对螺旋锥齿轮取E=0。

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在一般机械制造用的标准制中,螺旋角推荐用35°

(7)主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向。当变速器挂前进挡时,应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向。这样可使主、从动齿轮有分离的趋势,防止轮齿因卡死而损坏。

所以主动锥齿轮选择为左旋,从锥顶看为逆时针运动,这样从动锥齿轮为右旋,从锥顶看为顺时针,驱动汽车前进。

表3.1 齿轮的几何尺寸计算用表

序号 1 2 3 项 目 主动齿轮齿数 从动齿轮齿数 模数 计 算 公 式 计 算 结 果 6 37 7 z1 z2 m F1=41mm 4 齿面宽 F F2=45mm 5 6 7 8 9 工作齿高 全齿高 法向压力角 轴交角 节圆直径 hg?H1m h?H2m hg?9.17mm h=10.108mm ? ? d=mz ?=20° ?=90°d1?42mm d2=259mm z1 z210 节锥角 ?1?arctan?1=9.21° ?2=80.79°-?1 ?2=90°11 12 13 节锥距 周节 齿顶高 A0=d1d2= 2sin?12sin?2A0=131.19mm t=21.99mm t=3.1416 m ha1?hg?ha2 ha1=7.595mm ha2=1.575mm ha2?kam 14 15 齿根高 径向间隙 hf=h?ha c=h?hg hf1=2.513mm hf2=8.533mm c=0.938mm 20

序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 ?1=1.10° ?2=3.72°16 齿根角 hf??arctan A017 面锥角 ?a1??1??2;?a2??2??1 ?f1=?1??1 ?a1=12.93° ?a2=81.89° ?f1=8.11° ?f2=79.69°18 根锥角 ?f2=?2??2 da1?d1?2ha1cos?1 19 外圆直径 da1=79mm da2=d1?2ha2cos?2 da2=259.5mm ?01?20 节锥顶点止齿轮外缘距离 ?02d2?ha1sin?1 2d1??ha2sin?2 2?01=128.28mm ?02=19.44mm s1=16.39mm s2=5.6mm 0.2mm ?=35°s1?t?s2 21 理论弧齿厚 s2?Skm 22 23 齿侧间隙 螺旋角 B=0.178~0.228 ? 3.3主减速器锥齿轮的强度计算

在完成主减速器齿轮的几何计算之后,应对其强度进行计算,以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。

螺旋锥齿轮的强度计算:

(1)主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 ①单位齿长上的圆周力 按发动机最大转矩计算时:

Temax?ig?103 (3.6)

p?d1?F2式中:Temax——发动机输出的最大转矩,在此取245N?m;

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