发布时间 : 星期一 文章姹借溅璁捐璇捐椹卞姩妗ヨ璁?- 鐧惧害鏂囧簱更新完毕开始阅读2394139c1b5f312b3169a45177232f60ddcce782
由上面数据计算得：Tcf＝375N﹒m （4）从动锥齿轮计算转矩 当计算锥齿轮最大应力时，Tc＝min[Tce，Tcs]，Tce=6450N﹒m，Tcs＝8899N?m，所以Tc= Tce =6450N?m。当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc＝Tcf，Tcf＝375N﹒m，所以Tc＝Tcf＝375N﹒m。 （5）主动锥齿轮的计算转矩 式中：ηG——主从动锥齿轮间传动效率，对于弧齿锥齿轮副ηG＝95％。 当计算锥齿轮最大应力时，Tc＝6450N?m，计算得Tz=1164N?m； 当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc＝375N﹒m，计算得Tz=68 N?m。 2、 锥齿轮主要参数选择 （1）主从动齿轮齿数Z1，Z2 Rb=47mm 节锥距 A0=45mm 行星齿轮齿数z1=10，半轴齿轮齿数z2=16 γ1=32° γ2=58° m=5 d1=50mm d2=80mm A0=47mm α=22°30′ 行星齿轮轴直径d=22mm i0=5.833，查表得推荐主动锥齿轮最小齿数z1=7，则从动锥齿轮z2=7×5.833=40.8，取整为41，支承长度L=24.2mm 重新计算主减速比为i0=41/7=5.857。 b2=25mm 重新计算Tce=6457N﹒m，Tcs=8899N?m，Tcf＝375N﹒m。 当计算锥齿轮最大应力时，Tc＝min[Tce，Tcs]=6457N?m； 当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc＝Tcf =375N﹒m。 为保证可靠性，计算时取Tc=6457N?m。 （2）从动锥齿轮分度圆直径D2和端面模数ms 根据经验公式，T0=min[Tce，Tcs]时， σw=850 MPa <[σw]，符合设计要求； T0=Tcf时， σw=49MPa <[σw]，符合设计要求； 半轴计算转式中：KD2——直径系数，KD2＝13~16，取15 计算得D2=280mm 则ms=D2/Z2=280/41=6.83mm 同时，ms满足 矩： Tφ=3874Nm d=33mm τ=549MPa 满足设计要 求。 制动时， τ=487MPa 计算得ms=7.45 取两个计算结果的较小值并取整为ms=7mm，重新计算D2=287mm。 主动锥齿轮大端分度圆直径D1=D2/i0 =49mm。 （3）齿面宽b 从动齿轮齿面宽b2=0.155D2=43mm，ms=7mm,满足b2≤10ms。 主动齿轮齿面宽b1=1.1b2=1.1×43mm=47mm。 （4）双曲面小齿轮偏移距E 所设计车辆为轻型货车，要求E不大于0.2D2 取E=0.15D2=42mm τ<[τ]，满足设计要求。 β=30° m=2mm z=19 D=40mm d=35mm B=4mm τs=72MPa， τs<[τs]，故满足设计要求。 D2?KD23Tc ms?Km3Tc式中： Km为模数系数，Km=0.3~0.4，取Km=0.4 （5）中点螺旋角β 双曲面锥齿轮由于存在E，所以βm1与βm2不相等 取β=35°，ε=2° 则βm1=36° ，βm2 =34° （6）螺旋方向 σc=116 MPa， σc<[σc]，故满足设计要求。 M=2421Nm σwj= 78.8MPa， σwj<[σwj]，满发动机旋转方向为逆时针，为避免轮齿卡死而损坏，应使轴向力离开锥顶方向，符合左手定则，足设计要求。 所以主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。 （7）法向压力角α 货车法向平均压力角取22°30′。 3、主减速器强度计算 （1）单位齿长圆周力p 主减速器锥齿轮的表面耐磨性常用轮齿上的单位齿长圆周力p来估算， 式中：Temax——发动机最大输出转矩，Temax=175Nm i1——变速器传动比，i1=7 D1——主动锥齿轮中心分度圆直径，D1=49mm b2——从动齿面宽，b2=43mm 将数值代入，计算得：p=1163N/mm 查表得单位齿长圆周力许用值[p]=1429 N/mm，P<[p]，满足设计要求。 （2）齿轮弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： 式中：Tc——齿轮的计算转矩。从动齿轮：按最大弯曲应力算时Tc＝6457N?m N?m，按疲劳弯曲应力算时 Tc=375 N?m；主动齿轮：按最大弯曲应力算时Tz=1164 N?m，按疲劳弯曲应力算时Tz=68 N?m。 K0——过载系数，取K0＝1 Ks——尺寸系数，ms>1.6mm时，Ks =（ms/25.4）0.25σwj= 197 MPa， σwj<[σwj]，满足设计要求。 Mv=3623Nm Mh=2459 Nm T=551Nm M∑=4413Nm σ∑=144MPa， σz<[σz]，满足设计要求。 Mv=1791Nm Mh=2319 Nm T=807Nm σ∑=99MPa， σ∑<[σ∑]，所以满足设计要求。 σWA-A= 276MPa， σWA-A< [σWA-A]，满足设计要求。 A-A断面 τA-A=36MPa， τA-A<[τA-A]，满足设计要=0.75 求。 σ∑A-A =283MPa， σ∑A-A< [σ∑A-A]，满足设计要求。 B-B断面 τB-B=36MPa， τB-B<[τB-B]，满足设计要求。 σ∑B-B Km——齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构Km=1~1.1，取Km=1 Kv——质量系数 ，Kv＝1 ms ——从动锥齿轮断面模数，ms=7mm b——齿面宽，主动齿轮b1=47mm，从动齿轮b2=43mm D——分度圆直径，主动齿轮D1=49mm，从动齿轮D2=280mm Jw——综合系数，通过查图得，主动齿轮Jw=0.35，从动齿轮Jw=0.29 对于从动齿轮： 按最大弯曲应力计算σw2=396MPa，[σw]=700MPa，σw2≤[σw]，满足设计要求；按疲劳弯曲应力计算σw2=23MPa，[σw]=210 MPa，σw2≤[σw] ，满足设计要求。 对于主动齿轮： 按最大弯曲应力计算σw1=309MPa，[σw]=700MPa，σw2≤[σw]，满足设计要求；按疲劳弯曲应力计算σw1=18 MPa，[σw]=210MPa，σw2≤[σw]，满足设计要求。 （3）齿轮接触强度 式中： Cp——综合弹性系数，钢的齿轮Cp=231.6 D1——主动锥齿轮大端分度圆直径，D1=49mm Tz——主动齿轮计算转矩。按最大弯曲应力算时Tz=1164 N?m，按疲劳弯曲应力算时Tz=68 N?m K0——过载系数，取K0＝1 Ks——尺寸系数，Ks=1 Km——齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构Km=1~1.1，取Km=1 Kf——表面品质系数，Kf=1 Kv——质量系数 ，Kv＝1 b——b1和b2中较小的齿面宽，b=b2=43mm JJ——齿面接触强度的综合系数，通过查接触强度计算用综合系数图得JJ=0.20 按min[Tce，Tcs]计算的最大接触应力σJ=2459MPa，[σJ]=2800 MPa， σJ=283MPa， σ∑B-B< [σ∑B-B]，满足设计要求。 <[σJ]，满足设计要求；按Tcf计算的疲劳接触应力σJ=594 MPa ， [σ]=1750 MPa，σJ<[σJ]，满足设计要求。 J四、差速器部分设计 1、差速器主参数选择 （1）BJ130为货车，取差速器行星齿轮数n＝4 （2）行星齿轮球面半径Rb Kb——行星齿轮球面半径系数，Kb=2.5～3.0，对于有4个行星齿轮的公路用货车取最小值，Kb=2.5 Td——差速器计算转矩，Td =min[Tce，Tcs]=6457Nm 计算得：Rb=47mm 节锥距A0=（0.89～0.99）Rb，取系数为0.96，则A0=45mm （3）确定行星齿轮和半轴齿轮齿数 取行星齿轮齿数z1=10，半轴齿轮齿数z2取为16。 z2/ z1=1.6，在1.5～2范围内；半轴齿数和为32，能被行星齿轮数整除。所以能够保证装配，满足设计要求。 （4）行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1，γ2及其模数m 锥齿轮大端的端面模数m=2A0sinγ1/z1=2A0sinγ2/z2，m=4.8，取整m=5。 则：d1=z1m=50mm ，d2=z2m=80mm 重新验算节锥距 A0=d1/（2 sinγ1）=d2/（2 sinγ2）=47mm （5）压力角α 采用α=22°30′的压力角，齿高系数为0.8的齿形。 8. 行星齿轮轴直径d及支承长度L 式中： T0——差速器壳传递的转矩，T0=Td= min[Tce，Tcs]=6457Nm [σc] ——支承面许用挤压应力，取98MPa n——行星齿轮数，n=4 rd——行星齿轮支承面中心到锥顶的距离，rd=0.4d2=32mm 计算得d=22mm，支承长度L=1.1d=24.2mm 。 2、差速器齿轮强度计算 差速器齿轮只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此，对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度计算。齿轮弯曲应力σw为： Tc——半轴齿轮计算转矩。当T0 =min[Tce，Tcs]时，Tc＝0.6×T0=3874Nm；当 T0=Tcf时，Tc＝0.6×T0=225 Nm Ks——尺寸系数，Ks=1 Km——齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构Km=1~1.1，取Km=1 Kv——质量系数 ，Kv＝1 m——端面模数，m=5 b2——半轴齿轮齿宽，b2=0.3A0=14mm d2——半轴齿轮大端分度圆直径，d2=80mm J——综合系数，查图得J=0.228 n——行星齿轮数，n=4 计算得： 当T0=min[Tce，Tcs]时，[σw]=980 MPa，σw=1517MPa>[σw]。超出许用值较多，增大齿面齿宽，齿宽的极限尺寸为10×m=50mm，取b2=25mm，σw=850 MPa<[σw]，符合设计要求。 当 T0=Tcf时，[σw]=210 MPa，σw=49MPa<[σw]