【驅(qū)動(dòng)橋主減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算案例3100字】

驅(qū)動(dòng)橋主減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算案例綜述1.1主減速比的計(jì)算主從減速量確定汽車主從減速器系統(tǒng)的質(zhì)量大小比、各個(gè)基本的結(jié)構(gòu)形式等指標(biāo)及它對(duì)保證當(dāng)從主變速器系統(tǒng)始終處于發(fā)動(dòng)機(jī)最高速度檔位時(shí)汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中的各種總傳動(dòng)力性能參數(shù)和對(duì)汽車燃料經(jīng)濟(jì)性影響等指標(biāo)都是會(huì)有的很重要直接影響。最正確的選擇確定方法應(yīng)是指在汽車進(jìn)行汽車總體發(fā)動(dòng)機(jī)型式設(shè)計(jì)及試驗(yàn)分析時(shí)減速器比和汽車從各個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)輸出中取得的最大總速傳動(dòng)比也應(yīng)包括一起并由各種整車動(dòng)力系數(shù)及計(jì)算等方法組合來正確加以分析確定?？蛇M(jìn)一步考慮到利用各個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)在行駛速度及不同排放等級(jí)要求的行駛環(huán)境情況下所形成的汽車總軸功率的平衡關(guān)系圖等數(shù)據(jù)來分析直接定量計(jì)算各發(fā)動(dòng)機(jī)特性對(duì)整體汽車行駛動(dòng)力性統(tǒng)的各種影響。通過優(yōu)化發(fā)動(dòng)機(jī)的系統(tǒng)設(shè)計(jì),對(duì)上述各種汽車發(fā)動(dòng)機(jī)特性值與各個(gè)汽車傳動(dòng)系參數(shù)值之間作了一種最佳經(jīng)濟(jì)的匹配或組合優(yōu)化的方法來進(jìn)行計(jì)算和選擇值,可是能夠確保每個(gè)汽車系統(tǒng)均獲得到一個(gè)最佳經(jīng)濟(jì)的系統(tǒng)整體動(dòng)力性參數(shù)值和獲得最高燃料經(jīng)濟(jì)性。表1.1基本參數(shù)表為了保證得到一個(gè)足夠高的發(fā)動(dòng)機(jī)功率比而又使其最高的車速比稍小有下降,一般要選得功率比的最小值稍大的10%~25%,即可以按下式選擇:(2·1)計(jì)算得=6.402。1.2主動(dòng)減速齒輪計(jì)算載荷值的最終確定法通常都是指以將載貨汽車發(fā)動(dòng)機(jī)所輸出之最大的工作轉(zhuǎn)矩在配以之以傳動(dòng)系的最低檔位傳動(dòng)比時(shí)和當(dāng)被載驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)車輪發(fā)生嚴(yán)重打滑和故障時(shí)產(chǎn)生的在這兩種前后兩種的極端情況條件下分別作用之于發(fā)動(dòng)機(jī)主汽減速器齒輪和主從汽動(dòng)減速器的齒輪軸向上所傳遞最大的工作轉(zhuǎn)矩()中的任何一個(gè)較小數(shù)值者,作為在一般的載貨汽車中的計(jì)算荷載系統(tǒng)中的一種用之以來驗(yàn)算發(fā)動(dòng)機(jī)主從減速器的從差動(dòng)減速齒輪上承受最大工作應(yīng)力時(shí)傳遞的最小計(jì)算載荷。/n=2401.285（）（2·2）=5727.5（MBEDEquation.3）（2·3）由上式內(nèi)定義(1.2)式可知,通過定義(1.3)公式可求得的計(jì)算載荷,是可以計(jì)算得到最大的持續(xù)工作轉(zhuǎn)矩值的而它并就不是最大和正常最大的持續(xù)的工作的轉(zhuǎn)矩,不能因此單地用它去直接地作為計(jì)算疲勞損傷和機(jī)械損壞力矩的計(jì)算依據(jù)。對(duì)于一般普通的公路車輛加速器系統(tǒng)來說,使用的工況條件要求遠(yuǎn)比較于一般的非公有汽路車加速器倆穩(wěn)定,其系統(tǒng)最大牽引正常及持車轉(zhuǎn)矩一般都是由要根據(jù)加速器的所謂的最大平均牽引最大牽引力的實(shí)際計(jì)算扭矩值來加以綜合比較確定才能得出計(jì)算結(jié)果的,即主動(dòng)力加速器所謂的系統(tǒng)最大的平均最大牽引的計(jì)算牽引轉(zhuǎn)矩值為

==989.812（）（2·4）表1.2驅(qū)動(dòng)橋質(zhì)量分配系數(shù)1.3主減速器齒輪參數(shù)的選擇1）齒數(shù)值的適當(dāng)大小與選擇方法對(duì)于一臺(tái)普通的單級(jí)齒輪的主從減速器，應(yīng)考慮采取下列措施盡量適當(dāng)?shù)氖刮挥谄渲鲃?dòng)從齒輪位置上的齒數(shù)值取得的盡量的小一些,以能確保其得到的較為接近滿意值的轉(zhuǎn)矩驅(qū)動(dòng)車橋的最小齒離與近地間隙。2）單節(jié)圓直徑平地齒輪轉(zhuǎn)矩選擇計(jì)算方法依次按以下的公式計(jì)算選出:mm（2·6）初取=200mm。齒輪端面模數(shù)的選擇在選定齒輪端面后,可首先按上式=4.5算出從動(dòng)的齒輪的最大齒端模數(shù),并便于最后分別用下式進(jìn)行校核4）輪齒面邊寬尺寸的正確選擇汽車齒輪主齒減速器螺旋齒面寬度尺寸推薦尺寸為:得5）螺旋角的正確選擇。在中國(guó)一般工業(yè)機(jī)械制造中用的標(biāo)準(zhǔn)制軸承中,螺旋角一般推薦應(yīng)選用為35°。1.4主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算1.4.1主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算表1.3主減速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表1.4.2主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算：（1）主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算①單位齒長(zhǎng)上的圓周力（2·7）按汽車引擎最大轉(zhuǎn)矩得N/mm（2·8）——為最高傳動(dòng)比，取=3.967按最大抓地力得：（2·9）②汽車齒輪主軸減速器螺旋錐齒輪輪齒的計(jì)算彎曲應(yīng)力表為（2·10）一般狀況下:應(yīng)力做功時(shí)態(tài):被動(dòng)齒輪軸上的在計(jì)算主動(dòng)齒輪時(shí)，/Z與從動(dòng)齒輪相當(dāng)，而，故<，<輪齒面的計(jì)算接觸強(qiáng)度的計(jì)算螺旋錐齒輪齒面強(qiáng)度的試驗(yàn)計(jì)算接觸應(yīng)力強(qiáng)度（MPa）為：（2·11）相嚙合齒輪的齒數(shù)求綜合系數(shù)J的齒輪齒數(shù)求綜合系數(shù)J的齒輪齒數(shù)圖1.1彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J=1750Mpa==1750MPa=2745.473MPa<=2800MPa，所以適合校核完成。大齒輪齒數(shù)小齒輪齒數(shù)小齒輪齒數(shù)圖1.2接觸強(qiáng)度計(jì)算綜合系數(shù)K1.5主減速器軸承的計(jì)算設(shè)計(jì)的時(shí)候，,通常我們也是根據(jù)要求先確定要先根據(jù)主從減速器齒輪上相應(yīng)的齒輪結(jié)構(gòu)尺寸數(shù)據(jù)來經(jīng)過初步計(jì)算分析以確定適合該套軸承設(shè)計(jì)的軸承規(guī)格型號(hào),然后據(jù)此來進(jìn)行驗(yàn)算確定整個(gè)齒輪軸承壽命。影響著一個(gè)特殊軸承壽命高低變化的最后一種或主要一個(gè)力學(xué)外因件主要是指同它所相應(yīng)軸承的最大實(shí)際最大工作載荷范圍及其正常實(shí)際工作負(fù)荷狀態(tài)條件,因此我們一般建議在計(jì)算正確的驗(yàn)算確定該特定軸承壽命大小變化之前,應(yīng)考慮盡量地先進(jìn)行計(jì)算求測(cè)出外力作用點(diǎn)施加的在對(duì)該特殊齒輪轉(zhuǎn)子軸線上所施加到的最大軸向力、徑向力、圓周力,然后根據(jù)計(jì)算結(jié)果再進(jìn)一步計(jì)算求測(cè)出對(duì)該特定軸承產(chǎn)生的最大反力,以求得合理地確定其實(shí)際軸承載荷。（1）力被作用在主傳動(dòng)器主動(dòng)齒輪上齒面寬中點(diǎn)的圓周力P為（2·12）應(yīng)由以下方程式求出:（2·13）對(duì)旋轉(zhuǎn)錐齒輪（mm）（2·14）（mm）（2·15）計(jì)算得：旋轉(zhuǎn)錐齒輪的軸、徑向力矩向左旋轉(zhuǎn)的是主動(dòng)齒輪：（N）（2·16）=5367.54（N）（2·17）向右旋轉(zhuǎn)的是從動(dòng)齒輪：（2·18）（2·19）（2）主齒輪主動(dòng)力減速器軸承載荷系數(shù)的計(jì)算減速機(jī)軸承載荷中涉及的副齒輪的軸向載荷,就是我們上述中所說到的減速主齒輪的軸向力。而在減速器軸承負(fù)荷中計(jì)算的減速機(jī)軸承的徑向載荷系數(shù)則是實(shí)際上都是指由于上述的主齒輪徑向力、圓周力及主減速器的軸向力等與這其中前的三者之間作用力等所引起相互作用后引起的形成的主減速器軸承徑向負(fù)荷及減速支承的徑向負(fù)荷反力矩等的向量和。當(dāng)分析確定了主軸承傳動(dòng)齒輪減速器軸承內(nèi)支承的主傳動(dòng)齒輪尺寸、支承型試件類型和減速器主軸旁承的位置范圍等條件已能初步的確定,并可測(cè)算求出主減速器齒輪減速器受承的主要載荷徑向力、軸向力矩值及載荷徑向圓周力的值等以后,則我們才又可據(jù)此正確地計(jì)算或分析確定出由該齒輪軸承所受支承的徑向載荷。①騎馬式支承主動(dòng)行星錐齒輪減速器的軸承其徑向載荷為如下圖中3.3(a)項(xiàng)所示的軸承中A、B兩種的其徑向載荷為（2·20）（2·21）（a）(b)圖1.3主減速器軸承的布置尺寸其尺寸為：懸臂式支撐的主動(dòng)齒輪a=101.5，b=51，c=151.5;1.6主減速器的潤(rùn)滑主齒傳動(dòng)的加速器軸及中央差速器軸等的主齒輪、軸承端面處以及其他主要的齒輪摩擦傳動(dòng)元件表面處也均須都要需進(jìn)行加強(qiáng)的潤(rùn)滑,其中我們尤其應(yīng)還應(yīng)要著重注意對(duì)于主動(dòng)齒輪減速器軸或主動(dòng)行星減阻錐齒輪機(jī)組的主軸的前齒輪嚙合和軸承表面處的進(jìn)行加強(qiáng)的潤(rùn)滑,因?yàn)橐獙?duì)軸承其端面進(jìn)行的潤(rùn)滑則絕對(duì)地不能只單地靠減少潤(rùn)滑油顆粒上的液體橫向的飛濺現(xiàn)象而來的進(jìn)行來實(shí)現(xiàn)。為此,通常的作法通常是首先應(yīng)在緊靠主從的主動(dòng)齒輪減速殼齒輪軸上的軸前端處及向靠近主從的主動(dòng)從減速器齒輪處所伸出一部分的前主從齒輪減速殼軸端的軸外面內(nèi)壁中心線處上各分別應(yīng)設(shè)有一相對(duì)而專門又獨(dú)立存在的兩個(gè)集油槽,將先前已被飛濺拋射噴到主軸承殼體內(nèi)外壁表面中心線上來的那兩部分潤(rùn)滑油收集或貯存集中起來后再分別依次地經(jīng)過上述兩個(gè)近油孔并依次地引至最靠近其前的主軸外承圓錐滾子端面處的一個(gè)小端處,由于主軸承圓錐滾子前端在做順時(shí)針往復(fù)旋轉(zhuǎn)運(yùn)行工作時(shí)而形成良好的徑向泵出油作用,使有一部分潤(rùn)滑油流動(dòng)得以直接由主軸承圓錐滾子端位的軸承中的下端直通流向最后一個(gè)軸承大端,并以此形成一條經(jīng)向前向主軸橋承軸前端方向旋轉(zhuǎn)工作的徑向回油槽的孔油流回到位于驅(qū)動(dòng)差速器和橋殼軸承端中間位