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驱动桥校核说明书

驱动桥设计校核说明书

一. 主减的强度校核

1.主减的扭矩计算:

先是计算主减速器的扭矩输出z T :

max 12012

z ηη=

f T i i i i T n

式中:

z T ——计算转矩,N m ?;

max T ——发动机最大转矩:2449N m ? n ——计算驱动桥数,n =3;

i f ——分动器传动比,i f =1.1; i 0——主减速器传动比,i 0=3.08;

η1—变速器传动效率,取η=0.94; η2分动器传动效率,取η=0.98; i 1——变速器最低挡传动比,i 1=4.7; i 2—变速器最低挡传动比,i 2=1.375; 代入式(2-1),

有: z T =16465.14N m ?; 按驱动轮打滑算得计算转矩:

22'r

zs m m

G m r T i ?η=

主减速器螺旋锥齿轮几何尺寸计算用表(mm)

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2.主减圆锥齿轮的强度校核: 锥齿轮的材料是20Cr2NiA , b

=1170MPa σ

(1)轮齿弯曲强度计算

汽车主减速器螺旋锥齿轮计算弯曲应力:

z 03210s m

w

v w

T K K K K m bDJ σ=

?

式中:z T —该齿轮的计算转矩,N.m ; 0K —过载系数,取1; 14=m (齿轮模数); s K

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—尺寸系数,0.86==s K ; b=62.5mm D=523mm

m K —载荷分配系数,取1.2; v K —质量系数,取1.0;

w J —计算弯曲应力用的综合系数,主动齿轮取0.23,从动齿轮取0.22;

从动齿轮弯曲应力:(ce c T T =)

1337.55σ=w Mpa

主动齿轮弯曲应力:(ce c T T =)(

2322.88σ=w Mpa

根据表,取安全系数=Fmin S 1.5;

min [/]σσ≤w b F S

因此,弯曲强度满足条件。 (2)接触疲劳强度校核 锥齿轮的轮齿接触应力为:

j σ=

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其中,b —取1b 和2b 中的最小值(62mm ); j σ—齿面接触应力(MP a )

; 1D —主动锥齿轮大端分度圆直径(168mm ) f K —齿面品质系数,取1.0;

p C —综合弹性系数,钢对钢,取1

2

232.6/N mm ; j J —齿面接触强度的综合系数,取0.112; m K —载荷分配系数,取1.2; v K —质量系数,取1.0; 代入数据计算得:

1072.3j Mpa σ=

主动与从动轮的接触应力是相同的。 3.主减锥齿轮的载荷计算

2

273668.9038N M m T

F D =

=

sin 30755.32849N T F F N M α== cos sin 48463.73855N M s T F F αβ==

轴向力:sin cos 55597.25823N M az N s F F F γγ=+= 径向力:cos sin 14276.09772N M Rz N s F F F γγ=-= 从动轮:

轴向力:69990.76041N M az F = 径向力: 11675.00614N M Rz F = 4.主减的轴承载荷计算:

轴承受力是按照悬臂布置计算得,结果偏安全。

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主减轴承分布简图

计算公式: 轴承A :

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径向力: 轴承B :

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径向力:轴承C :

径向力:

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轴承D :

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径向力:

轴承上的载荷计算结果(N )

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5.直齿圆柱减速的载荷计算:

输出扭矩:

z15345.8N m =T 从动齿轮的弯曲应力:

z103210σ=

?s m

w

v w

T K K K K m bDJ

式中:z T —该齿轮的计算转矩,N.m ;

0K —过载系数,取1; 5=m (齿轮模数); s K

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—尺寸系数,0.67==s K ; b 1=80mm ,b 2=90mm D=220mm

m K —载荷分配系数,取1.1; v K —质量系数,取1.0;

w J —计算弯曲应力用的综合系数,主动齿轮取0.23,从动齿轮取0.22; 代入计算得: 从动轮:c =407MPa σw 主动轮:z =346MPa σw

齿轮的材料是20Cr2NiA ,

b

=1170MPa

σ

轮齿接触应力为:

σ=

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j 其中,b —取1b 和2b 中的最小值(80mm ); j σ—齿面接触应力(MP a )

; 1D —主动锥齿轮大端分度圆直径(160mm ) f K —齿面品质系数,取1.0;

p C —综合弹性系数,钢对钢,取1

2

232.6/N mm ; j J —齿面接触强度的综合系数,取0.112; m K —载荷分配系数,取1.1; v K —质量系数,取1.0; 代入数据计算得:

1162σ=j Mpa

强度满足条件。

二. 差速器的强度校核

差速器的齿轮的尺寸受结构限制,而且承受的载荷较大,他不像主减那样经常处于啮合的传动状态,只有当汽车转弯或者左右轮行驶在不同路面时,差速器才能有啮合传动的相对运动。因此,对于差速器齿轮,主要进行弯曲强度的校核。轮齿的弯曲应力w σ为: 322210s m

w v T K K K m b d J n

σ=

?

式中:T —半轴齿轮的计算转矩,T=0.6T 0=9879 N.m ; s K

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—尺寸系数,0.86s K ==; 249b =; 2206d =;

m K —载荷分配系数,取1.1;

v K —质量系数,取1.0;

J —计算弯曲应力用的综合系数;J=0.23 n 为行星轮数,n=4; 代入数值计算得:

w

σ=143.7MPa

一般情况下,差速器齿轮的材料一般与主减速器的材料一样,基本上都是渗碳合金钢,根据表查得:

[]980w MPa σ=。

三.半轴的强度校核

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全浮式的半桥,只考虑转矩的影响即可,

q T =16465N M ?

半轴的扭转切应力:

q 33

16T 1616465==1000=305MPa d 65

τππ? 305MPa<700MPa; 半轴的扭转角是:

P p

180T l

=

G I θπ

4

6p I =

1.751032

d x π=

G=80800

P p

180T l

=

=12G I θπ?

12°<15°

半轴的扭转强度符合要求。

四.行星轮系的强度校核

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式中

K A ———使用系数;1.2 K V ———动载系数;1.1

K H β———接触强度计算的齿向载荷分布系数;1 K H α———接触强度计算的齿间载荷分布系数;1

Z B ———单对齿啮合系数;1 F t ———名义切向力; 249471N b ———工作尺宽;130

d 1———小齿轮分度圆直径;132 u ———齿数比;2.8 Z H ———节点区域系数;2.5 Z E ———弹性系数;189.9 Z ε———重合度系数;1 Z β———螺旋角系数。1

经校核计算出太阳轮-行星轮之间的接触应力为1 669 MPa,而用应力为2 000 MPa,符合设计要求。 2)齿轮弯曲强度核算 计算弯曲强度

A V t

F F K K K K F =Y bm

αβσ?

式中m ———模数;5 Y F ———复合齿形系数;3.95 F t ———名义切向力; 249471N b ———工作尺宽;130 K A ———使用系数;1 K V ———动载系数1 K β———接触强度

计算的齿向载荷分布系数;1

K α———接触强度计算的齿间载荷分布系数;1

经校核计算出太阳轮-行星轮之间的接触应力为455 MPa,而用应力为780MPa,符合设计要求。