课程设计说明书(7)

3.4.2从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数mt

对于单级主减速器，增大尺寸D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D2又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

D2可根据经验公式初选，即

D2?KD23Tc （2-4）

13.0～15.3；

KD2——直径系数，一般取

Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，N?m，为Tce和Tcs中的较小者。

所以 D2=（13.0～15.3）34576.3=（215.8～254.0）mm 初选D2=240mm

则mt=D2/z=240/40=6.0mm

2参考《机械设计手册》选取mt? 6mm，则D2=240mm 根据mt=Km3Tc来校核m=10mm选取的是否合适，其中Km=（0.3～0.4）

s此处，mt=（0.3～0.4）34576.3=（4.98～6.64），因此满足校核条件。

3.5差速器设计

3.5.1差速器齿轮的基本参数的选择

1.行星齿轮数目的选择

载货汽车采用4个行星齿轮。

3.5.2行星齿轮球面半径R的确定

B 球面半径RB可按如下的经验公式确定：

RB?KB3T mm (3-3) 式中：KB——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值2.6；

T——计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，24622.9 N?m. 根据上式RB=2.6?324600.9=75.6mm 所以预选其节锥距A0=75.6mm

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3.5.3行星齿轮与半轴齿轮的选择

为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比

z1/z2在1.5～2.0的范围内。

z2L?z2Rn?I

3.5.4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定

首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角?1，?2 ?1?arctanz1z2=arctan1220=30.96? ?1=90°-?2=59.04?

再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=

2A0z1sin?1=

2A0z2sin?2=

2?75.612?sin30.96??6.482

由于强度的要求在此取m=8mm 得d1?mz1?8?12?96mm d2?mz2?8?20?160mm

3.6差速器齿轮的强度计算

?w?2Tkskmkvmb2d2Jn?10 MPa

3所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo。

3.7驱动半轴的设计

3.7.1全浮式半轴计算载荷的确定

全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可有附着力矩T??X2L?rr?X2R?rr求得，其中

X2L，X2R的计算，可根据以下方法计算，并取两者中的较小者。

若按最大附着力计算，即

X2L?X2R?mG22'?

1.3?476452?0.8=24775.4N ，

根据上式X2L?X2R?T??X2L?rR?X2R?rr?11297.58N?m

若按发动机最大转矩计算，即

X2L?X2R??Temaxi?/rr 根据上式

X2L?X2R?0.6?242?9.01?6.33?0.90.456=16344.5 N

在此X2L?X2R?16344.5N T=11297.58N·m

3.7.2全浮式半轴的杆部直径的初选

全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行

d?T??10330.196????(2.05~2.18)3T? （4-3）

T?取小值为

11297.58Nm，根据上式d??2.05~2.18?311297.58=（46.00～48.92）

mm

根据强度要求在此d取48 mm。

3.7.3全浮式半轴的强度计算

首先是验算其扭转应力?： ??T??16 MPa （4-4）

3d根据上式?＝

11297.583.143?0.4816=520.5MPa< ???=(490～588) MPa

所以满足强度要求。 半轴的扭转角为 ??T?l180GIp?

式中，?为扭转角；l为半轴长度，取l?1800/2?900mm；G为材料剪切弹性

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模量，；Ip为半轴截面极惯性矩，Ip??d4/32?520888.32 mm4。

转角宜为每米长度6?～15?。计算较核得??10.64?，满足条件范围。

3.7.4半轴花键的强度计算

在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。 半轴花键的剪切应力为

?b?T?103z?Lp?b?j?(DB?dA)/4 （4-6）

半轴花键的挤压应力为

?c?T?103z?Lp???[(DB?dA)/4]?(DB?dA)/2 （4-7）

式中T——半轴承受的最大转矩，T=11297.58 Nm； DB——半轴花键(轴)外径，DB=52mm； dA——相配的花键孔内径，dA=48mm； z——花键齿数，在此取20； Lp——花键工作长度，Lp=70mm； b——花键齿宽，b=3.77 mm；

?——载荷分布的不均匀系数，取0.75。

将数据带入式（5-5）、（5-6）得：

?b=65.4MPa

?c=148.2 MPa

根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力[?s]不应超过71.05 MPa，挤压应力[?c]不应超过196 MPa，以上计算均满足要求。

4 货车转向系的设计

4.1条件:

满载总质量：7330kg 额定总质量：4000kg 最大车速 ：75 km/h 比功率 ：10Kw/t 比转矩 ：33nm/t

4.2选择方案

根据已知条件，现采用循环球—齿条齿扇式转向器，转向梯形采用整体式，转向传动采用联轴套管机构式，此机构采用如《汽车设计》中表7-2所示方案。

已知额定总质量为4000kg 由表7-2得：齿扇模数选取为5

由表7-1的：摇臂直径：35mm、钢球中心距：32mm、螺杆外径：29mm、钢球直径：7.144mm、螺距：10.000mm、工作圈数：2.5、环流行数：2、螺母长度：59mm、齿扇齿数：5、齿扇整圆齿数：13、齿扇压力角27°30′、切削角7°30′、齿扇宽：30mm

每环钢球数量：n?考虑到工作间隙。取n=36

导管内径d1=d+e=7.144+0.5=7.644mm 取e=0.5,（导管n内径与d之间的间隙） 2.强度计算

⑴.钢球与滚道之间的接触应力

MR?f3G1p3?DWdcos???DWd?35.18

G1=9000—24000N G1取15000N

F为轮胎和路面间的欢动摩擦因数，取0.7 P为轮胎气压，取0.245MPa Mr=866N.m

iw=2πr/p r=mz/2

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