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驱动桥及轮边减速器设计【汽车车辆类优秀机械毕业设计@word+6张CAD全套图纸】

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驱动 减速器 设计 汽车 车辆 优秀 优良 机械 毕业设计 word cad 全套 图纸
资源描述:

毕业设计(论文)任务书


 姓   名:                            院 (系):

 专   业:                            班   号:

 任务起至日期:20** 年 10月 11 日至  20**  年 12 月 29 日


  毕业设计(论文)题目:   驱动桥及轮边减速器设计                              


  立题的目的和意义:1)通过对重型卡车底盘设计和研究,可以加深对汽车设计理论,汽车技术发展方向和汽车构造的理解;提高自己的总体素质,为进入社会后的工作奠定坚实的基础。2)在进行产品设计时,需要参考原型车辆测绘、转配、设计、验证,通过这个过程,可以了解研发流程,在进入工作岗位后很快适应研发工作。3)在进行性能研究时,需要掌握更深层的理论知识,进一步提高设计水平。


  技术要求与主要内容:1)选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。2)外形尺寸要小,保证有必要的离地间隙,以满足通过性要求。3)齿轮及其它传动件工作平稳,噪声小。4)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。5)具有足够的强度和刚度,以承受和传递作用与路面和车身间的各种力和力矩;在此条件下,尽可能降低质量,尤其是簧下质量,以减少不平路面的冲击载荷,提高汽车行驶平顺性。6)结构简单,加工工艺性好,制造容易,维修、调整方便。


  进度安排:

  第1-2周(10月13日-10月22日):收集资料,完成开题报告,完成总体设计方案并及时写好毕业设计日志;10月22日开题检查

  第3-7周(10月23日-11月26日):1、完成整体设计,材料的选择和相关计算,完成所有草图的绘制;2、11月19日指导教师进行中期检查;3、11月26日全系中期检查并及时写好毕业设计日志。

  第8-9周(11月27日-12月10日):1、完成所有正式图纸的绘制和论文草稿;2、12月10日结题检查。

  第10-11周(12月11日-12月16日):1、对毕业设计论文的内容、格式、英、汉文摘要、毕业论文等内容进行修改,2、完成正式论文的装订;3、12月16日上交所有毕业设计相关材料。

  第12周(12月17日-12月28日):1、准备毕业设计答辩。2、12月28日答辩

摘  要

   汽车后桥是汽车的主要部件之一,其基本的功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩,再将转矩分配给左右驱动车轮,并使左右驱动车轮具有汽车行驶运动所要求的差速功能:同时,驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载车身之间的铅垂力、纵向力,横向力及其力矩。其质量,性能的好坏直接影响整车的安全性,经济性、舒适性、可靠性。

   本文认真地分析参考了天龙重卡300双驱动桥,在论述汽车驱动桥运行机理的基础上,提练出了在驱动桥设计中应掌握的满足汽车行驶的平顺性和通过性、降噪技术的应用及零件的标准化、部件的通用化、产品的系列化等三大关键技术;阐述了汽车驱动桥的基本原理并进行了系统分析;根据经济、适用、舒适、安全可靠的设计原则和分析比较,确定了重型卡车驱动桥结构形式、布置方法、主减速器总成、差速器总成、半轴、桥壳及轮边减速器的结构型式;并对制动器以及主要零部件进行了强度校核,完善了驱动桥的整体设计。

   通过本课题的研究,开发设计出适用于装置大马力发动机重型货车的双级驱动桥产品,确保设计的重型卡车驱动桥经济、实用、安全、可靠。


关键词: 驱动桥  主减速器  差速器  轮边减速器


Abstract

   Drive axle is one of the most important parts of automobile. The function is to increase the torque from drive shaft or from transmission directly, and then distribute it to left and right wheels which have the differential ability automobile needed when driving. And the drive axle has to support the vertical force, longitudinal force, horizontal force and their moments between road and frame or body. Its quality and performance will affect the security, economic, comfortability and reliability.

   This article analyzes and refers to the drive axle of Tianlongtruck and the 300 drive axle of Hyundai seriously. Through the study of this topic, we can design the single driving axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable. On talking about the running principal of driving axle ,the three key techno ledge about  vehicle traveling on the ride and through, and noise reduction technology applications and the standardization of parts, components of the universal, Products such as the serialization that we should master to meet, it describes and has a systematic analysis on the basic principles of viecle drive axle.

   According to the design principles and analysis and comparison of economy, application, comfortability, safety and reliability , the heavy truck drive axle structure, layout ways, and the final drive assembly, differential assembly, the bridge case and axle structure can be determined; and the strength checking of brake parts, as well as major components improves overall design of the driving axle.

   Through the study of this topic, we can design the single drive axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable.


   Keywords: Heavy truck  Drive axle  Final drive  Differential


目  录

摘  要.............................................................I

Abstract..........................................................II

第1章 绪论........................................................1

第2章  贯通桥主减速器设计.........................................2

2.1  主减速器的结构形式........................................2

2.1.1  主减速器的齿轮类型...................................2

2.1.2  主减速器的减速形式...................................3

2.1.3  主减速器主从动锥齿轮的支承方案.......................4

2.2  主减速器基本参数选择与计算载荷的确定......................5

2.2.1  主减速器齿轮计算载荷的确定...........................5

2.2.2  锥齿轮主要参数的选择.................................7

2.2.3主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算....................10

2.2.4  主减速器锥齿轮的强度计算............................11

2.2.5   主减速器轴承载荷的计算.............................20

2.3  主减速器齿轮的材料及热处理...............................23

2.4  主减速器的润滑...........................................24

2.5 本章小结..................................................25

第3章  贯通桥差速器设计..........................................26

3.1  对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理.......................26

3.2  对称式圆锥行星齿轮差速器的结构...........................27

3.3  对称式圆锥行星齿轮差速器的设计...........................28

3.3.1差速器齿轮的基本参数的选择..........................28

3.3.2  差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算......................30

3.3.3  差速器齿轮的强度计算................................32

3.4 差速器齿轮的材料..........................................33

3.5 本章小结..................................................33

第4章  半轴及贯通轴的设计........................................34

4.1  概述.....................................................34

4.2 全浮式半轴的设计与计算....................................34

4.2.1半轴的计算载荷的确定...............................34

4.2.2半轴杆部直径的选择...................................35

4.2.3半轴强度计算.........................................36

4.2.4花键轴的强度计算.....................................36

4.3半轴材料与热处理...........................................38

4.4  本章小结.................................................38

第5章  轮边减速器设计............................................40

   5.1 概述......................................................40

5.2  轮边减速器各参数的选择...................................41

5.3  设计参数的优化...........................................42

5.4轮边减速器各齿轮强度校核.................................43

5.5  本章小结.................................................45

结  论............................................................46

致  谢............................................................47

参考文献..........................................................48

附  录1..........................................................49

附  录2..........................................................50

第1章 绪论

   汽车的驱动后桥位于传动系的末端,其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩,再将转矩分配给左、右驱动车轮,并使左、右驱动车轮有汽车行驶运动所要求的差速功能;同时,驱动后架或承载车身之间的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩。

   为了提高汽车行驶平顺性和通过性,现在汽车的驱动桥也在不断的改进。与独立悬架相配合的断开式驱动桥相对与非独立悬架配合的整体式驱动桥在平顺性和通过性方面都得到改进。

   驱动桥是汽车传动系统中主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性能的好环。因此,设计中要保证:所选择的主减速比应保证汽车在给定使用条件下有最佳的动力性能和燃料经济性:

   (1) 当左、右两车轮的附着系数不同时,驱动桥必须能合理的解决左右车轮的转矩分配问题,以充分利用汽车的牵引力;

   (2) 具有必要的离地间隙以满足通过性的要求;

   (3) 驱动桥的各零部件在满足足够的强度和刚度的条件下,应力求做到质量轻,特别是应尽可能做到非簧载质量,以改善汽车的行驶平顺性;

   (4) 能承受和传递作用于车轮上的各种力和转矩;

   (5) 齿轮及其它传动部件应工作平稳,噪声小;

   (6) 对传动件应进行良好的润滑,传动效率要高;

   (7) 结构简单,拆装调整方便。

   随着科技的发展,汽车行业也越来越被重视,重型汽车的工作条件也越来越恶劣。近年来大多数重型汽车都向大功率和大扭矩方向发展,主要采取贯通式两级减速的驱动桥(主减速器和轮边减速器),以满足恶劣的工作环境。



第2章  贯通桥主减速器设计

2.1  主减速器的结构形式

   主减速器可根据齿轮类型、减速形式及主、从动齿轮的支撑形式不同分类。

2.1.1  主减速器的齿轮类型

   主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和涡轮蜗杆等形式。

   双曲面齿轮传动的特点是主从动齿轮的轴线相互垂直但不相交,且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离E,称为偏移距,如图2-1所示。当偏移距大到一定程度时,可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此,双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等,但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外,由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大,所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大,从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同,双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较,负荷可提高至175%。双曲面主动齿轮的螺旋角较大,则不产生根切的最少齿数可减少,所以可选用较少的齿数,这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时,采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样,则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小,这对于主减速比i0≥4.5的传动有其优越性。当传动比小于2时,双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大,这时选用螺旋锥齿轮更合理,因为后者具有较大的差速器可利用空间。


内容简介:
哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文) 题 目 驱动桥及轮边减速器设计 专 业 汽车运用工程 学 号 1079312302 学 生 孙永良 指 导 教 师 于连志 答 辩 日 期 2010年12月29日 哈工大华德学院哈工大华德学院毕业设计(论文)评语姓名: 孙永良 学号: 1079312302 专业: 汽车运用工程 毕业设计(论文)题目: 驱动桥及轮边减速器设计 工作起止日期 2010 年 10 月11日起 2010 年 12 月 29日止指导教师对毕业设计(论文)进行情况,完成质量及评分意见:_指导教师签字: 指导教师职称: 评阅人评阅意见:_ _评阅教师签字:_ 评阅教师职称:_答辩委员会评语:_根据毕业设计(论文)的材料和学生的答辩情况,答辩委员会作出如下评定:学生 毕业设计(论文)答辩成绩评定为: 对毕业设计(论文)的特殊评语:_答辩委员会主任(签字): 职称:_答辩委员会副主任(签字): 答辩委员会委员(签字):_ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _年 月 日哈工大华德学院毕业设计(论文)任务书 姓 名:孙永良 院 (系):哈工大华德学院 专 业:汽车运用工程 班 号:0793123 任务起至日期:2010 年 10月 11 日至 2010 年 12 月 29 日 毕业设计(论文)题目: 驱动桥及轮边减速器设计 立题的目的和意义:1)通过对重型卡车底盘设计和研究,可以加深对汽车设计理论,汽车技术发展方向和汽车构造的理解;提高自己的总体素质,为进入社会后的工作奠定坚实的基础。2)在进行产品设计时,需要参考原型车辆测绘、转配、设计、验证,通过这个过程,可以了解研发流程,在进入工作岗位后很快适应研发工作。3)在进行性能研究时,需要掌握更深层的理论知识,进一步提高设计水平。 技术要求与主要内容:1)选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。2)外形尺寸要小,保证有必要的离地间隙,以满足通过性要求。3)齿轮及其它传动件工作平稳,噪声小。4)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。5)具有足够的强度和刚度,以承受和传递作用与路面和车身间的各种力和力矩;在此条件下,尽可能降低质量,尤其是簧下质量,以减少不平路面的冲击载荷,提高汽车行驶平顺性。6)结构简单,加工工艺性好,制造容易,维修、调整方便。 进度安排:第1-2周(10月13日-10月22日):收集资料,完成开题报告,完成总体设计方案并及时写好毕业设计日志;10月22日开题检查第3-7周(10月23日-11月26日):1、完成整体设计,材料的选择和相关计算,完成所有草图的绘制;2、11月19日指导教师进行中期检查;3、11月26日全系中期检查并及时写好毕业设计日志。第8-9周(11月27日-12月10日):1、完成所有正式图纸的绘制和论文草稿;2、12月10日结题检查。第10-11周(12月11日-12月16日):1、对毕业设计论文的内容、格式、英、汉文摘要、毕业论文等内容进行修改,2、完成正式论文的装订;3、12月16日上交所有毕业设计相关材料。第12周(12月17日-12月28日):1、准备毕业设计答辩。2、12月28日答辩 同组设计者及分工:指导教师签字_ 年 月 日 系(教研室)主任意见: 系(教研室)主任签字_ 年 月 日哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计(论文)摘 要 汽车后桥是汽车的主要部件之一,其基本的功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩,再将转矩分配给左右驱动车轮,并使左右驱动车轮具有汽车行驶运动所要求的差速功能:同时,驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载车身之间的铅垂力、纵向力,横向力及其力矩。其质量,性能的好坏直接影响整车的安全性,经济性、舒适性、可靠性。本文认真地分析参考了天龙重卡300双驱动桥,在论述汽车驱动桥运行机理的基础上,提练出了在驱动桥设计中应掌握的满足汽车行驶的平顺性和通过性、降噪技术的应用及零件的标准化、部件的通用化、产品的系列化等三大关键技术;阐述了汽车驱动桥的基本原理并进行了系统分析;根据经济、适用、舒适、安全可靠的设计原则和分析比较,确定了重型卡车驱动桥结构形式、布置方法、主减速器总成、差速器总成、半轴、桥壳及轮边减速器的结构型式;并对制动器以及主要零部件进行了强度校核,完善了驱动桥的整体设计。通过本课题的研究,开发设计出适用于装置大马力发动机重型货车的双级驱动桥产品,确保设计的重型卡车驱动桥经济、实用、安全、可靠。关键词: 驱动桥 主减速器 差速器 轮边减速器AbstractDrive axle is one of the most important parts of automobile. The function is to increase the torque from drive shaft or from transmission directly, and then distribute it to left and right wheels which have the differential ability automobile needed when driving. And the drive axle has to support the vertical force, longitudinal force, horizontal force and their moments between road and frame or body. Its quality and performance will affect the security, economic, comfortability and reliability.This article analyzes and refers to the drive axle of Tianlongtruck and the 300 drive axle of Hyundai seriously. Through the study of this topic, we can design the single driving axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable. On talking about the running principal of driving axle ,the three key techno ledge about vehicle traveling on the ride and through, and noise reduction technology applications and the standardization of parts, components of the universal, Products such as the serialization that we should master to meet, it describes and has a systematic analysis on the basic principles of viecle drive axle.According to the design principles and analysis and comparison of economy, application, comfortability, safety and reliability , the heavy truck drive axle structure, layout ways, and the final drive assembly, differential assembly, the bridge case and axle structure can be determined; and the strength checking of brake parts, as well as major components improves overall design of the driving axle.Through the study of this topic, we can design the single drive axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable.Keywords: Heavy truck Drive axle Final drive Differential目 录摘 要IAbstractII第1章 绪论1第2章 贯通桥主减速器设计22.1 主减速器的结构形式22.1.1 主减速器的齿轮类型22.1.2 主减速器的减速形式32.1.3 主减速器主从动锥齿轮的支承方案42.2 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定52.2.1 主减速器齿轮计算载荷的确定52.2.2 锥齿轮主要参数的选择72.2.3主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算102.2.4 主减速器锥齿轮的强度计算112.2.5 主减速器轴承载荷的计算202.3 主减速器齿轮的材料及热处理232.4 主减速器的润滑242.5 本章小结25第3章 贯通桥差速器设计263.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理263.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构273.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计283.3.1差速器齿轮的基本参数的选择283.3.2 差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算303.3.3 差速器齿轮的强度计算323.4 差速器齿轮的材料333.5 本章小结33第4章 半轴及贯通轴的设计344.1 概述344.2 全浮式半轴的设计与计算34421半轴的计算载荷的确定344.2.2半轴杆部直径的选择354.2.3半轴强度计算364.2.4花键轴的强度计算364.3半轴材料与热处理384.4 本章小结38第5章 轮边减速器设计405.1 概述405.2 轮边减速器各参数的选择415.3 设计参数的优化425.4轮边减速器各齿轮强度校核435.5 本章小结45结 论46致 谢47参考文献48附 录149附 录250-53-第1章 绪论汽车的驱动后桥位于传动系的末端,其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩,再将转矩分配给左、右驱动车轮,并使左、右驱动车轮有汽车行驶运动所要求的差速功能;同时,驱动后架或承载车身之间的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩。为了提高汽车行驶平顺性和通过性,现在汽车的驱动桥也在不断的改进。与独立悬架相配合的断开式驱动桥相对与非独立悬架配合的整体式驱动桥在平顺性和通过性方面都得到改进。驱动桥是汽车传动系统中主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性能的好环。因此,设计中要保证:所选择的主减速比应保证汽车在给定使用条件下有最佳的动力性能和燃料经济性:(1) 当左、右两车轮的附着系数不同时,驱动桥必须能合理的解决左右车轮的转矩分配问题,以充分利用汽车的牵引力;(2) 具有必要的离地间隙以满足通过性的要求;(3) 驱动桥的各零部件在满足足够的强度和刚度的条件下,应力求做到质量轻,特别是应尽可能做到非簧载质量,以改善汽车的行驶平顺性;(4) 能承受和传递作用于车轮上的各种力和转矩;(5) 齿轮及其它传动部件应工作平稳,噪声小;(6) 对传动件应进行良好的润滑,传动效率要高;(7) 结构简单,拆装调整方便。随着科技的发展,汽车行业也越来越被重视,重型汽车的工作条件也越来越恶劣。近年来大多数重型汽车都向大功率和大扭矩方向发展,主要采取贯通式两级减速的驱动桥(主减速器和轮边减速器),以满足恶劣的工作环境。第2章 贯通桥主减速器设计2.1 主减速器的结构形式主减速器可根据齿轮类型、减速形式及主、从动齿轮的支撑形式不同分类。2.1.1 主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和涡轮蜗杆等形式。双曲面齿轮传动的特点是主从动齿轮的轴线相互垂直但不相交,且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离E,称为偏移距,如图2-1所示。当偏移距大到一定程度时,可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此,双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等,但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外,由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大,所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大,从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同,双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较,负荷可提高至175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大,则不产生根切的最少齿数可减少,所以可选用较少的齿数,这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时,采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样,则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小,这对于主减速比i04.5的传动有其优越性。当传动比小于2时,双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大,这时选用螺旋锥齿轮更合理,因为后者具有较大的差速器可利用空间。图2-1 双曲面齿轮的偏移距和偏移方向由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大,还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多,因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声,强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。2.1.2 主减速器的减速形式主减速器的减速型式分为单级减速、双续减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。单级(或双级)主减速器附轮边减速器,矿山、水利及其他大型工程等所用的重型汽车,工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等,要求有高的动力性,而车速则可相对较低,因此其传动系的低档总传动比都很大。在设计上述重型汽车、大型公共汽车的驱动桥时,为了使变速器、分动器、传动轴等总成不致因承受过大转矩而使它们的尺寸及质量过大,应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致了一些重型汽车、大型公共汽车的驱动桥的主减速比往往要求很大。当其值大于12时,则需采用单级(或双级)主减速器附加轮边减速器的结构型式,将驱动桥的一部分减速比分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。这样以来,不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小,加大了离地间隙,并可得到大的驱动桥减速比(其值往往在1626左右),而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。综合考虑整车成本和驱动桥的研发与制造成本及输入参数主减速比的实际情况,选择结构简单,体积小,质量轻,制造成本低的单级贯通式主减速器附轮边减速器。2.1.3 主减速器主从动锥齿轮的支承方案1. 主动锥齿轮的支承现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种,悬臂式与骑马式如图2-2所示。悬臂式齿轮一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度,应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上,同时比齿轮节圆直径的70%还大,并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时,为了减小悬臂长度和增大支承间的距离,应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内,而大端朝外,以缩短跨距,从而增强支承刚度。图2-2 主减速器主动齿轮的支承形式及安置方法(a)悬臂式支承 (b)骑马式支承骑马式支承使支承刚度大为增加,使齿轮在载荷作用下的变形大为减小,约减小到悬臂式支承的130以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。重型汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。但是骑马式支承增加了导向轴承支座,是主减速器结构复杂,成本提高。2. 从动锥齿轮的支承主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布即载荷离两端轴承支承中心间的距离c和d之比例而定。为了增强支承刚度,支承间的距离(c+d)应尽量缩小。然而,为了是从动锥齿轮背面的支承凸缘有足够的位置设置加强筋及增强支承的稳定性,距离(c+d)应不小于从动锥齿轮节圆直径的70。两端支承采用圆锥滚子轴承,安装时硬是它们的圆锥滚子大端朝内相向,小端朝外相背。为了是载荷能尽量均匀分布在两轴承上,并且让出位置来加强从动锥齿轮联接凸缘的刚度,应尽量使尺寸c不小于尺寸d。在具有大主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中,为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移,在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承(图2-3)。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙,应保证当偏移量达到允许极限,即与从动锥齿轮背面接触时,能够制止从动锥齿轮继续偏移。主、从动齿轮在载荷作用下的偏移量许用极限值,如图2-4所示。图2-3 从动锥齿轮辅助支承 图2-4 主从动锥齿轮的许用偏移量2.2 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定2.2.1 主减速器齿轮计算载荷的确定1. 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce从动锥齿轮计算转矩TceTce= (2-1)式中:Tce计算转矩,;Temax发动机最大转矩;Temax =1500;n计算驱动桥数,2;if变速器传动比,if=1;i0主减速器传动比,i0=3.12;变速器传动效率,取=0.9;k液力变矩器变矩系数,K=1;Kd由于猛接离合器而产生的动载系数,Kd=1;i1变速器最低挡传动比,i1=12.11;代入式(2-1),有:Tce=11500112.111.3.120.9=8174.25主动锥齿轮计算转矩T=7742.512. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 (2-2)式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷,后桥所承载127400N的负荷; 轮胎对地面的附着系数,对于安装一般轮胎的公路用车,取=0.85;对于越野汽车取1.0;对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车,计算时可取1.25; 车轮的滚动半径,在此选用轮胎型号为GB516-82 9.020,则车论的滚动半径为0.57m; ,分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比,取0.9; 所以=383763. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说,使用条件较非公路车辆稳定,其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定: (2-3)式中:汽车满载时的总重量,25400N;所牵引的挂车满载时总重量,392000N,但仅用于牵引车的计算;道路滚动阻力系数,对于载货汽车可取0.0150.020;在此取0.016汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数,对于载货汽车可取0.050.09在此取0.07;汽车的性能系数在此取0;主减速器主动齿轮到车轮之间的效率;主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比;n驱动桥数。所以: =18687.70 2.2.2 锥齿轮主要参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和、从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。1. 主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素:(1)为了磨合均匀,之间应避免有公约数。(2)为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度,主、从动齿轮齿数和应不小于40。(3)为了啮合平稳,噪声小和具有高的疲劳强度对于卡车一般不小于6。(4)主传动比较大时,尽量取得小一些,以便得到满意的离地间隙。(5)对于不同的主传动比,和应有适宜的搭配。根据以上要求,这里取=9 =37,能够满足条件:+=46402. 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于双级主减速器,增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙,减小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。可根据经验公式初选,即 (2-4)直径系数,一般取13.015.3; 从动锥齿轮的计算转矩,为Tce和Tcs中的较小者。所以 =(13.015.3)=14.0=280初选=280 则=/=280/37=7.57参考机械设计手册选取 8,则=296根据=来校核=8选取的是否合适,其中=(0.30.4)此处,=0.35=8.21,因此满足校核条件。3. 主、从动锥齿轮齿面宽和锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命,反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小,这样不但会减小了齿根圆角半径,加大了集中应力,还降低了刀具的使用寿命。此外,安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端,会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外,齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄,轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。对于从动锥齿轮齿面宽,推荐不大于节锥的0.3倍,即,而且应满足,对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用: =0.155296=46 一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大,通常使小齿轮的齿面比大齿轮大10%,在此取=544. 中点螺旋角弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的,选时应考虑它对齿面重合度,轮齿强度和轴向力大小的影响,越大,则也越大,同时啮合的齿越多,传动越平稳,噪声越低,而且轮齿的强度越高,应不小于1.25,在1.52.0时效果最好,但过大,会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为3540,而商用车选用较小的值以防止轴向力过大,通常取37。5. 螺旋方向主、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。6. 法向压力角法向压力角大一些可以提高齿轮的强度,减少齿轮不产生根切的最小齿数,但对于尺寸小的齿轮,大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小,并使齿轮的端面重合度下降。对于弧齿锥齿轮这里取20。7. 偏心距E值过大将使齿面纵向滑动过大,从而引起齿面早期磨损和擦伤;E值过小,则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于乘用车和总质量不大的商用车,E0.2D;且E40%A;对于总质量较大的商用车,E(0.10.12)D,且E20%A。另外,主传动比越大,则E也越大,但应保证齿轮不发生根切。E=20%D=50。2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表2-1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项 目计 算 公 式计 算 结 果1主动齿轮齿数2从动齿轮齿数3模数4齿面宽=54mm=46mm5工作齿高12.8mm6全齿高=14.4mm7法向压力角=208轴交角 EMBED Aquation.3 =909节圆直径=72mm=296mm10节锥角arctan=90-=13.67=76.3311节锥距A=A=152.54mm12周节t=3.1416 t=25.13mm续表2-1主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项 目计 算 公 式计 算 结 果13齿顶高=6.414齿根高=815径向间隙c=c=1.6mm16齿根角=3.0117面锥角;=16.68=79.3418根锥角=10.66=73.3219外圆直径=84.43mm=299mm20节锥顶点止齿轮外缘距离=146.49mm=29.78mm21理论弧齿厚=18.73mm=6.4mm2.2.4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。1. 齿轮的损坏形式及寿命齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下:(1)轮齿折断主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始,因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。疲劳折断:在长时间较大的交变载荷作用下,齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限,则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加,裂纹不断扩大,最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处,在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦,形成了一个光亮的端面区域,这是疲劳折断的特征,其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。过载折断:由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求,或由于偶然性的峰值载荷的冲击,使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围,而引起轮齿的一次性突然折断。此外,由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因,使轮齿表面接触区位置偏向一端,轮齿受到局部集中载荷时,往往会使一端(经常是大端)沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。为了防止轮齿折断,应使其具有足够的弯曲强度,并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大,根部及齿面要光洁。(2)齿面的点蚀及剥落齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一,约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。点蚀:是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力,常常在节点附近,特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始,形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑,形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时,则扩大凹坑的尺寸及数目,甚至会逐渐使齿面成块剥落,引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法,为此可增大节圆直径及增大螺旋角,使齿面的曲率半径增大,减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。齿面剥落:发生在渗碳等表面淬硬的齿面上,形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时,则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。(3)齿面胶合在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下,或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时,因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近,在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定,减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。(4)吃面磨损这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物,如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损,应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。汽车驱动桥的齿轮,承受的是交变负荷,其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为20万千米或以上时,其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此,驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9Nmm。实践表明,主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷(即平均计算转矩)有关,而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩Tec和最大附着转矩Tcs并不是使用中的持续载荷,强度计算时只能用它来验算最大应力,不能作为疲劳损坏的依据。2. 单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性,常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算,即: (2-5)式中:P作用在齿轮上的圆周力,按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算,N; 从动齿轮的齿面宽。 按发动机最大转矩计算时: (2-6)式中:发动机输出的最大转矩,在此取1500 变速器的传动比12.11 主动齿轮节圆直径54 mm从动齿轮齿面宽46mm按上式等于10969.2Nmm按最大附着力矩计算时: (2-7).式中:汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷,对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量,在此取127400N; 轮胎与地面的附着系数,在此取0.85; 轮胎的滚动半径0.57m。按上式等于9066.58Nmm。在现代汽车的设计中,由于材质及加工工艺等制造质量的提高,单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%25%。经验算以上两数据都在许用范围内。3. 轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 (2-8) 式中:该齿轮的计算转矩为8174.25Nm;超载系数;在此取1.0; 尺寸系数,反映材料的不均匀性,与齿轮尺寸和热处理有关,当时,在此等于1.0; 载荷分配系数,当两个齿轮均用骑马式支承型式时,1.001.10式式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值; 质量系数,对于汽车驱动桥齿轮,当齿轮接触良好,周节及径向跳动精度高时,可取1.0; 计算齿轮的齿数;端面模数; 计算弯曲应力的综合系数(或几何系数),它综合考虑了齿形系数。载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数,今用大端模数,而在综合系数中进行修正。按图五选取小齿轮的0.225,大齿轮0.195。按上式173 N/ 210.3 N/=199.7 N/58时,为1.01.4mm由于新齿轮接触和润滑不良,为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤,防止早期的磨损,圆锥齿轮的传动副(或仅仅大齿轮)在热处理及经加工(如磨齿或配对研磨)后均予与厚度0.0050.010mm的磷化处理或镀铜、镀锡。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25。对于滑动速度高的齿轮,为了提高其耐磨性,可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低,故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低,故即使润滑条件较差,也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。2.4 主减速器的润滑主减速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑,其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑,因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为此,通常是在从动齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽,将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处,由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用,使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端,并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中,使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗,而且可以保护前端的油封不被损坏。2.5 本章小结本章根据所给参数确定了主减速器计算载荷、并根据有关的机械设计、机械制造的标准对齿轮参数进行合理的选择,最后对螺旋锥齿轮的相关几何尺寸参数进行列表整理,并且对主动、从动齿轮进行强度校核。对主减速器齿轮的材料及热处理,主减速器的润滑给以说明。第3章 贯通桥差速器设计汽车在行驶过程中左,右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如,转弯时内、外两侧车轮行程显然不同,即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮;汽车在不平路面上行驶时,由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等;即使在平直路面上行驶,由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响,也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接,则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗,而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生,汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器,从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度,满足了汽车行驶运动学要求。差速器用来在两输出轴间分配转矩,并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式,在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图3-1 差速器差速原理如图所示,对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体,形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起,固为主动件,设其角速度为;半轴齿轮1和2为从动件,其角速度为和。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C,A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时,显然,处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等(图3-1),其值为。于是=,即差速器不起差速作用,而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外,还绕本身的轴5以角速度自转时(图),啮合点A的圆周速度为=+,啮合点B的圆周速度为=-。于是+=(+)+(-)即 + =2 (3-1)若角速度以每分钟转数表示,则 (3-2)式(3-2)为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式,它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍,而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下,都可以借行星齿轮以相应转速自转,使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。有式(3-2)还可以得知:当任何一侧半轴齿轮的转速为零时,另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍;当差速器壳的转速为零(例如中央制动器制动传动轴时),若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动,则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳,两个半轴齿轮,四个行星齿轮,行星齿轮轴,半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。图3-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1-轴承;2-左外壳;3-垫片;4-半轴齿轮;5-垫圈;6-行星齿轮; 7-从动齿轮;8-右外壳;9-十字轴;10-螺栓如图3-2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点,故广泛用于各类车辆上。3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮,所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时,应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。3.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择1. 行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮,载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮,少数汽车采用3个行星齿轮。本设计采用4个行星齿轮。2. 行星齿轮球面半径RB(mm)的确定圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径RB,即行星齿轮的安装尺寸,代表差速器圆锥齿轮的节锥距,并在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径根据经验公式来确定:=(2.52-2.99)=58mm 式中: 行星齿轮球面半径系数,=2.522.99(有四个行星齿轮的轿车和公路用货车取小值;有2个行星齿轮的轿车,以及越野汽车、矿用汽车取大值); 主减速器从动轮所传递的扭矩。预选其节锥距 mm行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数,以使齿轮有较高的强度,行星齿轮的齿数应尽量少,但一般不少于10。半轴齿轮齿数取1425;半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内;左、右半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮的数目所整除,否则将不能安装。根据这些要求初定半轴齿轮齿数为20;差速器行星轮个数为4,齿数为12。3. 行星齿轮节锥角、模数和节圆直径的初步确定行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、计算如下: 式中:、分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。4. 大端模数及节圆直径的计算取5mm分度圆直径 mm5. 压力角过去汽车差速器齿轮都选用压力角,这时齿高系数为1,而最少齿数为13。现在大都选用的压力角,齿高系数为0.8,最少齿数可减少至10。某些重型汽车也可选用压力角。所以初定压力角为行星齿轮安装孔直径及其深度的确定根据汽车工程手册中: (3-3) mm式中: 差速器传递的转矩,N.m; 行星齿轮数; 为行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离(,为半轴齿轮齿面宽中点处的直径,而),mm; 支撑面的许用挤压应力,取为69N/mm。3.3.2 差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算 表.1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表(长度单位mm)序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数10,应尽量取最小值=122半轴齿轮齿数=1425,且需满足式(4.5)=203模数 =5mm续表3-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表(长度单位mm)序号项目计算公式计算结果4齿面宽F=(0.250.30)A;b10m18mm5工作齿高=8mm6全齿高8.9917压力角 22.308 轴交角 909 节圆直径; 10节锥角,=30.9611节锥距=57mm12周节=3.1416=15.71mm13齿顶高;=5.21mm=2.79mm14齿根高=1.788-;=1.788-=3.73mm;=6.15mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.991mm16齿根角=;=3.74; =6.1517面锥角;=37.11=62.718根锥角;=27.22=52.89续表3-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表(长度单位mm)序号项目计算公式计算结果19外圆直径;mmmm20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm21理论弧齿厚 =8.6 mm=7.11 mm22齿侧间隙=0.1270.178 mm=0.0.15mm3.3.3 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制,而且承受的载荷较大,它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态,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校核。轮齿弯曲强度为= (3-3)=21226.1410.661.11000/1250.2252017=911.5980 式中:差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩,其计算式 差速器的行星齿轮数; 半轴齿轮齿数;、见说明; 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。图3-3 弯曲计算用综合系数所以,差速器齿轮满足弯曲强度要求。3.4 差速器齿轮的材料差速器齿轮和主减速器齿轮一样,基本上都是用渗碳合金钢制造,目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等,本设计采用20CrMnTi,由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低,所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。3.5 本章小结本章首先介绍了差速器结构作用及工作原理,对普通对称式圆锥行星齿轮差速器的基本参数进行了设计计算,根据机械设计、机械制造的标准值对差速器齿轮的几何尺寸列表整理,并且对强度进行了校核,最终确定了所设计差速器的各个参数,并满足了强度校核。第4章 半轴及贯通轴的设计4.1 概述驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端,其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上,驱动车轮的传动装置就是半轴,半轴将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来,半轴的形式主要取决半轴的支承形式:普通非断开式驱动桥的半轴,根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式,3/4浮式和全浮式,在此由于是载重汽车,采用全浮式结构。设计半轴的主要尺寸是其直径,在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较,大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径,然后对它进行强度校核4.2 全浮式半轴的设计与计算421半轴的计算载荷的确定计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷,应考虑到以下三种可能的载荷工况:1. 纵向力(驱动力或制动力)最大时,其最大值为,附着系数在计算时取0.8,没有侧向力作用;2. 侧向力最大时,其最大值为(发生于汽车侧滑时),侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数在计算时取1.0,没有纵向力作用;3. 垂向力最大时(发生在汽车以可能的高速通过不平路面时),其值为,其中为车轮对地面的垂直载荷,为动载荷系数,这时不考虑纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力,侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制,即有 故纵向力最大时不会有侧向力作用,而侧向力最大时也不会有纵向力作用。全浮式半轴只承受转矩,只计算在上述第一种工况下转矩,如图5.1为全浮半轴支撑示意图。其计算可按求得,其中,的计算,可根据最大附着力和发动机最大转矩计算,并取两者中的较小者。若按最大附着力计算,即 (4-1) 式中: 轮胎与地面的附着系数取0.8; 汽车加速或减速时的质量转移系数,可取1.21.4在此取1.3。根据上式=66248 N 若按发动机最大转矩计算,即 (4-2)式中: 差速器的转矩分配系数,对于普通圆锥行星齿轮差速器取0.6; 发动机最大转矩,1500Nm; 汽车传动效率,计算时可取0.9; 传动系最低挡传动比12.11 轮胎的滚动半径,0.47m。根据上式10898 N应按发动机最大转矩计算则: =10898Nm4.2.2半轴杆部直径的选择 设计时,全浮式半轴杆部直径的初步选择可按下式进行: 取d=47mm (4-3)式中:d半轴杆部直径mm; T半轴的计算转矩,10898; 半轴转矩许用应力,MPa。因半轴材料取40Cr,为784MPa左右,考虑安全系数在1.31.6之间,可取=490588MPa。 4.2.3半轴强度计算半轴的扭转应力可由下式计算:= (4-4)式中:半轴扭转应力,MPa; T半轴的计算转矩4005.15; d半轴杆部直径35mm; 半轴的扭转许用应力,取=490588MPa。=534.5,强度满足要求。半轴的最大扭转角为 (4-5)式中:T半轴承受的最大转矩,4005.15; 半轴长度930mm; G材料的剪切弹性模量8.410N/mm; J半轴横截面的极惯性矩,=478818.69mm。经计算最大扭转角=12.7,扭转角宜选为615满足条件。4.2.4花键轴的强度计算为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径,常常将加工花键的端部做得粗些,并适当地减小花键槽的深度,因此花键齿数必须相应地增加,通常取10齿(轿车半轴)至18齿(载货汽车半轴)。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏,因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中,本次设计时考虑到此处花键部分与杆部之间的倒角为13mm。重型车半轴的杆部较粗,外端突缘也很大,当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构,且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上,渐开线花键用得较广,但也有采用矩形或梯形花键的。本次设计采用带有凸缘的全浮式半轴,采用渐开线花键。半轴花键的剪切应力为: MPa (4-6)半轴花键的挤压应力为: MPa (4-7)式中:半轴承受的最大转矩10898;半轴花键外径,50mm;相配的花键孔内径,35mm;花键齿数12;花键的工作长度100mm;花键齿宽,mm,=4.71mm;载荷分布的不均匀系数,计算时取为0.75。根据据上式计算:=70.23MPa=108.499 MPa当传递最大转矩时,半轴花键的剪切应力不超过71.05Mpa,挤压应力不超过196Mpa,所以校核成功。4.3半轴材料与热处理为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径,常常将加工花键的端部做得粗些,并适当地减小花键槽的深度,因此花键齿数必须相应地增加,通常取10齿(轿车半轴)至18齿(载货汽车半轴)。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏,因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗,外端突缘也很大,当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构,且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上,渐开线花键用得较广,但也有采用矩形或梯形花键的。半轴多采用含铬的中碳合金钢制造,如40Cr,40CrMnMo,40CrMnSi,40CrMoA,35CrMnSi,35CrMnTi等。40MnB是我国研制出的新钢种,作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法,调质后要求杆部硬度为HB388444(突缘部分可降至HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC5263,硬化层深约为其半径的13,心部硬度可定为HRC3035;不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248277范围内。由于硬化层本身的强度较高,加之在半轴表面形成大的残余压应力,以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺,使半轴的静强度和疲劳强度大为提高,尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用,不用合金钢而采用中碳(40号、45号)钢的半轴也日益增多。4.4 本章小结 首先本章对半轴和贯通轴的功用进行了说明,并且在纵向力最大时确定了半轴和贯通轴的计算载荷。对半轴和贯通轴进行了具体的设计计算,确定了各部分尺寸,并进行了校核。最后对材料和热处理做了加以说明。第5章 轮边减速器设计5.1 概述在重型货车、矿用汽车、越野车或大型客车上,当要求有较大的主传动比和比较大的离地间隙,往往将双级主减速器中的第二级减速齿轮机构制成同样的2套,分别安装在两侧驱动车轮的近旁,称为轮边减速器。目前,国内外重型汽车的驱动桥广泛采用行星齿轮传动。轮边减速器是矿用汽车传动系中最后一级减速增扭装置,行星减速器与普通圆柱齿轮减速器相比,具有重量轻、体积小和传动比大的优点。轮边减速器设置在车轮的轮毂内,使得整个驱动桥结构更加紧凑,同时降低主减速器、半轴、差速器的负荷,减小传动部件的结构尺寸,保证后桥具有足够的离地间隙,提高了车辆的通过性能以及降低整车装备质量。在重型汽车设计中,前期的整车布局和轴荷计算阶段已经确定汽车所采用的轮胎型号,因此相应的轮辋直径也随之确定。所以重型汽车轮边减速器的设计任务就是在有限空间条件约束下,尽量减小各部件体积、提高传递力矩能力。1. 轮边减速器桥优缺点:(1)轮边减速器桥与单减速器桥相比,轮边减速器桥要比单减速器桥的主减速器小,轮边减速器桥的离地间隙更大,所以其通过性更强。适合复杂路面。(2) 轮边减速器最大功用就是降速增扭,所以其扭矩大,驱动力强。适合爬坡。(3) 首先轮边减速器的结构复杂,传导件较多,这使得传动率下降,能量损失加大。复杂的结构让维修保养也更加麻烦。(4) 轮边减速器在装配的过程中要求严格,如果各部分零部件的配合尺寸出现较大偏差,易导致轮边减速器的可靠性下降,同时由于国产制动鼓的材料及成本问题,国产车中轮边减速器散热效果还是不很理想。2. 轮边减速器设计的主要任务是:(1) 从技术先进性、生产合理性和使用要求出发,正确地选择性能指标、重量和主要尺寸,提出整体设想为各零部件设计提供整体参数和设计要求。(2) 对内部零件进行合理的布置并对其进行强度、刚度、寿命等校核,使其达到结构紧凑、重量轻、安全可靠性好、造型美观、维修方便、运动协调。1太阳轮,2行星轮,3行星架,4内齿圈图51 单排行星齿轮机构5.2 轮边减速器各参数的选择轮边减速器的设计按齿轮及其布置形式,轮边减速器有行星齿轮式和普通圆柱齿轮式2种类型。本次设计采用的是行星齿轮式。行星齿轮式轮边减速器多以单排圆柱行星齿轮的布置形式出现。按该机构的太阳轮、齿圈和行星齿轮架等有关零件在轮边减速器中的作用的不同变化,又有3种结构方案。并根据在该行星机构中何为主动件,何为从动件和固定件3种情况而定。传动比可按行星齿轮机构一般运动规律的特性方程: (5-1)当太阳轮为主动件,齿圈为从动件而行星齿轮架固定时 (5-2)当太阳轮为主动件,行星齿轮架为从动件,而齿圈固定时 (5-3)当齿圈为主动件,行星齿轮架为从动件,而太阳轮固定时 (5-4) 式中n1、n2、n3,太阳轮、齿圈和行星齿轮架的转速;z1、z2太阳轮,齿圈的齿数。本次设计采用的是第6.3种方案,太阳轮为主动件,行星齿轮为从动件,齿圈固定在设计单排圆柱行星齿轮机构时,还必须注意齿轮的安装问题。首先要考虑行星齿轮机构中各齿轮节圆直径之间的关系或 (5-5)即式中:、行星轮齿的齿数。式(55)是单排圆柱行星齿轮机构的安装条件,也是齿轮选择的第1个条件。表明,齿圈与太阳轮的齿数差应为行星齿轮齿数的2倍。齿圈和太阳轮的齿数应该同为奇数或同为偶数。同时为使行星齿轮能够均匀地分布在通过行星齿轮轴中心线的圆周上,还要有齿数选择的第2个条件,即:整数在行星齿轮机构设计中,齿轮的齿数关系必须符合上面2个条件,否则所设计的行星齿轮机构无法装配。5.3 设计参数的优化由于,行星齿轮数目为3,所以根据上面数据确定设计参数变量及其约束条件整数5405m10根据上述条件得出最佳齿轮参数为:各齿轮模数m=8,太阳轮齿数为21,行星轮齿数为9,齿圈齿数为39。5.4 轮边减速器各齿轮强度校核在实际工程中,齿轮失效的情况繁多,但是主要还是疲劳强度和弯曲强度2个方面。所以着重从这2个方面进行了强度校核。1. 疲劳强度校核计算接触应力 (5-6)材料的弹性系数146节点区域系数2.5重合度系数0.85齿数比大比小2.3齿轮的啮合方式小齿轮分度圆直径齿面宽50圆周力载荷系数使用系数1.75齿向载荷系数1.16齿间载荷系数1.2动载荷系数1.3 =3.17=20942.7n.mm=1575.71=2000Mpa符合设计要求2. 齿轮弯曲强度核算计算弯曲强度 (5-7)齿形系数2.6应力修正系数1.56重合度系数1.75 =符合设计要求5.5 本章小结本章首先介绍了轮边减速器结构作用及工作原理,对行星齿轮机构的基本参数进行了设计计算,根据机械设计、机械制造的标准值对对行星齿轮的几何尺寸列表整理,并且对强度进行了校核,最终确定了所设计的轮边减速器各个参数,并满足了强度校核。结 论毕业设计是对我们大学所学内容的综合考察,使我们的理论知识,动手能力,软件使用能力有了显著提高。通过这次毕业设计,我进一步了解了科学研究和工程设计的基本过程和其中的严谨性,加深了对专业知识的理解和应用,这些对我掌握知识的深度和广度,运用理论知识结合实际去处理问题的能力、实践能力、外语水平、计算机应用水平及口头表达能力都有了很好的训练。设计介绍了贯通式中驱动桥驱动的结构形式和工作原理,计算了主减速器、差速器、轮边减速器以及半轴、贯通轴的结构尺寸,进行了强度校核,并绘制了有关零件图和装配图。本驱动桥设计结构合理,符合实际应用,具有很好的动力性和经济性,贯通中驱动桥总成和轮边减速器总成及零部件的设计能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化的要求,修理、保养方便,机件工艺性好,制造容易。致 谢本次毕业设计首先非常感谢我的导师,于连志老师,他工作非常繁忙,但对我的毕业设计还是非常的关心,使我能够顺利的完成本次毕业设计。他严肃的科学态度,严谨的政学精神,精益求精的工作作风,深深的感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终的完成,于老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。同时还在思想、生活上给予我无微不知的关怀,在此谨向于老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。 其次还要感谢汽车系所有的老师,特别是吴柏宇和李玉龙老师,为我们打下夯实的专业知识;同时还要感谢所有的同学们,正是因为有了你们的支持和鼓励。此次毕业设计才会顺利完成。 最后感谢汽车系和我的母校哈尔滨工业大学华德应用技术学院四年来对我的大力栽培。参考文献1 刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社,20012 陈家瑞. 汽车构造M. 北京:机械工业出版社,20033 余志生. 汽车理论M. 北京:机械工业出版社, 19904 徐灦. 机械设计手册M. 北京:机械工业出版社,19915 刘惟信.驱动桥. 北京:人民交通出版社,19876 李俊玲. 罗永革编.现代汽车专业英语.北京理工大学出版社,20017 周开勤.机械零件手册.第五版.高等教育出版社,2002 8 刘洪文.材料力学.北京:高等教育出版社,19999 汽车百科全书编撰委员会.汽车百科全书.机械工业出版社,199210 电机工程手册编辑委员会
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