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大型乘用车后桥总成匹配设计(包含CAD图纸)

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编号:7492674    类型:共享资源    大小:48.23MB    格式:ZIP    上传时间:2018-01-18 上传人:机****料 IP属地:河南
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大型 乘用车 后桥 总成 匹配 设计 包含 包括 包孕 蕴含 cad 图纸
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内容简介:
包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396I摘要随着近年来油价的上涨,汽车的使用成本也越来越高,因此在保证汽车的动力性的前提下,提高其燃油经济性也变得非常重要。为了降低油耗,就应该寻找减少能量在传递过程中的损失。因此,在发动机相同的情况下,采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。本文根据整车输入参数首先用传统的计算方法对驱动桥中主要零件进行详细的尺寸计算及强度校核;其次利用CATIA软件对各个零件进行三维建模及DMU仿真,同时绘制主要零件二维图及后桥总成装置图,为后期的整车布置及样车试制打下基础;最后利用ANSYS有限元分析软件对桥壳进行强度分析校核,经校核桥壳强度满足设计要求。关键词驱动桥;CATIA;ANSYS;有限元分析包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396IIABSTRACTWITHTHERECENTRISEINOILPRICES,THECOSTOFCARUSEISALSOMOREANDMOREHIGH,SOINTHEPREMISEOFENSURINGTHEPOWERCAR,IMPROVETHEFUELECONOMYISVERYIMPORTANTINORDERTOREDUCETHEFUELCONSUMPTION,THEYSHOULDBELOOKINGTOREDUCETHEENERGYINTHEPROCESSOFTRANSMISSIONLOSSTHEREFORE,INTHECASEOFTHESAMEENGINE,WITHEXCELLENTPERFORMANCEANDMATCHINGOFDRIVEAXLEISRELATIVELYHIGHANDTHECARENGINEHASBECOMEONEOFTHEEFFECTIVEENERGYSAVINGMEASURESINTHISPAPER,THETRADITIONALMETHODISFIRSTLYUSEDTOINPUTPARAMETERSACCORDINGTOTHEVEHICLETODRIVEAXLEINTHEMAINPARTSSIZECALCULATIONANDSTRENGTHCHECKDETAILEDSECONDLY,USINGCATIASOFTWAREFOR3DMODELINGANDDMUSIMULATIONOFVARIOUSPARTSATTHESAMETIME,RENDERINGTHEMAINPARTSOFTWODIMENSIONALGRAPHANDTHEREARAXLEASSEMBLYDIAGRAMANDLAYINGTHEFOUNDATIONFORTHEARRANGEMENTANDPROTOTYPETRIALPERIODFINALLYANALYZETHESTRENGTHOFTHEBRIDGESHELLBYUSINGTHEANSYSFINITEELEMENTANALYSISSOFTWARE,CHECKINGTHEBRIDGESHELLSTRENGTHTOMEETTHEDESIGNREQUIREMENTSKEYWORDSDRIVEAXLECATIAANSYSFINITEELEMENTANALYSIS包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396III包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396IV包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396V包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396VI包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396VII包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396VIII包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396IX包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396X目录1绪论111课题研究背景及意义112驱动桥总成概述113驱动桥分类214国内外研究现状315课题研究内容42后桥总成初步选型设计521主减速器结构方案确定5211减速形式确定6212齿轮类型确定6213主动齿轮支承方式和安装方式确定6214从动齿轮支承方式和安装方式确定7215轴承预紧及齿轮啮合调整822差速器结构方案确定823半轴型式确定924桥壳型式确定1025本章小结113主减速器设计1231主减速比确定1232齿轮计算载荷确定12包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396XI33齿轮参数确定1434主减速器齿轮几何尺寸计算1935齿轮强度校核20351单位齿长圆周力校核20352轮齿弯曲强度校核22353轮齿接触强度校核2336齿轮材料及热处理2437主减速器润滑2538主减速轴承校核26381轴承载荷计算26382轴承校核2939本章小结304差速器设计3141普通对称式圆锥行星齿轮差速器3142差速器齿轮主要参数确定3143差速器齿轮几何计算3444差速器齿轮强度校核3645本章小结375半轴设计3851半轴设计与计算38511半浮式半轴尺寸计算38包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396XII512半浮式半轴三种工况校核39513半轴花键强度校核4252半轴结构设计及材料与热处理4353半轴轴承确定4454本章小结446桥壳设计4561概述4562桥壳强度计算4563ANSYS桥壳强度分析4764本章小结51结论52致谢53参考文献54附录A55附录B59包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639611绪论11课题研究背景及意义随着汽车工业的发展及汽车技术的提高,驱动桥的设计、制造工艺都在日益完善,驱动桥也和其他汽车总成一样,除了广泛采用新技术外,在机构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织的专业化目标前进1。近年来油价上涨迅速,汽车的使用成本也越来越高,因此在保证汽车的动力性的前提下,提高其燃油经济性也变得非常重要。为了降低油耗,不仅要在发动机的环节上节油,而且也需要从传动系中减少能量的损失。这就必须在发动机的动力输出之后,在从发动机传动轴驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失2。在这一环节中,发动机是动力的输出者,也是整个机器的心脏,而驱动桥则是将动力转化为能量的最终执行者3。因此,在发动机相同的情况下,采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。同时,人们对于汽车的行驶平顺性、操作稳定性和平均行驶速度有了更高的要求,这都和汽车驱动桥的选择有着非常重要的关系。在过去的几十年里我国的驱动桥开发主要是针对卡车、客车及一些重型工程车,针对乘用车开发的驱动桥却少之又少。但是随着时代的发展,汽车的作用日益明显,特别是乘用车已成了我们日常生活必不缺少的交通工具,汽车也发展程度也成为衡量一个国家工业发展程度的重要标志4。综上所述,设计开发一款适合大型乘用车(SUV)的后驱动桥则显得尤为重要。12驱动桥总成概述驱动桥作为汽车四大部件之一,其性能的好坏直接影响整车性能,而对于载重汽车和大型乘用车SUV显得尤为重要。汽车驱动桥位于传动系的末端,一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳组成,如图11。其基本功用是减速增扭和改变转矩的传递方向,即增大由万向传动装包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q1972163962置或直接从变速器传来的转矩,并将转矩合理的分配给左右驱动车轮,使汽车行驶,并允许左右驱动轮以不同的转速旋转;其次,驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力,纵向力和横向力,以及制动力矩和反作用力矩等1,2。1轮毂2桥壳3半轴4差速器5主减速器图11驱动桥的组成13驱动桥分类按悬架结构不同,驱动桥可分为非断开式驱动桥和断开式驱动桥两种。(1)非断开式驱动桥非断开式驱动桥又称整体式驱动桥,它采用非独立悬架,如图12。整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接,由于半轴套与主减速器壳是刚性连成一体的,因此,左右半轴始终在一条直线上,即左、右驱动轮不能相互独立地跳动,整个车桥和车身会随着路面的凹凸变化而发生倾斜。这种驱动桥结构简单、造价低廉、包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q1972163963工作可靠,被广泛地用于汽车的后桥上。1主减速器2主减速器壳3差速器4半轴5桥壳6轮边减速器图12非断开式驱动桥(2)断开式驱动桥有些汽车为了提高行驶平顺性和通过性,全部或部分驱动轮采用独立悬架,如图13。其主减速器固定在车架上,驱动桥壳制成分段并用铰链连接,半轴也分段并用万向节连接,驱动桥两端分别用悬架与车架连接。这样,两侧的驱动轮及桥壳可以彼此独立地相对于车架上下跳动。1主减速器2半轴3弹性元件4减振器5驱动车轮6摆臂7摆臂轴图13断开式驱动桥现代汽车的断开式驱动桥更多的是省去了桥管,主减速器与驱动轮之间通过摆臂铰链连接,半轴分段并用万向节相连接1。一般大型乘用车SUV多以前桥为转向桥,而后桥为驱动桥。其中后桥常用非断开式驱动桥配合多连杆悬架机构,这样既提高了汽车的通过性和越野性又不牺牲其作为乘用车的舒适性,同时也达到了结构简单、造价低廉、工作可靠的效果5。包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396414国内外研究现状随着国际上卡拉罗、ZF公司、德纳公司、AVL等知名企业对驱动桥技术研发的日益深入,时至今日,在国际上驱动桥的开发技术也呈现了许多新特点。一是利用三维设计、有限元分析等手段,不断优化相关壳体设计,使其结构简单且承载能力强。二是制动形式由钳盘式制动向湿式制动发展,使制动系统逐步具有免维护、噪音小、寿命长、防爆等特点,大大降低主机的使用维护费用。三是逐步集行车制动与驻车制动与一体,既提高了整机安全性,又使结构更紧凑。四是防滑差速器及液压差速锁技术的应用,提高了整机在特殊环境下工作的能力。五是中置式转向油缸在转向驱动桥中的运用越来越普遍,使转向更灵活可靠、结构更紧凑。六是机电液一体化程度越来越高,通过传感技术来控制转向系统和承载等使得操作更简单,效率更高。七是产品系列化、模块化程度越来越高,既适应了多变的市场需求,又提高了生产效率4。目前国内重型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些企业几乎占到国内卡车桥90以上的市场。其中乘用车车桥厂主要有四川建安、上海汇众、柳汽五菱、天津曙光、陕西东风常和车桥公司,这些车桥厂一般都是专门服务于某一整车厂或者隶属于整车厂,这些生产厂中具有研发能力的厂家还不多,大多数厂家还停留在组装阶段,另外设备较国外也有不小的差距,所以导致国内车桥厂生产规模不大,工艺水平、生产效益相对国外也是比较落后。15课题研究内容本课题根据整车输入参数首先用传统的计算方法对驱动桥(后桥)中主要零件进行详细的尺寸计算及强度校核;其次利用CATIA软件对各个零件进行三维建模及DMU仿真,同时重要零件出了二维图及总成装配图;最后利用ANSYS有限元分析软件对桥壳进行强度分析校核,经校核桥壳强度满足设计要求。包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639652后桥总成初步选型设计驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式密切相关。当驱动车轮采用非独立悬挂时,例如在绝大多数的载货汽车和部分乘用车上,都是采用非断开式驱动桥;当驱动车轮采用独立悬挂时,则配以断开式驱动桥。本课题是针对某大型乘用车SUV开发一款后驱动桥,对乘坐舒适性方面有较高的要求,多连杆悬在稳定性以及可调校空间方面都要明显优于麦弗逊、纵臂扭连杆等悬挂,特别是在舒适性方面有突出表现,所以该后桥初步选择非断开式驱动桥配合多连杆悬架结构。设计初期输入的具体参数如表21所示5。表21设计输入基本参数表名称参数值名称参数值发动机排量18T变速器型式6档手动驱动型式适时四驱满载质量2000KG最高车速240KM/H长/宽/高4640/1825/1690轴距2680最小离地间隙220最大功率110KW最大功率转速5700R/MINRPM最大扭矩210NM最大扭矩转速22004500R/MINRPM前轮胎规格225/60R17后轮胎规格225/60R17前桥载荷8820N后桥载荷10780N变速器速比一档3583二档1947三档1379四档10五档0820倒档336321主减速器结构方案确定主减速器的功用是减速增扭,以及当发动机纵向布置时将传递方向改变90后传给包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q1972163966差速器。为满足不同的使用要求,主减速器的结构形式也有所不同。按参加减速传动的齿轮副数目分有单级式主减速器和双极式主减速器。有些重型汽车又将双级式主减速器的第二级齿轮传动设置在两侧驱动轮处,称为轮边减速器6。按主减速器传动比个数分有单速式和双速式主减速器。单速式主减速器的传动比是固定的,而双速式主减速器有两个传动比供驾驶员选择。按齿轮副结构形式分有圆柱齿轮式(又可分为定轴轮系式和行星轮系式)主减速器和锥齿轮式(又可分为曲线齿锥齿轮式和准双曲面锥齿轮式)主减速器。211减速形式确定减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关,有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关,但它主要取决于动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等1。本课题针对一款大型乘用车后桥,选用单级主减速器即可满足汽车动力性的要求。同时单级主减速器还具有结构简单、体积小、质量小和传动效率高等优点,这样又提高了汽车通过性和燃油经济性,另外也降低了制造成本和维修成本。212齿轮类型确定现代汽车单级主减速器中多采用螺旋锥齿轮和准双曲面齿轮两种,如图21所示。A螺旋锥齿轮B准双曲面齿轮包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q1972163967图21主减速器齿轮类型准双曲面齿轮较螺旋锥齿轮有以下优点1)准双曲面齿轮传动的重叠系数更大,传动更加平稳,而且齿面所受的正压力小。2)由于轴线位置的偏置,使传动在空间的布置具有了更大的自由度。如下偏可以用于降低汽车的重心增加平稳性;也可以用来增加车身的高度,增加汽车的越野性。综合上述特点该课题主减速器齿轮选用准双曲面齿轮类型7。213主动齿轮支承方式和安装方式确定主动齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种,如图22所示。1)悬臂式支承如图22A所示,其特点是主动齿轮轴上两圆锥滚子轴承的大端向外,以减少悬臂长度,增加支承距,提高支承刚度;为了尽可能地增加支承刚度,支承距应大于25倍的悬臂长度,且应比齿轮节圆直径的70还大,另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承,这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。悬臂式支承结构简单,但支承刚度较差,用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的主减速器。A悬臂式支承B跨置式支承图22主动齿轮的支承方式2)跨置式支承如图22B所示,支承强大高,但加工和安装不便。通常装载质量2包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q1972163968吨以上的货车才采用此支承方式8。本课题针对的是乘用车,所以选用结构简单、质量较小、成本较低的由一对圆锥滚子轴承组成的悬臂式支承即可。214从动齿轮支承方式和安装方式确定从动齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承,安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内,而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移,圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上,如图23所示8。图23从动锥齿轮的支承方式215轴承预紧及齿轮啮合调整支承主减速器的圆锥滚子轴承需要预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知,当轴向力于弹簧变形呈线性关系时,预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度,改善齿轮的啮合和轴承工作条件,但当预紧力超过某一理想值时,轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30。齿轮啮合间隙的调整方法是拧动轴承调整螺母,以改变从动锥齿轮的位置。轮齿啮合间隙应在015040MM范围内。若间隙大于规定值,应使从动锥齿轮靠近主动锥齿轮,反之则离开。为保持已调整好的差速器圆锥滚子轴承预紧度不变,一端调整螺母拧入的圈数应等于另一端调整螺母拧入的圈数6。包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396922差速器结构方案确定汽车在行驶过程中,左、右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的,如转弯时内侧车轮行程比外侧车轮短;左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等;左右两轮接触的路面条件不同,行驶阻力不等等。这样,如果驱动桥的左、右车轮刚性连接,则不论转弯行驶或直线行驶,均会引起车轮在路面上的滑移或滑转,一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗,另一方面会使转向沉重,通过性和操纵稳定性变坏1。为此,在驱动桥的左、右车轮间都装有轮间差速器。在多桥驱动的汽车上还常装有轴间差速器,以提高通过性,同时避免在驱动桥间产生功率循环及由此引起的附加载荷、传动系零件损坏、轮胎磨损和燃料消耗等。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式5。对于在公路上和市区行驶的汽车来说,由于路面较好,各驱动车轮与路面的附着系数变化很小,因此本课题选用结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器,如图24所示。1轴承2、8差速器壳3、5调整垫片6行星齿轮7从动锥齿轮4半轴齿轮9行星齿轮轴包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639610图24圆锥行星齿轮差速器23半轴型式确定半轴是在差速器与驱动轮之间传递力的实心轴,如图25所示半轴可分为全浮式、半浮式、3/4浮式。现代汽车基本上采用全浮式半轴支承和半浮式支承两种支承形式。半浮式半轴的结构特点是半轴外端的支承轴承位于半轴套管外端的内孔中,车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外,其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩6。由于半浮式半轴结构简单而广泛应用于承受反力和弯矩较小的各类轿车上。本课题是针对乘用车开发的后驱动桥,所以也选用这种半浮式半轴支承方式。A全浮式半轴B半浮式半轴C3/4浮式半轴图25半轴的三种型式24桥壳型式确定驱动桥壳既是传动系的组成部分,同时也是行驶系的组成部门,作为传动系的组成部分,其功能是用来安装并保护主减速器、差速器和半轴。作为行驶系的组成部分,其功能是用来安装悬架或轮毂,与从动桥一起支承汽车悬架以上各部分质量,承受驱动轮传来的反力和力矩,并在驱动轮与悬架之间传力。由于驱动桥壳承受较复杂的载荷,因此,要求桥壳应具有足够的强度和刚度,质量小,便于制造,便于主减速器的拆装和调整8。包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639611驱动桥壳可分为整体式桥壳和分段式桥壳两种类型。A铸造式B钢板冲压焊接式图26整体式桥壳整体式桥壳(图26)的特点是将整个桥壳制成一个整体,桥壳犹如一个整体的空心梁,其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体,主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里,构成单独的总成,调整好后再由桥壳中部前面装入桥壳内,并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。分段式桥壳(图27)的特点是由一个垂直接合面分为左右两部分,两部分通过螺栓联接成一体。每一部分均由一铸造壳体和一个压入其外端的半轴套管组成,轴管与壳体用铆钉连接。这种桥壳结构简单,制造工艺性好,主减速器支承刚度好。但拆装、调整、维修很不方便,桥壳的强度和刚度受结构的限制,曾用于轻型汽车上,现已较少使用。综上所述本课题选用整体式桥壳。包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639612图27分段式桥壳25本章小结本章主要内容是根据给定的整车参数对主减速器、差速器、半轴和桥壳这四大部分进行了初步的结构型式的确定,另外也选定了主减速器的支承方式和安装方式。同时对主减速和差速器的齿轮类型也进行了初步选型。包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396133主减速器设计31主减速比确定主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。的选择应在汽车总体设计时和传动0I系的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同下的功率平衡田来研究TI0I对汽车动力性的影响。通过优化设计,对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来0I选择值,可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性8。对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说,在给定发动机最大功率及其转速的情况下,所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最EMAXPPN0I高车速。这时值应按下式来确定V0I31GHMAXPRIVNI370式中车轮的滚动半径,M;R变速器量高档传动比。GHI对于其他汽车来说,为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降,一般选0I择比上式求得的大1025,即按下式选择32LBFHGMAXPRIVNI472030式中分动器或加力器的高档传动比;FHI轮边减速器的传动比。LB本课题开发的后驱动桥服务于大型乘用车,需要很大的功率储备,所以在计算过程中应选用公式31。根据第2章给出的输入参数可知最大功率对应转速5700R/MIN;最高车速240KM/H;最高档传动比0820;轮胎规格为225/60PNAMXVGHIR17,查阅相关资料可查出341MMR包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639614将上述数据代入公式31可求得3723。0I32齿轮计算载荷确定通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩、的较小者,作为载货汽车和越野汽车CETS在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷8。即33N01MAXIKFEDC34MRCSIGT2式中发动机最大转矩,210NMEMAXTEMAX变速器1档速比,3583;1I1I主减速器传动比,3723;00液力变矩器变矩系数,17;KK分动器传动比,1FIFI上述传动部分的传动效率,取09超载系数,对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽DK车取1;D汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷,N;对后桥来说还应考虑到2G汽车加速时的负荷增大量,取10780N;2G轮胎对路面的附着系数,对于安装一般轮胎的公路用汽车,取085;对越野汽车取10;对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车取125;最大加速时后轴负荷转移系数,一般乘用车为1214,货车为1112,2M本课题取12;2车轮的滚动半径,0341M;RR包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639615驱动桥数目,2;NN,分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比,MI取096,1;MI将上述数据代入公式33、34可求得2142992NM;3905729NM。CETCST上面求得的计算载荷,是最大转矩而不是正常持续转矩,不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说,使用条件较非公路车辆稳定,其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的,即主减速器从动齿轮的平均计算转矩为CFT35FFNIRGTPHRMTACF式中汽车满载总重,19600N;AGA所牵引的挂车满载总重,N,但仅用于牵引车,本课题中0;TTG道路滚动阻力系数,计算时轿车取00100015;载货汽车取RFRF00150020;越野汽车取00200035,本课题初选0025;RF汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常,轿车取008;载货汽车和城市HF公共汽车取005009;长途公共汽车取006010,越野汽车取009030,本课题初选01。HF汽车或汽车列车的性能系数PFMAXETAP/GF19506式中计算为负时,取0值。00116019519600/21000228时为HRC2945,当M58时,为1014MM;M8时,为1216MM。由于新齿轮润滑不良,为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤,防止早期磨损,圆锥齿轮与双曲面齿轮副或仅大齿轮在热处理及精加工如磨齿或配对研磨后均予以厚度为00050020MM的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸,也不能代替润滑。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,为了提高包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639630其耐磨性可进行渗硫处理。渗硫处理时的温度低,故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低,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。37主减速器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齿轮的前轴承的润滑,因为其润堵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进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小端通向大端,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。为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的渗油,应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞,后者应避开油溅所及之处。加油孔应设置在加油方便之处,开孔位置也决定了油面位置低处,但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。38主减速轴承校核381轴承载荷计算1、齿轮齿面上作用力计算齿轮在工作过程中,相互啮合的齿面上租用有一法向力。该法向力可以分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。1齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为3162MDTF包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639631式中作用在从动齿轮上的转矩,669NM;TT从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径。2MD31722SINBDM式中从动齿轮大端分度圆直径,205MM;22从动齿轮齿面宽,35MM;B2B从动齿轮节锥角,7140。2综合上述公式(316)、(317)可得从动齿轮齿宽中点处的圆周力7787N。F23182121COSF根据公式(318)可得主动齿轮齿宽中点处的圆周力15696N。1F2主动齿轮的轴向力和径向力本课题主动齿轮为左旋,其受力如图34所示。从锥顶看旋转方向为逆时针。为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力,TF在A点处的螺旋方向的法平面内,分解成两个相互垂直的力和,垂直于NFFNA且位于OOA所在的平面,位于以OA为切线的节锥切平面内。在此平面内FF又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力。F与之间的夹角为螺旋SF角,与之间的夹角为法向压力角,这样有TFF319COST320S/TANIFFN包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639632321TANSICOFFTS图34主动齿轮齿面受力图于是,作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为AZFRZ322COSSINNAZF323SNRZF整理上述公式可得出主动齿轮的轴向力和径向力分别为AZRZ324SINCOSTANCSCOI1111AARZAZF将表36中的数据代入公式(324)可得主动齿轮齿面上的轴向力141911N,AZF径向力147965N。ZFR从动齿轮的轴向力和径向力分别为ACFRC包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639633325SINCOSTANCSCOI2222FFRFFACF将表36中的数据代入公式(325)可得从动齿轮齿面上的轴向力14059N,ACF径向力245781N。RCF2、齿轮轴承载荷计算本课题主减速器轴承布置如图35所示,图中67MM、45MM、65MM、ABC80MM。根据主减速器轴的尺寸及布置要求初选轴承A、B的型号分别为D33207、32308,轴承C、D的型号为33110。图35主减速器轴承布置尺寸轴承A的径向力为32621AZ2RAFDFBFABMRZ轴向力141911N。AZAF包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639634轴承B的径向力为327212FADFBAMZRZRB轴向力0。ABF轴承C的径向力为32822FDCDFDCMARCRC轴向力14059NACC轴承D的径向力为32922FDCDFDCMARCRD轴向力0。A将上述数据代入公式(326)、(327)、(328)、(329)可求得轴承A、B、C、D的径向力分别为319859N、15340N、134330N、107665N。382轴承校核(1)对于轴承A轴承A选用33207型圆锥滚子轴承,此类轴承的额定动载荷为825KN,RC141911/319859044035,取径向动载荷系数X1,轴向动载荷系数RAAF/Y0。轴承A的当量动载荷为330YFXFPAARP式中载荷系数,取12PFPF包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639635将上述数据代入公式(330)得当量动载荷383831N。P以小时数表示的轴承基本额定寿命为HL331PCNHR601式中轴承转速;N轴承额定动载荷,825KN;RCRC指数,本课题10/3。从动齿轮轴承的转速为2N332RAMV62式中汽车平均车速,本课题取55KM/HAMVAM将上述数据代入公式(332)可得429R/MIN,则主动齿轮轴承转速2N1599R/MIN。1N将求得的数据代入公式(331)得轴承基本额定寿命2877707H。HL若大修里程S定为200000公里,轴承预期寿命为333MAHVSL将数据代入公式(333)得轴承预期寿命363636H。H比较得,故轴承符合设计要求10。HL(2)对于轴承B、C、D轴承B选用32308型圆锥滚子轴承、轴承C、D选用33110型圆锥滚子轴承。轴承B的额定动载荷为115KN,轴承C、D的额定动载荷为892KN,校核过程与RR包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639636轴承A完全相同,经校核轴承B、C、D的额定寿命,满足设计要求,详细校HL核过程不予逐一叙述。39本章小结本章首先选定了主减速齿轮的几个基本参数,然后经过大量的计算过程得出了主减速器齿轮轮坯尺寸计算卡。接下来对计算所得的齿轮进行强度校核,经校核满足设计要求。本章第二部分内容是主减速器轴承的选择及校核,经过一系列的校核得出选配的轴承满足设计要求。包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396374差速器设计41普通对称式圆锥行星齿轮差速器本课题采用的普通对称式圆锥行星齿轮差速器由1个整体式的左壳、1个右壳、2个半轴齿轮、4个行星齿轮、1个十字行星齿轮轴及行星齿轮垫片等组成,具体如图41所示。这种差速器具有结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上可靠的优点。图41普通对称式圆锥行星齿轮差速器由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上,故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从动齿及主动齿轮导向轴承支座的限制。普通圆锥齿轮差速器的工作原理图如图42所示1。图42普通锥齿轮式差速器示意图42差速器齿轮主要参数确定(1)行星齿轮数的确定N包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639638行星齿轮数需根据承载情况来选择,在承载不大的情况下可取2个,反之应NN取4个。一般情况下轿车常用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。本课题属于承载较大的大型乘用车,所以用4个行星齿轮。(2)行星齿轮球面半径的确定BR行星齿轮球面半径反映了差速器锥齿轮的承载能力和节锥距的大小,可根据经验BBR公式来确定413DBTKR式中球面半径(MM);BR行星齿轮球面半径系数,2530,对于有四个行星齿轮的乘用车和商用KB车取小值,对于有两个行星齿轮的乘用车及四个行星齿轮的越野车和矿用车取大值;差速器计算转矩,MIN,2142992NM。DTDTCES将上述数据代入公式(41)可得322MM386MM,取38MM。BRBR行星齿轮节锥距为0A(098099420B将选定的代入公式(42)可得3724MM3762MM,取375MM。BR0A0A(3)行星齿轮和半轴齿轮齿数、的确定1Z2为了使轮齿有较高的强度,希望取较大的模数,但尺寸会增大,于是又要求行星齿轮的齿数应取少些,但一般不少于10。半轴齿轮齿数在1425之间选用。1Z12Z大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1520的范围内8。12/Z为使两个或四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合,两半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮数整除,否则差速器不能装配。包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639639本课题选择行星齿轮齿数10,16,经验证满足条件。1Z2(4)行星齿轮和半轴齿轮节锥角、及模数的确定1M行星齿轮和半轴齿轮节锥角、分别为243/ARCTN1221Z将数据代入公式(43)可求得32,58。12锥齿轮大端的端面模数为M4420102SINZASIZ将数据代入公式(44)可得397MM,圆整后取标准模数4MM。M由此可知行星齿轮节圆直径40MM,64MM。1MZD2ZD(5)压力角的确定过去汽车差速器齿轮都选用20压力角,这时齿高系数为L,而最少齿数是13。目前,汽车差速器齿轮大都选用2230的压力角,齿高系数为08,最少齿数可减至10,并且在行星齿轮齿顶不变尖的条件下还可由切向加大半轴齿轮齿厚,从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最少齿数比压力角为20的少,故可用较大的模数以提高齿轮的强度。某些重型汽车和矿用汽车的差速器也可采用25压力角1。本课题的差速器齿轮选用2230的压力角,齿高系数为08,齿数为10。(6)行星齿轮轴的分类及选型行星齿轮的种类有很多,而差速器齿轮轴的种类也很多,最常见的是一字轴和十字轴,在小型汽车上由于转矩不大,所以要用一字轴,而载货的大质量的汽车传递的转矩较大,为了延长轴的使用寿命以及提高轴的承载能力,常选用十字轴,由四个轴的轴颈来分配转矩11。本课题针对的是大型乘用车,其承载能力要求较高,所以采用十字轴式的行星齿轮轴。包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639640(7)行星齿轮轴直径及支承长度DL行星齿轮轴直径MM为45DCNRTD103式中行星齿轮轴直径(MM);D差速器壳传递的转矩,2142992NM;0TCET0支承面允许挤压应力,取98MPA;C行星齿轮数,4;NN行星齿轮支承面中点到锥顶的距离,约为半轴齿轮齿面中点处平均直径的一DR半,为半轴齿轮齿面宽中点处的直径,则D250R280D256MM;D将上述数据代入公式(45)可得1393MM,14MM。D行星齿轮在轴上的支承长度为L461将上述数据代入公式(46)可得154MM。43差速器齿轮几何计算表41汽车差速器齿轮几何尺寸计算用表项目计算公式计算结果行星齿轮齿数1Z10半轴齿轮齿数216模数M4MM包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639641齿面宽MBAB10302512MM工作齿高HG664MM全齿高051781M7203MM压力角2250轴交角90行星齿轮节圆直径1MZD40MM半轴齿轮节圆直径264MM行星齿轮节锥角211ARCTNZ32半轴齿轮节锥角12258节锥距210SIN2DA375MM周节MT463125664MM行星齿轮齿顶高21AHGA410MM半轴齿轮齿顶高MZHA2123704230MM行星齿轮齿根高1178AFHH3052MM半轴齿轮齿根高22AFM4852MM包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639642径向间隙051180HCGM0803MM行星齿轮齿根角011ARCTNAF465半轴齿轮齿根角022HF737行星齿轮面锥角2103937半轴齿轮面锥角1206265行星齿轮根锥角1R12735半轴齿轮根锥角2R25063行星齿轮外圆直径1A10COSHD4695MM半轴齿轮外圆直径2A206644MM行星齿轮节圆顶点至齿轮外缘距离1A201SINHD2983MM半轴齿轮节圆顶点至齿轮外缘距离2A1021805MM行星齿轮理论弧齿厚21ST6820MM半轴齿轮理论弧齿厚MHAN2S215746MM齿侧间隙B012MM包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639643行星齿轮齿厚26131BDSS6727MM半轴齿轮齿厚2325678MM行星齿轮齿高1214COSDSHA4347MM半轴齿轮齿高22A2368MM注实际齿根高比上表计算值大0051MM。图43汽车差速器齿轮切向修正系数(2230)44差速器齿轮强度校核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8。因此,对于差速器齿轮,主要进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力为包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q197216396444732W10JNDMBKTVSC式中轮齿弯曲应力;W半轴齿轮计算转矩,06当MIN,2142992NM时,CTCT0CETSCE1285795NM;当435130NM时,261078NM;0F尺寸系数,当16MM时,当16MM时,SKSM2504/MKSM;该课题4MM,所以取0630;5齿面载荷分布系数,取10;MM质量系数,当齿轮接触良好,齿距及径向跳动精度高时,10;VKVK模数,4MM;半轴齿轮的齿面宽,12MM;2B2B半轴齿轮的大端分度圆直径,64MM;D2D计算齿轮弯曲应力综合系数,由图44中查出0255;JJ行星齿轮个数,4。NN包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639645图44齿轮弯曲应力综合系数将上述数据代入公式(47)可求得当MIN,2142992NM时,0TCESCETW51704MPA980MPA当435130NM时,W0CF10498MPA210MPA。通过验算差速器齿轮满足弯曲强度要求。W差速器齿轮与主减速器齿轮一样,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。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11。45本章小结本章首先对差速器里边的行星齿轮、半轴齿轮、十字轴等进行了设计计算,着重对行星齿轮和半轴齿轮的各个参数进行了计算,然后对差速器齿轮进行了强度校核及差速器齿轮材料的简单确定。5半轴设计驱动车轮的传动装置位于传动系的末端,其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。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,这时半轴将差速器齿轮和轮毂连接起来传递动力,根据第2章的选型本课题选用半浮式半轴。包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q1972163964651半轴设计与计算半轴的主要尺寸是它的直径,设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。半轴的计算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,附着系数取08,没有2X2ZX侧向力作用;(2)侧向力最大时,其最大值发生于侧滑时,为,侧滑时轮胎与地面的侧2Y12向附着系数在计算中取10,没有纵向力作用;1(3)垂向力最大时,这发生在汽车以可能的高速通过不平整路面的情况,其值2Z为,是动载荷系数,这时没有纵向力和侧向力的作用。DWKGZ2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5122YXZ故纵向力最大时不会有侧向力作用,而侧向力最大时不会有纵向力作用8。2X2511半浮式半轴尺寸计算半轴的主要尺寸是半轴的直径,设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。车轮附着力矩为M522RGM式中满载时汽车后桥对水平地面的载荷,10780N;2G2最大加速时后轴负荷转移系数,取;M1车轮的滚动半径,0341M;RR轮胎对路面的附着系数,取085。将上述数据代入公式(52)得187475NM。M包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639647扭转切应力为533162MDIP式中扭转切应力,500700MPA;半浮式半轴直径为D54331960MD式中扭转切应力,取500MPA;车轮附着力矩187475NM。MM将上述数据代入公式(54)得267MM,考虑到汽车转弯时外侧半轴的弯矩要D远远大于内侧,所以半轴要适当的取大值,初取34MM。D512半浮式半轴三种工况校核(1)半浮式半轴在第一种工况下此时半轴同时承受垂向力、纵向力所引起的弯矩以及由纵向力引起的转2Z2X2X矩作用。对左右半轴来说,垂向力、为R2L55WWLGGMZ222式中满载时汽车后桥对水平地面的载荷,10780N;2G2汽车加速和减速时的质量转移系数,取12;M每侧车轮(包括轮毂、制动器等)本身对水平地面的载荷,735N。WGWG将上述数据代入公式(55)得5733N。R2ZL包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639648纵向力应按最大附着力计算,即562X2RGML式中轮胎与地面的附着系数,取08。将上述数据代入公式(56)得51744N。R2XL对于驱动车轮来说,当发动机最大转矩及传动系最低档传动比计算所得的MAXETTLI纵向力小于按最大附着力所决定的纵向力时,则应按下式计算,即57RTLMAXE/IXL2R式中差速器的转矩分配系数,普通锥齿轮差速器取06;发动机最大转矩,210NM;MAXETMAXET传动系最低档传动比,13355LILI汽车传动系效率,09;轮胎的滚动半径,0341MM。RR将上述数据代入公式(57)得44412N51744N,所以取纵向力R2XLR2X44412N。L2X半轴弯曲应力为5832LZXBD式中左半轴纵向力,44412N;L2XL2X左半轴垂向力,5733N;ZZ半轴杆部直径,34MM;DD包含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q19721639649轮毂支承轴承到车辆中心平面的距离,如图51所示,本课题60MM。BB图51半浮式半轴示意图将上述数据代入公式(58)得1128MPA。半轴扭转切应力为593RL2DX16将上述数据代入公式(59)得1962MPA。合成应力为5102N4将上述数据代入公式(510)得4084MPA600MPA,所以满足半浮
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