汽车设计课设驱动桥设计.doc

汽车设计课程设计说明书题目：丰田海狮（15座小客车）驱动桥部分设计验算与校核姓名：学号：专业名称：车辆0801指导教师：宫燃日期：2012.02.13-2012.02.27 目 录一、课程设计任务书 21.1题目 2 1.2设计内容及要求 2 1.3主要技术参数 2 二、总体结构设计 2 三、主减速器部分设计 3 3.1、主减速器齿轮计算载荷的确定 33.2、 锥齿轮主要参数选择 53.3、 锥齿轮材料选择 73.4、主减速器强度计算 7四、差速器部分设计 9 4.1普通锥齿轮式差速器齿轮设计 94.2 差速器齿轮的材料 134.3 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算 13五、半轴部分设计 135.1 半轴的设计与计算 135.2 半轴的结构设计及材料与热处理 145.3、半轴花键计算 14六、参考书目14一、课程设计任务书1.1题目丰田海狮（15座小客车）驱动桥部分设计验算与校核1.2设计内容及要求（1）主减速器部分包括：主减速器齿轮的受载情况；锥齿轮主要参数选择；主减速器强度计算；齿轮的弯曲强度、接触强度计算。（2）差速器：齿轮的主要参数；差速器齿轮强度的校核；行星齿轮齿数和半轴齿轮齿数的确定。（3）半轴部分强度计算1.3主要技术参数汽车布置方式：FR总长/宽/高：4830/1690/1960mm轴距：2590mm轮距：前轮 1450mm，后轮1430mm总质量：2800kg整备质量：1600kg发动机气缸数：4；排量：1.998L；压缩比：9最大功率：63Kw/ 5200rpm最大扭矩：145Nm/ 2600rpm轮胎：6.50-14最高车速：130km/h二、总体结构设计采用非断开式驱动桥，单级螺旋圆锥齿轮减速器。桥壳形式：整体式半轴形式：全浮式差速器形式：直齿圆锥齿轮式三、主减速器部分设计由于所设计车型为轻型客车，主减速比不是很大，故采用单级螺旋锥齿轮主减速器，又由于安装空间的限制，采用悬臂式支承。3.1.1主减速比i的确定在给定发动机最大功率及其转速的情况下，所选择的i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时i值应按下式来确定： 式中：车轮的滚动半径，所选轮胎规格为6.50-14的子午线轮胎，滚动半径=（14/2+6.5(1-0.12）0.0254=0.323migh变速器量高档传动比。igh =1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，i一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择： 式中：i分动器或加力器的高档传动比iLB轮边减速器的传动比。根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把np=5200r/n , =140km/h , r=0.323m , igh=1代入式中，计算出 i，取 i=4.6831.2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档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce 式中：Tem发动机最大转矩, Tem=145NmKd动载系数，由性能系数fi确定当0.195magTem 16，fi0，所以选Kd1。 K液力变矩系数，该减速器无液力变矩器，K=1 i1变速器一档传动比，i15.5 if分动箱传动比，该减速器无分动箱，if1 i0主减速器传动比，i04.68 发动机到从动锥齿轮之间的传动效率，取96%n计算驱动桥数，n=1由上面数据计算得：Tce =3583Nm（2）按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs 式中：G2满载状态下一个驱动桥上的静载荷，G217836N m2汽车最大加速度时的候车轴负载转移系数，取m21.1 轮胎与路面间的附着系数，取0.85 rr车轮滚动半径，rr=0.0254d/2+b(1-a)，取a0.12，所以rr0.0254 14/2+6.5(1-0.12)0.323 im主减速器从动齿轮到车轮间传动比，im1 m主减速器从动齿轮到车轮间传动效率，m1由上面数据计算得：Tcs5611Nm（3）按日常平均行驶转矩确定从动齿轮计算转矩 式中： Ft汽车日常行驶平均牵引力, Ft=Ff+Fi+Fw+Fj。日常行驶忽略坡度阻力和加速阻力，Fi=Fj=0，滚动阻力Ff=Wf，其中货车滚动阻力系数f为0.0150.020，取f=0.016，W=27440N，因此Ff=439.04N；空气阻力Fw=CDAua2 /21.15，货车空气阻力系数CD为0.801.00，取CD=0.9，迎风面积A=3.32m2，日常平均行驶车速ua50 km/h，因此Fw=353.2N。计算得到：Ft=792.24N。rr车轮滚动半径，rr=0.323mim主减速器从动齿轮到车轮间传动比，im1m主减速器从动齿轮到车轮间传动效率，m1n计算驱动桥数，n=1由上面数据计算得：Tcf255.9Nm（4）从动锥齿轮计算转矩当计算锥齿轮最大应力时，TcminTce，Tcs，Tce=2128.37Nm，Tcs5611Nm，所以Tc= Tce =2128.37Nm。当计算锥齿轮疲劳寿命时，TcTcf，Tcf255.9Nm，所以TcTcf255.9Nm。（5）主动锥齿轮的计算转矩 式中：G主从动锥齿轮间传动效率，对于弧齿锥齿轮副G96。当计算锥齿轮最大应力时，Tc3583Nm，计算得Tz=797.5Nm；当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc255.9Nm，计算得Tz=56.96Nm。3.2锥齿轮主要参数选择（1）主从动齿轮齿数Z1，Z2i0=4.68，查表取主动锥齿轮齿数z1=8，则从动锥齿轮z2=84.68=37，重新计算主减速比为i0=37/8=4.625。（2）从动锥齿轮分度圆直径D2和端面模数ms根据经验公式，式中：KD2直径系数，KD21316，取13.8计算得D2=211.2mm则ms=D2/Z2=211.2/37=5.71mm 同时，ms满足 式中： Km为模数系数，Km=0.30.4，取Km=0.4计算得ms=6.12取两个计算结果的较小值并取整为ms=6mm表3-1主、从动锥齿轮参数参 数符 号主动锥齿轮从动锥齿轮分度圆直径d=mz48222齿工作高=Hm(H=1.610)9.669.66齿全高H=Hm(H=1.788)10.7310.73齿顶高=-;=m=2.55=0.3257.711.95齿根高=h-;=h-3.028.78节锥距113.569113.569齿根圆直径df=d-2hfcos42204.5齿根角=arctan1.5224.42节锥角=arctan=90-12.277.8面锥角16.6279.322根锥角10.67873.38径向间隙C=h-1.0681.068外圆直径63.072222.824齿宽F=0.155d237.85134.41（3）中点螺旋角弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为3540。轻型客车选用较小的值以保证较大的F，使运转平稳，噪音低。取=35 （4）螺旋方向 发动机旋转方向为逆时针，为避免轮齿卡死而损坏，应使轴向力离开锥顶方向，符合左手定则，所以主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。 （5）法向压力角客车法向平均压力角取2230。3.3主减速器锥齿轮的材料汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV，选择20CrMnTi。3.4、主减速器强度计算a) 单位齿长圆周力 式中： i1变速器传动比， ig=5.5； D1主动锥齿轮中点分度圆直径mm；D=48mm其它符号同前；将各参数代入式（3-4），有：P=965.68N/mm按照文献1,PP=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。b) 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： = 式中：锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；T齿轮的计算转矩Nm；k0过载系数，一般取1；ks尺寸系数，当m1.6mm时，k= ,计算得0.697；km齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=1；kv质量系数，取1；b所计算的齿轮齿面宽,b1=37.851,b2=34.41；D所讨论齿轮大端分度圆直径D1=48,D2=222；Jw齿轮的轮齿弯曲应力综合系数， 通过查图得，主动齿轮Jw=0.35，从动齿轮Jw=0.29对于主动锥齿轮， T=797.5 Nm；从动锥齿轮，T=3583Nm；将各参数代入式中，有： 主动锥齿轮， =291.38MPa；从动锥齿轮， =375.77MPa；按照文献1, 主从动锥齿轮的=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。c) 轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： j= 式中：j锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；D1主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=48mmb主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=34.41mmkf齿面品质系数，取1.0；cp综合弹性系数，取232.6 N1/2/mm；ks尺寸系数，取1.0；Jj齿面接触强度的综合系数，通过查接触强度计算用综合系数图得JJ=0.2；Tz主动锥齿轮计算转矩；Tz=797.5N.mk0、km、kv选择同上式将各参数代入式中，有： j=2332.88MPa按照文献1，jj=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。四、差速器部分设计4.1 普通锥齿轮式差速器齿轮设计a) 行星齿轮数n通常情况下，货车的行星齿轮数n=4。b) 行星齿轮球面半径Rb行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力。Rb=Kb 式中：Kb行星齿轮球面半径系数，Kb=2.53.0，对于有两个行星齿轮的乘用商用车取最小值；Td差速器计算转矩，T=minTce ,TcsNm；将各参数代入式中，有：Rb=38.26 mm行星齿轮节锥距A为 A=（0.980.99）R取A=37.5mm；c）行星齿轮和半轴齿轮齿数z1和z2为了使轮齿有较高的强度，z1一般不少于10。半轴齿轮齿数z2在1425选用。查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比=2，半轴齿轮齿数z2=20，行星齿轮的齿数 z1=10。d） 行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2分别为 1= 2= 将各参数分别代入式中，有：1=26.565，2=63.435锥齿轮大端模数m为 m= 将各参数代入式中，有： m=4e）半轴齿轮与行星齿轮齿形参数按照文献3中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表4-1。f） 压力角汽车差速齿轮大都采用压力角=2230，齿高系数为0.8的齿形。表4-1半轴齿轮与行星齿轮参数参 数符 号行星齿轮半轴齿轮分度圆直径d=mzd=mz4080齿顶高=-= 4.312.09齿根高=1.788m-=1.788m-2.8425.062齿工作高h=1.6m6.46.4齿全高h=1.788m+0.0517.1017.101压力角22302230轴交角9090节锥角=90-26.56563.435节锥距44.7244.72齿根角3.646.46面锥角33.02567.075根锥角22.92556.975径向间隙c=h-h=0.188m+0.0510.8030.803齿距t=3.1416m12.566412.5664参 数符 号行星齿轮半轴齿轮齿面宽F=（0.250.30）A；F10m1313.416g)行星齿轮轴用直径d行星齿轮轴用直径d（mm）为 式中：T0差速器壳传递的转矩，T0=3583Nm；n行星齿轮数，n=4；rd行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，rd =0.4*d2=32 mm；c支承面许用挤压应力，取98 MPa；将各参数代入式中，有： d=16.5mm。 行星齿轮在轴上的支承长度L为 L=1.1d=1.116.5=18.15mm；4.2 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，选择20CrMnTi。4.3 普通锥齿轮式差速器齿轮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，因此，对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力w（MPa）为w= 式中：n行星齿轮数,取4； J综合系数，查图得J=0.258；b2半轴齿轮齿宽，b2=0.3A0=13.416,取13mm；d2半轴齿轮大端分度圆直径，80mm；T半轴齿轮计算转矩（Nm），T=0.6 T0 =1277.02 ，T0=minTce,Tcs=3583Ks尺寸系数，Ks=1Km齿面载荷分配系数。悬臂式支撑结构Km=11.1，取Km=1Kv质量系数 ，Kv1将各参数代入式中，有： w=970MPa超出许用值较多，增大齿面齿宽，齿宽的极限尺寸为10m=50mm，取b2=15mm，w=970 MPaw =980 MPa，符合设计要求。五、半轴部分设计5.1 半轴的设计与计算本驱动桥采用全浮式半轴，因为全浮式半轴只承受传动系的转矩而不承受弯矩，可以承载较大载荷，适应于货车。式中：差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥齿轮差速器取0.6计算得到：T=3583Nm杆部直径可按照下式进行初选：取d=23mm受最大牵引力时强度计算半轴的切应力为：=508Nm半轴选用40Cr，进行调制处理，扭转切应力宜为490588Mpa，所以设计满足要求。5.2 半轴的结构设计及材料与热处理半轴选用40Cr，进行调制处理5.3、半轴花键计算半轴和半轴齿轮一般采用渐开线花键连接，对花键进行挤压应力和键齿切应力验算。六、参考文献:1 刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社,2001.2 陈家瑞. 汽车构造M. 北京：机械工业出版社，20