机械毕业设计（论文）-CA1020F传动轴及主减速器设计【全套图纸】.doc

CA1020F传动轴及主减速器设计第1章绪论1.1课题的目的与意义全套图纸，加153893706本课题是对CA1020F传动轴及主减速器的结构设计。汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。因此，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器，可使主减速器前面的传动部件如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，也可变速箱的尺寸质量减小，操纵省力。由于减速器作为汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，而且其结构在车桥所有部件中中属于最为复杂的部分，对其进行研究有助于对整个车桥体系的研究。因此对其研究有实质性的意义。1传动轴是由轴管、伸缩套和万向节组成。伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化。万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角的变化，并实现两轴的等角速传动。传动轴作为传动系统不可分割的部件之一，将汽车发动机的动力按所希望的形式传给驱动车轮，是一种具有最基本功能的重要装置。近年来，从省资源、省能源的观点出发，动力传动装置的改进、新机构的开发显得格外重要。21.2研究范围与技术要求汽车传动轴和主减速器涵盖机械零件、部件、总成等。包含齿轮传动，万向传动装置，各种轴承、各种油封、调整垫片、垫圈，各种螺栓、螺母、垫圈及壳体等。在汽车车桥的制造过程中，涵盖了铸、锻、焊、热处理、粉末冶金等各种热加工工艺；车、铣、刨、磨、拉削、冷滚压或挤压、喷丸处理、冷冲、配对研磨等冷加工工艺；镀铜、镀锡、镀锌、磷化处理、渗硫处理等表面处理工艺等。31.3国内外发展状况及存在问题我国早期的汽车是借鉴前苏联的汽车技术，我国汽车工业发展至今，也借鉴和研究了欧美日德等汽车工业强国的技术和经验。但是目前大多数车厂借鉴和引进的技术还是保留在车辆的外观和内饰的层面，对于发动机和底盘这些关键技术的自主知识产权拥有量还是微乎其微。不过这些局面的最近几年得以较大的改观，虽然还是一些汽车工业强国把持着领先的关键技术，但是我国也形成了一大批拥有自主知识产权的汽车工业集团，在汽车领域重新分得一杯羹。特别是汽车研究领域，形成了一大批科研院所和专家，对汽车的关键技术，诸如车桥总成的结构型式的改进方面有较大的进步。涌现出了一大批优秀的产品，在国内外市场占有一席之地。特别是解放悍威、奥威、J6和东风天龙、霸龙系列重卡一度冲进国际市场。虽然设计过程中我们参考的最多的还是外文资料及其中文翻译版本，但是国内还是有很多的专家和学者有着不错的汽车方面相关专著，为我们的设计提供了很好的借鉴和参考。4现代汽车的主减速器，广泛采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。双曲面齿轮工作时，齿面间的压力和滑动较大，齿面油膜易被破坏，必须采用双曲面齿轮油润滑，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将使齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。51.4课题指导思想及待解决问题点本次设计的重点是主减速器和十字轴万向节的设计。主要包括反复计算传动齿轮的齿数、齿宽、螺旋角及法向压力角和进行齿轮的接触强度、弯曲强度的校核。根据已知数据和计算公式计算、校核得到零部件的合理的尺寸几何参数，设计出强度高、刚度大、几何尺寸合理的主减速器。最后利用计算机AUTO CAD绘图软件绘制各组成部分的零部件结构图以及总成装配图，要满足相关标准和技术要求、结构拆装与维修方便要求以及汽车对双联桥中桥性能的要求。本设计的一个难点是为了设计出强度高、刚度大、几何尺寸合理的主减速器，需要反复计算传动齿轮的齿数、齿宽、螺旋角及法向压力角和进行齿轮的接触强度、弯曲强度的校核。第2章 CA1020F主减速器设计2.1设计原始数据发动机： 最大转矩/ 最大功率/kW 整车基本参数： 整车整备质量/kg 1340 满载总质量/kg 2370 轴荷分配/kg 空载 前轴 850 后轴 490 满载 前轴 1100 后轴 1270 车长/mm 4540 轴距/mm 2340 轮距/mm 前轮 1400 后轮 1390 最小离地间隙/mm 195 最高车速（km/h） 105 变速器各挡传动比： 1挡 4.218 2挡 2.637 3挡 1.646 4挡 1.0 5挡 0.845 倒挡 4.29562.2 主减速器形式选择及齿轮副类型确定主减速器的结构型式主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。对于解放轻型车来说，采用双曲面齿轮式单级主减速器即可达到要求，图2-1。由于采用双曲面齿轮，小齿轮及其轮齿可以做得长一些和坚固一些，在汽车中使用时容许将螺旋轴放低。准双曲面齿轮副操作时噪音也较低。但是其缺点是在轮齿间存在严重的滑动，因而需要采用特种润滑剂。由于载荷不大，采用悬臂式，简化了主减速器的结构。5图2-1 主减速器2.3 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定2.3.1 主减速器齿轮计算载荷的确定2.3.1.1 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 公式（2-1）式中，发动机最大扭矩配以传动系最低档速比时作用在主减速器从动锥齿轮上的扭矩发动机额定扭矩由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档速比变速器一档传动比超载系数，对于一般载重汽车取上述传动部分的效率，取驱动桥数目则：2.3.1.2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮计算转矩 公式（2-2）式中，是静力半径，是滚动半径，一般取，解放CA1020F系列汽车的车轮采用型整体式深槽轮辋，可知轮辋名义直径d=14in，轮辋宽度b=4.5in，采用标准轮胎，轮胎径向变形系数驱动车轮打滑时作用在主减速器从动锥齿轮上的扭矩汽车满载时后驱动桥给水平地面的最大负荷轮胎对路面的附作系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数由主减速从动锥齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比由主减速从动锥齿轮到驱动轮之间的传动比则：2.3.1.3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮计算转矩 公式（2-3）是主减速器从动齿轮的平均计算转矩汽车满载重量道路该动阻力系数汽车正常使用时的平均爬坡能力系数性能系数则：2.3.2主减速器齿轮基本参数的选择2.3.2.1 主动、从动锥齿轮的齿数为了黏合平稳及提高疲劳强度，不能太小；尽量得到满意的驱动桥离地间隙，不能过大；对于的单级主减速器取， 公式（2-4）取整后；2.3.2.2 从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择主减速器双曲面齿轮的节圆直径可根据该齿轮的计算转矩按经验公式选出 公式（2-5）从动锥齿轮的节圆直径直径系数 公式（2-6）M是模数，取 公式（2-7） 公式（2-8）校核： 公式（2-9）符合模数系数2.3.2.3双曲面齿轮齿宽F的选择通常推荐圆锥齿轮与双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽F为其节锥距A的0.30倍，但F不应超过端面模数m的10倍。对于汽车工业，主减速器齿轮推荐采用： 公式（2-10）取整后，2.3.2.4双曲面小齿轮偏移距及偏移方向选择通常E值的选择应考虑到：E值过大，将导致齿面纵向滑动的增大，从而引起齿面的早期磨损或擦伤；E值过小则不能充分发挥双曲面齿轮的特点。对于轻型车由经验公式： 公式（2-11）取整使下偏移，主动齿轮左旋，从动齿轮右旋2.3.2.5螺旋角的选择选此处已删除，完整版加1538937062.7半轴的设计在设计时，半轴杆部的初步选取按下式： 公式（2-28）式中，d半轴杆部直径半轴的计算转矩K直径系数，取0.210花键选中系列：规格，7第3章 万向传动轴设计3.1万向传动轴的计算载荷3.1.1按发动机最大转矩和一挡传动比来确定8 公式（3-1）3.1.2按驱动轮打滑来确定 公式（3-2）3.1.3按日常平均使用转矩来确定 公式（3-3）计算转矩3.2十字轴万向节设计十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过0.15mm时便应报废。十字轴主要失效形式是轴颈根部断裂，所以设计时应保证该处有足够的抗弯强度。9传动轴的最大扭矩图3-1 十字轴受力设作用于十字轴轴颈中点的力为F，则 公式（3-4）式中为合力F作用线到十字轴中心之间的距离；为主从动叉轴的最大夹角。十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足 公式（3-5） 公式（3-6）式中，为十字轴轴颈直径；为十字轴油道孔直径； 为合力F作用线到轴颈根部的距离；十字轴滚针轴承中的滚针直径通常不小于1.6mm，以免压碎，而且尺寸差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，一般控制在O.003mm以内。10滚针轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性；而间隙过小时，有可能出现受热卡住或因脏物阻滞卡住，合适的间隙为0.0090.095ram，滚针轴承的周向总间隙以0.080.30mm为好。滚 针的长度一般不超过轴颈的长度，使其既有较高的承载能力，又不致因滚针过长发生歪斜而造成应力集中。滚针在轴向的游隙一般不应起过O.2O.4mm。滚针轴承的接触应力为 公式（3-7）式中，为滚针直径；为滚针工作长度；为滚针总长度；为合力F作用下一个滚针所受的最大载荷，由下式确定 公式（3-8）式中，i为滚针列数；Z为每列中的滚针数。当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC以上时，许用接触应力为30003200Mpa万向节叉与十字轴组成连接支承。在万向节工作过程中产生支承反力，叉体受到弯曲和剪切，一般在与十字轴轴孔中心线成45的某一截面上的应力最大，其弯曲应力和扭矩应力应满足： 公式（3-9）式中， 公式（3-10）为截面B-B处的抗弯截面系数， 公式（3-11） 公式（3-12）十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角、十字轴的支撑结构和材料、加工和装配精度以及润滑条件等有关。当时，按下式计算 公式（3-13）式中，为十字轴万向节传动效率；F为轴颈与万向节叉的摩擦因数；十字轴常用材料为20CrMnTi、20Cr、20MnVB等低碳合金钢，11轴颈表面进行渗碳淬火处理，渗碳层深度为O.81.2mm，表面硬度为5864HRC，轴颈端面硬度不低于55HRC，芯部硬度为3348HRC。万向节叉一般采用40或45中碳钢，调质处理，硬度为1 833HRC，滚针轴承碗材料一般采用轴承钢。3.3传动轴设计长度一定时，传动轴的断面尺寸应保证传动轴具有足够的强度和足够高的临界转速。所谓临界转速就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有震动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速，它决定于传动轴的尺寸、结构及其支撑情况。 公式（3-14）式中，nk为传动轴的临界转速（r/min）；L为传动轴的支撑长度（mm），取两个万向节中心间的距离；D和d人别为传动轴管的外、内径（mm）则：用nmax表示传动轴的最高转速，ne表示发动机的最高转速，则安全系数 公式（3-15）因为，所以传动轴轴管断面尺寸满足临界转速的要求。传动轴管应该保证有足够的扭转强度。 公式（3-16）式中，T为传动轴的计算转矩；为许用扭转应力，=300Mpa则，此传动轴有足够的扭转强度对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力 公式（3-17）式中，dh为花键内径。则，花键轴也符合有足够的扭转应力传动轴花键的齿侧挤压应力式中，为传动轴的计算转矩K为花键转矩分布不均匀系数，D和d分别为花键外径和内径L为花键的有效工作长度N为花键齿数其中所以传动轴花键的齿侧挤压应力满足要求设计结论转眼间，历时三个多月的毕业设计行将结束，而我的CA1020F传动轴及主减速器的设计也将结束。刚接到导师的设计任务书，感到有点茫然失措。而后经过撰写开题报告、文献综述、找寻相关中外文设计资料，慢慢地，传动轴及主减速器设计雏形在我脑海中渐渐明晰。在设计中，遇到了很多困难，也因此，我收获了很多知识。本毕业设计先从主减速器设计入手，因为主减速比大于4.5，所以采用双曲面齿轮传动，使得主减速器的尺寸较小。由于传动力矩不大，主动齿轮采用悬臂式可以大大简化主减速器的结构。在设计过程中，需要设计校核修改再校核，直到主减速器的结构和尺寸满足要求为止。设计中得益最多的要属在实验室有供学生观摩的实体主减速器，让我们在设计之初就对主减速器和传动轴的结构和制造过程有个感性的认识，对于后期的设计帮助甚大。在设计传动轴时候，因为缺乏原车的数据，比如原车的总布置设计，所以传动轴的长度和夹角以及它们的变化范围难于确定，必须查阅较多相近的同类车型的设计和技术数据，因此，传动机构中的参数设置不尽满意，有进一步修改的空间。但此设计过程仍有许多不足，在设计结构尺寸时，有些设计参数是按照以往经验值得出，这样就带来了一定的误差。另外，在一些小的方面，由于时间问题，做得还不够仔细，恳请各位老师同学给予批评指正。致谢经过将近半年的忙碌和工作，CA1020F传动轴和主减速器的设计已经接近尾声。回头看看自己在这几个月内的身影,回头看看自己走过的路,有辛酸也有甘甜,总的来说收获不少。由于经验的匮乏，设计过程中难免有许多考虑不周全的地方。在这里首先要感谢我的张卫波导师。他平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从查阅资料到设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，如果没有张导师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。除了敬佩张老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。其次要感谢车辆系的老师们，特别是严世榕老师，赵云老师，张卫波老师，彭育辉老师，杨橙老师，黄键老师，是你们带我走入了车辆工程这个知识的殿堂，领略到我所学专业的精髓，并为自己的专业自豪。同样，郑志刚、夏钢、钟钛申辅导员在生活中给我指引正确的方向，养成良好的生活习性，让我明白大学里，做事要先做人。同时也要感谢我的同学对我无私的帮助，特别是在查阅标准方面，正因为如此我才能顺利的完成设计。我要感谢我