毕业设计（论文）-某型重卡驱动桥设计.doc

中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 某型重卡驱动桥设计某型重卡驱动桥设计 摘 要 驱动桥是构成汽车的四大总成之一 一般由主减速器 差速器 车轮传动装置和 驱动桥壳等组成 它位于传动系末端 其基本作用是增矩 降速 承受作用于路面和 车架或车身之间的力 它的性能好坏直接影响整车性能 而对于载重汽车显得尤为重 要 采用传动效率高的单级减速驱动桥已经成为未来载重汽车的发展方向 本文参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计本次设计首先对驱 动桥的特点进行了说明 根据给定的数据确定汽车总体参数 再确定主减速器 差速 器 半轴和桥壳的结构类型及参数 并对其强度进行校核 数据确定后 利用 AUTOCAD 建立二维图 再用 CATIA 软件建立三维模型 最后用 CAITA 中的分析模 块对驱动桥壳进行有限元分析 关键词 驱动桥 CAD CATIA 有限元分析 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 Abstract Drivie axle is one of the four parts of a car it is generally constituted by the main gear box the differential device the wheel transmission device and the driving axle shell and so on it is at the end of the powertrain Its basic function is increasing the torque and reducing speed and bearing the force between the road and the frame or body Its performance will have a direct impact on automobile performance and it is particularly important for the truck Using single stage and high transmission efficiency of the drive axle has become the development direction of the future trucks This article referred to the traditional driving axle s design method to carry on the truck driving axle s design In this design first part is the introduction of the characteristics of the drive axle according to the given date to calculate the parameters of the automobile then confirm the structure types and parameters of the Main reducer differential mechanism half shaft and axle housing then check the strength and life of them After confirming the parameters using AUTOCAD to establish 2 dimensional model then using CATIA establish 3 dimensional model Finally using the analysis module in CATIA to finite element analysis for the axle housing Key words drive axle CAD CATIA finite element analysis 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 目录 1 绪论 1 1 1 驱动桥简介 1 1 2 国内外研究现状 1 1 3 驱动桥设计要求 1 2 驱动桥设计 3 2 1 主减速器设计 3 2 1 1 主减速器的结构形式 3 2 1 2 主减速器的减速形式 4 2 1 3 主减速器主 从动锥齿轮的支撑方案 4 2 1 4 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 6 2 2 差速器设计 17 2 2 1 对称锥齿轮式差速器工作原理 17 2 2 2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 17 2 2 3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 18 2 3 驱动半轴的设计 23 2 3 1 结构形式分析 23 2 3 2 全浮式半轴的结构设计 24 2 3 3 全浮式半轴的强度计算 24 2 3 4 半轴的结构设计及材料与热处理 25 2 3 5 半轴花键的强度计算 25 2 4 驱动桥壳的设计 26 2 4 1 整体式桥壳的结构 27 2 4 2 桥壳的受力分析与强度计算 27 3 CATIA 三维建模 29 3 1 CATIA 软件介绍 29 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 3 2 1 主动锥齿轮三维建模 30 3 2 2 主减速器壳三维建模 34 3 2 3 轴承三维建模 34 3 3 差速器建模 35 3 3 1 齿轮的三维建模 35 3 3 2 半轴齿轮的建模 36 3 3 3 从动齿轮建模 36 3 4 半轴三维建模 39 3 5 驱动桥壳三维建模 39 3 6 轮胎三维建模 39 3 7 主减速器及行星齿轮建模 40 3 8 驱动桥三维建模 40 4 驱动桥壳的有限元分析 42 4 1 驱动桥壳的约束及受力分析 42 4 2 计算方法的局限性 42 4 3 驱动桥壳的静强度分析 42 4 3 1 静强度分析 42 4 3 2 结果分析 44 参考文献 45 致 谢 46 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 1 页 共 46 页 1 绪论绪论 1 1 驱动桥简介驱动桥简介 汽车驱动桥处于汽车传动系的末端 主要由主减速器 差速器 半轴和驱动桥壳 组成 车驱动桥轮组 包括轮边减速器 制动器总成 轮毂总成 转向节 支承轴总 成 轮边传动轴 上摆臂联结总成 下摆臂联结总成 支承轴总成为一空心轴 轮边 传动轴贯通支承轴总成的内部 并接至轮边减速器 轮毂总成安装在支承轴总成上 汽车驱动桥 功能 驱动桥处于动力传动系的末端 其基本功能是增大由传动轴或变速 器传来的转矩 并将动力合理的分配给左 右驱动轮 另外还承受作用于路面和车架 或车身之间的垂直立 纵向力和横向力 1 驱动桥的类型有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种 驱动车轮采用独立悬架时 应选用断开式驱动桥 驱动车轮采用非独立悬架时 则应选用非断开式驱动桥 2 1 2 国内外研究现状国内外研究现状 汽车和汽车工业在国民经济 现代社会及人民生活中具有十分重要的作用 在当 前中国的经济建设 汽车是在一个非常突出和优先地位 近年来 中国的汽车工业机械行 业 其增长速度远远高于其他行业 但中国汽车工业的发展仍然是远离需求 每年进口大 量的各种各样的汽车和零部件 由于各种原因 中国汽车工业从国际水平还有相当大的 差距 特别是在驱动桥产品设计和研究的距离比较大 它应该知道的许多部门和企业在中 国 目前 中国驱动桥设计 基本上仍在模拟电路设计和经验设计阶段 这种设计通常是过 于保守有限驾驶降低产品成本和提高性能的桥 因此 设计的主要差距之一 国外的驱动 桥太重了 桥梁设计 在现代桥梁设计中驱动 为了使它尽可能的轻量级不仅可以节省 材料消耗和降低成本 而且还合理规划汽车弹簧弹簧质量和降低动载荷 提高车辆行驶舒 适 但是驱动桥作为各种车辆的组成部分 要求应该具有高度的可靠性和安全性 这 与轻量化常常是矛盾的 所以轻量化设计要保证同时具有足够的可靠性和绝对的安全 性 即在满足上述基本要求的情况下减轻重量 驱动桥设计与分析理论对于我国的驱动桥设计具有十分重要的现实意义 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 2 页 共 46 页 1 3 驱动桥设计要求驱动桥设计要求 驱动桥的结构形式虽然可以各不相同 但在使用中对他们的基本要求却是一致的 综合上述 对驱动桥的基本要求可以归纳为 1 所选主减速比应符合车辆最好的电力和燃料经济在给定的条件下使用 2 差速器在保证左右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平 稳而连续不断 无脉动 的传递给左右驱动车轮 3 当车轮和地面左和右 应该利用车辆的牵引力 4 驱动的桥的组成部分 以确保其强度 刚度 可靠性和寿命的前提下应该努力减 少非簧载质量 减少道路驾驶桥冲击载荷不均匀 以提高车辆的平顺性 5 轮廓大小不是如此之大的整体安排车辆驱动桥的适应地面间隙所需的车辆 6 齿轮等传动部位是顺利 没有噪音 7 驱动桥总成和其他组件的设计应能满足要求的标准化的零件 组件和序列化的推 广产品和车辆变体 8 高传动效率在不同负载和旋转速度 9 具有结构简单 维修方便 容易制造 机械技术好 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 3 页 共 46 页 2 驱动桥设计驱动桥设计 驱动桥的动力系统 其基本功能是第一个增加扭矩 放慢速度 改变传输方向的转矩 从而增加传动轴或直接从传输的扭矩和功率分配到左右驱动轮 其次 驱动桥也在公路 和框架之间的熊或身体垂直 纵向力和侧向力 仍是制动力矩和反应力 3 驱动桥一般由主减速器 差速器 车轮传动装置和驱动桥壳等组成 转向驱动桥还 有等速万向节 设计驱动桥时应当满足如下基本要求 1 选择适当的主减速比 以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经 济性 2 外廓尺寸小 保证汽车具有足够的离地间隙 以满足通过性的要求 3 齿轮及其它传动件工作平稳 噪声小 4 在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率 5 具有足够的强度和刚度 6 结构简单 加工工艺性好 制造容易 维修 调整方便 7 某农用运输车驱动桥设计及强度分析设计参数 1 后轮距 1500mm 2 车轮半径 375mm 3 发动机最大扭矩 161 7N m 2000 2200 r min 4 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷 18666 7N2G 5 变速比 ig1 6 02 6 主传动比 i0 6 5 7 后悬架板簧托板中心距 940mm 2 1 主减速器设计主减速器设计 2 1 1 主减速器的结构形式 主减速器的结构型式 主减速器可根据齿轮类型 减速形式以及主 从动齿轮的支承 形式不同分类 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 4 页 共 46 页 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 圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式 比较几种齿轮的特点 本次设计选用弧齿锥齿轮传动 弧齿锥齿轮传动的特点是主齿轮的轴线垂直于轴的齿轮轴 由于横向齿重叠的影 响 至少超过两双啮合在同一时间 因此 螺旋伞齿轮能承受大负荷 加上牙齿不是轮齿啮 合的长度同时 表面逐渐转向从牙齿是连续的和顺利的一端转动前轮在另一端 使工作顺 利 即使在高速运行 噪音和振动很小 但弧齿锥齿轮啮合精度是非常敏感的 顶部与小锥 齿轮副协议将使工作环境急剧恶化 和齿轮磨损和制造噪音的增加而增加 4 2 1 2 主减速器的减速形式 本设计采用中央单级主减速器进行设计 影响减速形式选择的因素有汽车类型 实用条件 驱动桥处的离地间隙 驱动桥数和布置形式以及主传动比 其中 的 0 i 0 i 大小影响汽车的动力性和经济性 中央单级减速器 具有质量小 尺寸紧凑 制造成本低等优点 尤其是其齿轮的支承形式和拆装方 法 与桥壳的结构形式密切相关 双级主减速器 3 双速主减速器 双速主减速器齿轮的不同组合可以获得两种传动比 它与普通的传输 可以得到双 传动装置 高 低两种减速器的传动比 根据汽车 发动机功率和传输文件的传动比的 大小选择 猪传动比的汽车满载旅行或困难的道路上克服阻力 减少运行的大型传动装 置转变 小传动比是用于汽车空转 跑步或者一半好道路驾驶 提高车辆燃油经济性和提高 平均速度 双级贯通式主减速器 总质量的多桥驱动汽车 由于主传动比较大 使用两个阶段 运行 减速器 根 据齿轮的组合形式的锥齿轮 圆柱齿轮和圆柱齿轮 伞齿轮可分为两种形式 2 1 3 主减速器主 从动锥齿轮的支撑方案 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 5 页 共 46 页 图 2 1 主动锥齿轮悬臂式支承形式 图 2 2 主动锥齿轮跨置式支撑形式 图 2 3 从动锥齿轮支撑形式 悬臂式支承结构简单 支承刚度较跨置式较差 用于传递较小转矩的主减速器上 跨置式支承的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承 这样可大大增加支撑刚 度 又使轴承负荷减小 齿轮啮合条件改善 因此齿轮的承载能力高于悬臂式 但是 跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承所需的轴承座 使主减速器壳体结构复杂 加工成本提高 另外 因主从动齿轮之间的空隙很小 致使主动齿轮的导向轴承尺寸 受到限制 有时布置不下或拆装困难 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 6 页 共 46 页 综合比较两种形式的特点 本设计选用悬臂式支撑方案 2 1 4 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 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从动锥齿轮 ce T 计算转矩 ce T 2 1 ce T n iikiTk fed 01max 式中 计算转矩 ce TmN 发动机最大转矩 161 7 maxe T maxe TmN n 计算驱动桥数 n 1 变速器传动比 6 02 1 i1i 主减速器传动比 i0 6 5 0 i 变速器传动效率 取 0 9 k 液力变矩器变矩系数 K 1 由于猛接离合器而产生的动载系数 Kd 1 d K 代入式 2 1 有 5694 59Tce 1 9 015 60 102 6 7 161 mN 2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩csT 2 2 mmr irmGTcs 22 mN 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2G 18666 7N 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 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 7 页 共 46 页 1 25 m2 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数 取 1 2 车轮的滚动半径 车轮的滚动半径为 0 375m r r 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 m m i 动比 取 0 9 由于没有轮边减速器取 1 0 LB LB i 所以 7933 3 LBLBr csirmGT 22 0 19 0 375 0 2 185 0 7 18666 mN 2 锥齿轮主要参数选择 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 z 2 z 9 1 为了磨合均匀 之间应避免有公约数 1 z 2 z 2 为了获得理想的齿面重叠和轮齿弯曲强度高 主要的齿数和驱动齿轮和齿轮的数 量应不少于 40 3 为了进行平滑 低噪音 高疲劳强度对乘用车 一般不少于 9 商用车 一般不低于 6 4 主传动比较大时 它可以尽可能少 为了得到满意的地面间隙 5 主要为不同的传动比 适当的搭配 2 驱动斜齿轮节圆直径和结束端模块 单 阶段主减速器 维度的增加会影响驱动桥的高度住房和地面间隙 并减少反式的 支持前面座位 主动齿轮和微分的安装 可根据经验公式初选 即 2 D 2 3 3 22 cDTKD 式中 从动齿轮大端分度圆直径 mm 2 D 直径系数 一般取 13 0 15 3 2DK 从动锥齿轮的计算转矩 TcmN cscec TTT min 故 13 0 15 3 232 14 285 72 2 D 3 59 5694mm 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 8 页 共 46 页 初选 273 21 则 273 21 46 5 9 2 Dmm t m 2 D2zmm 参考 机械设计手册 选取 7 则 322 t mmm 2 Dmm 3 主 从动锥齿轮齿面宽和 1 b 2 b 对于从动齿轮的齿面好宽 推荐不大于其节锥距的 0 3 倍 而且应满足 2 b 0 A 2 b 一般也推荐 0 155 对于弧齿锥齿轮 一般比大 10 mb10 2 2 b 2 D 1 b 2 b 0 155 322 49 91 22155 0 Db mm 取 50 取 55mm 2 b 1 b 4 中点螺旋角 螺旋角沿齿的宽度变化 螺旋角齿轮的螺旋角和最大的牙齿是最小的 螺旋锥齿轮副的螺旋角等于螺旋角的角度 同时 牙齿的数量 传播更为稳定 降低噪音 齿轮的强度就越高 的平均螺旋升角螺旋伞齿轮在主减速器是 35 度 而商用车使用防止轴向力较小的 值 通常在 35 度 5 螺旋方向 锥角的斜齿轮 齿形中线左边的左边 右向右倾斜 的螺旋方向主要和锥齿轮驱动是 相反的 的方向的螺旋方向螺旋方向和方向的螺旋锥齿轮的方向受到轴向方向的方向 传输挂前进档时 应使传动齿轮的轴向力的左边二次曲线 从而使主动齿轮和从动齿轮有 分离倾向 防止齿轮 Inka 死亡和伤害 5 6 法向压力角 法向压力角大一些可以增加轮齿强度 减小齿轮不发生根切的最小齿数 对于弧 齿锥齿轮 乘用车的 一般选用 14 30 或 16 商用车的 为 20 或 22 5 这里取 20 3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 9 页 共 46 页 表 2 1 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算用表 项 目计 算 公 式计 算 结 果 主动齿轮齿数1z7 从动齿轮齿数2z46 端面模数m 7 齿面宽b 55 50 1b2b 工作齿高 mhh a g 2 14 gh 全齿高 mchh a 2 15 75 h 法向压力角 20 轴交角 90 90 节圆直径 dmz 49mm 1d 322mm 2d 节锥角 arctan 1 2 1 z z 90 2 1 8 7 1 81 3 2 节锥距 A 1 1 sin2 d 0 2 2 sin2 d 取 A 161 97mm0 周节t 3 1416 mt 21 99mm 齿顶高 mhh a a 7mmah 齿根高 fh mcha 8 75 fh 径向间隙c mc c 1 75 齿根角 0 arctan A hf f f 3 09 面锥角 211fa 122fa 11 79 1a 84 39 2a 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 10 页 共 46 页 根锥角 1f 11f 2f 22f 5 61 1f 78 21 2f 齿顶圆直径 1111cos2 aahdd 2ad222cos2 ahd 62 84mm1ad 324 12mm2ad 理论弧齿厚 21 sts mSs k 2 15 887mm 1 s 6 103mm 2 s 齿侧间隙查表取低精度0 18mm 螺旋角 取 35 4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 1 单位齿长圆周力 主减速器锥齿轮的表面耐磨性 通常轮齿上的单位齿长圆周力来估算 即 N mm 2 4 2b F p 式中 P 作用在齿轮上的圆周力 按发动机最大转矩和最大附着力矩两 maxe T z y G 2 种载荷工况进行计算 N F 作用在齿轮上的圆周力 N 从动齿轮的齿面宽 在此取 50mm 2b 1 按发动机最大转矩计算时 N mm 2 5 3 21 max 10 2 bnD ikiTk p fged 式中 变速器的传动比 6 02 gi 主动锥齿轮分度圆直径 49mm1D1D1Zsm 发动机输出的最大转矩 在此取 161 7 maxeTmN 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 11 页 共 46 页 按上式 715 18N mm 3 21 max 10 2 bnD ikiTk p fged P 715 18 P 校核满足要求 2 按驱动轮打滑转矩计算 mmr ibDrmGP 2222 3 102 后驱动桥在满载状态下的静载荷 18666 7N 2 G 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数 1 2 2 m 轮胎与路面之间的付着系数 0 85 车轮滚动半径 0 375m H d 2 r r r r 主减速器从动齿轮到车轮间的传动比 1 m i 主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率 0 9 m 322mm 50mm 2 D 2 b 将各参数代入上式得 p 985 5Mpa p 1429Mpa 齿轮表面耐磨性合格 2 齿轮弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 2 6 w 3 0 10 2 w sv msc bDJmk kkkT 式中 齿轮的计算转矩 对于主动齿轮 922 2 对从动齿轮 c T G C i T T 0 mN 中的较小值 为 5694 59cf csce TTT和 mN 过载系数 一般取 1 0 k 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 12 页 共 46 页 尺寸系数 0 697 s k 齿面载荷分配系数 悬臂式结构 k 取 1 1 m k 质量系数 取 1 v k b 所计算的齿轮齿面宽 55mm 50mm1b2b D 所讨论齿轮大端分度圆直径 49mm 322mm1D2D 齿轮的轮齿弯曲应力综合系数 选取小齿轮的 0 27 大齿轮 J1J 0 25 2J 277 63MPa1 3 0 10 2 w sv ms bDJmk kkkT 3 10 27 0 495571 1 1697 0 1 2 9222 主从动锥齿轮的 700MPa 轮齿弯曲强度满足要求 w w 3 轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 2 7 3 0 1 10 2 Jv fmszp J bJk kkkkT D c 式中 锥齿轮轮齿的齿面接触应力 MPa J 主动锥齿轮大端分度圆直径 mm 49mm 1 D 1 D b 主 从动锥齿轮齿面宽较小值 b 50mm 齿面品质系数 取 1 0 f k 综合弹性系数 取 232 6N1 2 mm p c 尺寸系数 取 1 0 s k 齿面接触强度的综合系数 查表取 0 229 j J 主动锥齿轮计算转矩 Tz 5694 59N m z T 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 13 页 共 46 页 k0 km kv选择同式 2 7 将各参数代入式 2 8 有 2130 07 MPa 3 0 1 10 2 Jv fmszp J bJk kkkkT D c 2800MPa 轮齿接触强度满足要求 J J 5 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 锥齿轮在工作过程中 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 4 锥齿轮齿面上的作用力 齿宽中点处的圆周力为 N 2 8 F 2 2 m D T 式中 作用在该齿轮上的转矩 作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩T 该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径 2m D 按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 10 30KNF 48 41 6 2132 5 锥齿轮的轴向力和径向力 图 2 4 主动锥齿轮齿面受力图 如图 2 4 所示 主动锥齿轮螺旋方向为左旋 旋转方向为逆时针 F 为作用在节T 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 14 页 共 46 页 锥面上的齿面宽中点 A 处的法向力 在 A 点处的螺旋方向的法平面内 F 分解成两个T 相互垂直的力 F和 F垂直于 OA 且位于 OO A 所在的平面 位于以 OA 为切NfFNfF 线的节锥切平面内 在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力 F 和沿节圆母线方向fF 的力 F 与之间的夹角为螺旋角 F 与之间的夹角为法向压力角 这样FsfF TfF 有 2 9 coscosTFF 2 10 cos tansinFFFTN 2 11 tansincosFFFTS 于是 作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为 az F Rz F 2 12 cossinsintan cos cossin F FFFSNaz 2 13 sinsincostan cos sincos F FFFSNRz 由式 2 12 可计算 6124 88N 79 11cos35sin79 1 1sin20tan 35cos 1030 10 3 azF 5953 6NRzF 79 11sin35sin79 11cos20tan 35cos 1030 10 3 作用在从动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为 ac F Rc F 2 14 cossinsintan cos cossin F FFFSNac 2 15 sinsincostan cos sincos F FFFSNRc 由式 2 16 可计算7995 08N 79 11cos35sin79 1 1sin20tan 35cos 1030 10 3 acF 3006 38NRzF 79 11sin35sin79 11cos20tan 35cos 1030 10 3 6 主减速器锥齿轮轴承载荷的计算 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 15 页 共 46 页 对于主动齿轮采用悬臂式支撑 对于从动齿轮采用传统的骑马式支撑方式 对于采用骑马式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷 如图 2 5 所示 图 2 5 单级主减速器轴承布置位置 轴承 A B 的径向载荷分别为 R 2 16 A 22 5 0 1 maZRZdFbFbF a 2 17 22 5 0 1 maZRZBdFcFcF a R 求得 6124 88N 5953 6N a 67mm b 41mm c 63mm d 125mmaZFRZF 轴承 A 的径向力 AR 22 65 4188 61245 041 6 59534110300 67 1 8396 2N 其轴向力为 0 轴承 B 的径向力 R B 22 65 4188 61245 063 6 59536310300 67 1 12673 43N 其轴向力为 0 1 对于轴承 A 采用圆柱滚子轴承 采用 30205E 此轴承的额定动载荷为 32 2KN 所承 r C 10 受的当量动载荷 取 X 1 则 Q 1 8396 2N A QX R A R 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 16 页 共 46 页 6 10 tr p f C L f Q s 式中 温度系数 取 1 0 p f p f 载荷系数 取 1 2 L 4 81 s 6 3 10 3 10 2 83962 1 10 2 321 8 10 对于无轮边减速器的驱动桥来说 主减的从动齿轮轴承的计算转矩为 2 n min 45 262 375 0 3766 2 2 rn 则主动齿轮的计算转速min 97 157945 26202 6 1 rn 所以轴承能工作的额定轴承寿命为 hLh48 7861 97 157960 1055 1 8 若大修里程 S 定为 100000 公里 可计算出预期寿命 即h V S L a h 7 2702 37 100000 均 而 故轴承符合使用要求 hh LL 2 对于轴承 B 是一对轴承 对于成对安装的轴承组的计算当量载荷时径向动载荷系数 X 和轴向动载荷系数 Y 值按双列轴承选用 e 值与单列轴承相同 在此选用 30205 型轴承 此轴承的额定动载 荷为 32 2KN r C 派生轴向力N Y R S53 3064 6 12 49 9806 2 轴向载荷 32 1558844 396075 19548 11 SAA e R A 23 1 43 12673 32 15588 故 4 0 X6 1 Y 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 17 页 共 46 页 YAXRfQ d 冲击载荷系数 取 1 2 d f YAXRfQ d N 8 3037232 155886 143 126734 02 1 h nQ C n L r h 58 5376 8 30372 10 2 32 60 43 12673 60 43 12673 3 hh LL 故轴承符合使用要求 3 对于从动齿轮的轴承 C D 选用圆锥滚子轴承 选用 30211 轴承的额定动载荷为 86 5KN 经过校核 符 r C 合使用要求 2 2 差速器设计差速器设计 根据汽车行驶运动学的要求和实际上的车轮 道路以及他们之间的相互关系表明 汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的 例如 转弯时 外侧车轮的行程总要比内侧的长 为了消除由于左 右车轮的运动学协调这些弊病 在汽 车驱动轮排列之间的差 后者确保汽车驾驶桥两侧的车轮在这次旅行不是也有旋转速度不 同的特点 以满足车辆运动学的要求 在此 选用对称锥齿轮式差速器 2 2 1 对称锥齿轮式差速器工作原理 其工作原理如图 2 6 所示 为主减速器从动齿轮或差速器壳的角速度 分别为左右两半轴的角速度 0 21 为差速器壳接受的转矩 为差速器的内摩擦力矩 分别为左右两半轴对差速 0 T r T 21 TT 器的反转矩 根据运动分析可得 2 18 021 2 显然 当一侧半轴不转时 另一侧半轴将以 2 倍的差速器壳体角速度旋转 当差速 器壳体不转时 左右半轴将等速 反向旋转 根据力矩平衡可得 2 19 r TTT TTT 12 21 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 18 页 共 46 页 2 2 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 如图 2 7 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 图 2 7 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 1 12 轴承 2 螺母 3 14 锁止垫片 4 差速器左壳 5 13 螺栓 6 半轴齿轮垫 片 7 半轴齿轮 8 行星齿轮轴 9 行星齿轮 10 行星齿轮垫片 11 差速器右壳 2 2 3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 1 差速器齿轮的基本参数的选择 1 行星齿轮数 n 农用运输车承载较大采用 4 个行星齿轮 2 行星齿轮球面半径BR 行星齿轮的球面半径的大小和负载能力反映了微分锥齿轮 并且可以由经验公 式确定 圆锥行星齿轮差速器的结构和大小 通常是由于行星齿轮球面半径的背面 这是 行星齿轮装配尺寸实际上代表了差速器锥齿轮节锥 所以在一定程度上还差强度特征 球面半径可按如下的经验公式确定 BR mm 2 20 3 TKRBB 式中 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BK 载货汽车取小值 T 计算转矩 取 Tce 和 Tcs 的较小值 N m 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 19 页 共 46 页 根据上式 2 8 46 4mm 所以预选其节锥距 A 50mmBR 3 59 56940 3 行星齿轮与半轴齿轮的选择 为了使齿轮具有更高的强度 希望采取一个更大的模量 但规模会大 因此 行星齿轮 的齿数是尽可能少 但一般不少于 10 个 半轴齿轮的齿数 14 25 和多数人的牙齿的数 量汽车轴和行星齿轮是 1 5 2 在任何圆锥行星齿轮差速器 大约两个半轴齿轮齿数 并必须被行星齿轮的数量以整 除行星齿轮可以均匀地分布到半轴齿轮的轴线 否则 微分不会安装 安装应满足的条件 2 21 整数 n zz RL22 式中 左右半轴齿轮的齿数 对于对称式圆锥齿轮差速器来说 L z2 R z2 L z2 R z2 行星齿轮数目 n 在此 10 18 满足以上要求 1 z 2 z 4 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角 1 2 29 055 90 60 945 2 1 1 arctan z z 18 10 arctan 1 2 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m m 4 86mm1 1 0 sin 2 z A 2 2 0 sin 2 z A 055 29sin 11 502 由于强度的要求在此取 m 4mm 得mm 4 18 72 mm4010411 mzd22mzd 5 压力角 汽车差速器的齿轮大都采用 22 5 的压力角 齿高系数为 0 8 的齿形 某些总质量 较大的商用车采用 25 压力角 以提高齿轮强度 在此选 22 5 的压力角 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 20 页 共 46 页 6 行星齿轮安装孔的直径及其深度 L 行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同 而行星齿轮的安装孔 的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度 通常取 1 1 L nl T L c 3 0 2 10 1 1 2 22 nl T c 1 1 1030 式中 差速器传递的转矩 N m 在此取 5694 59N m0T 行星齿轮的数目 在此为 4n 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离 mm 0 5d d 为半轴齿轮ll 2 2 齿面宽中点处的直径 而 d 0 8 2 2d 支承面的许用挤压应力 在此取 98 MPa c 根据上式 57 6mm 0 5 57 6 28 8mm728 0 2 dl 21 41mm 28 07mm 8 284981 1 1059 5694 3 41 211 1 L 2 差速器齿轮的几何计算 表 2 2 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 项目计算公式计算结果 行星齿轮齿数 10 应尽量取最小值 1z 10 1 z 半轴齿轮齿数 14 25 且需满足式 3 4 2z 18 2 z 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 21 页 共 46 页 模数m 4 m 齿面宽b 0 25 0 30 A b 10m 0 15mm 工作齿高mhg6 1 6 4 mm gh 全齿高051 0788 1 mh7 203 压力角 22 5 轴交角 90 90 节圆直径 11mzd 22mzd 40mm 72mm 1d2d 节锥角 2 1 1arctan z z 1290 055 29 1 945 60 2 节锥距 2 2 1 1 0 sin2sin2 dd A mmA18 41 0 周节 3 1416mm t 12 5664mm t 齿顶高 21agahhh m z z ha 2 1 2 2 37 0 43 0 4 22mm 1ah 2 18mm 2ah 齿根高 1 788 1 788 1fhm 1ah 1fhm 2ah 2 932mm 1fh 4 972mm 2fh 径向间隙 0 188 0 051ch ghm 0 803mmc 齿根角 0 1 arctan A hf 0 2 2arctan A hf 1 4 072 6 884 1 2 面锥角 211 o122 o 35 939 1o 65 017 2o 根锥角 111 R222 R 24 983 1R 54 061 2R 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 22 页 共 46 页 外圆直径 1111cos2 aohdd 22202cos2 ahdd mm135 5101 d mm216 7802 d 节圆顶点至齿轮 外缘距离 1 1 2 01sin 2 h d 2 2 1 02sin 2 h d mm95 3301 mm094 1802 理论弧齿厚 21sts mhh t s tan 2 2 1 2 9 06 mm 1s 3 51 mm2s 齿侧间隙 0 102 0 152 mmB 0 250mmB 弦齿厚 26 2 1 3 B d s sS i i ii 4 86mm1 S 2 9mm2 S 弦齿高 i ii ii d s hh 4 cos 2 1 92mm1 h 1 78mm2 h 3 差速器齿轮的强度计算 差速齿轮的大小受结构的限制 并承担更大的负载 这不是主减速齿轮经常处于忙 碌状态 只有当机动车或将左右轮驱动不同的旅程 或车轮滑移 滑移 差动齿轮啮合传动 的相对运动 因此 主要的差动齿轮的弯曲强度需要检查一下 轮齿弯曲强度 Mpa 为w MPa 2 23 w JnmdbK KK v ms 22 3 102 式中 差速器的行星齿轮数 n 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数 J 差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩 其计算式T n T T 6 00 在此为 854 19 N m T 半轴齿轮齿数 2z 根据上式 612 52MPa 980 MPaw 225 0724301 0 1697 0 19 854102 3 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 23 页 共 46 页 所以 差速器齿轮满足弯曲强度要求 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低 所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用 2 3 驱动半轴的设计驱动半轴的设计 发送装置的驱动轮布置在传输线的端部 基本的共享差别化扭矩接受并把它传递 给车轮 要断开式驱动桥和转向驱动桥 通用传动装置驱动车轮传动装置 非断开式驱 动桥及主要部件的驱动轮传动装置是一个半轴 根据车轮的不同的支持模式下 半轴 可分为三种形式 半 浮动 2 4 浮动及浮动 类型 半 浮半 轴结构的特征在 于 一个半 轴上的外 轴承 轴承 位于半的内孔 轴套 轮被布置在轴 半 桥 轴 半车轴除了扭矩 外侧还承担所造成的抗总力和扭矩 车轮的动力 半 浮动 桥结构简单 负荷较大 对乘用车和小型商用车的总质量 3 4浮动结构特征的半轴半轴端只有一个轴承 安装在驱动桥半轴外壳 直接支 持轮毂 半轴的凸缘部分结束 轮毂螺丝连接 半轴负载条件类似于半浮动负载 但 负载减少 一般只用在乘用车和车辆的质量 浮动轴的结构特点是 法兰与半轴的中心 中心是借用了半轴套轴壳的半轴的两 个圆锥滚子轴承 在理论上 半轴轴承扭矩 另一个力和力矩作用于驱动轮都由轴套 但 由于轴壳变形 中心和半轴齿轮 女性半轴凸缘平面相对其轴不垂直 等等因素 会造 成半轴的弯曲变形 引起的弯曲应力为 5 70 mpa 全浮式半轴主要用于质量较大的商用车上 2 3 1 结构形式分析 半轴根据其车轮端支承方式不同 可分为半浮式 3 4浮式和全浮式 半轴是实心轴的转矩之间的微分和驱动轮和内结束与半轴通过花键齿轮 和外端连接中心设计采用全浮式半轴 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求得 其中 22LrRr TXrXr 的计算 可根据以下方法计算 并取两者中的较小者 L X2 R X2 若按最大附着力计算 即 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 24 页 共 46 页 2 2 22 Gm XX RL 2 24 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 2 1 4 在此取 1 2 m 根据上式 8960 N RL XX 22 3360 22LRRr TXrXr N m 若按发动机最大转矩计算 即 2 25 r e RL riTXX max 22 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 161 7N m maxeT 汽车传动效率 计算时可取 1 或取 0 9 传动系最低挡传动比 i 轮胎的滚动半径 0 375m r r 根据上式8960 N RL XX 22 在此8960 N 3360N m RL XX 22 T 2 3 2 全浮式半轴的结构设计 1 全浮式半轴杆部直径的初选可按下式初步选取 2 26 3 3 3 18 2 05 2 196 0 10 T T d K 为直径系数 取 0 205 0 218 取小值为 3360 根据上式 d mmT Nm65 32 7 303360 18 2 05 2 3 2 3 3 全浮式半轴的强度计算 半轴的扭转切应力为 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 25 页 共 46 页 MPa 2 27 2 16 d M 式中 半轴的计算转矩 N m 在此取 3360 N m T 半轴杆部的直径 d 32mmd 根据上式 522 5 MPa 490 588 MPa 270002125 0 3360 所以满足强度要求 半轴的扭转角为 2 28 p GI lT 180 式中 为扭转角 为半轴长度 取 l 1370 2 685 G为材料剪切弹性模量 l 为半轴截面极惯性矩 lp 22986 37mm p I 转角宜为每米长度 计算较核得 8 25 满足条件范围 6 15 2 3 4 半轴的结构设计及材料与热处理 将样条的末端处理粗一些样条半轴直径不小于杆的直径 并适当减少小花键槽深度 所以花键齿数量必须相应增加 通常需要 10 牙齿 汽车半轴 18 牙齿 汽车半轴 半轴的 失效模式是更多的扭转疲劳损伤 所以的半径圆角半径应该增加过渡部分的结构设计 和 减少应力集中 2 3 5 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 s MPa 2 29 bzL dD T p AB s 4 103 半轴花键的挤压应力为 c 中北大学信息商务学院 2015 届毕业生毕业设计说明书 第 26 页 共 46 页 Mpa 2 30 p ABAB c zL dDdD T 24 103 式中 半轴承受的最大转矩 N m 在此取 6229 35N m T 半轴花键的外径 mm 在此取 35mm B D 相配花键孔内径 mm 在此取 30 5mm A d 花键齿数 在此取 24z 花键工作长度 mm 在此取 50mm pL 花键齿宽 mm 在此取 2mm b 载荷分布的不均匀系数 计算时取 0 75 根据上式可计算得 70 24MPa s 75 0 2 35024 4 5 3035 103360 3 101 32 MPa c 75 05024 2 5 3035 4 5 3035 103360 3 根据要求当传递的转矩最大时 半轴花键的切应力 不应超过 71 05 MPa 挤压 s 应力 不应超过 196 MPa 以上计算均满足要求 c 2 4 驱动桥壳的设计驱动桥壳的设计 驱动桥住房的主要功能是支持汽车的质量 并在车轮下路面的反力和反力矩 并暂停 帧 或身体 这也是主减速器 差速器 半轴组装基地 驱动桥的住房应当符合以下设计要求 1 强度和刚度应足以确保主减速器的齿轮啮合不会引起额外的半轴的弯曲应力 2 在保证强度和刚度的前提下 可以最小化质量 提高汽车的平顺性 3 保证足够的间隙 4 结构