一汽佳宝AV6微型车驱动桥设计 毕业设计说明书.doc

本科生毕业设计 论文 I 摘 要 随着我国汽车工业的高速发展 作为汽车主要零部件之一的车桥系统也得到 相应的发展 驱动桥是汽车传动系中最后一个总成 它的基本功用是将传动轴或变速器传 来的转矩增大并适当减低转速后分配给左 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力 纵向力和横向力 通过提高驱动桥的设计质量和设计 水平 以保证汽车良好的动力性 安全性和通过性 此次一汽佳宝 AV6 驱动桥设计主要包括 主减速器 差速器 车轮传动装 置和驱动桥壳进行设计 主减速器采用单级主减速器 差速器设计采用普通对称 圆锥行星差速器 车轮传动装置采用全浮式半轴 驱动桥壳采用整体型式 并采 用了 Matlab 对主减速器双曲面齿轮副的参数计算 以及对驱动桥的相关零件的校 核 本文驱动桥设计中 利用了 CAD 绘图软件表达整体装配关系和部分零件图 以精确的表达其设计目的意义 关键词 驱动桥 主减速器 差速器 半轴 桥壳 本科生毕业设计 论文 II Abstract With the rapid development of China s automobile industry as car parts one of the main train bridge system has been corresponding development The last assemblage of vehicle power train is rear axle The basic function of driving axle is to increase the torque transported from the transmission shaft or transmission and decrease the speed then distribute it to the right left driving wheel another function is to bear the vertical force lengthways force and transversals force between the road surface and the body or the frame In order to obtain a good power performance safety and trafficability characteristic engineers must promote quality and level of design Driving axle design of the AV6 mainly contains main gear box differential transmitted apparatus of wheel and the housing of driving axle The main gear box adopted single reduction gear and the differential adopted a common symmetry taper planet gear Transmission apparatus of wheel adopted full floating axle shaft and the housing of driving axle adopted the whole pattern In addition to calculate parameter of the hypoid gear pair used the procedures of Matlab as well as proofread interrelated parts During the design process make use of the CAXA drafting software to expresses the wholes to assemble relationship and part drawing by drafting with the expression that precision purpose and meaning of its design Key words driving axle main gear box differential half shaft housing 本科生毕业设计 论文 III 目 录 第 1 章 绪 论 1 1 1 前言 1 1 2 驱动桥的结构方案选择 1 第 2 章 驱动桥主减速器设计 3 2 1 主减速器简介 3 2 2 主减速器齿轮类型 3 2 3 主减速器的减速型式 4 2 4 主减速器的减速型式 5 2 5 主减速器的基本参数选择与设计计算 6 2 5 1 主减速比的确定 6 2 5 2 主减速器齿轮计算载荷的确定 6 2 5 3 主减速器齿轮基本参数选择 7 2 5 4 主减速器双曲面锥齿轮设计计算及强度校核 9 2 6 润滑 21 2 7 主 从动锥齿轮轴承预紧度的装配预调整 22 2 8 主 从动锥齿轮啮合印痕啮合间隙的调整 22 第 3 章 差速器设计 23 3 1 差速器简介 23 3 2 差速器的机构型式的选择 23 3 3 差速器齿轮主要参数的选择 24 3 4 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核 26 第 4 章 驱动半轴的设计 29 4 1 车轮传动装置简介 29 4 2 半轴的型式和选择 29 4 3 半轴的设计与计算 29 4 4 半轴的结构设计及材料与热处理 31 第 5 章 驱动桥壳设计 33 5 1 驱动桥壳简介 33 5 2 驱动桥壳的结构型式及选择 33 本科生毕业设计 论文 IV 5 3 驱动桥壳强度分析计算 33 第 6 章 结 论 36 参考文献 37 致 谢 38 附 录 A 39 附 录 B 46 本科生毕业设计 论文 1 第 1 章 绪 论 1 1 前言 目前我国的汽车零配件行业滞后于整车的发展 车桥行业又滞后于汽车零配 件行业的发展 我国的零部件投资仅为整个汽车行业的 1 3 左右 远低于发达国 家水平 车桥企业技术状况多处于低档水平 出现了低档产品过剩 高档产品供 给不足的局面 在这样的形势下 车桥企业积极开展与高校的技术合作 采用先进 的虚拟现实技术进行车桥的设计开发 对车桥行业整体的发展具有积极的意义 从某种程度上讲 一个国家的汽车发展水平标志了这个国家国民经济的发展状况 和经济发展水平 目前我国正在大力发展汽车产业 采用后轮驱动汽车的平衡性和操作性都将 会有很大的提高 后轮驱动的汽车加速时 牵引力将不会由前轮发出 所以在加 速转弯时 司机就会感到有更大的横向握持力 操作性能变好 维修费用低也是 后轮驱动的一个优点 尽管由于构造和车型的不同 这种费用将会有很大的差别 如果你的变速器出了故障 对于后轮驱动的汽车就不需要对差速器进行维修 但 是对于前轮驱动的汽车来说也许就有这个必要了 因为这两个部件是做在一起的 在科学技术快速发展的今天 随着汽车工业的不断进步以及货车应用的普及 汽车的各项性能指标也在不断提高 作为传动系末端的驱动桥的设计 更要有进 一步的改进和发展 适应市场的需要 促进汽车行业的发展 有着至关重要的意 义 且的驱动桥处于动力系的末端 其功用是将传动轴或变速器传来的转矩增大 并适当减低转速后分配给左 右驱动轮 另外还承受作用于路面和车架或车身之 间的垂直力 纵向力和横向力 必须有合理的驱动桥设计 才能满足汽车有良好 的汽车动力性 通过性和安全可靠性 1 2 驱动桥的结构方案选择 在选择驱动桥总成的结构形式时 应从所设计汽车的类型及使用 生产条件 出发和所设计汽车的其他部件 尤其是与悬架的结构形式与特性相适应 以共同 保证整个汽车预期使用性能的实现 因此 在设计中当选择某一具体汽车驱动桥 的结构形式时 必须从前面所提到的各项要求中 找出对设计的既定用途的汽车 本科生毕业设计 论文 2 的独特使用技能有直接影响的主要优点 从而保证所设计汽车的最重要的使用性 能的实现 驱动桥一般包括主减速器 差速器 驱动车轮的传动装置及桥壳等部件 驱动桥的机构型式虽然各不相同 但在使用中对它们的基本要求却是一致的 驱动桥的基本要求可以归纳为 1 所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和 燃料经济性 2 当驱动车轮以不同角速度转动时 应能将转矩平稳且连续不断地传递到 两个驱动车轮上 3 差速器除在保证左 右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外还 要能将转矩平稳而无脉动地传递给左 右驱动车轮 4 当左右驱动车轮与地面地附着系数不同时应能充分利用汽车的牵引力 5 能承受和传递路面和车架或车厢间的铅垂力 纵向力和横向力以及驱动 时的反作用力矩和动时的制动力矩 6 轮廓尺寸要小以便于汽车的总体布置及保证所要求的离地间隙 7 齿轮与其它传动机件工作平稳 无噪声 8 在各种载荷及转数工况下保证有高地传动效率 9 驱动桥总成及零 部件的设计应尽量满足零件的标准化 部件的通用化 和产品的系列化及车变型的要求 10 结构应尽量简单 维护方便机件工艺性好制造容易 设计中首先解决的问题就是要正确地确定各部件的结构型式并成功地将它们 组合成一个整体 驱动桥 驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬架型式密切相关 当驱动车轮采用非独立 悬架时 例如在绝大多数载货汽车和部分小轿车上 都采用整体式驱动桥 当驱 动桥车轮采用独立悬架时 则应采用断开式驱动桥 驱动桥的重量主要决定于桥壳及主减速器的结构型式 汽车的簧下质量与簧 上质量的比率与驱动桥的结构型式由密切关系 对于普通的整体式驱动桥来说 整个驱动桥总成及一端与其相连并支撑其上的传动轴的部分质量 与左右驱动桥 车轮一起均属于汽车的簧下质量 当汽车行驶时 由于轮胎与不平路面相撞击式 簧下质量产生的冲击载荷经悬架的弹性元件减缓后传给车架 车厢 显然 这种 冲击载荷随车速的提高和路面不平度的增大而增大 还随汽车簧下质量的增大而 增大 冲击载荷的增大将降低汽车的可靠性 行驶平顺性和缩短汽车的使用寿命 本科生毕业设计 论文 3 由上述可知 在汽车的行驶过程中 驱动桥的受力情况复杂 整体式驱动桥 的桥壳 相当于受力复杂的空心梁 它必须有足够的强度和刚度 同时还应尽量 减轻其质量 在设计中应尽量较好的解决这两种要求之间的矛盾 本科生毕业设计 论文 4 第 2 章 驱动桥主减速器设计 2 1 主减速器简介 主减速器是汽车传动系中减小转速 增大扭矩的主要部件 它是依靠齿数少 的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮 对发动机纵置的汽车 其主减速器还利用锥齿轮 传动以改变动力方向 由于汽车在各种道路上行使时 其驱动轮上要求必须具有 一定的驱动力矩和转速 在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速 器后 便可使主减速器前面的传动部件如变速器 万向传动装置等所传递的扭矩 减小 从而可使其尺寸及质量减小 操纵省力 2 2 主减速器齿轮类型 主减速器的结构型式 主要式根据其齿轮类型 主动齿轮和从动齿轮的安置 方法以及减速器的不同而异 主减速器齿轮主要有螺旋锥齿轮 双曲面齿轮 圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等型式 双曲面齿轮的特点是主 从齿轮的轴线不相交而呈空间交叉 其空间交叉角 也都采用 90 夹角 主动齿轮齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的便宜 称 为上偏置或下偏置 该偏移量称为双曲面齿轮的偏移距 近年来 有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮 车辆行业中简称双曲面 传动 传动 准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比 准双曲面齿轮传动不仅工作 平稳性更好 弯曲强度和接触强度更高 同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动 齿轮轴线偏移 当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时 可降低主动锥齿轮和传动 轴位置 从而有利于降低车身及整车重心高度 提高汽车行使的稳定性 本次设计采用双曲面锥齿轮 如图 2 1 的主 从动齿轮的轴线相互垂直但不相 交 本科生毕业设计 论文 5 图 2 1 主减速器齿轮传动形式 双曲面齿轮与螺旋锥齿轮相比由如下优点 1 由于存在偏移距 双曲面齿轮副使其主动齿轮的大于从动齿轮的 1 2 这样同时啮合的齿数较多 重合度较大 不仅提高了传动平稳性 而且使齿轮的 弯曲强度提高约 30 2 双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大 所以想啮合齿轮的当 量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大 其结果使齿面的接触强度提高 3 双曲面主动齿轮的变大 则不产生根切的最小齿数可减少 故可选用1 较少的齿数 有利于增加传动比 4 双曲面齿轮传动的主动齿轮较大 加工时所需刀盘刀顶距较大 因而切 削刃寿命较长 5 双曲面主动齿轮轴布置从动齿轮中心上方 便于实现多轴驱动桥的贯通 增大传动轴的离地高度 布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度 有 利于降低轿车车身高度 有利于降低轿车车身高度 并可减少车身地板中部凸起 通道的高度 2 3 主减速器的减速型式 现代汽车主减速器主动锥齿轮的支撑形式有 悬臂式 如图 2 2 和跨置式 支承 悬臂式支撑的结构特点是 在锥齿轮大端一侧有较长的轴 并在其上安装一 对圆锥滚子轴承 跨置式支撑的结构特点是 锥齿轮的两端均有轴承支承 这样可以增加支承 刚度 又使轴承负荷减小 齿轮啮合条件改善 但是跨置式的支承必须在主减速 器壳体上由支承导向轴承所需要的轴承座 从而使主减速器壳体结构复杂 跨置 式支撑拆装困难 导向轴承是一个易坏的轴承 本科生毕业设计 论文 6 本次设计采用悬臂式支撑 图 2 2 悬臂式 图 2 3 跨置式 2 4 主减速器的减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速 双级减速 单级贯通 双级贯通 主减 速及轮边减速等 减速型式的选择与汽车的类型及使用条件有关 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的离地间隙 驱动 0 i 桥的数目及布置型式等 单级主减速器与双级相比 具有结构简单 质量小 成本低 使用简单等优 点 一般 7 广泛应用于轿车和轻 中型货车的驱动桥中 本次设计采用单级 0 i 主减速器 其结构如图 2 1 所示 将主减速器与差速器组合为一个大总成并从整 体桥壳前面的开孔装入桥壳内 拆装方便 图 2 4 单级主减速器布置形式 1 桥壳 2 从动锥齿轮 3 主动锥齿轮 4 差速器半轴 本科生毕业设计 论文 7 2 5 主减速器的基本参数选择与设计计算 2 5 1 主减速比的确定 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 i 的选择应在汽车总体设计 0 时和传动系的总传动比 i 一起由整车动力计算来确定 可利用在不同 i 下的功率 0 平衡田来研究 i 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 0 最佳匹配的方法来选择 i 值 可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性 0 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 高挡位时汽车的动力性和燃料经济性都由直接影响 为了使汽车得到足够的功率 储备系数而使最高车速稍有下降 一般按下式计算 0 i 2 1 LBFhgha pr iiiv nr i max 0 377 0 120 maxa v LBFhgh pr iiii nr 0 377 0 5 6 0 i 式中 车轮的滚动半径 m r 0 33m r r 变速器最高挡传动比 0795 gh i gh i 分动器和加力器的最高挡传动比 不存在 Fh i 轮边减速器的传动比 不存在 LB i 根据计算结果和与参考现有同类车型 并考虑将确定的主 从动齿轮齿数 确定 4 4 0 i 2 5 2 主减速器齿轮计算载荷的确定 除主减速比及驱动桥离地间隙外 另一项原始参数便是是主减速器齿轮的 0 i 计算载荷 由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性 因此要准确地算出主减速器 齿轮的计算载荷是比较困难的 通常是将发动机最大转矩以传动系最低挡传动比 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 je T j T 较小者 作为载货汽车或越野汽车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 即 本科生毕业设计 论文 8 2 nKiTT TTLeje 0max 2 71 4 4 3 685 0 9 1 1036 1mN 2 LBLB r j i rG T 2 3 4114 19 0 33 0 85 0 13200 mN 式中 发动机最大转矩 maxe TmN 由发动机到主减速器从动齿轮之间的传动系最低挡传动比 TL i 上述传动部分的效率 取 0 9 T T 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 0 K 各类汽车取 1 0 K n 该车的驱动桥数目 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷 2 G 轮胎对于路面的附着系数 对于安装一般轮胎的公路汽车 取 0 85 对于越野汽车取 1 0 对于安装专门防滑的宽胎的高级轿车取 1 25 车轮的滚动半径 m r r 分别为所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和 LB LB i 减速比 2 5 3 主减速器齿轮基本参数选择 1 主 从动锥齿轮齿数 z1和 z2 1 为了磨合均匀 之间应避免有公约数 1 z 2 z 2 为了得到理想的齿面重合度和高的齿轮弯曲强度 主 从齿轮齿数和 不应少于 40 3 为了啮合平稳 噪声小和具有高的疲劳强度 对于轿车 一般不少 1 z 于 9 对于货车 一般不少于 6 1 z 4 当主传动比较大时 尽量使取得少些 以便得到满意的离地间隙 0 i 1 z 5 对于不同的主传动比 和应有适宜的搭配 1 z 2 z 本科生毕业设计 论文 9 根据上述原则选取 9 40 则 4 4 符合要求 1 z 2 z 0 i 1 2 z z 9 40 2 节圆直径的选择 可根据从动锥齿轮的计算转矩 式 2 2 式 2 3 中较小的一个为计算依据 按 经验计算公式选出 2 4 3 22jd TKd 15 159 取 6 10150 2 d 式中 从动锥齿轮的节圆直径 2 d 直径系数 取 13 16 2d K 2d K 计算转矩 按式 2 2 式 2 3 求得 并取其中较小者 j TmN 3 齿轮端面模数的选择 选定后 按式 150 40 3 75 2 2 d s m 2 d 2 z 5 校核式为 2 s m 3 jm TK 6 0 4 4 25 3 5 1203 根据计算结果取 4 s m 式中 计算转矩 见式 2 4 下的说明 j TmN 模数系数 取 0 3 0 4 m K m K 4 齿面宽的选择 汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿面宽 b 推荐为 b 0 155 0 155 180 23 25 取 23 2 7 2 d 式中 从动齿轮节圆直径 2 d 5 双曲面齿轮的偏移距 E 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的特点 一般对于中型货车 E 0 10 0 12 且 2 d E20 根据这一原则取 E 36 2 A 6 双曲面齿轮的偏移方向 双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系 下偏移时主动 齿轮的螺旋方向为左旋 从动齿轮为右旋 上偏移时主动齿轮的螺旋方向为右旋 从动齿轮为左旋 7 双曲面齿轮的路选方向 本科生毕业设计 论文 10 双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力 其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转 方向 判断齿轮的螺旋方向式顺时针还式逆时针时 要向齿轮的背面看去 而判 断轴向力时 可用手势法则 左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断 右旋齿 轮的轴向力的方向用右手法则判断 8 螺旋角的选择 双曲面齿轮传动 由于有了偏移距而使主 从动齿轮的名义螺旋角不等 且 主动齿轮的大 而从动齿轮的小 近似的预选主动齿轮螺旋角的名义值 2 21 2 1 90525 d E z z 8 360 37 90 7 40 525 45 式中 主动齿轮名义螺旋角预选值 1 主 从动齿轮齿数 1 z 2 z 从动齿轮的节圆直径 2 d E 双曲面齿轮的偏移距 9 齿轮压力角 对于双曲面齿轮 由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角相等 因此应按平 均压力角考虑 载货汽车选用的平均压力角 0322 10 铣刀盘名义半径的选择 d r 刀盘的名义半径是指通过被切齿轮齿间中点的假象同心圆的直径 为了减少 刀盘规格 刀盘名义半径已标准化 并规定每一种名义半径的刀盘可加工一定尺 寸范围的双曲面齿轮 按从动齿轮节圆直径在 汽车车桥设计 的表 3 14 中 2 d 选取刀盘名义半径 75 2 d r 2 5 4 主减速器双曲面锥齿轮设计计算及强度校核 1 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 主减速器的双曲面齿轮的几何尺寸计算步骤按表 2 1 来计算 表 2 1 双曲面齿轮的几何尺寸计算用表 单位 序号计 算 公 式注 释 1 9 1 z小齿轮齿数 本科生毕业设计 论文 11 2 40 2 z大齿轮齿数 3 225 0 2 1 4 F 23 大齿轮齿面宽 5 E 36 偏心距 6 150 2 d大齿轮分度圆直径 7 75 92 d r刀盘名义直径 8 45 1 小齿轮螺旋角的预选值 9 1tan 1 10 2700 0 3 2 1cot 2 i 11 9654 0sin 2 i 12 4840 76 0 2 11 4 6 2 m R 大齿轮在齿面宽中点处的 分度圆半径 13 4544 0 12 11 5 sin i 14 8908 0 cos i 15 3452 1 13 9 14 16 2089 17 12 3 17 1495 23 16 15 1 m R 小齿轮在齿面宽中点处的 分度圆半径 18 24 106 1 1 02 0 R T齿轮收缩系数 19 4235 306 17 10 12 20 1175 0 19 5 tan 21 0069 1 20 0 1 2 22 1167 0 21 20 sin 23 44452 24 2320 0 12 22 17 5 sin 2 25 4354 0 tan 2 26 2413 0 25 22 tan 1 27 9721 0 cos 1 本科生毕业设计 论文 12 28 4479 0 27 24 sin 2 29 8941 0cos 2 30 0072 1 28 29 15 tan 1 31 0032 0 30 9 28 32 000045 0 31 3 33 4355 0 32 22 24 sin 1 34 4837 0 tan 1 35 2412 0 34 22 tan 1 36 2313 1 小齿轮节锥角 37 9721 0 cos 1 38 4645 0 37 33 tan 1 39 2124 1 40 8941 0 cos 1 41 9999 0 38 40 31 15 tan 1 42 45 1 小齿轮中点螺旋角 43 7101 0 cos 1 44 9419 39 42 2 大齿轮中点螺旋角 45 9409 0 cos 2 46 3324 0 tan 2 47 2680 0 33 22 cot 2 48 2876 2 大齿轮节锥角 49 9659 0sin 2 50 2588 0cos 2 51 7561 23 37 32 12 17 52 5067 295 50 12 53 2628 319 52 51 54 1404 75 49 45 12 本科生毕业设计 论文 13 55 6468 69 35 51 43 56 1399 0 53 54 46 55 41 tan 01 57 53857 01 58 9904 0 cos 01 59 0059 0 51 56 41 60 000075 0 52 56 46 61 6 11715 55 54 62 0011 0 61 55 54 63 0071 0 62 60 59 64 0723 94 63 46 41 65 9883 94 58 64 d r 66 9732 0 65 7 67 左 右0582 0 50 3 7750 0 3 0 1 68 左 右8382 68 35 17 34 5 2345 0 37 35 69 0242 1 67 40 37 左 70 9466 22 51 49 m z 71 4524 2 70 47 12 z 大齿轮节锥顶点到小齿轮 轴线的距离 正号 表示该节锥顶点超过了小 齿轮轴线 负号 表 示该节锥顶点在小齿轮轴 线与大齿轮轮体之间 72 2821 79 49 12 m A 在节平面内大齿轮齿面宽 中点锥距 73 1750 93 49 6 5 0 0 A大齿轮节锥距 本科生毕业设计 论文 14 74 9928 13 72 73 75 8951 6 2 45 12 k hgm 大齿轮在齿面宽中点处的 齿工作高 齿深系数 k 4 0 76 7 4612 77 76 45 49 78 i a此值是平均压力角的 2 倍 79 a 80 sina 81 9239 0 2 cos i 82 4142 0 2 tan i 83 7921 1 82 77 84 1140 473 2 83 10560 D 双重收缩齿齿根角的总和 85 170 0 a K大齿轮齿顶高系数 86 98 0 85 150 1 b K 87 1722 1 85 75 2 m h 大齿轮在齿面宽中点处齿 顶高 88 8072 6 05 0 86 75 2 m h 大齿轮在齿面宽中点处齿 根高 89 979 0 85 84 2 大齿轮齿顶角 90 0171 0 sin 2 91 8 5 429 89 84 2 大齿轮齿根角 92 0971 0 sin 2 93 4114 1 90 74 87 2 h 大齿轮的齿顶高 94 9556 16 92 74 88 2 h 大齿轮的齿根高 95 0843 1 05 0 75 150 0 C 径向间隙为大齿轮在齿面 宽中点处的工作齿高的 15 再加上 0 05 96 3675 18 94 93 h大齿轮的齿全高 本科生毕业设计 论文 15 97 2832 17 95 96 g h大齿轮的齿工作高 98 40 76 89 48 02 大齿轮的面锥角 99 9702 0 sin 02 100 2422 0 cos 02 101 6191 72 91 48 2 R 大齿轮的根锥角 102 8527 0 sin 2 R 103 5224 0 cos 2 R 104 6126 0 cot 2 R 105 180 73 6 5 0 50 93 02 d大齿轮外圆直径 106 5683 26 50 74 70 107 2045 25 49 93 106 02 x 大齿轮外缘到小齿轮轴线 的距离 108 1900 0 99 87 90 72 109 4024 3 102 88 92 72 110 64 2 108 71 0 z 大齿轮面锥顶点到小齿轮 轴线的距离 正号 表示该节锥顶点超过了小 齿轮轴线 负号 表 示该节锥顶点在小齿轮轴 线与大齿轮轮体之间 111 6494 2 109 71 R z 大齿轮根锥顶点到小齿轮 轴线的距离 正号 表示该节锥顶点超过了小 齿轮轴线 负号 表 示该节锥顶点在小齿轮轴 本科生毕业设计 论文 16 线与大齿轮轮体之间 112 4278 62 104 70 12 113 5767 0 112 5 sin 114 8170 0 113 1cos 2 115 7059 0 114 113 tan 116 4267 0 114 103 sin 01 117 25 25 01 小齿轮面锥角 118 9044 0 cos 01 119 4719 0 tan 01 120 1029789 103 95 111 102 121 6487 100 114 120 113 5 0 G 小齿轮面锥顶点到大齿轮 轴线的距离 正号 表示该节锥顶点超过了大 齿轮轴线 负号 表 示该节锥顶点在小齿轮轴 线与大齿轮轮体之间 122 0225 0 69 67 38 tan 左 123 4815 0 1cos 124 9052 0 cos91 12 123 39 左 125 2042 0cos 4171 5 36 117 11 126 2144 068 67 113 右右 6814 0 68 67 113 右右 本科生毕业设计 论文 17 127 1044 1 124 123 右 右 128 1131 39876868 右左 129 9609 0 125 118 右 130 4536 15 127 74 131 2302 18 126 75 129 130 128 0 左 B 小齿轮外缘到大齿轮轴线 的距离 132 4596 15 130 127 4 133 7948 116 126 75 129 132 128 右i B 大齿轮外缘到小齿轮轴线 的距离 134 0368 169 131 121 135 0138 103 5 0 134 119 01 d小齿轮外圆直径 136 2483 173 12 99 100 70 137 4379 0 136 5 sin 0 138 9 25 0 139 8990 0 cos 0 140 1076 6 100 95 110 99 141 1093 4 139 140 137 5 R G 142 2178 0 139 100 sin 1 R 143 5798 12 1 R 小齿轮根锥角 144 9760 0 cos 1 R 145 2231 0 tan 1 R 146 20 0 min B最小齿侧间隙允许值 147 27 0 max B最大齿侧间隙允许值 148 7424 0 42 90 149 4194 2 148 4 96 150 1750 65 4 73 i A在节平面内大齿轮内锥距 本科生毕业设计 论文 18 2 主减速器双曲面齿轮的强度计算 在选好主减速器齿轮的主要参数后 应根据所选的齿形计算锥齿轮的几何尺 寸 对其强度进行计算 以保证其有足够的强度和寿命 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 单位齿长的圆周力 P 2 b P 9 式中 P 单位齿长上的圆周力 mN P 作用在齿轮上的圆周力 N 按发动机最大转矩 maxe T和最大附着系数 两种工况进行计算 r G 2 B 从动齿轮的齿面宽 按发动机最大转矩计算时 2 b d iT p ge 2 10 2 3 max 10 467 20 28 2 40 10685 3 71 3 mN 式中 maxe T 发动机最大转矩 mN 变速器传动比 常取 挡及直接挡进行计算 g i 主动齿轮节圆直径 1 d 许用单位齿长上的圆周力 p 由 汽车车桥设计 表 3 32 查的 p 1429 则 p p 符合设计要求 mN 2 轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器的双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 为 w 2 mmN 2 JbzmK KKKT v msj w 2 0 3 102 11 409281 25 1 7715 0 1 5 1203102 3 本科生毕业设计 论文 19 230 28 700 a MP a MP 符合要求 式中 齿轮的计算转矩 j TmN 超载系数 见式 2 2 下说明 0 K 尺寸系数 反映材料性质的不均匀性 与齿轮尺寸及热处理有关 s K 当端面模数 m1 6 时 s K7715 0 4 25 9 4 25 44 m 载荷分配系数 1 00 1 10 m K m K 质量系数 对于汽车驱动桥齿轮 当轮齿接触良好 周节及径向跳 V K 动精度高时 可取 1 V K b 计算齿轮的齿面宽 z 计算齿轮的齿数 J 计算弯曲应力的综合系数 见 汽车车桥设计 图 3 111 图 3 116 按 重较小者计算时 汽车主减速器齿轮的许用弯曲应力为 700 按 je T j T a MP 计算时 许用弯曲应力为 210 9 破坏循环次数 6 jm T a MP 6 10 3 轮齿的接触强度计算 双曲面齿轮的计算接触应力 为 j a MP 2 j bJK KKKKT d C v fmsjp 3 01 1 102 12 937 0 C r的圆锥滚子轴承 7206E 本科生毕业设计 论文 23 验算 7206E 圆锥滚子轴承的寿命 Lh 2 tr r f C16667 nP 23 将各参数代入式 2 21 中 有 Lh 4151h 5000h 所选择 7206E 圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命 故选 7207E 轴承 经检验 能满足 轴承 B 轴承 C 轴承 D 轴承 E 强度都可按此方法得出 其强度均能够 满足要求 2 6 润滑 对于螺旋锥齿轮主减速器 可加注一般的齿轮油 但对于双曲面齿轮主减速 器 则必须加注双曲面齿轮油 加油孔应设在加油方便之处 放油孔应设在桥壳 最低处 为了防止桥壳内温度过高使气压过大而引起漏油 必须加装同期塞 差速器壳应开孔使润滑油进入 保证差速器齿轮和滑动表面的润滑 主动锥齿轮的后圆锥滚子轴承距从动齿轮较远 无法采用飞溅润滑 为此 在主减速器壳上设有油道 飞溅起的润滑油经油道 流到后轴承处 主动锥齿轮 的后轴承大端向外 有向外供油的作用 因而在该轴承外侧要有回油道口 使油 能流回桥壳 以保护油封不被破坏 2 7 主 从动锥齿轮轴承预紧度的装配预调整 主 从动锥齿轮轴的轴承 安装时都应具有一定的紧力 以消除轴承多余的 轴向间隙 平衡一部分前后轴承轴向负荷 1 主动锥齿轮轴承预紧度的装配与调整 主动锥齿轮轴承预紧度广泛使用调整垫片调整 本次设计一汽佳宝 AV6 车 采用这一形式 两轴承距离固定 只要增减两轴承内圈之间的距离来调整 增减 垫片的厚度即可改变两圆锥内权压紧后的距离 从而使轴承的预紧度得到调整 装配时 先将轴承外圈涂杀机油 压入轴承孔内 并将后轴承压入主动锥齿轮轴 颈上 装入轴承座壳内 依次装入调整垫片 轴承 万向节凸缘 平垫片 拧紧 锁螺母 检查轴承的预紧度 本科生毕业设计 论文 24 2 从动锥齿轮轴承预紧度的调整 一汽佳宝 AV6 车采用改变中间轴承盖下两边调整垫片的厚度来进行调整 将中间轴及轴承装入主减速器壳内 在装上调整垫片和轴承盖 拧紧轴承盖固定 螺钉 2 8 主 从动锥齿轮啮合印痕啮合间隙的调整 锥齿轮必须有正确的啮合印痕和啮合间隙才能正常工作和达到正常的使用寿 命 正确的啮合印痕和间隙是通过齿轮的轴向移动改变其相对位置来实现的 1 主动锥齿轮的调整 通过增减主动齿轮轴承座与主减速器壳之间的调整垫片厚度来调整 来使主 动齿轮相对从动齿轮向外或向里移动 2 从动齿轮的调整 从动锥齿轮的轴向位移的调整轴承预紧度的调整装置是共用的 在预紧度调 好后 只要将左右两侧的调整垫片从一侧调到另一侧 或左右侧的调整螺母一侧 松出多少另一侧等量紧进多少 就可以在保持轴承预紧度不变的情况下 达到啮 合状况调整的目的 本科生毕业设计 论文 25 第 3 章 差速器设计 3 1 差速器简介 汽车在行驶过程中 车轮与路面存在着两种相对运动状态 即车轮相对路面 的滚动和滑动 滑动将加速轮胎的磨损 增加转向阻力 增加汽车的动力消耗 因此 希望在汽车行驶过程中 尽量使车轮沿路面滚动而不是滑动 以减少车轮 与路面的滑磨现象 差速器是个差速传动机构 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 用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递 避 免轮胎与地面间打滑 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 当汽车转弯时 内外两侧在同一时间内要移动不同的距离 外轮移动的距离 比内轮移动的距离大 若两轮用一根轴刚性连接 即两轮只能以同一速度转动 则两轮要在同一时间内移动不同的距离 必然时边滚动边滑动 即使汽车在平路 上直线行驶 也难以避免车轮与路面的滑磨现象 为了消除不良现象 汽车左右 两侧的驱动轮分装两根半轴 并在两半轴之间安装差速器 差速器的功用就式在 向两半轴传递动力时 允许两半轴以不同的转速旋转 以满足各轮不等距行驶的 需要 从而满足汽车行驶运动学的要求 3 2 差速器的机构型式的选择 差速器的结构型式主要由普通对称圆锥行星齿轮差速器和防滑差速器 汽车 上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器 具有结构简单 质量较小等优点 应用广泛 因此几乎都采用了结构简单 工作平稳 制造方便的普通对称圆锥行 星齿轮差速器 本次设计的一汽佳宝 AV6 车辆采用也是 所以也采用对称圆锥 行星齿轮差速器 图 3 1 本科生毕业设计 论文 26 图 3 1 普通对称圆锥行星齿轮差速器 3 3 差速器齿轮主要参数的选择 由于差速器是安装在主减速器从动齿轮上 故在确定主减速器尺寸时 应考 虑差速器的安装 差速器的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮刀向轴承支座的 限制 1 行星齿轮数目的选择 货车和越野车多采用四个行星轮 轿车常采用两个行星齿轮 本次设计采用 2 个行星齿轮 2 行星齿轮球面半径的确定 B R 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 它就是行 B R 星齿轮的安装尺寸 实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距 在一定程度上表征 了差速器的强度 球面半径可根据经验公式来确定 3 3 jBB TKR 1 2 9 30 2 5 1203 式中 行星齿轮球面半径系数 2 52 2 99 对于有 4 个行星齿轮的 B K B K 轿车和公路载货汽车取小值 对于有 2 个行星齿轮的轿车以及越野汽车 矿用汽 车取大值 本科生毕业设计 论文 27 计算转矩 j TmN 确定后 根据下式预选其节锥距 B R 30 2 3 98 0 0 A 99 0 B R 2 3 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了得到较大的模数从而使齿轮有较高的强度 应使行星齿轮的齿数尽量小 但一般不少于 10 半轴齿轮的齿数采用 14 25 半轴齿轮与行星齿轮比多在 1 5 2 范围内 根据这一原则 选择行星齿轮齿数为 半轴齿轮齿数为12 1 z 20 2 z 在任何圆锥行星齿轮式差速器中 左右半轴齿轮的齿数 之和 必须 L z2 R z2 能被行星齿轮数目 n 所整除 否则不能安装 即应满足 整数 3 n zz RL22 3 满足要求 10 4 2020 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和半轴齿轮的节锥角 1 2 9638 30 20 12 arctanarctan 2 1 1 z z 3 4 0362 59 12 20 arctanarctan 1 2 2 z z 式中 为行星齿轮和半轴齿轮的齿数 1 z 2 z 再根据下式初步求出圆锥齿轮的端面模数 3 5 2 2 0 1 1 0 sin 2 sin 2 z A z A m 则取 2 5 5 29638 30sin 12 602 节圆直径 d 由下式求得 3 6 mzd 本科生毕业设计 论文 28 则 30125 2 11 mzd 50205 2 22 mzd 5 压力角 目前汽车差速器齿轮压力较大都选用的压力角 0322 6 行星齿轮安装孔直径及深度 Ld 的确定 行星齿轮安装孔直径与行星齿轮轴名义直径相同 而行星齿轮安装孔的深 度 L 就是行星齿轮在其轴上的支撑长度 通常取 3 51 1538 321 11 1 L 7 3 1 14 4 424691 1 106059 13237 1 1 10 33 0 nl T c 8 式中 差速器穿司的转矩 0 TmN n 行星齿轮数 l 行星齿轮支撑面中心点到锥顶的距离 20508 05 08 05 05 0 22 ddl 3 4 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核 1 差速器齿轮的几何尺寸计算 表 3 1 为汽车差速器用直齿锥齿轮的几何尺寸计算步骤 表 3 1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 单位 序号计算公式注释 112 1 z行星齿轮齿数 本科生毕业设计 论文 29 220 2 z半轴齿轮齿数 35 2 m 模数 409 9 F齿面宽 5 46 1 mhg 齿工作高 6 4 5210051 0 788 1 mh齿全高 73022 压力角 8 90 轴交角 9 30 11 mzd50 22 mzd节圆直径 10 9638 30arctan 2 1 1 z z 0362 5990 12 节锥角 11 2 30 sin2sin2 1 2 2 1 0 dd A 节锥距 126505 161416 3 mt周节 13 4080 1 21 hhh g 1130 3 370 0 430 0 2 1 2 2 m z z h 齿顶高 14 3570 1 788 1 11 hh0620 3788 1 22 hh齿根高 15 5210 0 188 0 2 hmhhc g 径向间隙 16 0222 0 arctan 0 1 1 A h 0502 0 arctan 0 2 2 A h 齿根角 17 5627 0 2101 0805 1 1202 面锥角 18 5182 0 111 R 9802 0 222 R 根锥角 19 3388 35cos2 11101 hdd 4488 51cos2 22202 hdd 外圆直径 20 3984 23sin 2 11 2 01 h d x 节锥顶点至齿轮外缘 距离 本科生毕业设计 论文 30 2756 14sin 2 22 1 02 h d x 21 3483 3 21 StS 5057 4 tan 2 212 mhh t S 理论弧齿厚 220 1620 齿侧间隙 23 4078 4 26 2 1 3 1 11 B d S SSx 2648 3 26 2 2 3 2 22 B d S SSx 弦齿厚 24 2568 3 4 cos 1 1 2 1 11 d S hhx 6826 4 4 cos 2 2 2 2 22 d S hhx 弦齿高 2 差速器锥齿轮强度计算 差速器齿轮的工作情况与主减速器齿轮不同 一是差速器的齿轮尺寸较小而 承受的载荷有较大 二是差速器齿轮并非经常处于啮合状态 只有在左右两车轮 转速不同时 行星齿轮才有自转运动 行星齿轮和半轴齿轮才有啮合运动 否则 行星齿轮只起等臂推力杆的作用 因此 对差速器齿轮主要进行弯曲强度计算 弯曲应力按下式计算 3 JmFzK KKTK v mS W 2 2 0 3 102 14 228 0 3 553106561 17715 0 1 9 360102 3 130 980 a MP a MP 式中 差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩 TmN 本科生毕业设计 论文 31 5 108 4 6 0 5 1203 6 0 n T T j mN 计算转矩 j T 差速器心齿轮数目 n 半轴齿轮齿数 2 z 见上式 2 12 下说明 0 K v K s K m KFm 计算汽车差速器轮齿弯曲应力的综合系数 由 汽车车桥设计 图 4 J 9 图 4 11 查取 按 两种计算转矩中心的较小者进行计算 弯曲应力不大于 je T j T 980 根据计算结果可知 设计符合要求 a MP 本科生毕业设计 论文 32 第 4 章 驱动半轴的设计 4 1 车轮传动装置简介 驱动半轴位于传动系的末端 其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将