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某型货车驱动桥三维设计 作 者 姓 名 孟德浩 指 导 教 师 张义民 单 位 名 称 机械工程与自动化 专 业 名 称 机械工程及自动化 东 北 大 学 2 2009 年 6 月 Three dimensional design of a wagon s drive shaft by Meng Dehao Supervisor Professor Zhang Yimin Northeastern University June 2009 I 毕业设计 论文 任务书 毕业设计 论文 题目 毕业设计 论文 题目 某型货车驱动桥三维设计某型货车驱动桥三维设计 设计设计 论文论文 的基本内容 的基本内容 1 汽车总质量 5000kg 发动机最大扭矩 180N M 变速器一档传 动比 5 595 分动器传动比 1 66 驱动桥上总负荷 29000N 车轮 上工作半径 400mm 轮距 1400mm 按一级主传动器设计 2 进行总体方案分析 总体参数设计 完成总体设计全部内容 3 进行零部件设计和校核计算 标准件选择和校核等 4 完成该驱动桥总体和零部件三维设计 进行装配和运动仿真并 画出装配图 5 撰写毕业设计说明书 6 翻译外文文献 毕业设计 论文 专题部分 毕业设计 论文 专题部分 题目 题目 设计或论文专题的基本内容 设计或论文专题的基本内容 学生接受毕业设计 论文 题目日期学生接受毕业设计 论文 题目日期 第第 周周 指导教师签字 指导教师签字 2009 年年 月月 日日 东北大学毕业设计 论文 摘要 II 某型货车驱动桥三维设计 摘 要 汽车的驱动桥位于传动系的末端 其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传 来的转矩 将转矩分配给左 右驱动车轮 同时驱动桥还要承受作用于路面和车架或 承载式车身之间的力和力矩 汽车车桥的结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐 久性有重要影响外 也对汽车的行驶性能如动力性 经济性 平顺性 通过性 机动 性和操作稳定性等有直接影响 本文按照给定的参数要求进行了货车驱动桥的设计 驱动桥主要由以下四部分组 成 主减速器 差速器 驱动车轮的传动装置和桥壳 本文首先确定了主要部件的结 构型式和主要设计参数 然后参考类似驱动桥的结构 确定出总体设计方案并对驱动 桥各个部分进行了设计计算和强度校核 由于驱动桥结构复杂 涉及的知识比较多 所以本文只是对本课题采用的结构进 行了介绍 本文应用了三维设计软件 SolidWorks SolidWorks 是一套具有基本特征的 参变量式机械设计软件 借助其强大的设计功能 本课题在完成了设计计算和强度校 核以后 对驱动桥各个部件进行了三维建模 并成功进行了装配和运动仿真 装配的 过程中对各个部分进行了调整 补充完善了当初的设计 同时通过三维建模和运动仿 真也验证了设计计算的正确性 关键词 关键词 货车驱动桥 单级主减速器 三维设计 SolidWorks 东北大学毕业设计 论文 Abstract III Three dimensional design of a wagon s drive shaft Abstract Drive shaft of the automobile lies in the end of the drive line and its basic function is that it can increase the torque which is transmitted from the transmission shaft or directly from the gearbox and allocate the torque to the left and the right drive wheels At the same time the drive shaft also undertakes the force and torque which is from the road or between the frame and the integral body Not only does the structure and the design parameter of the drive shaft has great influence on the reliability and durability of the automobile but also it has direct influence on the exercise performance of the automobile such as power performance economical efficiency ride flexibility and operational stability etc In this paper a wagon s drive shaft is designed in accordance with the given parameters The drive shaft is mainly made up of the following four parts the main retarder the differential the gearing of the drive wheels and the housing of the drive shaft Firstly the paper give the structure and the main design parameters of the major components secondly with reference to the structure of similar drive shaft a blue print of the collectivity design is put forward various parts of the drive shaft are designed and the strength check is made Due to the complexity of the structure and the knowledge it involves this paper mainly introduce the relational structure adopted in this paper In this paper three dimensional design software Solidworks is used Solidworks is a parameter mechanical design software with basic characteristics Upon completion of the design and strength check the three dimensional modeling of the various parts of the drive shaft is established with the software s strong design capabilities and the assembly and motion simulation is carried on Various parts of the drive shaft have been adjusted to complement the original design At the same time the three dimensional modeling and motion simulation verify the validity of the design Key words Wagon s drive shaft Single reduction main retarder Three dimensional design SolidWorks 东北大学毕业设计 论文 目录 IV 目录 毕业设计 论文 任务 书 I 摘 要 II ABSTRACT 第一章 绪 论 1 1 1 设计背 景 1 1 2 国内外研究现状 发展动 态 1 1 3 本课题的目的和意 义 2 1 3 1 本课题的目 的 2 1 3 2 本课题的意 义 2 1 4 设计总体思 路 2 第二章 总体方案分 析 4 2 1 驱动桥概 述 4 2 2 驱动桥结构形式及选 择 5 2 2 1 驱动桥结构形式简 介 5 东北大学毕业设计 论文 目录 V 2 2 2 本课题采用的驱动桥结构简 介 7 第三章 主减速器的设 计 9 3 1 主减速器的结构形 式 9 3 1 1 主减速器的齿轮类 型 9 3 1 2 主减速器的减速形 式 9 3 1 3 主减速器主 从动锥齿轮的支承形 式 9 3 2 主减速器的基本参数选择与设计计 算 11 3 2 1 主减速比 0 i的确 定 11 3 2 2 主减速器计算载荷的确 定 12 3 2 2 主减速器基本参数的选 择 13 3 3 减速器螺旋锥齿轮的强度计 算 16 3 3 1 齿轮的损坏形式及许用应 力 16 3 3 2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计 算 18 3 4 主减速器齿轮的材料及热处 理 22 2 2 6 主减速器轴承的计 算 23 第四章 差速器设 计 29 4 1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原 理 29 4 2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结 构 30 4 3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设 计 31 4 3 1 差速器齿轮的基本参数的选 东北大学毕业设计 论文 目录 VI 择 31 4 3 2 差速器齿轮的几何计 算 33 4 3 3 差速器齿轮的强度计 算 34 第五章 半轴的设计计 算 36 5 1 全浮式半轴计算载荷的确 定 36 5 2 半轴材料的选 择 37 5 3 全浮式半轴的杆部直径的初 选 37 5 4 全浮式半轴的强度计 算 37 5 5 半轴花键的强度计 算 38 第六章 驱动桥壳的设 计 40 6 1 桥壳的结构型式及选 择 40 6 2 桥壳的受力分析与强度计 算 42 6 2 1 桥壳的静弯曲应力计 算 43 6 2 2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计 算 44 6 2 3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计 算 44 6 2 4 汽车紧急制动时的桥壳强度计 算 46 总结与展 望 49 参考文 献 50 东北大学毕业设计 论文 目录 VII 结束 语 51 英文翻 译 52 东北大学毕业设计 论文 第一章 绪 论 1 第一章 绪论 1 1 设计背景 新中国成立以前 我国没有汽车制造工业 自 1953 年在长春兴建第一汽车制造广 以下简称 一汽 1956 年制造出第一辆 解放 牌运输车 宣告了中国不能生产 汽车历史的结束 中国汽车行业到现在已经获得了长足发展 现在中国汽车工业已成为世界汽车工业的重要组成部分 改革开放 20 年来 与国 际上各大汽车及零部件制造商相继建立了 600 余家中外合资企业 积累了资本 200 多 亿美元 引进了 1000 多项汽车技术 绝大部分都与国外处于同等水平 2002 年 汽车 进出口贸易总额达 100 亿美元 占世界汽车市场的 1 20 的份额 2010 年我国汽车产量 的目标是 600 万辆 占世界汽车市场的 1 10 若按 5 的增长率计算 2020 年我国的 汽车产量将达到 1000 万辆 将占世界汽车市场的 1 5 中国的汽车工业将由生产大国 走向强国 同时 不可否认的是 国内汽车产业的现状离产业政策的目标还有相当的距离 自 1994 年 汽车工业产业政策 颁布并执行以来 国内汽车产业结构有了显著变化 企业规模效益有了明显改善 产业集中度有了一定程度提高 但是 长期以来困扰中 国汽车产业发展的散 乱和低水平重复建设问题 还没有从根本上得到解决 多数企 业家预计 在新的汽车产业政策的鼓励下 将会有越来越多的汽车生产企业按照市场 规律组成企业联盟 实现优势互补和资源共享 中国要发展自己的汽车工业 成为世界汽车制造强国 不仅要引进发达国家的产 品和设备等先进技术 还要加强技术引进后的消化吸收和二次开发 通过不断地学习 和积累 尽快掌握汽车设计开发技术和工艺装备制造技术 以及先进的管理经验 从 而形成自主的技术开发能力 实现我国汽车工业持续 稳定地自主发展 1 2 国内外研究现状 发展动态 汽车驱动桥是汽车的重要总成 驱动桥设计是汽车设计的重要组成部分之一 目 前国内外驱动桥设计出现了一下一些变化 1 主要部件和功能向驱动桥的中部集中 有些厂家开始把主减速器 制动器和行星减速机构等集合在桥的中部 但其优点 尚待考证 东北大学毕业设计 论文 第一章 绪 论 2 2 桥壳采用球墨铸铁 以提高整桥外观质量 桥壳采用球墨铸铁 加工成本低 其铸造及加工后的外观质量均比现在大多采用 的铸钢桥有了很大的提高 3 适应特种要求的多功能驱动桥 为适应主机产品的特殊要求 驱动桥产品供应厂家设法在桥上增加引进了一些特 殊功能 自动充气功能 超载报警功能 增添转向油缸功能等 增加了驱动桥产品的 适应性 1 3 本课题的目的和意义 1 3 1 本课题的目的 驱动桥设计是汽车设计的重要组成部分 通过本课题可以让我更加了解汽车的设 计过程 增强对汽车驱动桥的认识 同时也可以综合运用一下四年来所学的专业知识 完成设计并且把设计的成果通过图纸和三维模型展现出来 1 3 2 本课题的意义 1 通过对汽车驱动桥的学习和设计实践 可以锻炼查阅收集资料并进行实际设计 操作的能力 掌握机械设计的方法和过程 2 通过对汽车驱动桥的学习和设计实践 可以更好的学习并掌握现代汽车设计与 机械设计的全面知识和技能 3 通过对汽车驱动桥结构的研究并查阅了解多种三维制图软件 熟练掌握及操作 三维设计软件 SolidWorks 利用已掌握的机械制图技能利用三维软件完成汽车 驱动桥结构设计 1 4 设计总体思路 本课题通过给定的参数 首先进行了总体方案分析 确定出了驱动桥的各个部分 的结构型式 然后按驱动桥的四个主要部分分别进行了详细设计和校核 确定出了驱 动桥各个部分的主要参数 确定出参数后 用 SolidWorks 进行了各个零部件的三维建 模和装配 三维建模完成后 又根据三维模型画出了二维装配图 同时在画二维装配 图的过程中对三维模型中的不合理之处进行了修改 当一切完成之后 对驱动桥进行 了运动仿真 通过动画形式更好的展示设计的产品 具体设计思路和流程如下图所示 东北大学毕业设计 论文 第一章 绪 论 3 总体方案分析 设计计算和强度校核 二维图纸 运动仿真 三维建模和装配 修改 搜集资料 图 1 1 设计流程图 东北大学毕业设计 论文 第二章 总体方案分析 4 第二章 总体方案分析 2 1 驱动桥概述 汽车的驱动桥位于传动系的末端 其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传 来的转矩 将转矩分配给左 右驱动车轮 并使左 右驱动车轮具有汽车行驶运动学 所要求的差速功能 同时 驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载式车身之间的铅 垂力 纵向力和横向力及其力矩 在一般的汽车结构中 驱动桥包括主减速器 差速器 驱动车轮的传动装置及桥 壳等部件 汽车的动力传递路线如下 发动机 曲轴 离合器 变速器 或分 动器 万向传动装置 主减速器 差速器 左右半轴 轮毂 驱动轮 下图表 示了发动机前置后轮驱动传动系的结构 图 2 1 发动机前置后轮驱动传动系 主传动器的作用是增大扭矩和改变扭矩的传递方向 差速器是使驱动车轮在转弯 或不平道路上行驶时以不同的角速度旋转驱动 桥壳 指非独立悬架 把汽车的重量 传到车轮并将作用在车轮上的各种力传到悬架及车架 同时 驱动桥壳又是主传动器 差速器和车轮传动装置的外壳 半轴的功用在于将扭矩从差速器传递到车轮 各部件 作用虽然不同 但其目的是一个保证驱动力的实现和驱动力能更好的发挥 因此驱动桥 的设计 其主要任务就在于正确地确定上述机件的结构型式并成功地组成一个整体 对于载货汽车和越野汽车来说 由于它们常常会遇到坎坷不平的坏路面 特别是 越野汽车有时还要通过无路地区 为了避免驱动桥与地面或其上的凸起物相碰撞而使 东北大学毕业设计 论文 第二章 总体方案分析 5 零件损坏或使汽车受阻 驱动桥 尤其是其中部安装主减速器处的轮廓尺寸不应太大 使之有足够的离地间隙 以满足汽车在通过性方面的要求 随着发动机转速及汽车行驶速度的提高 降低汽车的噪声已成为汽车设计中的一 个重要课题 驱动桥的噪声主要来自齿轮及其他传动机件 提高齿轮及其他传动零件 的加工精度 装配精度 增强齿轮的支承刚度 采用运转平稳 无噪声的双曲面齿轮 作主减速器齿轮 当高通过性汽车选用牙嵌式自由轮差速器时采用消声环结构 增强 桥壳及主减速器壳的刚度以避免其受载变形后破坏齿轮的正确啮合 等等 都是降低 驱动桥工作噪声的有效措施 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 在结构设计中日益朝着 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 桥 壳的刚度对主减速器齿轮的啮合状况及其他传动机件尤其是半轴的工作状况有很大影 响 驱动桥应有足够的强度和刚度 以保证汽车在大修里程内除允许更换油封外 驱 动桥的其他零件能可靠地工作 驱动桥桥壳及其他基本零件应能无更换且有效地工作 到汽车报废为止 综合分析可知 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 齿轮及其他传动件工作平稳 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 以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和 力矩 在此条件下 尽可能降低质量 尤其是簧下质量 减少不平路面的冲击 载荷 提高汽车的平顺性 6 与悬架导向机构运动协调 7 结构简单 加工工艺性好 制造容易 维修 调整方便 2 2 驱动桥结构形式及选择 2 2 1 驱动桥结构形式简介 驱动桥分为非断开式和断开式两种 本文重点讨论的是采用非独立悬架的非断开 东北大学毕业设计 论文 第二章 总体方案分析 6 式驱动桥 这种驱动桥的示意图见图 2 2 图 2 2 非断开式驱动桥示意图 非断开式驱动桥按总体布置型式又可分为以下两种 1 普通非断开式驱动桥 普通非断开式驱动桥 由于结构简单 造价低廉 工作可靠 广泛应用在各种载 货汽车 客车和公共汽车上 在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构 它们 的具体结构 特别是桥壳结构虽然各不相同 但是有一个共同特点 即桥壳是一根支 承在左右驱动车轮上的刚性空心梁 主减速器 差速器及半轴等传动部件均安装在其 中 这时整个驱动桥均属于簧下质量 桥壳经纵置钢板弹簧与车架或车厢相联 图 2 3 普通非断开式驱动桥 2 带有摆动半轴的非断开式驱动桥 又称 de Dion 桥 其特点是主减速器与差速器总成悬置于车架横梁或车箱底梁上 东北大学毕业设计 论文 第二章 总体方案分析 7 使驱动桥的簧下质量显著减少 摆动半轴各由一对万向节和带有滚柱或钢球的伸缩花 键幅组成 以适应车轮上 下跳动 而左 右轮毂则由一管式横梁联成一体 虽仍为 非独立悬架驱动桥 但其结构特点使汽车的行使平顺性显著提高 车轮的接地性 汽 车的行使稳定性也得到改善 但其结构复杂 造价高 还有主减速器装在车体上引起 的隔音 振动问题 故这种结构只用于赛车及部分高级轿车上 16 图 2 4 带有摆动半轴的非断开式驱动桥 de Dion 式驱动桥 1 主减速器及差速器总成 2 管式横梁 3 摆动式半轴 4 花键式滑动联轴节及其护套 5 支架 驱动桥壳内装有润滑油 以润滑主传动齿轮 差速器齿轮和轴承 润滑型式是飞 溅润滑 当主动齿轮支撑在一对圆锥滚柱轴承上时 由于润滑油必须从轴承滚柱小头 流入大头 因此在壳体上应有通入两轴承之间的油道 2 2 2 本课题的驱动桥结构简介 图 2 5 驱动桥整体三维造型 结合本课题的已知条件 参考各结构形式的优缺点 本课题选用单级主减速器 齿轮选用螺旋锥齿轮 差速器选用对称式圆锥行星齿轮差速器 半轴选用全浮式半轴 东北大学毕业设计 论文 第二章 总体方案分析 8 驱动桥壳选用整体式桥壳 这里只是给出了本课题的所采用的主要结构形式 具体的 原因将在以后各章详细论述 图 2 5 图 2 7 是本课题所设计的三维模型 图 2 6 驱动桥 去掉桥壳和主减速壳 图 2 7 驱动桥差速器 东北大学毕业设计 论文 第三章 主减速器的设 计 9 G 第三章 主减速器的设计 3 1 主减速器的结构形式 主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型 主动齿轮和从动齿轮的安置方法 以及减速形式的不同而异 3 1 1 主减速器的齿轮类型 主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮 双曲面齿轮 圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式 螺旋 锥齿轮传动如图 3 1 所示 其主 从动齿轮的轴线垂直交于一点 由于轮齿端面重叠的 影响 至少有两个以上的轮齿同时啮合 因此可以承受较大的负荷 加之其轮齿不是 在齿的全长上同时啮合 而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端 所以工作 平稳 噪声和振动小 而螺旋锥齿轮还存在一些缺点 比如对啮合精度比较敏感 双 齿面齿轮传动如图 3 2 所示 其特点是主 从动齿轮的轴线不相交而呈空间交叉 其空 间交角也都采用 90 交角 主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移 称为 上偏置或下偏置 相对来说 双齿面齿轮有更好的强度和刚度 但是螺旋锥齿轮与双 曲面锥齿轮相比 具有较高的传动效率 可达 99 另外如果螺旋锥齿轮的螺旋角与 相应的双曲面主 从动齿轮螺旋角的平均值相同 则双曲面主动齿轮的螺旋角将比螺 旋锥齿轮的大 而双曲面从动齿轮的螺旋角将比螺旋锥齿轮的小 因而双曲面主动齿 轮的轴向力将比螺旋锥齿轮的大 而从动齿轮的轴向力将较小 综合考虑 本课题选 用螺旋锥齿轮 3 1 2 主减速器的减速形式 为了满足不同的使用要求 主减速器的结构形式也是不同的 按参加减速传动的齿轮副数目分 有单级式主减速器和双级式主减速器 双速主 减速器 双级减速配以轮边减速器等 双级式主减速器应用于大传动比的中 重型汽 车上 若其第二级减速器齿轮有两副 并分置于两侧车轮附近 实际上成为独立部件 则称轮边减速器 单级式主减速器应用于轿车和一般轻 中型载货汽车 单级主减速 器由一对圆锥齿轮组成 具有结构简单 质量小 成本低 使用简单等优点 根据任 务书 本课题采用单级主减速器 东北大学毕业设计 论文 第三章 主减速器的设 计 10 3 1 3 主减速器主 从动锥齿轮的支承形式 1 主动锥齿轮的支承形式 在壳体结构及轴承型式已定的情况下 主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法 对其支承刚度影响很大 这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一 现代汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种 1 悬臂式 2 骑马式 如下 图所示 图 3 1 主动锥齿轮悬臂式支撑方式 图 3 2 主动锥齿轮骑马式支撑方式 当主动锥齿轮采用骑马式支撑时 它的支撑刚度可以大大增强 此外 由于齿轮 大端一侧轴颈上的两个圆锥滚子轴承之间的距离很小 可以缩短主动锥齿轮轴的长度 使布置更紧凑 并可减小传动轴夹角 有利于整车布置 考虑到本课题所设计的为货 车 转矩较大 因此主动锥齿轮选用骑马式支撑方式 装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承 多采用两个可以预紧以增加支承刚度的圆锥滚 子轴承 其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承 其后部紧靠齿轮背面的 东北大学毕业设计 论文 第三章 主减速器的设 计 11 那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承 骑马式支承时 装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承一 般称为导向轴承 导向轴承都采用圆柱滚子式 并且内外圈可以分离 有时不带内圈 以利于拆装 图 3 3 骑马式主动锥齿轮 2 从动锥齿轮的支承形式 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朝内相向 小端 朝外相背 从动锥齿轮与差速器壳之间的联接及支承刚性往往是一个薄弱环节 改进 的有效措施是在支承从动锥齿轮的凸缘上设置径向加强筋 加强筋一般不应少于 6 条 而且应一直延伸到差速器轴承座的附近 3 2 主减速器的基本参数选择与设计计算 3 2 1 主减速比 的确定 0 i 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 0 i 系的总传动比 一起由整车动力计算来确定 i 对于货车汽车来说 可以稍微用降低最高车速的方法来得到足够的功率储备 主 减速器传动比一般按 3 1 选取 3 1 LBFHgHa pr iiiv nr i max 0 472 0 377 0 式中 车轮的滚动半径 m r r 东北大学毕业设计 论文 第三章 主减速器的设 计 12 最大功率时的发动机转速 r min 取为 5000r min p n 汽车的最高车速 km h 取 85 km h maxa v 变速器最高档传动比 通常取 1 gh i 分动器或加力器高档传动比 FH i 轮边减速器的传动比 此取为 1 LB i 166 1 185 50004 0 472 0 377 0 0 i690 6 344 5 本课题参考其它货车的参数 结合已知的数据 选 i0为 5 625 3 2 2 主减速器计算载荷的确定 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 ce T 3 1 nKiTT T o TL ece max mN 式中 发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比 TL i 在此取 TL i625 5 66 1 595 5 发动机的输出的最大转矩 此取 180 maxeTmN 传动系上传动部分的传动效率 在此取 0 9 T 该汽车的驱动桥数目 n 由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数 对于一般的载货汽车 oK 矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取 1 0 当性能oK 系数 0 时可取 2 0 pfoK max 195 0 16 100 1 e Ta p T GG f 当时 取 fp 0 16 195 0 max e Ta T GG 汽车满载总质量 49000N aGaG8 95000 由以上各参数可求Tce 4231 71Tce 2 9 00 1243 52180 mN 2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩csT 东北大学毕业设计 论文 第三章 主减速器的设 计 13 3 3 LBLBr irGTcs 2mN 式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷 在此后桥承载 29000N2G 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 1 25 车轮的滚动半径 0 4m r r 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 LB LB i 率和传动比 0 99 由于没有轮边减速器取 1 0 LB LB i 所以 9959 60 LBLBr csirGT 2 0 199 0 4 085 0 29000 mN 3 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 cf T 对于公路车辆来说 使用条件较非公路车辆稳定 其正常持续的转矩根据所谓的 平均牵引力的值来确定 3 4 mN PHR LBLB rTa cffff ni rGG T 式中 汽车满载时的总重量 N aG 所牵引的挂车满载时总重量 N 但仅用于牵引车的计算 TG 道路滚动阻力系数 对于载货汽车可取 0 015 0 020 在此取 0 020 Rf 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数 对于载货汽车可取 0 05 0 09 在 Hf 此取 0 09 汽车的性能系数 在此取 0 pf n 见式 3 1 3 3 下的说明 LB LB i 所以 PHR LBLB rTa cffff ni rGG T 1088 89 009 0 020 0 299 0 1 4 049000 mN 式 3 1 式 3 4 参考 汽车车桥设计 1 式 3 10 式 3 12 东北大学毕业设计 论文 第三章 主减速器的设 计 14 3 2 2 主减速器基本参数的选择 主减速器锥齿轮的主要参数有主 从动齿轮的齿数和 从动锥齿轮大端分度 1 z 2 z 圆直径 端面模数 主从动锥齿轮齿面宽和 中点螺旋角 法向压力角 2 D t m1b2b 等 1 主 从动锥齿轮齿数和 1 z 2 z 选择主 从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素 1 为了磨合均匀 和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轮齿弯曲强度 主 从动齿轮齿数和应不小 于 40 3 为了啮合平稳 噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于 6 1 z 4 主传动比较大时 尽量取得小一些 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 根据以上要求参考 汽车车桥设计 1 中表 3 12 表 3 13 取 8 1 z 45 53 40 满足条件 2 z 1 z 2 z 2 从动锥齿轮大端端面模数 m 对于单级主减速器 增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙 减小又会影响跨 2 d 2 d 置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装 本课题以 挡传递时 节圆直径应大于或等于以下两式算得数值中的较小 maxe T 2 d 值 即 cm 01max2 346 0iiTd ge cm r rGd 22 85 0 346 0 式中 发动机最大转矩 maxe TmN 变速器 挡传动比 1g i 主减速器 0 i 汽车在驱动桥处的称重 N 在此取 29000N 2 G 轮胎的滚动半径 m r r 3 5 东北大学毕业设计 论文 第三章 主减速器的设 计 15 经计算取 270mm 2 d 则 270 45 6 t m 2 d2zmm 根据 来校核 6 选取的是否合适 其中 0 3 0 4 m 3 cmTKsmmK 此处 0 3 0 4 4 83 6 44 满足条件 m 3 71 4231 因此 270mm 6 2 dm 3 主 从动锥齿轮齿面宽和 1 b 2 b 对于从动锥齿轮齿面宽 推荐不大于节锥的 0 3 倍 即 而且 2 b2A223 0Ab 应满足 对于汽车主减速器螺旋锥齿轮推荐采用 2bmb102 0 155 270 41 85 取为 4222155 0 Db mmmm 一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大 使其在大齿轮齿面两端都超出 一些 通常小齿轮的齿面加大 10 较为合适 在此取 45 1bmm 齿面宽过大和过小 都会降低齿轮的强度和寿命 齿面宽大于上述规定 不但不 能提高齿轮的强度和耐久性 还会给制造带来困难 因为齿面宽的加大只能从延长小 端着手 轮齿延长的结果使小端齿沟变窄 结果使切削刀头的顶面宽或刀盘刀顶距过 窄及刀尖的四角过小 这样不但减小了齿根圆角半径从而加大了应力集中 还降低了 刀具的使用寿命 1 4 中点螺旋角及齿轮螺旋方向 螺旋角沿齿宽是变化的 轮齿大端的螺旋角最大 轮齿小端螺旋角最小 螺旋锥 齿轮副的中点螺旋角是相等的 选时应考虑它对齿面重合度 轮齿强度和轴向力 大小的影响 越大 则也越大 同时啮合的齿越多 传动越平稳 噪声越低 而 且轮齿的强度越高 应不小于 1 25 在 1 5 2 0 时效果最好 但过大 会导致轴 向力增大 汽车主减速器螺旋锥齿轮的平均螺旋角范围为 35 40 载货汽车通常取 35 主 从动锥齿轮的螺旋方向是相反的 螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受 的轴向力的方向 当变速器挂前进挡时 应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向 这 样可使主 从动齿轮有分离的趋势 防止轮齿因卡死而损坏 所以主动锥齿轮选择为 东北大学毕业设计 论文 第三章 主减速器的设 计 16 左旋 从锥顶看为逆时针运动 从动锥齿轮为右旋 从锥顶看为顺时针 驱动汽车前 进 5 法向压力角 加大压力角可以提高齿轮的强度 减少齿轮不产生根切的最小齿数 但对于尺寸 小的齿轮 大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小 并使齿轮的端面重叠系数下降 一般对于主减速器螺旋锥齿轮来说 载货汽车通常选用 20 的压力角 3 2 3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 由于本课题螺旋锥齿轮是借助 GearTrax2007 软件生成的 其要求输入的参数为模 数 螺旋角 螺旋方向 齿数 齿面宽和齿侧间隙 其余参数自动计算得到 所以可 直接得到螺旋锥齿轮的几何尺寸参数 数值如下表 表 3 1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸 序号项目计算结果 1 主动齿轮齿数 81z 2 从动齿轮齿数 452z 3 端面模数 6mmm 4 齿面宽 45 42 1b2b 5 法向压力角 20 6 轴交角 90 7 节圆直径108 480 1d2d 8 外圆直径 62 5047mm 270 9920mm 01 d 02 d 9 齿顶高 7 3660mm 2 8340mm 1 h 2 h 10 齿根高 3 9620mm 8 4940mm 1 h 2 h 11 径向变位系数 0 8mm 0 8mm 1 2 12 齿全高 11 3280mm 11 3280mm 1 h 2 h 13 周节 t 18 8496mm 14 节锥角 10 0806 79 9194 1 2 15 面锥角 13 6245 81 5745 01 02 16 根锥角 8 4255 76 3746 1R 2R 17 齿厚 8 7831mm 9 7345mm 1 s 2 s 东北大学毕业设计 论文 第三章 主减速器的设 计 17 18 齿侧间隙 0 1660mm 19 螺旋角 35 3 3 减速器螺旋锥齿轮的强度计算 在完成主减速器齿轮的几何计算之后 应对其强度进行计算 以保证其有足够的 强度和寿命以及安全可靠性地工作 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 3 3 1 齿轮的损坏形式及许用应力 齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断 齿面点蚀及剥落 齿面胶合 齿面磨损等 它们的主要特点及影响因素分述如下 1 轮齿折断 主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断 折断多数从齿根开始 因为齿根处齿轮的弯曲应力最大 1 疲劳折断 在长时间较大的交变载荷作用下 齿轮根部经受交变的弯曲应力 如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限 则首先在齿根处产生初始的裂纹 随着 载荷循环次数的增加 裂纹不断扩大 最后导致轮齿部分地或整个地断掉 在开始出 现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处 在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦 形成 了一个光亮的端面区域 这是疲劳折断的特征 其余断面由于是突然形成的故为粗糙 的新断面 2 过载折断 由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求 或由于偶然性 的峰值载荷的冲击 使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围 而引起轮齿的一次性 突然折断 此外 由于装配的齿侧间隙调节不当 安装刚度不足 安装位置不对等原 因 使轮齿表面接触区位置偏向一端 轮齿受到局部集中载荷时 往往会使一端 经 常是大端 沿斜向产生齿端折断 各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面 为了防止轮齿折断 应使其具有足够的弯曲强度 并选择适当的模数 压力角 齿高及切向修正量 良好的齿轮材料及保证热处理质量等 齿根圆角尽可能加大 根 部及齿面要光洁 2 齿面的点蚀及剥落 齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一 约占损坏报废齿轮的 70 以 上 它主要由于表面接触强度不足而引起的 东北大学毕业设计 论文 第三章 主减速器的设 计 18 1 点蚀 是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果 由于接触区产生很 大的表面接触应力 常常在节点附近 特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始 形 成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑 形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀 一般 首先产生在几个齿上 在齿轮继续工作时 则扩大凹坑的尺寸及数目 甚至会逐渐使 齿面成块剥落 引起噪音和较大的动载荷 在最后阶段轮齿迅速损坏或折断 减小齿 面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法 为此可增大节圆直径及增大螺旋角 使齿面的曲率半径增大 减小其接触应力 在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种 办法 2 齿面剥落 发生在渗碳等表面淬硬的齿面上 形成沿齿面宽方向分布的较点蚀 更深的凹坑 凹坑壁从齿表面陡直地陷下 造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不 够 例如渗碳齿轮表面层太薄 心部硬度不够等都会引起齿面剥落 当渗碳齿轮热处 理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时 则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿 轮心部剥落下来 3 齿面胶合 在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下 或润滑冷却不良 油膜破坏形 成金属齿表面的直接摩擦时 因高温 高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的 表面损坏现象和擦伤现象称为胶合 它多出现在齿顶附近 在与节锥齿线的垂直方向 产生撕裂或擦伤痕迹 轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定 减小胶合现 象的方法是改善润滑条件等 4 齿面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动 研磨或划痕所造成的损坏现象 规定范围内的正常磨 损是允许的 研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒 装配中带入的杂物 如未清除 的型砂 氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损 应予避免 汽车主减速器及 差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防 止不正常磨损的有效方法 汽车驱动桥的齿轮 承受的是交变负荷 其主要损坏形式是疲劳 其表现是齿根 疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落 在要求使用寿命为 20 万千米或以上时 其循环次 数均以超过材料的耐久疲劳次数 因此 驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过 210 9N mm2 表 3 2 给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值 东北大学毕业设计 论文 第三章 主减速器的设 计 19 表 3 2 汽车驱动桥齿轮的许用应力 N mm2 计算载荷计算载荷 主减速器齿轮的主减速器齿轮的 许用弯曲应力许用弯曲应力 主减速器齿轮的主减速器齿轮的 许用接触应力许用接触应力 差速器齿轮的差速器齿轮的 许用弯曲应力许用弯曲应力 按式 按式 3 13 1 式 式 3 3 计算出的最大 计算出的最大 计算转矩计算转矩 中的较小者中的较小者 ce T cs T 7002800980980 按式 按式 3 4 计算出的平均计算转矩 计算出的平均计算转矩 cf T 210 9210 917501750210 9210 9 实践表明 主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷 即平均计算转矩 有 关 而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大 汽车驱动桥的最大输出转矩 和最大附着转矩并不是使用中的持续载荷 强度计算时只能用它来验算最大应力 ce T cs T 不能作为疲劳损坏的依据 3 3 2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 1 单位齿长上的圆周力 在现代汽车的设计中 由于材质及加工工艺等制造质量的提高 单位齿长上的圆 周力有时提高许用数据的 20 25 下述两种方法计算用的单位齿长上的许用圆周 力 p 都为 1865 mmN 在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性 常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿 长圆周力来估算 即 3 6 2b P p mmN 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 TrrG 2 种载荷工况进行计算 N 从动齿轮的齿面宽 在此取 42mm 2b 按发动机最大转矩计算时 3 7 2 1 3 max 2 10 b d iT p ge mmN 式中 发动机输出的最大转矩 maxeT 变速器的传动比 gi 主动齿轮节圆直径 1d 东北大学毕业设计 论文 第三章 主减速器的设 计 20 按上式 p 0 829 42 2 48 10 2 66 1 595 5 180 3 pmmN 按最大附着力矩计算时 3 8 2 2 3 2 2 10 b d rG p r mmN 式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷 对于后驱动桥还应考虑2G 汽车最大加速时的负荷增加量 N 轮胎与地面的附着系数 在此取 0 85 轮胎的滚动半径 m rr 按上式 1739 p 42 2 270 104 085 0 29000 3 pmmN 2 轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 3 9 JbzmK KKKT v ms j 2 0 3 102 2 mmN 式中 该齿轮的计算转矩 N m j T 超载系数 0K 尺寸系数 反映材料的不均匀性 与齿轮尺寸和热处理有关 sK 当 mm 时 在此 0 697 6 1 4 4 25 m Ks 4 4 25 6 sK 载荷分配系数 当两个齿轮均用骑马式支承型式时 1 00 1 1 mKmK 当一个齿轮用骑马式支承时取 1 10 1 25 支承刚度大时取小值 质量系数 对于汽车驱动桥齿轮 当齿轮接触良好 周节及径向跳动精vK 度高时 可取 1 0 计算齿轮的齿面宽 mm b 计算齿轮的齿数 z 端面模数 mm m 计算弯曲应力的综合系数 或几何系数 它综合考虑了齿形系数 载荷J 东北大学毕业设计 论文 第三章 主减速器的设 计 21 作用点的位置 载荷在齿间的分布 有效齿面宽 应力集中系数及惯性 系数等对弯曲应力计算的影响 计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周 力与中点端面模数 今用大端模数 而在综合系数中进行修正 按下图 选取 从动齿轮 0 181 J 图 3 4 弯曲计算用综合系数 J 按 较小者计算时 j T ce T cs T 479 0 N 210 9 181 0 645421 1697 0171 4231102 2 3 2 2 mm 2 mmN 按平均计算转矩计算时 j T cf T 123 25 N 8 时 为 29 45HRC 由于新齿轮接触和润滑不良 为了防止在运行初期产生胶合 咬死或擦伤 防止 早期的磨损 圆锥齿轮的传动副 或仅仅大齿轮 在热处理及经加工 如磨齿或配对 研磨 后均予与厚度 0 005 0 010 0 020mm 的磷化处理或镀铜 镀锡 这种表面不 应用于补偿零件的公差尺寸 也不能代替润滑 2 2 6 主减速器轴承的计算 1 锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮在工作过程中 相互啮合的齿面上作用有一法向力 该法向力可分解为沿 齿轮切向方向的圆周力 沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力 为计算作用在齿轮的圆周力 首先需要确定计算转矩 汽车在行驶过程中 由于 东北大学毕业设计 论文 第三章 主减速器的设 计 24 变速器挡位的改变 且发动机也不全处于最大转矩状态 故主减速器齿轮的工作转矩 处于经常变化中 实践表明 轴承的主要损坏形式为疲劳损伤 所以应按输入的当量 转矩 Td进行计算 作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算 3 11 3 1 33 3 33 3 2 22 3 1 11max 100100100100100 1 TR gRiR T gi T gi T gied