100120204 姜伊 论文pdf.pdf

哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 I 某商用车双级减速驱动桥设计 摘要 驱动桥位于传动系末端 是汽车行驶系的重要组成部分 其基本功用是 增扭 降速 改变转矩的传递方向 并将转矩合理地分配给左 右驱动车轮 本论文的主要内容是双级减速驱动桥的设计 计算 校核与分析过程 绪论部分对本课题的研究目的和意义 国内外研究现状 本课题所采用 的研究方法 技术路线进行了说明 本设计所需参数参考 CA1092 的相关参数 故驱动桥结构方案及主减速 器减速形式在设计之前已经确定为双级主减速器式驱动桥 设计部分对主减速器基本参数的选择与计算载荷的确定 差速器齿轮主 要参数的计算 半轴的形式与结构设计 桥壳的设计与计算进行了详细的说 明 校核部分对主减速器锥齿轮的强度及其轴承的载荷 差速器齿轮强度 半轴及其花键的强度进行了计算与校核 有限元分析部分用ANSYS Workbench对驱动桥壳进行了满载轴荷下的垂 直弯曲刚度和垂直弯曲静强度分析 关键词 关键词 驱动桥 双级主减速器 差速器 驱动桥壳 有限元分析 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 II Design of Two Stage Final Driving Axle of Commercial Vehicle Abstract Driving axle is located at the end of the drive line As one of main component of vehicle drive line its basic effect is to enlarge the torques that comes from the drive shafts or directly from the transmission and distributes the torques to side wheels The main content of this thesis is designing calculating verifying and analysing of the two stage deceleration drive axle In the exordium part it introduced the research objectives and significance of the project research actuality research method and technical route The parameter of this design consults the JieFang CA1092 Therefore the structural concept and type of final drive have been intended to be the two stage deceleration drive axle In the designing part it elaborate choices of the main parameters of final drive determinationofdesignload calculationofthemainparametersof differential gears design and calculation of semi axis and axle housing In the verifying part it verified strength for bevel gears in final drive and their bearings differential gears semi axis and its spline In the finite element analysis FEA part it analyses vertical bending rigidity and vertical bending static strength of the axle housing using ANSYS Workbench Key Words Driving Axle Two Stage Final Drive Differential Axle Housing Finite Element Analysis 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 III 目录 摘要 I Abstract II 第 1 章 绪论 1 1 1 本课题研究的目的和意义 1 1 2 国内外研究现状概述 1 1 3 本文主要研究内容 2 第 2 章 设计方案的确定 4 2 1 概述 4 2 2 设计主要参数 4 2 3 主减速比的计算 5 2 4 主减速器的结构形式 5 2 5 差速器的结构形式 7 2 6 半轴的结构形式 7 2 7 驱动桥壳的结构形式 8 2 8 本章小结 8 第 3 章 驱动桥的结构设计与计算 9 3 1 主减速器的设计与计算 9 3 1 1 主减速比的分配 9 3 1 2 一级减速器螺旋锥齿轮的设计 9 3 1 3 二级斜齿圆柱齿轮的设计 18 3 1 4 主减速器的润滑 21 3 2 差速器的设计计算 22 3 2 1 差速器的作用 22 3 2 2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 22 3 2 3 差速器齿轮强度计算 24 3 2 4 差速器齿轮的材料 26 3 3 车轮传动装置设计 26 3 3 1 结构形式分析 26 3 3 2 半轴直径初选 27 3 3 3 半轴的强度校核 27 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 IV 3 3 4半轴的结构要求 27 3 4 制动器的设计计算 28 3 4 1 概述 28 3 4 2 盘式制动器主要参数的确定 28 3 4 3 盘式制动器的设计计算 29 3 4 4 制动器主要零部件的结构设计 33 3 4 5 制动驱动机构的设计与计算 35 3 5 本章小结 37 第 4 章 驱动桥壳设计与分析 38 4 1 驱动桥壳结构方案分析 38 4 2 驱动桥壳的有限元分析 38 4 2 1 实体模型建立与导入 38 4 2 2 材料属性及网格划分 39 4 2 3 施加载荷和约束 40 4 3 桥壳的静态有限元分析 41 4 3 1 概述 41 4 3 2 最大垂向力工况 41 4 3 3 最大牵引力工况 43 4 3 4 最大制动力工况 45 4 3 5 最大侧向力工况 47 4 4 本章小结 49 结论 50 致谢 51 参考文献 52 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 1 第 1 章 绪论 1 1 本课题研究的目的和意义 驱动桥位于传动系末端 其基本功用是增扭 降速 改变转矩的传递方 向 即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩 并将转矩合理地分配给左 右驱动车轮驱动桥一般由主减速器 差速器 车轮传动装置和桥壳组成 转 向驱动桥还有等速万向节 载重汽车作为汽车的一个分类 在人们日常生活中承担了重要的任务 大多数短途 中长途货运都是由载重汽车来完成的 对于重型载货汽车来说 要传递的转矩较乘用车和客车以及轻型商用车都要大得多 以便能够以较低 的成本运输较多的货物 所以选择功率较大的发动机 这就对传动系统有较 高的要求 而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用 1 随着目前国际上石 油价格的上涨 汽车的经济性日益成为人们关心的话题 这不仅仅只对乘用 车 对于载货汽车 提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市 场竞争力的一个法宝 为了降低油耗 不仅要在发动机的环节节油 而且也 需要从传动系中减少能量的损失 而驱动桥则是传动系中将动力转化为能量 的最终执行者 2 因此 在发动机相同的情况下 采用性能优良且与发动机匹 配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一 所以设计新型的驱动桥成 为新的课题 1 2 国内外研究现状概述 汽车行业的飞速发展 带动了整个国内汽车零部件企业的向前推进 就 目前车桥行业的发展趋势而言 呈现出以下主要特点 1 由于整车的市场集中度增加 目前国内车桥行业趋向于技术上强强联 手 共谋发展 3 4 2 由于近几年国家对汽车零部件行业出台相应的政策 以扶持其走向正 轨 所以整体来看车桥行业布局已大体完成 5 3 外资不断投入 国内车桥企业亟待技术上的独立 6 4 大吨位 多轴化 大马力 节能 环保 舒适等方面发展的趋势 要 求重型车桥要轻量化 大扭矩 低噪声 宽速比 寿命长和低生产成本 7 8 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 2 零部件企业与整机企业同步设计 开发 系统化集成 模块化供货 9 业内专家认为 总体而言 现在重型汽车有向节能 环保 舒适等方面 发展的趋势 要求重型车桥要轻量化 大扭矩 低噪声 宽速比 寿命长和 低生产成本 从国际趋势看 车桥向轻量化发展是必然 因为向轻量化发展 材料节 省 可以降低成本 在噪声方面 国内重型车桥跟国外的差距较大 今后需要在这方面有所 改进 造成车桥噪声的主要因素在于齿轮精度不够 所以 车桥齿轮要向高 强度 高精度方向发展 齿轮的高强度化制造技术关键在于 高强度齿轮钢 的开发和齿轮强化技术的应用 齿轮的高精度制造技术包括合理选材 高精 度淬火技术和从动齿轮压力淬火技术 10 11 1 3 本文主要研究内容 本课题研究的是商用车双级减速驱动桥 为了使设计研究结果建立在科学 严谨的基础上 使设计更符合实际情 况 研究思路和方法的选择与运用至关重要 对驱动桥设计提出了以下研究 思路和方法 1 通过实习 调查 上网以及文献检索等多种有效方法 系统收集驱动 桥的研究成果和相关信息 2 在对国内外驱动桥的技术现状 发展趋势 市场等情况进行系统分析 研究的基础上 确定设计策略 作为构思总体设计方案的指导思想 3 参数化设计 根据整体设计要求与主要参数 确定主减速器 差速器 车轮传动装置和桥壳的件结构形式和基本参数 4 计算机三维造型 根据理论计算的主要参数 运用 CATIA 对各零件 和总成进行三维造型和装配 要遵循三维造型的原则 并画出二维装配图 5 有限元分析 基于 ANSYS 对驱动桥壳进行有限元分析 双级主减速器在一些减速比比较大的减速器常常采用 第一级为锥齿轮 传动 第二级为圆柱斜齿轮传动 双级主减速器的结构特点 1 第一级为圆锥齿轮传动 其调整装置与单级主减速器类同 2 由于双级减速 减小了从动锥齿轮的尺寸 其背面一般不需要止推装 置 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 3 3 第二级为圆柱齿轮传动 圆柱齿轮多采用斜齿或人字齿 传力平稳 4 双级主减速器的减速比为两对副减速比的乘积 驱动桥壳的常规设计方法是将桥壳看成一个简支梁并校核几种典型计算 工况下某些特定断面的最大应力值 然后考虑一个安全系数来确定工作应力 这种设计方法有很多局限性 因此近年来 许多研究人员利用有限元分析法 对驱动桥壳进行了计算和分析 12 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 4 第 2 章 设计方案的确定 2 1 概述 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 以减少不 平路面的冲击载荷 提高汽车行驶平顺性 6 与悬架导向机构运动协调 对于转向驱动桥 还应与转向机构运动协 调 7 结构简单 加工工艺性好 制造容易 维修 调整方便 2 2 设计主要参数 本设计参数参考解放 CA1092 相关参数 表 2 1 表 2 1设计主要参数表 13 发动机型号YC4D140 41排量 L4 2 额定功率 kW103额定转速 r min2800 最大扭矩450最高车速 km h95 轮胎规格8 25 16LT 14PR轴荷3585 5200 轴距 mm4760轮胎数6 前轮距1706后轮距1658 总质量 kg8785整备质量 kg3660 一挡传动比7 64最高挡传动比1 0 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 5 2 3 主减速比的计算 主减速比的计算公式对于具有很大功率的轿车 客车 长途公共汽车 尤其是对竞赛汽车来说 在给定发动机最大功率 Pemax的情况下 所选择的 i0 值应能保证这些汽车具有尽可能高的最高车速 vamax 14 对于其他车来说 主 减速比 i0一般应选的比按上式求得的要大 10 25 即 742 5 586 4 472 0 377 0 max 0 LBFHgHa pr iiiv nr i 2 1 式中 np为额定转速 104kW vamax为最高车速 95km h igH为变速器最高挡传动比 为 1 0 直接挡 iFH为分动器或加力器高档传动比 取 1 0 iLB为轮边减速器传动比 取 1 0 rr为车轮的滚动半径 m41725 0 1 2 0254 0 b d rr 故初选确定主减速比为 5 74 2 4 主减速器的结构形式 2 4 1 主减速器齿轮的类型 螺旋锥齿轮能够承受大的载荷 而且工作平稳 即使在高速运转时其噪 声和振动也是很小的 15 且当传动比小于 2 0 时选用螺旋锥齿轮更合理 故本 次设计采用螺旋锥齿轮 2 4 2 双级主减速器的结构方案 整体式双级主减速器主要有三种结构方案 第一级为锥齿轮 第二级为 圆柱齿轮 图 2 1a 第一级为锥齿轮 第二级为行星齿轮 第一级为行星齿 轮 第二级为锥齿轮 图 2 1b 第一级为圆柱齿轮 第二级为锥齿轮 图 2 1c 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 6 对于第一级为锥齿轮 第二级为圆柱齿轮的双级主减速器 可有纵向水 平布置 图 2 1d 斜向布置 图 2 1e 和垂向布置 图 2 1f 三种布置方案 图 2 1双级主减速器布置方案 纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小 从而降低汽车的质心高 度 但使纵向尺寸增加 用在长轴距汽车上可少量减少传动轴长度 因此 他不宜用于短轴距汽车 因为过短的传动轴会导致万向传动轴加大 垂向布 置使驱动桥纵向尺寸减小 可减小万向传动轴夹角 但由于主减速器壳固定 在桥壳的上方 不仅使垂向轮廓尺寸增大 而且降低了桥壳刚度 不利于齿 轮工作 这种布置可便于贯通式驱动桥的布置 斜向布置对传动轴布置和提 高桥壳刚度有利 2 4 3 主减速器主 从动锥齿轮的支承方案 主减速器必须保证主 从动齿轮油良好的啮合状况 才能使它们很好的 工作 齿轮的正确啮合 除与齿轮的加工质量 齿轮的装配调整及轴承 主 减速器壳体的刚度有关以外 还与齿轮的支承刚度有关 本设计主动锥齿轮采用悬臂式支承 图 2 2a 从动锥齿轮采用跨置式支 承 图 2 2c 悬臂式支承的结构特点是 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 为了减小悬臂长度 a 和增加两支承间的距离 b 以改善 支承刚度 应使两轴承圆锥滚子的大端朝外 使作用在齿轮上离开锥顶的轴 向力有靠近齿轮的轴承承受 而反向轴向力则由另一轴承承受 为了尽可能 地增加支承刚度 支承距离 b 应大于 2 5 倍的悬臂长度 a 且应比齿轮节圆直 径的 70 还大 另外靠近齿轮的轴径不小于尺寸 a 为了方便拆装 应使靠近 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 7 齿轮的轴承轴径比另一轴承的支承轴径大些 为了增加从动锥齿轮的支承刚度 两轴承的圆锥滚子大端应向内 以减 小尺寸 c d 为了是从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋 以增强支承稳定性 c d 应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的 70 为了使 载荷能均匀分配在两轴承上 应尽量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d 图 2 2主减速器锥齿轮的支承形式 2 5 差速器的结构形式 差速器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 差速器按其结构特征不同 分为齿轮式 凸轮式 蜗轮式和牙嵌 自由轮式等多种形式 汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器 它具有结构简单 质 量较小等优点 故应用广泛 它又分为普通锥齿轮式差速器 摩擦片式差速 器和强制锁止式差速器 本次设计采用普通锥齿轮式差速器 它结构简单 工作平稳可靠 适用 于本设计的汽车驱动桥 2 6 半轴的结构形式 半轴根据其车轮端的支承方式不同 可分为半浮式 3 4 浮式和全浮式三 种形式 全浮式半轴的结构特点是 半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相连 而轮毂 又借用两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套管上 理论上来说 半轴 只承受转矩 作用于驱动轮上的其他反力和弯矩全部由桥壳来承受 但由于 桥壳变形 轮毂与差速器半轴齿轮不同心 半轴法兰平面相对其轴线不垂直 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 8 等因素 由此引起的弯曲应力一般为 5 70MPa 全浮式半轴主要用于总质量 较大的商用车上 本次设计选择全浮式半轴 2 7 驱动桥壳的结构形式 驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量 并承受由车轮传来的路面反力和 反力矩 并经悬架传给车架 车身 它又是主减速器 差速器 半轴的装配 基体 驱动桥壳应满足如下设计要求 1 应具有足够的强度和刚度 以保证主减速器齿轮啮合正常并不使半轴 产生附加弯曲应力 2 在保证强度和刚度的前提下 尽量减小质量以提高行驶平顺性 3 保证足够的离地间隙 4 结构工艺性好 成本低 5 保护装于其上的传动系部件和防止泥水浸入 6 拆装 调整 维修方便 2 8 本章小结 本章首先确定了主减速比 以方便确定其它参数 确定了主减速器 差 速器 半轴及驱动桥壳的结构形式 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 9 第 3 章 驱动桥的结构设计与计算 3 1 主减速器的设计与计算 3 1 1 主减速比的分配 锥齿轮 圆柱齿轮式双级主减速器在分配传动比时 通常将圆柱齿轮副和 锥齿轮副传动比的比值取在 1 4 2 0 范围内 而且锥齿轮传动比一般为 1 7 3 3 这样可以减小锥齿轮啮合时的轴向力和作用在从动锥齿轮及圆柱齿 轮上的载荷 同时可使主动锥齿轮的齿数适当增多 使其支承轴颈的尺寸适 当加大 改善支承刚度 提高啮合平稳性和工作可靠性 设一级减速齿轮的传动比为 i01 二级减速齿轮的传动比为 i02 根据传动 比分配要求 有 i01 i02 1 4 2 0 且 i01 i02 7 64 初选 i01 2 0 则 i02 2 9 3 1 2 一级减速器螺旋锥齿轮的设计 3 1 2 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 Tce n iikiTk T 0f1emaxd ce 3 1 式中 Tce为计算转矩 N m n 为驱动桥数 为 1 i01为主减速器一级传动比 为 1 923 i1为变速器 1 挡传动比 为 7 64 if为分动器传动比 取 1 0 为 发动机到万向传动轴之间的传动效率 取 0 9 k 为液力变矩器变矩系数 121 0 kk k0为最大变矩系数 Temax为发动机最大转矩 为 450N m kd为猛接离合器所产生的动载系数 液力自动变速器 kd 1 手动操纵的机械 变速器高性能赛车 kd 3 性能系数 fi 0 的汽车 kd 1 fi 0 的汽车 kd 2 或由经 验选定 其计算公式如下 emax a 195 0 16 100 1 T gm 当16195 0 emax a T gm 故 fi 0 kd 1 则 15 5950 1 9 0 923 1 1 64 7 450 1 ce TN m 2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 Tcs mm r22 cs G i rm T 3 2 式中 Tcs为计算转矩 N m G2为满载状态下 1 个驱动桥上的静载荷 为 50960N m 2为汽车最大加速度时的后轴负载荷转移系数 商用车为 1 1 1 2 取 1 1 为轮胎与路面间的附着系数 在安装一般轮胎的汽车在良好的混凝 土或沥青路 取 0 85 im为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比 为 2 985 m为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率 取 0 9 则 5 7320 9 0 985 2 41275 0 85 0 1 1 50960 csTN m 3 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 Tcf ihr mm ra cf fff n i rG T 3 3 式中 Tcf为计算转矩 N m Ga为汽车满载总重量 为 86093N fR为道路滚 动阻力系数 对于货车可取 0 015 0 020 取 0 016 fH为平均爬坡能力系数 对于轿车可取 0 08 对于货车和公共汽车可取 0 05 0 09 取 0 07 fi为汽车 性能系数 取值同前 为 0 其他参数同前 则 54 1137 0 07 0 0 016 1 9 0 985 2 0 41275 86093 cf TN m 由式 3 1 和式 3 2 求得的计算转矩 是作用到从动锥齿轮上的最大 转矩 不同于式 3 3 求得的日常行驶平均转矩 当计算锥齿轮最大应力时 计算转矩 Tc应取前面两种的较小值 即 Tc min Tce Tcs 当计算锥齿轮疲劳寿 命时 Tc取 Tcf 主动锥齿轮的计算转矩为 G0 c z i T T 3 4 式中 Tz为主动锥齿轮的计算转矩 N m i0为主传动比 G为主 从动锥齿 轮间的传动效率 计算时对于弧齿锥齿轮副 G为 95 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 11 当计算锥齿轮最大应力时 Tc 5950 15N m 则 05 3257 95 923 1 15 5950 zTN m 当计算锥齿轮的疲劳寿命时 Tc 1137 54N m 则 68 622 95 923 1 54 1137 zTN m 3 1 2 2 锥齿轮主要参数的选择 主减速器锥齿轮的主要参数有主 从动锥齿轮齿数 z11和 z12 从动锥齿轮 大端分度圆直径 D12和端面模数 ms 主 从动锥齿轮齿面宽 b11和 b12 中点 螺旋角 法向压力角 等 1 主 从动锥齿轮齿数 z1和 z2 选择主 从动锥齿轮数时应考虑如下因素 1 为了磨合均匀 z11和 z12之间避免有公约数 2 为了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 不少于 40 3 为了啮合平稳 噪声小和具有高的疲劳强度 对于乘用车 z11一般不 少于 9 对于商用车 z11一般不少于 6 4 主传动比 i0较大时 z1尽量取得少些 以便得到满意的离地间隙 5 对于不同的主传动比 z1和 z2应有适宜的搭配 本设计初选一级减速齿轮的主动齿轮齿数为 z11 13 从动锥齿轮的齿数 z12 25 则 i01 1 923 i02 5 74 1 923 2 985 i02 i01 1 55 在 1 4 2 0 范围内 符合 要求 2 从动锥齿轮大端分度圆直径 D2和端面模数 ms 对于单级主减速器 增加尺寸 D2会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙 减小 D2又影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装 D2可根据经验公式初选 即 3 22cDTKD 3 5 式中 D2从动齿轮大端分度圆直径 mm 2DK为直径系数 一般为 13 0 15 3 取 14 0 Tc为从动锥齿轮的计算转矩 Tc min Tce Tcs 为 5950 15N m 则 70 253 15 5950 14 3 2Dmm 圆整取 D2 250mm ms由下式计算 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 12 ms D2 z2 3 6 式中 ms为齿轮端面模数 则 ms 250 25 10 同时 ms还应满足 3 cms TKm 3 7 式中 Km为模数系数 取 0 3 0 4 本设计取 0 35 则 3 s 15 5950 35 0 m 7 25 经验算满足要求 故 ms 10 3 主 从动锥齿轮齿面宽 b1和 b2 锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命 反而会导致因锥齿轮轮 齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小 这样 不但减 小了齿根圆角半径 加大了应力集中 还降低了刀具的使用寿命 此外 安 装时有位置偏差或由于制造 热处理变形等原因 使齿轮工作时载荷集中于 轮齿小端 会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤 另外 齿面过宽也会引起 装配空间减小 但是齿面过窄 轮齿的表面耐磨性会降低 对于从动锥齿轮齿面宽 b2 推荐不大于其节锥距 A2的 0 3 倍 即 b2 0 3A2 而且 b2应满足 b2 10ms 一般也推荐 b2 0 155D2 对于弧齿锥齿轮 b1一般比 b2大 10 则 b2 0 155D2 0 155 250 38 75 圆整为 40mm 则 b1为 44mm 4 中点螺旋角 螺旋角沿齿宽是变化的 轮齿大端的螺旋角最大 轮齿小端的螺旋角最 小 弧齿锥齿轮副中的中点螺旋角是相等的 选择 时 应考虑它对齿面重合度 F 轮齿强度和轴向力大小的影响 越大 则 F也越大 同时啮合的齿数越多 传动就越平稳 噪声越低 而且 轮齿的强度越高 一般 F应不小于 1 25 在 1 5 2 0 时效果最好 但是 过大 会导致轴向力增加 汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为 35 40 商用车选用较小的 值以防止轴向力过大 通常取 35 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 13 故中点螺旋角取 35 5 螺旋方向 从锥齿轮锥顶看 齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋 向右倾斜为右 旋 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 响其所受轴向力的方向 当变速器挂前进挡时 应使主动齿轮的轴向力离开 锥顶方向 这样可使主 从动齿轮有分离趋势 防止轮齿因卡死而损坏 故采用主动锥齿轮左旋 从动锥齿轮右旋 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少齿数 但对于小尺寸的齿轮 压力较大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小 并使齿轮端 面重合度下降 因此 对于小负荷工作的齿轮 一般采用小压力角 可使齿 轮运转平稳 噪声低 对于弧齿锥齿轮 商用车的 为 20 或 22 30 故取法向压力角 为 20 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表 3 1 表 3 1 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算用表 序号名称代号小齿轮大齿轮计算结果 1齿数比uu z1 z2 按传动要求确定1 923 2 大端分 度圆直 径 de de1按强度计算或按 结构初定 de2 z2m2 de1 130mm de2 250mm 3齿数z设计值设计值z1 13 z2 25 4 端面模 数 msms de2 z2可适当圆整10 5分锥角 2 1 1 arctan z z 12 90 1 30 53 2 59 47 6外锥距ReRe de1 2sin 1140 88mm 7 齿宽系 数 R 3 1 4 1 R 常取 0 30 3 8 切向变 位系数 xt xt1按机械设计手册 表 8 4 9 选取 xt2 xt1 xt1 0 035mm xt2 0 035mm 9 径向变 位系数 x x1按机械设计手册表 8 4 10 选取 x2 x1 x1 0 29mm x2 0 29mm 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 14 10齿顶高haha ha x msha 0 85 ha1 11 4mm ha2 5 6mm 11齿根高hfhf ha c x ms hf1 13 28mm hf2 7 48mm 12顶隙cc c msc 0 1881 88mm 13齿顶角 a等顶隙收缩齿 a1 f2 a2 f1 a1 3 22 37 a2 5 59 14齿根角 f e f1 1farctan R h e f2 2farctan R h f1 5 59 f2 3 22 37 15顶锥角 a 等顶隙收缩齿 a1 1 f2 a2 2 f1 a1 33 907 a2 65 453 16根锥角 f f1 1 f1 f2 2 f2 f1 24 457 f2 56 093 17 齿顶圆 直径 daedae1 de1 2ha1cos 1dae2 de2 2ha2cos 2 dae1 150 23mm dae2 256 66mm 18 锥顶到 轮冠距 离 Ak 1a e k sin2 2 1 2 1 h d A 2a e k sin2 2 2 1 2 h d A Ak1 119 74 Ak2 60 497 3 1 2 4 主减速器锥齿轮的强度计算 在选好主减速器锥齿轮的主要参数后 可根据所选择的齿形计算锥齿轮 的几何尺寸 而后根据所确定的计算载荷进行强度验算 以保证锥齿轮有足 够的强度和寿命 轮齿损坏形式主要有弯曲疲劳折断 过载折断 齿面点蚀及剥落 齿面 胶合 齿面磨损等 1 单位齿长圆周力 主减速器锥齿轮表面的耐磨性 常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算 即 2 b F p 3 8 式中 p 为轮齿上的单位齿长圆周力 N mm F 为作用在轮齿上的圆周力 N b2为从动齿轮的齿面宽 mm 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 15 许用的单位齿长圆周力 p 见教材表 5 1 在现代汽车设计中 由于材质及 加工工艺等制造质量的提高 p 有时高出表中数值的 20 25 按发动机最大转矩计算时 2 21 fgemaxd bnD ikiTk p103 3 9 式中 ig为变速器传动比 D1为主动锥齿轮中点分度圆直径 mm 其他 符号同前 则 40 130 1 9 0 1 64 7 1 450 1 2 p103 1190 008N 查表得 p 1429N 故符合要求 按驱动轮打滑的转矩计算时 2 mm22 r2 2 ibD r mG p103 3 10 式中符号同前 则 9 0 985 2 40 250 41275 0 85 0 1 1 50960 2 p103 1464 1N 查表得 p 1429N 1 25 p 1786N 故符合要求 2 轮齿弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 2 wsv ms0c J bDJmk kkkT 103 3 11 式中 w为锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力 MPa Tc为所计算齿轮的计算转矩 N mm 对于主动齿轮 Tc还要按式 3 4 进行换算 k0为过载系数 一般 取 1 ks为尺寸系数 它反映了材料性质的不均匀性 与齿轮尺寸及热处理等 因素有关 当 ms 1 6mm 时 ks ms 25 4 0 25 0 792121 km为齿面载荷分配系 数 跨置式结构 km 1 0 1 1 悬臂式结构 km 1 00 1 25 则主动轮取 1 2 从动轮取 1 05 kv为质量系数 当轮齿接触良好 齿距及径向跳动精度高时 kv 1 0 b 为所计算齿轮的齿面宽 b1 44mm b2 40mm D 为所讨论的齿轮 的大端分度圆直径 D1 130mm D2 250mm Jw为所计算齿轮的轮齿弯曲应 力综合系数 其值按机械设计手册取得 取大齿轮 J 0 206 小齿轮 J 0 273 上述按 min Tce Tcs 计算的最大弯曲应力不超过 700MPa 按 Tcf计算的疲 劳弯曲应力不应超过 210MPa 迫害的循环次数为 6 106 按 min Tce Tcs 计算 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 16 206 0 250 40 10 1 05 1 792121 0 1 15 5950 2 w 103 480 48 700MPa 故符合要求 按 Tcf计算 206 0 250 40 10 1 05 1 792121 0 1 54 1137 2 w 103 91 86 210MPa 故符合要求 锥齿轮满足设计需求 可用 3 轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 3 Jv fms0 1 p J 10 2 bJk kkkkT D c z 3 12 式中 J为锥齿轮轮齿的齿面接触应力 MPa D1为主动锥齿轮大端分度圆 直径 130mm b 为 b1和 b2中的较小值 为 b2 40mm ks为尺寸系数 它考 虑了齿轮尺寸对淬透性的影响 通常取 1 0 kf为齿面品质系数 它取决于吃 面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质 如镀铜 磷化处理等 对于制造精确 的齿轮 kf取 1 0 cp为综合弹性系数 钢对钢齿轮 cp取 232 6N1 2 mm JJ 为齿面接触强度的综合系数 其值按机械设计手册取得 取 0 88 k0 km kv 见式 3 11 的说明 上述按 min Tce Tcs 计算的最大接触应力不应超过 2800MPa 按 Tcf计算 的疲劳接触应力不应超过 1750MPa 主 从动齿轮的齿面接触应力是相同的 按 min Tce Tcs 计算 78 948 10 88 0 40 1 1 792121 0 05 1 1 15 5950 2 130 6 232 3 p 2800MPa 故符合要求 按 Tcf计算 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 17 84 414 10 88 0 40 1 1 792121 0 05 1 1 54 1137 2 130 6 232 3 p 1750MPa 故符合要求 主 从动锥齿轮的齿面接触应力是相同的 所以锥齿轮符合要 求 3 1 2 5 锥齿轮材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的 与传动系其他齿轮相比 具有 载荷大 作用时间长 变化多 有冲击等特点 是传东西中的薄弱环节 锥 齿轮材料应满足如下要求 1 具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度 齿面具有高的硬度以保 证有高的耐磨性 2 轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷 避免在冲击载荷下齿根折 断 3 锻造性能 可加工性及热处理性能良好 热处理后变形小或变形规律 易控制 4 选择合金材料时 尽量少用含镍 铬元素的材料 而是选用含锰 钒 硼 钛 钼 硅等元素的合金钢 汽车主减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 等 本设计采用 20CrMnTi 渗碳合金钢的优点是表面可得到碳含量较高的硬化层 一般碳的质量分 数为 0 8 1 2 具有相当高的耐磨性和抗压性 而心部较软 具有良好的 韧性 故该材料的抗弯强度 表面接触强度和承受冲击的能力均较好 由于 其碳含量较低 故锻造性能和可加工性较好 其主要缺点是热处理费用高 表面硬化层以下的基底较软 在承受很大压力是可能产生塑性变形 如果渗 透层与心部的碳含量相差过多 便会引起表面硬化层的剥落 为改善新齿轮的磨合 防止其在运行初期出现早期的磨损 擦伤 胶合 或咬死 锥齿轮在热处理及精加工后 作厚度为 0 005 0 020mm 的磷化处理 或镀铜 镀锡处理 对齿面进行应力喷丸处理 可提高齿轮寿命的 25 对 于滑动速度高的齿轮可进行渗硫处理 以提高耐磨性 渗硫后摩擦因数可显 著降低 这样即使润滑条件较差 也能防止齿面擦伤 咬死和胶合 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 18 3 1 3 二级斜齿圆柱齿轮的设计 3 1 3 1 斜齿圆柱齿轮主要参数的选择 1 主 从动齿轮的齿数 z21和 z22 二级齿轮副的传动比为 i02 2 985 根据机械设计手册 初选主动齿轮齿 数为 z21 14 z22 43 则 i02 z22 z21 3 07 验算 i02 i01 1 597 在 1 4 2 0 之间 且 14 与 43 无公约数 故符合要求 2 法向模数 mn 选用推荐模数 mn 6 3 法向压力角 n和螺旋角 取法向压力角 n 20 的推荐值一般为 15 20 故初选 15 4 主 从动齿轮的节圆直径 d21和 d22 87 43 87 14 15cos 6 cos 21 n 21t21 z m zmdmm 652 33 265 43 15cos 6 cos 22 n 22t22 z m zmdmm 故 d21 87mm d22 265mm 5 齿宽 b 齿宽的计算公式为 b1 dd21 式中 d为齿宽系数 取 0 85 d21为小齿轮分度圆直径 87mm 则 b1 0 85 87 74 32mm 圆整为 75mm 根据经验公式 b2 b1 5 75 5 70mm 故 b1为 75mm b2 70mm 6 螺旋方向 本设计一级从动锥齿轮为右旋 为抵消部分轴向力 故主动斜齿圆柱齿 轮的旋向应为左旋 则从动斜齿圆柱齿轮旋向为右旋 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算见表 3 2 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 19 表 3 2 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算用表 序号名称代号小齿轮大齿轮计算结果 1齿数比uu z21 z22 按传动要求确定3 07 2 分度圆直 径 dez m zmd cos n t d21 87mm d22 265mm 3齿数z设计值设计值z21 14 z22 43 4法向模数mn推荐值6 5 法向压力 角 推荐值20 6螺旋角 推荐值一般为 15 20 15 7齿宽系数 d一般取 0 850 85 8齿宽bb1 dd21b2 b1 5 b1 75mm b2 70mm 9齿距pp mn18 84mm 10齿顶高haha han mnhan 16mm 11齿根高hfhf cn mn7 5mm 12齿全高hh ha hf13 5mm 13中心距aa 1 2 d1 d2 可圆整176mm 14 齿顶圆直 径 dada d 2hada1 99mm da2 277mm 15 齿根圆直 径 dfdf d 2hfdf1 72mm df2 250mm 3 1 3 2 圆柱齿轮的损坏形式 圆柱齿轮的损坏形式主要有轮齿折断 齿面疲劳剥落 点蚀 齿面胶合 齿面磨损等 轮齿折断发生在下述几种情况下 1 轮齿受到足够大的冲击载荷作用 造成轮齿弯曲折断 2 轮齿在重复载荷作用下 齿根产生疲劳裂纹 裂纹扩展深度逐渐加大 然后出现弯曲折断 轮齿工作时 一对齿轮相互啮合 齿面相互挤压 这是存在于齿面细小 裂缝中的润滑油油压升高 并导致裂缝扩展 然后齿面表层出现块状剥落而 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 20 形成小麻点 称之为齿面点蚀 它使齿形误差加大 产生动载荷 并可能导 致轮齿折断 负荷大 齿面相对滑动速度又高的齿轮 在接触压力大且接触处产生高 温作用的情况下使齿面间的润滑油膜破坏 导致齿面直接接触 在局部高温 高压作用下齿面互相熔焊粘连 齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹 称为齿面胶 合 3 1 3 3 轮齿强度计算 1 轮齿弯曲强度计算 斜齿圆柱齿轮的弯曲应力为 KyKzm K T c 3 n g w cos2 3 13 式中 w为齿轮的弯曲应力 Tg为计算载荷 取 Temax 450000N mm 为齿 轮螺旋角 为 15 K 为应力集中系数 取 1 50 z 为小齿轮齿数 为 14 mn 为法向模数 为 6 y 为齿形系数 查得为 0 19 Kc为齿宽系数 取 8 0 K 为重合度影响系数 取 2 0 许用应力对货车为 100 250MPa 则 1517 45 0 2 0 8 19 0 6 14 5 1 15cos 450000 2 3w 100MPa 故符合要求 2 轮齿接触强度计算 轮齿接触应力 j bzj 1 1418 0 b FE 3 14 式中 j为轮齿的接触应力 MPa F 为齿面上的法向力 F F1 cos cos F1为圆周力 F1 2Tg d Tg为计算载荷 为 450000N mm d 为节圆直径 mm 节点处压力角 为齿轮螺旋角 则 N83 5632 20cos 14 6 450000 cos coscos 2 1n m g zm T d T F E为齿轮材料的弹性模量 为 2 1 105MPa b为齿轮接触的实际宽度 为 70mm z b为主 从动轮节点处的曲率半径 rb rz为主 从动齿轮节圆半径 则 对斜齿轮 z rzsin cos2 13 91 b rbsin cos2 42 725 则 MPa456 512 725 421 91 131 70 10 1 2 83 5632 418 0 5 j 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 21 查得其许用应力范围为 1300 1400MPa 故符合要求 3 1 3 4 齿轮的材料选择 二级圆柱斜齿轮多数采用渗碳合金钢 其表层的高硬度与心部的高韧性 相结合 能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力 在选用 钢材及热处理时 对可加工性及成本也应考虑 国内汽车齿轮材料主要采用 20CrMnTi 20Mn2TiB 15MnCr5 20MnCr5 25MnCr5 28MnCr5 渗碳齿轮表面硬度为 58 63HRC 心部硬度为 33 48HRC 值得指出的是 采取喷丸处理 磨齿 加大齿根圆弧半径和压力角等措 施 能使齿轮得到强化 对齿轮进行强力喷丸处理以后 轮齿产生残余压应 力 齿轮弯曲疲劳寿命可成倍提高 接触疲劳寿命也有明显改善 在加大齿 根圆弧半径的同时 进行强力喷丸处理 不仅可使残余压应力进一步增加 还改善了应力集中 齿轮在热处理之后进行磨齿 能消除齿轮热处理的变形 经过磨齿后 齿轮精度要高于热处理前剃齿和挤齿齿轮精度 使得传动平稳 效率提高 并在同样负荷条件下 磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要高近一倍 3 1 4 主减速器的润滑 主减速器及差速器的齿轮 轴承及其他摩擦表面均需润滑 其中尤其应 注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑 因为其润滑不能靠润滑油的飞溅 来实现 为此 通常是在从动锥齿轮的前端近主动齿轮处的主减速壳的内壁 上设一专门的集油槽 将飞溅到壳体内壁上的润滑油收集起来再经过进油孔 引至前轴承圆锥滚子的小端处 由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用 使润滑 油由圆锥滚子的小端通向大端 并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间 的油盆中 使润滑油得到循环 这样不但可使轴承得到良好的润滑 散热和 清洗 而且可以保护前端的油封不被损坏 为了保证有足够的润滑油流进差 速器 有的采用专门的倒油匙 为了防止因温度升高而是主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的漏 油 应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞 后者应避开油溅所及之处 加油孔应设置在加油方便之处 油孔位置也决定了油面位置 放油孔应设在 桥壳最低处 但也考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 22 3 2 差速器的设计计算 3 2 1 差速器的作用 根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮 道路的特征 为了消除由于 左右车轮在运动学上的不协调而产生的弊病 汽车左右驱动轮间都有差速器 保证了汽车驱动桥两侧车轮在形成不等时具有以下不同速度旋转的特性 从 而满足了汽车行驶运动学的要求 差速器的作用为分配两输出轴转矩 保证两输出轴有可能以不同角速度转动 本次设计选用的普通锥齿轮式差速器结构简单 工作平稳可靠 适用于本次 设计的汽车驱动桥 3 2 2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 图 3 1 普通对称式圆锥行星齿轮差速器 汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器 它具有结构简单 质 量较小等优点 故应用广泛 它又分为普通锥齿轮式差速器 摩擦片式差速 器和强制锁止式差速器 普通锥齿轮式差速器由于结构简单 工作平稳可靠 一直广泛用于一般 使用条件下的汽车驱动桥中 如图 3 1 本设计采用普通锥齿轮式差速器 3 2 2 1 差速器齿轮主要参数选择 1 行星齿轮数 n 行星齿轮数 n 需根据承载情况来选择 在承载不大的情况下