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车辆工程毕业设计31基于ProE及ANSYS的载货汽车主减速器结构设计与有限元分析.doc
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车辆工程毕业设计论文
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车辆工程毕业设计31基于ProE及ANSYS的载货汽车主减速器结构设计与有限元分析,车辆工程毕业设计论文
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1 第 1 章 绪 论 1.1 研究 目的和意义 轻型货车在汽车行业中占有较大的比重，而主减速器是轻型货车的一个重要部件，其设计的成功与否决定着车辆的动力性、舒适性、经济性等多方面的设计要求。这就对主减速器设计人员提出较高的要求。在我国传统的设计方式中以手工绘图或采用AutoCAD 绘制二维平面图，做出成品进行试验为主，无法满足快速设计的需求，造成产品开发周期长、设计成本高。利用 PRO/E 及 ANSYS 软件对主减速器的主要零件进行 建模和 分析校核，能够大大提高设计的效率和质量，为轻型货车的研发缩短了宝贵的时间。同时， 选择轻型货车减速器设计作为毕业设计题目，可以对大学四年所学的基础课程和专业课程进行一次系统的复习，更最重要的是培养了我们综合分析问题、理论联系实际的能力，培养我们调查研究，正确熟练运用国家标准、手册、图册等资料、工具的能力 , 锻炼自己的设计计算、数据处理、编写技术资料、绘图等独立工作能力 ,为以后的工作打下基础。 1.2 国内外主减速器研究现状 改革开放以来，中国的汽车工业得到了长足发展，尤其是加入 WTO 以后，我国的汽车市场对外开发，汽车工业逐渐成为世界汽车整体市场的一个重要组成部分。同样，车用减速器也随着整 车的发展不断成长和成熟起来。 随着高速公路网状况的改善和国家环保法规的完善，环保、舒适、快捷成为客车和货车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为客车和货车主减速器技术的发展趋势。 产品上，国内卡车市场用户主要以承载能力强、齿轮疲劳寿命高、结构先进、易维护等特点的产品为首选。目前己开发的产品，如陕西汉德引进德国公司技术的 485单级减速驱动桥，一汽集团和东风公司的 13 吨级系列车桥为代表的主减速器技术，都是在有效吸收国外同类产品新技术的基础上，针对国内市场需求开发 出来的高性能、高可靠性、高品质的车桥产品。这些产品基本代表了国内车用减速器发展的方向。通过整合和平台化开发，目前国内市场形成了 457、 460、 480、 500 等众多成型稳定产品，并被用户广泛认可和使用。设计开发上，设计软件先后应用于主减速器的结构设计和齿轮加工中，有限元分析、数模建立、虚拟试验分析等也被采用 ;齿轮设计也初步实现了计算机编程的电算化。新一代减速器设计开发的突出特点是 :不仅在产品性能参数上nts 2 进一步进设计上完全遵从模块化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应 现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特点，这些都对基础件产品提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地进行二次开发和持续改进，以满足快速多变的市场需求。 与国外相比，我国的车用减速器开发设计不论在技术上、制造工艺上，还是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齿轮制造技术缺乏独立开发与创新能力，技术手段落后。目前比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次，缺乏有国际影响力的产品品牌，行业整体散乱情况依然严重。这需要我们 加快技术创新、技术进步的步伐，提高管理水平，加快与国际先进水平接轨，开发设计适应中国国情的高档车用减速器总成，由仿制到创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距。近几年来，国内汽车生产厂家，如重汽集团、福田汽车、江淮汽车等通过与国外卡车巨头，如沃尔沃、通用、五十铃、现代、奔驰、雷诺等进行合资合作，在车桥减速器的开发上取得了显著的进步。目前，上汽集团、东风、一汽、北汽等各大汽车集团也正在开展合作项目，希望早日实与世界先进技术的接轨，争取设计开发的新突破 3。 总体来说，车用减速器发展趋势和特点是向着六高、二低 、二化方向发展，即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率，低噪声、低成本，标准化、多样化，计算机技术、信息技术、自动化技术广泛应用。从发动机的大马力、低转速的发展趋势以及商用车的最高车速的提升来看，公路用车桥减速器应该向小速比方向发展 :在最大输出扭矩相同时齿轮的使用寿命要求更高 ;在额定轴荷相同时，车桥的超载能力更强 ;主减速器齿轮使用寿命更长、噪音更低、强度更大，润滑密封性能更好 ;整体刚性好，速比范围宽。 1.3 设计的主要内容 设计出小型低速载货汽车主减速器、差速器、等传动装置及桥壳等 部件。使设计出的产品使用方便，材料使用最少，经济性能最高。 a. 提高汽车的技术水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更经济，更舒适，更机动，更方便，动力性更好，污染更少。 b. 改善汽车的经济效果，调整汽车在产品系列中的档次，以便改善其市场竞争地位并获得更大的经济效益 了解轻型商用车主减速器的基本结构，基本形状，工作原理和设计方法，再依据现有生产企业在生产车型的主减速器作为设计原型，在给定变速器输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，独立设计出符合要求的主减速器 。首先 确定主减速nts 3 器的 结构形式；其次， 据所给汽车参数合理的分配主减速器主、从动齿轮模数，齿数 ，计算出主减速器的相关数据，并对主减速器齿轮进行强度校核；然后 选择合适该汽车使用的差速器类型，并对行星齿轮和半轴齿轮模数，齿数进行合理的分配并计算校核， 最后， 利用 Pro/E 建模 ANSYS 软件对主减速器的主要零件进行分析校核 ， 设计出符合该汽车使用的主减速器，并绘制出装配图和零件图。 nts 4 第 2 章 主减速器结构方案确定 2.1 轻型货车参数 车型 ： 东风 EQ1060F 驱动形式 ： 4 2 装载质量 ： 3 吨 总质量 ： 6 吨 发动机最大功率 ： 71kw 转速 ： 3200 转 /分 发动机最大转矩 ： 245 mN 转速 ： 2200 转 /分 轮胎型号 ： 7.5016 主减速器比 ： i0=6.73 变速器传动比 ig 低档 4.71 ；高档 V 挡 0.78 最高车速 ： 90 km/h 2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，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、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外， 与齿轮的支承刚度密切相关。 2.2.1 主动锥齿轮的支承 主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。 悬臂式支承结构 (图 2.1 a)的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度倪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由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应不小于尺寸 a。为 了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关 4。 悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。 nts 5 (a)主动锥齿轮悬臂式 (b)主动锥齿轮跨置式 (c)从动锥齿轮 图 2.1 主减速器锥齿轮的支承形式 跨置式支承结构 (图 2.1 b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，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。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有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，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限 制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承 5。 在本设计中，由于载荷量 超过 2 吨，故采用 跨置 式 。 2.2.2 从动锥齿轮的支承 图 2.2 从动锥齿轮辅助支承 图 2.3 主、从动锥齿轮的许用偏移量 从动锥齿轮的支承 (图 2.1 c)，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度 ，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸 c+d。为了使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。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d。 nts 6 在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承 (图 2.2)。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏 移量如图 2.3 所示 6。 2.3 主减速器齿轮的类型分析 主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。 主减速器的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形式 。 1、 螺旋锥齿轮传动 螺旋锥齿轮传动 (图 2.4a)的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点 ，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端 。 (a)螺旋锥齿轮传动 (b)双曲面齿轮传动 (c)圆柱齿轮传动 (d)蜗杆传动 图 2.4 主减速器齿轮传动形式 2、 双曲面齿轮传动 双曲面齿轮传动 (图 2.4b)的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离 E，此距离称为偏移距。由于偏移距 E 的存在，使主动齿轮螺旋角 1大于从动齿轮螺旋角 2。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比 ： 2121 coscosFF(2.1) 式中 ： F1、 F2 主、从动齿轮的圆周力 ,N; 1 、 2 主、从动齿轮的螺旋角。 螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一 点 A 的切线 TT 与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角 (图 2.5)。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。 nts 7 图 2.5 双曲面齿轮副受力情况 双曲面齿轮传动比为 ： 112211220 c osc os rrrF rFi s (2.2) 式中 ： i0s 双曲面齿轮传动比； r1 主动齿轮平均分度圆半径 ， mm； r2 从 动齿轮平均分度圆半径 ， mm。 螺旋锥齿轮传动比 i0L为 ： 120 rri L (2.3) 令12coscos K，则 i0s=Ki0L。由于 12，所以系数 K1，一般为 1.25 1.507。 3、 圆柱齿轮传动 圆柱齿轮传动 (图 2.4c)一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥 (图 2.6)和双级主减速器贯通式驱动桥。 4、 蜗杆传动 蜗杆 (图 2.4d)传动与锥齿轮传动相比有如下优点： (1)在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比 (可大于 7)。 (2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。 (3)便于 汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。 (4)能传递大的载荷，使用寿命长。 5、 结构简单，拆装方便，调整容易。 但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。 nts 8 蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上 8。 图 2.6 发动机横置且前置前驱动轿车驱动桥 2.4 主减速器的减速形式 主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等 9。 2.4.1 单级主减速器 图 2.7 单级主减速器 可由一对 圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比 i0不能太大，一般 i07，进一步提高 i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。 单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。 2.4.2 双级主减速器 nts 9 双级主减速器与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比， i0 一般为7 12。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。 整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级 为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮 (图2.9a)；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2.9b)；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮 (图 2.9c)。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 (图 2.9d)、斜向 (图 2.9e)和垂向 (图 2.9f)三种布置方案。 在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减速器中分配传动比时，圆柱齿轮副和锥齿轮副传动比的比值一般为 1.4 2.0，而且锥齿轮副传动比一般为 1.7 3.3，这样可减小锥齿轮啮合时的轴向载荷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，以改善其支承刚度，提高啮合平稳性和工作可靠性。 图 2.8 双级主减速器 双速主减速器 (图 2.8)内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。它与普通变速器相配合，可得到双倍于变速器的挡位。双速主减速器的高低挡减速比是根据汽车的使用条件、发动机功率及变速器各挡速比的大小来选定的。大的主减速比用于汽车满载行驶或在困难道路上行驶，以克服较大的行驶阻力并减少变速器中间挡位的变换次数；小的主减速比则用于汽车空载、半载行驶或在良好路面上行驶，以改善汽车 的燃料经济性和提高平均车速。 双速主减速器的换挡是由远距离操纵机构实现的，一般有电磁式、气压式和电一气压综合式操纵机构。由于双速主减速器无换挡同步装置，因此其主减速比的变换是 在停车时进行的。双速主减速器主要在一些单桥驱动的重型汽车上采用 10。 nts 10 (a) (b) (c) (d) (e) 图 2.9 双级主减速器布置方案 2.4.3 贯通式主减速器 贯通式主减速器 (图 2.10 a,b)根据其减速形式可分成单级和双级两种。单级贯通式主减速器具有结构简单，体积小，质量小，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性等优点，主要用于轻型多桥驱动的汽车上。 根据减速齿轮形式不同，单级贯通式主减速器又可分为双曲面齿轮式及蜗轮蜗杆式两种结构。双曲面齿轮式单级贯通式主减速器 (图 2.10a)是利用双曲面齿轮副轴线偏移的特点，将一根贯通轴穿过中桥并通向后桥。但是这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的限制，而且主动齿轮工艺性差，主减速比最大值仅在 5 左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱动桥上。当用于大型汽车时，可通过增设轮边减速器或加大分动器速比等方法来加大总减速比。蜗轮蜗杆式单级贯通式主减速器 (图 2.10 b)在结构质量较小的情况下可得到较大的速比。它使用于各种吨位多桥驱动汽车的贯通式驱动桥的布置。另外，它还具有工作平滑无声、便于汽车总布置的优点。如蜗杆下置式布置方案被用于大客车的贯通式驱动桥中，可降低车厢地板高度。 对于中、重型多桥驱动的汽车，由于主减速比较大，多采用双级贯通式主减速器。根据齿轮的组合方式不同，可分为锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮一锥齿轮式两种形式。锥 齿轮一圆柱齿轮式双级贯通式主减速器 (图 2.10a)可得到较大的主减速比，但是结构高度尺寸大，主动锥齿轮工艺性差，从动锥齿轮采用悬臂式支承，支承刚度差，拆装也不方便 11。 nts 11 (a) 锥齿轮一圆柱齿轮式 （ b） 圆柱齿轮一锥齿轮式 1-贯通轴 2-轴间差速器 图 2.10 双级贯通式主减速器 2.4.4 单双级减速配轮边减速器 在设计某些重型汽车、矿山自卸车、越野车和大型公共汽车的驱动桥时，由于传动系总传动比较大，为了使变速器、分动器、传动轴等总成所受载荷尽量小，往往将驱动桥的 速比分配得较大。当主减速比大于 12 时，一般的整体式双级主减速器难以达到要求，此时常采用轮边减速器。这样，不仅使驱动桥的中间尺寸减小，保证了足够的离地间隙，而且可得到较大的驱动桥总传动比。另外，半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件由于所受载荷大为减小，使它们的尺寸可以减小。但是由于每个驱动轮旁均设一轮边减速器，使结构复杂，成本提高，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较困难。 综上分析，本设计中采用单级减速器就能满足要求。 2.5 本章小结 本章首先确定了主减速比， 用以 确定其它参数。对主减速器型式确定中主要从主减速器 齿轮的类型、主减速器的减速形式、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择、从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择 。 nts 12 第 3 章 主减速器齿轮基本参数的选择与计算 3.1 主减速器齿轮计算载荷的确定 1、 按发动机最大转矩和传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 Tce 5.698 90m a x n KiTT TTLeje mN (3.1) 4.12 4 512 LBLBrj i rGT mN (3.2) 式中： maxeT 发动机最大转矩 245 mN ； TLi 由发动机至所计算的主减速器从动齿轮间的传动系最低档传动比 31.7； T 传动系上述传动部分的传动效率， T =0.9； 0K由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，取 1； n 该车驱动桥数目， n 取 1； 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷； 轮胎对地面的附着系数，取 0.85； LBLBi ， 分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动比和传动效率。 2、 主动锥齿轮的计算转矩为 ： 2.1690)()(LB PHRLBrTajm fffni rGGT mN (3.3) 式中 : Ga 汽车满载总质量， N； GT 所牵引的挂车的满载总质量 ， N； 但仅用于牵引车的计算； rr 车轮滚动半径， m； fR 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.02； fH 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车取 0.050.09。 表 3.1 车驱动桥齿轮的许用应力 计算载荷 主减速器齿轮的 许用弯曲应力 主减速器齿轮的 许用接触应力 差速器齿轮的许用弯曲应力 jeT，jT中的较小者 700 2800 980 jmT210.9 1750 210.9 nts 13 3.2 主减速器齿轮参数的选择 1、 主、从动齿数的选择 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀， z1， z2 之间应避免有公约数；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；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车 z1 一般不小于 6；主传动比 i0 较大时， z1 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。对于不同的主传动比， z1 和 z2 应有适宜的搭配 12。 主减速器的传动比为 6.73，初定主动齿轮齿数 z1=7，从动齿轮齿数 z2=41。 2、从动锥齿轮节圆直径 d2及端面模数 mt的选择 根据从动锥齿轮的计算转矩 见式 3.1和式 3.2并取两式计算结果中较小的一个作为计算依据，按经验公式选出： 32 2 jd TKd (3.4) 式中： Kd2直径系数，取 Kd2=13 15.3； Tj计算转矩， N m，取jT，jeT较小的 ，jeT=6989.5。 计算得， d2=286.796mm d2 选定后，可按式 m=d2/z2 算出从动齿轮大端模数，并用下式校核 : 73 jmt TKm(3.5) 所以有 ： d1=49mm d2=287mm。 3、螺旋锥齿轮齿面宽的选择 通常推荐圆锥齿轮从动齿轮的齿宽 F 为其节的 锥距0A0.3 倍。对于汽车工业，主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用： F=0.155 2d =45mm 4、锥齿轮螺旋方向 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左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。 5、法向压力角 a 的选择 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 nts 14 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 “格里森 ”制主减速器螺旋锥齿轮来说，载货汽车可选用 20压力角。 6、主从动锥齿轮几何计算 计算结果如表 表 3.2 主减速器齿轮的几何尺寸计算用表 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 1 主动齿轮齿数 1z 7 2 从动齿轮齿数 2z 41 3 模数 m 7 4 齿面宽 F 1F =45mm 5 工作齿高 mHhg 1 gh 8.3mm 6 全齿高 mHh 2 h =13.22mm 7 法向压力角 =20 8 节圆直径 d =m z 1d 49mm 2d =287mm 9 节锥角 1 arctan 21zz 2 =90- 1 1 =9.69 2 =80.31 10 节锥距 A0 = 11sin2 d= 22sin2 dA0 =145.58mm 11 齿顶高 21 aga hhh mkh aa 2 1ah =8.61mm 2ah =3.29mm 12 齿根高 fh = ahh 1fh =4.61mm 2fh =9.93mm 13 外圆直径 1111 cos2 aa hdd 2ad = 221 cos2 ahd 1ad =65.97mm 2ad =288.11mm 3.3 主减速器锥齿轮的强度校核 主减速器 锥齿轮 的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于 主减速器 齿轮的材料及热处理应有以下要求： （ 1） 具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故 nts 15 齿 表面应有高的硬度； （ 2） 轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断； （ 3） 钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减 少生产成本并将低废品率； （ 4） 选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。 汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为 20CrMnTi 用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到 58 64HRC，而心部硬度较低，当端面模数 m 8 时为 29 45HRC。 对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数 m5时， 为 0.9 1.3mm 当端面模数 m5 8 时，为 1.0 1.4mm 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 0.010mm 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。 1、 单位齿长上的圆周力 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 ： FPp (3.6) 式中： p单位齿长上的圆周力 ， N/mm； P作用在齿轮上的圆周力， N，按发动机最大转矩 Te max 和最大附着力矩G2 rr 两种载荷工况进行计算。 按发动机最大转矩计算时： FdiTp ge21013max(3.7) 式中： Te max发动机输出的最大转矩，在此取 245N m； ig 变速器的传动比； d1 主动齿轮节圆直径，在此取 49mm。 按上式计算一档时：25.1 0 8 2452491071.42 4 5 3 p N mm nts 16 表 3.3 许用单位齿长上的圆周力 p (N mm) 一档 二档 直接档 轿车 893 536 321 载货汽车 1429 250 公共汽车 982 214 牵引汽车 536 250 由表可知 p80 if I II III IV V 1 9 90 1 4 20 75 0.8 2.5 16 80.7 2 6 27 65 1 4 15 50 1 3 11 85 0.5 3.5 7 59 0.5 2 5 15 77.5 Tf I II III IV V 60 60 50 70 65 60 60 65 60 50 50 70 70 60 60 70 70 60 60 50 60 70 60 50 60 70 70 50 60 70 70 60 注：表中 Kr=Te max/(0.1Ga)， 式中： Te max发动机最大转矩， N m； Ga汽车总重， kN。 经计算 Td=232.34Nm 齿面宽中点的圆周力 P 为： mdTP 2 =11490.6N (3.11) 式中： T作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩 T1d； dm该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。 对于螺旋锥齿轮 ： 2222 sin Fdd m 2121 zzdd mm 由此可得 ： d1m 40.44mm d2m =242.6mm； 计算锥齿轮的轴向力与径向力根据条件选用表 3.5 中公式。 nts 20 表 3.5 圆锥齿轮轴向力与径向力 主动齿轮 轴向力 径向力 螺旋方向 旋转 方向 右 左 顺时针 反时针 )c o ss ins in( t a nc o s 221 PA)c o ss ins in( t a nc o s 112 PA)s ins inc o s( t a nc o s 221 PR)s ins inc o s( ta nc o s 112 PR右 左 反时针 顺时针 )c o ss ins in( ta nc o s 111 PA)c o ss ins in( t a nc o s 222 PA)s ins inc o s( t a nc o s 111 PR)s ins inc s( tac o s 222 PR主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针： )c o ss ins in( t a nc o s 111 PA =8783.08N (3.12) )s ins inc o s( t a nc o s 111 PR = 3698.31N (3.13) 式中： 齿廓表面的法向压力角 20 ； 1主动齿轮的节锥角 9.69 ； 2从动齿轮的节锥角 80.31 。 因为输入轴的轴向力等于输出轴的径向力，输入轴的径向力等于输出轴的轴向力，所以： 31.36 9812 RA N 08.87 8321 RA N 2、主减速器轴承载荷的计算 图 3.3 主减速器轴承的布置尺寸 轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向 支承反力的向量和。当主减速器的齿轮nts 21 尺寸，支承形式和轴承位置已初步确定，计算出齿轮的轴向 力、径向力圆周力后，则可计算出轴承的径向载荷。 对于采用 跨置 式的主动锥齿轮和跨置式的从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图 3.4所示 轴承 A， B 的径向载荷分别为 ： AR = 21112 5.01 mdAbRbPa (3.14) 21112 5.01 mB dAcRcPaR (3.15) 式中：已知 P， R1， A1 , d1m , a=35mm， b=20mm， c=15mm。 所以，轴承 A 的径向力 RA=7641.7N 轴承 B 的径向力 RB=9062.3N 轴承的寿命为 ： 610 QfCrfLpt(3.16) 式中： ft 为温度系数，在此取 1.0； fp 为载荷系数，在此取 1.2； Cr额定动载荷， N：其值根据轴承型号确定。 此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速 2n为 ： ramr vn 66.22 r/m (3.17) 式中： rr轮胎 的滚动半径， 0.373m； vam汽车的平均行驶速度， km/h;对于载货汽车和公共汽车可取 30 35 km/h，在此取 35 km/h。 所以有上式可得 n2=383.0 3566.2 =242.9 r/min 主动锥齿轮的计算转速 n1=242.96.73=1645.6 r/min。 所以轴承能工作的额定轴承寿命： nLLh 60(3.18) nts 22 式中 : n 轴承的计算转速， 1645.6r/min。 若大修里程 S 定为 100000 公里，可计算出预期寿命即 ： amvSL h(3.19) 所以 hL =35100000=2941.18 h 对于轴承 A 和 B， 分别 是单独一个轴承，根据尺寸，在此 轴承 A 选用 N205E 型轴承， d=25mm,D=52mm， Cr=27.5KN14。 对于轴承 A，在此径向力 RA=7641.7N，轴向力 A=8783.08.N。 当量动载荷 ： Q=RA=7641.7N (3.20) 所以轴承的使用寿命为： hL = 66010 QCrn=8127.54h2941.18 h= hL 所以轴承 A 符合使用要求。 对于轴承 B，径向力 RB=9062.3N，轴向力 A=3698.3，所以 A/R=0.47e X=0.4,Y=1.6 当量动载荷 ： Q= fd(XRB+YA) 式中： fd冲击载荷系数在此取 1.2； 所以， Q=1.2（ 0.412255.53+1.67204.88） =19715.7N hL = QCrn60106 = 3107.1971525420058.13107.16666 =3731.02 h3076.9 h= hL 所以轴承 B 符合使用要求。 轴承 C,D 的径向载荷 212 5.01 mC AdPbPbaR =7170.8 N （ 3.21） 212 5.01 mD AdPcPcaR =7685.1 N （ 3.22） 上式 a =210 b =120 c =90 因为轴承 C， D是对称安装，且型号承受载荷相同，所以 C,D的轴承寿命相同，所以计算轴承 C的寿命即可。 nts 23 按当量转矩求出 轴承的径向载荷 R 及轴向载荷 A 以后，即可按下式求轴承的当量动载荷 Q : YAXRQ N 式中： X 径向系数； Y 轴向系数。 对单列圆锥滚子轴承来说，当 eRA时， X =1， Y =0；当 eRA 时， 4.0X ， Y 值及判断参数 e 见轴承手册或产品样本。 因为轴承型号均为 30211，所以 e =0.4。 所以对于前轴承 C 来说， eRAC 54.02 ，所以 X =0.4， Y =1.7； 5.94302 YAXRQ CCN （ 3.23） 在实际中，常以小时数表示轴承的额定寿命： 对于轴承 C： nLL ChC 60 =5192.96 h 2941.18 h= hL （ 3.24） 式中： n 轴承计算转速， min/r ；可根据汽车的平均行驶速度 amv 计算。对于主减速器主动齿轮轴承的计算转速 n 为 ramr vn 66.2=242.9 min/r （ 3.25） 式中： r 轮胎滚动半径， m； amv汽车的平均行驶速度， km/h；对于载货汽车可取为 30-35 km/h。amv取35km/h； 所以轴承 C， D 符合使用要求。 3.5 主 减速器相关零部件的设计 3.5.1 差速器的设计 汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两nts 24 轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮 滚动半径不相等；这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。 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。差速器可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。 20 1、 对称式圆锥行星齿轮差速器原理 对称式锥齿轮差速器是一种 行星齿轮机构。如图 3.5 所示， 差速器壳 3 与行星齿轮轴 5 连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮 6 固连在一起，固为主动件，设其角速度为0；半轴齿轮 1 和 2 为从动件，其角速度为 1 和 2 。 A、 B 两点分别为行星齿轮 4 与半轴齿轮 1 和 2 的啮合点。行星齿轮的中心点为 C， A、 B、 C 三点到差速器旋转轴线的距离均为 r 。 图 3.4 差速器差速原理 当行星 齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径 r 上的 A、 B、 C 三点的圆周速度都相等（图 3.4），其值为0 r。于是 1 = 2 =0， 即差速器不起作用，而半轴角速度等于差速器壳 3 的角速度。 当行星齿轮 4 除公转外，还绕本身的轴 5 以角速度 4 自转时（图），啮合点 A 的圆周速度为 1 r =0 r+ 4 r ，啮合点 B 的圆周速度为 2 r =0 r- 4 r 。于是 1 r + 2 r =（ 0 r + 4 r ） +( 0 r - 4 r ) 即 1 + 2 =20（ 3.26） 若角速度以每分钟转数 n 表示，则 021 2nnn （ 3.27） 式（ 3.27）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧nts 25 驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。 由式（ 3.27）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的 转速为零 ， （例如中央制动器制动传动轴时）若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则 有 另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。 2、 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 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。它可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。本设计即使用普通锥齿轮差速器。 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 3.5 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 公路 车辆上。 1-轴承； 2-左外壳； 3-垫片； 4-半轴齿轮； 5-垫圈； 6-行星齿轮； 7-从动齿轮； 8-右外壳； 9-十字轴； 10-螺栓 图 3.5 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 3、 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 （ 1） 行星齿轮数目的选择 载货汽车多用 4 个行星齿轮。 （ 2） 行星齿轮球面半径 BR （ mm）的确定 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半径 BR ， 它就是行星齿轮的安装尺寸，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： 3jBB TKR （ mm） （ 3.28） nts 26 式中： BK 行星齿轮球面半径系数， 2.52 2.99； jT，取jT，jeT较小的者即jeT=6989.5 mN mN 。 经计算 BR =48.1857.17mm，取 BR =55mm 差速器行星齿轮球面半径 BR 确定后，即根据下式预选其节锥距： 0A=（ 0.98 0.99） BR =53.9 54.45mm 取 54mm （ 3.29） （ 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少，但一般不应少 于 10。半轴齿轮的齿数采 用 14 25。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5 2 范围内。 在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数 RL zz 22 , 之和，必须能被行星齿轮的数目 n 所整除，否则将不能安装，即应 满足： nzz rL 22= I （ 3.30） 式中： z2L ， z2r左，右半轴齿数， z2L =z2r； n行星齿轮数， n=4； I任意整数 。 取 行星齿轮齿数 1z =10，半轴齿轮齿数 2z =18，满足条件。 （ 4） 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直 径的初步确定 首先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角 21, ： ;95.60a r c t a n;05.29a r c t a n1221 11 zzzz （ 3.31） 式中： 21,zz 行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： 22 011 0 s i n2s i n2 zAzAm =5.24 （ 3.32） 由机械设计手册： GB/T12368-1990，取标准模数 m =5mm； 确定模数后，节圆直径 d 即可由下式求得： mmmzdmmmzd 90;5021 21 （ 3.33） （ 5） 压力角 目前汽车差速器齿轮大都选用 3022
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