轻型载货汽车驱动桥设计毕业设计

轻型载货汽车驱动桥设计 作 者 姓 名 指 导 教 师 单 位 名 称 机械工程与自动化学院 专 业 名 称 车辆工程 Drive axle design 毕业设计 论文 任务书毕业设计 论文 任务书 毕业设计 论文 题目 毕业设计 论文 题目 轻型载货汽车驱动桥设计轻型载货汽车驱动桥设计 基本内容 基本内容 1 满足如下设计参数要求 总质量 6000kg 装载质量 3000kg 轴距 4000mm 后轮距 1500mm 钢板弹簧座中心距离 865mm 满载时前轴荷 1900kg 满载时后轴荷 4100kg 最大功率 70kw 3200r min 最大转矩 200Nm 2200r min 2 进行总体方案分析 总体参数设计和计算 完成总体设计全部内容 3 进行零部件设计好校核计算 标准件选择和校核等 4 完成总体和主要零部件二维设计 5 撰写毕业设计说明书 6 翻译一篇与汽车相关的外文文献 毕业设计 论文 专题部分 毕业设计 论文 专题部分 题目 题目 基本内容 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 I 年年 月月 日日 摘 要 轻型汽车在商用汽车生产中占有很大的比重 而且驱动桥在整车中十分重要 驱 动桥作为汽车四大总成之一 它的性能的好坏直接影响整车性能 而对于载货汽车显 得尤为重要 为满足目前当前载货汽车的快速 高效率 高效益的需要时 必须要搭 配一个高效 可靠的驱动桥 设计出结构简单 工作可靠 造价低廉的驱动桥 能大 大降低整车生产的总成本 推动汽车经济的发展 并且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 所以本 题设计一款结构优良的轻型货车驱动桥具有一定的实际意义 本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数 在分析驱动桥各部分结构形 式 发展过程及其以往形式的优缺点的基础上 确定了总体设计方案 采用传统设计 方法对驱动桥各部件主减速器 差速器 半轴 桥壳进行设计计算并完成校核 最后 运用 CAXA 完成装配图和主要零件图的绘制 关键词 轻型货车 驱动桥 主减速器 差速器 半轴 桥壳 东北大学毕业设计 Abstract Abstract Pickup trucks take a large proportion of commercial vehicles production and the drive axle is one of the most important structure Drive axle is the one of automobile four important assemblies Its performance directly influence on the entire automobile especially for the truck Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed heavy loaded high efficiency high benefit today truck must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the trucks developing tendency Design a simple reliable low cost of the drive axle can greatly reduce the total cost of vehicle production and promote the economic development of automobile and automotive drive axle of the study and design practice can better learn and to master modern automotive design and mechanical design of a comprehensive knowledge and skills so the title of the fine structure of the design of a pickup vehicle drive axle has a certain practical significance In this paper first of all determine the structure of major components and the main design parameters the analysis of the various parts of the structure of the bridge drive type the form of the development process and its advantages and disadvantages of the past determined on the basis of the design program using the traditional design method of various parts of the drive axle Main reducer differential axle axle housing was designed to calculate and complete the check Finally complete the final assembly drawing by using CAXA and mapping the main components Keywords Pickup truck Drive axle final drive Differential Axle Drive Axle housing 东北大学毕业设计 目录 目 录 毕业设计 论文 任务书 摘 要 ABSTRACT 第 1 章 绪 论 1 1 1 选题背景目的及意义 1 1 2 国内外驱动桥研究状况 2 1 3 设计主要内容和预期成果 4 第 2 章 驱动桥的总体方案确定 5 2 1 驱动桥结构种类和设计要求 5 2 1 1 汽车车桥的种类 5 2 1 2 驱动桥的种类 5 2 1 3 驱动桥的组成 6 2 1 4 驱动桥的设计要求 6 2 2 主减速器结构方案的确定 7 2 2 1 主减速比的计算 7 2 2 2 主减速器的齿轮类型 8 2 2 3 主减速器的减速形式 9 2 2 4 主减速器从动锥齿轮的支持形式及安装方法 11 2 3 差速器结构方案的确定 13 2 4 半轴形式的确定 14 东北大学毕业设计 目录 2 5 桥壳形式的确定 15 2 6 本章小结 16 第 3 章 主减速器设计 17 3 1 概述 17 3 2 主减速器齿轮参数的选择与强度计算 17 3 2 1 主减速器齿轮计算载荷的确定 17 3 2 2 主减速器齿轮参数的选择 19 3 2 3 螺旋锥齿轮的强度计算 22 3 2 4 主减速器的轴承计算 30 3 3 主减速器齿轮材料及热处理 37 3 4 主减速器斜齿圆柱齿轮的参数选择和设计计算 38 3 5 本章小结 41 第 4 章 差速器的设计 43 4 1 对称式圆锥行星齿轮式差速器的设计计算 44 4 1 1 行星齿轮数 44 4 1 2 行星齿轮球面半径和节锥距 44 4 1 3 行星齿轮和半轴齿轮齿数 44 4 1 4 行星齿轮和半轴齿轮节锥角及模数 44 4 1 5 半轴齿轮与行星齿轮齿形参数 45 4 1 6 压力角 45 4 1 7 行星齿轮安装孔直径及其深度的确定 45 4 2 对称式圆锥行星齿轮差速器的材料 47 4 3 对称式圆锥行星齿轮差速器的强度计算 48 东北大学毕业设计 目录 第 5 章 驱动车轮的传动装置设计 49 5 1 半轴的设计与计算 49 5 2 半轴的结构设计及材料与热处理 52 第 6 章 驱动桥壳的设计 53 6 1 桥壳的受力分析及强度计算 53 6 1 1 桥壳的静弯曲应力计算 53 6 1 2 在不平路面冲击作用下的桥壳强度计算 55 6 1 3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 56 6 1 4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 57 6 1 5 受最大侧向力时的桥壳强度计算 59 第 7 章 经济性和环保性分析 61 第 8 章 结论 62 致谢 63 参考文献 64 附录 65 0 第 1 章 绪 论 1 1 选题背景目的及意义 在我国轻型货车占有较大市场 据中国汽车工业协会统计 截至 2007 年底 国 内轻型货车 1 8 吨16 时 取 0 max 195 0 e Ta T GG P f 1612 4 jm T PHR LBLB rTa fff ni rGG 005 0 015 0 1196 0 405 058800 mN 3 2 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 之间应避免 1 z 2 z 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一般不小于 6 1 z 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 对于不同的主传 0 i 1 z 动比 和应有适宜的搭配 1 z 2 z 主减速器的传动比为 6 14 初定主动齿轮齿数 z1 21 从动齿轮齿数 z2 43 19 2 从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择 2 d t m 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 3 2 2 j d TKd 3 5 式中 直径系数 取 13 16 2 d K 2 d K 计算转矩 取 较小的 取 6675 46 j TmN j T je T je TmN 计算得 244 78 301 26mm 初取 301mm 2 d 2 d 选定后 可按式算出从动齿轮大端模数 并用下式校核 2 d 22 z dm 3 t mj mKT 3 6 式中 模数系数 取 0 3 0 4 m KKm 计算转矩 取 j TmN je T 5 67 7 53 3 t mj mKT 3 46 6675 4 0 3 0 由 GB T12368 1990 取 7 满足校核 t m 所以有 147mm 301mm 1 d 2 d 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 为其节锥距的 0 3 倍 对于汽车工业 主 0 A 减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用 0 155 46 66mm 可初取 50mm 2 b 2 d 2 b 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 55 1 bmm 20 4 螺旋锥齿轮螺旋方向 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 旋角的选择 螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的 齿面宽中点处为该齿轮的名义螺旋角 螺旋角应足够大以使1 25 因越大传动就越干稳 噪声就越低 在一般机械 F m F m 制造用的标准制中 螺旋角推荐用 35 6 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 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 7 主从动锥齿轮几何计算 计算结果如表 3 1 表 3 1 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1z21 2从动齿轮齿数2z43 3模数m7 4齿面宽b 55mm 1 b 50mm 2 b 5工作齿高mHhg1 10 92mm gh 21 序号项 目计 算 公 式计 算 结 果 6全齿高mHh2 12 131mmh 7法向压力角 20 8轴交角 90 9节圆直径 dmz 147mm 1d 301mm2d 10节锥角 arctan 1 2 1 z z 90 2 1 26 03 1 63 97 2 11节锥距 A 0 1 1 sin2 d 2 2 sin2 d A 167mm0 12周节t 3 1416 mt 21 99mm 13齿顶高 21agahhh mkh a a 2 9 03mm1ah 1 89mm2ah 14齿根高 fhahh 3 101mm1fh 10 241mm2fh 15径向间隙c ghh c 1 211mm 16齿根角 0 arctan A hf 1 065 1 3 51 2 17面锥角 2 11 a 1 22 a 29 58 1a 65 035 2a 18根锥角 1f 1 1 2f 2 2 24 9 1f 60 128 2f 19外圆直径 1111cos2 aahdd 2ad222cos2 ahd 163mm1ad 303mm2ad 20节锥顶点止齿轮外缘距离11 2 01 sin 2 ah d 146 5mm 01 71 8mm 02 22 序号项 目计 算 公 式计 算 结 果 2 1 02 d 22sin ah 21理论弧齿厚 21 sts mSs k 2 14 27mm 1 s 8 82mm 2 s 22齿侧间隙B 0 305 0 4060 32mm 23螺旋角 35 3 2 3 螺旋锥齿轮的强度计算 1 损坏形式及寿命 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 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 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 23 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 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 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 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 24 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 mm 表 3 2 给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值 2 表 3 2 汽车驱动桥齿轮的许用应力 N mm 2 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 中的较小者中的较小者 je T j T 7002800980 jm T 210 91750210 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 不能 作为疲劳损坏的依据 25 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 F P p 3 7 式中 单位齿长上的圆周力 N mm p P 作用在齿轮上的圆周力 N 按发动机最大转矩和最大附着力矩 maxe T 两种载荷工况进行计算 rrG 2 按发动机最大转矩计算时 F d iT p ge 2 10 1 3 max 3 8 式中 发动机输出的最大转矩 在此取 200 maxeTmN 变速器的传动比 gi 主动齿轮节圆直径 在此取 49mm 1d 按上式计算一档时 N mm13 986 50 2 49 1001 6 200 3 p 直接档时 N mm 08 164 50 2 49 101200 3 p 表 3 3 许用单位齿长上的圆周力 N mm p 26 一档二档直接档 轿车893536321 载货汽车1429250 公共汽车982214 牵引汽车536250 按最大附着力矩计算时 F d rG p r 2 10 2 3 2 3 9 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2G 虑汽车最大加速时的负荷增加量 在此取 40180N 轮胎与地面的附着系数 在此取 0 85 轮胎的滚动半径 在此取 0 405m rr 按上式 1838 13 N mm 5005 150 10405 0 85 0 40180 3 p 虽然附着力矩产生的 p 很大 但由于发动机最大转矩的限制 p 最大只有 986 13 N mm 可知 校核成功 2 轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为 2 mmN w JmzFK KKKT v mSj w 2 0 3 102 3 10 类别 档位 27 式中 齿轮计算转矩 对从动齿轮 取 较小的者即 6675 46 j TmN j T je T je T 和 1612 4来计算 对主动齿轮应分别除以传动效率和传动比mN jm TmN 得 1132 51 273 54 1je TmN 1jm TmN 超载系数 1 0 0 K 尺寸系数 0 7245 s K s K 4 4 25 m 载荷分配系数取 1 m K m K 质量系数 对于汽车驱动桥齿轮 档齿轮接触良好 节及径向跳动 v K 精度高时 取 1 J 计算弯曲应力用的综合系数 见图 3 1 0 242 0 181 1 J 2 J 求 综 合 系 数 J 的 齿 轮 齿 数 28 图 3 1 弯曲计算用综合系数 J 按计算 主动锥齿轮弯曲应力 359 45 N mm 700 N mm je T 1w 22 从动锥齿轮弯曲应力 507 27 N mm 700 N mm 2w 22 按计算 主动锥齿轮弯曲应力 116 08 N mm 210 9 N mm jm T 1w 22 从动锥齿轮弯曲应力 122 53 N mm 210 9N mm 2w 22 综上所述由表 3 2 计算的齿轮满足弯曲强度的要求 3 轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力 N mm 为 j 2 JFK KKKKT d C v fmsjzp j 3 0 1 102 3 11 式中 主动齿轮计算转矩分别为 1132 51 273 54 jz T 1je TmN 1jm TmN 材料的弹性系数 对于钢制齿轮副取 232 6 p CmmN 2 1 主动齿轮节圆直径 49mm 1 d 同 3 10 0 K v K m K 尺寸系数 1 s K s K 表面质量系数 对于制造精确的齿轮可取 1 f K F 齿面宽 取齿轮副中较小值即从动齿轮齿宽 50mm J 计算应力的综合系数 J 0 135 见图 3 2 所示 大齿轮齿数 2 z 29 图 3 2 接触强度计算综合系数 J 按计算 2749 78 2800 N mm je T j 2 按计算 1351 41 1750 N mm jm T j 2 由表 3 2 轮齿齿面接触强度满足校核 4 主动齿轮轴的弯矩 如图 3 3 所示为主动齿轮受力及弯矩图 小 齿 轮 齿 数 1 z 接触强度计算用 J 30 图 3 3 主动齿轮轴弯矩图 危险截面上的合成弯曲应力为 3 12 W TM W M 22 式中 弯曲截面系数 D 35mm W 32 3 D W 主动齿轮计算转矩为 273 54TmN 危险截面弯矩 主动齿轮径向力为 3091 05N M 经计算 66 7MPa 230MPa 所以主动齿轮轴满足要求 3 2 4 主减速器的轴承计算 轴承的计算主要是计算轴承的寿命 设计时 通常是先根据主减速器的结构尺寸 初步确定轴承的型号 然后验算轴承寿命 影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷 及工作条件 因此在验算轴承寿命之前 应先求出作用在齿轮上的轴向力 径向力 圆周力 然后再求出轴承反力 以确定轴承载荷 1 作用在主减速器主动齿轮上的力 如图 3 4 所示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 31 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 图 3 4 主动锥齿轮工作时受力情况 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 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 dT 3 13 3 1 33 3 33 3 2 22 3 1 11max 100100100100100 1 TR gRiR T gi T gi T gied f if f if f if f ifTT 式中 发动机最大转矩 在此取 200N m maxeT 变速器在各挡的使用率 可参考表 3 4 选取1 if2ifiRf 0 5 2 5 15 77 5 变速器各挡的传动比 6 01 3 82 2 44 1 55 1 1gi2gigRi 变速器在各挡时的发动机的利用率 可参考表 3 4 选取1Tf2TfTRf 50 60 70 70 60 表 3 4 及的参考值ifTf 32 变速器 档位 ifTf 轿车公共汽车载货汽车 IV 挡 车型 III 挡 80 T K IV 挡IV 挡 带 超速档 IV 挡 IV 挡 带 超速档 V 挡 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 其中 发动机最大转矩 汽车总重 a e T G T K 1 0 max maxe TmN a GkN 经计算 193 732 N mdT 齿面宽中点的圆周力 P 为 9459 57N m d T P 2 3 14 式中 T 作用在该齿轮上的转矩 主动齿轮的当量转矩 d T1 该齿轮齿面宽中点的分度圆直径 对于螺旋锥齿轮 m d 2 2 22sin Fddm 33 2 1 21 z z ddmm 所以 40 96mm md1 251 64mm md2 从动齿轮的节锥角 80 753 2 计算螺旋锥齿轮的轴向力与径向力根据条件选用表 3 5 中公式 表 3 5 圆锥齿轮轴向力与径向力 主动齿轮 螺旋 方向 旋转 方向 轴向力径向力 右 左 顺时针 反时针 cossinsin tan cos 221 P A cossinsin tan cos 112 P A sinsincos tan cos 221 P R sinsincos tan cos 112 P R 右 左 反时针 顺时针 cossinsin tan cos 111 P A cossinsin tan cos 222 P A sinsincos tan cos 111 P R sinsincos tan cos 222 P R 主动齿轮的螺旋方向为左 旋转方向为顺时针 7204 88 N cossinsin tan cos 111 P A 3 15 3091 05 N sinsincos tan cos 111 P R 3 16 从动齿轮的螺旋方向为右 旋转方向为逆时针 3091 05 N cossinsin tan cos 222 P A 3 17 34 7204 88 N sinsincos tan cos 222 P R 3 18 式中 齿廓表面的法向压力角 20 主动齿轮的节锥角 26 07 1 从动齿轮的节锥角 63 97 2 2 主减速器轴承载荷的计算 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 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 对于采用悬臂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 5 所示 图 3 5 主减速器轴承的布置尺寸 轴承 A B 的径向载荷分别为 3 19 A R 2 111 2 5 0 1 m dAbRbP a 3 20 2 111 2 5 0 1 m BdAcRcP a R 35 式中 已知 9459 57N 3091 05N 7204 88N 40 96mm P 1 R 1 Amd1 a 43mm b 26mm c 69mm 所以 轴承 A 的径向力 5929 29 NAR 轴承 B 的径向力 12255 52 N B R 轴承的寿命为 s 6 10 Qf Crf L p t 3 21 式中 为温度系数 在此取 1 0 tf 为载荷系数 在此取 1 2 pf 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 为2n r min 3 22 r am r v n 66 2 2 式中 轮胎的滚动半径 0 405m rr 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 amv km h 在此取 32 5 km h 所以有上式可得 213 45 r min2n 405 0 5 3266 2 主动锥齿轮的计算转速 213 45 6 14 1310 58 r min 1n 所以轴承能工作的额定轴承寿命 h 3 23 n L Lh 60 式中 轴承的计算转速 1310 50r min n 若大修里程 S 定为 100000 公里 可计算出预期寿命即 36 h hL amv S 3 24 所以 3076 9 hhL 5 32 100000 对于轴承 A 和 B 在此并不是单独一个轴承 而是一对轴承 根据尺寸 在此 选用 30207 型轴承 d 35mm D 72mm Cr 54 2KN e 0 37 对于轴承 A 在此径向力 5929 29N 轴向力 A 7204 88N 所以 1 21 eAR R A X 0 4 Y 1 6 当量动载荷 Q YAXRf B d 3 25 式中 冲击载荷系数在此取 1 2 df 所以 Q 1 2 0 4 5929 29 1 6 7204 88 16679 4N 由于采用的是成对轴承 2Cr 所以轴承的使用寿命为 rC 6514 5 h 3076 9 h hL Q Cr n60 106 3 10 4 16679 254200 58 1310 7 16666 hL 所以轴承 A 符合使用要求 对于轴承 B 径向力 12255 53N 轴向力 A 7204 88 所以 0 47 e B R R A X 0 4 Y 1 6 当量动载荷 Q YAXRf B d 3 26 式中 冲击载荷系数在此取 1 2 df 所以 Q 1 2 0 4 12255 53 1 6 7204 88 19715 7N 3731 02 h 3076 9 h hL Q Cr n60 106 3 10 7 19715 254200 58 1310 7 16666 hL 所以轴承 B 符合使用要求 对于从动齿轮的轴承 C D 的径向力 37 R 3 27 c 2 22 2 2 5 0 1 m dAbRbP a 3 28 2 222 2 5 0 1 mD dAcRcP a R 已知 P 9459 57N 3091 05N 7204 88N a 240mm b 124mm c 116mm 2 A 2 R 所以 轴承 C 的径向力 4887 4N 轴承 D 的径向力 9939 38NcRDR 根据尺寸 轴承 C D 均采用 32103 其额定动载荷 Cr 为 82 8KN D 100mm d 65mm T 23mm e 0 35 对于轴承 C 轴向力 A 3091 05N 径向力 4887 4N 并且 0 63 e cR R A X 0 4 Y 1 7 所以 Q 1 2 0 4 3091 05 1 7 9939 38 2176 03N YRXAfd 6716 17 hL Q Cr n 7 16666 3 10 03 21760 82800 45 213 7 16666 hL 所以轴承 C 满足使用要求 对于轴承 D 轴向力 A 0N 径向力 R 23100 5N X 1 Y 0 所以 Q 9939 38N 91507 36 h hL Q Cr n 7 16666 3 10 38 9939 82800 45 213 7 16666 hL 所以轴承D满足使用要求 12 3 3 主减速器齿轮材料及热处理 驱动桥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 38 面疲劳点蚀 剥落 磨损和擦伤等 根据这些情况 对于驱动桥齿轮的材料及热处 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 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 8 时为 29 45HRC m 对于渗碳深度有如下的规定 当端面模数 m 5 时 为 0 9 1 3mm 当端面模数 m 5 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 对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达 25 对于滑动速度高的齿轮 为了提 高其耐磨性 可以进行渗硫处理 渗硫处理时温度低 故不引起齿轮变形 渗硫后摩 擦系数可以显著降低 故即使润滑条件较差 也会防止齿轮咬死 胶合和擦伤等现象 产生 3 4 主减速器斜齿圆柱齿轮的参数选择与设计计算 39 二级主减采用斜齿圆柱齿轮 1 选用七级精度 材料选择选择小齿轮的材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮的 材料为 45 钢 调质 硬度为 240 HBS 二者材料硬度相差 40HBS 初选小齿轮的齿数为 15 大齿轮的齿数为 45 初选螺旋角为 14 0 2 按齿面接触强度设计根据公式 d t 1 ud ZZ uTK H EH t 2 1 1 2 选 1 6 t K 由文献 7 图 10 30 选择区域系数 ZH 2 433 由文献 7 图 10 26 查得 0 7 0 78 所以 1 48 1 2 1 2 材料的弹性影响系数为 Z 189 8MPa E 2 1 文献 7 表 10 21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 600 Mpa 大齿轮的为 1limH 550 Mpa 2limH 文献 7 由式 10 13 计算应力循环次数 N1 2 88 10 N2 1 371 10 9 9 文献 7 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数 K 0 95 K 0 98 HN 2HN 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 由式 10 12 得 1H 576 Mpa 539 Mpa 许用接触应力为 576 539 2 557 5 Mpa 2H H 取齿宽系数为 1 d 小齿轮传递的转矩为 5371 53 10 3 40 把所有数据代入以上的公式得到 d t 1 48 174 3 计算圆周速度 v 6 09m s 4 计算齿宽以及模数 mnt b d 174 48 mnt 11 29 h 2 25 mnt 25 4 d t 1 1 1 cos Z d t b h 6 87 5 纵向重合度为 1 189 使用系数为 KA 1 由文献 7 图 10 8 得动载荷系数 K 1 11 由表 10 4 查得 v K 1 450 H 由文献 7 图 10 13 查得 K 1 35 F 由文献 7 表 10 3 查得 K K 1 2 所以载荷系数为 K KA K K H F v H K 1 931 H 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为 d1 d 184 95 t 1 3 t K K 7 由齿面接触计算模数 m 11 96 n 1 1 cos Z d 8 按齿根弯曲强度设计 计算载荷系数 K KA K KK 1 798 v F F 螺旋影响系数 0 87 Y 41 计算当量齿数 Z 16 41 Z 49 23 1v2v 查得齿形系数 Y 3 09 Y 2 35 由表 10 5 查得 Y 1 50 Y 1 70 1Fa2Fa1sa2sa 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 500 Mpa 大齿轮的为 380 Mpa 1FE 2FE 计算弯曲疲劳安全系数 s 1 4 1 303 57 2 236 14 F s FK EFN11 F 计算大小齿轮的 Y Y 1 0 01527 Y Y 2 0 01692 大齿轮的数值大 1Fa1sa F 2Fa2sa F 代入最初公式计算得出 mn9 30 疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数 取 mn 10 可满足弯曲强度 但为了同时满足接触疲劳强度 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数 于是由 Z 17 95 选择 Z 17 则 Z 17 3 03 51 51 1n md cos 1 12 选择 Z 50 2 9 几何尺寸计算 a 310 28mm 取为 310mm cos2 21 n mZZ 按圆整后的中心距修正螺旋角arccos 13 83 a mZZ n 2 21 0 计算大小齿轮的分度圆直径 d 156 19mm 取为 156mm 1 0 1 83 13cos n mZ 用以上公式计算得 464 32mm 取为 464mm 2 d 计算齿轮的宽度为 158mm 圆整后取mm 1 ddb 162 158 12 BB 计算得出齿顶圆 小齿轮直径为 180mm 大齿轮的直径为 486mm 42 齿根圆 小齿轮的直径为 140mm 大齿轮的直径为 446mm 3 5 本章小结 本章根据所给参数确定了主减速器计算载荷 并根据有关的机械设计 机械制 造的标准对齿轮参数进行合理的选择 最后对螺旋锥齿轮的相关几何尺寸参数进行列 表整理 并且对主动 从动齿轮进行强度校核 对主减速器齿轮的材料及热处理 主 减速器的润滑给以说明 东北大学毕业设计 第 4 章 差速器的设计 43 第 4 章 差速器的设计 根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮 道路以及它们之间的相互关系表明 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 左右两轮接触的路面条件不同 行使阻力不等等 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 功率和燃料消耗 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 汽车差速器有齿轮式 凸轮式 蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种结构型式 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 4 1 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 4 1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 东北大学毕业设计 第 4 章 差速器的设计 44 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 4 1 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计计算 4 1 1 行星齿轮数 n 通常情况下 货车的行星齿轮数 n 4 4 1 2 行星齿轮球面半径 Rb和节锥距 A 0 行星齿轮球面半径 Rb反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力 Rb Kb 3 d T 4 1 式中 Kb 行星齿轮球面半径系数 Kb 2 52 2 99 Td 计算转矩 为 8628 25Nm 将各参数代入式 4 1 有 Rb 61 32 mm 选为 62mm A 0 98 0 99 Rb 0 99x62 61 38mm 选为 62mm 0 4 1 3 行星齿轮和半轴齿轮齿数 z1和 z2 为了使轮齿有较高的强度 z1一般不少于 10 半轴齿轮齿数 z2在 14 25 选用 大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在 1 5 2 0 的范围内 且半轴齿轮齿 2 1 z z 数和必须能被行星齿轮齿数整除 查阅文献 经方案论证 初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 1 5 半轴齿轮 2 1 z z 齿数 z2 24 行星齿轮的齿数 z1 16 东北大学毕业设计 第 4 章 差速器的设计 45 4 1 4 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1 2及模数 m 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1 2分别为 1 1 2 z arctan z 4 2 2 2 1 z arctan z 4 3 将各参数分别代入式 4 2 与式 4 3 有 1 33 41 2 56 19 锥齿轮大端模 m 01 1 2A sin z 4 4 将各参数代入式 4 4 有 m 4 3 最终取模数 m 5 4 1 5 半轴齿轮与行星齿轮齿形参数 按文献 1 设计计算方法进行设计和计算 结果见表 4 1 4 1 6 压力角 目前 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 最小齿数 可减少到 10 并且在小齿轮 行星齿轮 齿顶不变尖的条件下 还可以由切向修正 加大半轴齿轮的齿厚 从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度 由于这种齿形的最小 齿数比压力角为 20 的少 故可以用较大的模数以提高轮齿的强度 在此选 22 5 的压力角 4 1 7 行星齿轮安装孔直径 及其深度 L 的确定 东北大学毕业设计 第 4 章 差速器的设计 46 8628 25Nm 0201 10 iiiTT g发 nl T L c 3 0 2 10 1 1 134 4 l 0 5 67 2 27 99 L 1 131 2 8 0ddd ln T c 1 1 103 0 式中 T0 差速器壳传递的转矩 Nm n 行星齿轮数 传动效率 取为 0 9 c 支承面许用挤压应力 取 69 MPa 表 4 1 半轴齿轮与行星齿轮参数 序号项目计算公式计算结果 1行星齿轮齿数 10 应尽量取小值1Z 16 1 z 2半轴齿轮齿数 14 252Z 24 2 z 3模数m 5mmm 4齿面宽b 0 25 0 30 A b 10m01