驱动桥设计说明书

汽车设计课程设计汽车设计课程设计 轻型货车驱动桥设计轻型货车驱动桥设计 姓姓 名名 黄华明黄华明 学学 号号 1243117312431173 专业班级专业班级 机英机英 123123 指导教师指导教师 王淑芬王淑芬 题目 1 整车性能参数 驱动形式 6x2 后轮 轴距 3800mm 轮距前 后 1750 1586mm 整备质量 4310kg 额定载质量 5000kg 空载时前轴分配负荷 45 满载时前轴分配负荷 26 前悬 后悬 1270 1915mm 最高车速 110km h 最大爬坡度 35 长 宽 高 6985 2330 2350 发动机型号 YC4E140 20 最大功率 99 36KW 3000rpm 最大转矩 380N m 1200 1400rpm 变速器传动比 7 7 4 1 2 34 1 51 0 81 倒挡 8 72 轮胎规格 9 00 20 离地间隙 280mm 2 具体设计任务 1 查阅相关资料 根据其发动机和变速箱的参数 汽车动力性的要求 确定驱动桥上主减 速器的减速形式 对驱动桥总体进行方案设计和结构设计 2 校核满载时的驱动力 对汽车的动力性进行验算 3 根据设计参数对主要零部件进行设计与强度计算 4 绘制所有零件图和装配图 5 完成 6 千字的设计说明书 第 1 章 驱动桥的总体方案确定 1 1 驱动桥的结构和种类和设计要求 1 1 1 汽车车桥的种类 汽车的驱动桥与从动桥统称为车桥 车桥通过悬架与车架 或承载式车身 相连 它的两端安装车轮 其功用是传递车架 或承载式车身 于车轮之间各方向的作用力 及其力矩 根据悬架结构的不同 车桥分为整体式和断开式两种 当采用非独立悬架时 车 桥中部是刚性的实心或空心梁 这种车桥即为整体式车桥 断开式车桥为活动关节式 结构 与独立悬架配用 在绝大多数的载货汽车和少数轿车上 采用的是整体式非断 开式 断开式驱动桥两侧车轮可独立相对于车厢上下摆动 根据车桥上车轮的作用 车桥又可分为转向桥 驱动桥 转向驱动桥和支持桥四 种类型 其中 转向桥和支持桥都属于从动桥 一般货车多以前桥为转向桥 而后桥 或中后两桥为驱动桥 1 1 2 驱动桥的种类 驱动桥位于传动系末端 其基本功用首先是增扭 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 并合理的分配给左 右驱动车轮 其次 驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的垂直力 纵向力和横向力 以及制动 力矩和反作用力矩 驱动桥分为断开式和非断开式两种 驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式密 切相关 当驱动车轮采用非独立悬挂时 例如在绝大多数的载货汽车和部分小轿车上 都是采用非断开式驱动桥 其桥壳是一根支撑在左右驱动车轮上的刚性空心梁 主减 速器 差速器和半轴等所有的传动件都装在其中 当驱动车轮采用独立悬挂时 则配 以断开式驱动桥 1 1 3 驱动桥结构组成 在多数汽车中 驱动桥包括主减速器 差速器 驱动车轮的传动装置 半轴 及 桥壳等部件如图 1 1 所示 1 2 3 4 5 6 1 轮毂 2 半轴 3 钢板弹簧座 4 主减速器从动锥齿轮 5 主减速器主动锥齿轮 6 差速器总成 图 1 1 驱动桥 1 1 4 驱动桥设计要求 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 1 2 设计车型主要参数 表 2 1 设计车型参数 轮胎 9 00 20 发动机最大功率99 36 3000Pemax kW np r min 发动机最大转矩380 1200 1400Temax N m nr r min 整备质量4310kg 额定载质量5000kg 最大车速110km h 轮距 双胎中心线 3800mm 1 3 主减速器结构方案的确定 1 3 1 主减速比的计算 主减速比对主减速器的结构形式 轮廓尺寸 质量大小影响很大 当变速器处 0 i 于最高档位时对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 0 i 0 i 设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定 可利用在不同的下的功率 平衡图来计算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最佳匹 配的方法来选择值 可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性 0 i 对于具有很大功率储备的轿车 长途公共汽车尤其是竞赛车来说 在给定发动机 最大功率及其转速的情况下 所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的 amax P p n 0 i 最高车速 这时值应按下式来确定 5 amax v 0 i 0 377 0 i gha pr iv nr max 1 1 式中 车轮的滚动半径 0 405m r r r r 变速器最高档传动比 1 0 为直接档 gh i 最大功率转速 3200 r min p n 最大车速 90km h a v 对于与其他汽车来说 为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降 一般选得比 最小值大 10 25 即按下式选择 0 377 0 472 0 i gha pr iv nr max 1 2 经计算初步确定 6 14 0 i 按上式求得的应与同类汽车的主减速比相比较 并考虑到主 从动主减速齿轮 0 i 可能的齿数对予以校正并最后确定 0 i 1 3 2 主减速器的齿轮类型 本次设计采用螺旋锥齿轮 1 3 3 主减速器的减速形式 本次设计货车主减速比 6 14 所以采用单级主减速器 0 i 1 3 4 主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法 1 主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种 1 悬臂式 2 骑马式 跟据实际情况 所设计的为轻型货车所以采用悬臂式支撑 2 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 本次设计主动锥齿轮采用悬臂式支撑 圆锥滚子轴承 从动锥齿轮采用骑马式 支撑 圆锥滚子轴承 1 4 差速器结构方案的确定 本次设计选用 普通锥齿轮式差速器 因为它结构简单 工作平稳可靠 适用于 本次设计的汽车驱动桥 1 5 半轴形式的确定 根据相关车型及设计要求 本设计采用全浮半轴 1 6 桥壳形式的确定 桥壳的结构型式大致分为可分式 组合式整体式三种 本次设计驱动桥壳就选用整体式桥壳 第 2 章 主减速器设计 2 1 概述 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 主减速器齿轮参数的选择与强度计算 2 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 je T n TTLeje KiTT 0max 2 1 式中 maxe T 发动机最大转矩 201 mN 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比 TL i 6 14 6 01 36 9014 TL i 0 i 1 i 变速器传动比 6 01 1 i 上述传动部分的效率 取 0 9 T T 超载系数 取 1 0 0 K 0 K n 驱动桥数目 1 201 36 9014 1 0 9 1 6675 46 je T mN 2 按驱动轮在良好路面上打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 j T LBLB r j i rG T 2 2 2 式中 汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷 N 但后桥来说还应考虑 2 G 到汽车加速时负腷增大量 可初取 9 8 4100 9 8 40180N 2 G 满 G 轮胎对地面的附着系数 对于安装一般轮胎的公路用汽车 取 0 85 对于越野汽车 取 1 0 车轮滚动半径 0 405m r r 分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和 LBLB i 传动比 分别取 0 96 和 1 14408 29 LBLB r j i rG T 2 196 0 405 085 0 40180 mN 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时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 的较小者 作为载货汽车计算中用 jje TT 以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷 由式 2 1 式 2 2 求得的计算载荷 是最大转矩而不是正常持续转矩 不能 用它作为疲劳损坏依据 汽车的类型很多 行驶工况又非常复杂 轿车一般在高速轻 载条件下工作 而矿用车和越野车在高负荷低车速条件下工作 对于公路车辆来说 使用条件较非公路用车稳定 其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的 即主减速器的平均计算转矩 3 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 jm T jm T PHR LBLB rTa fff ni rGG 2 3 式中 汽车满载总重 N 6000 9 8 58800N a G a G 所牵引的挂车满载总重 N 仅用于牵引车取 0 T G T G 道路滚动阻力系数 初取 0 015 R f R f 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数 初取 0 05 H f H f 汽车性能系数 P f 195 0 16 100 1 maxe Ta P T GG f 2 4 当 57 04 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 2 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 7 从动齿轮齿数 z2 43 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 2 1 和式 2 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 2 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 300mm 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 2 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 5 3 t mj mKT 3 46 6675 4 0 3 0 由 GB T12368 1990 取 7mm 满足校核 t m 所以有 49mm 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 F 0 155 46 66mm 可初取 F 50mm 2 d 2 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 Fmm 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 2 1 表 2 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1z7 2从动齿轮齿数2z43 3模数m7 4齿面宽F 55mm 1 F 50mm 2 F 5工作齿高mHhg1 10 92mm gh 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 49mm 1d 301mm2d 10节锥角arctan 1 2 1 z z 9 246 1 80 753 2 序号项 目计 算 公 式计 算 结 果 90 2 1 11节锥距 A 1 1 sin2 d 0 2 2 sin2 d A 152 486mm0 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 1 165 1 3 842 2 17面锥角 2 11 a 1 22 a 13 088 1a 81 918 2a 18根锥角 1f 1 1 2f 2 2 8 081 1f 76 911 2f 19外圆直径 1111cos2 aahdd 2ad221cos2 ahd 68 825mm1ad 301 607mm2ad 20节锥顶点止齿轮外缘距离 11 2 01 sin 2 ah d 2 1 02 d 22sin ah 149 049mm 01 22 634mm 02 21理论弧齿厚 21 sts mSs k 2 16 27mm 1 s 5 72mm 2 s 22齿侧间隙B 0 178 0 2280 2mm 23螺旋角 35 2 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 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 2 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 1 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 2 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 2 8 式中 发动机输出的最大转矩 在此取 201 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 6 201 3 p 直接档时 N m 08 164 50 2 49 101201 3 p 按最大附着力矩计算时 F d rG p r 2 10 2 3 2 2 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 2 10 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 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 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 2 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 按计算 2749 78 2800 N mm je T j 2 按计算 1351 41 1750 N mm jm T j 2 轮齿齿面接触强度满足校核 4 主动齿轮轴的弯矩 危险截面上的合成弯曲应力为 2 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 7MPaeAR R A X 0 4 Y 1 6 当量动载荷 Q YAXRf B d 2 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 2 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 R 2 27 c 2 22 2 2 5 0 1 m dAbRbP a 2 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 2 3 主减速器齿轮材料及热处理 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 2 4 主减速器的润滑 主加速器及差速器的齿轮 轴承以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 为了防止因温度升高而使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 但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉 第 3 章 差速器设计 3 1 概述 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 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 3 2 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 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 上r 的 A B C 三点的圆周速度都相等 其值为 于是 即差速器不起 0 r 1 2 0 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 以角速度自转时 啮合点 A 的圆周 4 速度为 啮合点 B 的圆周速度为 于是 1 r 0 r 4 r 2 r 0 r 4 r 1 r 2 r 0 r 4 r 0 r 4 r 即 2 1 2 0 3 1 若角速度以每分钟转数表示 则n 3 2 021 2nnn 3 3 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 3 4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 3 4 1 差速器齿轮的基本参数选择 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 mm 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半径 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 mm 3 jBB TKR 3 3 式中 行星齿轮球面半径系数 2 52 2 99 B K 取 较小的者即 6675 46 j T j T je T je TmN 经计算 47 45 56 29mm 取 55mm B R B R 差速器行星齿轮球面半径确定后 即根据下式预选其节锥距 B R 0 98 0 99 53 9 54 45mm 取 54mm 0 A B R 3 4 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之和 必须 RL zz 22 能被行星齿轮的数目 n 所整除 否则将不能安装 即应满足 I n zzrL22 3 5 式中 左 右半轴齿数 Lz2rz2Lz2rz2 n 行星齿轮数 n 4 I 任意整数 取行星齿轮齿数 10 半轴齿轮齿数 18 满足条件 1 z 2 z 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 60arctan 05 29arctan 1 2 2 1 11 z z z z 3 6 式中 行星齿轮和半轴齿轮齿数 21 z z 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数 5 24 2 2 0 1 1 0 sin 2 sin 2 z A z A m 3 7 由机械设计手册 GB T12368 1990 取标准模数 5mm m 确定模数后 节圆直径 d 即可由下式求得 mmmzdmmmzd90 502121 3 8 5 压力角 目前汽车差速器齿轮大都选用的压力角 齿高系数为 0 8 最少齿数可减 3022 至 10 并且再小齿轮 行星齿轮 齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿 轮齿厚 从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度 6 行星齿轮安装孔直径及其深度 L 的确定 行星齿轮安装孔与行星齿轮名义直径相同 而行星齿轮安装孔的深度 L 就是行 星齿轮在其轴上的支承长度 26 mm 1 1 L nl T L c 10 1 1 3 02 24 mm 3 9 nl T C 1 1 103 0 式中 差速器传递的转矩 6675 46 0 TmN n 行星齿轮数 4 行星齿轮支承面中点到锥顶的距离 mm 是半轴齿轮齿l 2 5 0 dl 2 d 面宽中点处的直径 l 36mm 2 2 8 0 dd 支承面的许用挤压应力 取为 69MPa c 3 4 2 差速器齿轮的几何尺寸计算 取 0 0485 3 4 3 差速器齿轮的强度计算 差速器齿轮的尺寸受结构限制 而且承受的载荷较大 它不像主减速器齿轮那样 经常处于啮合状态 只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时 或一侧车轮打滑而 滑转时 差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动 所以差速器齿轮主要进行弯曲强度 计算 而对于疲劳寿命则不予考虑 13 汽车差速器齿轮的弯曲应力为 JmFzK KKTK v ms w 2 2 0 3 102 3 10 式中 T 差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩 mN n T T j 6 0 3 11 1001 32 n T T j E 6 0 4 6 046 6675 mN 241 86 n T T jm m 6 0 4 6 0 4 1612 mN n 差速器行星齿轮数目 4 半轴齿轮齿数 18 2 z 超载系数 1 0 0 K 质量系数 1 0 v K 尺寸系数 0 6661 s K 4 4 25 m Ks 载荷分配系数 1 1 m K F 齿面宽 18mm m 模数 5mm J 计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数 0 225 以计算得 731 94 MPa 980 MPa je T w 225 0 251818 6661 0 32 10012000 w 以计算得 176 79MPa 210 9Mpa jm T w 225 0251818 6661 0 86 2412000 w 所以由表 3 2 差速器齿轮强度满足要求 3 4 4 差速器齿轮的材料 差速器齿轮和主减速器齿轮一样 基本上都是用渗碳合金钢制造 目前用于制造 差速器锥齿轮的材料为 20CrMnTi 20CrMoTi 22CrMnMo 和 20CrMo 等 本设计采 用 20CrMnTi 第 4 章 半轴设计 4 1 概述 驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端 其功用是将转矩由差速器的半轴齿 轮传给驱动车轮 在一般的非断开式驱动桥上 驱动车轮的传动装置就是半轴 半轴 将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来 半轴的形式主要取决半轴的支承形式 普通非断开式驱动桥的半轴 根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式 3 4 浮式和全浮式 在此由于是载重汽车 采用全浮式结构 4 2 半轴的设计与计算 4 2 1 全浮式半轴的计算载荷的确定 由于车轮承受的纵向力 侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制 2 X 2 Y 即有 2 2 2 22 YXZ 故纵向力最大时不会有侧向力作用 而侧向力最大时也不会有纵向力作用 全浮式半轴只承受转矩 只计算在上述第一种工况下转矩 其计算可按求得 其中 的计算 可根据最大附着 rRrL rXrXT 22L X2 R X2 力和发动机最大转矩计算 并取两者中的较小者 若按最大附着力计算 即 2 2 22 Gm XX RL 4 1 式中 轮胎与地面的附着系数取 0 8 汽车加速或减速时的质量转移系数 可取 1 2 1 4 在此取 1 3 m 根据上式 20893 6 N 8 0 2 401803 1 22 RLXX 若按发动机最大转矩计算 即 r e RL riTXX max 22 4 2 式中 差速器的转矩分配系数 对于普通圆锥行星齿轮差速器取 0 6 发动机最大转矩 201N m maxeT 汽车传动效率 计算时可取 0 9 传动系最低挡传动比 6 14 6 01 36 9014 i TL i 0 i 1 i 轮胎的滚动半径 0 405m r r 根据上式9889 25 N RLXX22 所以取9889 25N 应按发动机最大转矩计算则 4005 15N m RL XX 22 T 4 2 2 全浮半轴杆部直径的初选 设计时 全浮式半轴杆部直径的初步选择可按下式进行 取 d 35mm 3 33 18 2 05 2 196 0 10 T T d 4 3 式中 d 半轴杆部直径 mm T 半轴的计算转矩 4005 15 mN 半轴转矩许用应力 MPa 因半轴材料取 40Cr 为 784MPa 左右 考虑安全系数在 1 3 1 6 之间 可取 490 588MPa 4 2 3 全浮半轴强度计算 半轴的扭转应力可由下式计算 4 4 3 3 10 16 d T mmN 式中 半轴扭转应力 MPa T 半轴的计算转矩 4005 15 mN d 半轴杆部直径 35mm 半轴的扭转许用应力 取 490 588MPa 475 99 强度满足要求 3 3 10 16 d T 3 3 10 35 16 15 4005 半轴的最大扭转角为 4 5 3 10 180 GJ Tl 式中 T 半轴承受的最大转矩 4005 15 mN 半轴长度 800mm l G 材料的剪切弹性模量 8 4 10 N mm 42 J 半轴横截面的极惯性矩 147248 83mm 4 32 dJ 4 经计算最大扭转角 14 1 扭转角宜选为 6 15 满足条件 4 2 4 全浮式半轴花键强度计算 本次设计采用带有凸缘的全浮式半轴 采用渐开线花键 根据杆部直径为 35mm 选择的渐开线的花键具体参数为 花键齿数为 15 模数 2 5 分度圆直径 37 5mm 分度圆上压力角为 30 半轴花键的剪切应力为 MPa bzL dD T p AB s 4 103 4 6 半轴花键的挤压应力为 MPa p ABAB c zL dDdD T 24 103 4 7 式中 半轴承受的最大转矩 4005 15 TmN 半轴花键外径 40mm B D 相配的花键孔内径 35mm A d 花键齿数 15 z 花键的工作长度 70mm p L 花键齿宽 mm 4mm bm 2 1 载荷分布的不均匀系数 计算时取为 0 75 根据据上式计算 67 812 MPa bzL dD T p AB s 4 103 75 0 47015 4 4035 1015 4005 3 108 499 MPa p ABAB c zL dDdD T 24 103 75 0 7015 2 3540 4 4035 1015 4005 3 当传递最大转矩时 半轴花键的剪切应力不超过 71 05Mpa 挤压应力不超过 196Mpa 所以校核成功 4 2 5 半轴材料与热处理 本次设计半轴即采用 40Cr 中频感应淬火 29 第 5 章 驱动桥桥壳的设计 5 1 概述 驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量 非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重 的作用 并将载荷传给车轮 承受车轮传来的路面反力和反力矩 并经悬架传给车身 因此桥完既是承载件又是传力件它同时又是主减速器 差速器和半轴的装配体 5 2 桥壳的受力分析及强度计算 本次设计采用钢板冲压焊接整体式桥壳 选定桥壳的结构形式以后 应对其进 行受力分析 选择其断面尺寸 进行强度计算 5 2 1 桥壳的静弯曲应力计算 桥壳犹如一空心横梁 两端经轮毂轴承支承于车轮上 在钢板弹簧座处桥壳承受 汽车的簧上载荷 而沿左 右轮胎的中心线 地面给轮胎的反力 双轮胎时则2 2G 沿双胎中心 桥壳则承受此力与车轮重力之差值 即 wgwg G 2 2 桥壳按静载荷计算时 在其两钢板弹簧座之间的弯矩为 M N m 22 2 sB g G M w 5 1 式中 汽车满载时静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷 在此 40180N 2 G 车轮 包括轮毂 制动器等 重力 N w g 驱动车轮轮距 为 1 485m B 驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离 为 0 865m s 桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近 通常由于远小于 且设计时不wg2 2G 易准确预计 当无数据时可以忽略不计所以 6227 9N m 22 865 0 485 1 40180 M 而静弯曲应力则为 wj MPa 5 2 3 10 v wj W M 式中 见式 4 1 M 危险断面处 钢板弹簧座附近 桥壳的垂向弯曲截面系数 具体如下 v W 30 关于桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面的形状 主要由桥壳的结构形式和制造工 艺来确定 钢板冲压焊接整体式桥壳在弹簧座附近多为圆管端面 其中 D 100mm d 88mm 垂向及水平弯曲截面系数 39279 9 mm 4 43 1 32D dD WW h v 3 5 3 扭转截面系数 78559 8 mm 4 43 1 16D dD Wt 3 5 4 所以 158 55MPa v wj W M 3 10 5 2 2 在不平路面冲击载荷下桥壳的强度计算 当汽车高速行驶于不平路面上时 桥壳除承受在静载状态下的那部分载荷外 还 承受附加的冲击载荷 这时桥壳载动载荷下的弯曲应力为 wd MPa wjdwd k 5 5 式中 动载荷系数 对载货汽车取 2 5 d k 桥壳载静载荷下的弯曲应力 158 55MPa wj 所以 396 38 MPa wd 5 2 3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算 计算时不考虑侧向力 此时作用在左右驱动车轮上除有垂向反力外 尚有切向反 力 作用在左右驱动车轮的最大切向反力共为 5 6 rTge riiTP 10maxmax 式中 发动机的最大转矩 201 maxe TmN 传动系一档传动比 6 01 1g i 主减速比 6 14 0 i 31 传动系的传动效率 0 9 T 轮胎的滚动半径 0 405m r r 经计算 16482 6N max P 后驱动桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯曲矩为 6850 6 5 7 22 2 2 sB m G Mv mN 式中 汽车加速行驶时的质量转移系数对于货车取 1 1 2 m 同 5 1 式 2 G w gBs 由于驱动车轮的最大切向反力使桥壳也承受水平方向的弯矩 对于装用普通圆锥 齿轮差速器的驱动桥 在两弹簧之间桥壳所受的水平方向的弯矩为 2554 8 22 maxsBP Mh mN 5 8 桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩 这时在两板簧座间桥壳 承受的转矩为 mN iiT T Tge 6 3337 2 1max 0 5 9 式中 同式 5 6 下的说明 10max gTe iiT 由于桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面处为圆管断面 所以在该断面处的合成弯 矩为 8037 24 222 TMMM vh mN 5 10 该危险断面处的合成应力为