(毕业设计)中型货车驱动桥设计说明书

本科生毕业设计 论文 I 摘 要 本次毕业设计的题目是中型货车驱动桥设计 驱动桥是汽车传动系统的重要 组成部件 位于传动系的末端 其功用是增大由传动轴或变速器传来的转矩 将 其传给驱动轮并使其具有差速功能 所以中型专用汽车驱动桥设计有着重要的 实际意义 在本次设计中 根据当今驱动桥的发展情况确定了驱动桥各部件的设计方案 其中根据本次设计的车型为中型货车 故主减速器的形式采用双级主减速器 而 差速器则采用目前被广泛应用的对称式锥齿轮差速器 其半轴为全浮式支撑 在 本次设计中完成了对主减速器 差速器 半轴 桥壳及轴承的设计计算及校核并 通过以上计算满足了驱动桥的各项功能 此外本设计还应用了较为先进的设计软 件 如用 MATLAB 进行计算编程和用 CAXA 软件绘图 本设计保持了驱动桥有足够的强度 刚度和足够的使用寿命 以及足够的其 他性能 并且在本次设计中力求做到零件通用化和标准化 关键词 驱动桥 主减速器 差速器 半轴 桥壳 本科生毕业设计 论文 II Abstract The graduation project is the subject of a medium goods vehicle driver in the design of the bridge Bridge drive vehicle drive system is an important component parts its function is increasing drive shaft or transmission came from the torque and its transmission to a driving wheel differential function So medium sized private car driver has a practical bridge design Significance In the design of the bridge under the current drive the development of the driver identified the components of the bridge design According to the design of this model for the medium sized cars so the main reducer in the form of a two stage main reducer and the current differential is being widely used symmetric bevel gear differential its axle for the whole floating Support In the completion of the design of the main reducer differential and axle bearings and the bridge shell calculation and design verification Through the above calculation and the drive to meet the various functions of the bridge In addition the design of a more advanced design tools such as MATLAB calculated using CAXA software programming and graphics This design has maintained a drive axle have sufficient strength stiffness and sufficient life and enough other properties And in this design to common and standardized components Key words Drive Bridge the main reducer differential and axle Shell Bridge 本科生毕业设计 论文 III 目录 第 1 章 绪 论 1 1 1 驱动桥简介 1 1 2 驱动桥设计的基本要求 1 第 2 章 驱动桥主减速器设计 2 2 1 主减速器简介 2 2 2 主减速器形式选择 2 2 3 主减速器锥齿轮选择 3 2 4 主减速器齿轮支撑 4 2 5 主减速器轴承预紧 5 2 6 锥齿轮啮合调整 6 2 7 润滑 6 2 8 双曲面锥齿轮设计 7 2 8 1 主减速比确定 7 2 8 2 主减速器齿轮计算载荷确定 7 2 8 3 主减速器齿轮基本参数选择 8 2 8 4 有关双曲面锥齿轮设计计算方法及公式 11 2 8 5 主减速器双曲面齿轮强度计算 19 2 9 主减速器齿轮材料及处理 21 第 3 章 差速器的设计 22 3 1 差速器的功用 22 3 2 差速器结构形式的选择 22 3 3 差速器齿轮的基本参数选择 24 3 4 差速器强度计算 26 3 5 差速器直齿远锥齿轮参数 26 第 4 章 车轮传动装置的设计 28 4 1 车轮传动装置的功用 28 4 2 半轴支撑形式 28 4 3 全浮式半轴计算载荷的确定 28 4 4 半轴强度的计算 28 4 5 全浮式半轴杆部直径的初选 29 4 6 半轴的结构设计及材料与热处理 29 本科生毕业设计 论文 IV 第 5 章 驱动桥壳设计 30 5 1 驱动桥壳的功用和设计要求 30 5 2 驱动桥壳结构方案分析 30 5 3 汽车以最大牵引力行使时的桥壳强度计算 31 第 6 章 轴承的寿命计算 32 6 1 主减速器轴承的计算 32 6 2 轴承载荷的计算 34 6 3 主动齿轮轴承寿命计算 34 结 论 36 参考文献 37 致 谢 38 附 录 1 39 附 录 2 44 本科生毕业设计 论文 1 第 1 章 绪 论 1 1 驱动桥简介 驱动桥是汽车传动系的重要组成部分 一般由主减速器 差速器 车轮传动 装置和桥壳等组成 其功用是 将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速 器 差速器 半轴等传到驱动车轮 实现降速增矩 通过主减速器圆锥齿轮副 改变转矩的传递方向 通过差速器实现两侧车轮差速的作用 必要时保证内 外车轮以不同的转速转向 承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力 纵向 力和横向力 以及制动力矩和反作用力矩等 驱动桥分断开式和非断开式两类 为了提高汽车行驶平顺性和通过性 有些轿 车和越野车全部或部分驱动轮采用独立悬架 与此相应 主减速壳固定在车架上 驱动桥壳应制成分段并通过铰链连接 这种驱动桥称为断开式驱动桥 非断开式 驱动桥 整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接 由于半轴套管与主减速器壳是刚 性连成一体的 因而两侧的半轴和驱动轮不可能在横向平面内做相对运动 故称 这种驱动桥为非断开式驱动桥 亦称为整体式驱动桥 本次设计为中型货车驱动桥设计 由于非断开式驱动桥与断开式驱动桥相比 其结构简单 成本低 工作可靠 维修和调整方面也很简单 驱动车轮又采用非 独立式悬架 所以本次设计采用非断开式驱动桥 1 2 驱动桥设计的基本要求 驱动桥设计的是否合理直接影响到汽车使用性能的好坏 因此 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 具有较高的传动效率 5 保证足够的强度和刚度条件下 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 从而提高汽车行驶平顺性 结构尽量简单 工艺性好 本科生毕业设计 论文 2 第 2 章 驱动桥主减速器设计 2 1 主减速器简介 主减速器的功用是将传动轴输入的转矩增大并相应降低转速 以及当发动机 纵置时具有改变转矩旋转方向的作用 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 主减速器一般根据所采用的齿轮型式 主 动和从动齿轮的装置方法以及减速型式的不同而互异 2 2 主减速器形式的选择 为了满足不同的使用要求 主减速器的形式也不同 按参加减速传动的齿轮 副数目可分为单级主减速器和双级主减速器 单级主减速器多采用一对弧齿锥齿 轮或双曲面齿轮传动 广泛应用于主传动比 7 的汽车上 乘用车 质量较小 0 i 的商用车都采用单级主减速器 它具有结构简单 质量小 尺寸紧凑 制造成本 低等优点 双级主减速器是由两级齿轮减速组成的主减速器 第一级是锥齿轮 第二级是圆柱齿轮传动 与单级主减速器相比 保证有足够的离地间隙同时可得 较大的传动比 一般为 7 12 0 i 双级主减速器的布置方案 双级主减速器有多种结构方案 a 第一级为锥齿轮 第二级为圆柱齿轮 b 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 c 第一级为圆柱齿轮 第二级为锥齿轮 本次设计采用 a 方案 本科生毕业设计 论文 3 图 2 1 主减速器齿轮的支撑形式 2 3 主减速器锥齿轮的选择 如图 2 1 所示 为双曲面齿轮传动的主 从动齿轮的轴线相互垂直但不相交 主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一定距离 这个距离称为偏移距 E 由于的存在 使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮的螺旋角 根据啮合面上 E 1 2 法向力相等 可求出主 从动齿轮圆周力之比 式中的 1 F 2 F 1 cos 2 cos 1 F 分别为主 从动齿轮的圆周力 分别为主 从动齿轮的螺旋角 螺旋角 2 F 1 2 是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点的切线与该点和节锥顶点连线A 之间的夹角 图 2 2 主减速器齿轮传动形式 双曲面齿轮的传动比为 为双曲面齿轮 s i0 2 F 2 r 1 F 1 r 2 r 2 cos 1 r 1 cos s i0 传动比 分别为主 从动轮平均分度圆半径 为主从动齿轮圆周 1 r 2 r 1 FF 2 力 螺旋齿轮的传动比 令 则 由于大 L i0 2 r 1 rK 2 cos 1 cos s i0K L i0 1 于 所以系数大于 1 一般为 1 25 1 50 2 K 本科生毕业设计 论文 4 这说明 1 当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时 双曲面齿轮有更大的传动比 2 当传动比一定时 从动齿轮尺寸相同时 双曲面主动齿轮比相应的螺旋 锥齿轮有较大的直径 较高的齿轮强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度 3 当传动比一定时 主动齿轮尺寸相同时 双曲面齿轮从动齿轮直径比相 应的螺旋锥齿轮较小 因而有较大的离地间隙 4 在工作工程中 双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动 而且还 有沿齿长方向的纵向滑动 纵向滑动可以改变论齿的磨合过程 使其具有更高的 运转平稳性 5 由于存在偏移距 双曲面齿轮副使其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的 螺旋角 这样同时啮合的齿数多 重合度较大 不仅提高了传动平稳性 而且使 齿轮的弯曲强度提高约 30 6 双曲面齿轮传动的主动齿轮直径和螺旋角都很大 所以相啮合齿轮的当 量 曲率半径较相应的螺旋锥齿轮大 其结果使齿面的接触强度提高 7 双曲面齿轮主动齿轮的螺旋角变大 则不产生根切的最小齿数可减少 所以选用较少的齿数 有利于增加传动比 8 双曲面齿轮的主动齿轮较大 加工时所需刀盘刀顶距较大 因而切削刃 寿命较长 9 双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮的中心上方 便于多轴驱动桥的贯通 增大传动轴的离地高度 但是 双曲面齿轮也存在以下的缺点 1 沿齿长方向纵向滑动也会使摩擦损失增加 降低传动效率 双曲面齿轮 副传动效率约为 96 螺旋锥齿轮的传动效率约为 99 2 齿面间的压力和摩擦功可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死 即抗胶合能 力降低 3 双曲面主动齿轮具有较大的轴向力 使其轴承的负荷较大 4 双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油 螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可 双曲面齿轮有一系列的优点 所以本次设计采用双曲面齿轮传动 本科生毕业设计 论文 5 2 4 主减速器齿轮的支承 现代汽车中主减速器主动锥齿轮支承有两种形式 悬臂式和跨置式支承 如 图 2 2 所示 跨置式支撑的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承 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 并可以减小传动轴夹角 有利于整车布置 但是跨置式的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 跨置式支撑拆装困难 导向轴承是 个易损坏的一个轴承 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 两轴承的圆锥滚子的大端应朝外 这样可以减小悬臂长度和增a 加两支承间的距离 以改善支撑刚度 为了尽可能的地增加支承刚度 支承距b 离应大于 2 5 倍的悬臂长度 为了方便拆装 应使靠近齿轮的轴承轴径比另ba 一轴承的支承轴径大些 悬臂式支承结构简单 支承刚度差 用于传动转矩较小 的减速器上 本次设计采用的是悬臂式 因为其结构简单 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 从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式 支承间的距离及载荷在轴承之间的分 布比例有关 从动锥齿轮多采用圆锥滚子轴承 为了增加支承刚度 两轴承的圆 锥滚子轴承大端应向内 以减小尺寸 且距离 应不小于从动齿轮大端分 cdcd 度圆直径的 65 为了使载荷均匀分配在两轴承上 应尽量使尺寸 cd 本次设计采用的是悬臂式 因为其结构简单 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 1 2 图 2 3 主减速器锥齿轮的支承形式 本科生毕业设计 论文 6 1 悬臂式 2 跨置式 2 5 主减速器轴承的预紧 为了减小在锥齿轮传动过程中产生的轴向力所引的齿轮轴的轴向位移 以提高 轴的支承刚度 保证锥齿轮的正常啮合 装配主减速器时 圆锥滚子轴承应有 一定的装配预紧度 但是过紧 则传动效率低 且加速磨损 工程上用预紧力 矩表示预紧度的大小 预紧力矩的合理值应该依据试验确定 对于主动锥齿轮 轴承 的预紧力矩一般为 1 3Nm 主动锥齿轮圆锥滚子轴承的预紧度的调整 可利用调整垫片厚度的方法 调 整时转动叉形凸缘 如发现预紧度过紧则增加垫片的总厚度 反之减小垫片的总 厚度 支承差速器壳的圆锥滚子轴承的预紧度的调整 可利用轴承外侧的调整螺 母或主减速器壳与轴承盖之间的调整垫片来调整 2 6 锥齿轮啮合的调整 锥齿轮啮合的调整是在圆锥滚子轴承预紧度调整之后进行的 它包括齿面啮 合印迹和齿侧间隙的调整 1 齿面啮合印迹的调整 首先在主动锥齿轮轮齿上涂以红色颜料 然后用 手使主动齿轮往复转动 于是在从动锥齿轮轮齿的两工作面上便出现红色印迹 若从动锥齿轮轮齿正转和逆转工作面上的印迹位于齿高的中间偏于小端 并占齿 面宽度并占齿面宽度的 60 以上 则为正确啮合 正确啮合的印迹位置可通过主减 速壳与主动锥齿轮轴承座之间的调整垫片的总厚度而获得 2 啮合间隙的调整方法是拧动支承差速器壳的圆锥滚子轴承外侧的调整螺 母 以改变从动锥齿轮的位置 轮齿啮合间隙应在 0 15 0 40mm 范围内 为保持 已调好的差速器圆锥滚子轴承预紧度不变 一端调整螺母拧入的圈数应等于另一 端调整螺母拧出的圈数 若间隙大于规定值 应使从动锥齿轮靠近主动锥齿轮 反之离开 本科生毕业设计 论文 7 2 7 润滑 双曲面齿轮工作时 齿面间有较大的相对滑动 且齿面间压力很大 齿面油 膜易被破坏 为减少摩擦 提高效率 必须使用含有防刮伤添加剂的双曲面齿轮 油 主减速器壳中所储齿轮油 靠从动锥齿轮转动时甩溅到各齿轮 轴和轴承上 进行润滑 为保证主动齿轮轴前端的两个圆准滚子轴承得到可靠润滑 需在主减 速器壳体中铸出进油道和回油道 当齿轮转动时 飞溅起的润滑油从进油道通过 轴承座的孔进入两圆锥滚子轴承大端的润滑油经回油道流回主减速器内 加油孔 应设在加油方便之处 放油孔应设在桥壳最低处 差速器壳应开孔使润滑油进 入 保证差速器齿轮和滑动表面的润滑 在主减速壳体上必须装有通气塞 以防 止壳体内温度过高使气压过大导致润滑油渗漏 2 8 双曲面锥齿轮的设计 2 8 1主减速比的确定 0 377 0 377 5 72 0 i gha pr iv nr max 1100 32004826 0 式中 车轮滚动半径 r r 发动机最高转速 p n 最高车速 maxa v 最高档传动比 gh i 2 8 2主减速器齿轮计算载荷的确定 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面 上开始滑转时这两种情况下作用在主减速从动齿轮上的转矩 的较小 je T j T 者 作为汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算机载荷 本科生毕业设计 论文 8 即 n iikiTk T fed ce 01max mm r cs i rmG T 22 式中 猛接合离合器所产生的动载系数 对于性能系数 0 的汽车 d k p f 1 d k 发动机最大转矩 maxe T k 液力变矩器变矩系数 分动器传动比 f i 传动系上述传动部分的传动效率 该汽车的驱动桥目数 n 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷 2 G 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数 2 m 轮胎对地面的附着系数 车轮的滚动半径 r r 主加速器从动齿轮到车轮之间的传动比 m i 主减速器主动锥齿轮到车轮之间的传动效率 m T 380 6 3 5 7 0 9 1 12281 22Nce T 5200 9 8 1 2 0 85 0 4826 0 9 27872 4Ncs 2 8 3主减速器齿轮基本参数的选择 1 选择主 从动齿轮齿数时应考虑以下因素 1 首先应根据的大小选择主减速器主 从动齿轮的齿数 0 i 1 z 2 z 2 为了使磨合均匀 和之间应避免有公约数 1 z 2 z 3 为了得到理想的齿面重叠系数 主 从动齿轮齿数之和对于货车应不 少于 40 4 当较大时 则尽量使取得小 以得到满意的驱动桥离地间隙 0 i 5 对于不同的主传动比 和应有适当的搭配 0 i 1 z 2 z 考虑以上因素后 选择主 从动齿轮齿数为 15 32 1 z 2 z 2 从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择 主减速器双曲面齿轮从动齿轮的节圆直径 可根据该齿轮的计算转矩 按经 验公式选出 2 d 3 2CD TK 本科生毕业设计 论文 9 式中 从动锥齿轮的节圆直径 2 d 直径系数 13 16 2D K 2d K 计算转矩 c T 13 16 299 9 369 1 mm 取 300mm 2 d 3 22 12281 2 d 从动锥齿轮节圆直径选定后 可按 m 计算锥齿轮的大端端面模数 2 d 2 d 2 z m 300 32 9 375mm 2 d 2 z 算出端面模数后可用下式校核 m 3 cm TK 式中 m 齿轮大端端面模数 模数系数 取 0 3 0 4 0 4 m K m K m K 从动齿轮计算转矩 c T m 0 4 9 22mm 符合要求 模数标准化取 m 10mm 3 22 12281 3 双曲面齿轮齿宽的选择F 通常推荐圆锥齿轮与双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽为其节锥距的 0 30 倍 F 0 A 即 0 30 且 10 对于汽车工业 主减速器圆弧齿锥齿轮推荐采用 F 0 AFm 0 155F 2 d 式中 从动齿轮节圆直径 2 d F 0 155 300 46 5 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圆角过小 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 如果在安装时有位置偏差或由于制造 热处 理变形等原因 使齿轮工作时负荷集中于轮齿小端 则易引起小端的过早损坏和 疲劳 另外 齿面宽过大也会引起装配空间的减小 4 双曲面小齿轮偏移距及偏移方向的选择 选择值时应考虑到 值过大 将导致齿面纵向滑动增大 从而引起齿面EE 早期磨损和擦伤 值过小 则不能发挥双曲面齿轮传动的特点 一般对于中 E 大型货车 0 10 0 12 另外 主传动比越大 则 E 也越大 但要保证E 2 d 本科生毕业设计 论文 10 齿轮不发生根切 0 10 0 12 0 10 0 12 300 30 36 mm 取 32mm E 2 dE 双曲面齿轮的偏移方向定义为 由从动齿轮的锥顶向其齿面看去 并使主动 齿轮处于右侧 这时如果主动齿动在从动齿轮中心线上方 则为上偏移 在从动 齿轮中心线下方则为下偏移 在双曲面锥齿轮传动中 小齿轮偏移距的大小及E 偏移方向是双曲面锥齿轮传动的重要参数 为了增加离地间隙 本设计方案中小 齿轮采用上偏移 5 螺旋角 的选择 螺旋角是沿节锥齿线变化的 大端的螺旋角较大 小端的螺旋角较小 0 i 齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮的中点螺旋角 也是该齿轮的名义螺旋角 由 m 于偏移距的存在 使主 从动齿轮的名义螺旋角不相等 且主动齿轮大于从动齿 轮的 它们之差称为偏移角 选择齿轮螺旋角时 应该考虑它对重合度 齿轮强度和轴向力的大小的影 F m 响 螺旋角应足够大以使不小于 1 25 因越大 传动就越平稳 噪音就越 F m F m 低 当 2 0 可得到很好的效果 但螺旋角过大会引起轴向力也过大 因此应 F m 有一个适当的范围 双曲面齿轮大小中点螺旋角的平均值多在 35 40 范 m 围内 格里森 制推荐用下式来近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值 25 5 90 1 1 2 Z Z 2 d E 式中 主动锥齿轮的名义螺旋角的预选值 1 主 从动齿轮齿数 1 z 2 z 从动齿轮的节圆直径 2 d 双曲面齿轮的偏移距 E 25 5 90 42 1 15 32 300 32 确定从动齿轮的名义螺旋角 2 1 sin 2 2 E 2 dF 式中 双曲面齿轮传动偏移角的近似值 双曲面齿轮的偏移距 E 双曲面从动齿轮的节圆直径 2 d 本科生毕业设计 论文 11 双曲面从动齿轮的齿面宽 F sin 0 184 11 2 5 46 2 300 32 42 11 31 2 双曲面齿轮传动的平均螺旋角为 2 42 31 2 37 1 2 6 螺旋方向的选择 双曲面的齿轮的螺旋方向指的是轮齿节锥线的曲线弯曲方向 分为 左旋 和 右旋 两种 判断左右旋向时应从锥齿轮的锥顶对着齿面看去 如果轮齿从 小端至大端的走向为顺时针方向则称为右旋 反时针则称为左旋 主 从动齿轮 的螺旋方向是相反的 与上偏移相对应 主动齿轮的螺旋方向为右旋 从动齿轮 为左旋 7 法向压力角的选择 加大法向压力角可以提高轮齿的强度 减少齿轮不发生根切的最少齿数 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 并使齿轮端面重叠 系数下降 所以对于轻负荷齿轮 一般采用小压力角 可使齿轮运转平稳 噪声 低 对于双曲面齿轮来说 虽然大齿轮轮齿两侧的压力角是相同的 但小齿轮两 侧的压力角是不相等 因此 其压力角按平均压力角考虑 在车辆驱动 桥主减速 器的 格里森 制双曲面齿轮传动中 货车选用 20 的平均压力角 2 8 4有关双曲面锥齿轮设计计算方法及公式 表 2 1 中的第 65 项求得的齿线曲率半径与第 7 项选定的刀盘半径 d r 之差不应超过值的 1 否则需要重新试算 d r d r 本科生毕业设计 论文 12 表 2 1 圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算用表 序 号计 算 公 式数 值注 释 1 1 z 15 小齿轮齿 数 2 2 z 32 大齿轮齿 数 3 1 z 2 z 0 46875 4 F47 大齿轮齿 面宽 5 E32 偏心距 6 2 d 320 大齿轮分 度圆直径 7 d r 152 4 刀盘名义 直径 8 1 42 小齿轮螺旋角 的预选值 9 tan 1 0 9004 本科生毕业设计 论文 13 10 ctg 1 2 3 i2 0 5625 11 sin i2 0 8716 12 6 4 11 2 2m R 140 大齿轮在 齿面宽中点处 的分度圆半径 13 sin 5 11 12 i 0 1992 14 cos i 0 9799 15 14 9 13 1 1593 16 3 12 65 625 17 15 16 1m R 76 小齿轮在 齿面宽中点处 的分度圆半径 18 0 02 1 1 06 R T 1 36 齿轮收缩 系数 R T 19 17 12 10 324 8889 20 tan 5 19 0 0985 21 1 0 20 22 1 1 0048 22 sin 20 21 0 0980 23 5 6255 24 5 17 22 2 sin 12 0 1754 25 tg 2 0 1781 26 tg 22 25 1 0 5490 27 cos 1 0 8766 28 sin 24 27 2 0 2001 本科生毕业设计 论文 14 29 cos 2 0 9798 30 tg 15 29 28 1 0 8971 31 28 9 30 0 0007 32 3 31 0 0003 33 sin 24 22 32 1 0 1754 34 tan 1 0 1781 35 tan 22 34 1 0 5503 36 1 28 82 小齿轮节 锥角 37 cos 1 0 8761 38 sin 33 37 1 0 2002 39 1 11 55 40 cos 1 0 9798 41 tg 15 31 40 38 1 0 9001 42 1 41 99 小齿轮中 点螺旋角 43 cos 1 0 7433 44 42 39 2 30 44 大齿轮中 点螺旋角 45 cos 2 0 8622 46 tg 2 0 5876 本科生毕业设计 论文 15 47 ctg 2 33 22 0 5587 48 2 60 81 大齿轮节 锥角 49 sin 2 0 8729 50 cos 2 0 4877 51 17 12 32 37 86 7960 52 12 50 287 0617 53 51 52 373 8577 54 12 45 49 138 2839 55 43 51 35 117 2369 56 tg 41 55 01 46 54 53 0 0649 57 01 3 71 58 cos 01 0 9979 59 41 56 51 0 0007 60 46 56 52 0 0001 61 54 55 16211 97 58 62 54 55 61 0 0013 63 59 60 62 0 0021 64 41 46 63 148 8095 65 64 58 d r 149 1227 66 7 65 1 0219 3 50 上 0 2286 67 1 0 3 下 0 5313 上栏用上 边公式 下栏 用下边公式 68 5 34 17 35 上 上栏用上 本科生毕业设计 论文 16 137 8515 35 37 下 0 4821 边公式 下栏 用下边公式 69 37 40 67 左 1 1001 70 49 51 m Z 75 7642 71 Z 12 47 70 2 4538 大齿轮节 锥顶点到小齿 轮轴线的距离 72 A 12 49 m 160 3849 73 A 0 5 6 49 0 183 2971 大齿轮节 锥距 74 73 72 22 9122 75 h k 12 45 2 gm 15 0885 大齿轮在 齿面宽中点处 的齿工作高 76 12 46 7 0 5398 77 49 45 76 0 4726 78 i on 2 45 齿轮两侧 压力角的总和 一般采用 45 79 sin i 0 7071 80 2 78 2 i 22 5 81 cos 80 0 9239 82 tg 80 0 4142 83 77 82 1 1409 84 10560 83 2 D 376 5282 双重收缩 齿根角的总和 85 0 1700 大齿轮齿 顶高系数 本科生毕业设计 论文 17 86 1 150 85 b 0 9800 87 75 85 2m h 2 5650 大齿轮在 齿面宽中点处 齿顶高 88 75 86 0 05h 2m 14 8367 大齿轮在 齿面宽中点处 齿根高 89 3438 87 72 2 54 98 大齿轮齿 顶角 单位为 分 90 sin 2 0 0159 91 84 85 2 64 01 大齿轮齿 根角 单位为 分 92 sin 2 0 0186 93 87 74 90 2 h 21 3278 大齿轮的 齿顶高 94 88 74 92 2 h 35 4325 大齿轮的 齿根高 95 C 0 15 75 0 05 2 3133 径向间隙 为大齿轮在齿 面宽中点处的 96 h 93 94 56 6528 大齿轮的 齿全高 97 h 96 95 g 54 3395 大齿轮的 齿工作高 98 48 89 02 115 79 大齿轮的 面锥角 99 sin 02 0 9004 100 cos 02 0 4351 101 48 91 2R 59 74 大齿轮的 根锥角 本科生毕业设计 论文 18 102 sin 2R 0 8637 103 cos 2R 0 5039 104 cot 2R 0 5834 105 93 50 0 5 6 02 d 340 8031 大齿轮外 圆直径 106 70 74 50 86 9385 107 X 106 93 49 02 68 3215 大齿轮外 缘到小齿轮轴 线的距离 108 72 90 87 99 143 0189 109 72 92 88 102 149 7433 110 Z 71 108 0 140 5651 大齿轮面 锥顶点到小齿 轮轴线的距离 111 Z 71 109 R 152 1971 大齿轮根 锥顶点到小齿 轮轴线的距离 112 12 70 104 184 2008 113 sin 5 12 0 2286 114 cos 0 9735 115 tg 0 2348 116 sin 103 114 01 0 6145 117 01 29 38 小齿轮面 锥角 118 cos 01 0 8714 119 tg 01 0 5629 本科生毕业设计 论文 19 120 102 111 95 103 265 4613 121 G 5 113 120 114 0 265 1732 小齿轮面 锥顶点到大齿 轮轴线的距离 122 tg 38 67 69 左 0 04 16 123 cos 2 38 0 99 91 124 39 123 左 cos 9 17 0 98 72 125 117 36 cos 1 1 0 56 0 99 99 126 113 67 68 右右 0 38240 60 36 127 123 124 右右 1 0121 128 68 87 68 左右 139 0881 129 118 125 右 0 8715 130 74 127 23 1894 131 B 128 130 129 75 O 126 左 153 5279 小齿轮外 缘到大齿轮轴 线的距离 132 4 127 130 24 3793 133 B 128 132 129 i 75 126 右 108 734 大齿轮外 缘到小齿轮轴 线的距离 134 121 131 111 645 135 119 134 0 5 01 d 125 690 小齿轮外 圆直径 136 70 100 99 103 388 本科生毕业设计 论文 20 12 137 sin 5 136 0 0 3095 138 0 18 03 139 cos 0 0 9509 140 99 110 95 100 242 4377 141 G 5 137 R 140 139 244 5406 142 sin 100 139 1R 0 4137 143 1R 24 44 小齿轮根 锥角 144 cos 1R 0 9104 145 tg 1R 0 4545 146 Bmin 0 2800 最小齿侧 间隙允许值 147 Bmax 0 2860 最大齿侧 间隙允许值 148 90 92 1 7178 149 96 4 148 24 0838 150 A 73 4 i 136 2971 2 8 5主减速器双曲面齿轮的强度计算 1 单位齿长上的圆周力 主减速器齿轮的表面耐磨性 常常用在其轮齿上单位齿长上的圆周力来 估算 即 pPF 式中 本科生毕业设计 论文 21 作用在齿轮上的圆周力 P 从动齿轮齿面宽 F 按发动机最大转矩计算 2 10 p maxe T 1 g i 3 1 dF 式中 变速器一挡传动比 1 g i 发动机最大转矩 maxe T 主动齿轮节圆直径 1 d 从动齿轮齿面宽 F 2 380 6 3 0 9 10 150 47 611 23N mm1429N mm 符合要求 P 3 2 汽车主减速器双曲齿轮轮齿的计算弯曲应力为 2 10 N mm w 3 j T 0 K s K m K v KFz 2 mJ 2 式中 该齿轮的计算转矩 c T 超载系数 0 K 尺寸系数 反映材料性质的不均匀性 与齿轮尺寸 热处理等有关 s K 当端面模数 1 6mm 时 0 79 m s K 4 25 4 m 载荷分配系数 当两个齿轮均用跨置式支承形式时 m K 1 00 1 10 取 1 05 m K m K 计算齿轮的齿面宽 F 计算齿轮的齿数 z 端面模数 m 计算弯曲应力用的综合系数 J 2 10 12281 22 1 0 79 10 70 150 0 27 686 28 N mm 1w 32 w 700N mm 2 2 10 12281 22 0 79 1 47 320 0 252 646 8 N mm 1w 32 w 700N mm 2 上述主 从动齿轮弯曲应力中的计算转矩按 两者中较小者方法计算 TceTcs 均符合要求 3 轮齿的齿面接触强度计算 本科生毕业设计 论文 22 双曲面齿轮的齿面接触强度为 C 2 10 N mm j p1 dTz 0 K s K m K f K 3 v KFJ 2 12 式中 C 材料的弹性系数 对于钢制齿轮副取 232 6N mm p 2 1 小齿轮分度圆直径 1 d 主动齿轮计算转矩 z T 见上说明 0 K m K v K 尺寸系数 它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响 可取 1 S K S K 表面质量系数 取 1 0 f K f k 从动齿轮齿面宽 F 齿面接触强度 J 232 6 150 2 2394 10 1 47 0 125 j 32 1 1399 8 N mm 2800N mm 符合要求 2 j 2 2 9 主减速齿轮的材料及热处理 对驱动桥主减速器齿的材料及热处理应满足如下要求 1 具有较高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度 以及较好的齿面耐磨性 故轮齿表面应有高的硬度 2 齿轮芯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 钢材锻造 切削与热处理加工性能良好 热处理变形要小或变形规律易控 制 以提高产品质量 缩短制造时间 减小生产成本并降低废品率 4 选择齿轮材料合金元素时 为了节约镍 铬等元素 我国发展了以锰 钒 钛 钼 硅等元素的合金结构钢系统 汽车主减速器双曲面齿轮与差速器的直齿锥齿轮 基本上都用渗碳合金钢制 造 其钢号主要有 20CrMnTi 22CrMnMo 20MnVB 20CrNiMo 20Mn2TiB 等 用渗碳合金钢制造齿轮 经过渗碳 淬火 回火后 轮齿表面硬度应达到 58 64HRC 而芯部硬度较低 当端面模数 8 时为 29 45 HRC 当 8 时为mm 32 45 HRC 由于新齿轮润滑不良 为了防止齿轮在运行初期产生胶合 咬死或擦伤 防 止早期磨损 圆锥齿轮与双曲面齿轮的传动副在热处理及精加工后均予以厚度为 0 005 0 020mm 的磷化处理或镀铜 镀锡 这种表面镀层不应用于补偿零件的公 本科生毕业设计 论文 23 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 滑动速度高的齿轮 为了提高其耐磨性 可以进行渗硫处理 渗硫处理时的温度 低 故不会引起齿轮变形 渗硫后摩擦系数可显著降低 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 本设计中主减速器主 从动齿轮材料均采用 20CrMnTi 本科生毕业设计 论文 24 第 3 章 差速器的设计 3 1 差速器的功用 当汽车转弯行使时 内外两侧车轮中心在同一时间内移过的曲线距离显然不 同 即外侧车轮移过的距离大于内侧车轮 若两侧车轮都固定在同一刚性转轴上 两轮角速度相等 则此时外轮必然是边滚动边滑移 内轮必然是边滚动边滑转 同样 汽车在不平路面上直线行驶时 两侧车轮实际移过曲线距离也不相等 即 使路面非常平直 但由于轮胎制造尺寸误差 磨损程度不同或充气压力不等 各 个轮胎的滚动半径实际上不可能相等 因此 只要各车轮角速度相等 车轮对路 面的滑动就必然存在 这样会加速轮胎磨损 增加汽车动力消耗 转向和制动性 能的恶化 为了使两侧驱动轮以不同角速度旋转 保证其纯滚动状态 所以必需 安装差速器装置 3 2 差速器结构形式的选择 本设计中采用的是普通锥齿轮式差速器中的对称式锥齿轮差速器 由于其结 构简单 工作平稳可靠 所以被广泛采用 如图 3 1 1 对称式锥齿轮差速器差速原理 图 3 1 中 差速器壳 3 与行星齿轮 5 连成一体 形成行星架 因为它又与主 减速器的从动齿轮 6 固定在一起 故为主动件 设其角速度为 半轴齿轮 1 和 0 2 为从动件 其角速度分别为和 两点分别为行星齿轮 4 与半轴齿轮 1 2 AB 1 和 2 的啮合点 行星齿轮的中心点为 三点到差速器旋转轴线的距CABC 离均为 r 本科生毕业设计 论文 25 图 3 1 差速器差速原理图 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 上的 三点的圆周速度都相等 其值为 于是 此时 rABC 0 r 1 2 0 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 以角速度自转时 啮合点的圆 4 A 周速度为 啮合点的圆周速度为 1 r 0 r 4 4 rB r 2 0r 44 r 于是 2 或表示为 这表明 当任何一侧半轴齿 1 2 0 021 2nnn 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 体转速为零时 左右半轴将等速反向转动 2 对称式锥齿轮差速器中的转矩分配如图 3 2 图 3 2 差速器转矩分配 图 3 2 对称式锥齿轮差速器中的转矩分配如图 3 2 由主减速器传来的转矩 经差速器壳 行星齿轮轴和行星齿轮传给半轴齿 0 M 轮 行星齿轮相当于一个等臂杠杆 而两个半轴齿轮半径也是相等的 因此 当 行星齿轮没有自转时 总是将转矩平均分配给左右两半轴齿轮 即 0 M 1 M 2 M 2 当两半轴齿轮以不同转速朝相同方向转动时 设左半轴转速大于右半轴 0 M 1 n 转速 当左右驱动车轮存在转速差时 2 1 M 0 M r M 2 M 本科生毕业设计 论文 26 2 左右车轮上的转矩之差等于差速器的内摩擦力矩 为了衡量 0 M r M r M 差速器内摩擦力矩的大小及转矩分配特性 常以锁紧系数 K 表征 即 K 2 M 1 M 0 M r M 0 M 差速器内摩擦力矩和其输入转矩之比 定义为差速器锁紧系数 而快慢半K 轴的转矩之比 定义为转矩比 以表示 2 M 1 M b K 1 1 b K 2 M 1 MKK 目前广泛使用的对称锥齿轮差速器的锁紧系数一般为 0 05 0 15 转矩比 为 1 1 4 可以认为无论左右驱动转速是否相等 而转矩基本上总是平均分配 b K 的 3 3 差速器齿轮的基本参数选择 1 行星齿轮数目的选择n 轿车常采用 2 个行星齿轮 载货汽车和越野汽车多用 4 个行星齿轮 少数汽 车采用 3 个行星齿轮 据此 本方案采用 4 个行星齿轮 4 n 2 行星齿轮球面半径的确定 b R 可根据经验公式 来确定 b R b K 3 c T 式中 球面半径系数 2 52 2 99 之间 B K B K 计算转矩 取和两者较小值 c T ce T cs T 球面半径 b R 2 52 59 1mm b R 3 22 12281 行星齿轮预选节锥距 0 A 0 98 0 99 0 98 0 99 65 58 32mm 0 A b R 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有较高的强度 应使行星齿轮的齿数应尽量小 但一般不小于 10 半轴齿轮的齿数采用 14 25 大多数汽车的半轴齿轮与行星齿 轮的齿数比在 1 5 2 的范围内 本次设计的行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 取 行星齿轮齿数为 12 半轴齿轮齿数为 20 所以半轴齿轮与行星齿轮的齿数比为 20 12 1 67 在 1 5 2 的范围内 并且要满足安装条件 I 8 n zz RL22 4 2012 式中 左边半轴齿轮齿数 l z2 本科生毕业设计 论文 27 右边半轴齿轮齿数 R z2 n 行星齿轮数目 I 任意整数 4 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮的节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角 1 2 arctan arctan 12 20 30 96 1 1 z 2 z arctan arctan 20 12 59 03 2 2 z 1 z 式中 分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数 1 z 2 z 大端端面模数 2 sin 2 64 596 12 sin30 96 5 54mm 标准m 0 A 1 z 1 化取 5m 节圆直径为 5 0 12 60mm 1 dm 1 z 5 0 20 100mm 2 dm 2 z 5 压力角 目前大多选用 22 30 的压力角 齿高系数为 0 8 的齿型 在某些中型与中 型以下货车上采用 20 的压力角 所以 本次设计中压力角选取为 20 齿高系 数为 0 8 6 行星齿轮轴直径及及支撑长度 L 通常取 1 1L nl T c 1 1 103 0 式中 差速器传递的转矩 0 T 行星齿轮目数 n 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离 0 5 为半轴齿轮齿面ll 2 d 2 d 宽中点处的直径 而 0 8 2 d 2 d 支承面的许用挤压应力 取为 98MPa c 0 5 0 8 320 128l 14 9mm 1284981 1 1022 12281 3 1 1 20 22mmL 本科生毕业设计 论文 28 3 4 差速器强度计算 汽车差速器齿轮的弯曲应力为 2 MPa w 3 10T 0 K S K m K V KF