驱动桥设计论文

精品文档 II欢迎下载 摘 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 而对于客车 显得尤为重要 本设计在满足各项设计参数要求的前提下 依据相关标准 在零部件 材料 结 构工艺形式等方面 采用先进的工艺处理手段 行星齿轮轴采用表面纳米 SiC 复合化 学镀 借助 CAXA autoCAD CATIA 辅助设计 其设计部分包括 主减速器 差速器 半轴 行星齿轮以及零部件参数等 本文对驱动桥的设计过程进行了论述 采用双曲面齿轮主减速器 行星齿轮差速 器 钢板冲压焊接整体式桥壳 本设计的参数计算部分借助 EXCEL 计算 方便后期优化设计 关键词 驱动桥 主减速器 差速器 行星齿轮 II Abstract Drive bridge as one of the four assemblies for motor vehicles and its performance has a direct impact on vehicle performance and is particularly important for passenger cars This design on the premise of meeting the demands of various design parameters according to the relevant standards in the form of parts materials technology and other areas using advanced technology and processing means planet gear shafts are made of surface nano SiC composite electroless plating Through CAXA autoCAD CATIA computer aided design Its design includes final drive differential axle shaft Planetary gears and components parameters and so on This paper discusses the design process of the drive axle hypoid gear reducer planetary gear differentials sheet metal welding integral rear axle housing The design parameters calculation with EXCEL calculation and optimum design of late Key words axle main reducer diff planetary gear 精品文档 III欢迎下载 目 录 摘 要 I Abstract II 第 1 章绪论 1 1 1驱动桥概述 1 第 2 章主减速器设计 2 2 1主减速器结构方案分析 2 2 2主减速比及计算载荷的确定 3 2 2 1主减速器比 i0的确定 3 3 2 2 2主减速器齿轮计算载荷的确定 4 2 3主减速器齿轮主要参数的确定 6 2 3 1主 从动齿轮齿数的确定 6 2 3 2齿面宽的确定 7 2 3 3双曲面齿轮的偏移距 E 偏移方向和旋向的确定 7 2 3 4螺旋角的确定 7 2 3 5双曲面齿轮的几何尺寸设计 8 2 4主减速器齿轮强度计算 21 2 4 1单位齿上的圆周力 21 2 4 2齿轮的弯曲强度计算 22 2 4 3齿轮的接触强度计算 23 2 5主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 24 2 5 1主动锥齿轮的支撑形式 24 2 5 2从动锥齿轮的支撑形式 25 2 5 3轴承载荷计算校核 25 精品文档 IV欢迎下载 第 3 章差速器设计 32 3 1差速器机构方案分析 32 3 2差速器齿轮主要参数的计算 33 3 2 1行星齿轮数目的选择 33 3 2 2行星齿轮球面半径及节锥距的预选 33 3 2 3行星齿轮齿数 Z1和半轴齿轮齿数 Z2的确定 34 3 2 4行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1 2及模数的确定 34 3 2 5压力角 的确定 34 3 2 6行星齿轮轴直径 d mm 及支撑长度 L 的确定 34 3 3差速器齿轮几何尺寸的计算 35 3 4差速器齿轮强度计算 38 3 5行星齿轮轴工艺设计 39 第 4 章半轴设计 41 4 1半轴的设计计算 41 4 1 1半轴的型式 41 4 1 2半轴杆部直径的初选 41 4 1 3半轴的强度计算 42 结 论 43 致 谢 44 参考文献 45 1 第 1 章 绪论 1 1 驱动桥概述 驱动桥是传动系统最后一个总成 其功用是将万向传动装置传来的发动机动力经 降速增矩 改变传动方向后 分配给左 右驱动轮以不同转速旋转 驱动桥一般分为非断开式驱动桥和断开式驱动桥两种 非断开式驱动桥通常由主 减速器 差速器 半轴和驱动桥壳组成 整个驱动桥通过弹性悬架与车架相连 驱动 桥壳是刚性整体结构 因而两根半轴和驱动轮在横向平面内无相对运动 断开式驱动桥 其左 右半轴的内端通过万向节与驱动轮相连 主减速器固定在 车架或车身上 驱动桥壳制成分段并以铰链方式相连 同时半轴也分段且各段之间用 万向节连接 这种驱动桥称为断开式驱动桥 断开式驱动桥可以提高汽车行驶平顺性 和通过性 可采用独立悬架 需要说明的是 采用独立悬架的汽车 其左 右车轮之 间不存在车桥 车桥和悬架已融合在一起 但断开式驱动桥结构复杂 制造成本高 由于本设计中所设计的车型采用了 EQD6102 1 型底盘 由行驶条件及成本出发 采用非独立悬架及非断开式驱动桥 这种型式驱动桥在汽车 尤其是中型客车上应用 相当广泛 它主要优点是 结构简单 制造工艺性好 成本低 可靠性高 维修调整 容易等 本次设计由经济性及低成本等因素考虑 采用非断开式驱动桥 单级主减速器 双曲面齿轮传动 普通对称式圆锥行星齿轮差速器 全浮式半轴 整体式桥壳 精品文档 2欢迎下载 第 2 章 主减速器设计 2 1 主减速器结构方案分析 主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应降低其转速 根据需要 还可改变转 矩的传递方向 主减速器的种类繁多 有单级式和双级式 有单速式和双速式 还有 贯通式和轮边式等 表 2 1 基本参数 项目名称单位参数 整车整备质量 2320 前轴 1392 后轴 928 最大总质量 7800 前轴 2800 质量参数 后轴 Kg 5000 型式水冷 直列六缸 直喷式 柴油发动机 型号 EQD6102 1 标称功率 KW88 标称功率转速 r min2800 最大转矩 N m343 发动机 最大转矩转速 r min1600 形式三轴 5 档变速器 精品文档 3欢迎下载 变速器速比一档 5 731 二档 3 368 三档 2 192 四档 1 466 五档 1 0 倒档 7 66 轮辋规格5 50F 16 等厚辐盘式车轮 轮胎规格8 25 16 12 层级轮胎 充气压力为 530kpa轮胎 轮胎滚动半径 m0 407878 最高车速 Km h95 原地起步换挡加速到 90Km h 的时间 65 直接档由 30Km h 加速 到 90Km h 的时间 s 70 动力性 爬坡度 20 2 2 主减速比及计算载荷的确定 2 2 1主减速器比 i0的确定 3 主减速比对主减速器的结构型式 轮廓尺寸 质量大小以及变速器处于最高档位 时汽车的动力性和燃油经济性都有直接影响 i0的选择应在汽车总体设计时和传动系 的总传动比一起由整车动力计算来确定 2 1 0 0 377 式中 rr 车轮的滚动半径 0 407878m np 最大功率时发动机的转速 2800r min vamax 最高车速 95Km h igh 变速器最高档传动比 1 精品文档 4欢迎下载 带入式 2 1 得 i0 4 532 2 2 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 Tce Tcs 的较小者 作为载货汽车在强度计 算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷 根据平均牵引力的值来确定主 减速器从动齿轮的平均计算转矩 Tcm 作为主减速齿轮疲劳损坏的依据 2 2 2 1主减速器从动齿轮计算载荷的确定 3 1 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮计算转矩 Tce 2 2 0 式中 Temax 发动机最大转矩 Temax 343 N m N 驱动桥数目 N 1 iTL 由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传系最档传动比 iTL i1 i0 25 97 T 上述传动部分传动效率 取 T 0 9 K0 离合器产生冲击载荷时超载系数 K0 1 带入式 2 2 得 Tce 8016 939 N m 2 按驱动轮打滑确定从动齿轮计算转矩 Tcs 2 3 2 式中 G2 满载时一个驱动轮上的静载荷系数 G2 5000 9 8 49000N 轮胎与路面间的附着系数 取 0 85 rr 车轮的滚动半径 rr 0 407878m 精品文档 5欢迎下载 LB iLB 分别为所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和 传动比 本设计无轮边减速器取 1B 0 95 i1B 1 带入式 2 3 得 Tcs 17882 23 N m 由上述计算得主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷取 TC Tce 8017 865 N m 当计算主减速器主动齿轮时 只需将式 2 2 和 2 3 分别除以该对齿轮的减速比 及传动效率 2 2 2 2按正常持续使用计算 即主减速器从动齿轮的平均计算转矩 Tcm 2 4 式中 Ga 汽车满载总质量 Ga 76440 N GT 所牵引的挂车满载总重量 N GT 0 fR 道路滚动阻力系数 计算时轿车取 fR 0 010 0 015 载货汽车取 0 015 0 020 越野汽车取 0 020 0 035 该车取 0 01 fH 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数 通常 轿车取 0 08 载货汽车和 城市公共汽车取 0 05 0 09 长途公共汽车取 0 06 0 10 越野汽车取 0 09 0 30 该车取 0 06 fP 汽车或汽车列车的性能系数 2 5 1 100 16 0 195 当时 取 fP 0 0 195 16 经计算 本设计取 fP 0 带入式 2 5 得 Tcm 2297 34N m 2 2 2 3主动锥齿轮的转矩计算 2 3 N m 2 6 0 8016 939 0 95 4 532 1862 066 N m 2 7 0 2297 34 0 95 4 532 533 316 精品文档 6欢迎下载 式中 TZ 主减速器主动锥齿轮计算转矩 Tzm 主减速器主动齿轮平均计算转矩 Tc 主减速器从动齿轮计算转矩 Tcm 主减速器从动齿轮平均计算转矩 i0 主减速比 t 主减速器机械传动效率 2 3 主减速器齿轮主要参数的确定 2 3 1主 从动齿轮齿数的确定 3 4 对于单级主减速器 当 i0较大时 则应尽量使主动齿轮的齿数 Z1取得小些 以得 到满意的驱动桥离地间隙 一般 Z1可取 7 12 为了磨合均匀主 从动齿轮的齿数 Z1 Z2之间应避免有公约数 为了得到理想的齿面重叠系数 其齿数之和应不少于 40 本身的主减速比为 4 532 查表 3 10 3 11 3 后 选用 Z1 9 Z2 41 实际传动比 为 4 555 Z1 Z2 50 40 符合要求 从动齿轮节圆直径及端面模数的确定 根据从动锥齿轮的计算转矩 按经验公式 2 8 2 2 3 式中 d2 从动锥齿轮的节圆直径 mm 直径系数 13 16 2 d K 2 d K Tc 计算转矩 Tc 8016 939 N m 根据该式可知从动锥齿轮大端分度圆直径的取值范围为 260 183mm 320 225mm 本设计取 d2 280mm 精品文档 7欢迎下载 从动锥齿轮大端模数 m 6 8 取 m 7 22 Zd 2 3 2齿面宽的确定 汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽 F mm 推荐为 3 F 0 155 d2 43 4mm 2 9 式中 d2 从动齿轮节圆直径 280mm 并且 F 要小于 10m 70 考虑到齿轮强度要求取 F 44mm 2 3 3双曲面齿轮的偏移距 E 偏移方向和旋向的确定 轿车 轻型客车和轻型载货汽车主减速器的 E 值 不应超过从动齿轮节锥距 A0的 40 接近于从动齿轮节圆直径 d2的 20 而载货汽车 越野汽车和公共汽车等重负 荷传动 E 则不应超过从动齿轮节锥距 A0的 20 或取 E 值为 d 的 10 12 且一般 不超过 12 传动比越大则正也越大 大传动比的双曲面齿轮传动 偏移距 E 可达从 动齿轮节圆直径 d2的 20 30 但当 E 大于 d2的 20 时 应检查是否存在根切 3 本 设计取 E 为 33mm 下偏移 主动齿轮左旋 从动齿轮右旋 图 2 1 双曲面锥齿轮传动示意图 2 3 4螺旋角的确定 3 精品文档 8欢迎下载 汽车主减速器锥齿轮的螺旋角 多在 35 40 范围内 轿车应用较大的值的 保证有较大的 mF使运转平稳 噪声低 载货汽车选用较小值 以防止轴向力过大 通 常选用 35 2 3 5双曲面齿轮的几何尺寸设计 3 5 表 2 2 双曲面齿轮的几何尺寸计算用表 5 mm 序号名称计算说明计算结果 1 小齿轮齿数 Z19 2 大齿轮齿数 Z241 3 齿轮比的倒数 Z1 Z20 219512 4 大齿轮齿面宽 度 F44 5 小齿轮轴线偏 移距 E33 6 大齿轮分度圆 直径 d2280 7 刀盘名义半径参考 3 表 9 4 95 25 8 小齿轮螺旋角 的预选值 1 35 9 正切值 2 tan 1 0 700208 10 初选大齿轮分 锥角余切值 cot r2i 1 2 1 2 0 263414 11 r2i的正弦值 sin r2i0 967014 精品文档 9欢迎下载 12 初定大齿轮中 点分度圆半径 2 2 sin 2 2 0 118 7257 13 大小齿轮螺旋 角差值之正弦 值 sin sin 2 2 0 268783 14 的余弦值 i cos i 0 963201 15 初定小齿轮的 扩大系数 cos tan 1sin 1 151405 16 小齿轮中点分 度圆半径换算 值 3 12 26 06172 17 初定小齿轮在 齿宽中点处的 分度圆半径 Rm1 15 16 32 35651 18 齿轮收缩系数TR 0 02 1 1 06 1 24 19 近似计算公法 线在大齿轮轴 线上的投影 17 10 12 483 0755 第一次试 算 第二次试算第三次试算 20 大齿轮轴线在 小齿轮回转平 面内偏置角正 切 19 5 tan 0 0683120 0751430 078896 21 角余弦值 2 20 0 1cos 1 0023311 0028191 003107 精品文档 10欢迎下载 22 角正弦值sin 21 20 0 0681530 0749680 078652 23 大齿轮轴线在 小齿轮回转平 面内的偏置角 3 90778 4 29938 4 51109 24 初算大齿轮回 转平面内偏置 角正弦值 sin 2 5 17 22 12 0 2593770 2575200 256516 25 2角正切值 tan 20 2685680 2665090 265396 26 初算小轮分锥 角正切 tan 1 25 22 0 2537640 2812960 296357 27 1 角余弦值 cos 1 0 9692780 9626390 958782 28 第一次校正螺 旋角差角的 2 正弦 sin 27 24 2 0 2675980 2675150 267544 29 角余弦值 2 cos 2 0 9635310 9635540 963546 30 第一次校正后 小齿轮螺旋角 的正切值 tan 1 28 29 15 0 7003070 7004070 700507 31 扩大系数修正 量 28 9 30 0 000897 0 000960 0 000938 32 大轮扩大系数 修正量的换算 值 3 31 0 000197 0 000211 0 000206 33 校正后大轮分sin 1 24 22 0 2593900 2575360 256532 精品文档 11欢迎下载 偏置角正弦 32 34 1角正切 tan 10 2685830 26665260 265414 35 校正后小齿轮 分锥角正切 tan 1 34 22 0 2537500 2812780 296337 36 小齿轮分锥角 114 2383 15 7101 16 5065 37 1角余弦 cos 10 9692810 9626440 958788 38 第二次校正螺 旋角差值的 1 正弦 sin 1 37 33 0 2676110 2675300 267559 39 值 1 1 15 5222 15 5173 15 5191 40 角的余弦 1 cos 1 0 9635270 9635500 963541 41 第二次校正后 螺旋角差值的 正切值 tan 1 38 40 31 15 1 0354961 0354881 035491 42 1的值应接近 8 134 9991 34 9988 34 9989 43 1的余弦 cos 10 8191500 8191510 819152 44 确定大齿轮螺 旋角 2 2 42 39 30 4768 30 4815 30 4789 45 2的余弦 cos 20 8618350 8617930 861816 46 2的正切 tan 20 5885000 5886100 588549 精品文档 12欢迎下载 47 大齿轮分锥角 的余切 cot 2 33 22 0 2627430 2910970 306597 48 2的值 275 2787 73 7699 72 9546 49 2的正弦 sin 20 9671730 9601470 956073 50 2的余弦 cos 20 2541180 2794960 293129 51 1 c 17 12 32 37 33 3578433 5861033 72180 52 Bc 12 50 467 2070424 7850405 0288 53 两背锥之和 51 52 500 5648458 3711438 7506 54 大齿轮分锥距 在螺旋线上中 点切线方向投 影 49 45 12 105 7949106 5639107 0208 55 小齿轮分锥距 在螺旋线上中 点切线方向投 影 35 51 43 91 3209582 9476879 05051 56 极限齿形角正 切负值 tan 01 53 54 46 45 41 0 0645310 0505410 042995 57 极限齿形角负 值 013 69224 2 89332 2 46192 58 01的余弦 cos 010 9979240 9987250 999077 59 BG0 41 56 51 0 0020010 0015580 001320 精品文档 13欢迎下载 60 BG1 41 56 52 0 0000810 0000700 000062 61 BG2 54 55 9661 2918839 2288460 049 62 BG3 54 55 61 0 0014980 0026720 003306 63 BG4 59 60 62 0 0035800 0043000 004688 64 BG5 41 46 63 124 8592103 925195 33746 65 齿线中点曲率 半径 64 58 125 1189104 057895 42554 66 rd与比值 d r 7 65 0 7612760 9153570 998160 67 3 50 1 0 3 左 0 064345右 0 780488 68 5 34 17 35 35 37 左 114 7456右 0 284124 69 37 40 67 1 020787 70 R 圆心至轴线 交叉点的距离 zm 49 51 32 23929 71 大齿轮分锥顶 点至轴线交叉 点的距离 z 12 47 70 4 161653 72 大齿轮分锥上 中点锥距 Am 49 12 124 1806 73 大齿轮节锥距 A0 49 6 5 0 146 4323 精品文档 14欢迎下载 74 大齿轮分锥上 齿半宽 73 72 22 25170 75 大齿轮在齿面 宽中点处的工 作齿高 hm 2 45 12 k 9 483290 76 7 46 12 0 733605 77 76 45 49 0 375765 78 轮齿两侧压力 角的总和 1 2 倍平均压力角 3 42 5 79 1角正弦 sin 10 675590 80 平均压力角 1 2 78 2 21 15 81 平均压力角余 弦值 cos 2 1 0 932639 82 平均压力角正 弦值 tan 1 2 0 386871 83 82 77 0 971293 84 双重收缩齿齿 根角总和 10560 83 2 250 1672 85 大齿轮齿顶高 系数 Ka0 170 86 大齿轮齿根高 系数 Kb 1 150 85 0 98 精品文档 15欢迎下载 87 大齿轮齿面宽 中点处的齿顶 高 h m2 75 85 1 612159 88 大齿轮齿面宽 中点处的齿根 高 h m2 75 86 0 05 9 343624 89 大齿轮齿顶角 2 84 85 42 5286 90 sin 20 012371 91 大齿轮齿根角 2 84 89 207 639 92 sin 20 060363 93 大齿轮大端齿 顶高 h2 87 74 90 1 887435 94 大齿轮齿根高 h2 88 74 92 10 68680 95 径向间隙C 0 150 75 0 05 1 472494 96 大齿轮全高h 93 94 12 57424 97 大齿轮齿工作 高 hg 96 95 11 10175 98 大齿轮的面锥 角 02 48 89 73 6634 精品文档 16欢迎下载 99 sin 020 959626 100 Cos 020 281280 101 大齿轮的根锥 角 R2 48 91 69 4940 102 sin R20 936636 103 Cos R20 350305 104 cot R20 374004 105 大齿轮外圆直 径 d02 6 5 0 85 93 281 1065 106 大齿轮大端分 度圆中心线至 轴线交叉点的 距离 70 74 50 38 76191 107 大齿轮外圆至 小齿轮轴线的 距离 X02 106 93 49 36 95738 108 大圆顶圆齿顶 高与分度圆处 齿高之差 99 87 90 72 0 079115 109 大端分度圆处 与齿根处高度 差 102 88 92 72 1 972709 110 大齿轮面锥顶 点至小齿轮轴 Z0 71 108 4 240768 精品文档 17欢迎下载 线的距离 111 大齿轮齿根锥 顶点至小齿轮 轴线的距离 ZR 71 109 2 188944 112 12 70 104 130 7833 113 修正后小齿轮 轴线在大齿轮 回转平面内的 偏置角正弦 sin 5 112 0 252325 114 角的余弦 cos 0 967643 115 角的正切 tan 0 260762 116 小齿轮面锥角 正弦 sin 103 114 0 338970 117 小齿轮面锥角 19 8141 118 cos0 940797 119 tan0 360300 120 102 111 95 103 9 927742 121 小齿轮面锥顶 点至大齿轮轴 线的距离 0 5 113 120 114 1 654553 122 tan 38 67 69 0 016866 123 cos 0 96626 0 999858 精品文档 18欢迎下载 124 39 123 cos 14 5528 0 967916 125 1 117 36 cos 1 3 3076 0 998334 126 113 67 右 68 右 113 67 右 68 右 0 087187 0 481061 127 123 右 124 右 1 033001 128 68 左 87 68 右 115 2037 129 118 125 右 0 942367 130 74 127 22 98603 131 小齿轮外圆至 大齿轮轴线的 距离 BR 128 130 129 75 126 左 136 0382 132 4 127 130 22 46601 133 小齿轮轮齿前 缘至大齿轮轴 线的距离 B1 128 132 129 75 126 右 89 47043 134 121 131 134 3836 135 小齿轮的外圆 直径 01 119 134 0 5 96 83682 精品文档 19欢迎下载 136 70 100 99 12 128 1755 137 sin 0 5 136 0 257459 138 0 14 9193 139 cos 0 0 966289 140 99 110 95 100 19 70295 141 小齿轮根锥顶 点至大齿轮轴 线的距离 5 137 140 139 11 59778 142 sin 1 100 139 0 271798 143 小齿轮根锥角 R115 7713 144 cos 1 0 962354 145 tan 1 0 282431 146 最小齿侧间隙 允许值 Bmin0 168 147 最大齿侧间隙 允许值 Bmax0 232 148 90 92 0 072734 149 96 4 148 9 373944 150 在节平面内大 齿轮内锥距 Ai 73 4 102 4323 注 精品文档 20欢迎下载 1 计算说明中 1 2 3 表示第 1 2 3 计算的结果 2 序号上带 的是生产图纸上需要的参数 3 第 65 项求得的齿线曲率半径 rd与第 7 项选顶的刀盘半径 rd之差不应超过 rd 的 1 否则要重新试算第 20 项至第 65 项 精品文档 21欢迎下载 图 2 2 双曲面齿轮副的安装尺寸 括号内的数字为表 2 2 中计算步骤序号 即应将该序号下的计 算结果标在图上 2 4 主减速器齿轮强度计算 2 3 2 4 1单位齿上的圆周力 2 11 2 式中 p 单位齿长上的圆角力 N mm F 作用在齿轮上的圆周力 N 按发动机最大转矩 Temax 和最大附着力矩两 种载荷工况进行计算 b2 从动齿轮的齿面宽 mm 按发动机最大转矩计算时 2 12 2 1 2 式中 Temax 发动机最大转矩 343 N m ig 变速器传动比 常取 1 档及直接档进行计算 kd 由于猛接离合器而产生的动载系数 kd 1 k 液力变矩器变矩系数 k 1 if 分动器传动比 if 1 变速器传动效率 0 97 n 计算驱动桥数 1 D1 主动齿轮节圆直径 61 463mm b2 从动齿轮的齿面宽 44mm 1 档 ig 5 731 带入式 2 12 得 p 1410 1322MPa 精品文档 22欢迎下载 直接档 ig 1 0 带入式 2 12 得 p 246 0534MPa 表 2 3 单位齿长上的圆周力许用值 p 按发动机最大转矩计算 参数 汽车类别1 档2 档直接档 按最大着 力矩计算 附着系数 乘用车893536321893 货车1429 2501429商用 车客车982 214 0 85 目前 由于技术的进步 可在上述许用值得基础上增加 10 25 从上可知设计 的齿轮符合要求 2 4 2齿轮的弯曲强度计算 2 13 3 2 0 10 2 JFzmK KKKT v msj w 式中 Tj 齿轮的计算转矩 N m K0 超载系数 取 K0 1 Ks 尺寸系数 反映材料性质的不均匀性 与齿轮尺寸及热处理等有 关 当端面模数 m 1 6mm 时 4 25 4 Ka 载荷分配系数 取 Ka 1 10 Kv 质量系数 对于汽车驱动桥齿轮 当齿轮接触良好 周节及径向跳动 精度高时 可取 Kv 1 F 计算齿轮的齿面宽度 Z 计算齿轮的齿数 精品文档 23欢迎下载 m 端面模数 J 计算弯曲应力用的综合系数 图 2 3 弯曲计算用综合系数 J 主动齿轮的弯曲强度校核 Tj 1862 741 N m Z 9 Ks 0 7245 J 0 305 F 45 m 7 带入式 2 13 得 w 517 65MPa 780MPa 从动齿轮的弯曲强度校核 Tj 8016 939 N m Z 41 Ks 0 7245 J 0 266 F 44 带入式 2 13 得 w 543 44MPa 700MPa 经计算主减速器齿轮弯曲强度满足要求 2 4 3齿轮的接触强度计算 2 14 1 2 1 0 103 3 1 1 式中 T1 T1max 分别为主动齿轮的平均转矩和计算转矩 N m 精品文档 24欢迎下载 Cp 材料的弹性系数 对于钢制齿轮副取 232 6 N1 2 mm d1 主动齿轮的节圆直径 K0 Kv Km 见式 2 13 说明 Ks 尺寸系数 可取 Ks 1 Kf 表面质量系数 对于制造精密的齿轮可取 Kf 1 F 齿面宽 取齿轮副中较小的 J 计算弯曲应力用的综合系数 图 2 4 接触强度计算用综合系数 J T1 533 316 T1max 1862 066 d1 61 463 F 44 J 0 13 带入式 2 14 得 jmax 2522 08 MPa 2800 MPa 带入式 2 14 得 j 1713 96 MPa 1750 MPa 从动齿轮的接触应力是相同的 许用接触应力为 2800MPa 满足条件要求 2 5 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 6 2 5 1主动锥齿轮的支撑形式 精品文档 25欢迎下载 主动锥齿轮的支撑形式可分为悬臂式和跨置式支撑两种 本设计采用跨置式支撑 a 悬臂式支撑 b 跨置式支撑 图 2 4 主减速器主动齿轮的支撑形式 2 5 2从动锥齿轮的支撑形式 从动锥齿轮固结于差速器总成 通过一对圆锥滚子轴承支撑 两轴承大端相对 以减少 c d 增加支撑刚度 但是 c d 70 d2 d2 为主减速器从动齿轮分度圆直径 一边给布置支撑留有足够的空间 2 5 3轴承载荷计算校核 5 6 本设计先根据结构设计选定轴承型号 然后验算轴承寿命 在计算轴承之前要求 出作用在轴上的力和轴承上的反力 这样就要先求出作用在齿轮上的力 锥齿轮在工作过程中 相互啮合的齿面上作用有一法向力 该力可分解为沿齿轮 切线方向的圆周力 沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力 2 5 3 1齿宽中点处的圆周力 F 精品文档 26欢迎下载 2 15 2 式中 T 作用在该齿轮上的转矩 主动齿轮的当量转矩见式 2 16 dm 该齿轮齿宽中点分度圆直径 2 1 3 1 100 1 1 1 100 3 2 2 2 100 3 3 3 3 100 3 16 式中 Temax 发动机最大转矩 N m fg1 fg2 fg3 fgR 变速器 1 2 3 倒档利用率 ig1 ig2 ig3 igR 变速器 1 2 3 倒档传动比 fT1 fT2 fT3 fTR 变速器处于 1 2 3 倒档发动机的转矩利用率 经计算 T1d 513 188N m 查表 2 2 得 dm 64 71262mm 带入式 2 15 得 F1 15 86KN 对于双曲面齿轮传动有 P1 P2 cos 1 查表 2 2 得 cos 2 cos 1 0 694672 cos 2 0 861816 所以 F2 19 68KN 2 5 3 2锥齿轮的轴向力和径向力计算 本次计算选用的主动齿轮为左旋 被动齿轮为右旋 当汽车前进时 主动齿轮顺 时针方向旋转 从小轮轴大端看 从动小齿轮顶看为逆时针方向 以下计算以小轮左旋 逆时针方向旋转作为计算依据 公式中计算结果正负含义 见图 2 7 所示 精品文档 27欢迎下载 齿轮表面法向压力角 齿宽中点处螺旋角 节锥角 P 齿宽终点处圆周力 图 2 4 主减速器主动齿轮受力简图 表 2 4 齿面上轴向力和径向力计算公式表 主动小齿轮 螺旋方 向 旋转方 向 轴向力径向力 右顺时针主动齿轮 cos tan sin sin cos 主动齿轮 cos tan cos sin sin 左逆时针从动齿轮从动齿轮 精品文档 28欢迎下载 cos tan sin sin cos cos tan cos sin sin 右逆时针主动齿轮 cos tan sin sin cos 主动齿轮 cos tan cos sin sin 左顺时针从动齿轮 cos tan sin sin cos 从动齿轮 cos tan cos sin sin 注 公式中的节锥角 7 在计算主动齿轮受力时用面锥角代之 计算从动齿轮受力时用根锥 计算结果如轴向力为正 表明力的方向离开锥顶 负值表示指向锥顶 径向力是正值 表明力使该 齿轮离开相啮合齿轮 负值表明力使该齿轮靠近啮合齿轮 当计算双曲面齿轮受力时 为轮齿驱 动齿廓的法向压力角 本设计选择的是左旋 逆时针方向旋转的主动锥齿轮 把 1 2 21 15 1 45 9989 2 30 4789 1 01 19 8141 2 02 73 6634 F1 15 86KN F2 19 68KN 把这些数据代入上表中的合适的公式中 得 主动锥齿轮上的轴向力 Fap 12 44KN 径向力 FRp 13 92KN 从动锥齿轮上的轴向力 Fac 11 78KN 径向力 FRG 8 62KN 2 5 3 3锥齿轮轴承的载荷 当锥齿轮齿面上所承受的圆周力 轴向力和径向力计算后确定 根据主减速器齿 轮轴承的布置尺寸 即可求出轴承所受的载荷 本设计采用圆锥滚子轴承 根据草图 选择轴承 A B 为圆锥滚子轴承 其代号均为 32012X2 由机械设计手册 7 查的代号为 32012 的轴承主要参数为 内径 d 60 外径 D 95 轴承宽度 B 22 基本额定动载荷 Cr 64 8KN 轴承 C D 代号为 33013 主要参数为 内径 d 65mm 外径 D 100mm 轴承 精品文档 29欢迎下载 宽度 B 27mm 基本额定动载荷 Cr 98KN 轴承 E 代号为 UN306E 主要参数为 内径 d 30mm 外径 D 72mm 轴承宽度 B 19mm 基本额定动载荷 Cr 49 2KN 图 2 5 轴承布置形式 表 2 5 轴承载荷计算公式及计算结果 项目公式计算结果 KN 轴承 A径向力 1 2 1 2 2 58 82135162 轴向力Fap 12 44142506 轴承 B径向力 1 2 2 2 2 38 20291407 精品文档 30欢迎下载 轴向力00 轴承 C径向力 2 2 2 2 2 10 01192481 轴向力FaG11 77763796 轴承 D径向力 2 2 2 2 2 14 6021288 轴向力00 注 由设计草图可得 a 39 8mm b 30mm c 111 39mm d 109 08mm e 42 73mm 2 5 3 4轴承型号确定 1 滚子轴承基本额定动载荷计算 2 16 式中 C 为轴承的基本额定动载荷 P 为当量动载荷 fh 寿命因数 本设计预计寿命为 5000 小时 fm 力矩载荷因数 fn 速度因数 本设计按平均车速计算得从动齿轮转速为 260r min 主动齿 轮转速为 1182 2r min fd 冲击载荷因数 fT 温度因数 Cr 轴承径向基本额定动载荷 Ca 轴承轴向基本额定动载荷 查机械设计手册第 5 版第 2 篇 P7232 P7235 得 见表 2 6 精品文档 31欢迎下载 表 2 6 fhfmfdfmfT 21 51 50 341 0 541 轴承 A 预选型号 32012 按式 2 16 计算得 C 80 6377KN Cr 81 8KN 满足设 计要求 轴承 B 同轴承 A 轴承 C 预选 33213 按式 2 16 计算得 C 180 536KN Cr 202KN 满足设计要求 轴承 D 同轴承 C 轴承 E 预选型号 NU306E 2 6 主减速器齿轮的材料及热处理 汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重 与传动系其它齿轮相比较 它具有载荷大 作用时间长 载荷变化多等特点 其损坏形式主要有 齿根弯曲折断 齿面疲劳点蚀 磨损和擦伤等 据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求 1 有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度及较好的齿面耐磨性 2 轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷 避免轮齿根部折断 3 钢材的锻造 切削与热处理等加工性能好 热处理变形小 以提高产品 质量 减少成本并降低废品 本次设计主减速器主动齿轮材料选用 20CrMnTi 齿轮渗碳 1 2 1 5 齿面淬火使 其硬度达到 58 64 精品文档 32欢迎下载 第 3 章 差速器设计 3 1 差速器机构方案分析 6 根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮 道路以及他们之间的相互关系表明 汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的 例如转弯时 外侧车轮的行程总要比内侧的长 另外 即使汽车作直线行驶 也会由于左右车轮在 同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同 或由于左右车轮轮胎气压 轮胎负荷 胎 面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要 求车轮行程不等 在左右车轮行程不等的情况下 如果采用一根整体的驱动车轮轴将 动力传递给左右车轮 则会由于左右驱动车轮的转速虽然相等而行程却又不相等的这 一运动学上的矛盾 引起某一驱动车轮产生滑移或滑转 此外 由于车轮与路面间尤 其在转弯时有大的滑移或滑转 易使汽车在转向时失去抗侧滑的能力而使稳定性变坏 为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病 汽车左右驱动轮之间 都装有差速器 差速器保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转 的特性 从而满足汽车行驶运动学的要求 差速器的结构型式有多种 其主要的结构型式有 对称式圆锥行星齿轮差速器 防滑差速器 防滑差速器又可分为自锁式和强制锁止式 对于客车来说 由于路面状 况良好 各驱动车轮与路面的附着系数变化小 因此采用结构简单 工作平稳 制造 方便 造价又低的对称式圆锥行星齿轮差速器 精品文档 33欢迎下载 图 3 1 普通圆锥齿轮差速器的工作原理简图 3 2 差速器齿轮主要参数的计算 2 3 6 3 2 1行星齿轮数目的选择 本次设计采用 4 个行星齿轮 3 2 2行星齿轮球面半径及节锥距的预选 行星齿轮球面半径 Rb反应了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力 可根据经验 公式来确定 Rb Kb 3 1 3 式中 Kb 行星齿轮的球面半径系数 Kb 2 5 3 0 取 Kb 2 9 精品文档 34欢迎下载 Td 差速器计算转矩取 Tcs和 Tce两者中较小值 Td 8016 939 带入式 3 1 得 Rb 58 041 取 Rb 58 A0 0 98 0 99 Rb 0 98Rb 56 84mm 3 2 3 2 3行星齿轮齿数 Z1和半轴齿轮齿数 Z2的确定 本设计取 Z1 10 Z2 16 3 2 4行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1 2及模数的确定 3 3 1 arctan 1 2 32 00538 2 arctan 2 1 57 99462 锥齿轮大端端面模数 m 为 m 3 4 2 0 1 sin 1 2 0 2 sin 2 5 250872 圆整后取 m 5 5 经式 3 6 计算 w 不符合要求 所以去 m 6 3 2 5压力角 的确定 取压力角 22 5 3 2 6行星齿轮轴直径 d mm 及支撑长度 L 的确定 d 3 5 0 103 1 1 式中 T0 差速器传递的转矩 N m 8016 939 n 行星齿轮数 4 rd 为行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离 mm rd 0 4d2 32 5 c 支撑面的许用挤压应力 取为 98MPa 带入式 3 5 得 d 23 9179mm 精品文档 35欢迎下载 行星齿轮安装孔的深度 L 就是行星齿轮在其轴上的支撑长度 通常去 L 1 1d 23 9179 26 3097mm 3 3 差速器齿轮几何尺寸的计算 表 3 1 差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 mm 序 号 项目计算公式结果 1 行星齿轮齿数z1 10 应尽量取小值10 2 半轴齿轮齿数z2 14 25 且需满足式 4 14 16 3 模数m6 4 齿面宽F 0 25 0 30 A0 F 10m16 981 5 齿工作高hg 1 6m9 6 6 齿全高h 1 788m 0 05110 719 7 压力角一般汽车 22 30 某些重型汽 车 25 22 5 8 轴交角 90 90 d1 mz1609 节圆直径 d2 mz296 1 1 2 32 0054 10节锥角 2 2 1 57 9946 11 节锥距 0 1 2sin 1 2 2sin 2 56 604 12 轴节t 3 1416m18 8496 精品文档 36欢迎下载 h1 hg h2 6 152813 齿顶高 m 2 0 430 0 370 2 1 2 3 4472 h1 1 788m h1 4 575214 齿根高 h2 1 788m h2 7 2808 15 径向间隙c h hg 0 188m 0 0511 179 1 1 0 4 6211 16 齿根角 2 2 0 7 3295 01 1 239 3349 17 面锥角 02 2 162 6157 R1 1 127 3843 18 根锥角 R2 2 250 6651 19 外圆直径d01 d1 2h1 cos 170 4351 d02 d2 2h2 cos 299 6540 01 2 2 1sin 1 44 739020 节锥顶点至齿 轮外圆距离 02 2 2 2sin 2 27 0768 S1 t S210 233521 理论弧齿厚 2 2 1 2 tan 0 052 见图 3 2 8 6161 22 齿侧间隙B 见表 3 2 0 189 精品文档 37欢迎下载 采用高精度一栏的数值 1 1 3 1 6 2 1 2 10 0894 23 弦齿厚 2 2 3 2 6 2 2 2 8 5100 1 1 2 1 1 4 1 6 5228 24 弦齿高 2 2 2 2cos 2 4 2 3 5497 图 3 2 汽车差速器直齿轮切向修正系数 弧齿厚系数 表 3 2 格里森制 圆锥齿轮推荐采用的齿侧间隙 B 齿侧间隙 B mm齿侧间隙 B mm 低密度高精度低精度高精度 端面模 数 m mm AGMA 4 6 级 AGMA 7 13 级 端面模数 m mm AGMA 4 6 级 AGMA 7 13 级 精品文档 38欢迎下