汽车驱动桥设计.docx

汽车驱动桥设计车辆工程专业课程设计学院 机电工程学院 班级 12级车辆 工程 姓名 黄扬显学号 20XX0665130成绩指导老师卢隆辉设计课题 某型轻型货车驱动桥设计20XX 年 11 月 15 日某型货车驱动桥设计整车性能参数驱动形式： 62后轮 轴距： 3800mm轮距前/后： 1750/1586mm 整备质量 4310kg 额定载质量： 5000kg空载时前轴分配轴荷45%，满载时前轴分配轴荷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： YC4E14020 最大功率： /3000rmp 最大转矩： 380Nm/12001400mm变速器传动比： 倒档传动比： 轮胎规格： 20离地间隙： 280mm1某型货车驱动桥设计1总体设计 .3非断开式驱动桥 .3 断开式驱动桥 .42 主减速器设计 .4主减速器结构方案分析 .4螺旋锥齿轮传动 .4 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 .5主动锥齿轮的支承 .5 从动锥齿轮的支承 .5 主减速器锥齿轮设计 .5主减速比i0的确定 .6主减速器锥齿轮的主要参数选择 .7 主减速器锥齿轮的材料 .8 主减速器锥齿轮的强度计算 .9单位齿长圆周力 .9 齿轮弯曲强度 .9 轮齿接触强度 .10 主减速器锥齿轮轴承的设计计算 .10锥齿轮齿面上的作用力 .10 锥齿轮轴承的载荷 .11 锥齿轮轴承型号的确定 .133 差速器设计 .15差速器结构形式选择 .15 普通锥齿轮式差速器齿轮设计 .15 差速器齿轮的材料 .17 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算 .18 4 驱动桥壳设计 .19桥壳的结构型式 .19 桥壳的受力分析及强度计算 .20致谢 .22某型货车驱动桥设计为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。查阅文献1、2，经方案论证，主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式。螺旋锥齿轮传动的主、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。另外，于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 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。查阅资料、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的130以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。 装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。本课题所设计的YC1090货车装载质量为5t，所以选用跨置式。从动锥齿轮的支承从动锥齿轮采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%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。主减速器锥齿轮设计主减速比i0、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。5某型货车驱动桥设计主减速比i0的确定主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料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i一起整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡田来研究i0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i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。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Pamax及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定： i0=3600r/n110k/m式中rr车轮的滚动半径， rr=igh变速器量高档传动比。igh =1对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i0一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择：i0=()rrnpvamaxighiFhiLB式中i分动器或加力器的高档传动比iLB轮边减速器的传动比。根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式，并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把np=3600r/n , vamax=110km/h , rr= , igh=1代入有：/110k/m计算出 i0=从动锥齿轮计算转矩TcekTkiii13801650=demax1f0=n1式中：Tce计算转矩，Nm；Temax发动机最大转矩；Temax =380Nm n计算驱动桥数，1；if变速器传动比，if=； i0主减速器传动比，i0=； 变速器传动效率，=； k液力变矩器变矩系数，K=1；Kd于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；6某型货车驱动桥设计i1变速器最低挡传动比，i1=； 代入式，有：Tce7201 Nm 主动锥齿轮计算转矩T=12305 Nm主减速器锥齿轮的主要参数选择a)主、从动锥齿轮齿数z1和z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素；为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为，初定主动齿轮齿数z1=6，从动齿轮齿数z2=38。b）主、从动锥齿轮齿形参数计算按照文献3中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表2-1。 从动锥齿轮分度圆直径dm2=14310463= 取dm2=304mm 齿轮端面模数md2/z2304/388表2-1主、从动锥齿轮参数 参 数 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿顶角 齿根角 f符 号 d=mz ha=;h2= hf= da=d+2hacos df=d-2hfcos a 64 主动锥齿轮 从动锥齿轮 304 376 270 321 241 90 60 241 321 h2=arctanR 分锥角 z1=arctanz214 76 顶锥角 根锥角 锥距 a f R=1541 1139 132 7821 7419 132 d 2sin分度圆齿厚 S= 9 9 7某型货车驱动桥设计齿宽 B= 47 47 c）中点螺旋角弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为3540。货车选用较小的值以保证较大的F，使运转平稳，噪音低。取=35。 d）法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于货车弧齿锥齿轮，一般选用20。 e) 螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。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轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。主减速器锥齿轮的材料驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：a）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。b）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。 c）锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。d）选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层，具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。8某型货车驱动桥设计主减速器锥齿轮的强度计算 单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时 P=2kdTemaxkigifnD1b2103=2x1x380n/,961x64mmx47式中：ig变速器传动比，常取一挡传动比，ig= ；D1主动锥齿轮中点分度圆直径mm；D1=64mm 其它符号同前；将各参数代入式，有：P1355 N/mm按照文献1,PP=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：w =2Tk0kskm27201nm103 =147mm304mm式中：w锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；T齿轮的计算转矩，Nm； k0过载系数，一般取1； ks尺寸系数，；km齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=； kv质量系数，取1；b所计算的齿轮齿面宽；b=47mmD所讨论齿轮大端分度圆直径；D=304mmJw齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取；对于主动锥齿轮， T=7201 Nm；从动锥齿轮，T=12305Nm； 将各参数代入式，有： 主动锥齿轮，w 647MPa；从动锥齿轮，w =563MPa；按照文献1, 主从动锥齿轮的ww=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。9某型货车驱动桥设计轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： j=cpD12Tzk0kskmkf103kvbJj =232N1/2/mm64mm2x1235n/式中：j锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；D1主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=64mm b主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=47mmkf齿面品质系数，取；cp综合弹性系数，取232N1/2/mm； ks尺寸系数，取；Jj齿面接触强度的综合系数，取；Tz主动锥齿轮计算转矩；Tz= k0、km、kv选择同式 将各参数代入式 ，有： j=2722MPa按照文献1，jj=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。主减速器锥齿轮轴承的设计计算锥齿轮齿面上的作用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。该法向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以及垂直于齿轮轴线的径向力。a）齿宽中点处的圆周力FF=2TDm2=2387nm258mm (2-7)式中：T作用在从动齿轮上的转矩；Dm2从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，式确定，即Dm2=D2-b2sin2 =304mm-47mm*sin76(2-8) 式中：D2从动齿轮大端分度圆直径；D2=304mm b2从动齿轮齿面宽；b2=47mm 2从动齿轮节锥角；2=7610某型货车驱动桥设计将各参数代入式(2-8)，有：Dm2=258mm将各参数代入式(2-7)，有： F=3000N对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。 b）锥齿轮的轴向力Faz和径向力Frz 作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力分别为Faz=Ftansin+Ftancos (2-9) cosFtancos-Ftansin (2-10) cosFrz=将各参数分别代入式(3-9) 与式(3-10)中，有：Faz= 2752N，Frz=142N锥齿轮轴承的载荷当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，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。图2-4为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:图2-4单级主减速器轴承布置尺寸图24中各参数尺寸：a=46mm，b=22mm，c=，d=，e=40,Dm2=304mm。11某型货车驱动桥设计主动锥齿轮齿面受力简图，得出各轴承所受的径向力与轴向力。图3-5主动锥齿轮齿面受力简图轴承A：径向力 22Fr=F(a)Frza+(a+b)FazDm1a-2a轴向力Fa=Faz将各参数代入式与，有：Fr=3997N，Fa=2752N 轴承B：径向力 22Fr=F(a+b)Frz(a+b)Fa+a-azDm12a 轴向力Fa=0 将各参数代入式与，有： Fr=1493N，Fa=0N 轴承C：径向力122-11）2-13）2-14）Fa=Faz将各参数代入式与，有：Fr=2283N，Fa=2752N 轴承D：径向力Fr=FcFrzcFazDm1-+c+dc+d2(c+d)22轴向力Fa=0将各参数代入式与，有： Fr=1745N，Fa=0N 轴承E：径向力Fr= FeFrzeFazDm1-+ee2e22轴向力Fa=0将各参数代入式与，有： Fr=1245N，Fa=0N锥齿轮轴承型号的确定轴承A计算当量动载荷P Fa2752n Fr3997n查阅文献2，锥齿轮圆锥滚子轴承e值为，故另外查得载荷系数fp=。Fa e，此得X=,Y=。Fr 13某型货车驱动桥设计P=fp=(+)将各参数代入式中，有：P=7533N 轴承应有的基本额定动负荷Cr60nLhP10Cr=3ft1067533N=110360x1875r/minx7000h1000000式中：ft温度系数，查文献4，得ft=1；滚子轴承的寿命系数