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四驱越野车转向驱动桥的设计【带开题报告及任务书】【含8张CAD图纸+文档全套资料】

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内容简介:
四驱越野车转向驱动桥的设计Four-wheel drive off-road vehicle to the design of the drive axle摘 要本设计的主要目的是分析并设计出符合相关要求的四驱越野车转向驱动桥。转向驱动桥作为越野车兼具传递动力和改变方向的总成,对于其结构有以下要求,既能将越野车的转向和驱动机构作为一个整体,还能支撑越野车的重量,传递转矩以产生牵引力;既能承受由于越野车恶劣的行驶环境而给车轮带来的各向冲击力,还能缓冲车体的震动,保证越野车的行驶平稳性和驾驶舒适性;在动力传递方面,既要利用减速器使转矩传递到半轴上,以驱动左右车轮,又要利用差速器解决转弯时左右车轮由于速度不一所产生的干涉问题。如此一来,在设计四驱越野车转向驱动桥时考虑到结构的合理性,传动系的总传动比的确定非常重要,同时保证传动机构从减速器、差速器到半轴和轮毂以及转向机构的方向盘、转向器到转向拉杆之间的合理布置。关键词:四驱越野车 转向器 差速器 驱动桥Abstract The main purpose of this design is to analyze and design to meet the relevant requirements of the four-wheel drive off-road vehicle steering axle. Steering drive axle as a cross-country vehicles both transmission power and change the direction of the assembly, for its structure has the following requirements: Both the off-road vehicle steering and drive mechanism as a whole, but also support the weight of off-road vehicles, transmission torque to produce traction; Can withstand the off-road vehicles due to the harsh driving environment and the impact of the wheel to bring the impact, but also to cushion the vibration of the body to ensure off-road vehicles running smoothly and driving comfort; In this way, in the design of four-wheel drive off-road vehicle steering axle to take into account the rationality of the structure, the transmission line of the total transmission ratio is very important,but also to use the differential to solve the left and right wheels due to the speed of the interference caused by different problems. In this way, you want to rationally design four-wheel drive off-road vehicle steering axle, you must determine the total transmission of the transmission ratio, While ensuring a reasonable arrangement of the transmission mechanism from the reducer, the differential to the axle and the hub and the steering wheel of the steering mechanism, the steering gear to the steering rod.Key words: Four-wheel-drive suv Steering gear differential drive axle目 录1.前言12. 总体方法论证22.1 转向驱动桥分析22.2 结构方案的确定22.2.1 驱动桥的分析22.2.2 转向器的分析32.2.3 转向节的分析32.3 本车桥的结构33. 主减速器的设计计算43.1 主减速器传动比的计算43.2 主减速器的选择43.3 主减速器齿轮的类型63.4 主减速齿轮计算载荷的确定73.5 主减速器齿轮基本参数的选择83.5.1 齿数的选择83.5.2 节圆直径的选择93.5.3 齿面宽的选择103.5.4 双曲面齿轮的偏移距E113.5.5 双曲面齿轮的偏移方向113.5.6 齿轮法向压力角的选择113.5.7 齿轮几何尺寸的计算113.6 主减速器双曲面齿轮的强度计算133.6.1 单位齿长上的圆周力133.6.2 轮齿的弯曲强度计算143.6.3 轮齿的接触强度计算153.7 主减速器齿轮的材料及热处理163.8 主减速器的润滑164. 差速器的设计164.1 差速器的结构型式选择164.2 差速器齿轮的基本参数选择174.2.1 行星齿轮数目的选择174.2.2 行星齿轮球面半径RB(mm)的确定174.2.3 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择184.2.4 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定184.2.5 差速器几何尺寸的计算194.2.6 行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定194.3 差速器齿轮与强度计算205 半轴的设计205.1 半轴的设计分析215.2 半轴的结构设计及材料与热处理226. 桥壳的设计226.1 桥壳的结构型式大致分为可分式桥壳和整体式桥壳两种227. 转向器237.1 循环球式转向器的角传动比237.2 螺杆、钢球、螺母传动副247.3 齿条、齿扇传动副277.4 循环球式转向器零件的强度计算328. 转向节的设计368.1 万向节的选择368.2 万向节的设计计算379. 结论38参考文献391. 前言四驱越野车转向驱动桥是一种兼具转向能力和驱动能力的车桥,它的作用之一是把发动机传递给分动器的转速及转矩经过主减速器传递给越野车轮毂,驱动车轮转动;作用之二是在驾驶员转动方向盘时,方向盘把所受的转矩,经过转向器传递给转向直拉杆,再由转向横拉杆拉动轮毂使车轮转向。随着我国各个行业的不断发展,人民生活质量不断改善走向小康,汽车工业快速发展,交通环境越来越好,因此越野车慢慢普及到每个家庭,成为人们生活中最常用的交通工具。一大批世界一流汽车生产商先后进入我国,包括通用、奥迪、大众、日产、福特等,加入世贸以来,市场竞争越来越激烈,核心技术缺乏是我国越野车行业最大的短板。 四驱越野车的普及和人们对其的了解越来越深,从而要求也越来越高。为了使越野车在城市以及野外有更好的适应性以及舒适性,并考虑到人们驾驶汽车的习惯性,在转向驱动桥的设计时应考虑到以下几点:a.车轮偏转幅度为45 b.方向盘转动圈数为各边2.5圈c.采用麦弗逊式独立悬架在XX老师的指导下,对本设计的要求进行仔细分析,以确定机械结构的选用。在仔细了解和讨论之后,四驱越野车的桥壳部分我们采用整体式结构来承载主减速器,并且输出端分别采用球面滚轮式万向节。半轴与轮毂的连接处使用球笼式万向节。以循环球式转向器为转向机构。本设计的过程由于转向驱动桥与汽车其他部分的关系,设计计算时要注意最终组装。根据本四驱越野车的设计所给任务书的要求,首先分析驱动部分的机械结构以及技术参数,根据多方面的数据和因素,再计算每个轴包括半轴、行星齿轮轴等的传动比以及轴向力的大小,功率和扭矩等等。然后进行机构的结构计算。本设计的转向驱动桥考虑到半轴-轮毂一体式桥壳和半轴-轮毂断开式桥壳的优缺点之后选用半轴-轮毂断开式桥壳,这样一来,提高了驾驶员在操作时的稳定性和舒适性。该设计课题实用性强,结构上有很大提高,增强了竞争优势,是一个实用前景很大的转向驱动桥。2. 总体方法论证2.1 转向驱动桥分析已知条件:发动机最大功率76kw最大功率转速3800rpm发动机最大扭矩225N.m最大扭矩转速2000rpm驱动方式前置四驱中央差速器结构麦弗逊式独立悬架助力类型电动助力车体结构承载式前、后制动类型通风盘式、鼓式驻车制动脚刹整车质量2100kg2.2 结构方案的确定2.2.1 驱动桥的分析越野车驱动桥结构形式,按照结构特点可普遍分为半轴-轮毂一体式和半轴-轮毂断开式驱动桥两大类。 a. 半轴-轮毂一体式驱动桥一般的半轴-轮毂一体式驱动桥,由于其机械结构简单且生产费用和工时不是很高,以及工作性能稳定可靠等优点,因此被多种越野车广泛采用,这种结构也被许多四驱越野车以及部分轿车所采用。它的机械结构,尤其是半轴和桥壳尽管不尽相同,但是其相同之处在于桥壳为一根强度很大的空心梁,并支撑在左右两个驱动车轮上。传动部件安装在桥壳内,包括齿轮和半轴等。但它的簧下质量比较大。b. 半轴-轮毂断开式驱动桥半轴-轮毂断开式驱动桥的桥壳不是一体的,而是由半轴和桥壳通过万向节连接而成的,并且半轴和桥壳之间不是固定的,因此被称作半轴-轮毂断开式驱动桥。此外,它通常与独立悬挂配合使用,因此又叫做独立悬架驱动桥。这种桥中间部分的差速器和主减速器等传动结构直接镶嵌在车架横粱内。由于采用独立悬架系统,车桥左右两侧的驱动车轮即使在道路不平整的情况下,由于其连接结构的特点,轮毂等零件也可以彼此独立地围绕车厢或车架上下摆动,但同时,连带驱动车轮的传动机构,外壳和半轴及其套管也会跟着上下摆动。2.2.2 转向器的分析四驱越野车转向器的结构形式,按照其转向时的接触状况不同,可分为螺杆螺母式转向器、齿轮传动式转向器等。四驱越野车转向器在选择能满足其转向要求的结构形式时,首先是依据越野车的类型,前轴载荷等方面来决定的。然后再考虑角传动比传动特点,传动效率等方面,以及转向的稳定性,转向器的制造工艺过程,寿命等。山地越野车,城市越野车以及矿山工地越野车由于路面环境通常不好,因此本设计结合上述情况将使用极限可逆式转向器。有的越野车配置有转向横拉杆减震器或者液力式动力转向器,这样一来减震器就可以克服极限可逆式转向器逆效率较高的缺点。由于减震器可吸收路面的冲击力,这样方向盘就不会出现“打手”情况。2.2.3 转向节的分析根据其连接元件在受到扭矩时弹性的大小,万向节可分成挠性可扭转万向节和刚性不可扭转万向节两种。挠性万向节扭矩和转速的传递是通过它的弹性元件传递的,所以它具有缓冲减震的能力。而刚性万向节扭矩和转速的传递只能是依靠铰链式连接零件刚性传递。刚性万向节可进一步分为等速万向节,转速不等万向节以及可速万向节三种类型。因为弹性元件的弹性形变量是有一定范围的,所以挠性万向节所连接的两轴(即差速齿轮轴和半轴)之间的夹角一般不大于35,并且一般只用在轴向位移很小的场合。2.3 本车桥的结构本越野车悬架系统根据任务书的要求使用麦弗逊式独立悬架,因此本设计为使设计合理驱动桥相应地选择断开式驱动桥。山地越野车,城市越野车以及矿山工地越野车由于路面环境通常不好,因此本设计结合工作环境将使用极限可逆式转向器,从而采用螺杆螺母式转向器。转向器正效率高,所以能让驾驶员轻易地操纵方向盘;而逆效率高,能使驾驶员很好地感受路面状况。但同时为了缓解驾驶员在不平路面上的驾驶疲劳和工作强度,路面给车轮的冲击反作用到方向盘上的力要越小越好,这样能很好地防止打手。因此需要在越野车上配置有转向横拉杆减震器以吸收来自路面的冲击力。由于转向节的转向角度要求较高,本设计为满足要求而采用球笼式万向节。而主减速器两侧采用球面滚轮式万向节。3. 主减速器的设计计算3.1 主减速器传动比的计算四驱越野车中主减速器的总体质量大小,零件轮廓尺寸,结构形式;还有越野车的变速器在最高档时的燃油经济性和驱动动力性。这些都取决于主减速器的主减速比i0。而主减速比i0的确定,应该在越野车整车设计时,根据越野车总动力和传动系总传动比iT来计算。在发动机最大功率Pemax和转速np已知的条件下,越野车的功率虽大,但主减速比i0在确定时必须保证这类越野车的最高车速vamax也要是最大的,即功率和最高车速都要尽可能大。这时i0值应按下式来确定: (3-1) 式中rr越野车行驶时车轮的半径,m; igh变速器挂最高档即V档时的传动比。越野车类型比较多,但由于功率越大最高车速越小,二者成反比,导致实际中最大车速要比计算出的小一点,所以主减速比i0的实际值要比计算出的大1025,即根据下列式子再计算: (3-2) 3.2 主减速器的选择主减速器根据传动比的大小,速度改变程度以及机械结构其减速形式可分为单级蜗杆式、单级齿轮减速式、双级蜗杆式、双级齿轮减速式、双速齿轮减速式、轮边减速及主减速等等。a.单级齿轮减速器由于单级减速器的质量偏小,零件尺寸紧凑,机械结构简单及生产制造成本耗费较低等许多优点,但同时又存在传动比范围不大的特点。所以在主减速比i07.6的小、中型越野车上应用非常普遍。单级主减速器减速啮合时的传动副类型多为双曲面齿轮或螺旋锥齿轮,甚至还有部分是使用蜗轮传动的。b.双级主减速器双级主减速器与单级减速器相比较零件质量更大,机构传动更为复杂,生产制造时所耗费时间和费用也明显增加,如此一来双级主减速器应用范围不广,本着基本上尽量不使用的原则一般只用在主减速比i0比较大(7.65.0的重、中型越野车的驱动桥上。由于研究的不断深入,工程师们又进一步设计出圆柱锥齿轮式和锥齿轮圆柱式两种类形。锥齿轮圆柱齿轮双级贯通式主减速器由于其结构采用两级减速的方式,因此总主减速比的范围比较大。但同时也不可避免的带来了不少缺点:总体结构尺寸大,并且其主动锥齿轮的形状复杂制造困难且制造工艺性能较差,而从动锥齿轮不得不采用悬臂式装配,导致支撑部件刚度降低,使用寿命降低。圆柱齿轮锥齿轮式双级贯通式主减速器的特点是虽然结构尺寸紧凑较小,但同时一级减速比范围小。f.单级(或双级)主减速器附轮边减速器许多重型,大型越野车驱动桥需要很大范围的主减速比i0。而当主减速比i0的值大于12时,就必须附加轮边减速器,以分配驱动桥输出的减速比。只有这样才能有效减小主减速器的轮廓尺寸,从而使离地间隙变大,驱动桥减速比提高。同时也减小了其他的零部件所需尺寸,包括差速器,半轴等。但同样,由于增加了附加轮边减速器,导致机械结构变得更加复杂,生产制造难度和成本也就变高了,所以一般只应用于减速比12的场合。根据计算的结果,传动比i0=2.612.96,所以按照上述分析选用单级减速器。3.3 主减速器齿轮的类型 查阅了许多类型和不同品牌的越野车之后,发现如今一般越野车驱动桥上的主减速器通常采用双曲面齿轮传动和螺旋锥齿轮传动。 螺旋锥齿轮的主从动齿轮的轴线是相交,并且轴线交角能随设计要求而定。但是主减速器齿轮副在几乎所有越野车的驱动桥上都是呈90布置的。螺旋锥齿轮有很多优点,其齿轮端面具有较高重叠系数,同时参与啮合的齿轮有两对甚至更多,所以啮合齿轮分解了集中载荷从而能够承受较大的载荷。此外,该齿轮在啮合传动时,其啮合点是由一个齿的一端移动到另一端,这样的特点能使其工作平稳,噪声和振动很小,适用于高速运转。双曲面齿轮的主从动齿轮的两根齿轮轴轴线不共面且它们的投影线是相交的,并且空间投影角通常为90。主动齿轮轴线和从动齿轮轴线存在偏移距,且不为零,向上或向下。如此一来,其齿轮的支撑结构尺寸紧凑,从而提高了结构刚度,确保齿轮啮合时噪音小,工作稳定可靠,齿轮寿命也相对延长。双曲面主动齿轮能保证大传动比稳定传动,同时不产生根切现象,因此选较小的齿数。有时设计的结构轮廓尺寸较小,同时所需传动比大,这时采用双曲面齿轮传动就能很好地满足要求。当传动时的主动齿轮直径要求固定时,螺旋锥齿轮的从动齿轮直径相比于双曲面的要大。而传动比2时,螺旋锥齿轮主动齿轮就比双曲面主动齿轮小得多,所以本设计更好的选择是螺旋锥齿轮。双曲面主动齿轮螺旋角变大后,同时进入啮合的平均齿数增加,所以能够承受较大的载荷这样能使其工作平稳,噪声和振动很小,适用于高速运转。双曲面齿轮的主从动齿轮由于存在偏移距,在越野车总体设计更灵活,给其他部件的布置带来了方便。根据上述分析,当主减速比i0=2.612.96时,应选择用双曲面主动齿轮。3.4 主减速齿轮计算载荷的确定在进行四驱越野车强度计算时,应分为两种情况来考虑:一是在发动机最大转矩传动时且传动系挂最低档即I档时的状况;二是驱动车轮打滑,阻力极小时状况。计算这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩,并取两者中的较小者来验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即 (3-3) Nm (3-4) Nm 式中Temax发动机量大转矩,Nm;iTL挂最低档时,发动机到主减速器从动齿轮之间的各传动比之积; 机械传动效率,取=0.9; K0超载系数,取K0=1; n驱动桥数目;G2越野车满载时其中一个驱动桥对地面的最大压力,N;越野车行驶时轮胎附着系数,四驱越野车取=1.0; rr一越野车行驶时车轮的半径,m;一一主减速器从动齿轮到四驱车轮之间的传动效率;一一主减速器从动齿轮到四驱车轮之间的减速比。上述所算得的计算载荷只是越野车工作的最大转矩,而不是正常工作状况下的持续转矩,所以不能以它来计算疲劳损坏时的数据。因此,四驱越野车的正常持续转矩要用主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tjm (Nm)来计算,其计算结果为 (3-5) Nm式中Ga越野车满载时的总重量即最大重量17,N; GT所牵引的汽车满载总重量17,N,; fR道路滚动阻力系数,越野越野车取0.0200.035; fH四驱越野车的平均爬坡能力系数。越野越野车取0.080.31。fP越野车的性能系数: (3-6)若式中fP计算结果小于0,则取0。在计算主减速器主动齿轮的相关数据时,由于存在工作效率应该把式(3-3)和(3-4)的结果分别除以其齿轮的减速比及传动效率,这样设计计算更准确。3.5 主减速器齿轮基本参数的选择3.5.1 齿数的选择表3-1 越野车驱动桥主减速器主动锥齿轮齿数(用于半展成法*加工时)传动比(z/ z)推荐的主动齿轮最小齿数(z)主动齿轮齿数允许范围(z) 2.01715192.51512163.01110143.5108104.09794.58695.0 758表3-2 越野车主减速器主、从动锥齿数的选择89101112131415162.8802.9194144472.9202.95935382.9602.9994245483.0003.0393639493.0403.0793343463.0803.11940 按照表3-1中的数据,由于本设计主减速比i0=2.612.96,所以主减速器主动齿轮的齿数取13。再根据表3-2的数据,主动齿轮的齿数取41。3.5.2 节圆直径的选择当变速器挂挡时,作用在轮齿上的弯曲应力与比值P/F成正比关系,同时满足以下条件: (3-7) (3-8)式中:d2及F的单位均cm。在挡的传动比ig13的情况下,同时其比值P/F应不超过3920,即 (3-9)双曲面齿轮齿面宽选取F0.155d2,且,将其代入上述公式能够计算得到:当挂最低档挡传递Temax时,齿轮的节圆直径d2不应该小于(3-10)与(3-11)中算得数值中的较小值,即 (3-10) (3-11) 因此节圆直径要大于18.87cm。式中Temax发动机量大转矩,Nm;ig1变速器挂最低档即挡时的传动比;i变速器主传动比; 圆整后取d2=190mmd2选定后,就可以计算从动锥齿轮大端端面模数,m=d2/z2190/41=4.63,并用下式校核: (3-12) 式中Km模数系数,且其取值范围Km=0.30.4。经校核成立。3.5.3 齿面宽的选择根据上述推荐,越野车主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽F(mm)用下式计算,计算结果如下: (3-13) 3.5.4 双曲面齿轮的偏移距E四驱越野车双曲面齿轮的偏移距E应该小于其从动齿轮节锥距A0的0.2(或者取偏移距E的值为齿轮直径d的0.10.12,且一般不超过其0.12)。当偏移距E大于d2的0.2时,应考虑在生产时是否存在根切现象。 (3-14) 上式结果为最大值,本设计取偏移距为20mm3.5.5 双曲面齿轮的偏移方向双曲面齿轮的偏移方向应采用下偏移。根据双曲面齿轮的偏移方向与螺旋方向之间的关系:下偏移则主动齿轮左旋,从动齿轮右旋。3.5.6 齿轮法向压力角的选择根据双曲面齿轮的啮合特点,由于其主动齿轮轮齿两侧直径不相等,一端大一端小,所以其法向压力角也不同,因此在设计时应该按照平均压力角来计算,载货车所选平均压力角为2230,普通轿车所选平均压力角为19。当主动齿轮齿数zl8时,所选平均压力角为2115。本设计齿轮的平均压力角选为2115。3.5.7 齿轮几何尺寸的计算按表3-3对几何尺寸进行计算得表3-3圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算用表序号 计算公式结果 注释1z1 13小齿轮齿速应不少于62z2 41大齿轮齿速由z1及速比定,但z1与z2间应避免有公约数 3F 29大齿轮齿面宽F=0.155d24E 20小齿轮轴线偏移距E=(0.1 0.12)d25d2=175 190大齿轮分度圆直径d26rd=63.576.2刀盘名义直径rd7=arctan() 20.3小齿轮节锥角9=69.17大齿轮节锥角102=31.70大齿轮终点螺旋角211z= 0.0032小齿轮轴线到大齿轮节锥顶点的距离,正则表示该节锥顶点超过了小齿轮轴线,负则表示该节锥顶点在大齿轮体与小齿轮轴线之间212A0=101.637大齿轮节锥距13=0.779大齿轮顶角14=3.80大齿轮的齿根角15 h=1.403大齿轮齿顶高16h= 7.962 大齿轮齿根高17C=1.109径向间隙C为大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高的15%再加上0.0518 h=9.366大齿轮齿全高19hg=8.257大齿轮齿工作高20 =69.9大齿轮的面锥角21=65.37大齿轮的根锥角22 =34.811大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离24 z0= 0.026小齿轮轴线到大齿轮面锥顶点的距离2,正负含义同序号1125zR= 2.1499 小齿轮轴线到大齿轮根锥顶点的距离2,正负含义同序号1126 = 24.038小齿轮面锥角27G0= 4.566大齿轮轴线到小齿轮面锥顶点的距离2,正负含义同序号1128B0= 92.071 小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离29Bi= 68.925小齿轮前缘至大齿轮轴线的距离30 d01= 86.208小齿轮的齿顶圆直径31GR= 1.055大齿轮轴线到小齿轮根锥顶点的距离2,正负含义同序号11 32 = 19.545小齿轮根锥角33Bmin0.1524最小侧间隙允许值34Bmax0.2032最大侧间隙允许值3.6 主减速器双曲面齿轮的强度计算3.6.1 单位齿长上的圆周力按发动机最大转矩计算时: (3-15) (3-16)式中Temax发动机最大转矩,Nm;ig变速器传动比,通常按1档计算。按最大附着力矩计算时: (3-17)式中轮胎与地面的附着系数;许用的单位齿长度方向上的圆周力如下表3-4所示。表3-4 许用单位齿长上的圆周力按发动机最大转矩计算按最大附着力矩计算附着系数1档2档直接档轿车8935363218930.85货车142925014290.85四驱越野车137421410320.85牵引越野车5362509840.65 对照上表,根据上述分析两种情况下均满足要求。3.6.2 轮齿的弯曲强度计算越野车主减速器双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 (Nmm2)为 (3-18) 式中K0超载系数;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m1.6mm时Ks= (3-19)Km载荷分配系数,当两个齿轮均用骑马式支承型式时,Km1.001.10;当一个齿轮用骑马式支承时,Km1.101.25。支承刚度大时取小值;Kv质量系数,一般取Kv1;Z计算齿轮的齿数; m端面模数,mm;J综合系数,为0.27。四驱越野车主减速器齿轮的许用弯曲应力为700 Nmm2,满足弯曲强度要求。四驱越野车主减速器齿轮在正常工作的情况下,其破坏形式主要是疲劳损坏,而疲劳寿命的长短主要与平时行驶时的持续转矩有关即平均计算转矩,因此Tj或升Tjh只是用来计算并检验最大应力的大小,疲劳寿命的计算不能以此为依据。3.6.3 轮齿的接触强度计算双曲面齿轮齿面的计算接触应力 (MPa)为 (3-20)=式中T1主动齿轮的工作转矩,Nm;Cp材料的弹性系数,对于钢制齿轮副取232.6N1/2mm;Kf表面质量系数,一般精确齿轮取Kf=1;3.7 主减速器齿轮的材料及热处理大部分的四驱越野车其主减速器的双曲面齿轮的材料普遍采用渗碳合金钢,其材料代号包括20CrNiMo,20CrMnTi,20MnVB,20Mn2TiB和22CrMnMo。使用渗碳合金钢制造的减速器齿轮,经过一系列的热处理工艺:先渗碳,再淬火,然后回火之后,齿轮的表层硬度能够达到HRC5963,但内部硬度比较低,只有HRC3343.热处理后,其渗碳层深度为0.91.3mm。3.8 主减速器的润滑驱动桥中的主减速器是主要的传动机构,因此机构的润滑尤为重要,轴承,齿轮等摩擦表面都需要很好地润滑,以保证零件的工作寿命。支撑主减速器主动锥齿轮的前端轴承,由于润滑油的流动性不强,因此其润滑比较困难。所以,为了解决该问题,我们在主减速器壳的内壁上,靠近主动齿轮的从动齿轮前端处,设计一个集油槽,把由于回转力溅到减速器壳体上的润滑油进行收集,并引回到前滚子轴承的端口。润滑油再利用回转力流至大端,然后通过回油孔流回到桥壳中,这样,润滑油能够不断循环,完成持续润滑,同时能够达到散热除尘的效果。4. 差速器的设计4.1 差速器的结构型式选择 驱动桥中的差速器类型很多,其中有防滑差速器,对称式圆锥行星齿轮差速器。防滑差速器进一步分为自动锁止式差速器以及强制锁止式差速器,自动锁止式差速器包括高摩擦式差速器,自由轮式差速器和变传动比式差速器三种。a对称式圆锥行星齿轮差速器对称式圆锥行星齿轮差速器的结构相对于其它差速器来说,其机械结构比较简单。其结构包括差速器左壳和右壳;连接半轴的半轴齿轮两个;与半轴齿轮相啮合的行星齿轮,多数为四个,少数有三个,而小轻型四驱越野车一般是两个;保证行星齿轮稳定啮合的齿轮轴等等。该结构工作性能好,传动平稳,制造工艺简单,所以被各种越野车广泛使用。b强制锁止式防滑差速器该差速器分为两种工作状态,一种是路面状态不好,且容易打滑的情况下,在普通差速器上配置差速锁,为防止打滑,将加速器锁住,这样就能保证车轮得到由减速器传递的全部转矩。另一种是路面状况比较好,这是应该将锁止器松开,否则会造成车轮转速干涉,严重时会损坏车轮轴。 c自锁式差速器 普通四驱越野车的轮胎在气压较低时,与干燥的柏油路或者混凝土路面的附着系数一般为0.60.8。而与冰面的附着系数大约是0.10.3。由此,为保证越野车足够的牵引力,差速器的锁止系数取最大为K=8。根据任务书的要求,以及上述分析本设计考虑选用对称式圆锥行星齿轮差速器。4.2 差速器齿轮的基本参数选择4.2.1 行星齿轮数目的选择普通家用轿车的差速器通常采用两个行星齿轮,载重汽车包括重型越野车一般采用四个行星齿轮,个别越野车是用三个行星齿轮。本设计为轻型四驱越野车,故采用两个行星齿轮。4.2.2 行星齿轮球面半径RB(mm)的确定 行星齿轮在尺寸设计时,背面的球面半径RB就决定了圆锥行星齿轮差速器的尺寸大小,即行星齿轮安装时的尺寸。 球面半径的计算,本设计根据下列经验公式来确定: (4-1) 式中KB表示行星齿轮的球面半径的系数,KB=2.502.98,对于有2个行星齿轮的四驱越野车取最大值;Tj计算转矩,Nm。在RB计算完成后,根据下式预选其节锥距: (4-2)4.2.3 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择由于齿轮持续啮合的工作特点,齿轮的强度要高,不易损坏,根据公式应该有较大的模数,进而行星齿轮的齿数应尽可能少,同时保证不发生根切现象齿数应不小于10。所以半轴齿轮一般取1524,且传动比为1.52。由于行星齿轮与半轴齿轮的啮合特点,左右两半轴齿轮的齿数和必须是行星齿轮的倍数,否则存在齿数干涉,导致不能安装。因此取半轴齿轮齿数z2=18,同时行星齿轮的齿数取为z1 =10 。4.2.4 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初算差速器行星齿轮和半轴齿轮各自的的节锥角、: (4-3) (4-4)式中z1行星齿轮的齿数。z2半轴齿轮齿数。 然后按照下列式子,初算出圆锥齿轮的大端模数: (4-5) 圆整后取m=4 由下式 (4-6)得: 4.2.5 差速器几何尺寸的计算按表4-1计算差速器几何尺寸4.2.6 行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定表4-1越野车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式1行星齿轮齿数z1=102半轴齿轮齿数z2=18 3模数m=44齿面宽F=(0.250.30)A0=10.28512.345齿工作高hg=1.6m=6.46齿全高h=1.788m0.051=7.203 7压力角=22.58轴交角=909节圆直径d1=mz1=40 d2=mz2=7210节锥角 =arctan(z1/z2)=29.05 =arctan(z2/z1)=60.9511节锥距A0=d1/(2sin)=d2/(2sin)=41.1412周节t=3.1416m=12.566413齿顶高=hgh=4.224 14齿根高h =1.788mh =2.928 h=1.788h=4.976 15径向间隙c=hhg=0.1788mh=0.803 16齿根角=arctan=4.07 =arctan=3.0317面锥角=32.08 =65 18根锥角=24.98 =57.92 19外圆直径D01=d12 hcos=47.39 D02=d22 hcos=74.11 20节锥顶点至齿轮外缘距离=d2/2hsin=33.945 =d1/2 h sin =18.09 差速器行星齿轮安装时在直径上,孔直径就相当于行星齿轮轴的直径,所以长度上,行星齿轮安装时孔的长度L相当于行星齿轮安装在轴上的配合长度,通常取 =1.18=8.8 (4-7) (4-8)=1.164=70.4 =8 (4-9)式中T0经过差速器所传递行星齿轮的转矩,Nm; n行星齿轮数; l行星齿轮的几何中点到其齿轮锥顶之间的距高,mm; 行星齿轮支承面所承受的许用挤压应力,其值取为69MPa。 4.3 差速器齿轮与强度计算 四驱越野车的差速器齿轮弯曲应力计算公式为 (4-10)式中T差速器单个半轴齿轮所受到的转矩大小,Nm;Tj计算转矩,Nm;n差速器行星齿轮数目;z2半轴齿轮齿数;J差速器齿轮弯曲应力综合系数,为0.225。根据上述公式中的计算转矩进行计算时,则弯曲应力应小于974MPa。而798.32Mpa974Mpa,所以校核成立,满足要求。5 半轴的设计5.1 半轴的设计分析在进行半轴的设计计算时,最重要的是确定最小直径,此时应合理计算其计算载荷。同时应该考虑不同工作状态下的载荷:a当车轮受到的纵向力最大的时候,附着系数定为0.8,侧向力为0。b当越野车发生侧滑的时候,侧向力是最大的,且附着系数取最大为1.0,纵向力为0。c当越野车以较高速度经过高低不平的路面时,会给汽车车轮造成冲击,产生垂向力。地面最大附着力与越野车车轮所受纵向力以及侧向力的关系为: (5-1)由此公式可知,当侧向力最大值时,纵向力大小为0;相反当纵向力最大值时,侧向力大小为0。半轴的左右两端都采用不同型号的万向节,所用半轴为3/4浮式半轴。3/4浮式半轴的强度校核首先需要确定3/4浮式半轴的计算载荷,其具体计算公式如下: (5-2)式中差速器转矩传递给半轴的分配系数,取值为0.6; Temax发动机量大转矩,Nm;ig1变速器挂最低档即挡时的传动比;i变速器主传动比。然后3/4浮式半轴的强度计算可根据下面的式子计算扭转应力: (5-3)式中半轴扭转时收到的扭转应力,MPa;d直径,mm; 许用应力,490588 MPa。由上式可知184.52MPa0;而中间截面到小端(截面CC)之间,所有截面处的变位系数小于零。我们设定图中截面OO至截面AA的距离为,那么 (7-9)式中截面AA处齿形变位系数;m模数;切削角。由公式(79)可知:当齿扇的模数m确定后,其切削角也已知了,那么各截面处的变位系数就只与该截面与基准截面之间的间距的大小有关(见图75)。本设计中变厚齿扇中的基准截面(截面AA)处的标准齿形的尺寸数据有它的计算依据,即根据表53中的数据计算,在进行尺寸计算前,应该先确定相应的参数。其中齿扇模数m是根据本设计任务书的前车桥所承受的负载以及越野车的装载质量参考表51选取;通常四驱越野车转向器变厚齿扇的法向压力角在1530之间选取;其切削角常见的有630和730两种可供选择;齿顶高系数一般取0.8或1.0;整圆齿数z取值范围是1119;齿扇宽度F一般为2129mm表71各类越野车循环球转向器的齿扇模数在图75中,截面BB处的变位系数是最大的,齿顶变尖的核算以该截面齿形为准,如表73所示。表72变厚齿扇(AA)处的齿形参数选择与计算 (mm)表73 最大变位系数截面(截面BB)齿顶变尖核算说明:一般变厚齿轮的的齿顶圆弧齿厚的最小值为:(0.250.30)m 当m34时(0.200.25)m 当m46时(0.100.20)m 当m78时表74给出了循环球式转向器的一些参数,供设计时参考。7.4 循环球式转向器零件的强度计算想要进行强度的校核计算,必须先要知道它的计算载荷。在计算转向器和动力转向的动力之前时,我们估算驾驶员所能作用在转向盘轮缘上的最大的力为700N。这样知道了计算载荷的大小后,就可以计算转向系中各零件的强度大小。表7-4 循环球式参数表(1)钢球与滚道间的接触应力 (7-10)式中K是系数,根据AB的值的大小,然后查表75获得,而AB的值用公式7-11确定: (7-11) d螺杆的外径,见上图71所示;钢球直径;E材料弹性模量,MPa;N钢球与螺纹滚道的圆弧之间的正压力; (7-12) 转向盘圆周力;R转向盘轮缘半径;螺杆螺线导程角;钢球与滚道间的接触角;参与工作的钢球数;钢球与螺纹滚道的接触点到螺杆轴线之间的距离。 表75 系数K与AB的关系(mm)A/B1.000.900.800.700.600.500.400.30K0.3880.400.410.440.4680.4900.5360.600A/B0.200.150.100.050.020.010.007K0.7160.8000.9701.2801.8002.2713.202当钢球与螺纹滚道圆弧之间的接触表面的硬度为HRC5763时,那么它们之间的许用接触应力可取为30003490MPa。想要达到式(710)中所要求的接触强度的大小,钢球的工作总圈数就应该达到 (7-13) 式中一圆滚道中的钢球数; (7-14) 螺距;钢球中心距(见图72)螺线导程角;钢球直径;需要的工作钢球总数; (7-15) 齿条与齿扇啮合时,轮齿所受的力; (7-16) 转向摇臂轴上的力矩;齿扇的啮合半径; 各个钢球受力间不均匀系数,0.80.9;有以上计算可知,当钢球工作总圈数2.5时,有上述理论分析知必须采用两个独立的环路,且两个环路的参数必须一模一样,从而能保证载荷均匀地加载到各钢球上,以此得到较高传动效率。同时保证钢球总数不应超过60个。各个钢球之间的径向间隙要小于0.020.03mm。也可以利用下面的式子计算: (7-17) 轴向间隙可用下式计算: (7-18)(1)螺杆在弯扭联合作用下的强度计算螺杆所受应力状态相对复杂,所以要考虑弯矩和转矩同时作用在螺杆危险断面上时的情况,而其弯矩M及转矩T分别为: (7-19) (7-20) 式中从齿条与齿扇相啮合的节点到螺杆轴线的直线距离;支承转向器螺杆的两个轴承之间的距离;啮合角;钢球中心距; 螺线导程角;换算摩擦角;滚动摩擦系数,0.0080.010;钢球与滚道的接触角。这时,螺杆的当量应力为 (7-21)式中F齿扇上圆周率;h齿扇的赤高;B齿扇齿宽;s基圆齿厚;许用应力,=540N/mm2转向器壳体的材料本设计选用球墨铸铁QT40018。8. 转向节的设计8.1 万向节的选择根据其连接元件在受到扭矩时弹性的大小,万向节可分成挠性万向节和刚性万向节两种。挠性万向节扭矩和转速的传递是通过它的弹性元件传递的,所以它具有缓冲减震的能力。而刚性万向节扭矩和转速的传递只能是依靠铰链式连接零件刚性传递。刚性万向节可进一步分为等速万向节,不等转速不等万向节以及可速万向节三种类型。因为弹性元件的弹性形变量不是无限的,是有一定范围的,且弹性范围较小,所以挠性万向节所连接的两轴之间的夹角一般不大于35,并且一般只用在轴向位移很小的场合。由于本设计中的四驱越野车其车轮方向转动的角度要达到45,同时根据上述分析,为达到要求,本设计采用球笼式等速万向节作为轮毂与半轴的连接元件。8.2 万向节的设计计算 图8-1 球笼万向节尺寸系列 按表8-1选择合适的万向节类型及其尺寸。表8-1球笼万向节的尺寸系列参数名义尺寸100113125150175200225250300与行星套联接的轴颈直径Smm25.428.631.838.144.550.857.263.576.2钢球直径mm19.021.423.828.533.338.142.847.657.1行星套最大直径mm30.433.137.146.153.360.466.774.3最小直径mm25.430.433.241.147.953.959.566.4槽距mm40402621181614.513花键数mm2325181818181818球形壳外径Omm92103115137160182204227272球形壳外径Qmm140163186209232275支承面到万向传动平分面Y-Y的距离Rmm44.349.755.165.976.787.498.2109.0133.4开端面到万向传动平分面Y-Y的距离Gmm16.318.220.324.428.432.536.540.648.7花键轴直径Emm323640485664728096支承面直径Fmm5664758498114花键轴到万向传动平面Y-Y的距离Lmm211262337343435402446444476花键毛坯直径Umm4046485962647883由于半轴的直径选40cm因此选轴径s=38.1mm 钢球直径28.5mm 行星套最大直径46.1mm最小直径41.1mm 槽距21mm 花键数18 O=137mm R=65.9mm G=24.4mm E=48mm F=56mm L=343mm U=59mm9. 结论 汽车是现代社会主要的动力交通工具之一,其中四驱越野车是为了满足更多道路需求的一种车型。如今,人们生活水平向好,
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