长安之星SC6400汽车驱动桥的设计说明书.doc
长安之星SC6400汽车驱动桥的设计【8张CAD图纸+文档全套资料】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共43页)
编号：129999726
类型：共享资源
大小：3.04MB
格式：ZIP
上传时间：2021-05-26
上传人：好资料QQ****51605
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
100
积分
- 关 键 词：
-
长安
SC6400
汽车
驱动
设计
CAD
图纸
文档
全套
资料
- 资源描述：
-
喜欢这套资料就充值下载吧。。。资源目录里展示的都可在线预览哦。。。下载后都有，，请放心下载，，文件全都包含在内，图纸为CAD格式可编辑，【有疑问咨询QQ:414951605 或 1304139763】
- 内容简介：
-
毕 业 设 计 (论文) 长安之星SC6400汽车驱动桥的设计系 名： 专业班级： 学生姓名： 学 号： 指导教师姓名： 指导教师职称： 年 月目 录摘 要IIIAbstractIV第1章 绪 论11.1研究背景及意义11.2汽车驱动桥概述11.2.1汽车车桥的种类11.2.2驱动桥结构组成21.3主要设计内容5第2章 总体方案设计及参数选择62.1 技术参数62.2 主减速比的计算62.3主减速器结构方案的选定72.4差速器结构方案的选定82.5半轴型式的选定82.6 桥壳型式的选定8第3章 主减速器设计93.1齿轮计算载荷的确定93.2齿轮参数的选择103.2.1螺旋锥齿轮的几何尺寸计算113.2.2螺旋锥齿轮的强度计算123.3齿轮的材料及热处理143.4轴承的选择与校核计算153.5 主减速器的润滑17第4章 差速器设计184.1齿轮的基本参数选择184.2齿轮的几何尺寸计算与强度计算20第5章 半轴设计245.1半轴的设计计算245.1.1半轴工况分析245.1.2几何尺寸设计与校核255.2结构设计及材料与热处理26第6章 桥壳设计286.1桥壳的结构型式选择286.2桥壳的材料选择286.3桥壳的受力分析及强度校核28总 结33参考文献34致 谢35摘 要驱动桥作为汽车的重要的组成部分处于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、石驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能，其主要由主减速器、差速器、半轴及桥壳四部分组成。本次设计针对给定的长安之星SC6400汽车参数设计一款后驱汽车驱动桥。首先，通过对驱动桥结构及原理进行分析，在此分析基础上提出了驱动桥的总体结构方案和；接着，对总体参数进行了计算选择；然后，对主减速器、差速器、半轴及桥壳进行了设计与校核；最后，通过AutoCAD制图软件绘制了驱动桥装配图及主要零部件图。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，如：机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等；掌握了普通机械产品的设计方法并能够熟练使用AutoCAD制图软件，对今后的工作于生活具有极大意义。关键词：驱动桥、主减速器、差速器、半轴、桥壳AbstractDrive axle as an important part of the car it is at the end of the transmission line, which is to increase the basic skills with the drive shaft or torque coming directly from the gearbox, the torque distribution to the left and right drive wheels, and left, stone wheel drive cars with a kinematic differential function required, which is mainly composed of the main reducer, differential, axle and axle four parts.The design of the design of a rear-wheel drive for a given vehicle parameters SC6400 Changan Star car driving axle. First, the analysis of the drive axle structure and principles presented in this analysis of the overall structure of the program and on the basis of the drive axle; Next, the overall parameters were calculated selection; then, on the final drive, differential, axle and axle housing design and verification; and finally, through the AutoCAD drawing software to draw the drive axle assembly drawing and major components Fig.Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life.Keywords: Drive axle, The main reducer, Differential, Axle, Axle housingIV长安之星SC6400汽车驱动桥的设计第1章 绪 论1.1研究背景及意义汽车传动系统的作用是传递发动机输出的动力，并使之与各种不同行驶条件相适应。在一般的机械式传动中，驱动桥处于动力传动系统的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理的分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力和横向力。驱动桥一方面需要承担汽车的重荷，另一方面车轮上的作用力以及传递扭矩所产生的反作用力矩也由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的刚度和强度，以保证整体机构工作的可靠性。此外，驱动桥还必须满足通过性及平顺性要求。从汽车整体结构上来看，驱动桥是汽车不可或缺的重要组成部分，驱动桥设计也是汽车总成设计中重要的环节之一。本题目要求根据特定的参数进行驱动桥设计，包括制定设计方案及零部件设计、计算、校核等项目。学生在驱动桥设计程中可以进一了解驱动桥作用、类型及工作特点，深入学习微型乘用车驱动桥的结构特点，掌握汽车总成及零部件设计的基本方法。本题目要求学生综合运用汽车构造、汽车理论、汽车设计、机械设计、汽车制造工艺学等课程的理论知识，同时可以提高学生使用标准、查看设计手册、查阅科技文献资料、计算机应用、科技写作等方面能力，达到综合训练的效果。对不同用途的汽车来说，驱动桥的结构形式虽然各不相同，但在设计及使用中对它们的基本要求却是一致的，本题目帮助学生养成从工程化角度解决问题的思维方式，将制造工艺、经济、使用、维修等因素综合纳入考虑范围，培养学生初步解决本专业范围内工程技术问题的能力，为学生毕业以后的发展打下坚实的基础。1.2汽车驱动桥概述1.2.1汽车车桥的种类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。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。1.2.2驱动桥结构组成驱动桥作为汽车的重要的组成部分处于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、石驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。在一般的汽车结构中、驱动桥包括主减速器（又称主传动器）、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件如图1.1所示。1 2 3 4 5 6 7 8 9 10图1.1 驱动桥1.半轴2.圆锥滚子轴承3.支承螺栓4.主减速器从动锥齿轮5.油封6.主减速器主动锥齿轮7.弹簧座8.垫圈9.轮毂10.调整螺母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；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。（1）主减速器主减速器的结构形式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安装：主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。螺旋锥齿轮如图1.2（a）所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用90度。螺旋锥齿轮的重合度大，啮合过程是由点到线，因此，螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。双曲面齿轮如图1.2（b）所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。图1.2 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮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：悬臂式 悬臂式支承结构如图1.3所示，悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转钜较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。图1.3 锥齿轮悬臂式支承骑马式 骑马式支承结构如图1.4所示，其特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，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，在需要传递较大转矩情况下，最好采用骑马式支承。图1.4 主动锥齿轮骑马式支承从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上5。主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速（如图2.5）、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。通常单级减速器用于主减速比io7.6的各种中小型汽车上。（a） 单级主减速器 （b） 双级主减速器图1.5 主减速器（2）差速器差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。（3）半轴在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向接传动装置且多采用等速万向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半铀齿轮与轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。半浮式半轴具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。主要用于质量较小，使用条件好，承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。3/4浮式半轴，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，故未得到推广。全浮式半轴工作可靠，广泛应用于轻型以上的各类汽车、越野车汽车和客车上，本设计采用此种半轴。（4）桥壳驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，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。作用在驱动车轮上的牵引力、制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥完既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置（如半轴）的外壳。桥壳应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。结构形式分类：可分式、整体式、组合式。按制造工艺不同分类：铸造式强度、刚度较大，但质量大，加工面多，制造工艺复杂，本设计采用铸造桥壳。钢板焊接冲压式质量小，材料利用率高，制造成本低，适于大量生产，轿车和中小型货车，部分重型货车。1.3主要设计内容（1）比较现有的多种结构形式、布置方案，选择最切合题目要求的方案；（2）主减速器结构形式确定及基本参数选择与设计计算、校核；（3）差速器结构形式确定及基本参数选择与设计计算、校核；（4）半轴基本参数设计计算及校核；（5）桥壳的受力分析及强度计算；（6）最后应用计算机辅助制图绘制总成装配图、零件图，并撰写设计计算说明书。第2章 总体方案设计及参数选择2.1 技术参数本次设计的任务是根据给定的长安之星SC6400汽车参数设计一款后驱汽车驱动桥。技术参数：表2.1参考数据名称参数单位车身长度4035mm车身宽度1620mm整备质量1180kg前轮距1390mm后轮距1410mm最小离地间隙160mm最大功率及转速72-6000kw- r/min最大扭矩及转速119-50005500N.m-r/min轮胎型号175/70R14轴距2700mm最大车速130km/h2.2 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。的选择应在汽车总体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。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=4.325 （2.1） 式中：车轮的滚动半径175/70 R14，=25.4+b=0.3003（m）轮辋直径d=14英寸轮辋宽度b=175mm，=0.7；最大功率时的发动机转速6000 rpm；汽车的最高车速130km/h； 取变速器最高挡传动比1；分动器传动比1。2.3主减速器结构方案的选定（1）主减速器齿轮的类型 螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。本次设计采用螺旋锥齿轮。（2）主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择本次设计选用： 主动锥齿轮：悬臂式支撑（圆锥滚子轴承）从动锥齿轮：跨置式支撑（圆锥滚子轴承）（3）从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上。（4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30。主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母（利用轴承座实现），从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。（5）主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。由于单级主减速器具有机构简单、体积及质量小且制造成本低等优点，因此广泛用于主减速比小于7.6的各种中、小型汽车上，本设计汽车主减速比小于7.6 所以采用单级主减速器。2.4差速器结构方案的选定差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。但对于本设计的车型来说只选用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器即可。本次设计选用：圆锥行星齿轮差速器。2.5半轴型式的选定3/4浮式半轴，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，故未得到推广。全浮式半轴广泛应用于轻型以上的各类汽车上。本次设计选择全浮式半轴。2.6 桥壳型式的选定整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一个整体的空心梁，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。其主要缺点是桥壳不能做成复杂而理想的断面，壁厚一定，故难于调整应力分布。铸造式桥壳强度、刚度较大多用于越野车和重型货车。本次设计驱动桥壳就选用铸造式整体式桥壳。第3章 主减速器设计3.1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（）的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即/n=1642.86（） （3.1）=2974.40（） （3.2）式中：发动机最大扭矩，N.m，本车取N.m；从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；，已知； T上述传动部分的效率，取T0.9；K0超载系数，对于面包车及液力传动的各类汽车取K01；n该车的驱动桥数目，本车取n1；G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，取G28540.7N；轮胎对路面的附着系数，对于越野汽车，取1.0； Rr车轮的滚动半径，Rr300.3mm；lb，ilb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减速比；LB0.96,iLB1。由式（3.1），式（3.2）求得的计算载荷，是最大转矉而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路用輆稳定，其正常持续輬矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为=1215.82（） （3.3）式中：汽车满载总重，N； 所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取=0； 道路滚动阻力系数，通常取0.0150.020，可初取 =0.018； 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常取0.090.30，可初取=0.15； 汽车性能系数 （3.4）当 =26.8616时，取=03.2齿轮参数的选择（1）齿数的选择 根据主减速比确定：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取小些，以得到满意的驱动桥离地间隙1。.当i06时，Z1的最小取值可取5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，Z1最好大于5；.当i0较小（i03.55）时，Z1可取为712，但这时常会因为主、从齿轮齿数太多，尺寸太大而不能保证所要求的离地间隙；.为了磨合均匀，Z1、Z2之间应避免有公约数；.为了得到理想的齿面重叠系数，Z1+ Z2应50；根据以上特点要求和本车的主减比，可确定主减速器主、从齿轮齿数z1 =10，z2 =43 。（2）节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式3.2，式3.3并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出： =177mm （3.5）式中：d2从动锥齿轮的节圆直径，mm；Kd2直径系数，取K d2=1316；Tj计算转矩；取Tje与Tj中较小者：（3）齿轮端面模数的选择 选定后，可按式算出从动齿轮大端模数，并用下式校核= 4.5 （4）齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥鼿轮鼿面宽度推荐为：F=0.155=38.75mm，可初取F=30mm。（5）螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。（6）螺旋角的选择 格里森制推荐公式：。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35。3.2.1螺旋锥齿轮的几何尺寸计算主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表表3.1 主减速器锥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102从动齿轮齿数433模数4.54齿面宽FF=305工作齿高7.2456全齿高=8.0467法向压力角=168轴交角EMBED Aquation.3 =909节圆直径=45=193.510节锥角arctan=90-=13.091=76.90811节锥距A=A=10012周节t=3.1416 t=14.13713齿顶高=6.075mm=1.125mm14齿根高=1.971mm=6.921mm15径向间隙c=c=0.84616齿根角=1.1348=3.928917面锥角；=17.06995=3.928918根锥角=11.12=72.929119齿顶圆直径=56.83424=194.009620节锥顶点止齿轮外缘距离=95.374=21.40421理论弧齿厚=27.38mm=3.9915mm22齿侧间隙B=0.1020.1520.125mm23螺旋角=3524螺旋方向在一般的情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有相互斥离的趋势主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋25驱动齿轮小齿轮小齿轮26驱动方向向齿轮背面看去，通常主动齿轮为顺时针，从动齿轮为反时针主动齿轮为顺时针，从动齿轮为反时针 3.2.2螺旋锥齿轮的强度计算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。螺旋锥齿轮的强度计算：（1）主减速器螺旋锥齿轮的强度计算单位齿长上的圆周力 （3.6）式中：单位齿长上的圆周力，N/mm; F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两种载荷工况进行计算；按发动机最大转矩计算时：=1260.74N/mm （3.7）按最大附着力矩计算时：=836.22 （3.8）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可知，校核成功。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 （3.9）式中：超载系数1.0； 尺寸系数 载荷分配系数1.11.25； 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；（2）轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力（MPa）为： （3.10）式中：材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6；=1，=1，=1.11，=1； 表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； J 计算应力的综合系数，=0.1875，见图3.2所示。 =666.7MPa=1750MPa =2373.45MPa=2800MPa，故符合要求、校核合理。图3.2应力的综合系数3.3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，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、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）具有高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；（2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；（3）钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；（4）选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如:为了节约镍、铬等我国发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号，及，在本设计中采用了。用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC5864，而芯部硬度较低，当m8时为HRC3245。对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m5时，为0.91.3mm。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副草热处理及精加工后均予以厚度为0.0050.0100.020mm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差尺寸，也不能代替润滑5。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，为了提高其耐磨性进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，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。3.4轴承的选择与校核计算设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。作用在主减速器主动齿轮上的力齿面宽中点的圆周力P为 （3.11）式中：T作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩； 该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。注：汽车在行驶过程中，由于变速器档位的改变，且发动机也不尽处于最大转矩状态，因此主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式是疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式求得： （3.12）式中：变速器，档使用率为1，3，5，16，75； 变速器的传动比为7.64，4.27，2.61，1.59，1.00； 变速器处于，档时的发动机转矩利用率50，60，70，70，60。对于螺旋锥齿轮=35.07（mm） （3.13）=40.02（mm） （3.14）式中：主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； 从动齿轮齿面宽从动齿轮的节锥角62.53；计算得：=16063.3N螺旋锥齿轮的轴向力与径向力主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针：=21729（N） （3.16）=5367.54（N） （3.17） 从动齿轮的螺旋方向为右：=6613.27（N） （3.18）=17088.3（N） （3.19）式中：齿廓表面的法向压力角22.5； 主、从动齿轮的节锥角13.091，76.908。主动锥齿轮选圆锥滚子轴承(GB/T297-1994)：滚动轴承 30207 GB/T297-1994滚动轴承 30208 GB/T297-1994从动齿轮选圆锥滚子轴承(GB/T297-1994)： 滚动轴承 30208 GB/T297-1994（2）主减速器轴承载荷的计算 轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮轴向力。而轴承的径向载荷则是上述齿轮径向力、圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸、支承型试和轴承位置已确定，并算出齿轮的径向力、轴向力及圆周力以后，则可计算出轴承的径向载荷。悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷 如图3.3（a）所示轴承A、B的径向载荷为=10957（N） （3.20）=13368.21（N） （3.21）悬臂式支撑的主动齿轮a=101.5，b=51，c=152.5;式中：齿面宽中点处的圆周力； 主动齿轮的轴向力； 主动齿轮的径向力；主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。3.5 主减速器的润滑主减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。为此，通常是在从动齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油流进差速器，有的采用专门的倒油匙。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1。第4章 差速器设计4.1齿轮的基本参数选择本次设计选用的带摩擦元件的圆锥行星齿轮防滑差速器，该结构的特点是具有加大的行星齿轮于半轴齿轮的齿数差或传动比。即于普通的圆锥行星齿轮差速器相比较，这类差速器的半轴齿轮于行星齿轮的径向尺寸的差别明显地增大，故适用于本次设计的汽车驱动桥2。普通对称式圆锥行星齿轮差速器（如图4.1）由差速器左壳为整体式，2个半轴齿轮，4个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮以及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，所以本设计采用该类似结构。图4.1 圆锥行星齿轮差速器由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到从动齿及主动齿轮导向轴承支座的限制。普通圆锥齿轮差速器的工作原理图，如图4.2所示。图4.2 圆锥齿轮差速器的工作原理图行星齿轮数目的选择 该车型多用4个行星齿轮。行星齿轮球面半径（mm）的确定 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：=29.73535.281（mm） （4.1）圆整取=35mm式中：行星齿轮球面半径系数，2.522.99，对于有2个行星轮的轿车以及所有的越野汽车和矿用汽车取大值，取2.99；确定后，即根据下式预选其节锥距：=（0.980.99）=34.3034.65mm （4.2）取34.50mm 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1425。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内。取=10，=20。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，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装，即应满足：= =10 （4.3）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角： （4.4）式中：行星齿轮和半轴齿轮齿数。再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数：=3.104 （4.5）取标准模数6；式中：在前面已初步确定。算出模数后，节圆直径d即可由下式求得： （4.6）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。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。=35.97（mm） =32.70 mm （4.7）式中：差速器传递的转矩24942； n行星齿轮数4； 行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm. ，是半轴齿轮齿面宽中点处的直径，l=64mm; 支承面的许用挤压应力，取为69MPa.4.2齿轮的几何尺寸计算与强度计算表4.1为汽车差速器用锥齿轮的几何尺寸计算步骤，表中计算用的弧齿厚系数见图4.3。表4.1 汽车差速器锥齿轮的几何尺寸计算表序号项 目计 算 公 式 及 结 果1行星齿轮齿数2半轴齿轮齿数3模数4齿面宽=30.2mm，取F=30mm5齿工作高=1.6m=5.6mm6齿全高h=1.788m+0.051=6.039mm7压力角8轴交角9节圆直径10节锥角11节锥距A=39.1mm12周节t=3.1416m=10.9956mm13齿顶高3.77125mm1.8287mm14齿根高mmmm15径向间隙16齿根角mmmm17面锥角mmmm18根锥角mmmm19外圆直径mmmm20节锥顶点至齿轮外缘距离mmmm21理论弧齿厚mmmm22齿侧间隙注:实际齿根高比上表计算值大0.051mm。图4.3 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数（弧齿系数）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，这是由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左/右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间有相对滚动的缘故。汽车差速器齿轮的弯曲应力为 （4.8）式中：T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，； （4.9）n差速器行星齿轮数目4； 半轴齿轮齿数20； 超载系数1.0； 质量系数1.0； 尺寸系数 载荷分配系数1.1； F齿面宽30mm; m模数3.5； J计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数0.226，见图4.4。图4.4 弯曲计算用综合系数J（1）当T=815.725NM时，w=564.342 MPa980 MPa,合格。（2）当T=185.937NM时，w=148.645 MPa210 MPa,合格。综上所述，差速器齿轮强度满足要求。第5章 半轴设计5.1半轴的设计计算5.1.1半轴工况分析半轴的主要尺寸是它的直径，设计计算时首先应合理地确定其计算载荷。半轴计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：（1）纵向力（驱动力或制动力）最大时（=），附着系数取0.8，没有侧向力作用；（2）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z21，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数1在计算中取1.0，没有纵向力作用；（3）垂向力最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为（Z2-gw）kd，kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。全浮式半轴在上述第一种工况下纵向力应按最大附着力计算，即=44441.164N （5.1）式中：满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷，取8540.7N； 汽车加速和减速时的质量转移系数，对于后驱动桥可取1.3； 轮胎与的地面的附着系数0.8； 对于驱动车轮来说，当按发动机最大转矩及传动系最低档传动比计算所得的纵向力小于按最大附着力所决定的纵向力时，则按下式计算，即或=5896.578272N （5.2）式中：差速器的转矩分配系数0.6； 发动机最大转矩119； 传动系最低档传动比19.84125； 汽车传动效率0.9； 轮胎滚动半径3300.3mm。取两者的较小值，所以5896.578272N转矩为： 1971.4266 （5.3）注：第二种和第三种工况未计算，图5.1为全浮式半轴支承示意图。图5.1 全浮式半轴支承示意图5.1.2几何尺寸设计与校核（1）杆部直径的选择设计时，半浮式半轴杆部直径的初步选择可按下式进行：取d=40 （5.4）式中：d半轴杆部直径mm； T半轴的计算转矩，1971.4266； 半轴转矩许用应力，MPa。因半轴材料取40MnB，为926.1MPa左右，考虑安全系数在1.31.6之间，可取=692MPa； （2）半轴的扭转应力可由下式计算： =571.55692MPa （5.5）式中：半轴扭转应力，MPa； T半轴的计算转矩1971.4266； d半轴杆部直径36mm。（3）半轴花键的剪切应力为： MPa （5.6）（4）半轴花键的挤压应力为：MPa （5.7）式中：T半轴承受的最大转矩1971.4266； 半轴花键外径，34mm； 相配的花键孔内径，29mm； z花键齿数16； 花键的工作长度50mm; b花键齿宽，mm，=4.71mm;载荷分布的不均匀系数，可取为0.75。注：花键的选择（20渐开线）初选分度圆直径D=32mm，则模数m=2，取标准模数m=2（5）半轴的最大扭转角为 （5.8）式中：T半轴承受的最大转矩，14965.2； 半轴长度580mm； G材料的剪切弹性模量8.410N/mm； J半轴横截面的极惯性矩，=44840.77mm。5.2结构设计及材料与热处理为了使半轴和花键内径不小于其干部直径，常常将加工花键的端部都做得粗些，并使当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。为了使半轴杆部和突缘间的过渡圆角都有较大的半径而不致引起其他零件的干涉，常常将半轴凸缘用平锻机锻造。本设计半轴采用40，半轴的热处理采用高频、中频感应淬火。这种处理方法使半轴表面淬硬达，硬化层深约为其半径的1/3，心部硬度可定为；不淬火区（凸缘等）的硬度可定在范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高十分显著。第6章 桥壳设计6.1桥壳的结构型式选择本设计采用的驱动桥壳为整体式，整体式桥壳(图6.1)的特点是整个桥壳是一根空心梁，桥壳和主减速器壳为两体。它具有强度和刚度较大，主减速器拆装、调整方便等优点。图6.1 整体式桥壳6.2桥壳的材料选择由于近些年来钢铁材燧及加工工艺的迅速发展，桥壳越来越多的采用45#中碳合金钢等，降低了成本，简化了加工工艺。使生产周期大大缩短，本设计桥壳采用45#合金钢或HT200铸铁。6.3桥壳的受力分析及强度校核（1）静弯曲应力计算驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，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。作用在驱动车轮上的牵引力、制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥完既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置（如半轴）的外壳2。在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量。桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。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，而沿两侧轮胎中心线，地面给轮胎以反力（双胎时则沿双胎中心线），桥壳则承受此力与车轮重力之差值，计算简图如图6.1所示。桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为 （6.1）由弯矩图（图6.1）可见，桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。由于大大地小于/2，且设计时不易准确预计，当无数据时可忽略去。而静弯曲应力为：=88.45MPa （6.2）式中：危险断面处桥壳的垂向弯曲截面 扭转截面系数。图6.1 桥壳静弯曲应力的计算简图（2）在不平路面冲击载荷作用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：=221.12MPa （6.3）式中：动载荷系数，对载货汽车取2.5； 桥壳载静载荷下的弯曲应力，88.45MPa；（3）汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算这时不考虑侧向力。图6.2为汽车以最大牵引力行驶时桥壳的受力分析简图。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。地面对左右驱动车轮的最大切向反力共为=9827.63N （6.4）式中：发动机的最大转矩119； 传动系最低档传动比19.84125； 传动系的传动效率0.9； 轮胎的滚动半径300.3mm。图6.2 汽车以最大牵引行驶时桥壳的受力分析简图后驱动桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯曲矩为：=16864.85 （6.5）式中：汽车加速行驶时的质量转移系数1.2； 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： （6.6）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： （6.7）式中： 见式（6.4）下的说明。当桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面处为圆管断面时，则在该断面处的合成弯矩为： （6.8）该危险断面处的合成应力为： （6.9）式中：危险断面处的弯曲截面系数158896.7。（4）汽车紧急制动时的桥壳强度计算这时不考虑侧向力。图6.3为汽车紧急制动时桥壳的手力分析简图.此时在作用在左右驱动车轮上除有垂向反力外，尚有切
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
|
2:不支持迅雷下载,请使用浏览器下载
3:不支持QQ浏览器下载,请用其他浏览器
4:下载后的文档和图纸-无水印
5:文档经过压缩，下载后原文更清晰
|
川公网安备: 51019002004831号