請充值后下載本設計，，資源目錄下的文件，都可以點開預覽到，，資料完整，充值下載就能得到。。。【注】：dwg后綴為CAD圖，doc,docx為WORD文檔，有不明白之處，可咨詢QQ:1304139763
黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 本次設計的題目是重型貨車驅動橋設計 驅動橋一般由主減速器 差速器 半軸 及橋殼四部分組成 其基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩 將轉矩 分配給左 右車輪 并使左 右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能 此 外 還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力 縱向力和橫向力 本文首先論述了驅動橋的總體結構 在分析驅動橋各部分結構型式 發(fā)展過程 及其以往形式的優(yōu)缺點的基礎上 確定了總體設計方案 采用整體式驅動橋 主減速 器的減速型式采用雙級減速器 主減速器齒輪采用螺旋錐齒輪 差速器采用普通對稱 式圓錐行星齒輪差速器 半軸型式采用全浮式 橋殼采用鑄造整體式橋殼 在本次設 計中 主要完成了雙級減速器 圓錐行星齒輪差速器 全浮式半軸 橋殼的設計工 作 關鍵詞 驅動橋 主減速器 全浮式半軸 橋殼 差速器 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 ABSTRACT The object of the design is The Design for Driving Axle of Heavy Truck Driving Axle is consisted of Main Decelerator Differential Mechanism Half Shaft and Axle Housing The basic function of Driving Axle is to increase the torque transmitted by Drive Shaft or directly transmitted by Gearbox then distributes it to left and right wheel and make these two wheels have the differential function which is required in Automobile Driving Kinematics besides the Driving Axle must also stand the lead hangs down strength the longitudinal force and the transverse force acted on the road surface the frame or the compartment lead The configuration of the Driving Axle is introduced in the thesis at first On the basis of the analysis of the structure and the developing process of Driving Axle the design adopted the Integral Driving Axle Double Reduction Gear for Main Decelerator s deceleration form Spiral Bevel Gear for Main Decelerator s gear Full Floating for Axle and Casting Integral Axle Housing for Axle Housing In the design we accomplished the design for Double Reduction Gear tapered Planetary Gear Differential Mechanism Full Floating Axle and Axle Housing Keywords Driving Axle Main Decelerator Full floating axle Axle Housing Differential Mechanism 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘 要 I Abstract II 第 1 章 緒 論 1 1 1 設計題目主要參數 1 1 2 驅動橋的結構及其種類 1 1 2 1 汽車車橋的種類 1 1 2 2 驅動橋的種類及其結構組成 1 1 2 3 驅動橋結構組成 2 1 3 設計主要內容 6 第 2 章 設計方案的確定 7 2 1 主減速比的計算 7 2 2 主減速器結構方案的確定 7 2 3 差速器 的選擇 8 2 4 半軸型式的確定 8 2 5 橋殼型式的確定 9 2 6 本章小結 9 第 3 章 主減速器的基本參數選擇與設計計算 11 3 1 主減速齒輪計算載荷的計算 11 3 2 主減速器齒輪參數的選擇 12 3 3 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 13 3 3 1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 13 3 3 2 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 14 3 4 主減速器齒輪的材料及熱處理 16 3 5 主減速器軸承的計算 17 3 6 主減速器的潤滑 20 3 7 本章小結 20 第 4 章 差速器設計 21 4 1 前言 21 4 2 差速器的作用 21 4 3 對稱式圓錐行星齒輪差速器 21 4 3 1 差速器齒輪的基本參數選擇 22 4 3 2 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 23 4 4 本章小結 26 第 5 章 半軸設計 27 5 1 前言 27 5 2 半軸的設計與計算 27 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 i 5 2 1 全浮式半軸的設計計算 27 5 2 2 半軸的結構設計及材料與熱處理 29 5 3 本章小結 30 第 6 章 驅動橋橋殼 31 6 1 前言 31 6 2 橋殼的受力分析及強度計算 31 6 2 1 橋殼的靜彎曲應力計算 31 6 2 2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度計算 32 6 2 3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼的強度計算 32 6 2 4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 34 6 3 本章小結 38 結 論 39 參考文獻 40 致 謝 41 附 錄 42 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 0 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 本次設計的題目是重型貨車驅動橋設計 驅動橋一般由主減速器 差速器 半軸 及橋殼四部分組成 其基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩 將轉矩 分配給左 右車輪 并使左 右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能 此 外 還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力 縱向力和橫向力 本文首先論述了驅動橋的總體結構 在分析驅動橋各部分結構型式 發(fā)展過程 及其以往形式的優(yōu)缺點的基礎上 確定了總體設計方案 采用整體式驅動橋 主減速 器的減速型式采用雙級減速器 主減速器齒輪采用螺旋錐齒輪 差速器采用普通對稱 式圓錐行星齒輪差速器 半軸型式采用全浮式 橋殼采用鑄造整體式橋殼 在本次設 計中 主要完成了雙級減速器 圓錐行星齒輪差速器 全浮式半軸 橋殼的設計工 作 關鍵詞 驅動橋 主減速器 全浮式半軸 橋殼 差速器 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 ABSTRACT The object of the design is The Design for Driving Axle of Heavy Truck Driving Axle is consisted of Main Decelerator Differential Mechanism Half Shaft and Axle Housing The basic function of Driving Axle is to increase the torque transmitted by Drive Shaft or directly transmitted by Gearbox then distributes it to left and right wheel and make these two wheels have the differential function which is required in Automobile Driving Kinematics besides the Driving Axle must also stand the lead hangs down strength the longitudinal force and the transverse force acted on the road surface the frame or the compartment lead The configuration of the Driving Axle is introduced in the thesis at first On the basis of the analysis of the structure and the developing process of Driving Axle the design adopted the Integral Driving Axle Double Reduction Gear for Main Decelerator s deceleration form Spiral Bevel Gear for Main Decelerator s gear Full Floating for Axle and Casting Integral Axle Housing for Axle Housing In the design we accomplished the design for Double Reduction Gear tapered Planetary Gear Differential Mechanism Full Floating Axle and Axle Housing Keywords Driving Axle Main Decelerator Full floating axle Axle Housing Differential Mechanism 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘 要 I Abstract II 第 1 章 緒 論 1 1 1 設計題目主要參數 1 1 2 驅動橋的結構及其種類 1 1 2 1 汽車車橋的種類 1 1 2 2 驅動橋的種類及其結構組成 1 1 2 3 驅動橋結構組成 2 1 3 設計主要內容 6 第 2 章 設計方案的確定 7 2 1 主減速比的計算 7 2 2 主減速器結構方案的確定 7 2 3 差速器 的選擇 8 2 4 半軸型式的確定 8 2 5 橋殼型式的確定 9 2 6 本章小結 9 第 3 章 主減速器的基本參數選擇與設計計算 11 3 1 主減速齒輪計算載荷的計算 11 3 2 主減速器齒輪參數的選擇 12 3 3 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 13 3 3 1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 13 3 3 2 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 14 3 4 主減速器齒輪的材料及熱處理 16 3 5 主減速器軸承的計算 17 3 6 主減速器的潤滑 20 3 7 本章小結 20 第 4 章 差速器設計 21 4 1 前言 21 4 2 差速器的作用 21 4 3 對稱式圓錐行星齒輪差速器 21 4 3 1 差速器齒輪的基本參數選擇 22 4 3 2 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 23 4 4 本章小結 26 第 5 章 半軸設計 27 5 1 前言 27 5 2 半軸的設計與計算 27 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 i 5 2 1 全浮式半軸的設計計算 27 5 2 2 半軸的結構設計及材料與熱處理 29 5 3 本章小結 30 第 6 章 驅動橋橋殼 31 6 1 前言 31 6 2 橋殼的受力分析及強度計算 31 6 2 1 橋殼的靜彎曲應力計算 31 6 2 2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度計算 32 6 2 3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼的強度計算 32 6 2 4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 34 6 3 本章小結 38 結 論 39 參考文獻 40 致 謝 41 附 錄 42 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 0 第 1 章 緒 論 1 1 設計題目主要參數 本次設計我的任務是重型貨車驅動橋的設計 技術參數 發(fā)動機最大功率 Pemax kW np r min 117 76 1800 2000 發(fā)動機最大轉矩 Temax N m nr r min 700 1250 裝載質量 kg 8000 汽車總質量 kg 15060 最大車速 km h 70 最小離地間隙 mm 180 輪胎 輪輞寬度 輪輞直徑 英寸 11 00 20 1 2 驅動橋的結構及其種類 1 2 1 汽車車橋的種類 車橋 也稱車軸 通過懸架與車架 或承載式車身 相連 它的兩端安裝車輪 其功 用是傳遞車架 或承載式車身 于車輪之間各方向的作用力及其力矩 根據懸架結構的不同 車橋分為整體式和斷開式兩種 當采用非獨立懸架時 車 橋中部是剛性的實心或空心梁 這種車橋即為整體式車橋 斷開式車橋為活動關節(jié)式 結構 與獨立懸架配用 根據車橋上車輪的作用 車橋又可分為轉向橋 驅動橋 轉向驅動橋和支持橋四 種類型 其中 轉向橋和支持橋都屬于從動橋 一般貨車多以前橋為轉向橋 而后橋 或中后兩橋為驅動橋 1 2 2 驅動橋的種類及其結構組成 驅動橋作為汽車的重要的組成部分處于傳動系的末端 其基本功用是增大由傳動 軸或直接由變速器傳來的轉矩 將轉矩分配給左 右驅動車輪 并使左 石驅動車輪 具有汽車行駛運動學所要求的差速功能 同時 驅動橋還要承受作用于路面和車架或 車廂之間的鉛垂力 縱向力和橫向力 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 在一般的汽車結構中 驅動橋包括主減速器 又稱主傳動器 差速器 驅動車輪 的傳動裝置及橋殼等部件如圖 1 1 所示 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 1 半軸 2 圓錐滾子軸承 3 支承螺栓 4 主減速器從動錐齒輪 5 油封 6 主減速器主動錐齒輪 7 彈簧座 8 墊圈 9 輪轂 10 調整螺母 圖 1 1 驅動橋 對于各種不同類型和用途的汽車 正確地確定上述機件的結構型式并成功地將它 們組合成一個整體 驅動橋 乃是設計者必須先解決的問題 驅動橋的結構型式與驅動車輪的懸掛型式密切相關 當驅動車輪采用非獨立懸掛 時 例如在絕大多數的載貨汽車和部分小轎車上 都是采用非斷開式驅動橋 當驅動 車輪采用獨立懸掛時 則配以斷開式驅動橋 本次設計采用非獨立懸架 整體式驅動橋 這種類型的車一般的設計多采用雙級 減速器 它與單級減速器相比 在保證離地間隙的同時可以增大主傳動比 1 2 3 驅動橋結構組成 1 主減速器型式及其現(xiàn)狀 主減速器的結構形式 主要是根據其齒輪類型 主動齒輪和從動齒輪的安裝 1 主減速器齒輪的類型 在現(xiàn)代汽車驅動橋中 主減速器采用得最廣泛的是螺 旋錐齒輪和雙曲面齒輪 螺旋錐齒輪如圖 1 2 a 所示主 從動齒輪軸線交于一點 交角都采用 90 度 螺旋 錐齒輪的重合度大 嚙合過程是由點到線 因此 螺旋錐齒輪能承受大的載荷 而且 工作平穩(wěn) 即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的 雙曲面齒輪如圖 1 2 b 所示主 從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉 和螺旋錐齒 輪相比 雙曲面齒輪的優(yōu)點有 尺寸相同時 雙曲面齒輪有更大的傳動比 傳動比一定時 如果主動齒輪尺寸相同 雙曲面齒輪比螺旋錐齒輪有較大軸 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 徑 較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度 圖 1 2 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪 當傳動比一定 主動齒輪尺寸相同時 雙曲面從動齒輪的直徑較小 有較大 的離地間隙 工作過程中 雙曲面齒輪副既存在沿齒高方向的側向滑動 又有沿齒長方向 的縱向滑動 這可以改善齒輪的磨合過程 使其具有更高的運轉平穩(wěn)性 雙曲面齒輪傳動有如下缺點 長方向的縱向滑動使摩擦損失增加 降低了傳動效率 齒面間有大的壓力和摩擦功 使齒輪抗嚙合能力降低 雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力 使其軸承負荷增大 雙曲面齒輪必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油 2 主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 現(xiàn)在汽車主減速器主動 錐齒輪的支承形式有如下兩種 懸臂式 懸臂式支承結構如圖 1 3 所示 其特點是在錐齒輪大端一側采用較長 的軸徑 其上安裝兩個圓錐滾子軸承 為了減小懸臂長度 a 和增加兩端的距離 b 以 改善支承剛度 應使兩軸承圓錐滾子向外 懸臂式支承結構簡單 支承剛度較差 多 用于傳遞轉鉅較小的轎車 輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中 圖 1 3 錐齒輪懸臂式支承 騎馬式 騎馬式支承結構如圖 1 4 所示 其特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支 承 這樣可大大增加支承剛度 又使軸承負荷減小 齒輪嚙合條件改善 在需要傳遞 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 較大轉矩情況下 最好采用騎馬式支承 圖 1 4 主動錐齒輪騎馬式支承 3 從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 從動錐齒輪的兩端支承多采用圓 錐滾子軸承 安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內 而小端相向朝外 為了防止 從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移 圓錐滾子軸承應用兩端的調整螺母調整 主減 速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸 緣上 5 4 主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 支承主減速器的圓錐滾子軸承需預緊 以消除安裝的原始間隙 磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度 分析可知 當軸向 力于彈簧變形呈線性關系時 預緊使軸向位移減小至原來的 1 2 預緊力雖然可以增 大支承剛度 改善齒輪的嚙合和軸承工作條件 但當預緊力超過某一理想值時 軸承 壽命會急劇下降 主減速器軸承的預緊值可取為以發(fā)動機最大轉矩時換算所得軸向力 的 30 主動錐齒輪軸承預緊度的調整采用套筒與墊片 從動錐齒輪軸承預緊度的調整采 用調整螺母 5 主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速 雙級減速 如圖 2 5 單級貫通 雙級貫通 主減速及輪邊減速等 減速形式的選擇與汽車的類型及使用條 件有關 有時也與制造廠的產品系列及制造條件有關 但它主要取決于由動力性 經 濟性等整車性能所要求的主減速比 io 的大小及驅動橋下的離地間隙 驅動橋的數目及 布置形式等 通常單極減速器用于主減速比 io 7 6 的各種中小型汽車上 2 差速器型式發(fā)展現(xiàn)狀 根據汽車行駛運動學的要求和實際的車輪 道路以及它們之間的相互聯(lián)系表明 汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內所滾過的行程往往是有差別的 例如 拐彎 時外側車輪行駛總要比內側長 另外 即使汽車作直線行駛 也會由于左右車輪在同 一時間內所滾過的路面垂向波形的不同 或由于左右車輪輪胎氣壓 輪胎負荷 胎面 磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 a 單級主減速器 b 雙級主減速器 圖 1 5 主減速器 車輪行程不等 在左右車輪行程不等的情況下 如果采用一根整體的驅動車輪軸將動 力傳給左右車輪 則會由于左右車輪的轉速雖然相等而行程卻又不同的這一運動學上 的矛盾 引起某一驅動車輪產生滑轉或滑移 這不僅會是輪胎過早磨 無益地消耗功 率和燃料及使驅動車輪軸超載等 還會因為不能按所要求的瞬時中心轉向而使操縱性 變壞 此外 由于車輪與路面間尤其在轉彎時有大的滑轉或滑移 易使汽車在轉向時 失去抗側滑能力而使穩(wěn)定性變壞 為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調而產生 的這些弊病 汽車左右驅動輪間都有差速器 后者保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程 不等時具有以下不同速度旋轉的特性 從而滿足了汽車行駛運動學的要求 差速器的結構型式選擇 應從所設計汽車的類型及其使用條件出發(fā) 以滿足該 型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求 差速器的結構型式有多種 大多數汽車都屬于公路運輸車輛 對于在公路上和 市區(qū)行駛的汽車來說 由于路面較好 各驅動車輪與路面的附著系數變化很小 因此 幾乎都采用了結構簡單 工作平穩(wěn) 制造方便 用于公路汽車也很可靠的普通對稱式 圓錐行星齒輪差速器 作為安裝在左 右驅動車輪間的所謂輪間差速器使用 對于經 常行駛在泥濘 松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說 為了防止因某一側驅動車輪滑 轉而陷車 則可采用防滑差速器 后者又分為強制鎖止式和自然鎖止式兩類 自鎖式 差速器又有多種結構式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的 3 半軸型式發(fā)展現(xiàn)狀 驅動車輪的傳動裝置置位于汽車傳動系的末端 其功用是將轉矩由差速器半軸齒 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 輪傳給驅動車輪 在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中 驅動車輪的傳動裝置包括半軸和 萬向接傳動裝置且多采用等速萬向節(jié) 在一般非斷開式驅動橋上 驅動車輪的傳動裝 置就是半軸 這時半軸將差速器半鈾齒輪與輪轂連接起來 在裝有輪邊減速器的驅動 橋上 半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來 半浮式半軸具有結構簡單 質量小 尺寸緊湊 造價低廉等優(yōu)點 主要用于質量 較小 使用條件好 承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車 3 4 浮式半軸 因其側向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢 這將急劇降低軸承的 壽命 故未得到推廣 全浮式半軸廣泛應用于輕型以上的各類汽車上 本設計采用此種半軸 4 橋殼型式發(fā)展現(xiàn)狀 驅動橋橋殼是汽車上的主要零件之一 非斷開式驅動橋的橋殼起著支承汽車荷 重的作用 并將載荷傳給車輪 作用在驅動車輪上的牽引力 制動力 側向力和垂向 力也是經過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上 因此橋完既是承載件又是傳力件 同時它 又是主減速器 差速器及驅動車輪傳動裝置 如半軸 的外殼 在汽車行駛過程中 橋殼承受繁重的載荷 設計時必須考慮在動載荷下橋殼有足 夠的強度和剛度 為了減小汽車的簧下質量以利于降低動載荷 提高汽車的行駛平順 性 在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質量 橋殼還應結構簡單 制造方 便以利于降低成本 其結構還應保證主減速器的拆裝 調整 維修和保養(yǎng)方便 在選 擇橋殼的結構型式時 還應考慮汽車的類型 使用要求 制造條件 材料供應等 結構形式分類 可分式 整體式 組合式 按制造工藝不同分類 鑄造式 強度 剛度較大 但質量大 加工面多 制造工藝復雜 用于中重型 貨車 本設計采用鑄造橋殼 鋼板焊接沖壓式 質量小 材料利用率高 制造成本低 適于大量生產 轎車 和中小型貨車 部分重型貨車 1 3 設計主要內容 1 完成驅動橋的主減速器 差速器 半軸 驅動橋橋殼的結構形式選擇 2 完成主減速器的基本參數選擇與設計計算 3 完成差速器的設計與計算 4 完成半軸的設計與計算 5 完成驅動橋橋殼的受力分析及強度計算 6 繪制裝配圖及零件圖 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 0 第 2 章 設計方案的確定 2 1 主減速比的計算 主減速比對主減速器的結構形式 輪廓尺寸 質量大小以及當變速器處于最高檔 位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響 的選擇應在汽車總體設計時和傳動0i 系統(tǒng)的總傳動比一起由整車動力計算來確定 可利用在不同的下的功率平衡圖來計算 對汽車動力性的影響 通過優(yōu)化設計 對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選 擇 值 可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性 0i 為了得到足夠的功率而使最高車速稍有下降 一般選得比最小值大 10 25 即按下式選擇 0 377 0 377 0 5425 1800 70 1 5 182 2 1 0ighaprivnmx 式中 車輪的滾動半徑r 0 0254 1 b 0 5425 m 輪輞直徑 d 20 英寸輪輞寬度 b 11 英寸 r2d 0 05 變速器最高檔傳動比 1 0 為直接檔 ghi 2 2 主減速器結構方案的確定 1 主減速器齒輪的類型 螺旋錐齒輪能承受大的載荷 而且工作平穩(wěn) 即使在高 速運轉時其噪聲和振動也是很小的 本次設計采用螺旋錐齒輪 4 2 主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 本次設計選用 主動錐齒輪 懸臂式支撐 圓錐滾子軸承 從動錐齒輪 騎馬式支撐 圓錐滾子軸承 3 從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承 安裝時應使它們的圓錐滾子大端相 向朝內 而小端相向朝外 為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移 圓錐滾子 軸承應用兩端的調整螺母調整 主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以 精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上 5 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 4 主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 支承主減速器的圓錐滾子軸承需預緊以消除安裝的原始間隙 磨合期間該間隙的 增大及增強支承剛度 分析可知 當軸向力于彈簧變形呈線性關系時 預緊使軸向位 移減小至原來的 1 2 預緊力雖然可以增大支承剛度 改善齒輪的嚙合和軸承工作條 件 但當預緊力超過某一理想值時 軸承壽命會急劇下降 主減速器軸承的預緊值可 取為以發(fā)動機最大轉矩時換算所得軸向力的 30 主動錐齒輪軸承預緊度的調整采用波形套筒 從動錐齒輪軸承預緊度的調整采用 調整螺母 5 主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速 雙級減速 單級 貫通 雙級貫通 主減速及輪邊減速等 減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有 關 有時也與制造廠的產品系列及制造條件有關 但它主要取決于由動力性 經濟性 等整車性能所要求的主減速比的大小及驅動橋下的離地間隙 驅動橋的數目及布置形 式等 本次設計采用雙級減速 主要從傳動比及它是載重量超過 6t 的重型貨車和保證 離地間隙上考慮 2 3 差速器的選擇 差速器的結構型式選擇 應從所設計汽車的類型及其使用條件出發(fā) 以滿足該型 汽車在給定的使用條件下的使用性能要求 差速器的結構型式有多種 大多數汽車都屬于公路運輸車輛 對于在公路上和市 區(qū)行駛的汽車來說 由于路面較好 各驅動車輪與路面的附著系數變化很小 因此幾 乎都采用了結構簡單 工作平穩(wěn) 制造方便 用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓 錐行星齒輪差速器 作為安裝在左 右驅動車輪間的所謂輪間差速器使用 對于經常 行駛在泥濘 松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說 為了防止因某一側驅動車輪滑轉 而陷車 則可采用防滑差速器 后者又分為強制鎖止式和自然鎖止式兩類 自鎖式差 速器又有多種結構式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的 但對于本設計的車 型來說只選用普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器即可 本次設計選用 普通錐齒輪式差速器 因為它結構簡單 工作平穩(wěn)可靠 適用于 本次設計的汽車驅動橋 2 4 半軸型式的確定 3 4 浮式半軸 因其側向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢 這將急劇降低軸承的 壽命 故未得到推廣 全浮式半軸廣泛應用于輕型以上的各類汽車上 本次設計選擇 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 全浮式半軸 2 5 橋殼型式的確定 整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體 橋殼猶如一個整體的空心梁 其 強度及剛度都比較好 且橋殼與主減速器殼分作兩體 主減速器齒輪及差速器均裝在 獨立的主減速殼里 構成單獨的總成 調整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內 并與 橋殼用螺栓固定在一起 使主減速器和差速器的拆裝 調整 維修 保養(yǎng)等都十分方 便 其主要缺點是橋殼不能做成復雜而理想的斷面 壁厚一定 故難于調整應力分布 鑄造式橋殼強度 剛度較大多用于重型貨車 本次設計驅動橋殼就選用鑄造式整體式橋殼 2 6 本章小結 本章首先確定了主減速比 以方便確定其它參數 對主減速器型式確定中主要從 主減速器齒輪的類型 主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 從動錐齒 輪的支承方式和安裝方式的選擇 主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整及主減速器的 減速形式上得以確定從而逐步給出驅動橋各個總成的基本結構 分析了驅動橋各總成 結構組成 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 0 第 3 章 主減速器的基本參數選擇與設計計算 3 1 主減速齒輪計算載荷的計算 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情 況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩 的較小者 作為載貨汽車計算中用以 jeT 驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷 即 n 24942 3 1 TTLej Ki 0max mN 44236 3 2 BrjiG 2 式中 發(fā)動機最大轉矩 700 maxeT 由發(fā)動機到所計算的主加速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比 Li 5 182 7 64 39 5905TLi01 maxax0 cosin rtgTGf 根據同類型車型的變速器傳動比選取 7 641i 上述傳動部分的效率 取 0 9 T T 超載系數 取 1 0 0K0K n 驅動橋數目 1 汽車滿載時驅動橋給水平地面的最大負荷 N 但后橋來說還應考慮到2G 汽車加速時負荷增大量 可初取 9 81 60 95932 2N 2滿G 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減LBi 速比 分別取 0 96 和 1 由式 3 1 式 3 2 求得的計算載荷 是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩 不能用它 作為疲勞損壞依據 對于公路車輛來說 使用條件較非公路用車輛穩(wěn)定 其正常持續(xù) 轉矩是根據所謂平均牽引力的值來確定的 即主加速器的平均計算轉矩為 7005 82 3 3 jmT PHRLBrTaffniG mN 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 式中 汽車滿載總重 15060 9 81N aG 所牽引的掛車滿載總重 N 僅用于牽引車取 0 T TG 道路滾動阻力系數 貨車通常取 0 015 0 020 可初取 0 018 Rf Rf 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數 貨車通常取 0 05 0 09 可初H 取 0 07 f 汽車性能系數Pf 3 4 195 06 maxeTPGf 當 46 86 16 時 取 0max 195 0eTG Pf 3 2 主減速器齒輪參數的選擇 1 齒數的選擇 對于普通雙級主減速器 由于第一級的減速比 i01 比第二級的 i02 小些 通常 i01 i02 1 4 2 0 這時 第一級主動錐齒輪的齒數 z1 可選的較大 約在 9 15 范圍內 第二級圓柱齒輪傳動的齒數和 可選在 68 10 的范圍內 2 節(jié)圓直徑地選擇 根據從動錐齒輪的計算轉矩 見式 3 2 式 3 3 并取兩者中較 小的一個為計算依據 按經驗公式選出 219 8 277 5mm 3 5 322jdTK 式中 直徑系數 取 13 16 2dK 計算轉矩 取 較小的 jTmN jje 計算得 219 8 277 5mm 初取 250mm 2 2d 3 齒輪端面模數的選擇 選定后 可按式 算出從動齒輪大端模數 2 zdm 并用下式校核 9 57 3tmjKT 4 齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐齒輪齒面寬度推薦為 F 0 155 38 75mm 可初取 F 40mm 2d2 5 螺旋錐齒輪螺旋方向 一般情況下主動齒輪為左旋 從動齒輪為右旋 以使 二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢 6 螺旋角的選擇 螺旋角應足夠大以使 1 25 因 愈大傳動就愈平穩(wěn)噪聲 FmF 就愈低 螺旋角過大時會引起軸向力亦過大 因此應有一個適當的范圍 在一般機械 制造用的標準制中 螺旋角推薦用 35 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 3 3 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 3 3 1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 雙重收縮齒的優(yōu)點在于能提高小齒 輪粗切工序 雙重收縮齒的齒輪參數 其大 小齒輪根錐角的選定是考慮到用一把實 用上最大的刀頂距的粗切刀 切出沿齒面寬方向正確的齒厚收縮來 當大齒輪直徑大 于刀盤半徑時采用這種方法是最好的 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算見表 3 1 表 3 1 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 1 主動齒輪齒數 1z13 2 從動齒輪齒數 2 25 3 模數 m10 4 齒面寬 b 40 2b 5 工作齒高 Hhg1 17 gh 6 全齒高 2 18 88 7 法向壓力角 22 5 8 軸交角 90 9 節(jié)圓直徑 dmz130 1d 250 2 10 節(jié)錐角 arctan 1 21 90 2 27 47 1 62 53 2 11 節(jié)錐距 A 1sin d 02iA 140 91 0 12 周節(jié) t 3 1416 mt 31 416 13 齒頂高 21agah k2 11 347mm1ah 5 66mm2 14 齒根高 fa 7 533mm1f 13 22mm2 15 徑向間隙 c gh c 1 88 16 齒根角 0arctnAff 3 06 1f 5 36 2 17 面錐角 21f 12fa 32 83 a 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 65 59 2a 18 根錐角 1f 1f 22 24 41 1f 57 17 2 19 齒頂圓直徑 11cos aahd 22 150 14 1ad 255 22 2 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 11inakA 2dk 2s h 119 766 1kA 59 978 2 21 理論弧齒厚 1 tsmSk2 27 38mm1s 10 32mm2 22 齒側間隙 B 0 305 0 406 0 356mm 23 螺旋角 35 3 3 2 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后 應對其強度進行計算 以保證其有足夠的 強度和壽命以及安全可靠性地工作 在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式 及其影響因素 螺旋錐齒輪的強度計算 1 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 單位齒長上的圓周力 3 6 FPp 式中 單位齒長上的圓周力 N mm p P 作用在齒輪上的圓周力 N 按發(fā)動機最大轉矩 和最大附著力矩兩maxeT 種載荷工況進行計算 按發(fā)動機最大轉矩計算時 1780 1786 25N mm 3 7 FdiTpge 2103max 按最大附著力矩計算時 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 2819 3 8 FdrGp 2103 Nm 雖然附著力矩產生的 p 很大 但由于發(fā)動機最大轉矩的限制 p 最大只有 1780 N mm 可知 校核成功 輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力 為 2mNw 3 9 JmzFKTvSjw 20312 式中 超載系數 1 0 0K 尺寸系數 0 783 s s4 25 載荷分配系數 1 1 1 25 m 質量系數 對于汽車驅動橋齒輪 檔齒輪接觸良好 節(jié)及徑向跳動精vK 度高時 取 1 J 計算彎曲應力用的綜合系數 見圖 3 1 210 3 5J 圖 3 1 彎曲計算用綜合系數 J 作用下 從動齒輪上的應力 455 37MPa 700MPa jeT2w 作用下 從動齒輪上的應力 125 36MPa 210 9MPa jm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 當計算主動齒輪時 Z 與從動相當 而 故 jT12J 1w 2 1w 2 綜上所述 故所計算的齒輪滿足彎曲強度的要求 汽車主減速器齒輪的損壞形式主要時疲勞損壞 而疲勞壽命主要與日常行駛轉矩 即平均計算轉矩 有關 只能用來檢驗最大應力 不能作為疲勞壽命的計jmjmje或 算依據 2 輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力 MPa 為 j 3 10 JFKTdCvfmsjpj 301102 材料的彈性系數 對于鋼制齒輪副取 232 6 pC N 2 1 注 1 1 1 11 10Ksms 表面質量系數 對于制造精確的齒輪可取 1 f J 計算應力的綜合系數 0 1875 見圖 3 2 所示 2J 666 7MPa 1750MPa jm jm 2373 45MPa 2800MPa 故符合要求 校核合理 jeje 圖 3 2 接觸強度計算綜合系數 J 3 4 主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重 與傳動系其他齒輪比較 它具有載荷大 工作時間長 載荷變化多 帶沖擊等特點 其損壞形式主要有齒根彎曲折斷 齒面疲 勞點蝕 剝落 磨損和擦傷等 據此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 1 具有高的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度以及較好的齒面耐磨性 故齒表面應 有高的硬度 2 輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷 避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷 3 鋼材的鍛造 切削與熱處理等加工性能良好 熱處理變形小或變形規(guī)律性易 控制 以提高產品質量 減少制造成本并降低廢品率 4 選擇齒輪材料的合金元素時要適應我國的情況 例如 為了節(jié)約鎳 鉻等我國 發(fā)展了以錳 釩 硼 鈦 鉬 硅為主的合金結構鋼系統(tǒng) 汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造 常用的 鋼號 及 在本設計中采用了CrMnorTi2 0MnVBrNio20 TiBn20 n2 用滲碳合金鋼制造齒輪 經滲碳 淬火 回火后 齒輪表面硬度可高達 HRC58 64 而芯部硬度較低 當 m 8 時為 HRC32 45 對于滲碳深度有如下的規(guī)定 當端面模數 m 5 時 為 0 9 1 3mm 由于新齒輪潤滑不良 為了防止齒輪在運行初期產生膠合 咬死或擦傷 防止早 期磨損 圓錐齒輪與雙曲面齒輪副草熱處理及精加工后均予以厚度為 0 005 0 010 0 020mm 的磷化處理或鍍銅 鍍錫 這種表面鍍層不應用于補償零件 的公差尺寸 也不能代替潤滑 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達 25 對于滑動速度高的齒輪 為了提 高其耐磨性進行滲硫處理 滲硫處理時溫度低 故不會引起齒輪變形 滲硫后摩擦系 數可顯著降低 故即使?jié)櫥瑮l件較差 也會防止齒輪咬死 膠合和擦傷等現(xiàn)象產生 3 5 主減速器軸承的計算 設計時 通常是先根據主減速器的結構尺寸初步確定軸承的型號 然后驗算軸承 壽命 影響軸承壽命的主要外因是它的工作載荷及工作條件 因此在驗算軸承壽命之 前 應先求出作用在齒輪上的軸向力 徑向力 圓周力 然后再求出軸承反力 以確 定軸承載荷 1 作用在主減速器主動齒輪上的力 齒面寬中點的圓周力 P 為 3 11 mdT2 式中 T 作用在該齒輪上的轉矩 主動齒輪的當量轉矩 dT1 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑 md 注 汽車在行駛過程中 由于變速器檔位的改變 且發(fā)動機也不盡處于最大轉矩狀態(tài) 因此主減速器齒輪的工作轉矩處于經常變化中 實踐表明 軸承的主要損壞形式是疲 勞損傷 所以應按輸入的當量轉矩進行計算 作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉 矩 可按下式求得 dT1 3 12 3543223113max 10 10 0 TgTgTge fiffiffif 式中 變速器 檔使用率為 1 3 5 16 421 ggff 75 變速器的傳動比為 7 64 4 27 2 61 1 59 1 00 ggii 變速器處于 檔時的發(fā)動機轉矩利用率421 TTff 50 60 70 70 60 對于螺旋錐齒輪 214 51 mm 3 13 22sin Fdm 111 55 mm 3 14 11Z 式中 主 從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑 md21 從動齒輪齒面寬F 從動齒輪的節(jié)錐角 62 53 2 計算得 19063 3NP 螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力 主動齒輪的螺旋方向為左 旋轉方向為順時針 21729 N 3 16 cosinsi tancos 111 A 5367 54 N 3 17 icot 111 PR 從動齒輪的螺旋方向為右 6613 27 N 3 18 cosinsi tancos 222 A 17088 3 N 3 19 icot 222 PR 式中 齒廓表面的法向壓力角 22 5 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 主 從動齒輪的節(jié)錐角 27 47 62 53 21 2 主減速器軸承載荷的計算 軸承的軸向載荷 就是上述的齒輪軸向力 而軸 承的徑向載荷則是上述齒輪徑向力 圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反 力的向量和 當主減速器的齒輪尺寸 支承型試和軸承位置已確定 并算出齒輪的徑 向力 軸向力及圓周力以后 則可計算出軸承的徑向載荷 懸臂式支承主動錐齒輪的軸承徑向載荷 如圖 3 3 a 所示軸承 A B 的徑向載 荷為 10957 N 3 20 212 5 0 1mAdAbRPaR 13368 21 N 3 21 Bc a b 圖 3 3 主減速器軸承的布置尺寸 其尺寸為 懸臂式支撐的主動齒輪 a 101 5 b 51 c 152 5 式中 齒面寬中點處的圓周力 P 主動齒輪的軸向力 A 主動齒輪的徑向力 R 主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑 md1 雙級減速器的從動齒輪的軸承徑向載荷 軸承 C D 的徑向載荷分別為 5305 9 N 3 22 222 Re 5 0 fPefdAgRm 24561 4 N 3 23 222 1 kckcD 式中 齒面寬中點處的圓周力 P 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 從動齒輪的軸向力 A 從動齒輪的徑向力 R 第二級減速斜齒圓柱齒輪的圓周力 軸向力和徑向力 P 第二級減速主動齒輪的節(jié)圓直徑 d 從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑 m2 3 24 2 dTP 3 25 tan A 3 26 cos R 式中 計算轉矩 T 斜齒圓柱齒輪的螺旋角 法向壓力角 3 6 主減速器的潤滑 主加速器及差速器的齒輪 軸承以及其他摩擦表面均需潤滑 其中尤其應注意主 減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑 因為其潤滑不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn) 為此 通常是在從動齒輪的前端近主動齒輪處的主減速殼的內壁上設一專門的集油槽 將飛 濺到殼體內壁上的部分潤滑油收集起來再經過近油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處 由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用 使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的下端通向大端 并經前軸 承前端的回油孔流回驅動橋殼中間的油盆中 使?jié)櫥偷玫窖h(huán) 這樣不但可使軸承 得到良好的潤滑 散熱和清洗 而且可以保護前端的油封不被損壞 為了保證有足夠 的潤滑油流進差速器 有的采用專門的倒油匙 為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內部壓力增高所引起的漏油 應在主 減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞 后者應避開油濺所及之處 加油孔應設置在加油方便之處 油孔位置也決定了油面位置 放油孔應設在橋殼 最低處 但也應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉 3 7 本章小結 本章根據所給參數確定了主減速器的參數 對主減速器齒輪計算載荷的計算 齒輪參數的選擇 螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算并對主減速器齒輪的材料及 熱處理 軸承的預緊 主減速器的潤滑等做了必要的交待 選擇了機械設計 機械制 造的標準參數 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 第 4 章 差速器設計 4 1 前言 根據汽車行駛運動學的要求和實際的車輪 道路的特征 為了消除由于左右車輪 在運動學上的不協(xié)調而產生的弊病 汽車左右驅動輪間都有差速器 保證了汽車驅動 橋兩側車輪在行程不等時具有以下不同速度旋轉的特性 從而滿足了汽車行駛運動學 的要求 4 2 差速器的作用 差速器作用 分配兩輸出軸轉矩 保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉動 本次設 計選用的普通錐齒輪式差速器結構簡單 工作平穩(wěn)可靠 適用于本次設計的汽車驅動橋 4 3 對稱式圓錐行星齒輪差速器 由于本車為中型汽車 則普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 如圖 4 1 由差速器 左 圖 4 1 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 殼為整體式 2 個半軸齒輪 4 個行星齒輪 行星齒輪軸 半軸齒輪以及行星齒輪墊 片等組成 由于其結構簡單 工作平穩(wěn) 制造方便 用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點 所以本設計采用采用該結構 由于差速器殼是裝在主減速器從動齒輪上 故在確定主減速器從動齒輪尺寸時 應考慮差速器的安裝 差速器的輪廓尺寸也受到從動齒及主動齒輪導向軸承支座的限 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 制 普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖 如圖 4 2 所示 圖 4 2 普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖 4 3 1 差速器齒輪的基本參數選擇 1 行星齒輪數目的選擇 重型貨車多用 4 個行星齒輪 2 行星齒輪球面半徑 mm 的確定 圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行BR 星齒輪背面的球面半徑 它就是行星齒輪的安裝尺寸 實際上代表了差速器圓錐 齒輪的節(jié)錐距 在一定程度上表征了差速器的強度 球面半徑可根據經驗公式來確定 73 628 87 36 mm 4 1 3jBTKR 圓整取 75mmB 式中 行星齒輪球面半徑系數 2 52 2 99 對于有 4 個行星輪的公路載貨汽K 車取小值 取 2 99 確定后 即根據下式預選其節(jié)錐距 BR 0 98 0 99 73 5 74 25mm 取 74mm 4 2 0ABR 3 行星齒輪 與半軸齒輪齒數的選擇 為了得到較大的模數從而使齒輪有較高的 強度 應使行星齒輪的齒數盡量少 但一般不應少于 10 半軸齒輪的齒數采用 14 25 半軸齒輪與行星齒輪的齒數比多在 1 5 2 范圍內 取 11 22 1z2 在任何圓錐行星齒輪式差速器中 左 右兩半軸齒輪的齒數 之和 必須RL 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 能被行星齒輪的數目 n 所整除 否則將不能安裝 即應滿足 11 4 3 zrL2 4 4 差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 先初步求出行星齒輪 和半軸齒輪的節(jié)錐角 21 4 4 43 6arctn 56 2arctn1211 zz 式中 行星齒輪和半軸齒輪齒數 21 z 再根據下式初步求出圓錐齒輪的大端模數 6 01 4 5 2010sinsi2 zAzm 取標準模數 6 式中 在前面已初步確定 210 zA 算出模數后 節(jié)圓直徑 d 即可由下式求得 4 6 mzdmz132 612 5 壓力角 目前汽車差速器齒輪大都選用 的壓力角 齒高系數為 0 8 0 最少齒數可減至 10 并且再小齒輪 行星齒輪 齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加 大半軸齒輪齒厚 從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度 6 行星齒輪安裝孔直徑 及其深度 L 的確定 行星齒輪安裝孔 與行星齒輪名義 直徑相同 而行星齒輪安裝孔的深度 L 就是行星齒輪在其軸上的支承長度 35 97 mm 1 L nlTc 10 32 32 70 mm 4 7 nlC 1 0 3 式中 差速器傳遞的轉矩 24942 0TmN n 行星齒輪數 4 行星齒輪支承面中點到錐頂的距離 mm 是半軸齒輪齒l 25 0dl 面寬中點處的直徑 l 64mm 2 28 0d 支承面的許用擠壓應力 取為 69MPa c 4 3 2 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 表 4 1 為汽車差速器用直齒錐齒輪的幾何尺寸計算步驟 表中計算用的弧齒厚系 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 數 見圖 4 3 表 4 1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表 序號 項 目 計 算 公 式 及 結 果 1 行星齒輪齒數 mz61 2 半軸齒輪齒數 32 3 模數 4 齒面寬 22 2mm 取 F 22m0 AF 5 齒工作高 1 6m 9 6mmgh 6 齒全高 h 1 788m 0 051 10 779mm 7 壓力角 32 8 軸交角 90 9 節(jié)圓直徑 mzdmzd132 612 10 節(jié)錐角 43 6arctn5 arctn122 z 11 節(jié)錐距 A 1si 73 79mm0i 12 周節(jié) t 3 1416m 18 85mm 13 齒頂高 122210 376 45 4 5 ghmhmZ 14 齒根高 1122 78 3 8 9h 15 徑向間隙 0579gch 16 齒根角 1 21 20 0artn 6 arctn5 oAA 17 面錐角 02013 46 73 18 根錐角 112259 RR 19 外圓直徑 0 02cos7 cos138 79dhmdhm 20 節(jié)錐頂點至齒 輪外緣距離 2 1112in63in06 21 理論弧齒厚 12212 908 ta1 24tStSh 22 齒側間隙 高精度 Bm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 注 實際齒根高比上表計算值大 0 051mm 圖 4 3 汽車差速器直齒錐齒輪切向修正系數 弧齒系數 差速器齒輪主要進行彎曲強度計算 而對于疲勞壽命則不予考慮 這是由于行星 齒輪在差速器的工作中經常只起等臂推力桿的作用 僅在左 右驅動車輪有轉速差時 行星齒輪和半軸齒輪之間有相對滾動的緣故 汽車差速器齒輪的彎曲應力為 4 8 JmFzKTvsw20 31 式中 T 差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩 mN 4 9 nj6 0 60 3741 4je jmTTN 15 87 n 差速器行星齒輪數目 4 半軸齒輪齒數 22 2z 超載系數 1 0 0K 質量系數 1 0 v 尺寸系數 s 40 79125smK 載荷分配系數 1 1 mK F 齒面寬 22mm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 m 模數 6 J 計算汽車差速器齒輪彎曲應力的總和系數 0 226 見圖 4 4 圖 4 4 彎曲計算用綜合系數 J 以 計算得 847 02 MPa 980 MPajeTw w 以 計算得 198 93MPa 210 9Mpajm 綜上所述 差速器齒輪強度滿足要求 4 4 本章小結 本章首先說明了差速器作用及工作原理 對對稱式圓錐行星齒輪差速器的基本參 數進行了必要的設計計算 對差速器齒輪的幾何尺寸及強度進行了必要的計算 最終 確定了所設計差速器的各個參數 取得機械設計 機械制造的標準值并滿足了強度計 算和校核 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 第 5 章 半軸設計 5 1 前言 驅動車輪的傳動裝置置位于汽車傳動系的末端 其功用是將轉矩由差速器半軸齒 輪傳給驅動車輪 在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中 驅動車輪的傳動裝置包括半軸和 萬向接傳動裝置且多采用等速萬向節(jié) 在一般非斷開式驅動橋上 驅動車輪的傳動裝 置就是半軸 這時半軸將差速器半鈾齒輪與輪教連接起來 在裝有輪邊減速器的驅動 橋上 半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來 5 2 半軸的設計與計算 半軸的主要尺寸是它的直徑 設計計算時首先應合理地確定其計算載荷 半軸計算應考慮到以下三種可能的載荷工況 1 縱向力 驅動力或制動力 最大時 附著系數 取 0 8 沒有側向力2X2X Z 作用 2 側向力 Y2 最大時 其最大值發(fā)生于側滑時 為 Z2 1 側滑時輪胎與地面的 側向附著系數 1 在計算中取 1 0 沒有縱向力作用 3 垂向力最大時 這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時 其值為 Z2 gw kd kd 是動載荷系數 這時沒有縱向力和側向力的作用 5 2 1 全浮式半軸的設計計算 1 全浮式半軸在上述第一種工況下 縱向力應按最大附著力計算 即 49884 74N 5 1 2 2GmXRL 式中 滿載靜止汽車的驅動橋對水平地面的載荷 取 95932 2N 2G 汽車加速和減速時的質量轉移系數 對于后驅動橋可取 1 3 m 輪胎與的地面的附著系數 0 8 對于驅動車輪來說 當按發(fā)動機最大轉矩及傳動系最低檔傳動比計算所得的縱向 力小于按最大附著力所決定的縱向力時 則按下式計算 即 或 27585 6N 5 2 LX2 rTLeRi max 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 式中 差速器的轉矩分配系數 0 6 發(fā)動機最大轉矩 700 maxeTmN 傳動系最低檔傳動比 39 59 Li 汽車傳動效率 0 9 T 輪胎滾動半徑 0 5425m r 取兩者的較小值 所以 27585 6N RLX2 轉矩為 14965 2 5 3 rr2 mN 注 第二種和第三種工況未計算 圖 5 1 為全浮式半軸支承示意圖 圖 5 1 全浮式半軸支承示意圖 2 半軸的設計 桿部直徑的選擇 設計時 半浮式半軸桿部直徑的初步選擇可按下式進行 取 d 36 5 4 33 3 18 2 05 196 0TTd 式中 d 半軸桿部直徑 mm T 半軸的計算轉矩 14965 2 mN 半軸轉矩許用應力 MPa 因半軸材料取 40MnB 為 926 1MPa 左右 考慮安全系數在 1 3 1 6 之間 可取 692MPa 半軸的扭轉應力可由下式計算 542 1 692MPa 5 5 3160dT mN 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 式中 半軸扭轉應力 MPa T 半軸的計算轉矩 14965 2 mN d 半軸桿部直徑 36mm 半軸花鍵的剪切應力為 MPa 5 6 31026 81 50 4s sBAPTDdzLb 半軸花鍵的擠壓應力為 MPa 5 7 310158 6 512 42c cBABAPTdzL 式中 T 半軸承受的最大轉矩 14965 2 mN 半軸花鍵外徑 57mm BD 相配的花鍵孔內徑 49 5mm Ad z 花鍵齒數 18 花鍵的工作長度 70mm pL b 花鍵齒寬 mm 4 71mm m 21 載荷分布的不均勻系數 可取為 0 75 注 花鍵的選擇 30 漸開線 初選分度圓直徑 D 54mm 則模數 m 取標準模數 m 33Dz 半軸的最大扭轉角為 5 8 6 8103 GJTl 式中 T 半軸承受的最大轉矩 14965 2 mN 半軸長度 1100mm l G 材料的剪切彈性模量 8 4 10 N mm 42 J 半軸橫截面的極慣性矩 717452 3mm 3dJ 4 5 2 2 半軸的結構設計及材料與熱處理 為了使半軸和花鍵內徑不小于其干部直徑 常常將加工花鍵的端部都做得粗些 并使當地減小花鍵槽的深度 因此花鍵齒數必須相應地增加 半軸的破壞形式多為扭 轉疲勞破壞 因此在結構設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力集中 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 為了使半軸桿部和突緣間的過渡圓角都有較大的半徑而不致引起其他零件的干涉 常 常將半軸突緣用平鍛機鍛造 本設計半軸采用 40 半軸的熱處理采用高頻 中頻感應淬火 這種處理方法Cr 使半軸表面淬硬達 硬化層深約為其半徑的 1 3 心部硬度可定為63 52HR 不淬火區(qū) 突緣等 的硬度可定在 范圍內 由于硬化層本35 0HRC 27 48HRC 身的強度較高 加之在半軸表面形成大的殘余壓應力 以及采用噴丸處理 滾壓半軸 突緣根部過渡圓角等工藝 使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高 尤其是疲勞強度提 高十分顯著 5 3 本章小結 本章對半軸做了設