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    摘 要 汽车主减速器是汽车传动中的最重要的部件之一。它能够将万向传动装置产来的发动机转矩传给驱动车轮,以实现降速增扭。 本次设计的是有关 十米高一级客车后桥主减速器设计总成。并要使其具有通过性。本次设计的内容包括有方案选择,结构的优化与改进。齿轮与齿轮轴的设计与校核,以及轴承的选用与校核。并且在设计过程中,描述了主减速器的组成和差速器的差速原理和差速过程。 方案确定主要依据原始设计参数,对比同类型的减速器及差速器,确定此轮的传动比,并对其中重要的齿轮进行齿面接触和齿轮弯曲疲劳强度的校核。而对轴的设计过程中着重齿轮的布置,并对其受最大载荷的危险截面进行强度校核,轴承的选用力求结构简单且满足要求。 主减速器及差速器对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用,是汽车设计的重点之一。 关键词主减速器;差速器;转速;行星齿轮;传动比 Abstract Automobil reduction final drive is one of the best impossible parts in automobile gearing. It can chang speed and driving tuist within a big scope . The problem of this design is ten meters passager car reduction final unit ,it’ s properly in common use . The design of scheme, the better design and improvement of structure ,the design and calibration of gear and gear shiftes , and the select of bearings , and also the design explain the construction of differential action . The ting of the scheme desierment main deside. The drive ratio of gear , according to orginal design parameter and constrasting the same type reduction final drive ang differential assay . It realize planet gear in the design of structure . It put to use alteration better gears transmission in the design of gear , and compare the root contact tired strength of some important gears and the face twirl tired strength . It eraphaize pay attention to the place of gears. Compare the strength of the biggest load dangraes section. It require structure simple and accord with demand in select of bearings . Key words Reduction final , Differential , Rotational speed ,Plantet gear , Drive ratio 目 录 摘要I AbstractII 目 录III 第1章 绪论1 第2章 主减速器的结构形式2 2.1主减速器的齿轮类型2 2.2主减速器的减速形式2 2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案2 2.3.1主动锥齿轮的支承2 2.3.2从动锥齿轮的支承3 2.3.3主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整4 第3章 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定5 3.1主减速器齿轮计算载荷的确定5 3.1.1按发动机最大转矩和最大抵挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce5 3.1.2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩6 3.1.3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩6 3.2锥齿轮主要参数的选择6 3.2.1主、从动锥齿轮齿数Z1和Z27 3.2.2从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms7 3.2.3主、从动锥齿轮齿面宽b1和b28 3.2.4双曲面齿轮副偏移距E8 3.2.5中点螺旋角9 3.2.6螺旋方向9 3.2.7法向压力角α10 第4章 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算11 4.1锥齿轮轮齿形状的选择11 4.2锥齿轮的几何尺寸计算11 第5章 主减速器锥齿轮的强度计算14 5.1单位齿长圆周力14 5.2轮齿弯曲强度15 5.3轮齿接触强度16 第6章 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算18 6.1锥齿轮齿面上的作用力18 6.1.1齿宽中点处的圆周力18 6.1.2锥齿轮的轴向力和径向力18 6.2锥齿轮轴承的载荷计算19 6.3锥齿轮轴承的寿命计算20 6.3.1 A轴承的寿命计算20 6.3.2 B轴承的寿命计算21 6.3.3 C、D轴承的寿命计算21 第7章 齿轮材料22 第8章 对称式圆锥行星齿轮差速器设计23 8.1差速器齿轮主要参数选择23 8.1.1行星齿轮数n23 8.1.2行星齿轮球面半径Rb23 8.1.3行星齿轮和半轴齿轮齿数Z1和Z223 8.1.4行星齿轮和半轴齿轮节锥角、模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定24 8.1.5压力角α24 8.1.6行星齿轮轴直径d及支承长度L24 8.2差速器轮齿的几何计算25 8.3差速器齿轮强度计算26 第9章 驱动桥半轴设计27 9.1全浮式半轴计算27 9.2半轴的结构设计27 9.2.1全浮式半轴杆部直径设计27 9.2.2半轴杆部设计其他要求28 9.3半轴的强度校核28 9.3.1半轴的扭转应力28 9.3.2半轴花键的剪切应力28 9.3.3半轴花键的挤压应力29 结 论30 致 谢31 参考文献32 33 第1章 绪论 驱动桥处于动力传动系的末端,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。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳。 汽车的主减速器是汽车传动系是汽车传动戏中的重要部件之一,它能够将传动装置的扭矩传给驱动车轮,事先降速以增大扭矩。 本次设计的是主减速器总成。并要使其有一定的通过性。本次设计的内容包括有方案选择,结构的优化设计与改进,齿轮与齿轮州的设计与校核,而且在设计过程中,描绘了主减速器与差速器的组成以及差速器的原理和差速过程。 方案的确定主要依据的是原始设计数据如齿轮的传动比,对比同类型的减速器及差速器做设计;结构设计中采用行星齿轮和移位锥齿轮传动,并对其中的重要齿轮进行齿面接触和疲劳强度的校核;而轴的设计中着重与齿轮的布置。并对其中最大载荷的危险截面进行了强度的校核。轴承的选用力求结构简单且满足要求。 驱动桥是汽车最重要的系统之一,是为汽车传输和分配动力所设计的。通过本课题设计,使我们对所学过的基础理论和专业知识进行一次全面的,系统的回顾和总结,提高我们独立思考能力和团结协作的工作作风。 为减小驱动轮的外廓尺寸,目前主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮。实践和理论分析证明,螺旋锥齿轮不发生根切的最小齿数比直齿齿轮的最小齿数少。显然采用螺旋锥齿轮在同样传动比下,主减速器的结构就比较紧凑。此外,它还具有运转平稳、噪声较小等优点。因而在汽车上曾获得广泛的应用。近年来,双曲面齿轮在广泛应用到轿车的基础上,愈来愈多的在轻、中型、重型货车上得到采用。 汽车在行驶过程中的使用条件是千变万化的。为了扩大汽车对这些不同使用条件的适应范围,在某些中型车辆上有时将主减速器做成双速的,它既可以得到大的主减速比又可得到所谓多档高速,以提高汽车在不同使用条件下的动力性和燃料经济性。 第2章 主减速器的结构形式 2.1主减速器的齿轮类型 主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。根据设计要求采用准双曲面齿轮传动。 2.2主减速器的减速形式 主减根据减速形式特点不同,主减速器分类为单级主减速器、双级主减速器、双速主减速器、贯通式主减速器和单、双级减速配轮边减速器。 由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点,因而广泛应用于主传动比i0≤7的汽车上。本设计要求的主减速器的传动比为5.5711小于7,故采用单级主减速器。 2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 主减速器必须保证主、从齿轮有良好的啮合状况,才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合,除与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外,还与齿轮的支承刚度有关。 2.3.1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。本设计中的客车最大质量为14500Kg2吨,应该采用跨置式支承。因为在所传递较大的转矩的情况下悬臂式支承难以满足刚度的要求。 (a)悬臂式支承 (b)跨置式支承 图1 主减速器锥齿轮的支承形式 跨置式支承中的导向轴承都采用圆柱滚子轴承,并且其内外圈可以分离,以利于拆装。圆锥滚子轴承采用背对背反装,并且尽可能减小良轴承间的距离,增大支承轴径,适当提高轴承的配合紧度。 2.3.2从动锥齿轮的支承 从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及载荷在轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多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cd。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳处有足够的位置设置加强筋,以增强支承稳定性,cd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,应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。 图2 从动锥齿轮的支承方式 在具有大主动传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中,为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移,在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙,应保证当偏移量达到允许极限,即与从动锥齿轮背面接触时,能够制止从动锥齿轮继续偏移。主、从动齿轮在载荷作用下的偏移量许用极限值,如下图所示。支撑面与从动锥齿轮背面间的安装间隙应不大于0.25mm。 图3 在载荷作用下主减速器齿轮的容许极限便移量 中型和重型汽车主减速器从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或者铆钉与差速器壳突缘连结。 2.3.3主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 通常汽车以高档行驶时,发动机的平均使用转矩大约不超过其最大转矩的70。因此主减速器轴承的预紧值可取为发动机最大转矩时换算所得轴向力的30。轴承预紧力的大小可以用轴承的摩擦力矩来检验,其值通常为1至4N.m。大型、重型车取大值。在此取3N.m。主动锥齿轮预紧度的调整,可通过精选两轴承内圈内的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。因主动锥齿轮采用跨置式支承,故调整垫圈厚度较合适。在调整轴承预紧度之后,还应进行主减速器齿轮的啮合调整。因齿面接触区和齿侧间隙的正确调整是保证齿轮正确啮合、运转平稳、延长齿轮寿命的重要条件。 第3章 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 3.1主减速器齿轮计算载荷的确定 在设计中采用格里森制齿轮计算载荷的三种确定方法。 3.1.1按发动机最大转矩和最大抵挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce 3.1 式中fi-----性能系数,当16 取0; -----猛接离合器所产生的动载系数,性能系数0的汽车,Kd1; i-----变速器一档传动比为6.333; -----主减速器传动比为5.571; -----发动机到万向传动轴之间的传动效率为0.9; k-----液力变矩器系数,本设计中为手动变速器,故k1; n-----计算驱动桥数, n1; 计算得28260.20N.m 3.1.2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 (3.2) 式中-----汽车在满载状态下一个驱动桥上的静载荷,本设计中后桥为驱动桥,95009.893100N ; -----汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数,取1.1; -----轮胎与路面的附着系数,对于安装一般轮胎的公路用汽车,在良好的混凝土或沥青路上,取0.85; -----车轮滚动半径,轮胎规格为11R22.5,0.493m; 计算得41573.59N.m 3.1.3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 (3.3) 当计算锥齿轮最大应力时,计算转矩应取前两种的较小值, 即min[,]Tce28260.20N.m 当计算锥齿轮疲劳寿命时,取 主动锥齿轮的计算转矩为5636.37N.m 为主、从动锥齿轮间的传动效率,计算时对于双曲面齿轮副,当e0.4 则X0.4,Y1.6 P2XFr2YFaz0.415.581.629.6453.66KN 根据公式(9-53)计算得Lh3677.53h Lh′2857h ,故B轴承满足寿命要求。 6.3.3 C、D轴承的寿命计算 C、D轴承为32218U,尺寸为9016042.64034 ,额定动载荷Cr262KN 。 Fd37.66KN Fd46.57KN , Fd3 Fac17.99KN Fd46.57KN 轴有向右移动的趋势; C、D轴承面对面正装,轴承D受压,轴承C放松; C、D的派生轴向力分别Fa3Fd37.66KN Fa4Fd3Fac17.99KN ; Fa3 Fr3 0.3495e0.42 p40.4Fr41.43Fa433.24KN 根据公式(9-53)计算的C轴承Lh3187640.34h Lh′2857h D轴承Lh4468402.22h Lh′2857h 故C、D轴承都满足寿命要求。 第7章 齿轮材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的,与传动系其他齿轮相比,具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点,是传动系中的薄弱环节。锥齿轮材料应满足如下要求 1具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度,齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性。 2)轮齿心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。 3)锻造性能、可加工性及热处理性能良好,热处理后变形小或变形规律易控制。 4)选择合金材料时,尽量少用含镍、铬元素的材料,而是选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。 汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造,主要有20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l6SiMn2WMoV等,经过渗碳、淬火、回火后,轮齿表面硬度应达到58~64HRC,而心部硬度较低,当端面模数>8时为29~45HRC,当端面模数≤8时为32~45HRC。对渗碳层有如下规定 当端面模数≤5时,厚度为0.9~1.3mm 5~8时,厚度为1.0~1.4mm >8时,厚度为1.2~1.6mm 为改善新齿轮的磨合,防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死,锥齿轮在热处理及精加工后,作厚度为0.005~0.020mm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。渗硫后摩擦因数可显著降低,即使润滑条件较差,也能防止齿面擦伤、咬死和胶合。 第8章 对称式圆锥行星齿轮差速器设计 8.1差速器齿轮主要参数选择 8.1.1行星齿轮数n 行星齿轮数n需根据承载情况来选择,在承载不大的情况下n可取两个,反之应取n4。在本设计中n取4。. 8.1.2行星齿轮球面半径Rb 行星齿轮球面半径Rb反映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 Rbkb 8.1 式中kb-----行星齿轮球面半径系数,kb2.5~3.0,对于有四个行星齿轮的乘用车和商用车取小值,kb2.65 ; Td-----差速器计算转矩,Td min[,] 28260.20N.m ; 计算得 Rbkb2.6580.72mm 。 行星齿轮节锥距A0为 A0(0.98~0.99)Rb79.50mm 8.2 8.1.3行星齿轮和半轴齿轮齿数Z1和Z2 为了使轮齿有较高的强度,希望取较大的模数,但尺寸会增大,于是又要求行星齿轮的齿轮Z1应取少些,但Z1一般不少于10。半轴齿轮齿数Z2在14~25之间选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比Z1/ Z2在1.5~2.0范围内。同时为使四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合,两半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮数整除,否则差速齿轮不能装配。 根据上述要求 Z1取11,取Z2取22。 8.1.4行星齿轮和半轴齿轮节锥角、模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1和γ2分别为 γ1arctanz1/z2 γ2arctanz2/z1 8.3 计算得γ126°33′54″ γ263°26′5″ 。 锥齿轮大端的端面模数m为 msinγ1sinγ2 8.4 计算得m6.46 。 算出模数后,齿轮大端节圆直径即可由下式求得 行星齿轮大端节圆直径d1mZ1116.4671.06mm 半轴齿轮大端节圆直径d2mZ2226.46142.12mm 8.1.5压力角α 汽车差速齿轮都采用压力角为22°30′、齿高系数为0.8的齿形。某些总质量较大的商用车采用25°压力角,以提高齿轮强度。在本设计中质量较大,故采用25°的压力角。 8.1.6行星齿轮轴直径d及支承长度L 行星齿轮轴直径dmm为 d 8.5 式中T0-----差速器壳传递的转矩(N.m),T028260.20N.m ; n-----行星齿轮数,n4 ; rd-----行星齿轮支承面中点到锥顶的距离(mm),约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半,即rd≈0.5Dd2,57mm (其中d2,为半轴齿轮齿面宽中点处的直径,d2,115.29mm) ; [σc] -----支承面允许挤压应力取98MPa 。 计算得d31.28N.m 。 行星齿轮轴直径d与行星齿轮安装孔ψ相等 行星齿轮在轴上的支承长度L L1.1d34.41mm 8.6 图10 差速器行星齿轮安装孔直径及其深度 8.2差速器轮齿的几何计算 行星齿轮齿数Z111 ,半轴齿轮齿数Z222 ,模数m6.46 齿面宽b20.25~0.30A030mm ; 齿工作高hg1.6m10.34mm ; 压力角α25° , 轴交角Σ90°; 节圆直径d1mZ171.06mm ,d2mZ2142.12mm ; 节锥角γ126°33′54″ γ263°26′5″ ; 节锥距A079.50mm ,周节t3.1416m20.29mm ; 齿顶高h1,hg-h2,4.59mm ,h2,{0.430}m3.38mm ; 齿根高h1″1.788m- h1,4.59mm , h2″1.788m- h2,8.17mm ; 径向间隙ch- hg0.188m0.0511.27mm ; 齿根角δ1arctan3°18′16″ , δ2 arctan5°52′3″ ; 面锥角γ01γ1δ232°25′57″ ,γ02γ2δ166°44′21″ ; 根锥角γR1γ1-δ123°15′58″ , γR2γ2-δ257°34′2″ ; 外圆直径d01 d22 h1,cosγ183.51mm ;d02 d22 h2,cosγ2145.14mm ; 节锥顶点至齿轮外缘距离X01 - h1,sinγ167.95mm X02 h2,sinγ232.51mm ; 齿侧间隙B0.25 。 8.3差速器齿轮强度计算 差速器齿轮的尺寸受结构限制,而且承受的载荷较大,它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态,只有当汽车转弯或左、右轮行驶不同的路程时,或一侧车轮打滑而滑转时,差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此,对于差速器齿轮,主要应进弯曲强度计算。 8.7 式中n为行星齿轮数,n4 ; J为综合系数, 计算得σw824.71MPa﹝σw﹞980MPa 当T0min﹝Tce,Tcs﹞时﹝σw﹞980MPa 第9章 驱动桥半轴设计 9.1全浮式半轴计算 全浮式半轴计算载荷可按车轮附着力距Mψ计算,即 Mψm2′G2rrφ 9.1 式中G2-----驱动桥的最大静载荷,G295009.893100N ; rr-----车轮滚动半径,rr0.493m ; m2′-----负荷转移系数,m2′1.1 ; φ-----附着系数,φ0.8 ; 计算得Mψ20195.25103 。 9.2半轴的结构设计 9.2.1全浮式半轴杆部直径设计 全浮式半轴杆部直径可按下式初步选取 9.2 式中d-----半轴干部直径(mm) ; Mψ-----半轴计算转矩(N.mm), Mψ20195.25103 ; k-----直径系数,取0.205~0.218 。 计算得d55.83~59.37mm ,取58mm 。 9.2.2半轴杆部设计其他要求 1)半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的低径,以便使半轴各部分基本达到等强度。 2)半轴的破坏形式大多是扭转疲劳损坏,在结构设计时应尽量增大各过渡部分的圆角半径,尤其是凸缘与杆部、花键与杆部的过渡部分,以减小应力集中。 3)当杆部较粗而且外端凸缘也较大时,可采用两端用花键连接的结构。 4)设计全浮式杆部的强度储备应低于驱动桥其他传力零件的强度储备,使半轴起一个“熔丝”的作用。 9.3半轴的强度校核 9.3.1半轴的扭转应力 9.3 式中M-----车轮附着力距,取20195.25103 ; d-----半轴直径,取58mm 。 计算得τ527MPa[τ]490MPa~588MPa 符合强度要求 。 9.3.2半轴花键的剪切应力 对于驱动车轮来说,当按发动机最大转矩Temax及传动系最低档传动比iT1计算所得的纵向力小于按最大附着力计算所决定的纵向力时,应按下式计算,即 式中ξ-----差速器的转矩分配系数,取0.6 ; Temax-----发动机的最大转矩(N.m),取890N.m ; iTL-----传动系最低档传动比,即变速器一档的传动比与主减速器的传动比的乘积,iTL6.3335.57135.2811 ; η-----汽车传动系效率,取0.9 ; rr-----轮胎的滚动半径,取0.493m 。 计算得X2LX2R34393.75N 。 9.4 式中T-----半轴承受的最大转矩(N.m),TX2LrrX2Rrr16956.12N.m ; Z-----花键齿数,取24 ; LP-----花键工作长度(mm),取120mm ; b-----花键齿宽(mm),取3.925mm ; DB-----半轴花键(轴)外径(mm),取62.5mm ; dA -----相配花键孔内径(mm),取57.74mm ; -----载荷分布的不均匀系数,可取为0.75 。 计算得τs66.53MPa[τs]71.05MPa ,符合强度要求。 9.3.3半轴花键的挤压应力 9.5 计算得σc102.87MPa[σc]196MPa ,符合强度要求。 结 论 随着石油资源的日益匮乏,人们对汽车的燃油经济性的要求越来越高。主减速器作为汽车传动系统的一个重要部分,其传动比的选择对汽车的燃油经济性和动力性的影响很大。要选择适合的主减速器传动比以便在满足汽车动力性的前提下同时具有较好的燃油经济性。同时采用双曲面锥齿轮的主减速器可以使主动锥齿轮相对从动锥齿轮产生一定的偏移距,提高汽车的最小离地间隙和几何通过性。 在这次毕业设计中,我系统的复习了机械制图、机械原理、汽车构造、汽车理论、汽车设计及生产制造等方面的基本理论和专业知识,从理论上到实践上了解各种驱动系统,同时也体现了我对所学的专业知识的程度。在这次设计中,首先的收获是查阅资料的能力。到图书馆借书、到网上搜索资料、到阅览室查阅期刊杂志,在大量的文字中找到我们需要的,并加以分析很整理,再把它融入到自己的设计中去。其次就是动手能力了。在设计主动锥齿轮轴时遇到不少困难。特别是选择轴的轴承时,我根据通过比较相同装配质量的汽车的后桥主动锥齿轮前内轴承和后桥主锥齿轮导向先初选轴承,在利用理论力学的知识求出轴在轴承处得支反力,再运用机械设计中轴承寿命计算的方法校核出初选轴承的是否符合寿命要求。 这次的设计是对四年所学过的知识的一个复习,包括汽车构造、机械设计
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    闰土****翻译...上传于2019-07-09

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