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xxxxxx 畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 乘用車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 學(xué) 院 專業(yè)班級(jí) 學(xué)生姓名 學(xué)生學(xué)號(hào) 指導(dǎo)教師 2015 年 5 月 20 日 I 目 錄 摘 要 III ABSTRACT IV 第 1 章 緒論 1 1 1 研究背景及意義 1 1 2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)況 1 1 3 設(shè)計(jì)要求及技術(shù)參數(shù) 3 第 2 章 總體結(jié)構(gòu)方案擬定 4 第 3 章 主減速器的設(shè)計(jì) 6 3 1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 6 3 1 1 主減速器的齒輪類型 6 3 1 2 主減速器的減速形式 7 3 1 3 主從動(dòng)齒輪的支承形式 8 3 2 基本參數(shù)選擇與計(jì)算 9 3 2 1 主減速比 的確定 90i 3 2 2 齒輪計(jì)算載荷的確定 10 3 3 齒輪的設(shè)計(jì)與校核 13 3 3 1 主 從動(dòng)齒輪齒數(shù)的選擇 13 3 3 2 斜齒輪材料選擇 13 3 3 3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 13 3 3 4 校核齒面的接觸強(qiáng)度 16 3 4 軸承的選擇與校核 17 3 4 1 軸承的載荷計(jì)算 17 3 4 2 軸承型號(hào)的確定 18 第 4 章 差速器的設(shè)計(jì) 20 4 1 差速器結(jié)構(gòu)形式選擇 20 4 2 差速器齒輪設(shè)計(jì) 20 4 3 齒輪強(qiáng)度計(jì)算 23 II 4 3 1 齒輪材料選擇 23 4 3 2 校核計(jì)算 23 4 4 行星齒輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 23 4 4 1 行星齒輪軸的分類及選用 24 4 4 2 行星齒輪軸的尺寸設(shè)計(jì) 24 4 4 3 行星齒輪軸的材料 24 第 5 章 傳動(dòng)半軸的設(shè)計(jì) 25 5 1 半軸的型式選擇 25 5 2 半軸的設(shè)計(jì)與校核 25 5 2 1 半軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 25 5 2 2 半軸的強(qiáng)度較核 26 5 3 半軸的結(jié)構(gòu) 材料及熱處理 28 第 6 章 萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì) 29 6 1 萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)選擇 29 6 2 萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)計(jì)算 30 6 3 萬(wàn)向節(jié)的材料及熱處理 30 總 結(jié) 31 參考文獻(xiàn) 32 致 謝 33 III 摘 要 本文主要是設(shè)計(jì)某乘用車轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋 對(duì)于乘用車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋 既要滿足轉(zhuǎn) 向的要求 又要滿足驅(qū)動(dòng)的要求 其主要由主減速器 差速器 半軸 萬(wàn)向節(jié) 驅(qū) 動(dòng)橋橋殼等構(gòu)成 驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)是否合理直接關(guān)系到汽車使用性能的好壞 它承受 著來(lái)自路面和懸架之間的一切力和力矩 是汽車中工作條件最惡劣的總成之一 如 果設(shè)計(jì)不當(dāng)會(huì)造成嚴(yán)重的后果 本次設(shè)計(jì)根據(jù)給定的參數(shù) 首先對(duì)主減速器進(jìn)行設(shè)計(jì) 主要是對(duì)主減速器的結(jié) 構(gòu) 以及幾何尺寸進(jìn)行了設(shè)計(jì) 主減速器的形式設(shè)計(jì)為單級(jí)主減速器 而主減速器 的齒輪形式采用的是漸開式圓柱斜齒輪 其次 對(duì)差速器的形式進(jìn)行選擇 差速器 的形式采用普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器 接著 對(duì)半軸的結(jié)構(gòu) 支承形式 以 及萬(wàn)向節(jié)的形式和特點(diǎn)進(jìn)行了分析設(shè)計(jì) 最后 對(duì)以上的零件進(jìn)行了強(qiáng)度的校核 并用 AutoCAD 軟件繪制本轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋的裝配圖和主要零部件圖紙 關(guān)鍵詞 轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋 主減速器 差速器 半軸 萬(wàn)向節(jié) IV Abstract This article is designed to drive a passenger car steering axle drive axle steering for passenger cars the steering is necessary to meet the requirements but also to meet the driving requirements Which is mainly composed of the main reducer differential axle universal joints drive axle housing and so on Drive axle design is reasonable car use is directly related to performance quality which bear all the forces and moments from between the road surface and the suspension is one of the worst working conditions in automobile assembly improper design will result if serious consequences The design according to the given parameters the first of the main reducer designed mainly for the final drive structure and geometry has been designed in the form of the final drive designed as a single stage main gear and the main reducer The gear is used in the form of involute helical gear secondly to choose the form of differential differential form of ordinary symmetrical cone planetary gear differential Next axle configuration support form and the forms and characteristics of joints were analyzed design Finally the above parts of the strength check and draw of the steering assembly drawing with AutoCAD software drive axle and the main parts of drawings Keywords Steering drive axle The main reducer Differential Axle Universal joint 乘用車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 1 第 1 章 緒論 1 1 研究背景及意義 1 轎車轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋是轎車的重要大總成 承受著轎車的裝在簧上及地面經(jīng)車 輪 車架或承載式車身經(jīng)懸架給予的鉛垂力 縱向力 橫向力及其力矩 以及沖擊 載荷 驅(qū)動(dòng)橋還傳遞著傳動(dòng)系中的最大轉(zhuǎn)矩 橋殼還承受著反作用力矩 2 轎車轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)形式和設(shè)計(jì)參數(shù)除對(duì)橋車的可靠性和耐久性有重要 影響外 也對(duì)轎車的行駛性能如動(dòng)力性 經(jīng)濟(jì)性 平順性 通過(guò)性和操縱穩(wěn)定性等 有直接影響 因此 轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)選型 設(shè)計(jì)參數(shù)選取及設(shè)計(jì)計(jì)算最轎車的整 體設(shè)計(jì)具有及其重要的作用 3 轎車轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)涉及的機(jī)械零部件的品種極為廣泛 對(duì)這些零部件 元件及總成的制造也幾乎要涉及到所有的現(xiàn)代機(jī)械制造工藝 包括鑄 鍛 焊 熱 處理 粉末冶金等熱加工工藝 車 銑 刨 磨 拉削 冷滾壓或擠壓 噴丸處理 冷沖 配對(duì)研磨等冷加工工藝 鍍銅 鍍錫 鍍鋅 磷化處理 滲流處理等表面處 理工藝等 因此 通過(guò)對(duì)轎車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋的學(xué)習(xí)和設(shè)計(jì)實(shí)踐 再加進(jìn)優(yōu)化設(shè)計(jì) 可靠性分析和有限元分析等內(nèi)容 可以更好的掌握現(xiàn)代轎車設(shè)計(jì)與機(jī)械涉及的全面 知識(shí)和技能 1 2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)況 驅(qū)動(dòng)橋作為汽車四大部件之一 它的性能的好壞直接影響整車性能 而對(duì)于載 重汽車顯得尤為重要 當(dāng)采用大功率發(fā)動(dòng)機(jī)輸出大的轉(zhuǎn)矩以滿足目前載重汽車的快 速 重載的高效率 高效益的需要時(shí) 必須要搭配一個(gè)高效 可靠的驅(qū)動(dòng)橋 1 主減速器 在 20 世紀(jì)末的 20 多年 世界減速器齒輪技術(shù)有了很大的發(fā)展 產(chǎn)品發(fā)展的總 趨勢(shì)是小型化 高速化 低噪聲 高可靠度 技術(shù)中最引人注目的要數(shù)硬齒面技術(shù) 功率分支技術(shù)和模塊化設(shè)計(jì)技術(shù) 硬齒面技術(shù)在 20 世紀(jì) 80 年代在國(guó)外日趨成熟 采用優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛件滲碳淬火 磨齒的硬齒面齒輪 精度不低于 ISO1328 1975 的 6 級(jí) 綜合承載能力為中硬齒面 齒輪的 4 倍 為軟齒面齒輪的 5 6 倍 一個(gè)中等規(guī)格的硬齒面齒輪減速器的重量?jī)H為 2 軟齒面齒輪減速器的 1 3 左右 20 世紀(jì) 70 年代至 90 年代初期 我國(guó)的高速齒輪技術(shù)經(jīng)歷了繪測(cè)仿制 技術(shù)引 進(jìn) 技術(shù)攻關(guān)到獨(dú)立設(shè)計(jì) 3 個(gè)階段 目前我國(guó)的設(shè)計(jì)制造能力基本上可以滿足國(guó)內(nèi) 生產(chǎn)需要 設(shè)計(jì)制造的最高參數(shù) 最大功率 44MW 最高線速度 168m s 最高轉(zhuǎn)數(shù) 67000r min 我國(guó)低速重載齒輪技術(shù) 特別是硬齒面齒輪技術(shù)也經(jīng)歷了測(cè)繪仿制等 階段 從無(wú)到有逐步發(fā)展起來(lái) 除了摸索掌握的制造技術(shù)外 在 20 世紀(jì) 80 年代末至 90 年代初推廣的硬齒面技術(shù)中 我們還作了解決 斷軸 選用 等一系列有意義的工作 在這期間我們還制定了一系列的減速器標(biāo)準(zhǔn) 如 ZBJ19004 88 圓柱齒輪減速器 ZBJ19026 90 運(yùn)輸機(jī)械用減速器 等幾個(gè)硬齒面 減速器標(biāo)準(zhǔn) 當(dāng)今世界各國(guó)減速器及齒輪技術(shù)發(fā)展總趨勢(shì)是六高 二低 二化方面發(fā)展 六 高即高承載能力 高齒面硬度 高精度 高速度 高可靠性和高傳動(dòng)效率 即噪聲 低 成本低 二化即標(biāo)樁化 多樣化 減速器和齒輪的設(shè)計(jì)與制造技術(shù)的發(fā)展 在 一定程度上標(biāo)志著一個(gè)國(guó)家的工業(yè)水平 因此 開拓和發(fā)展減速器和齒輪技術(shù)在我 國(guó)有廣闊的前景 2 差速器 目前國(guó)內(nèi)重型汽車的差速器產(chǎn)品的技術(shù)基本源自美國(guó) 德國(guó) 日本等幾個(gè)傳統(tǒng) 的工業(yè)國(guó)家 我國(guó)現(xiàn)有的技術(shù)基本上是引進(jìn)國(guó)外的基礎(chǔ)上發(fā)展的 而且已經(jīng)有了一 定的規(guī)模 但是目前我國(guó)的差速器沒(méi)有自己的核心技術(shù)產(chǎn)品 自主開發(fā)能力仍然很 弱 影響了整車新車的開發(fā) 在差速器的技術(shù)開發(fā)上還有很長(zhǎng)的路要走 當(dāng)前汽車在朝著經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性的方向發(fā)展 如何能夠使自己的產(chǎn)品燃油經(jīng)濟(jì) 性和動(dòng)力性盡可能提高是每個(gè)汽車廠家都在做的事情 當(dāng)然這是一個(gè)廣泛的概念 汽車的每一個(gè)部件都在發(fā)生著變化 差速器也不例外 尤其是那些對(duì)操控性有較高 需求的車輛 國(guó)外的那些差速器生產(chǎn)企業(yè)的研究水平已經(jīng)很高 而且還在不斷的進(jìn) 步 年銷售額達(dá) 18 億美金的伊頓公司汽車集團(tuán)是全球化的汽車零部件制造供應(yīng)商 在發(fā)動(dòng)機(jī)氣體管理 變速箱 牽引力控制和安全排放控制領(lǐng)域居全球領(lǐng)先地位 對(duì) 汽車差速器的內(nèi)部各零件的加工制造要用精密制造方法 零件主要產(chǎn)品包括發(fā)動(dòng)機(jī) 氣體管理部分及動(dòng)力控制系統(tǒng) 其中屬于動(dòng)力控制系統(tǒng) 10 的差速器類產(chǎn)品 2004 年 的銷售量達(dá) 250 萬(wàn)只 在同類產(chǎn)品中居領(lǐng)先地位 國(guó)內(nèi)的差速器起步較晚 目前的 3 發(fā)展主要靠引進(jìn)消化國(guó)外產(chǎn)品來(lái)滿足需求 目前中國(guó)的汽車上廣泛采用的差速器為對(duì)稱錐齒輪式差速器 具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 質(zhì)量較小等優(yōu)點(diǎn) 伊頓公司汽車集團(tuán)是全球化的汽車零部件制造供應(yīng)商 在同類產(chǎn) 品中居領(lǐng)導(dǎo)地位 最近伊頓開發(fā)了新型的鎖式差速器 它的工作原理及其他差速器 的不同之處 當(dāng)一側(cè)輪子打滑時(shí) 普通開式差速器幾乎不能提供任何有效扭矩給車 輛 而伊頓的鎖式差速器則可以在發(fā)現(xiàn)車輪打滑 鎖定動(dòng)力傳遞百分之百的扭矩到 不打滑車輪 足以克服各種困難路面給車輛帶來(lái)的限制 在牽引力測(cè)試 連續(xù)彈坑 V 型溝等試驗(yàn)中 兩驅(qū)車在裝有伊頓鎖式差速器后 越野性能及通過(guò)性能甚至超過(guò) 了四驅(qū)動(dòng)的車輛 通過(guò)有限元軟件的分析 就可以知道各個(gè)齒輪的受力情況 因?yàn)?只要驅(qū)動(dòng)輪的任何一側(cè)發(fā)生打滑空轉(zhuǎn)以后 伊頓鎖式差速器會(huì)馬上鎖住動(dòng)力 并把 全部動(dòng)力轉(zhuǎn)移到另一有附著力的輪上 使車輛依然能正常向前或向后行駛 毫無(wú)疑 問(wèn) 更強(qiáng)的越野性和安全性是差速器的最終目標(biāo) 1 3 設(shè)計(jì)要求及技術(shù)參數(shù) 設(shè)計(jì)某乘用車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋 其技術(shù)參數(shù)如下 整備質(zhì)量 1350kg 滿載質(zhì)量 1760kg 最大扭矩 175N m 功率 104KW 軸距 2690mm 輪距 前 后 1593mm 輪胎型號(hào) 225 55R17 偏頻 100 次 分 4 第 2 章 總體結(jié)構(gòu)方案擬定 轎車多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前乾驅(qū)動(dòng)的布置型式 其前橋既是轉(zhuǎn)向橋又是驅(qū)動(dòng)橋 稱為轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋 顯然 在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋的驅(qū)動(dòng)車輪傳動(dòng)裝置中 半軸需采用分段式 的并用萬(wàn)向節(jié)聯(lián)接起來(lái) 以便使轉(zhuǎn)向車輪能夠轉(zhuǎn)向 通常是在半軸與主銷兩者的中 心線交點(diǎn)處裝用一個(gè)等速萬(wàn)向節(jié) 如圖 2 1 所示 圖 2 1 轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋示意圖 1 主減速器 2 主減速器殼 3 差速器 4 內(nèi)半軸 5 半軸套管 6 萬(wàn)向節(jié) 7 轉(zhuǎn)向節(jié)軸 8 外半軸 9 輪轂 10 輪轂軸承 11 轉(zhuǎn)向節(jié)殼體 12 主銷 13 主銷軸承 14 球形支座 通常 轎車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋是斷開式的 斷開式驅(qū)動(dòng)橋必須與獨(dú)立懸架相匹配 當(dāng)左 右驅(qū)動(dòng)車輪經(jīng)各自的獨(dú)立懸架直接與承載式車身或車架相聯(lián)時(shí) 在左 右轉(zhuǎn) 向驅(qū)動(dòng)車輪之間實(shí)際上沒(méi)有車橋 但在習(xí)慣上仍稱為斷開式車橋 轎車的前轉(zhuǎn)向驅(qū) 動(dòng)橋多采用這種結(jié)構(gòu) 如圖 2 2 所示 1 主減速器 2 半軸 3 彈性元件 4 減振器 5 車輪 6 擺臂 7 擺臂軸 圖 2 2 由于要求設(shè)計(jì)的是乘用車的前驅(qū)動(dòng)橋 因?yàn)椴捎锚?dú)立懸架 也考慮乘用車的舒 5 適性和運(yùn)動(dòng)的協(xié)調(diào)性 選用斷開式驅(qū)動(dòng)橋 這種驅(qū)動(dòng)橋無(wú)剛性的整體外殼 主減速 器及其殼體裝在車架或車身上 兩側(cè)驅(qū)動(dòng)車輪與車架或車身作彈性聯(lián)系 并可獨(dú)立 地分別相對(duì)于車架或車身作上下擺動(dòng) 車輪傳動(dòng)裝置采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng) 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順 性的主要因素 而汽車簧下部分質(zhì)量的大小 對(duì)其平順性也有顯著的影響 斷開式 驅(qū)動(dòng)橋的簧下質(zhì)量較小 又與獨(dú)立懸掛相配合 致使驅(qū)動(dòng)車輪與地面的接觸情況及 對(duì)各種地形的適應(yīng)性比較好 由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時(shí)的振動(dòng)和 車廂傾斜 提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度 減小車輪和車橋上的動(dòng)載荷及 零件的損壞 提高其可靠性及使用壽命 6 第 3 章 主減速器的設(shè)計(jì) 3 1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)其齒輪的類型 主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的安置方 法以及減速形式的不同而異 3 1 1 主減速器的齒輪類型 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型 減速器形式不同而不同 主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪 雙曲面齒輪 圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式 1 螺旋錐齒輪傳動(dòng) 螺旋錐齒輪傳動(dòng) 圖 3 1a 的主 從動(dòng)齒輪軸線垂直相交于一點(diǎn) 齒輪并不同 時(shí)在全長(zhǎng)上嚙合 而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端 圖 3 1 齒輪傳動(dòng)形式 2 雙曲面齒輪傳動(dòng) 雙曲面齒輪傳動(dòng) 圖 3 1b 的主 從動(dòng)齒輪的軸線相互垂直而不相交 主動(dòng)齒輪 軸線相對(duì)從動(dòng)齒輪軸線在空間偏移一距離 E 此距離稱為偏移距 由于偏移距正的 存在 使主動(dòng)齒輪螺旋角 大于從動(dòng)齒輪螺旋角 圖 5 4 1 2 3 圓柱齒輪傳動(dòng) 圓柱齒輪傳動(dòng) 圖 3 1c 一般采用斜齒輪 廣泛應(yīng)用于發(fā)動(dòng)機(jī)橫置且前置前驅(qū)動(dòng) 7 的轎車驅(qū)動(dòng)橋 圖 3 2 和雙級(jí)主減速器貫通式驅(qū)動(dòng)橋 圖 3 2 圓柱齒輪傳動(dòng) 4 蝸桿傳動(dòng) 蝸桿 圖 3 1d 傳動(dòng)與錐齒輪傳動(dòng)相比有如下優(yōu)點(diǎn) 蝸桿傳動(dòng)主要用于生產(chǎn)批量不大的個(gè)別重型多橋驅(qū)動(dòng)汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動(dòng)機(jī) 的大客車上 根據(jù)給定技術(shù)參數(shù) 本次設(shè)計(jì)參考同級(jí)別的邁騰 1 8T 的轎車作為參考設(shè)計(jì)對(duì)象 由于邁騰 1 8T 的轎車的發(fā)動(dòng)機(jī)采用的是橫置的形式 變速器也采用橫置式 所以動(dòng) 力輸出的方向正好與前橋軸線的方向平行 因此 此設(shè)計(jì)不必采用圓錐齒輪來(lái)改變 動(dòng)力旋轉(zhuǎn)的方向 采用圓柱齒輪傳動(dòng)就可以滿足要求 一般采用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) 驅(qū)動(dòng)橋?yàn)閿嚅_式 動(dòng)力通過(guò)左右兩根半軸傳遞給車輪 3 1 2 主減速器的減速形式 對(duì)于普通乘用轎車 由于 i 6 一般采用單級(jí)主減速器 單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋產(chǎn)品 的優(yōu)勢(shì) 單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)車橋是驅(qū)動(dòng)橋中結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單的一種 制造工藝較簡(jiǎn)單 成本 較低 是驅(qū)動(dòng)橋的基本型 在重型汽車上占有重要地位 目前重型汽車發(fā)動(dòng)機(jī)向低速大扭矩發(fā)展的趨勢(shì)使得驅(qū)動(dòng)橋的傳動(dòng)比向小速比發(fā) 展 隨著公路狀況的改善 特別是高速公路的迅猛發(fā)展 許多重型汽車使用條件對(duì) 汽車通過(guò)性的要求降低 因此 重型汽車產(chǎn)品不必像過(guò)去一樣 采用復(fù)雜的結(jié)構(gòu)提 高其的通過(guò)性 與帶輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋相比 由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化 單級(jí)減速驅(qū)動(dòng) 8 橋機(jī)械傳動(dòng)效率提高 易損件減少 可靠性增加 3 1 3 主從動(dòng)齒輪的支承形式 主減速器中心必須保證主從動(dòng)齒輪具有良好的嚙合狀況 才能使它們很好地工 作 齒輪的正確嚙合 除了與齒輪的加工質(zhì)量裝配調(diào)整及軸承主減速器殼體的剛度 有關(guān)以外 還與齒輪的支承剛度密切相關(guān) 1 主動(dòng)斜齒圓柱齒輪的支承 圖 3 3 主動(dòng)圓柱斜齒輪跨置式 主動(dòng)斜齒圓柱齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種 查閱資料 文獻(xiàn) 經(jīng)方案論證 采用跨置式支承結(jié)構(gòu) 如圖 3 3 示 齒輪前 后兩端的軸頸均 以軸承支承 故又稱兩端支承式 跨置式支承使支承剛度大為增加 使齒輪在載荷 作用下的變形大為減小 約減小到懸臂式支承的 1 30 以下 而主動(dòng)斜齒圓柱齒輪 后軸承的徑向負(fù)荷比懸臂式的要減小至 1 5 1 7 齒輪承載能力較懸臂式可提高 10 左 右 本課題所設(shè)計(jì)的轎車滿載質(zhì)量 1760kg 所以選用跨置式可以提高齒輪的承載能 力 2 從動(dòng)斜齒圓柱齒輪的支承 圖 3 4 從動(dòng)圓柱斜齒輪支撐形式 從動(dòng)斜齒圓柱齒輪采用圓錐滾子軸承支承 如圖 3 4 示 為了增加支承剛度 兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi) 以減小尺寸 c d 為了使從動(dòng)斜齒圓柱齒輪背面的 差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)肋以增強(qiáng)支承穩(wěn)定性 c d 應(yīng)不小于從動(dòng)斜齒 圓柱齒輪大端分度圓直徑的 70 為了使載荷能均勻分配在兩軸承上 應(yīng)是 c 等于 9 或大于 d 3 2 基本參數(shù)選擇與計(jì)算 3 2 1 主減速比 的確定0i 主減速比 的大小對(duì)主減速器的結(jié)構(gòu)型式 輪廓尺寸 質(zhì)量以及變速器處于最i 高檔位時(shí)汽車的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接的影響 主減速比 的選擇 應(yīng)在汽0i 車總體設(shè)計(jì)時(shí)和傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比 包括變速器 分動(dòng)器和取力器 驅(qū)動(dòng)橋等傳動(dòng) 裝置的傳動(dòng)比 一起由汽車的整車動(dòng)力計(jì)算來(lái)確定 由于發(fā)動(dòng)機(jī)的工作條件和汽車 傳動(dòng)系的傳動(dòng)比 包括主減速比 有關(guān) 可以采用優(yōu)化設(shè)計(jì)方法對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)與傳 動(dòng)系的傳動(dòng)比及主減速比 進(jìn)行最優(yōu)匹配 以使汽車獲得最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)0i 性 對(duì)于具有很大功率儲(chǔ)備的轎車 客車 長(zhǎng)途公共汽車 尤其是對(duì)競(jìng)賽汽車來(lái)說(shuō) 在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 的情況下 所選擇的 值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高maxeP0i 的最高車速 這時(shí) 值就按下式來(lái)確定 maxV0i 3 1 gha prinix037 式中 車輪的滾動(dòng)半徑 m r 最大功率時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 r min pn 汽車的最高車速 km h maxv 變速器最高擋傳動(dòng)比 通常為 1 ghi 已知輪胎類型與規(guī)格 225 55 R17 故 mr3965 0 25174 查資料得 最大功率時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為 暫取rpnp 20 rpmnp510 汽車最高車速為 hKva 215mx 10 變速器最高檔傳動(dòng)比為 85 0 ghi 代入公式 3 1 得 573 8 0215396 7 37 0max ghpriVni 故取 5 0i 3 2 2 齒輪計(jì)算載荷的確定 由于汽車行駛時(shí)傳動(dòng)系載荷的不穩(wěn)定性 因此要準(zhǔn)確地算出主減速器齒輪的計(jì) 算載荷是比較困難的 通常是將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低擋傳動(dòng)比時(shí)和驅(qū)動(dòng) 車輪在良好路面上開始滑轉(zhuǎn)時(shí)這兩種情況下作用在主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩 的較小者 作為載貨汽車和越野汽車在強(qiáng)度計(jì)算中用以驗(yàn)算主減速器從動(dòng) jjeT 齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷 即 3 2 n KiTTLej 0max 3 3 LB rjiGT 2 式中 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 N m maxe 由發(fā)動(dòng)機(jī)至所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪之間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比 TLi 傳動(dòng)系上述傳動(dòng)部分的傳動(dòng)效率 取 9 0 T 由于 猛接合 離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時(shí)的超載系數(shù) 對(duì)于一般載貨汽車 0K 礦用汽車和越野汽車以及液力傳動(dòng)及自動(dòng)變速器的各類汽車取 當(dāng)性能系數(shù)10 K 時(shí) 可取 或由實(shí)驗(yàn)決定 pf20 n 該汽車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目 汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷 對(duì)于驅(qū)動(dòng)橋來(lái)說(shuō) 應(yīng)考2G 慮到汽車最大加速時(shí)的負(fù)荷增大量 N 輪胎對(duì)地面的附著系數(shù) 對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車 取 85 0 對(duì)于越野汽車 取 對(duì)于安裝專門的防滑寬輪胎的高級(jí)轎車 計(jì)算時(shí)可取0 1 11 25 1 車輪的滾動(dòng)半徑 m r 分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)橋之間的傳動(dòng)效率和傳LBi 動(dòng)比 例如輪邊減速等 已知 mNTe 175ax 49 1383 Li9 0T 由后面式 3 5 計(jì)算得 故 0 pf20 K 由于該轎車只有一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋則 1n 由后面計(jì)算得 汽車滿載有總重量為 NGa17248 96 查參考文獻(xiàn) 1 汽車軸荷分配中乘用車發(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)滿載時(shí)前軸分配為 本設(shè)計(jì)中取 58 60 47 0358 1724 由于該轎車是安裝一般輪胎的公路用汽車 則 5 由上面計(jì)算可得 m3965 0r 由經(jīng)驗(yàn)得 LB 由于該轎車無(wú)輪邊減速器 則 1 LBi 將上述參數(shù)值代入公式 3 2 3 3 中計(jì)算得 mNnKiTTLej 19425 049 31750max irGLBj 686 82 汽車的類型很多 行駛工況又非常復(fù)雜 轎車一般在高速輕載條件下工作 而 礦用汽車和越野汽車則在高負(fù)荷低車速條件下工作 沒(méi)有簡(jiǎn)單的公式可算出汽車的 正常持續(xù)使用轉(zhuǎn)矩 但對(duì)于公路車輛來(lái)說(shuō) 使用條件較非公路車輛穩(wěn)定 其正常持 續(xù)轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂平均比牽引力的值來(lái)確定 即主減速器從動(dòng)齒輪的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩 12 為mT N m 3 4 pHRLBrTaj ffniG 式中 汽車滿載總重量 N a 所牽引的掛車的滿載總重量 N 但僅用于牽引車的計(jì)算 r 車輪的滾動(dòng)半徑 m r 道路滾動(dòng)阻力系數(shù) 計(jì)算時(shí)對(duì)于轎車可取 0 010 0 015 對(duì)于載貨汽Rf Rf 車可取 0 015 0 020 對(duì)城越野汽車可取 0 020 0 035 汽車正常使用時(shí)的平均爬坡能力系數(shù) 通常對(duì)轎車取 0 08 對(duì)載貨汽車Hf 和城市公共汽車取 0 05 0 09 對(duì)長(zhǎng)途公共汽車取 0 06 0 10 對(duì)越野汽車取 0 09 0 30 汽車或汽車列車的性能系數(shù) pf 3 5 max 195 06eTp Gf 當(dāng) 時(shí) 取 ax eT0 pf 和等見(jiàn)式 3 2 和式 3 3 下的說(shuō)明 LBi nmae 由參考文獻(xiàn) 1 得查得汽車總質(zhì)量 的計(jì)算方法 a 乘用車的總質(zhì)量 是指裝備齊全 并按規(guī)定裝滿客 貨時(shí)的整車質(zhì)量 a 乘用車的總質(zhì)量 由整備質(zhì)量 乘員和駕駛員質(zhì)量以及乘員的行李質(zhì)量三0 部分組成 其中 乘員和駕駛員每人質(zhì)量按每人質(zhì)量按 65kg 計(jì) 于是 nma 650 該式中 n 為包括駕駛員在內(nèi)的載客數(shù) a 為行李系數(shù) 可按參考文獻(xiàn) 1 表 1 5 提供的數(shù)據(jù)取用 已知 NGa17248 960 13 由于是轎車 所以 0 rG 由上得 3965 r 轎車選用 取 1 Rf 0125 Rf 汽車正常使用時(shí)的平均爬坡能力系數(shù) 通常對(duì)轎車取 08 Hf 經(jīng)計(jì)算 則取 162 9 195 0max eTG0 pf 把各參數(shù)代入式 3 4 中得到 m 4756 08 0125 96 013 748 NffnirTpHRLBTajm 3 3 齒輪的設(shè)計(jì)與校核 3 3 1 主 從動(dòng)齒輪齒數(shù)的選擇 為了嚙合平穩(wěn) 噪音小和具有高的疲勞強(qiáng)度 大小齒輪的齒數(shù)和不少于 40 在轎 車主減速器中 小齒輪齒數(shù)不小于 9 查閱資料 經(jīng)方案論證 主減速器的傳動(dòng)比為 3 573 則 初步選定齒輪 取1 Z16 3257 12 Zi 32 Z 3 3 2 斜齒輪材料選擇 由于齒輪轉(zhuǎn)速比較高 選用硬齒面 先按輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 再較核齒面接觸強(qiáng)度 其設(shè)計(jì)步驟如下 先選擇齒輪材料 確定許用應(yīng)力 均選用 20CrMnTi 鋼滲碳淬火 硬度 56 62HRC 由參考文獻(xiàn) 4 圖 5 32C 查得彎曲疲勞極限應(yīng)力 MPaFlin430 由參考文獻(xiàn) 4 圖 5 33C 查得接觸疲勞極限應(yīng)力 Hli15 3 3 3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式參考文獻(xiàn) 4 中式 5 45b 知 14 3 6 3214 FPdSnZYKTm 1 確定輪齒的許用彎曲應(yīng)力 FP 按參考文獻(xiàn) 4 5 26 計(jì)算 兩齒輪的許用彎曲應(yīng)力 分別按下式確定1FP 2Ma 3 7 NFSTPYminl 式中 試驗(yàn)齒輪齒根的彎曲疲勞極限 查參考文獻(xiàn) 4 圖 5 32 li 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 本書采用國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)給定的 值計(jì)算時(shí) STY limF 2 彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) 一般取 當(dāng)考慮齒輪工作在有限N 1 NY 壽 命時(shí) 彎曲疲勞許用應(yīng)力可以提高的系數(shù) 查參考文獻(xiàn) 4 圖 5 34 彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù) 一般傳動(dòng)取 1 3 1 5 重要傳動(dòng)取minFS minFS 1 6 3 0 i 由上得 MPaFlin430 取 2STY1N8 minFS 把各參數(shù)代入式 3 7 中得 MPaSNFTP 7 48 1230minl 2 計(jì)算小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩 N m9 573 4561T 3 選取載荷系數(shù) K 因?yàn)槭切饼X輪傳動(dòng) 且加工精度為了 7 級(jí) 故 K 可選小些 取 K 1 4 5 齒寬系數(shù) 的選擇 d 15 選大值時(shí) 可減小直徑 從而減小傳動(dòng)的中心距 并在一定程度上減輕包括d 箱體在內(nèi)的整個(gè)傳動(dòng)裝置的重量 但是卻增大了齒寬和軸向尺寸 增加了載荷分布 的不均勻性 的推薦值為 d 當(dāng)為軟齒面時(shí) 齒輪相對(duì)于軸承對(duì)稱布置時(shí) 0 8 1 4 d 非對(duì)稱布置時(shí) 0 6 1 2 d 懸臂布置或開式傳動(dòng)時(shí) 0 3 0 4 d 當(dāng)為硬齒面時(shí) 上述 值相應(yīng)減小 50 取 0 5 并取 d 16 6 確定復(fù)合系數(shù) 因兩輪所選材料及熱處理相同 則 相同 故設(shè)計(jì)時(shí)按小齒輪的復(fù)合齒形系FP 數(shù) 代入即可 而1FSY986 1cos9s33 ZV 由參考文獻(xiàn) 4 圖 5 38 查得 4 18FSY 將上述參數(shù)代入式 3 6 得 mZKTmFPdSn 59 478 95 014124 123231 按參考文獻(xiàn) 4 表 5 1 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 取 mmn 則中心距 mZman 6 10cos2 39 5cos 1 7 計(jì)算其它幾何尺寸如下表 表 3 1 主 從動(dòng)圓柱斜齒輪參數(shù) 參 數(shù) 符 號(hào) 主動(dòng)斜齒圓柱 齒輪 從動(dòng)斜齒圓柱 齒輪 齒數(shù) Z1 Z2 9 32 16 螺旋角 16 法面模數(shù) nm5 端面模數(shù) cost 5 2 法面壓力角 n 20 端面壓力角 cstasrt 20 74 分度圓直徑 ontzmd 46 8 166 4 基圓直徑 tb cs43 77 155 62 齒頂高 ha h2 1 0 1 n5 5 5 5 齒根高 hf1 hf2 1 0 25 0 1 nm 5 75 5 75 齒頂圓直徑 aah2d 57 8 177 4 齒根圓直徑 ff 35 3 154 9 當(dāng)量齒數(shù) 3vcosz10 13 36 03 3 3 4 校核齒面的接觸強(qiáng)度 由參考文獻(xiàn) 4 式 5 47 可知 3 8 ubd KTZEH11092 為彈性系數(shù) 當(dāng)齒輪都為鋼制 E MPaZE8 19 代入公式 3 8 得 MPaubdKTZEH 2347 89057 318 463 8109109 221 齒面許用接觸應(yīng)力 按參考文獻(xiàn) 4 式 5 27 計(jì)算 因?yàn)橹鳒p速器為較重要HP 傳動(dòng) 取最小安全系數(shù) 則4 min S1NZ w 17 MPaZSwNHP 1074 15minl 因?yàn)?故接觸疲勞強(qiáng)度也足夠 P 3 4 軸承的選擇與校核 3 4 1 軸承的載荷計(jì)算 當(dāng)斜齒圓柱齒輪齒面上所受的圓周力 軸向力和徑向力計(jì)算確定后 根據(jù)主減 速器齒輪軸承的布置尺寸 即可求出軸承所受的載荷 圖 3 5 為單級(jí)主減速器的跨 置式支承的尺寸布置圖 圖 3 5 單級(jí)主減速器軸承布置尺寸 圖 3 5 中各參數(shù)尺寸 a 46mm b 22mm c 90 5mm d 60 5mm 由主動(dòng)斜齒圓柱齒輪齒面受力簡(jiǎn)圖 圖 3 6 所示 得出各軸承所受的徑向力與 軸向力 18 圖 3 6 主動(dòng)斜齒圓柱齒輪齒面受力簡(jiǎn)圖 軸承 A 徑向力 Fr 3 14 22azm1rzFD b F a 軸向力 Fa Faz 3 15 將各參數(shù)代入式 3 14 與 3 15 有 Fr 3997N Fa 2752N 軸承 B 徑向力 Fr 3 16 22azm1rzFD b F ab 軸向力 Fa 0 3 17 將各參數(shù)代入式 3 16 與 3 17 有 Fr 1493N Fa 0N 軸承 C 徑向力 Fr 3 18 22azmrFDdF c c 軸向力 Fa Faz 3 19 將各參數(shù)代入式 3 18 與 3 19 有 Fr 2283N Fa 2752N 軸承 D 徑向力 19 Fr 3 20 22azm1rFDc cd d 軸向力 Fa 0 3 21 將各參數(shù)代入式 3 20 與 3 21 有 Fr 1745N Fa 0N 3 4 2 軸承型號(hào)的確定 軸承 A 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 P 0 69 arF275 39 查閱文獻(xiàn) 2 斜齒圓柱齒輪圓錐滾子軸承 e 值為 0 36 故 e 由此得 X 0 4 Y 1 7 另外查得載荷系數(shù) fp 1 2 arF P fp XFr YFa 3 24 將各參數(shù)代入式 3 24 中 有 P 7533N 軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)負(fù)荷 C r C r 3 25 10h36tnLPf 式中 ft 溫度系數(shù) 查文獻(xiàn) 4 得 ft 1 滾子軸承的壽命系數(shù) 查文獻(xiàn) 4 得 10 3 n 軸承轉(zhuǎn)速 r min L h 軸承的預(yù)期壽命 5000h 將各參數(shù)代入式 3 25 中 有 C r 24061N 初選軸承型號(hào) 查文獻(xiàn) 3 初步選擇 Cr 24330N C r 的圓錐滾子軸承 7206E 驗(yàn)算 7206E 圓錐滾子軸承的壽命 20 Lh 3 26 trfC167nP 將各參數(shù)代入式 3 24 中 有 Lh 4151h 5000h 所選擇 7206E 圓錐滾子軸承的壽命低于預(yù)期壽命 故選 7207E 軸承 經(jīng)檢驗(yàn)?zāi)軡M 足 軸承 B 軸承 C 軸承 D 軸承 E 強(qiáng)度都可按此方法得出 其強(qiáng)度均能夠滿足 要求 第 4 章 差速器的設(shè)計(jì) 4 1 差速器結(jié)構(gòu)形式選擇 汽車上廣泛采用的差速器為對(duì)稱錐齒輪式差速器 具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 質(zhì)量較小等 優(yōu)點(diǎn) 應(yīng)用廣泛 它可分為普通錐齒輪式差速器 摩擦片式差速器和強(qiáng)制鎖止式差 速器 普通齒輪式差速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)為齒輪式 齒輪差速器要圓錐齒輪式和圓柱齒輪 式兩種 強(qiáng)制鎖止式差速器就是在對(duì)稱式錐齒輪差速器上設(shè)置差速鎖 當(dāng)一側(cè)驅(qū)動(dòng)輪滑 轉(zhuǎn)時(shí) 可利用差速鎖使差速器不起差速作用 差速鎖在軍用汽車上應(yīng)用較廣 查閱文獻(xiàn) 5 經(jīng)方案論證 差速器結(jié)構(gòu)形式選擇對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器 普通的對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左 右殼 2 個(gè)半軸齒輪 4 個(gè)行星 齒輪 少數(shù)汽車采用 3 個(gè)行星齒輪 小型 微型汽車多采用 2 個(gè)行星齒輪 行星齒 輪軸 不少裝 4 個(gè)行星齒輪的差逮器采用十字軸結(jié)構(gòu) 半軸齒輪及行星齒輪墊片等 組成 由于其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(diǎn) 最廣泛地用在轎車 客車和各種公路用載貨汽車上 有些越野汽車也采用了這種結(jié) 構(gòu) 但用到越野汽車上需要采取防滑措施 例如加進(jìn)摩擦元件以增大其內(nèi)摩擦 提 21 高其鎖緊系數(shù) 或加裝可操縱的 能強(qiáng)制鎖住差速器的裝置 差速鎖等 4 2 差速器齒輪設(shè)計(jì) a 行星齒輪數(shù) n 該車為小型轎車 但為確保差速器穩(wěn)定性 行星輪數(shù)應(yīng)該為 4 b 行星齒輪球面半徑 BR 行星齒輪球面半徑 RS 反映了差速器錐齒輪節(jié)錐矩的大小和承載能力 4 1 BRCTK 3 式中 行星齒輪球面半徑系數(shù) KS 2 52 2 92 對(duì)于有兩個(gè)行星齒輪的轎車取B 最大值 差速器計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Nm 取式 3 2 和 3 3 中較小值 1576 34NmCT 將各參數(shù)代入式 4 1 有 34mmBR c 行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù) z1 和 z2 為了使輪齒有較高的強(qiáng)度 z1 一般不少于 10 半軸齒輪齒數(shù) z2 在 14 25 選用 大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比 在 1 5 2 0 的范圍內(nèi) 且半軸齒輪齒 21z 數(shù)和必須能被行星齒輪齒數(shù)整除 查閱資料 經(jīng)方案論證 初定半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比 2 半軸齒輪齒 21z 數(shù) z2 24 行星齒輪的齒數(shù) z1 12 d 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角 1 2 直齒錐齒輪節(jié)錐距半徑 A0 及模數(shù) m 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角 1 2 分別為 1 4 2 12zarctn 2 4 3 1 rtz 22 將各參數(shù)分別代入式 4 2 與式 4 3 有 1 26 56 2 63 44 直齒錐齒輪節(jié)錐距半徑 A0 為 A0 0 98 0 99 RB 33 32 33 66 錐齒輪大端模數(shù) m 為 m 4 4 012Asin z 將各參數(shù)代入式 4 4 有 m 2 52 2 55 查閱文獻(xiàn) 3 取模數(shù) m 3 e 半軸齒輪與行星齒輪齒形參數(shù) 按照文獻(xiàn) 3 中的設(shè)計(jì)計(jì)算方法進(jìn)行設(shè)計(jì)和計(jì)算 結(jié)果見(jiàn)表 4 1 壓力角 汽車差速齒輪大都采用壓力角 22 30 齒高系數(shù)為 0 8 的齒形 表 4 1 半軸齒輪與行星齒輪參數(shù) 序號(hào) 名稱 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果 1 行星齒輪齒數(shù) 1z 10 應(yīng)盡量取最小值 1z 12 2 半軸齒輪齒數(shù) 2 14 25 且需滿足式 1 4 2 24 3 模數(shù) mm 3mm 4 齒面寬 b 0 25 0 30 A 0 b 10m 10mm 5 工作齒高 hg6 1 gh 4 8mm 6 全齒高 578 5 415 7 壓力角 22 5 8 軸交角 90 9 節(jié)圓直徑 1mzd 2zd1 36 d2 72 10 節(jié)錐角 21arctn 190 1 26 56 1 63 44 11 節(jié)錐距 210sii dA 0A 40mm 23 12 周節(jié) t 3 1416mt 9 425mm 13 齒頂高 21agah z 2137 04 1ah 3 23mm2 1 57mm 14 齒根高 1f 1 788m ah 2f 1 788 2 1fh 2 13mm 2f 3 79mm 15 徑向間隙 c h g 0 188 0 051 c 0 615mm 16 齒根角 1 01artnAf 022arctnhf 1 3 05 2 5 41 17 面錐角 21 o 2 1o 31 97 2 66 49 18 根錐角 11 R 2 R1R 23 51 2R 58 03 19 外圓直徑 1cos2aohd 20 do1 41 78 do1 73 4 4 3 齒輪強(qiáng)度計(jì)算 4 3 1 齒輪材料選擇 差速器齒輪和主減速器齒輪一樣 基本上都是用滲碳合金鋼制造 目前用于制 造差速器錐齒輪的材料為 20CrMoTi 22CrMnMo 和 20CrMo 等 由于差速器齒輪輪 齒要求的精度較低 所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應(yīng)用 初選差速器齒輪材料 為 20CrMoTi 4 3 2 校核計(jì)算 差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制 而且承受的載荷較大 它不像主減速器齒輪那 樣經(jīng)常處于嚙合傳動(dòng)狀態(tài) 只有當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或左 右輪行使不同的路程時(shí) 或一側(cè) 車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時(shí) 差速器齒輪才能有嚙合傳動(dòng)的相對(duì)運(yùn)動(dòng) 因此 對(duì)于差速器齒 輪主要應(yīng)進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算 輪齒彎曲應(yīng)力 w MPa 為 24 MPa 4 6 JmFzK Tvsow2310 式中 T 差速器一個(gè)行星齒輪給予一個(gè)半周齒輪的轉(zhuǎn)矩 Nm 其計(jì)算公式為 T n j6 0 計(jì)算轉(zhuǎn)矩 取 1576 34Nm j 半軸齒輪數(shù)目 24 2z n 行星齒輪數(shù) 4 J 綜合系數(shù) 取 0 223 F 計(jì)算齒輪的齒面寬 mm 10mm m 端面模數(shù) 3mm ks km kv 按照主減速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算的有關(guān)轉(zhuǎn)矩選取 分別為 0 648 1 1 將各參數(shù)代入式 4 6 中 有 w 334MPa 因?yàn)?差速器齒輪的 w w 980MPa 所以齒輪彎曲強(qiáng)度滿足要求 4 4 行星齒輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 4 4 1 行星齒輪軸的分類及選用 行星齒輪的種類有很多 而差速器齒輪軸的種類也很多 最常見(jiàn)的是一字軸和 十字軸 在小型汽車上由于轉(zhuǎn)矩不大 所以要用一字軸 而載貨的大質(zhì)量的汽車傳 遞的轉(zhuǎn)矩較大 為了軸的使用壽命以及提高軸的承載能力 常用十字軸 由四個(gè)軸 軸頸來(lái)分配轉(zhuǎn)矩 可以有效的提高軸的使用壽命 此次設(shè)計(jì)選用十字軸 4 4 2 行星齒輪軸的尺寸設(shè)計(jì) 行星齒輪軸用直徑 d mm 為 d 4 5 dCnr 1 0T3 式中 T0 差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩 Nm 1576 34Nm 25 n 行星齒輪數(shù) 4 rd 行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x 20mm c 支承面許用擠壓應(yīng)力 取 69 MPa 將各參數(shù)代入式 4 5 中 有 d 16mm 4 4 3 行星齒輪軸的材料 軸的選擇要滿足強(qiáng)度 熱平衡 軸伸部位承受徑向載荷等條件 軸的常用材料主要有碳素鋼和合金鋼 碳素鋼價(jià)廉 對(duì)應(yīng)力集中敏感性比合金 鋼低 應(yīng)用較為廣泛 對(duì)重要或者承受較大的軸 宜選用 35 40 45 和 50 等優(yōu)質(zhì) 碳素鋼 其中以 45 鋼最常用 所以此次選用的軸的材料為 45 鋼 第 5 章 傳動(dòng)半軸的設(shè)計(jì) 5 1 半軸的型式選擇 半軸的型式主要取決于半軸的支承型式 普通非斷開式驅(qū)動(dòng)橋的半軸 根據(jù)其 外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮式 3 4 浮式和全浮式 半浮式半軸以 其靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內(nèi)孔中的軸承上 而端部則以具有圓錐 面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定 或以凸緣直接與車輪輪盤及制動(dòng)鼓相聯(lián)接 因此 半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外 還要承受車輪傳來(lái)的彎矩 由此可見(jiàn) 半浮式半軸所承 受的載荷較復(fù)雜 但它具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 質(zhì)量小 尺寸緊湊 造價(jià)低廉等優(yōu)點(diǎn) 故被 質(zhì)量較小 使用條件較好 承載負(fù)荷也不大的轎車和微型客 貨汽車所采用 基于上述特點(diǎn) 本次設(shè)計(jì)的乘用車轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋選用半浮式半軸的結(jié)構(gòu) 26 5 2 半軸的設(shè)計(jì)與校核 5 2 1 半軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 半軸的主要尺寸是它的直徑 設(shè)計(jì)與計(jì)算時(shí)首先應(yīng)合理地確定其計(jì)算載荷 該乘用車驅(qū)動(dòng)型式為 查參考文獻(xiàn) 3 表 5 1 可得 24 半軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 01maxiTge 5 1 式中 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù) 對(duì)于圓錐行星齒輪差速器可取 6 0 變速器 I 擋傳動(dòng)比 1gi 主減速比 0 N m37 145 378 16 01max iTge 由參考文獻(xiàn) 3 式 5 16 得 5 2 3 d 取許用應(yīng)力 MPa50 代入計(jì)算得 mTd 59 23014596 37163 出于對(duì)安全系數(shù)以及半軸強(qiáng)度的較核的考慮 取 d 25mm 5 2 2 半軸的強(qiáng)度較核 1 縱向力 2XF最大和側(cè)向力 2YF為 0 此時(shí)垂向力 縱向力最大值 計(jì)算時(shí) 可 GmZ 2 2 GmFZX 2m 取 1 2 取為 0 8 半軸彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 為 27 5 3 3 2dFaZX 5 4 3 216r 式 5 3 5 4 中 a 為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離 合成應(yīng)力為 5 5 24 n 計(jì)算得 NGmFZ 2 64 107 2 2 X 36 51 80 2 MPadFaZX53 7433 r0 18632 Pan375 42 2 側(cè)向力 最大和縱向力 0 此時(shí)意味著汽車發(fā)生側(cè)滑 YF2XF 外輪上的垂直反力 和內(nèi)輪上的垂直反力 分別為 iZ2 iZ2 5 6 5 0 122 BhGgoZ 5 7 2ZiF 式中 為汽車質(zhì)心高度 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)取為 0 35 gh 為輪距 查資料得 2BmB52 12 為側(cè)滑附著系數(shù) 計(jì)算時(shí) 可取為 1 0 1 外輪上的側(cè)向力 和內(nèi)輪上的側(cè)向力 分別為oYF2 iYF2 5 8 12oZYF 28 5 9 12 iZiYF 內(nèi)外車輪上的總側(cè)向力 為 2YF1 G 這樣 外輪半軸的彎曲應(yīng)力為 和內(nèi)輪半軸的彎曲應(yīng)力 分別為 o i 5 10 3 22 daroZoYo 5 11 3 22 FiZriYi 計(jì)算得 NBhGFgoZ 30 85 5 0 122 Zi 697 42 oY30851 NFiZi 2 MPadaroZoYo 1506 49 332 F iZriYi 7 232 3 汽車通過(guò)不平路面 垂向力 最大 縱向力 0 側(cè)向力 02ZF2XF2YF 此時(shí)垂直力最大值 為2Z 5 12 22 1kGFZ 式中 k 為運(yùn)載系數(shù) 乘用車 k 1 75 貨車 k 2 0 越野車 k 2 5 半軸彎曲應(yīng)力 為 5 13 3 23216dakGFZ 由于乘用車 K 1 75 29 MPadakGFZ5236 14863232 綜上述計(jì)算得 均未超過(guò)半軸的許用應(yīng)力 550MPa 故半軸強(qiáng)度校核滿足要求 5 3 半軸的結(jié)構(gòu) 材料及熱處理 在半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中 為了使花鍵的內(nèi)徑不致過(guò)多地小于其桿部直徑 常常將 半軸加工花鍵的端部設(shè)計(jì)得粗一些 并適當(dāng)?shù)販p小花鍵的深度 因此花鍵齒數(shù)發(fā)布 相應(yīng)增多 一般為 10 齒 轎車半軸 至 18 齒 載貨汽車半軸 半軸的破壞形式多 為扭轉(zhuǎn)疲勞破壞 因此在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量增大各過(guò)渡部分的圓角半徑以減小應(yīng)力 集中 半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造 如 40Cr 40CrMnMo 40CrMnSi 40CrMoA 35CrMnSi 35CrMnTi 等 40MnB 是我 國(guó)研制出的新鋼種 作為半軸材料效果很好 半軸的熱處理過(guò)去都采用調(diào)質(zhì)處理的 方法 調(diào)質(zhì)后要求桿部硬度為 HB388 444 突緣部分可低至 HB248 近年來(lái)采用高 頻 中頻感應(yīng)淬火的工藝日益增多 這種處理方法使半軸表面淬火硬度達(dá) HRC52 63 硬化層深約為其半徑的 1 3 心部硬度可定為 HRC30 35 不淬火區(qū) 突緣等 的硬度可定在 HB248 277 范圍內(nèi) 由于硬化層本身的強(qiáng)度較高 加之在半軸表面形 成大的殘余壓應(yīng)力 以及采用噴丸處理 滾壓半軸突緣根部過(guò)渡圓角等工藝 使半 軸的靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度大為提高 尤其是疲勞強(qiáng)度提高得十分顯著 由于這些先進(jìn) 工藝的采用 不用合金鋼而采用中碳 40 號(hào) 45 號(hào) 鋼的半軸也日益增多 第 6 章 萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì) 6 1 萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)選擇 對(duì)于轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋 在其驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置中必須采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng) 以便使轉(zhuǎn) 向車輪能夠轉(zhuǎn)向 在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋上 常常在通往左右轉(zhuǎn)向車輪的傳動(dòng)裝置中和靠近 車輪處 各安裝一個(gè)等速萬(wàn)向節(jié) 固定型球籠式萬(wàn)向節(jié) RF 節(jié)圖 6 1 和伸縮型球 籠式萬(wàn)向節(jié) VL 節(jié)圖 6 2 廣泛應(yīng)用于采用獨(dú)立懸架的轎車轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋 如紅旗 30 桑塔納 捷達(dá) 寶來(lái) 奧迪等轎車的前橋 其中 RF 節(jié)用于靠近車輪處 VL 節(jié)用于 靠近驅(qū)動(dòng)橋處 如圖 6 3 因此在本設(shè)計(jì)中也采用這兩種萬(wàn)向節(jié) 圖 6 1 固定型球籠式萬(wàn)向節(jié) 圖 6 2 伸縮型球籠式萬(wàn)向節(jié) 圖 6 3 RF 節(jié)與 VL 節(jié)在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋中的布置 31 6 2 萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)于 Birfield 型球籠式萬(wàn)向節(jié) 以與星形套連接軸的直徑 d 作為萬(wàn)向節(jié)的基本s 尺寸 即 d 5 1 s 312 87FST 式中 T 為萬(wàn)向節(jié)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 為 7083 34N m 1 S 為使用因素 對(duì)于無(wú)振動(dòng)的理想傳動(dòng)取 1 0F 球的連接軸的直徑 d 43 30 參照 汽車設(shè)計(jì) 這里取 44 5 其他尺寸差表 6 1s 表 6 1 Birfield 型球籠式萬(wàn)向節(jié)的系列數(shù)據(jù) 單位 軸頸直徑 鋼球直徑 星形套最 大直徑 星形套最 小直徑 星形套槽 距 星形套花 鍵齒數(shù) 球形殼外 徑 44 5 33 338 53 34 47 79 9 18 18 160 6 3 萬(wàn)向節(jié)的材料及熱處理 在傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí) 鋼球與滾道間產(chǎn)生較大的接觸應(yīng)力 因此對(duì)材料要求較高 球 形殼和星形套采用 15NiMo 低碳合金鋼制造 并經(jīng)滲碳 淬火 回火處理 鋼球則 選用軸承用鋼球 材料為 15Cr 總 結(jié) 本課題設(shè)計(jì)的乘用車轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋 采用斷開式驅(qū)動(dòng)橋 該結(jié)構(gòu)廣泛用在各種乘 用車上 設(shè)計(jì)介紹了轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋驅(qū)動(dòng)的結(jié)構(gòu)形式和工作原理 計(jì)算了差速器 主減速器 半軸以及萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)尺寸 進(jìn)行了強(qiáng)度校核 并繪制了有關(guān)零件圖和裝配圖 本轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)合理 符合實(shí)際應(yīng)用 具有很好的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性 總 32 成及零部件的設(shè)計(jì)能盡量滿足零件的標(biāo)準(zhǔn)化 部件的通用化和產(chǎn)品的系列化及汽車 變型的要求 修理 保養(yǎng)方便 機(jī)件工藝性好 制造容易 但此設(shè)計(jì)過(guò)程仍有許多不足 在設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)尺寸時(shí) 有些設(shè)計(jì)參數(shù)是按照以往經(jīng) 驗(yàn)值得出 這樣就帶來(lái)了一定的誤差 另外 在一些小的方面 由于時(shí)間問(wèn)題 做 得還不夠仔細(xì) 懇請(qǐng)各位老師同學(xué)給予批評(píng)指正 參考文獻(xiàn) 1 王望予 汽車設(shè)計(jì) M 第 4 版 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2004 2 濮良貴 紀(jì)名剛 機(jī)械設(shè)計(jì) M 第 8 版 北京 高等教育出版社 2006 5 3 陳家瑞 汽車構(gòu)造 M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2003 4 余志生 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摯的感謝 首先 向本設(shè)計(jì)的指導(dǎo)老師表示最誠(chéng)摯的謝意 在自己緊張的工作中 仍然盡 34 量抽出時(shí)間對(duì)我們進(jìn)行指導(dǎo) 時(shí)刻關(guān)心我們的進(jìn)展?fàn)顩r 督促我們抓緊學(xué)習(xí) 老師 給予的幫助貫穿于設(shè)計(jì)的全過(guò)程 從借閱參考資料到現(xiàn)場(chǎng)的實(shí)際操作 他都給予了 指導(dǎo) 不僅使我學(xué)會(huì)書本中的知識(shí) 更學(xué)會(huì)了學(xué)習(xí)操作方法 也懂得了如何把握設(shè) 計(jì)重點(diǎn) 如何合理安排時(shí)間和論文的編寫 同時(shí)在畢業(yè)設(shè)計(jì)過(guò)程中 她和我們?cè)谝?起共同解決了設(shè)計(jì)中出現(xiàn)的各種問(wèn)題 其次 要向給予此次畢業(yè)設(shè)計(jì)幫助的老師們 以及同學(xué)們以誠(chéng)摯的謝意 在整 個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程中 他們也給我很多幫助和無(wú)私的關(guān)懷 更重要的是為我們提供不少技 術(shù)方面的資料 在此感謝他們 沒(méi)有這些資料就不是一個(gè)完整的論文 另外 也向給予我?guī)椭乃型瑢W(xué)表示感謝 總之 本次的設(shè)計(jì)是老師和同學(xué)共同完成的結(jié)果 在設(shè)計(jì)的一個(gè)月里 我們合 作的非常愉快 教會(huì)了大我許多道理 是我人生的一筆財(cái)富 我再次向給予我?guī)椭?的老師和同學(xué)表示感謝