購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應(yīng)的 紙 14951605 或 1304139763 本科學生畢業(yè)設(shè)計 輕型 貨車驅(qū)動橋 設(shè)計 系部名稱 ： 汽車工程系 專業(yè)班級 ： 車輛工程 學生姓名 ： 王建勛 指導教師 ： 王永梅 職 稱 ： 講 師 黑 龍 江 工 程 學 院 二 九 年六月 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應(yīng)的 紙 14951605 或 1304139763 s 009龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 I 摘 要 輕型汽車在商用汽車生產(chǎn)中占有很大的比重，而且驅(qū)動橋在整車中十分重要 。 驅(qū)動橋作為汽車四 大總成之一，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于載貨汽車顯得尤為重要。 為 滿足目前 當前 載貨汽車的快速、高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個高效、可靠的驅(qū)動橋 。 設(shè)計出結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、造價低廉的驅(qū)動橋，能大大降低整車生產(chǎn)的總成本，推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展，并且 通過對汽車驅(qū)動橋的學習和設(shè)計實踐，可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車設(shè)計與機械設(shè)計的全面知識和技能， 所以本題設(shè)計一款結(jié)構(gòu)優(yōu)良的 輕型貨車驅(qū)動橋 具有一定的實際意義。 本文首先確定主要部件的結(jié)構(gòu)型式和主要設(shè)計參數(shù) ，在分析驅(qū)動橋各部分結(jié)構(gòu) 形式、發(fā)展過程 及其以往形式的優(yōu)缺 點的基礎(chǔ)上，確定了總體設(shè)計方案 ， 采用 傳統(tǒng)設(shè)計方法對驅(qū)動橋各部件主減速器、差速器 、 半軸、橋殼進行設(shè)計計算并完成校核 。 最后運用 成裝配圖和主要零件圖的繪制。 關(guān)鍵詞 ： 輕型貨車 ； 驅(qū)動橋 ； 單級 主減速器 ； 差速器 ； 半軸 ； 橋殼黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 a is of is of on of is a of of of of to of a so of of of a a In of of of of of of of on of of of to by 龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 i 目 錄 摘要 . I . 錯誤 !未定義書簽。 第 1 章 緒論 . 1 題的背景 目的及意義 . 1 內(nèi)外驅(qū)動橋研究狀況 . 1 計主要內(nèi)容 和 預期結(jié)果 . 3 第 2 章 驅(qū)動橋的總體方案確定 . 4 動橋的種類結(jié)構(gòu)和設(shè)計要求 . 4 車車橋的種類 . 4 動橋的種類 . 4 動橋結(jié)構(gòu)組成 . 4 動橋設(shè)計要求 . 5 計車型主要參數(shù) . 5 減速器結(jié)構(gòu)方案 的確定 . 6 減速比的計算 . 6 減速器的齒輪類型 . 6 減速器的減速形式 . 8 減速器主從動錐齒輪的支承形式 及安裝方法 . 9 速器結(jié)構(gòu)方案的確定 . 10 軸的形式確定 . 11 殼形式的確定 . 12 章小結(jié) . 13 第 3 章 主減速器設(shè)計 . 14 述 . 14 減速器齒輪參數(shù)的選擇與強度計算 . 14 減速器計算載荷的確定 . 14 減速器齒輪參數(shù)的選擇 . 15 減速器齒輪強度計算 . 18 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 主減速器軸承計算 . 24 減速器齒輪材料及熱處理 . 30 減速器的潤滑 . 30 章小結(jié) . 31 第 4 章 差速器設(shè)計 . 32 述 . 32 稱式圓錐行星齒輪差速器原理 . 32 稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) . 33 稱圓錐行星錐齒輪差速器的設(shè)計 . 34 速器齒輪的基本參數(shù)選擇 . 34 速器齒輪的幾何尺寸計算 . 36 速器齒輪的 強度 計算 . 37 速器齒輪的材料 . 39 章小結(jié) . 39 第 5 章 半軸設(shè)計 . 40 述 . 40 軸的設(shè)計與計算 . 40 浮式半軸的計算載荷的確定 . 40 軸桿部直徑的初選 . 42 浮式半軸強度計算 . 42 浮式半軸花鍵強度計算 . 42 軸材料與熱處理 . 44 章小結(jié) . 44 第 6 章 驅(qū)動橋橋殼的設(shè)計 . 45 述 . 45 殼的受力分析及強度計算 . 45 殼的靜彎曲應(yīng)力計算 . 45 不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度 . 47 車以最大牽引力行駛時的橋殼的強度計算 . 47 車緊急制動時的橋殼強度計算 . 49 車受最大側(cè)向力時橋殼 強度計算 . 50 章小結(jié) . 54 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論 . 55 參考文獻 . 56 致謝 . 57 附錄 A . 58 附錄 B 64 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 1 第 1 章 緒 論 題背景目的及意義 在我國輕型貨車占有較大市場，據(jù)中國汽車工業(yè)協(xié)會統(tǒng)計，截至 2007 年底，國內(nèi)輕型貨車（ 16 時，取 0。 )()(= )0 00 =1612.4 減速器齒輪參數(shù)的選擇 1、 主、從動 齒數(shù)的選擇 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素：為了磨合均勻， 1z ， 2z 之間應(yīng)避免有公約數(shù) ； 為了得到理想的齒面重合度和高 的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應(yīng)不黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 16 小于 40； 為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車 1z 一般不小于 6； 主傳動比01z 盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。對于不同的主傳動比， 1z 和 2z 應(yīng)有適宜的搭配 。 主減速器的傳動比為 定主動齒輪齒數(shù) ，從動齒輪齒數(shù) 3。 2、 從動錐齒輪節(jié)圓直徑 2d 及端面模數(shù) 根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 （ 見式 式 取兩 式計算結(jié)果 中較小的一個 作為 計算依據(jù) ， 按經(jīng)驗公式選出： 32 2 （ 式中 ：2直徑系數(shù)，取23 16； 計算轉(zhuǎn)矩， ，取jT， 取。 計算得， 2d =取 2d =300 2d 選定后，可按式 22 / 算出從動齒輪大端模數(shù)，并用下式校核 3t T （ 式中：模數(shù)系數(shù)，取 計算轉(zhuǎn)矩， ，取 3 T= 3 7 5) = 12368足校核。 所以有： 1d =492d =301 3、 螺旋錐齒輪 齒面寬的選擇 通常推薦圓錐齒輪從動齒輪 的齒寬 F 為其節(jié)錐距0 。對于 汽車 工業(yè)， 主減速器螺旋錐 齒輪 面寬度推薦 采用 ： F=d =可初取 50 一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大 10%較為合適，在此取 1F =55 4、 螺旋錐齒輪螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與 錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應(yīng)使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 17 所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅(qū)動汽車前進。 5、 旋角 的選擇 螺旋角 是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的，齒面寬中點處為該齒輪的名義螺旋角。螺旋角應(yīng)足夠大以使 大傳動就越 干穩(wěn) ， 噪聲 就越 低。 在一般機械制造用的標準制中，螺旋角推薦用 35°。 6、 法向壓力角 a 的選擇 壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，一般對于 “格里森 ”制主減速器螺旋錐齒輪來說，載貨汽車可選用 20°壓力角 8。 7、主從動錐齒輪幾何計算 計算結(jié)果如表 減速 器 齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結(jié) 果 1 主動齒輪齒數(shù) 1z 7 2 從 動齒輪齒數(shù) 2z 43 3 模數(shù) m 7 4 齒面寬 F 1F =55F =50 工作齒高 全齒高 h = 法向壓力角 =20° 8 軸交角 =90° 9 節(jié)圓直徑 d =m z 1d 49d =3010 節(jié)錐角 1 12 =90°- 1 1 =2 =11 節(jié) 錐距 11d =22d 2 周節(jié) t=m t=3 齒頂高 21 2 1龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 18 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結(jié) 果 14 齒根高 15 徑向間隙 c= c=6 齒根角 01=2 =17 面錐角 211 a ； 122 a 1a=2a =18 根錐角 1f= 11 2f = 22 1f =2f =19 外 圓直徑 1111 c aa 2 221 10 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 11201 s 2102 d 22 1=2=1 理論弧齒厚 21 k2 1s =s =2 齒側(cè)間隙 B=3 螺旋角 =35° 旋錐齒輪 的強度計算 1、 損壞形式及壽命 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)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(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下： （ 1） 輪齒折斷 主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數(shù)從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應(yīng)力最大。 疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的彎曲應(yīng)力。如果最高應(yīng)力點的應(yīng)力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產(chǎn)生初始的裂紋。隨著黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 19 載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現(xiàn)裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。 過載折斷：由于設(shè)計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要 求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。 為了防止輪齒折斷，應(yīng)使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質(zhì)量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。 （ 2） 齒面的點蝕及剝落 齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的 70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。 點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結(jié)果。由于接觸區(qū)產(chǎn)生 很大的表面接觸應(yīng)力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現(xiàn)象就稱為點蝕。一般首先產(chǎn)生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應(yīng)力。在允許的范圍內(nèi)適當加大齒面寬也是一種辦法。 齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表 面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。 （ 3） 齒面膠合 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結(jié)在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。它多出現(xiàn)在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線 的垂直方向產(chǎn)生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤滑條件等。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 20 （ 4） 齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應(yīng)予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。 汽車驅(qū)動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表 現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為 20 萬千米或以上時，其循環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅(qū)動橋齒輪的許用彎曲應(yīng)力不超過 表 出了汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力數(shù)值。 表 車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力 ( N 計算載荷 主減速器齒輪的 許用彎曲應(yīng)力 主減速器齒輪的 許用接觸應(yīng)力 差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 700 2800 980 750 踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉(zhuǎn)矩）有關(guān)，而與汽車預期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩和最大附著轉(zhuǎn)矩并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應(yīng)力，不能作為疲勞損壞的依據(jù) 9。 2、 主減速器螺旋 錐齒 輪 的強度計算 （ 1） 單位齒長上的圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 式中 ： p 單位齒長上的圓周力， N/ P作用在齒輪上的圓周力， N，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩兩種載荷工況進行計算 。 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時： 21013m 式中： 發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取 201 ； 變速器的傳動比； 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 21 1d 主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 49 按上式計算一檔時： p N 接檔時： 4502491012 0 1 3 p N m。 表 用單位齒長上的圓周力 p (N 一檔 二檔 直接檔 轎車 893 536 321 載貨汽車 1429 250 公共汽車 982 214 牽引汽車 536 250 按最大附著力矩計算時 ： r210232 （ 式中： 2G 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅(qū)動橋還應(yīng)考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取 40180N； 輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取 r 輪胎的滾動半徑，在此取 0 104 0 1 8 03 p= 雖然附著力矩產(chǎn)生的 p 很大，但由于發(fā)動機最 大轉(zhuǎn)矩的限制 p 最大只有 ， 校核成功。 （ 2） 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(yīng)力 )/( 2 203102 （ 式中 ：齒輪計算轉(zhuǎn)矩 ，對從動齒輪，取jT，和612.4 來計算；對主動齒輪應(yīng)分別除以傳動效類別 檔位 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 22 率和傳動比得1，1； 0K超載系數(shù) ， 尺寸系數(shù) 載荷分配系數(shù) 取； 質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，檔齒 輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取 1； J計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，見圖 1J =2J = 圖 曲計算用綜合系數(shù) J 按 主動錐齒輪彎曲應(yīng)力1w= 0 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 26 I V V 1 9 90 1 4 20 75 6 80. 6 27 65 1 4 15 50 1 3 11 85 59 5 15 f I V V 60 60 50 70 65 60 60 65 60 50 50 70 70 60 60 70 70 60 60 50 60 70 60 50 60 70 70 50 60 70 70 60 注：表中.0 其中 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， ； 汽 車總重， 經(jīng)計算 ·m 齒面寬中點的圓周力 P 為 ： = （ 式中： T作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動齒輪的當量轉(zhuǎn)矩 該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。 對于螺旋錐齒輪 2222 s m 2121 所以： 2 從動齒輪的節(jié)錐角 計算螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力根據(jù)條件選用 表 公式。 表 錐齒輪軸向力與徑向力 主動齒輪 軸向力 徑向力 螺旋方向 旋轉(zhuǎn) 方向 右 左 順時針 反時針 )c t a nc 21 PA)c t a nc 12 PA)s t a nc 21 PR)s t a nc 12 反時針 )c t a nc 11 PA)s t a nc 11 27 左 順時針 )c t a nc 22 PA)s t ac 22 轉(zhuǎn)方向為順時針： )c t a nc 11 N （ )s t a nc 11 N （ 從動齒輪的螺旋方向為右： 旋轉(zhuǎn)方向為逆時針： )c i ns i n( t a nc 22 N） （ )s i ns i nc t a nc 22 N） （ 式中： 齒廓表 面的法向壓力角 20 ； 1 主 動齒輪 的節(jié)錐角 ； 2 從動齒輪的節(jié)錐角 。 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的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應(yīng)考慮徑向力所應(yīng)起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，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，支承形式和軸承位置已初步確定，計算出齒輪的軸向力、徑向力圓周力后，則可計算出軸承的徑向載荷。 對于采用 懸臂 式的主動錐齒輪和 跨置式的 從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 28 圖 減速器軸承的布置尺寸 軸承 A， B 的徑向載荷分別為 21112 （ 21112 mB （ 式 中： 已知 P =1R =1A = a=43mm，b=26c=69 所以 ， 軸承 A 的徑向力 N 軸承 B 的徑向力 N 軸承的壽命為 610 s （ 式中 ： 為溫度系數(shù)，在此取 為載荷系數(shù)，在此取 額定動載荷， N：其值根據(jù)軸承型號確定。 此外對于無輪邊減速器的驅(qū)動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉(zhuǎn)速 2 r/ （ 式中： r 輪胎的滾動半徑， 汽車的平均行駛速度， km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取 30 35 km/h，在此取 32.5 km/h。 所以有上式可得 2n = =r/動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)速 1n =r/ 所以軸承能工作的額定軸承壽命： 0h （ 式中 : n 軸承的計算轉(zhuǎn)速， 若大修里程 S 定為 100000 公里，可計算出預期壽命即 = （ 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 29 所以 =076.9 h 對于軸承 A 和 B，在此并不是 單獨 一個軸承，而是一對軸承， 根據(jù)尺寸， 在此選用 30207 型軸承 ， d=35=72e=于軸承 A， 在此徑向力 軸向力 A=以e X=Y=量動載荷 Q= d （ 中： 沖擊載荷系數(shù)在此取 所以， Q= 由于采用的是成對軸 承 2所以軸承的使用壽命 為： = 6 7925 42 1 6 66 =6514.5 h>3076.9 h= 所以軸承 A 符合使用要求。 對于軸承 B，徑向力 向力 A=以e X=量動載荷 Q= d （ 中： 沖擊載荷系數(shù)在此取 所以， Q= = 7 1525 42 1 6 66 =h>3076.9 h= 所以軸承 B 符合使用要求 11。 對于從動齒輪的軸承 C， D 的徑向力 2222 （ 22222 mD （ 已知 ： P=2A =2R =a=240b=16以，軸承 C 的徑向力： 軸承 D 的徑向力： 據(jù)尺寸， 軸承 C， 2103，其額定動載荷 =100d=65=23e=龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 30 對于軸承 C，軸向力 A=向力 且e， X=以 Q= = = 所以軸承 C 滿足使用要求。 對于軸承 D，軸向力 A=0N，徑向力 R=1,Y=0。 所以 Q= =h