【全套带图】轻型货车驱动桥的设计

购买文档送全套 纸 咨询 14951605 下载文档送对应的 纸 14951605 或 1304139763 本科学生毕业设计 轻型 货车驱动桥 设计 系部名称 ： 汽车工程系 专业班级 ： 车辆工程 学生姓名 ： 王建勋 指导教师 ： 王永梅 职 称 ： 讲 师 黑 龙 江 工 程 学 院 二 九 年六月 购买文档送全套 纸 咨询 14951605 下载文档送对应的 纸 14951605 或 1304139763 s 009龙江工程学院本科生毕业设计 I 摘 要 轻型汽车在商用汽车生产中占有很大的比重，而且驱动桥在整车中十分重要 。 驱动桥作为汽车四 大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载货汽车显得尤为重要。 为 满足目前 当前 载货汽车的快速、高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥 。 设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展，并且 通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能， 所以本题设计一款结构优良的 轻型货车驱动桥 具有一定的实际意义。 本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数 ，在分析驱动桥各部分结构 形式、发展过程 及其以往形式的优缺 点的基础上，确定了总体设计方案 ， 采用 传统设计方法对驱动桥各部件主减速器、差速器 、 半轴、桥壳进行设计计算并完成校核 。 最后运用 成装配图和主要零件图的绘制。 关键词 ： 轻型货车 ； 驱动桥 ； 单级 主减速器 ； 差速器 ； 半轴 ； 桥壳黑龙江工程学院本科生毕业设计 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 龙江工程学院本科生毕业设计 i 目 录 摘要 . I . 错误 !未定义书签。 第 1 章 绪论 . 1 题的背景 目的及意义 . 1 内外驱动桥研究状况 . 1 计主要内容 和 预期结果 . 3 第 2 章 驱动桥的总体方案确定 . 4 动桥的种类结构和设计要求 . 4 车车桥的种类 . 4 动桥的种类 . 4 动桥结构组成 . 4 动桥设计要求 . 5 计车型主要参数 . 5 减速器结构方案 的确定 . 6 减速比的计算 . 6 减速器的齿轮类型 . 6 减速器的减速形式 . 8 减速器主从动锥齿轮的支承形式 及安装方法 . 9 速器结构方案的确定 . 10 轴的形式确定 . 11 壳形式的确定 . 12 章小结 . 13 第 3 章 主减速器设计 . 14 述 . 14 减速器齿轮参数的选择与强度计算 . 14 减速器计算载荷的确定 . 14 减速器齿轮参数的选择 . 15 减速器齿轮强度计算 . 18 黑龙江工程学院本科生毕业设计 主减速器轴承计算 . 24 减速器齿轮材料及热处理 . 30 减速器的润滑 . 30 章小结 . 31 第 4 章 差速器设计 . 32 述 . 32 称式圆锥行星齿轮差速器原理 . 32 称式圆锥行星齿轮差速器的结构 . 33 称圆锥行星锥齿轮差速器的设计 . 34 速器齿轮的基本参数选择 . 34 速器齿轮的几何尺寸计算 . 36 速器齿轮的 强度 计算 . 37 速器齿轮的材料 . 39 章小结 . 39 第 5 章 半轴设计 . 40 述 . 40 轴的设计与计算 . 40 浮式半轴的计算载荷的确定 . 40 轴杆部直径的初选 . 42 浮式半轴强度计算 . 42 浮式半轴花键强度计算 . 42 轴材料与热处理 . 44 章小结 . 44 第 6 章 驱动桥桥壳的设计 . 45 述 . 45 壳的受力分析及强度计算 . 45 壳的静弯曲应力计算 . 45 不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度 . 47 车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算 . 47 车紧急制动时的桥壳强度计算 . 49 车受最大侧向力时桥壳 强度计算 . 50 章小结 . 54 黑龙江工程学院本科生毕业设计 论 . 55 参考文献 . 56 致谢 . 57 附录 A . 58 附录 B 64 黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第 1 章 绪 论 题背景目的及意义 在我国轻型货车占有较大市场，据中国汽车工业协会统计，截至 2007 年底，国内轻型货车（ 16 时，取 0。 )()(= )0 00 =1612.4 减速器齿轮参数的选择 1、 主、从动 齿数的选择 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀， 1z ， 2z 之间应避免有公约数 ； 为了得到理想的齿面重合度和高 的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 小于 40； 为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车 1z 一般不小于 6； 主传动比01z 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。对于不同的主传动比， 1z 和 2z 应有适宜的搭配 。 主减速器的传动比为 定主动齿轮齿数 ，从动齿轮齿数 3。 2、 从动锥齿轮节圆直径 2d 及端面模数 根据从动锥齿轮的计算转矩 （ 见式 式 取两 式计算结果 中较小的一个 作为 计算依据 ， 按经验公式选出： 32 2 （ 式中 ：2直径系数，取23 16； 计算转矩， ，取jT， 取。 计算得， 2d =取 2d =300 2d 选定后，可按式 22 / 算出从动齿轮大端模数，并用下式校核 3t T （ 式中：模数系数，取 计算转矩， ，取 3 T= 3 7 5) = 12368足校核。 所以有： 1d =492d =301 3、 螺旋锥齿轮 齿面宽的选择 通常推荐圆锥齿轮从动齿轮 的齿宽 F 为其节锥距0 。对于 汽车 工业， 主减速器螺旋锥 齿轮 面宽度推荐 采用 ： F=d =可初取 50 一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大 10%较为合适，在此取 1F =55 4、 螺旋锥齿轮螺旋方向 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与 锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向。这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。 5、 旋角 的选择 螺旋角 是在节锥表面的展开图上定义的，齿面宽中点处为该齿轮的名义螺旋角。螺旋角应足够大以使 大传动就越 干稳 ， 噪声 就越 低。 在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用 35。 6、 法向压力角 a 的选择 压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于 “格里森 ”制主减速器螺旋锥齿轮来说，载货汽车可选用 20压力角 8。 7、主从动锥齿轮几何计算 计算结果如表 减速 器 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 1z 7 2 从 动齿轮齿数 2z 43 3 模数 m 7 4 齿面宽 F 1F =55F =50 工作齿高 全齿高 h = 法向压力角 =20 8 轴交角 =90 9 节圆直径 d =m z 1d 49d =3010 节锥角 1 12 =90- 1 1 =2 =11 节 锥距 11d =22d 2 周节 t=m t=3 齿顶高 21 2 1龙江工程学院本科生毕业设计 18 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 14 齿根高 15 径向间隙 c= c=6 齿根角 01=2 =17 面锥角 211 a ； 122 a 1a=2a =18 根锥角 1f= 11 2f = 22 1f =2f =19 外 圆直径 1111 c aa 2 221 10 节锥顶点止齿轮外缘距离 11201 s 2102 d 22 1=2=1 理论弧齿厚 21 k2 1s =s =2 齿侧间隙 B=3 螺旋角 =35 旋锥齿轮 的强度计算 1、 损坏形式及寿命 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。 齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下： （ 1） 轮齿折断 主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。 疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。 过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要 求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。 为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。 （ 2） 齿面的点蚀及剥落 齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的 70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。 点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生 很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。 齿面剥落：发生在渗碳等表 面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。 （ 3） 齿面胶合 在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线 的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 （ 4） 齿面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。 汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表 现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为 20 万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过 表 出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。 表 车驱动桥齿轮的许用应力 ( N 计算载荷 主减速器齿轮的 许用弯曲应力 主减速器齿轮的 许用接触应力 差速器齿轮的许用弯曲应力 700 2800 980 750 践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩和最大附着转矩并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据 9。 2、 主减速器螺旋 锥齿 轮 的强度计算 （ 1） 单位齿长上的圆周力 在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 式中 ： p 单位齿长上的圆周力， N/ P作用在齿轮上的圆周力， N，按发动机最大转矩两种载荷工况进行计算 。 按发动机最大转矩计算时： 21013m 式中： 发动机输出的最大转矩，在此取 201 ； 变速器的传动比； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 1d 主动齿轮节圆直径，在此取 49 按上式计算一档时： p N 接档时： 4502491012 0 1 3 p N m。 表 用单位齿长上的圆周力 p (N 一档 二档 直接档 轿车 893 536 321 载货汽车 1429 250 公共汽车 982 214 牵引汽车 536 250 按最大附着力矩计算时 ： r210232 （ 式中： 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取 40180N； 轮胎与地面的附着系数，在此取 r 轮胎的滚动半径，在此取 0 104 0 1 8 03 p= 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 p 最大只有 ， 校核成功。 （ 2） 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 )/( 2 203102 （ 式中 ：齿轮计算转矩 ，对从动齿轮，取jT，和612.4 来计算；对主动齿轮应分别除以传动效类别 档位 黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 率和传动比得1，1； 0K超载系数 ， 尺寸系数 载荷分配系数 取； 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； J计算弯曲应力用的综合系数，见图 1J =2J = 图 曲计算用综合系数 J 按 主动锥齿轮弯曲应力1w= 0 黑龙江工程学院本科生毕业设计 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 发动机最大转矩， ； 汽 车总重， 经计算 m 齿面宽中点的圆周力 P 为 ： = （ 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。 对于螺旋锥齿轮 2222 s m 2121 所以： 2 从动齿轮的节锥角 计算螺旋锥齿轮的轴向力与径向力根据条件选用 表 公式。 表 锥齿轮轴向力与径向力 主动齿轮 轴向力 径向力 螺旋方向 旋转 方向 右 左 顺时针 反时针 )c t a nc 21 PA)c t a nc 12 PA)s t a nc 21 PR)s t a nc 12 反时针 )c t a nc 11 PA)s t a nc 11 27 左 顺时针 )c t a nc 22 PA)s t ac 22 转方向为顺时针： )c t a nc 11 N （ )s t a nc 11 N （ 从动齿轮的螺旋方向为右： 旋转方向为逆时针： )c i ns i n( t a nc 22 N） （ )s i ns i nc t a nc 22 N） （ 式中： 齿廓表 面的法向压力角 20 ； 1 主 动齿轮 的节锥角 ； 2 从动齿轮的节锥角 。 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的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，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，支承形式和轴承位置已初步确定，计算出齿轮的轴向力、径向力圆周力后，则可计算出轴承的径向载荷。 对于采用 悬臂 式的主动锥齿轮和 跨置式的 从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图 黑龙江工程学院本科生毕业设计 28 图 减速器轴承的布置尺寸 轴承 A， B 的径向载荷分别为 21112 （ 21112 mB （ 式 中： 已知 P =1R =1A = a=43mm，b=26c=69 所以 ， 轴承 A 的径向力 N 轴承 B 的径向力 N 轴承的寿命为 610 s （ 式中 ： 为温度系数，在此取 为载荷系数，在此取 额定动载荷， N：其值根据轴承型号确定。 此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速 2 r/ （ 式中： r 轮胎的滚动半径， 汽车的平均行驶速度， km/h;对于载货汽车和公共汽车可取 30 35 km/h，在此取 32.5 km/h。 所以有上式可得 2n = =r/动锥齿轮的计算转速 1n =r/ 所以轴承能工作的额定轴承寿命： 0h （ 式中 : n 轴承的计算转速， 若大修里程 S 定为 100000 公里，可计算出预期寿命即 = （ 黑龙江工程学院本科生毕业设计 29 所以 =076.9 h 对于轴承 A 和 B，在此并不是 单独 一个轴承，而是一对轴承， 根据尺寸， 在此选用 30207 型轴承 ， d=35=72e=于轴承 A， 在此径向力 轴向力 A=以e X=Y=量动载荷 Q= d （ 中： 冲击载荷系数在此取 所以， Q= 由于采用的是成对轴 承 2所以轴承的使用寿命 为： = 6 7925 42 1 6 66 =6514.5 h3076.9 h= 所以轴承 A 符合使用要求。 对于轴承 B，径向力 向力 A=以e X=量动载荷 Q= d （ 中： 冲击载荷系数在此取 所以， Q= = 7 1525 42 1 6 66 =h3076.9 h= 所以轴承 B 符合使用要求 11。 对于从动齿轮的轴承 C， D 的径向力 2222 （ 22222 mD （ 已知 ： P=2A =2R =a=240b=16以，轴承 C 的径向力： 轴承 D 的径向力： 据尺寸， 轴承 C， 2103，其额定动载荷 =100d=65=23e=龙江工程学院本科生毕业设计 30 对于轴承 C，轴向力 A=向力 且e， X=以 Q= = = 所以轴承 C 满足使用要求。 对于轴承 D，轴向力 A=0N，径向力 R=1,Y=0。 所以 Q= =h