毕设-主减速器设计

[键入文字]-1-摘要汽车驱动桥位于传动系末端，其基本功能是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所需要的差速功能；同时，驱动桥还需要承受作用于路面和车架或车厢之间的垂直力、纵向力和横向力。一般汽车结构中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。驱动桥设计应满足的基本要求：所选择的主减速比应保证汽车具有最佳的动力性和燃油经济性；外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮及其传动件工作平稳，噪音小；在各种转速和载荷下具有较高的传动效率；在保证足够的强度、刚度条件下，应力要尽量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车的平顺性；与悬架导向机构运动协调；结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。驱动桥的结构方案分析驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当驱动车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式（或称为整体式），即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的空心梁，而主减速器、差速器及车轮传动装置（由左右半轴组成）都装在它里面。当采用独立悬架时为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮与车架或车身做弹性连接，并可彼此独立分别相对于车身做上下摆动，车轮传动采用万向节传动。具有桥壳的非断开式驱动桥结构简单、制造工艺性好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野车和部分小轿车上。但整个驱动桥均属于簧下质量，对于汽车平顺性和降低动载荷不利。断开式驱动桥结构较复杂，成本较高，但它大大地增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均速度；减小了汽车在行驶时作用于车轮与车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增加了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增加不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥在轿车和高性能的越野车上应用相当广泛。本次设计为蓝箭后桥设计，从技术经济性考虑，这种车型在目前多采用非断开式驱动桥。关键词：驱动桥；变速器；成本；质量目录[键入文字]-2-摘要………………………………………………………………………11主减速器设计-5-1.1主减速器结构方案分析-5-1.1.1单级主减速器-5-1.1.2双级主减速器-5-1.2主减速器齿轮的比较-5-1.2.1弧齿锥齿轮传动-5-1.2.2准双曲面齿轮传动-5-1.2.3弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮的比较-6-1.3主减速器计算载荷的确定-7-1.3.1汽车主减速器锥齿轮的计算载荷有三种确定方法。-7-1.3.2主动锥齿轮的计算转矩Tz-9-1.4主减速器锥齿轮的参数选择-9-1.4.1主、从动锥齿轮齿数的选择-9-1.4.2从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的选择-9-1.4.3准双曲面齿轮偏移距的选择-10-1.4.4螺旋角及方向的选择-10-1.4.5法向压力角的选择-12-1.4.6大齿轮齿面宽-12-1.4.7小齿轮齿面宽-12-1.5主减速器准双曲面的几何尺寸的设计计算-12-1.5.1主减速器准双曲面的几何尺寸的设计计算-12-1.5.2主动齿CATIA建模-12-1.5.3被动齿CATIA建模-13-1.6主减速器弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮强度计算及材料选择-13-1.6.1单位齿长上的圆周力-13-1.6.2轮齿抗弯强度计算-14-1.6.3轮齿接触强度计算-15-1.6.4齿轮材料-17-[键入文字]-3-1.7主减速器结构的设计-18-1.7.1主减速器锥齿轮的支承-18-1.7.2锥齿轮轴承的预紧-19-1.7.3锥齿轮上的受力-20-1.7.4主减速器轴承的载荷-23-2差速器-27-2.1差速器概述-27-2.2对称式圆锥行星齿轮差速器的运动学分析-27-2.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构设计-28-2.3.1行星齿轮数目的选择-28-2.3.2行星齿轮球面半径BR的确定-28-2.3.3行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择-29-2.3.4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定-29-2.3.5压力角-30-2.3.6行星齿轮的轴孔长度和孔径-30-2.４差速器的几何尺寸计算和强度分析-30-2.4.1差速器的几何尺寸计算-31-2.4.2差速器的强度分析-31-2.5CATIA建模-32-3.1概述-35-3.2半轴的结构型式-35-3.3半轴的尺寸设计及校核-36-3.3.1半轴的载荷计算-36-3.3.2全浮式半轴杆部直径可按下式初步选取-36-3.3.3全浮式半轴的强度校核-36-3.4半轴花键的选择和强度计算-37-3.4.1半轴花键的选择-37-3.4.2半轴花键的强度计算-37-3.5材料选择-37-[键入文字]-4-3.6CATIA建模-38-4驱动桥壳设计-39-4.1概述-39-4.2驱动桥壳的型式-39-4.3驱动桥壳强度的计算-41-4.3.1牵引力或制动力最大时-41-4.3.2当侧向力最大时，桥壳内、外板簧座处断面的弯曲应力i和o-42-4.3.3当汽车通过不平路面时的弯曲应力-43-4.4CATIA建模-43-参考文献-45-[键入文字]-5-1主减速器设计1.1主减速器结构方案分析1.1.1单级主减速器单级主减速器的结构型式，由一对圆锥齿轮组成，其传动比主要根据汽车的动力性和燃料经济性的要求选定。主减速器的传动比一般为3.5—6.7，过大将使从动齿轮的尺寸增加，减小了离地间隙，降低了汽车的通用性。1.1.2双级主减速器双级主减速器的结构，由第一级圆锥齿轮副和第二级圆锥齿轮副组成。双级主减速器有两个作用，一是可以获得比较大的传动比，可以达到6—10；二是第二级从动齿轮的尺寸可以相应减小，从而减小主减速器壳的外形尺寸，增加离地间隙。1.2主减速器齿轮的比较1.2.1弧齿锥齿轮传动一对弧齿锥齿轮啮合时，轮齿并不是在全长上啮合，而是从一端逐渐连续平稳地转向另一端，并有几个齿同时载荷，而且啮合平稳。弧齿锥齿轮主动齿轮的螺旋角1与从动锥齿轮的螺旋角2是相等的，r1、和r2是主动齿轮和从动齿轮的平均分度圆半径，那么弧齿锥齿轮的传动比为：201rir(1.1)1.2.2准双曲面齿轮传动与弧齿锥齿轮传动有较大的不同，准双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线不相交，而是有一个偏移距E，在啮合过程中除了有沿齿高方向的侧向滑动之外，还有沿齿长方向的纵向滑动。准双曲面齿轮的主动齿轮螺旋角1与从动齿轮螺旋角2是不相等的，如图所示，而且12。利用啮合齿面上的法向力相等的条件，可以得出两个齿轮的切向力F1和F2的关系2211coscosFF(1.2)r1和r2是主动齿轮和从动齿轮的平均分度圆半径，那么准双曲面齿轮的传动比可以用下式表示：[键入文字]-6-cos22220cos1111FrriFrr(1.3)对比两式看出，在相同的尺寸下，准双曲面齿轮比弧齿锥齿轮有着更大的传动比。反过来说，当传动比和主动轮的尺寸确定下来以后，准双曲面从动齿轮的直径比弧齿锥齿轮的直径小一些．可以使主减速器的离地间隙变大一些。图1.1双曲面齿轮副的受力情况1.2.3弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮的比较弧齿锥齿轮工作噪声大，对啮合精度和装配精度比较敏感。为保证齿轮副的正确啮合，必须预紧轴承，并提高轴承的支承刚体和壳体的刚度，若精度得不能满足，便会使齿轮磨损增大和噪声增大。齿轮的工作条件急剧变坏。弧齿锥齿轮制造简单、生产成本低。准双曲面齿轮工作平稳且噪声较小，但是若偏移距E过大，则沿齿长方向的纵向滑动可以造成摩擦损失增加，降低传动效率。准双曲面齿轮的齿面间压力和摩擦功都很大，可能导致油膜破坏和齿面间咬死，所以必须采用特殊的双曲面齿轮油，以改善油膜的强度，避免齿面烧结或咬死。准双曲面齿轮主减速器的主动轴可以布置在从动齿轮中心平面的下方，降低万向节传动的高度，从而降低车身的高度；当采用贯通式驱动桥时，主动轴布置在从动齿轮中心平面的下方，可以增大传动轴的离地高度，提高汽车的通过性。准双曲面齿轮制造复杂，生产成本高。准双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的优缺点比较见下表表1.1准双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的优缺点比较[键入文字]-7-特点准双曲面齿轮弧齿锥齿轮运转平稳性优良抗弯强度提高30%较底接触强度高较底抗胶合能力较弱强滑动速度大小效率约96%约99%对安装误差的敏感性取决于支撑刚度和刀盘直径同左轴承负荷小齿轮的轴向力大小齿轮的轴向力小润滑油有多种添加剂的特种润滑油普通润滑油通过弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮的比较，准双曲面齿轮工作平稳且噪声较小，且能降低离地间隙，所以本次设计选用准双曲面齿轮传动作为主减速器。又根据传动比为4.11，可以确定为单级主减速器。1.3主减速器计算载荷的确定1.3.1汽车主减速器锥齿轮的计算载荷有三种确定方法。1、按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce：max10max1011125.6.324.110.926299.9.KTkiiideifTkTiicedenNmNm(1.4)式中Tce—计算转矩，N.m；Temax—发动机最大使用转矩，N.m，本车为1125N.m；N—驱动桥数，本车为1；i1—变速器一档传动比，本车为6.32；if—分动器传动比，本车没有分动器；i0—主减速器传动比，本车为4.11；—从发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率，为0.9；k—液力变矩器系数，本车没有液力变矩器；kd—由于猛踩离合器而产生的动载荷系数，对于液力自动变速器，kd=1;对于[键入文字]-8-手操纵高性能赛车，kd=3；对于一般货车、矿用汽车和越野车，kd=1，本车为1；2、按驱动轮打滑转距确定从动锥齿轮计算转矩Tcs：11250100.850.4831.1522590160.9GmrrTNmcsm(1.5)Tcs—计算转矩，N·m；G2—满载状态下一个驱动桥上的静负荷，N,本车为112500N;m2—汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数,本车为1.1；—轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的汽车，在良好路面上，可取0.85；对于安装了防侧滑轮胎的轿车，可取1.25；对于越野车，变化较大，一般取1或其它值。本车为0.85;m—厂主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，90%；rr—车轮滚动半径，m；本车为0.483.3、按日常行驶平均(当量)转矩确定从动锥齿轮计算转矩Tcf：性能系数max1160.195100eGafjT（）(1.6)式中，Ga—汽车满载总重N；当(0.195Ga／Temax)16时，取fj＝0。计算得fj＝0。()150009.8(00.070.017)12789.TFtrmgfffcfrajaNm(1.7)式中，Ft—汽车日常行驶平均(当量)牵引力，N；Tcf—计算转矩，N．m；按上述第一种、第二种方法确定的计算转矩Tce、Tcs，不是汽车日常行驶平均转矩，仅为锥齿轮的最大转矩，因而不能用来进行疲劳寿命计算，而只用作计算锥齿轮的最大应力。然而这两种载荷确定方法仍很重要，按这两种方法计算的最大应力可以与同类汽车进行比较，也可作为选择锥齿轮主要参数的依据。对于一个具体车辆的主减速器锥齿轮，可以取这两种方法计算结果的较小值作为计算转矩。按第二种方法(日常行驶平均[键入文字]-9-转矩)确定的计算载荷，可以用来进行锥齿轮的寿命计算。1.3.2主动锥齿轮的计算转矩Tz当计算锥齿轮最大应力时，从动锥齿轮的计算转矩Tc取前两种计算转矩的最小值，即Tc=min[Tcs,Tcf]；当计算齿轮疲劳寿命时，Tc取Tcf.。主动锥齿轮的计算转矩0127893457.44.1190%CZGTTNMi(1.8)1.4主减速器锥齿轮的参数选择1.4.1主、从动锥齿轮齿数的选择进行主、从动锥齿轮齿数Z1、Z2的选择时，应考虑互相啮合齿轮的齿数间没有公约数，以保证在使用