主减速器设计【含12张CAD图纸】
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摘 要进入21世纪以来,中国的经济水平在飞速发展,而自主车企也在迅速扩张。汽车工业的发展进入一个新的阶段。对于汽车来说,主减速器作为汽车必不可少的组成部分之一也在汽车市场上产生了激烈的竞争。对于本次毕业设计与分析主要是对汽车主减速器进行设计的,主减速器是汽车驱动桥总成的重要组成部分,主要涉及的是差速器的设计等非标准件的齿轮结构和标准件的计算,并且对主减速器的种类和发展也作了介绍,对方案的选择和主减速器的原理也作了简要的说明。在参考了大量有关主减速器的文献设计之后,对主减速器的结构和功能有了较为透彻的了解,同时对主减速器的设计合理,对主减速器的相关行业有了一定的了解。关键词:主减速器;差速器;齿轮结构;设计计算;校核目 录AbstractSince entering the 21st century, Chinas economic level has been developing rapidly, and the self-owned automobile enterprises are also expanding rapidly. The development of automobile industry has entered a new stage. For automobiles, as one of the essential components of automobiles, the main reducer has also produced fierce competition in the automotive market. For this graduation design and analysis, the main reducer is mainly designed for the automobile main reducer. The main reducer is an important part of the automobile drive axle assembly. It mainly deals with the design of differential and the calculation of non-standard gear structure and standard parts. The types and development of the main reducer are also introduced. The selection of the scheme and the principle of the main reducer are also briefly introduced. Explain. After consulting a large number of documents about the design of the main reducer, we have a thorough understanding of the structure and function of the main reducer. At the same time, we have a reasonable design of the main reducer and a certain understanding of the related industries of the main reducer. Key words: main reducer; differential; gear structure; design calculation; check目 录摘 要IAbstractI第一章绪 论11.1汽车主减速器的简介11.2 研究的背景及意义11.3 行星机构的发展11.4 国内外研究的现状21.4.1 国外的主减速器的研究现状21.4.2 国内主减速器的发展状况21.5 研究的方法及技术路线21.5.1研究方法21.5.2研究技术路线2第二章 主减速器的设计42.1 主减速器的结构型式42.2 主减速器的设计参数与计算42.2.1 载荷的确定42.2.2 基本参数的确定62.2.3 齿轮的设计计算82.2.4 齿轮的强度计算132.2.5 齿轮的材料及热处理152.3 轴承的选择152.3.1 转矩152.3.2 轴向力与径向力计算162.3.3 轴承载荷的计算及轴承的选型16第三章 差速器主要零部件的结构设计203.1 行星齿轮的设计计算203.1.1对称式行星齿轮参数确定213.1.2差速器齿轮几何参数的计算233.1.3差速器齿轮的材料选择253.2差速器齿轮的强度校核253.3差速器十字轴的设计计算263.3.1十字轴的分类及选用263.3.2十字轴的尺寸设计263.3.3轴的材料选择263.4差速器垫圈的设计计算273.4.1半轴齿轮平垫圈的尺寸设计273.4.2行星齿轮球面垫圈的尺寸设计27第四章 主减速器标准零件的选用284.1螺栓的选用284.2螺母的选用284.3差速器轴承的选用28总 结28致 谢29参考文献30- 31 - 本科毕业设计说明书第一章 绪 论1.1汽车主减速器的简介主减速器是驱动轿的主件。差速器的作用就是在向两边半轴传递动力的同时,允许两边半轴以不同的转速旋转,满足两边车轮尽可能以纯滚动的形式作不等距行驶,减少轮胎与地面的摩擦。普通差速器由行星齿轮、差速器壳(行星轮架)、半轴齿轮等零件组成。发动机的动力经传动轴进入主减速器,直接驱动差速器壳带动行星轮轴,再由行星轮带动左、右两条半轴,分别驱动左、右车轮。差速器是一种能使旋转运动自一根轴传至两根轴,并使后者相互间能以不同转速旋转的差动机构。一般由齿轮组成。汽车、拖拉机上的差速器位于后桥内,由差速壳、行星齿轮及半轴齿轮组成。1.2 研究的背景及意义目前国内汽车的主减速器产品技术基本来自美国、德国、日本等几个传统工业国家,我国现有的技术基本上是在引进国外的基础上发展的,而且已经有了一定的规模。但是,目前我国差速器的自主研发能力仍然很弱,影响了整车新车的研发,在差速器的技术研发上还有很长的路要走。1.3 行星机构的发展行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些都是由于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式,充分利用了同心轴齿轮之间的空间,使用了多个行星轮来分担载荷,形成功率流,并合理的采用了内啮合传动,从而使其具备了上述的许多优点。但是,这只是最理想的情况,而在实际应用中,由于加工误差和装配误差的存在,使得在传动过程中各个行星轮上的载荷分配不均匀,造成载荷有集中在一个行星轮上的现象,这样,行星齿轮的优越性就得不到发挥,甚至不如普通的外传动结构。所以,为了更好的发挥行星齿轮的优越性,均载的问题就成了一个十分重要的课题。在结构方面,起初人们只努力地提高齿轮的加工精度,从而使得行星齿轮的制造和装配变得比较困难。后来通过时间采取了对行星齿轮的基本构件径向不加限制的专门措施和其它可自动调位的方法,即采用各种机械式地均载机构,以达到各行星轮间的载荷分布均匀的目的。典型的几种均载机构有基本构件浮动的均载机构、杠杆联动均载机构和采用弹性件的均载机构。1.4 国内外研究的现状目前汽车正在朝着经济性和动力性的方向发展,如何能够促使自己的产品燃油经济性和动力性提高是每一个汽车厂家都在做的事情,当然这是一个广泛的概念,汽车的每一个零件都在发生着变化,差速器也不例外,尤其是那些对操控性有比较高要求的车辆,要求也特别高2。1.4.1 国外的主减速器的研究现状外国的那些差速器生产企业的研究水平很高,并且还在不断的进步。平均每年销售额18亿美金的伊顿公司汽车集团是全球化汽车零部件制造的供应商,在发动机的气体管理,变速箱,牵引力控制以及安全排放控制领域都居全球领先地位。零件的主要产品包括发动机的气体管理部分以及动力控制系统,在其中属于动力控制系统的差速器产品在同类产品中居于领先的地位。毫无疑问,更强的越野性以及安全性是差速器实现的最终目标。1.4.2 国内主减速器的发展状况 从目前的情况来看,我国差速器的行业已经顺利完成了由小到大的转变,正在处于由大到强的发展阶段,在转型和调整的关键时刻,提高汽车差速器的精度、可靠性是我国差速器行业的重要任务。近几年以来我国汽车差速器市场发展迅速,产品生产持续扩张,国家产业的政策鼓励一些汽车差速器产业正向高科技技术产品方向发展,我国国企企业新增的投资项目正在逐年增多5。1.5 研究的方法及技术路线1.5.1研究方法(1)通过查阅相关资料,掌握主减速器的主要参数。(2)充分考虑已有主减速器的优缺点来确定主减速器的总体设计方案,对现有装置的不足进行分析。(3)对设计的主减速器进行修改和优化,最终设计出能满足要求的主减速器。1.5.2研究技术路线(1)根据题目和原始数据查看相关资料,了解当今国内外主减速器的发展现状及发展前景,撰写文献综述和开题报告。(2)根据产品功能和技术要求提出多种设计方案,对各种方案进行综合评价,从中选择较好的方案,再对所选择的方案做进一步的修改或优化,最终确定总体设计方案。(3)具体设计主减速器。 (4)对所设计的机械结构中的重要零件进行校核计算,如齿轮、轴、轴承等,保证设计的合理性和可行性。;(5)绘制零件图、装配图,完成要求的图纸量;(6) 整理各项设计资料,撰写论文。课程设计说明书第二章 主减速器的设计2.1 主减速器的结构型式主减速器的减速型式一般分为单双级减速、双速减速、单双级贯通、主减速和轮边减速等。(1)单级主减速器如图2.1所示为单级主减速器。广泛用在主减速比i0时可取=2.0; (2.2)汽车满载时的总重量取5490 ;所以由式(2.2)得: 0.195 =33.4516 即0 所以=1.0该汽车的驱动桥数目在此取1;传动系上传动部分的传动效率,在此取0.9。根据以上参数可以由(2.1)得:=6625(2)按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 (2.3)式中:在此取32550N; 取=0.85;对越野汽车取=1.0; 车轮的滚动半径,在此选用轮胎型号为7.50-16,滚动半径为 0.394m; ,取0.9,由于没有轮边减速器取1.0。所以由公式(2.3)得:=12112(3)按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说,使用条件较非公路车辆稳定,其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定: (2.4)式中:汽车满载时的总重量,取54900N;所牵引的挂车满载时总重量,;载货汽车可取0.0150.020;在此取0.018; 对于载货汽车可取0.050.09在此取0.07;汽车的性能系数在此取0;,取0.9,由于没有轮边减速器取1.0;该汽车的驱动桥数目在此取1; 车轮的滚动半径,在此选用轮胎型号为7.50-16,滚动半径为 0.394m。所以由式(2.4)得: =21152.2.2 基本参数的确定(1)主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素:为了磨合均匀,之间应避免有公约数;为了保证齿面重合度、轮齿弯曲强度,主、从动齿轮齿数和应大于等于40;一般不小于6,这样才可以保证齿轮啮合完全;主传动比较大时,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,和应有适宜的搭配。 (2)从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器,增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙,减小又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选,即 (2.5)直径系数,一般取13.016.0;从动锥齿轮的计算转矩为和中的较小者取其值为6221;由式(2.5)得: =(13.016.0)=(239.09294.27);初选=260 则齿轮端面模数=/=260/35=7.43=357.43=260.05(3)主,从动齿轮齿面宽的选择。根据双曲面齿轮的几何特性可知,双曲面小齿轮与大齿轮相比其齿面宽要较大。一般取大齿轮齿面宽=0.155=0.155260.05=38.09mm,小齿轮齿面宽=1.1=1.138.09=41.90mm(4)螺旋角的选择 汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角多为3540。主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:=+ (2.6)-主动轮中点处的螺旋角,mm;,主、从动轮齿数;分别为8,35;双曲面齿轮偏移距, 30mm;从动轮节圆直径,260.05mm;由式(2.6)得:=+=45.84从动齿轮中点螺旋角可按下式初选:双曲面齿轮传动偏移角的近似值;双曲面从动齿轮齿面宽为38.09mm;=-=45.84-=34.23、从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。平均螺旋角=40.04。(6)螺旋方向的选择。图2.8 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力 如图2.8所示,轴向力的方向受螺旋方向和双曲线齿轮的影响。 (7)法向压力角 由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等,因此应按平均压力角考虑,载货汽车选用2230或20的平均压力角,在此选用20的平均压力角。2.2.3 齿轮的设计计算(1)大齿轮齿顶角与齿根角图2.9(a)标准收缩齿和 (b)双重收缩齿为了得到良好的收缩齿,大齿轮齿顶角和齿根角,按照以下方法进行计算。用标准收缩齿公式来计算及 (2.6) (2.7) (2.8) (2.9) (2.10) (2.11) (2.12) (2.13) (2.14)由(2.6)与(2.14)联立可得: (2.15) (2.16) (2.17) (2.18) (2.19)式中: ,小齿轮和大齿轮的齿数;大齿轮的最大分度圆直径,已算出为260.05mm;大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径;在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距mm;大齿轮齿面宽中点处的齿工作高;大齿轮齿顶高系数取0.15;大齿轮齿宽中点处的齿顶高;大齿轮齿宽中点处的齿跟高;大齿轮齿面宽中点处的螺旋角;大齿轮的节锥角;齿深系数取3.7;从动齿轮齿面宽。所以: 43.820.73 计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和。 (2.20) (2.21) (2.22) (2.23)由式(2.19)与(2.23)联立可得: (2.24) 刀盘名义半径,按表选取为114.30mm 轮齿收缩系数 当为正数时,为倾根锥母线收缩齿,应按倾根锥母线收缩齿重新计算及。按倾根锥母线收缩齿再次计算大齿轮齿顶角及齿跟角。 (2.25) (2.26) (2.27) (2.28) 由式(2.25)与(2.25)联立可得: (2.29) (2.30)大齿轮齿顶高系数取0.15倾根锥母线收缩齿齿根角齿顶角之和(2)大齿轮齿顶高 (2.30) (2.31)大齿轮节锥距.由式(2.30),(2.31)得:(3)大齿轮齿跟高. (2.32)大齿轮齿宽中点处齿跟高由式(2.32)得:(4)径向间隙(5)大齿轮齿全高(6)大齿轮齿工作高(7)大齿轮的面锥角(8)大齿轮的根锥角(9)大齿轮外圆直径(10)小齿轮面锥角(11)小齿轮的根锥角(12)小齿轮的齿顶高和齿根高齿顶高:齿根高; 表2.2 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表5序 号项 目符号数值1主动齿轮齿数82从动齿轮齿数353端面模数7.43 mm4主动齿轮齿面宽41.90 mm5从动齿轮齿面宽38.09 mm6主动齿轮节圆直径59.43 mm7从动齿轮节圆直径260.05mm2.2.4 齿轮的强度计算1齿轮的损坏形式及寿命齿轮的损坏形式有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。在长期工作条件下,齿根始终处于应力集中,超过材料极限载荷时在齿根产生裂纹。 随着时间的推移,裂纹会扩大,最后整颗牙齿都会破裂。 由于断口逐渐增大,断口表面不断摩擦,形成一个明亮的端面,这是疲劳断裂的特征。由齿轮表面反复高压接触引起的表面疲劳。它通常始于小齿轮圆下面的根部区域,小齿表面裂缝发展成浅坑,称为点腐蚀。它通常首先在几颗牙齿上生产。当齿轮继续工作时,它会逐渐扩大。在最后阶段,齿轮会很快损坏或破裂。2.主减速器双曲面齿轮的强度计算(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 Nmm (2.33)式中:P作用在齿轮上的圆周力,按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算,N; 从动齿轮的齿面宽,在此取38.09mm. 按发动机最大转矩计算时 Nmm (2.34)式中: 发动机输出的最大转矩,在此取300; 变速器的传动比在此取4.3; 主动齿轮节圆直径,在此取59.43mm;按式(2.34)得: Nmm在现代汽车的设计中,由于材质及加工工艺等制造质量的提高,单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%25%。经验算以上数据在许用范围内。(2)轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 N/ (2.35) 式中:该齿轮的计算转矩,Nm,Nm; 超载系数;在此取1.0;尺寸系数,反映材料的不均匀性,与齿轮尺寸和热处理有关, 当时,在此0.829载荷分配系数,当两个齿轮均用骑马式支承型式时,1.001.10式式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值;质量系数,对于汽车驱动桥齿轮,当齿轮接触良好,周节及径向跳动精度高时,可取1.0; 计算齿轮的齿面宽38.09mm;计算齿轮的齿数8;端面模7.43mm;取=0.28图2.10 计算用弯曲综合系数按Nm计算疲劳弯曲应力135 N/ 210 N/ 按 Nm计算疲劳弯曲应力479 N/ 700 N/所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 (3) 轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为 N/ (2.36)式中:主动齿轮的计算转矩;材料的弹性系数,对于钢制齿轮副取232.6/mm; ,见式(2.35)下的说明; 尺寸系数,考虑齿轮的尺寸对其淬透性的影响,取1.0; 表面质量系数,决定于齿面最后加工的性质,取1.0; 按图2.11选取=0.17。图2.11 接触计算用综合系数按计算:=2027 2800N/按计算:=1109 1750N/2.2.5 齿轮的材料及热处理为防止新齿轮在运行过程中产生胶合、咬死或擦伤问题,圆锥齿轮的传动副在热处理及经加工后则需要进行0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜。为提高齿面的寿命,可以对其进行喷丸处理;为了提高其耐磨性,可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低,故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低,故即使润滑条件较差,也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生5。2.3 轴承的选择2.3.1 转矩为了计算作用在齿轮上的圆周力,首先需要确定计算出的扭矩。 实践表明,轴承的主要损伤形式是疲劳损伤,所以应根据等效的转矩输入进行计算。 通过按压可计算出主减速器主动锥齿轮上的等效转矩。: (2.37)式中:发动机最大转矩,在此取300Nm;,变速器在各挡的使用率,可参考表表2.4选取;,变速器各挡的传动比; ,变速器在各挡时的发动机的利用率。经计算为261主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径mm2.3.2 轴向力与径向力计算图2.12 主动锥齿轮齿面的受力图如图3.1, F与螺旋角之间的角度为F,两者之间的角度为法向压力角。这样就有: (2.39) (2.40) (2.41)于是,作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为 (2.42) (2.43)由式(2.42)可计算 10.80KN由式(2.43)可计算=2.06KN2.3.3 轴承载荷的计算及轴承的选型对于采用悬臂式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承载荷,如图2.13所示。图2.13 主减速器轴承的布置尺寸(1)主动齿轮轴承的选择初选 a=65,b=40轴承A,B的径向载荷分别为 (2.44) (2.45)已知 =10.80KN,=2.06KN,a=65mm,b=40mm, 所以由式(2.44)和(2.45)得:轴承A的径向力 轴承B的径向力KN轴承A,B的径向载荷分别为 KN 对于轴承A,承受轴向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承,所承受的当量动载荷Q=XR+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 此时X=0.4,Y=1.96所以Q=16.830.4+10.81.9=27.25根据公式: (2.46)式中: 为温度系数,在此取1.0;为载荷系数,在此取1.2寿命指数,取=所以=2.70310s假设汽车行驶十万公里大修,对于无轮边减速器的驱动桥来说,主减速器的主动锥齿轮轴承的计算转速为 (2.47)式中: 轮胎的滚动半径为390mm n轴承计算转速 汽车的平均行驶速度取35km/h。所以有上式可得=238.72 r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命: h (2.48) 式中: 轴承的计算转速,r/min。由上式可得轴承A的使用寿命代入公式(2.46)得 C=97.86KNA轴承选 32307 GB/T 297-946对于轴承B,承受径向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承,所承受的当量动载荷Q=XR+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 Q=7.02KN根据公式(2.46)得 C=25.66KNB轴承选 30208 GB/T 297-946(2)从动齿轮轴承的选择初选c=75mm,d=85mm.KN从动齿轮轴向力 (2.49)从动齿轮中点螺旋角,其值为34.23;从动齿轮根锥角,其值为70.78。KN从动齿轮径向力 KN从动轮齿宽中点处分度圆直径mm对于轴承C,径向力 (2.50)KN轴向力当量动载荷 Q=XR=YA 其中e=0.36此时X=1,Y=0, 所以Q=9.42KN。根据公式(2-46)得: C=28.56KN选取30210圆锥滚子轴承6。对于轴承D,径向力 (2.51)KN轴向力FAc=0当量动载荷 Q=XR=YA e=0.36此时X=1,Y=0, 所以Q=6.47KN。根据公式(2.46)得 C=24.52KN轴承D选取30210圆锥滚子轴承6。第三章 差速器主要零部件的结构设计3.1 行星齿轮的设计计算对于安装在半轴之间的差速器它的尺寸受到轴承座的限制,而影响差速器尺寸的主要就是齿轮的尺寸,所以如何把齿轮设计得更加优化就显得更加重要。如下图3-1为行星齿轮初步方案图。 图3-1行星齿轮的方案图3.1.1对称式行星齿轮参数确定1.行星齿轮齿数目n的确定行星齿轮数目需要根据承载情况来选择,在承载不大的情况下可以取两个,反之就取四个。而微型客车选择的是两个行星齿轮,即n=2。2.行星齿轮球面半径的确定RB以及节锥距A0的计算球面半径可按照如下公式确定:mm (3-1)上式中: KB为行星齿轮球面半径系数。可取2.522.99, T为差速器计算转矩(N.m),T=minTce,Tcs;取Tce和Tcs的较小值; RB为球面半径。 转矩的计算 (3-2)上式中: rr为车轮的滚动半径, 取rr=0.3m;igh变速器最高档传动比。igh =1把nn=5200r/n ;vamax=110km/h; rr=0.3m ; igh=1代入(3-2)中计算出 io=5.35;从动锥齿轮计算转矩Tce (3-3)上式中: Tce计算转矩,Nm;Temax发动机最大转矩;Temax =158 Nmn为驱动桥数,取1;if为变速器传动比,if=3.704;i0为主减速器传动比,i0=5.35;为变速器传动效率,=0.96;k为液力变矩器变矩系数,k =1;k d为由于猛接离合器而产生的动载系数,k d=1;i1为变速器最低挡传动比,i1=1;代入式(33)中,有: Tce=3005.4Nm主动锥齿轮计算转矩Tcs =8960.4Nm.T取较小值,即有T= Tce=3005.4Nm;将以上数据代入式(3-1)有=2.7=40mm 而行星齿轮节锥距A0为:A0=(0.980.99)=(0.980.99)40=40mm所以预选其节锥距A=40mm3.行星齿轮与半轴齿轮齿数计算(1)行星齿轮和半轴齿轮齿数的确定为了使轮齿获得较高的强度,希望取得较大的模数,但是尺寸会增大影响差速器的安装,于是又要求行星齿轮的齿数Z1应该取少一些,但Z1一般不少于10。半轴齿轮的齿数一般采用1425之间,大多数汽车的行星齿轮与半轴齿轮的齿数Z2比Z1/Z2在1.52.0的范围内。差速器将无法安装,即应满足的安装条件为: (3-4) 上式中: Z2L、Z2R 为左右半轴齿轮的齿数,对于对称式圆锥齿轮差速器来说,Z2L=Z2R; 为行星齿轮数目; 任意整数。根据上述可在此Z1=12;Z2=20 , 满足以上要求。(2)差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先可以根据下面公式求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角,; = =90- (3-5)将=12,=20代入上述式子中可求得 =30.96 ;=59.04 第二步再按下式求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=3.35 查阅相关文献可取m=4mm最后而根据齿轮设计计算公式即有: ; d2=mz2=420=80mm4.压力角目前,汽车差速器的齿轮大都采用22.5的压力角,齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10,并且在小齿轮(行星齿轮)齿顶不变尖的条件下,还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚,从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20的少,在此选22.5的压力角。某些总质量较大的商用车采用25压力角以提高齿轮强度。5.行星齿轮安装孔的直径及其深度L 行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同,而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度,通常取: (3-6) (3-7) (3-8)上面式中:为差速器传递的转矩,Nm;在此取3320.4Nm 为行星齿轮的数目;在此取为4 为行星齿轮支承面中点至锥顶的距离,mm,约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半即是 0.5 d2, d2为半轴齿轮齿面宽中点处的直径,而d2=0.8 d2; 为支承面的许用挤压应力,在此取69 MPa根据上式有 d2=0.880=64mm ; =0.564=32mm 将上述计算出的结果代入到式(3-6)和(3-7)中即可得28mm ; L=20.2420mm3.1.2差速器齿轮几何参数的计算 表3-1 差速器几何计算图表 序号名称计算公式计算结果1行星齿轮齿数10,应尽量取最小值=122半轴齿轮齿数=1425,且需满足式(1-4)=203模数=4mm4齿面宽b=(0.250.30)A;b10m20mm5工作齿高=6.4mm6全齿高7.2037压力角22.58轴交角=909节圆直径; 10节锥角,=30.96,11节锥距=40mm12周节=3.1416=12.56mm13齿顶高;=4.14mm=2.25mm14齿根高=1.788-;=1.788-=3.012mm;=4.9mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.803mm16齿根角=;=4.32; =6.9817面锥角;=35.28;=66.0118根锥角;=26.64=52.0519外圆直径;mmmm20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm21理论弧齿厚 =5.92 mm=6.63 mm22齿侧间隙=0.2450.330 mm=0.250mm23弦齿厚=5.269mm=6.49mm24弦齿高=4.29mm=2.32mm3.1.3差速器齿轮的材料选择差速器齿轮和主减速器齿轮一样,基本上都是用渗碳合金钢制造,目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低,所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。要考虑齿轮的许用应力和弯曲强度,此次选用的齿轮材料为20CrMnTi。查阅工程材料相关资料可知此材料的许用应力为210 MPa 980MPa。3.2差速器齿轮的强度校核轮齿弯曲强度为: MPa (3-9) 上式中: 为差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩,其计算式在此将取为498.06Nm; 为差速器的行星齿轮数; b2、d2分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径mm; 为尺寸系数,反映材料的不均匀性,与齿轮尺寸和热处理有关, 当时,在此0.629; 为载荷分配系数,当两个齿轮均用骑马式支承型式时,1.001.1;其他方式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值。 为质量系数,对于汽车驱动桥齿轮,当齿轮接触良好,周节及径向跳动精度高时,可取1.0; 为计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数,参照图3-2可取=0.225。 当T=minTce,Tcs时,=980 Mpa;当T= Tcf时,=210Mpa。 图3-2 弯曲计算用综合系数根据上式(39)可得:=478.6MPa980 MPa所以,差速器齿轮满足弯曲强度要求。3.3差速器十字轴的设计计算3.3.1十字轴的分类及选用行星齿轮的种类有很多,而差速器齿轮轴的种类也很多,最常见的是一字轴和十字轴,在小型汽车上由于转矩不大,所以要用一字轴,本世纪选用的是行星齿轮一字轴。3.3.2十字轴的尺寸设计由行星齿轮的支承长度为20mm,根据安装时候的方便选择轴颈的长度为L1为45 mm;而行星齿轮安装孔的直径d1为22mm,所以轴颈的直径d2预选为22mm。3.3.3轴的材料选择轴的常用材料主要有碳素钢和合金钢。碳素钢价廉,对应力集中敏感性比合金钢低,应用较为广泛,对重要或者承受较大的轴,宜选用35、40、45和50等优质碳素钢,其中以45钢最常用。所以此次选用的轴的材料为45钢。3.4差速器垫圈的设计计算垫圈是垫在连接件与螺母之间的零件,一般为扁平形的金属环,用来保护被接件的表面不受螺母擦伤,分散螺母对被接件的压力。垫圈的种类有:弹簧垫圈、平垫圈、密封垫圈、球面垫圈等。垫圈的材料通常是软钢、青铜、尼龙、聚甲醛塑料。3.4.1半轴齿轮平垫圈的尺寸设计如下图3-4所示:为平垫圈的结构方案简图。 图3-4 平垫圈参考微型客车的半轴直径的数据为50mm,如图3-4(a)所示,按照装配关系可选择半轴齿轮平垫圈的安装孔直径D要大于50 mm,初步预选安装孔直径D2为50.5mm,由图3-4(b)根据安装简易程度选取垫圈的厚度h为1.6mm.选用的材料是聚甲醛塑料。 3.4.2行星齿轮球面垫圈的尺寸设计 图3-5 球面垫圈由一字轴轴颈的直径为22mm,根据装配关系选择球形垫圈的安装孔直径D2为22mm,厚度h为1.1mm,选用的材料是聚甲醛塑料。附 录第四章 主减速器标准零件的选用4.1螺栓的选用螺栓的种类很多,随着机械及其他相关行业的发展,对螺栓的要求也越来越高,既要要求螺栓具有较高的强度又要其精密度高。目前常见的螺栓有六角头螺栓(全螺纹)、六角头铰制孔用螺栓、六角头螺杆带孔螺栓等。现在生产螺栓的原材料一般是碳素钢、不锈钢、铜三种,为了加强螺栓的强度,此次选用的是碳素钢。4.2螺母的选用现在一般生产地螺母原材料一般是碳素钢、不锈钢、铜三种,为了加强螺栓的强度,此次选用的是碳素钢。4.3差速器轴承的选用轴承是支撑着轴的零件。由差速器和半轴的计算数据可取差速器轴承外径为80 mm左右,内径为50 mm左右。参考机械设计课程设计手册选取的圆锥滚子轴承的型号是7510E GB/T 297-1994.总 结从我接到毕业设计起,自己心里面都在打鼓,现在是验证自己在大学期间学习内容的时候。从设计最初的构思到论文的逐步成型,从零件图的绘制到零件的三维模型的建立,让自己在制作过程中将学习到的内容更加的深入的了解。也让自己明白了自己的不足之处。在论文的书写过程中,从零部件的材料选择,到零件的尺寸设计,到零件的最终确定,自己都是进行逐一的分析,这段时间内也是长时间泡在图书馆,不断地去查找相关的资料,不断的学习,吸收新的知识,对论文的修改也是一次一次的进行。很多时候,遇到自己不懂不明白的地方,往往都在一瞬间想放弃的时候,还是被自己一次次的说服,想着不能就这么就放弃,这样,让自己一步步的坚持下来了。看着自己完成的论文,图纸,犹如自己的荣誉一般,很开心自己在这段时间的付出是有成绩的。在这段时间内,我不断的与我的指导老师对接相关内容,很多的计算,图纸的绘制,自己都是不懂得,或者十不完善的,是我的指导老师不断的对其进行启发,不断的进行指导,很多时候他不是点对点的对问题进行指导,而是从大面上对我的设计进行分析,进而一步一步的进行牵引,不断的给自己一些启发,让我自己能够理解或者明白自己哪方面做的不对。在这一方面我就特别的佩服我的指导老师,他让我的思维不在进行固化,让我的思维形成发散式,往往能够很好的抓住自己的问题,这在以后的生活中,学习中也是一项很好的技能,也能给自己带来意想不到的收获。现在,毕业设计这一份大学学习内容的试题我已经通过自己的不谢努力完成了,在以后的生活中,工作中会不断的遇到这个那个的试卷,需要我们不断的去面对,去解决,这样就需要我们在面对这些事情的时候,不畏艰难,勇与寻找突破口,不在出现逃避问题的想法,这样将是自己在人生中的一项重大的成就。很多时候,往往自己在人生的十字路口不知道该如何的抉择,这个时候就需要那个给你指导迷津的人,在大学这个小社会里面,同学,朋友,老师都是那个给予一点亮光带你走出困境的人。在以后的人生中我们往往要怀着感恩的心去面对他们,给予自己最真诚的帮助。致 谢转眼之间,时间过得真快,马上快到了所谓的毕业分手季,很多的大学学子都认为六月是个痛苦、黑暗的季节,俗称“黑色六月” ,感觉这个词对于我们将要毕业的学生来说真的很贴切,四年的时间准眼就过去啦,感觉时间在自己的身上不留一点的痕迹,还没有享受够这热闹繁华的大学生活,自己都要即将离开,离开这熟悉的人和物,离开与自己朝夕相处的宿舍楼,教学楼。感慨下,虽然自己在大学期间学习成绩还是一般,但是自己还是把打扮的时间奉献给了教学楼。现在自己的毕业设计已经完成,意味着我的大学生涯也是走到了尾声,看到大学校园里面很对的学生都开始着毕业照的拍摄,自己那种伤感之情还是不断的涌上心间。尽管老师和同学们一遍遍的说着以后还会在见面的,约定一年的时间我们再哪相聚一次,其实很多人的心里面都明白,这个只是一个安慰,以后没人的生活都遍布天南海北,想要全部的人员聚在一起的可能性太小啦,但我们还都做着这样的一个梦,期待着能够再次相见。在这个日子里面,最不舍的是我的舍友,同学和老师们,在大学的这个时间段内,与我朝夕相处最多的还是他们,有深厚感情的也是他们,最不舍的也是他们。老师在我遇到疑难问题的时候能够不断的给我答疑解惑,有的时候 甚至牺牲自己的休息时间,虽然自己有的时候还是时不时的翘课,但是老师们那种对待工作的热情,对待学生的宽容态度还是让我感到敬佩。我的舍友们,是我情感的最直接的发泄人,在我遇到问题的时候,在我因为某些事情开心,难过的时候,他们往往是我第一个倾诉的对象,犹记得我们有的时候晚上聊天到半夜,被宿管阿姨谴责的场景,也记得自己在难过的时候,他们一个个义愤填膺嚷嚷着给我报仇的场景,这样一幕一幕的场景出现在我的眼前,感觉他们在我的心中不在是一个同学,而是亲人。还有我的同学们,与他们一起上班,一起搞活动,一起玩耍,一起出去旅行,一块进行实习,这些内容都将是我人生中的一项财富,我与你们息息相关,无论以后我们在哪里我们的心都在一起。虽然我们即将分开,但是我还是很感谢我的同学们,老师们。感谢生活中有你们的出现,感恩你们在我人生中给予我的帮助,感激你们不计前嫌,在我做错很多事情的时候,能够给予我宽容,不在计较我的冒失与错误。我们能够从天南海北汇聚到这所我们喜爱的大学,是我们的缘分,也是我们的命中注定,感恩。感谢生命中有你们! 参考文献1 陈家瑞,张建文汽车构造.北京:机械工业出版社, 2003年2
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