汽车驱动桥毕业设计-轻型货车驱动桥设计(全套含CAD图纸、三维模型)
I轻型货车驱动桥设计II年 04 月目录摘要 IVAbstract V1 绪论 11.1 课题的设计任务 .11.2 驱动桥的国内外发展概况 .11.3 课题的技术路线 .22 总体方案设计 42.1 驱动桥总成的结构形式选择 .42.2 主减速器结构形式的选择 .52.3 主减速器锥齿轮支承形式的选择 .52.3.1 主动锥齿轮的支承形式 .52.3.2 从动锥齿轮支承 .62.4 主减速器传动形式的选择 .62.5 差速器结构形式的选择 .82.6 半轴结构形式的选择 .83 主减速器齿轮副设计 103.1 传动系载荷计算 .10III3.2 主减速器设计计算 .113.2.1 主从动锥齿轮齿数的选择 .113.2.2 从动锥齿轮节圆直径及端面模数的计算 .113.2.3 主从动锥齿轮的齿面宽度计算 .123.2.4 齿轮的偏移方向的选择和偏移距计算 .123.2.5 螺旋角的选择 .123.2.6 法向压力角的选择 .123.2.7 双曲面齿轮几何尺寸计算结果 123.3 主减速器双曲面齿轮的强度计算及校核 .213.3.1 单位齿长圆周力的计算 .213.3.2 双曲面锥齿轮轮齿弯曲强度校核 .223.3.3 轮齿接触强度校核 .243.3.4 锥齿轮材料及热处理 .253.4 主减速器齿轮的设计结果 .264 轴承的选择 284.1 轴承支承受力分析 .284.2 轴承选择 .314.2.1 轴承类型选择 .314.2.2 轴承型号选择 .324.2.3 轴承寿命校核 .344.3 轴承的设计结果 .345 半轴设计 365.1 半轴扭矩计算 .365.2 半轴直径计算 .36IV5.3 半轴的强度计算及校核 .375.4 花键设计 .385.5 半轴花键校核 .385.6 半轴材料及热处理 .395.7 半轴的设计结果 .406 主减速器总成设计 416.1 差速器齿轮设计 .416.2 差速器齿轮校核 .446.3 差速器壳体设计 .456.4 差速器设计结果 .457 主减速器啮合印记调整及预紧装置设计 477.1.1 轴承的预紧 .477.1.2 锥齿轮的调整 .488 桥壳设计 518.1 桥壳设计 .518.1.1 驱动桥壳的形式 .518.2 桥壳的设计结果 .518.3 桥壳强度校核 .528.3.1 最大铅垂力工况 .538.3.2 最大侧向力工况 .538.3.3 最大切向力工况 .549 课题的设计成果 569.1 设计成果 .5610 结论 .57V致谢 .58参考文献 .59附 录 .60VIVII摘要驱动桥是汽车总成中重要承载结构之一,位于汽车传动系的末端,其基本功用首先是增扭、降速,改变转矩的传递方向,即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩,并将转矩合理的分配给左、右驱动车轮;其次,驱动桥还要承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力,以及制动力矩和反作用力矩等。所以驱动桥结构形式和设计参数直接影响汽车的动力性、燃油经济性、可靠性和汽车的使用寿命。本次课题设计是参考传统的驱动桥的设计方法进行某两吨轻型货车的后驱动桥进行设计。首先通过已知的汽车相关参数,确定驱动桥整体方案,包括驱动总成结构形式为整体式驱动桥,主减速器结构形式为单级主减速器,主减速器传动形式选择双曲面锥齿轮传动,主减速器主动锥齿轮选择悬臂式支承,从动锥齿轮跨置式支承,差速器结构形式选择对称式直齿锥齿轮差速器,半轴结构形式选择全浮式半轴,桥壳结构形式为整体式冲压焊接桥壳。然后对主减速器锥齿轮、轴承、半轴、差速器齿轮等主要零件尺寸计算,并进行强度校核。接下来是对差速器壳,主减速器壳和桥壳等不需要计算的零件设计,但必须要满足汽车的使用要求。最后利用 CATIA 和 UG 三维建模软件绘制零件三维图并进行装配。关键词:轻型载货汽车;驱动桥;CATIA 建模VIIIAbstractDrive axle is automobile assembly in an important bearing structure, located at the end of the automobile transmission system, and its basic function is the first increase torque and reducing the speed, change the torque transfer direction, which increases from the drive shaft or directly from the transmission of torque and torque and reasonable distribution to the left and right wheels; secondly, drive axle must bear the effect of road and the frame or body between the vertical force, longitudinal force and lateral force, and braking torque and reaction torque. So the structural form and design parameters of drive axle directly influence the power performance, fuel economy, reliability and service life of the vehicle.This topic design is refers to the traditional drive bridge design method carries on the design of the rear drive axle of a two ton light truck. First through known auto correlation parameters, determine the whole drive axle scheme, includes a drive assembly structure is an integral type driving axle, main reducer structure in the form of a single-stage main reducer and deceleration transmission form of hypoid gear selection, main reducer is active bevel gear selection cantilever support, driven bevel gear is arranged supporting type, the structure of the differential form of symmetrical straight tooth bevel gear differential, half shaft structure form selection full floating axle, the axle housing structure is integrally pressed welding axle housing. Then the main reducer bevel gears, bearings, half shaft, differential gears, and other major parts of the size of the calculation, and the strength of the check. Next to the differential housing, the main reducer shell and axle housing and other parts of the design does not need to be calculated, but must meet the requirements of the use of the car. Finally use CATIA and UG 3D modeling software to draw parts of the three-dimensional drawing and assembly.Key words: light truck; drive axle; CATIA modeling11 绪论1.1 课题的设计任务(1)设计参数:本课题设计一种轻型卡车用的后驱动桥,原始设计参数如下:最高车速 95 km/h最大爬坡度 0.3最大总质量 4235 kg 轴荷分配 1588kg / 2647kg最大扭矩 320 N.m / 2000 r/min额定功率 73kw / 3200 r/min轮胎规格 7.00-16轮距 1400速比 变速器:5.557,2.769,1.644,1.0,R5.15;主减速比:5.83。(2)设计任务:完成主减速器、轴承、半轴的设计计算;完成主减速器总成、差速器总成、桥壳的设计,并将其组装成驱动桥总成。要求使用 CATIA 软件完成驱动桥的三维设计,并使用 AutoCAD 软件绘制二维工程图纸。1.2 驱动桥的国内外发展概况当前我国汽车零配件行业现状主要表现为:一是零部件企业普遍呈现散、弱、小的特点,国内零部件企业共有两万多家,其中中等规模以上汽车零部件企业近 8000 家,并且 90%集中在低端。零部件企业缺少自主知识产权的核心技术,极大的制约了汽车工业的自主创新和自主开发;二是汽车零部件行业相对于整车制造行业投入小,但是2行业整体的盈利能力比汽车整车制造行业好;三是汽车零部件企业主要为汽车整车制造厂配套生产,普遍采用 OEM 订单方式生产,与整车厂商关联度紧密,形成以整车厂商为龙头,零部件企业为依托的产业集群。车桥行业的发展依赖于商用车行业的发展,近些年商用车市场形式良好,尤其是重卡市场更是推动了车桥行业的迅速发展,各生产厂家已经形成了系列化、批量化、专业化的生产格局。近几年来,国内各车桥公司引进国外技术或自主研发各种重型车桥,有些已被广泛应用。目前,国内车桥市场可谓竞争激烈,比较有知名度的厂家有东风德纳车桥有限公司、中国重汽济南桥箱有限公司,青特集团有限公司、一汽解放汽车有限公司车桥分公司 、陕西汉德车桥有限公司、安徽安凯福田曙光车桥有限公司、山东鹏翔汽车有限公司等主要生产企业。在以前,国内商用车整车生产企业的发展战略是车身必须自己生产,发动机争取自己生产,而车桥一般采用社会资源。然而随着近些年商用车市场竞争激烈,为了在核心总成上不受制于人,近些年,国内一汽解放、东风汽车和中国重汽等主要商用车企业有的采取投巨资、重兵布局发展自己的车桥业务方式,有的采取积极主动与有关大型车桥生产企业建立长期战略联盟的方式,以确保自己稳定的零部件供应。经过市场的洗礼,研发实力强、产品质量优异的大厂家将会引领车桥行业的潮流。随着汽车行业的发展,汽车在节能、环保、舒适等方面的性能将显著提升,这就要求车桥产品的性能进一步提高。车桥作为卡车的核心总成,其总要性也越来越被关注。在国外,一方面汽车行驶的路况越来越好,平均车速逐渐提高,另一方面节约能源,减少对环境的污染意识使得发动机正向着大转矩和低转速的方向发展。为适应以上情况,汽车驱动桥速比应该减小,主减速比小的驱动桥没必要采用双级减速器。因而目前在国外货车上广泛的采用的是单级减速驱动桥,单级驱动桥具有成本低,质量轻,维修保养简单,传动效率高,噪音小,温升低和整车油耗低等优点。目前国外技术比较成熟的单级驱动桥的生产厂商有美国伊顿(EATON)公司,美国洛克威尔(ROCKWELL)公司,德国蔡夫(ZF) 公司和曼(MAN)公司。31.3 课题的技术路线(1)总体方案设计,根据已给数据进行整车性能计算,选择确定车桥的形式。(2)主减速器双曲面锥齿轮副设计,根据已知的数据计算确定主减速器双曲面锥齿轮的尺寸参数,并用 UG 和 CATIA 三维建模软件绘制出实体。(3)4 个轴承的选择,其中两个是主减速器主动锥齿轮轴的支承轴承,另两个是主减速器壳的支承轴承,根据已知数据计算,选择合适大小的轴承,确定轴承的位置和主动锥齿轮轴的尺寸,并设计合理的预紧装置,调整齿轮的啮合印记,用 CATIA 三维建模软件造型。(4)主减速器壳设计,轴承预紧及齿面啮合印记调整,由前几步已知的尺寸确定主减速器壳尺寸,进行主减速器壳支称轴承预紧和主减速器齿轮啮合印记调整,并用CATIA 三维建模软件绘制实体。(5)半轴计算及设计(全浮式) ,确定半轴形式,并由已知数据计算确定半轴直径,校核花键,用 CATIA 三维软件绘制半轴。(6)差速器和壳的设计及验算,根据已有零件尺寸,直接确定差速器和壳的尺寸,进行相应的校核,用 CATIA 软件建模。(7)桥壳设计及校核,选择桥壳形式,根据已有零件尺寸直接确定桥壳尺寸,进行静强度校核,用 CATIA 绘制桥壳模型。42 总体方案设计2.1 驱动桥总成的结构形式选择驱动桥在汽车传动系统的末端,主要由差速器、主减速器、驱动桥壳和半轴等组成。其功用是:将发动机传来的转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动轮,并减小转速、增大扭矩;通过主减速器锥齿轮副改变扭矩的传递方向;通过差速器实现两侧车轮以不同的转速转弯。驱动桥总成的结构形式,按其总体布置来说共有三种,普通的非断开式驱动桥(见图 2.1 a)、带有摆动半轴的非断开式驱动桥( 见图 2.1 b)和断开式驱动桥(见图 2.1 c)。按其工作特性,它们又可分为两类,即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。 非断开式驱动桥通过弹性悬架与汽车车架连接,由于半轴套管与主减速器壳是刚性地连接成一体的,因而两侧的半轴和驱动轮不可能在横向平面内作相对运动,因此称这种驱动桥为非断开式驱动桥,也叫整体式驱动桥。有些轿车和越野汽车全部或部分驱动轮采用独立悬架,就是将两侧的驱动轮分别用弹性悬架与车架相连,两轮可彼此独立地相对于车架上下跳动。与此相应,主减速器壳固定在车架上。驱动桥壳应制成分段并通过铰链连接,这种驱动桥就是断开式驱动桥。非断开式驱动桥结构简易,制造工艺性好,成本低,可靠性好,维修调整方便,广泛应用于货车和部分轿车上,但是其悬挂质量较大,对降低动载荷和提高平顺性不图 Error! No text of specified style in document1 驱动桥总体布置形式简图5利。断开式驱动桥结构较复杂,成本较高。但是,它们与独立悬架接合起来,对于改善汽车平顺性、操纵稳定性和通过性有利,所以在轿车和高通过性的越野汽车上应用相当广泛。本次课题设计的是某两吨货车的后驱动桥,所以驱动桥总体形式选择整体式。2.2 主减速器结构形式的选择主减速器的功用是增大输入的转矩并相应降低转速,以及对于纵置发动机改变扭矩旋转方向。为了顺应各种车型和使用要求,主减速器有多种布局形式。根据主减速器所具有的齿轮副的数量可以分为单级主减速器(有一对齿轮副)和双级主减速器(有两对齿轮副)。而双级主减速器又可分为整体式和分开式两种。其中,分开式双级主减速器的第一级设于驱动桥中部(称为中央减速器) ,而第二级设于轮边(称为轮边减速器)。当主减速器具有两个挡位时,称为双级主减速器。单级主减速器常由一对圆锥齿轮构成。单级主减速器结构较简单,体积小,质量小,成本低,传动效率高,使用简便。但是主传动比不能过大,一般不能超过 7.0。如果进一步提高主减速比,将会增大从动齿轮直径,从而减小离地间隙,降低汽车通过性,并且会使从动齿轮热处理复杂化。由于有上述特点,单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车上。双级主减速器有两对齿轮副传动,与单级主减速器相比,可以在保证离地间隙相同的情况下得到更大的传动比(712) ,但是其尺寸较大,质量较大,成本高传动效率低。双级主减速器主要用于中、重型货车、越野车和大客车上。本课题设计的是某两吨货车的后驱动桥,所以本课题设计选择单级主减速器。62.3 主减速器锥齿轮支承形式的选择2.3.1 主动锥齿轮的支承形式主减速器主动锥齿轮有两种支承形式,即悬臂式支承(见图 2.2 a) 、跨置式支承(见图 2.2 b) 。在悬臂式支承设计中,圆锥滚子轴承布置得大端向外,以增加支承间的距离 b,并减小悬臂长度 a,这样可以改善支承刚度。一般要求两轴承支承间距要比 2.5 倍的悬臂长度还要大。靠近齿轮的轴径直径 d 应该不小于悬臂长度 a,悬臂式支承的优点是其结构简单;缺点是支承刚度较差。这种结构主要用于传递转矩较小的车桥、轻型货车的单级主减速器,以及许多双级主减速器中。跨置式支承的支承刚度较大,可以保证啮合良好,提高齿轮承载能力,适用于传递较大的转矩。本课题设计所选主动锥齿轮支承形式为悬臂式。2.3.2 从动锥齿轮支承本课题所选从动锥齿轮支承形式为跨置式,如图 2.3 所示,其中从动锥齿轮固结于图 Error! No text of specified style in document2 主动锥齿轮支承图 Error! No text of specified style in document3 主减速器从动锥齿轮支承7差速器总成,通过一对圆锥滚子轴承支承。在设计中,圆锥滚子轴承应该布置的大端向内,以减小支承跨距(图中 c+d) ,这样可以增加支承的刚度。另外为了增加支承刚度,一般要在差速器壳上加筋。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳处有足够的位置设置加强筋,距离 c+d 应该不小于从动齿轮大端分度圆直径的 70%。2.4 主减速器传动形式的选择主减速器的传动形式主要有:螺旋锥齿轮传动(如图 2.4 a 所示) 、双曲面齿轮传动(如图 2.4 b 所示) 、圆柱齿轮传动(如图 2.4 c 所示)和蜗杆涡轮传动(如图 2.4 d所示) 。螺旋锥齿轮传动的特点是:零件制造相对简单,但其工作噪音大 ,对啮合精度十分敏感,当齿轮副锥顶稍有不吻合,便会使工作条件急剧变坏,从而使磨损加剧,噪声增大。为保证齿轮副的准确啮合,必需将轴承预紧,提高支承刚度,增大主减速器壳体刚度。涡轮蜗杆传动的特点:可以在轮廓尺寸较小、结构质量较小的情况下得到较大的传动比(传动比可以大于 7) ,工作平稳、无声,适宜把多驱动桥汽车的驱动桥布置成贯通式。但是,其传动效率较低,成本较高,要求采用价格高的材料(涡轮齿圈要求用高质量的锡青铜) 。由于有以上特点,蜗杆涡轮传动仅在生产批量不大的少数场合得到应用,例如在个别重型多轴驱动汽车,具有高转速发动机的大客车以及某些高级轿车上采用这种传动方式,只有在少量生产时才可以考虑采用这种结构。图 Error! No text of specified style in document4 主减速器 的传动形式8圆柱齿轮传动的特点:圆柱齿轮应用于发动机纵置的驱动桥结构当中。双曲面齿轮传动的特点:主、从动轴轴线不相交,而是有一偏移距 E,这是与螺旋锥齿轮的差别。由于存在偏移距,使得主动齿轮与从动齿轮的螺旋角不相等,且主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角。双曲面齿轮一个最大的特点就是当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮的尺寸相同时,双曲面齿轮传动有更大的传动比。从另一个角度说,当传动比确定且从动齿轮尺寸相同的时候,双曲面主动锥齿轮比螺旋锥齿轮有较大的直径,从而有较高的轮齿强度和较大的主动齿轮轴,轴承刚度也大。再从第三个角度看,当传动比和主动齿轮尺寸一定时,双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮的小,因而可以增大主减速器壳处的离地间隙。但是,双曲面齿轮传动也有缺点,即摩擦较为严重。在工作过程中,除了有沿齿高方向的侧向滑动之外,还有延齿长方向的纵向滑动,而这种齿面之间的纵向滑动是双曲面齿轮传动所特有的。这种纵向滑动可以改善齿轮的磨合过程,并使其工作安静平稳。但是,它也使摩擦损失增加,从而降低传动效率。由于这种纵向滑动是随着偏移距的增大而增大的,所以在设计中不应该把偏移距选的过大。在工作过程中,双曲面的齿面间压力较大、摩擦较大,可能导致破坏齿面之间的油膜,甚至导致齿面烧结咬死。因此,设计双曲面齿轮时要注意润滑问题,一般采用特殊润滑油。表 2.1 所示为双曲面齿轮与螺旋锥齿轮的优缺点比较。由于双曲面齿轮有上述很多优点,因此得到了广泛应用。表 Error! No text of specified style in document1 双曲面齿轮与螺旋锥齿轮的优缺点比较特点 双曲面齿轮 螺旋齿轮运转平稳性 优 良抗弯强度 提高 30% 较低接触强度 高 较低抗胶合能力 较弱 强滑动速度 大 小9效率对安装误差的敏感性约 0.98取决于支承刚度和刀盘直径约 0.99取决于支承刚度和刀盘直径轴承负荷 小齿轮的轴向力较大 小齿轮的轴向力较小润滑油 用防刮伤添加剂的特种润滑油 普通润滑油根据设计要求,本课题选择的主减速器传动形式为双曲面齿轮传动。2.5 差速器结构形式的选择当汽车转弯行驶或在不平路面上行驶时,左右驱动轮滚动的角速度是不相同的,这一功能就是靠差速器来实现的。差速器的种类有很多,包括齿轮式差速器、强制锁止式差速器、高摩擦自锁式差速器、牙嵌式自由轮差速器、托森差速器、粘性联轴差速器等。本课题设计的驱动桥用于公路运输的轻型货车,对越野性要求不高,其差速器不配备防滑转功能。故选择齿轮式差速器中的对称式锥齿轮差速器。2.6 半轴结构形式的选择布置在中央的主减速器若安装在刚性车桥上,则主减速器和车轮之间用轴来传动,此轴称为半轴,半轴必成对出现,左右各一个。在非断开式驱动桥中,车轮传动装置的主要部件是半轴。根据车轮端的支承方式不同,半轴型式可分为半浮式、34 浮式和全浮式三种型式,如图 2.5 所示。全浮式半袖(如图 2.5c 所示)的安装结构特点是:半袖外端通过法兰盘和车轮轮毂相连,车轮则直接通过两个轴承支承在桥壳上,而半轴的内端用花键插在差速器半轴齿轮花键孔中。所说的半轴全浮,是指在外界垂直载荷和侧向力作用下半轴不发生弯曲变形,半轴仅起传递转矩的作用。假如没有半轴,桥壳上有两个轴承,照样能支承住汽车车轮,毫无影响,汽车能被推动行驶。所以采用全浮式半轴能提高汽车使用安全性。10(a)半浮式 (b)34 半浮式 (c )全浮式图 2.5 半轴结构类型实际上,一般半轴长度都比较长,由于工艺上的原因,半轴的直径不可能太小,因此,对于轻型汽车来说,它的强度足够富裕,若半轴仍用全浮式,半轴的潜力未能充分发挥。因此可以采用半浮式半轴或 3/4 浮半轴。半浮式半轴(如图 2.5a 所示)的车轮通过半轴支撑在桥壳上,在外界垂直载荷和侧向力的作用下半轴要发生弯曲变形。半浮式半轴的支承布置:半轴靠近车轮端处通过一轴承支承在桥壳上,其内端通过花键支承在半轴齿轮上。这样,可用简单的轮毂来代替加工复杂的轮毂,同时也就减轻了重量,半浮式结构一定要确保所选材料、设计制造及安装质量。否则一旦半轴断裂,严重时会造成车毁人亡。3/4 浮式半轴(如图 2.5b 所示)结构从外观上很容易和半浮式半轴混淆,两者主要区别在于车轮轴承布置相对于车轮中心平面的位置不同。若车轮中心相对于半轴外端有偏置则为半浮,若偏置距为零就是 3/4 浮了。由于偏置距为零,所以它的单列轴承一定布置在桥壳上,在垂直载荷作用下,半轴的弯曲变形很小,只是受侧向力时半轴才会出现很大的弯曲变形,半轴受力状况较半浮式大为改善,因此这类半轴是 3/4 浮式半轴。本次课题设计的驱动桥用于两吨货车,轴荷较大。对车桥的承载能力有一定的要求,需采用桥壳承载。故选择全浮式半轴。113 主减速器齿轮副设计3.1 传动系载荷计算(1)按发动机最大扭矩与最低档传动比确定从动锥齿轮的计算扭矩 ceTmax10kidefceTn(Error! No text of specified style in document1)式中:k液力变矩系数,k=1发动机最大转矩, =320 NmmaxeTmaxeT变速器一挡传动比, =5.5571i 1i分动器传动比, =1fi fi主减速器传动比, =5.830i 0i发动机到主减速器从动齿轮的传动效率,对于双曲面齿轮,取=0.9计算驱动桥数, =1nn猛接离合器所产生的动载系数,对于一般载货汽车取 =1 dk dk将数据代入公式中得 Nm13205.71.830.9ceT(2)按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮的计算扭矩 csT2rcsmiG(Error! No text of specified style in document2)式中: 满载状态下驱动桥上的静载荷, N2G2=6479.8=540g最大加速度时后轴负荷转移系数,商用车 =1.11.2,取 1.2m 212轮胎和路面间的附着系数。对安装一般轮胎的公路用汽车,在良好的 混凝土和沥青路面上, =0.85。车轮滚动半径(m) , =0.345m(轮胎高宽比按 80%计算)r r主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比,无轮边减速器,取 =1im im主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率,无轮边减速器,取 =1 将数据代入公式得 = NmCST259401.850.34=9128(3) 按日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算扭矩 cfT(Error! (farcf jf)i nhmGTNo text of specified style in document3)式中: 汽车满载总重量, =4.235 9.8 1000=41503NaGa车轮滚动半径(m), =0.345mrr主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比,无轮边减速器,取 =1i im主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率,无轮边减速器,取 =1m 驱动桥数, =1nn性能参数,取 ,当 时, =0,jfj max0.195f6eGTmax0.1956ejf,所以 =0max0.195.4320eGTjf公路坡度系数,对于商用车而言, =0.050.09,取 =0.08hf hfhf道路滚动阻力系数,对于商用车而言, =0.0150.020,取 =0.019r r rf将数据代入公式(Error! No text of specified style in document3)得13Nm(0.19cf4153.=.8)=41T本文选取 和 中的较小值来计算锥齿轮最大应力。计算中所选取的扭矩值为cesT=9128Nm。若进行锥齿轮的疲劳寿命计算,其计算扭矩应取 =1418 Nm。cs cfT3.2 主减速器设计计算3.2.1 主从动锥齿轮齿数的选择为了保证磨合均匀,主、从动锥齿轮的齿数应避免出现公约数,对于商用车, 一1Z般不小于 6。本次设计 取 7,根据主减速比 取 41。1Z2Z3.2.2 从动锥齿轮节圆直径及端面模数的计算节圆直径可以根据经验公式确定,32dcKT(3.4)式中: 从动齿轮大端分度圆直径(mm)2d直径系数,一般为 13.015.3K从动齿轮的计算转矩(Nm) , =9128NmcTcT将数据代入公式(3.4)得 =(272320 )mm321.092518d初选 则 =7.32 2d=30smZ根据 3smCKT(3.5)校核 =(0.3 0.4) =(6.278.36) , 所以 取值满足条件。s39128sm3.2.3 主从动锥齿轮的齿面宽度计算对于汽车工业,主减速器从动锥齿轮齿宽=0.155 2b2d14(3.6) 将数据代入公式(3.6)得 =46.5 mm, =51.1 mm2b1b3.2.4 齿轮的偏移方向的选择和偏移距计算对于轿车、轻型载货汽车来说,一般情况下,偏移距 =60mm,E 选择2E0.d45mm,双曲面齿轮的螺旋方向为:主动锥齿轮左旋、从动锥齿轮右旋。主动锥齿轮在从动锥齿轮中心线下方。3.2.5 螺旋角的选择由于主动锥齿轮与从动锥齿轮为双曲面齿轮,所以二者的螺旋角并不是一样的,且主动锥齿轮的螺旋角大于从动锥齿轮,本次设计初选主动锥齿轮螺旋角 50,从动锥齿轮螺旋角 30。3.2.6 法向压力角的选择压力角的选择与轮齿的强度有关,压力角越大,轮齿的强度越高。并且能减少齿轮不产生根切的最小齿数。载货汽车一般选用 22.5的压力角。3.2.7 双曲面齿轮几何尺寸计算结果本文设计中,运用 Excel 表格编辑计算如表 3.1 所示双曲面齿轮 150 个结构参数。具体程序见附件。表 3.1 双曲面齿轮的结构参数计算结果序号 计算公式 计算结果 注释1 1z7 小齿轮齿数应不小于 62 241 由 及主减速比1z确定153 210.1707 齿数比的倒数4 2b46.5 大齿轮齿面宽5 E 45 小齿轮轴线偏移距6 2d300 大齿轮分度圆直径7 dr152.4 刀盘名义半径8 145 小齿轮的螺旋角9 tan1.191810 i2co0.204911 isn0.979712 0.214-6mR127.2231 大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径13 i51sn20.3465 大小轮螺旋角差角正切值14 coi0.938015 13941.3510 初定小轮扩大系数16 221.7210 小轮中点分度圆半径换算值17 1651mR29.3451 小齿轮在齿面宽16中点处的分度圆半径18 06.12.RT1.2 轮齿收缩系数19 7650.3151 近似计算公法线K1K2 在大轮轴线上的投影20 195tan0.0692 大轮轴线在小轮回转平面内偏置角正切21 20.1.002422 1sin0.069023 3.9584 大轮轴线在小轮回转平面内偏置角24 127-5sin2 0.3378 初算大轮回转平面内偏置角正切25 2tan0.358926 5t10.1924 初算小轮分锥角正切27 1cos0.982028 24in70.34401729 2cos0.939030 15-9tan81.1978 第一次校正小轮螺旋角正切31 30-92-0.0021 扩大系数修正量32 1-0.0004 大轮扩大系数修正量的换算值33 Sin1=(24)-(22)-(32)0.3378 校正后大轮偏置角的正弦值34 1tan0.358935 342t10.1923 校正后小轮分锥角正切36 110.8872 小齿轮节锥角37 cos0.9820 小齿轮节锥角余弦值38 13in70.3440 第二次校正后的螺旋角差值的正弦39 121.314540 cos0.931641 3840-5tan11.2131 第二次校正后小轮螺旋角的正切值42 150.5005 小齿轮中点螺旋18角43 1cos0.6361 小齿轮中点螺旋角余弦值44 39-4229.1860 大齿轮中点螺旋角45 2cos0.873046 tan0.558647 3cot20.204848 278.4237 大齿轮节锥角49 sin0.979750 2co0.200751 37129.836952 52633.981553 1663.8184 两背锥之和54 4952113.3773 大轮锥距在螺旋线中点切线方向投影55 35198.6718 小轮锥距在螺旋线中点切线方向投影1956 tan-0.0849 极限齿形角正切负值57 01-48540 极限齿形角负值58 cos0.996459 51640.003560 20.000161 5411187.146262 61-0.001363 20590.004864 634-1135.180765 dr58135.6673 齿线中点曲率半径66 671.123367 350 ; 1.-30.03430.829368 3751-345; 119.73550.188892069 674031.013970 519zm29.229971 -2-3.1695 大齿轮节锥顶点小齿轮轴线距离72 491mA129.8648 在节平面内大齿轮齿面宽中点锥距73 4965.0153.1146 大齿轮节锥距74 72-323.2498 大轮分锥上齿宽之半75 2451khgm9.7526 大齿轮在齿面宽中点处的齿工作高76 74610.466377 6-4590.655878 i45 轮齿两侧压力角的总和79 sin i 0.707180 0.27822.5 平均压力角81 cosi0.9239 平均压力角余弦2182 2tani0.4142 平均压力角正切83 871.583384 2310566.7967 双重收缩齿齿根角的总和85 aK0.1300 大齿轮齿顶高系数86 1.150-851.0200 大轮齿根高系数87 71.2678 大齿轮齿面宽中点处的齿顶高88 05.869.9976 大齿轮齿面宽中点处的齿根高89 40.8836 大轮齿顶角90 2sin0.015491 89-5.9132 大齿轮的齿根角92 sin 20.103093 0741.6264 大齿轮的齿顶高94 9812.3928 大齿轮的齿根高95 5.1. 1.512996 314.0192 大齿轮齿全高97 9-612.5063 大齿轮齿工作高98 8497.3072 大齿轮的面锥角2299 02sin0.9826100 co0.1855101 91-482r72.5105 大齿轮的根锥角102 rsin0.9538103 2rco0.3005104 rt 0.3151105 65.093d2300.6527 大齿轮外圆直径106 7433.8955 大端分度圆中心至轴线交叉点距离107 493-106x232.3023 大齿轮外圆至小齿轮轴线的距离108 987-0.7478 大端顶圆齿顶与分度圆处齿高之差109 1028-73.5450 大端分度圆处与根圆处在齿高方向上高度差110 8-7z0-3.9173 大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离111 1097zr 0.3755 大齿轮跟锥顶点至小齿轮轴线的
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