八吨载重汽车驱动桥差速器设计毕业设计(编辑修改稿)

八吨载重汽车驱动桥差速器设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

高于悬臂式 齿轮的承载能力。 此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间 距离很小， 就能够 缩短主动齿轮轴的长度，使 的 布置更紧凑，并 且能够 减小传动轴夹角， 这些都 有利于整车布置。 跨置式支承中的导向轴承都 是 圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或 者 根本不带内圈。 由于 它仅 仅需要 承受径向力，尺寸 也能够 根据布置位置而定，是 不容易 损坏的一个轴承。 由于 本次设计需要传递较大转矩， 且兼顾经济性，故而 选用跨置式支承。 从 动锥齿轮的支 承 [2] 从动锥齿轮的支承 (图 c)，其支承刚度与轴承的 型 式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。 从动锥齿轮 很多情况下采 用圆锥滚子轴承支承。 为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸 c+d 的大小。 为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体有足够的位置 用来 设置加强肋以增强支承稳定性， c+d 不 应 小于从动锥齿轮大端分度圆直径的 70%。 为了使载荷能 够 尽量 平 均 的 分配在两轴承上，应 当 尽量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d。 在具有大的主传动比和 有 径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了 避免 从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移， 通常 在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承(图 )。 辅 助支承与从动锥齿轮背面之间 存在的 间隙，应 当能够 保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续 发生 变形。 主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图 所示。 图 从动齿轮辅助支撑 图 主、从动锥齿轮的许用偏移量 济南大学毕业设计 17 主减速器的基本参数选择与设计计算 主减速器比的确定 主减速比的大小，对主减速器的结构型式、轮廓尺寸及质量大小 都有很大的影响。 主减速比 i0 的选择，应 当 在汽车总体设计时和传动系的总传动比 i0 一起，由整车 的 动力计算来确定。 驱动桥的 主减速比 i0 是主减速器设计的依据，是设计主减速器时的原始参数。 对于货车和具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车来说，在给定发动机最大功率 pamax 及其转速 np 的情况下，所选择的 i0 值应能保证 汽车有尽可能高的最高车速vamax。 这时值 i0应按下式来确定： )(190 m a x0 mmiv nri gha pr  （ ） 式中： r —— 车轮的滚动半径 ： r =； pn —— 最大功率时的发动机转速 ： pn =2900r/min； maxav —— 汽车的最高车速 ： maxav =90km/h； ghi —— 变速器量高档传动比 ,通常为 1； 按照 （ ） 求得的 i0 值应与同类汽车的主减速 比相比较，并考虑到主从动主减速 齿轮可能有的齿数，对 i0 值予以校正并最后确定下来。 根 据所选定的主减速比 i0 值，就能够 基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。 由得出的 i0 值确定 本 设计 选用单级主减速器。 主减速器齿轮的设计载荷的确定 （ 1） 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮的计算转矩 ceT ceT = 5 8 6 5 8 01 8 9 0101m a x n iikiTk fed  (Nm) () 式中 ： maxeT —— 发动机最大转矩： maxeT =390Nm； 济南大学毕业设计 18 k—— 液力变矩器变矩系数： k =1； dk —— 动载系数： dk =1； 1i —— 变速器一档传动比： 1i =； fi —— 分动器传动比： fi =1； 0i —— 主减速器传动比： 0i =；  —— 从发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率：  =； n —— 计算驱动桥数： n=1； （ 2） 按驱动轮打滑扭矩确定从动轮计算转矩 Tcs Tcs = )(0 5 9 8 6 6 0 0 0 0 022 mmi rmG mm r    （ ） 式中 ： 2G —— 后驱动桥在满载状态下的静载荷： 2G =40000N； 2m —— 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数： 2m =； r —— 车轮的滚动半径： 标准中轮胎外直径 1018mm， 滚动半径 r =； —— 轮胎与路面之间的附着系数：  =； mi —— 主减速器从动齿轮到车轮间的传动比： mi =1； m —— 主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率： m =； （ 3） 按汽车日常行驶平均转矩确定从动齿轮计算转矩 cfT = ni rFmmrt = ni rfffGgmmrjhr   )( )(    (Nm) （ ） 式中： G —— 汽车总质量： G =7100kg； 济南大学毕业设计 19 f —— 道路滚动阻力系数： ff =； hf —— 公路坡度 系数： hf =； jf —— 汽车性能系数： pf =0； 在强度校核时取 cT =min[ ceT , csT ],即 cT = ceT =m 计算主动锥齿轮时，应将以 上各式分别除以该对齿轮的减速比及传动效率。 主减速器齿轮基本参数的 选择 （ 1） 主动锥齿轮齿数 z1，从动齿轮齿数 z2 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀 ,z z2 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小于 40； 为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于货车， z1 一般不少于 6；当主传动比 i0 较大时，尽量使 z1 取得小些，以便得到满意的离地间隙 ； 对于不同的主传动比， z1 和 z2 应有适宜的搭配。 本次设计选择 z1=7， z2=44。 （ 2） 从动齿轮大端分度圆直径 D2,端面模数 m 对于单级主减速器， D2 对驱动桥壳尺寸有影响， D2 大将影响桥壳的离地间隙；D2 小则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。 )( 3322 mmTkD cD  () 式中 ： 2Dk —— 直径系数 ： 2Dk =； cT —— 计算载荷 ： cT =m； 2D —— 从动齿轮大端分度圆直径 ； m = 8 441 9022 ZD(mm) () 校核模数： )( 33 mmTkm cm  () 式中 : km 为模数系数，为 ～ ，本次取 ； 济南大学毕业设计 20 计 算 得 m=＞ ,所以合格 . （ 3） 主、从动锥齿轮齿面宽度 b b2 锥齿轮齿面 设计 过宽并不能 使 齿轮的强度和寿命 增大 ，反而会 引起 因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄 导致 的切削刀头顶面宽 度 过窄及刀尖圆角过小。 这样，不但减小了齿根圆半径，加大了应力集中， 同时 还降低了刀具的使用寿命。 此外，在安装时 存在 位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时载荷 都 集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早 的 损坏和 产生 疲 劳损伤。 另外，齿面过宽也会引起装配空间的减小。 但是 如果 齿面过窄，轮齿表面的耐磨性 又 会降低。 从动锥齿轮齿面宽 b2 推荐不大于其节锥距 A0 的 倍，即 b2 ， 而且 b2应满足 b2  10 m，一般也推荐 b2=。 对于螺旋锥齿轮， b1 一般比 b2 大 10%。 22  Db (mm) () 21  bb (mm) () （ 4） 中点螺旋角 β 选择 β时， 必须要 考虑它对齿面重合度、轮齿强度和轴向力大小的影响。 中点螺旋角 β越大，则 齿面重合度 也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声 也 越低，而且轮齿的强度越高。 汽车主减速器 螺旋 锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为 35176。 ～ 40176。 货车 一般 选用较小 值以防止轴向力过大，通常取 35176。 螺旋方向 为 ：主动左旋，从动右旋。 （ 5） 法向压力角 α 法向压力角大一些 可以增加轮齿强度， 使得 齿轮不发生根切的最少齿数 减少。 但是 对于小尺寸的齿轮，压力角 过 大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。 因此， 本设计选取 α=20176。 30′。 主减速器 圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 表 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 主动齿轮齿数 Z1 7 从动齿轮齿数 Z2 44 端面模数 m 济南大学毕业设计 21 齿面宽 b 1b= mm 2b = 工作齿高 mhh ag *2 gh 全齿高  mchha **2  h = mm 法向压力角   = 22 03 轴交角   =90176。 节圆直径 d =mz 1d mm 2d = mm 节锥角 1arctan21zz 2 =90176。 1 1 =176。 2 =176。 周节 t= t= 节锥距 A0 =11sin2 d =22sin2 d 取 A0 = 齿根高 fh = mcha ** fh = 齿顶高 mhh aa * ah = 径向间隙 c= mc* c= 齿根角 0arctanAhff  f=176。 面锥角 211 fa   122 fa   1a =176。 2a =176。 根锥角 1f= 11 f 2f = 22 f  1f =176。 2f =176。 齿顶圆直径 1111 c os2 aa hdd  2ad = 222 cos2 ahd  1ad = 2ad = 节锥顶点 至 齿轮外缘距离 1121 s in2 ak hdA  212 dAk  22sinah 1kA = 2kA = 济南大学毕业设计 22 理论弧齿厚 21 sts  mSs k2 1s= 2s = 主减速器 锥齿轮的 强度 计算 （ 1） 单位齿长上圆周力 按发动机最大转矩计算： P= 3321m a x  bnD ikiTk fged  =( Nm) （ ） 式中 ： maxeT —— 发动机最大转矩： maxeT =390Nm； gi —— 变速器传动比： gi =； 1D —— 主动锥齿轮分度圆直径： 1D =m1z =； 2b —— 从动齿轮齿面宽： 2b =； 上式 计算 得： P=m＜ [P]=1429Mpa，所以 齿轮表面耐磨性合格。 （ 2） 齿轮的弯曲强度计算 从动锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： w = 3320  wvmsc Jm b Dk kkkT  (Mpa) （ ） 式中： mk —— 齿面载荷分布系数： mk =1； 0k —— 过载系数：一般取 1； sk —— 尺寸系数： sk =； vk —— 质量系数： vk =1； 济南大学毕业设计 23 b —— 齿轮齿面宽度： b = 2b =； 2D —— 从动锥齿轮分度圆直径： 2D =； wJ —— 综合系数： wJ =； 计算 得 ： w =＜ [ w ]=700Mpa， 所以，齿轮弯曲。