iveco_4510轻型客车驱动桥设计_毕业设计(编辑修改稿)

iveco_4510轻型客车驱动桥设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

及支撑间的路程影响。 一般圆锥滚子轴承 支撑从动锥齿轮用的较多。 减小 c+d的长度，需要两轴承的圆锥滚子方向向里，这样就可以增加支撑的刚度。 为了加强从动锥齿轮支撑稳定性，则锥齿轮背面的差速器壳体的那部分须要有充足的地方， . 而且 c+d要大于等于从动锥齿轮大的一侧的分度圆直径的 70%。 dc 就可以使载荷平均的分到两轴上。 从动锥齿轮的主减速器里包含有很大的径响尺寸和主传动比， . 在从动锥齿轮的外侧边 缘后面设立辅助的支撑，这样就能让因为受轴向力影响而发生偏向和移动的从动锥齿轮受到限制。 在辅助支撑和从动锥齿轮背面之间存在着间隙，要确定当偏移的值到达允许极限，就是在辅助支撑与从动锥齿轮背面接合，这样可以让从动锥齿轮的偏移停止。 主、从动齿轮在载荷作用下的偏移量许用极限值， 如图 2 所示。 对支撑面从动锥齿轮背面的安装间隙的要求很高，一般就要求在小于或等于。 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 主减速器传动比的确定 ①预选主减速器传动比 此前已经得出初步估算的主减速比为 0i =。 ②确定最终主减速器传动比 主减速器比的最终值与主、从动锥齿轮的齿数有关；挑选主、从动锥齿轮齿数时要注意以下条件： a） 1z 与 2z 之间若存在公约数，就会影响齿轮的均衡磨合。 b）主、从 动锥齿轮齿数的和若大于等于 40，则会影响齿面重合度和轮齿弯曲强度的升高，使无法达到理想的水平。 c）如果是乘用车， 1z 若小于 9，或者是商用车，1z小于 6，那么会导致啮合不稳，产 生较大的噪音，而且还会时疲劳强度变得很低。 d）若想得到合适的离地间隙，在 0i 比较大时， 1z 就要取小一点的。 e） 1z 和 2z 要在不是相同的主传动比下匹配合适。 为适宜配合 1z 与 2z ，根据《汽车设计课程设计指导书》表 45 取 z1=6。 则 z2=z1=，所以取 z2=41，因此最终选择 0i =41247。 6=。 确定主减速器的载荷，用齿轮计算 ①通过发动机最大转矩与最低挡传动比带入公式算出从动锥齿轮的转矩 ceT Nmn ikiTkT edce 203531 a x   根据《汽车设计》表 41所示： Temax为发动机最大转矩； Temax=430 N m； n：驱动桥数，n=1；η为传动效率，取η =； k为液力变矩器系数 ， k=[(k01)/2]+1； k0为最大变矩系数，手动变速器， k=1； i0 为主减速器传动比， i ； 1i 为变速器最高挡挡传动比，i。 dk 为动载系数（ 由 离 合 器 产 生 ） ， 由 于 1 3 m a x e aT gm ，及性能系数 0jf ， 1dk。 ②按驱动轮打滑确定从动锥齿轮的转矩 csT Nmi rmGT mm rcs ,22     根据《汽车设计》表 41所示： G2为驱动桥在汽车满载的情况下的静载荷； G2=9310 74% =67585 N； 39。 2m 是后轴负荷转移系数，是在汽车处于加速度最高时。 商用车： 39。 2m =~，取 39。 2m =；轮胎与路面间的附着系数  ，对于在很好的混泥土或沥青路上行驶的装得是普通车轮的公路汽车，  取 ， rr为车轮滚动半径 ， rr= m； im为从动齿轮到车轮间的传动比， 1mi ； m 为主动齿轮到车轮之间的传动效率，取m ； ③从动轮的计算转矩 cfT NmnirFFFFnirFTmmrjiwfmmrtcf )5831370()(  其中： tF 为在正常开车时的平均牵引力， tF = jiwf FFFF  ；。 日常行驶忽略坡度阻力与加速阻力， 0 ji FF ，滚动阻力 GfFf  ，其中客车的阻力系数 f 为 ~，取 f=，即 NF f 1 3 7 00 1 3 1 0  ；空气阻力 aDw uACF ；客车空气阻力系数 DC 为 ～ ，取 DC ， 迎风面积 mA  ，日常平均行驶车速 hkmua /50 ，即 NFw 2 。 由前面两个式子算出的计算转矩，是作用到从动锥齿轮上的最大转矩，和后面一个式子求得的日常行驶平均转矩不一样。 当在求锥齿轮的最大应力时，计算转矩 cT 应该选之前两个里较小的那个值，即   NmTTT cscec 2 0 3 5 3,m in  ；在求锥齿轮疲劳寿命时， cT 取NmTcf 1170。 ④主动锥齿轮的计算转矩 ： Gcz iTT 0 式中， zT 为主动锥齿轮的计算转矩 （单位为 N m）； 0 i 为主传动比； G 为主、从动锥齿轮间的传动效率，对于双曲面齿轮副，当 60i 时， G 取 85%。 当计算锥齿轮最大应力时， NmTc 20353 ， Nmi TT Gcz 203530  ； 当计算齿轮疲劳寿命时， NmTc 1170 ， Nmi TT Gcz 2 0 1 1 7 00   锥齿轮的主要参数的选择 主动锥齿轮的主要参数有 1z 、 2z ， 2D ， sm ， 1b ， 2b ， E，β，α 1z ：主动锥齿轮齿数； 2z ：从动锥齿轮齿数； 2D ：从动锥齿轮大端分度圆直径； sm ： 端面模数； 1b ：主动锥齿轮齿面宽度； 2b ：从动锥齿轮齿面宽度； E：双曲面齿轮副的偏移距；β：中心点螺旋角；α：法向压力角。 ①主、从动锥齿轮齿数 1z 与 2z 根据之前取得的主、从动锥齿轮齿数的， 1z =6， 2z =41。 ②从动锥齿轮大端分度圆直径 2D 、端面模数 sm 2D 可根据经验公式初选，即 mmTKD cD 3322  式中， 2D 为从动齿轮大端分度圆直径（ mm）；2 DK是直径系数，在 ~ 之间，在此取2DK=14； cT 为从动锥齿轮的计算转矩 （ N m），   NmTTT cscec 2 0 3 5 3,m in 。 sm 由下式计算 41 8 222  zDm s 式中， sm 为齿轮端面模数。 同时， sm 还应满足   ~~ 33  cms TKm mK 为模数系数，范围 ~。 根据《机械制图与计算机绘图》表 79 得，取 9sm ，重新计算从动齿轮大端分度圆直径为 mmzmD s 3 6 941922  ， mmzmD s 546911 。 ③主、从动齿轮轮齿面宽度 1b 与 2b 双曲面齿轮，主、从动锥齿轮宽度相等， bbb  21。 双曲面锥齿轮齿面宽度 b ，应不大于其节锥距 2A 的 ，就是 Ab ，对 b有限制， smb 10 ，一般取 22 Db  ，即 mmb 6 91 5 。 ④确定双曲面齿轮副偏移距 E 齿面的磨损是由于 E过大使得齿轮纵向产生很大的滑移；而如果 E太小又很难让双曲面齿轮的特点得到施展；对乘用车和总质量较小的商用车来说， DE ，且 AE  ， 在确保不会产生根切的前提下，主传动比的增大会直接使 E 的值同样增大。 取mmDE 6 2  ，下偏移，就是从从的齿轮的顶部朝齿面看，而且要让主动齿轮处在右边，使得达到从的齿轮的中心线下方就是主动齿轮。 ⑤螺旋角β 齿轮不同位置的螺旋角是不同的，齿轮轮齿大端的螺旋角是最大的，小端的最小。 在双曲面齿轮副的中间点的螺旋角也不是相等的。 在考虑β的选择时，要想好螺旋角对轮齿强度、轴向力和齿面啮合度 F 的影响。 β值越大，则 F 也越大， 齿数就更多的啮合，使得动力传动的更顺，能很有效的降低噪音，更是增强了轮齿的强度，一般 F  ，在 ～２ .0时效果最好。 但如果β过大，会直接增大轴向力。 汽车主减速器双曲面齿轮副大、小齿轮螺旋角的平均值为 35176。 ～ 40176。 ，商用车为了有合适的轴向力，就要选则小一点的β值，取 352 21  。 “格里森”制推荐用下式预选双曲面小齿轮的名义螺旋角（176。 ） 369 1239。 1  dEzz 选用的 1 与上式计算的预选值 39。 1 之间相差不得 超过 5176。 ，否则难以完成良好的强度平衡。 用下式大致的确定大齿轮的名义螺旋角 2   352 21    是偏移角近似值，  r c s in2a r c s in2  bD E。 即    取 481 222 ，  39。 11   ，满足要求。 ⑥螺旋方向 选用原则：当挂了前进档时，为了防止车轮被卡死，齿轮的轴向力会远离锥顶的方向，使住从动轮产生分离的势头。 选择并使用主动齿轮左旋（从锥顶方向看，齿轮的形状从齿轮中心线上半部开始向右一侧倾斜）。 ⑦法向压力角α 大一点的法向压力角可以让不发生根切的最小齿数数目减少，另一方面可以增强齿轮的强度。 太大了就会 让齿顶变尖， 降低端面的重合度。 在此选取 ,3020。 ⑧铣刀盘名义直径 dr2 通过被切齿轮齿宽的中点来估设的同心圆的直径就是刀盘的名义直径，选择时通常是兼顾两个方面，及设计及使用的最合适的齿向曲率以及加工时用最经济的刀盘直径。 根据大齿轮分度圆半径 mmD 3692  ，按《汽车设计课程设计指导书》表 47 取刀盘名义半径为 mm。 主减速器锥齿轮的强度计算 轮齿在平常会受到很多的损伤，损 伤的方式也有很大种，比如齿面弯曲产生疲劳而折断、超过额定载荷后发生的折断、齿轮表面点蚀和生锈掉落、齿面发生胶合、 还有齿轮表面发生的摩擦损伤。 在挑选完主减速器锥齿轮的重要数据之后，可以以所挑选的齿形为依据来算出锥齿轮的几何尺寸； 在此之后我们可以依靠已经肯定的计算数据校核强度，用以确保锥齿轮有充足的使用寿命和耐用的强度。 单位齿长圆周力 主减速器锥齿轮的齿面抗摩性，常用轮齿的单位齿长的圆周力来假设估计算出，即 2bFp p：轮齿单位齿长圆周力 （ N/mm）； F：作用在轮齿上的圆周力 （ N）； 2b 为从动齿轮的齿面宽度（ mm）； 按发动机最大转矩计算时 321m a x 102  bD kiTkp ged  gi ： 变 速 器 传 动 比 ； 1D ：为主动锥齿轮中点分度圆直径（ mm ）mmZDZD os41 22c os3696c osc os 12 2211    ；其他符号同前。 一挡时， gi ，   mmNpmmNp /1 4 2 9/1 3 9 3   直接挡时， 1gi ，   mmNpmmNp /3 2 1/1 8 2 3 012 3   按驱动轮打滑的转矩计算时 mNibD rmGp mm r / 332239。 22    轮齿弯曲强度 齿根弯曲应力为 30 102 wsvmscw bD Jmk kkkT 此式求得是锥齿轮轮齿的 w 是锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力（ MPa）； c T 为所计算的齿轮的计算转矩（ N m）， 对于从动 齿 轮 ：   NmTTT cscec 2 0 3 5 3,m in  与 NmTcf 1170 ， 对 于 主 动 齿 轮NmTT zc 3506 与 NmTc 202 ； 0k 为过载系数，选用 1； sk 是尺寸系数，它体现的是材料性质的不均 衡性 它与齿轮的尺寸和热处理有关，。