车辆工程毕业设计论文-解放ca1092货车双级主减速器驱动桥设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-解放ca1092货车双级主减速器驱动桥设计(编辑修改稿)内容摘要：

可利用在不同的下的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。 通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择 0i 值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大 10%～ 25%，即按下式选择： 0i =ghapr iv nrmax=3000/(901)= () 式中： r —— 车轮的滚动半径 r =[ 2d +(1 )b]=(m) 轮辋直径 d=20 英寸轮辋宽度 b=9 英寸， =； ghi —— 变速器最高档传动比 (为直接档 )。 11 主减速器结构方案的确定 (1)主减速器齿轮的类型 螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。 本次设计采用螺旋锥齿轮 [4]。 (2)主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 本次设计选用： 主动锥齿轮：悬臂式支撑 (圆锥滚子轴承 ) 从动锥齿轮：骑马式支撑 (圆锥滚子轴承 ) (3)从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。 为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆 锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。 主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上 [5]。 (4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。 分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的 1/2。 预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。 主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的 30％。 主动 锥齿轮轴承预紧度的调整采用波形套筒，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。 (5)主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。 本次设计采用双级减速，主要从传动比及它是载重量超过 6t 的重型货车和保证离地间隙上考虑。 差速器的选择 差速器的结构型式选择 ，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。 差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常 12 行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。 后者又分为强制锁止式和自然锁 止式两类。 自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。 但对于本设计的车型来说只选用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器即可。 本次设计选用：普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。 半轴型式的确定 3/4 浮式半轴，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，故未得到推广。 全浮式半轴广泛应用于轻型以上的各类汽车上。 本次设计选择全浮式半轴。 桥壳型式的确定 整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一个整体的空心梁， 其强度及刚度都比较好。 且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起。 使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。 其主要缺点是桥壳不能做成复杂而理想的断面，壁厚一定，故难于调整应力分布。 铸造式桥壳 强度、刚度较大 多 用于重型货车。 本次设计驱动桥壳就选用 铸 造 式 整体式桥壳。 本章小结 本章 首先确定了主减速比，以方便确定其它参数。 对主减速器型式确定中主要从主减速器齿轮的类型 、 主减速器主动锥齿轮的 支承形式及安装方式的选择 、 从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择 、 主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 及 主减速器的减速形式 上得以确定从而逐步给出 驱动桥 各个总成 的基本 结构 ， 分析了驱动桥各总成结构组成。 13 第 3 章 主减速器的基本参数选择与设计计算 主减速齿轮计算载荷的计算 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩 ( jjeTT, )的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。 即 TTLeje KiTT  0m a x /n=5335 ( mN ) () LBLBrj i rGT     2 =9925( mN ) () 式中： maxeT —— 发动机最大转矩 373 mN ； TLi —— 由发动机到所计算的主 减 速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； TLi =0i 1i =2= m a x m a x1 m a x 0( c o s s i n )rt g TG f ri Ti  根据同类型车型的变速器传动比选取 1i = T —— 上述传动 部分的效率，取 T =； 0K —— 超载系数，取 0K =； n—— 驱动桥数目 1； 2G —— 汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷， N；但后桥来说还应考虑到汽车加速时负荷增大量，可初取： 2G = 满G 60%=68208N； LBLBi, —— 分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比 ,分别取 和。 由式 ()，式 ()求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。 对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为 jmT = )()(PHRLBLB rTa fffni rGG  =1009( mN ) () 14 式中： aG —— 汽车满载总重 9450 N； TG —— 所牵引的挂车满载总重 ,N, 仅用于牵引车取 TG =0； Rf —— 道路滚动阻力系数，货车通常取 ～ ，可初取 Rf =； Hf —— 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。 货车通常取 ～ ，可初取Hf =； Pf —— 汽车性能系数 ])(1 [1 001 m a xe TaP T GGf  () 当 m ax)(eTaT GG  =16 时，取 Pf =0 主减速器齿轮参数的选择 (1)齿数的选择 对于普通双级主减速器，由于第一级的减速比 i01比第二级的 i02小些 (通常 i01/ i02≈～ )，这时，第一级主动锥齿轮的齿数 z1可选的较大，约在 9～15 范围内。 第二级圆柱齿轮传动的齿数和，可选在 68177。 10 的范围内。 (2)节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩 (见式 ， 式 并取两者中较小的一个为计算依据 )按经验公式选出： 32 2 jd TKd  () 式中：2dK—— 直径系数，取2dK=13～ 16； jT —— 计算转矩， mN ，取 jT ， jeT 较小的。 计算得， 2d =～ ，初取 2d =230mm。 (3)齿轮端面模数的选择 2d 选定后，可按式 22 /zdm 算出从动齿轮大端模数，并用下式校核 3t mjm K T =~ 22 /zdm = m取 9 (4) 齿面宽的选择 汽 车 主 减 速 器 螺 旋 锥 齿 轮 齿 面 宽 度 推 荐 为 ：F= 2d =，可初取 F2 =36mm。 (5)螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。 (6)螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使 Fm。 因 Fm 愈大传动就愈平稳噪声就愈低。 螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。 在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用 35176。 15 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强 度计算 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序。 双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把实用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。 当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表。 表 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算用表 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 1 主动齿轮齿数 1z 13 2 从动齿轮齿数 2z 26 3 模数 m 9 ㎜ 4 齿面宽 b b 36 ㎜ 5 工作齿高 mHhg 1 gh ㎜ 6 全齿高 mHh 2 h =20 ㎜ 7 法向压力角   =176。 8 轴交角   =90176。 9 节圆直径 d =m z 1d 117 ㎜ 2d = 234 ㎜ 10 节锥角 1arctan21zz 2 =90176。 1 1 =176。 2 =176。 11 节锥距 A0 =11sin2 d =22sin2 d A0 = ㎜ 12 周节 t= m t= ㎜ 13 齿顶高 21 aga hhh  mkh aa 2 1ah = 2ah = 14 齿根高 fh = ahh 1fh = 2fh = 15 径向间隙 c= ghh c= ㎜ 16 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 16 齿根角 0arctan Ahff  1f =176。 2f =176。 17 面锥角 211 fa   ； 122 fa   1a=176。 2a =176。 18 根锥角 1f= 11 f 2f = 22 f  1f =176。 2f =176。 19 齿顶圆直径 1111 c os2 aa hdd  2ad = 221 cos2 ahd  1ad =138 ㎜ 2ad =241 ㎜ 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 1121 sin2 ak hdA  212 dAk  22sinah 1kA = ㎜ 2kA = ㎜ 21 理论弧齿厚 21 sts  mSs k2 1s = 2s = 22 齿侧间隙 B=～ 23 螺旋角   =35176。 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度 进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。 在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。 螺旋锥齿轮的强度计算： (1)主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 ① 单位齿长上的圆周力 FPp () 式中： p。