CA1090汽车驱动桥主减速器设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 目 录 摘要 Abstract 第 1 章 绪论 1 1.1 选题的目的和意义 1 1.2 国内外研究现状 1 1.3 本次设计的主要内容 3 第 2 章 主减速器的设计 4 2.1 结构型式的选择 4 2.1.1 减速型式 4 2.1.2 齿轮的类型的选择 4 2.1.3 主动锥齿轮的支承形式 7 2.1.4 从动锥齿轮的支承形式及安置方法 8 2.2 基本参数选择与设计计算 9 2.2.1 计算载荷的确定 9 2.2.2 基本参数的选择 11 2.2.3 双曲面齿轮的几何尺寸计算 15 2.2.4 双曲面齿轮的强度计算 23 2.2.5 齿轮的材料及热处理 28 2.3 轴承的选择 28 2.3.1 计算转矩的确定 28 2.3.2 齿宽中点处的圆周力 29 2.3.3 双曲面齿轮所受的轴向力和径向力 30 2.3.4 轴承载荷的计算及轴承的选择 31 2.4 本章小结 34 第 3 章 差速器设计 35 3.1 差速器结构形式的选择 35 3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 36 下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 37 3.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 38 3.4.1 差速器齿轮的基本参数的选择 38 3.4.2 差速器齿轮的几何计算 40 3.4.3 差速器齿轮的强度计算 41 3.5 本章小结 42 第 4 章 驱动半轴的设计 43 4.1 半轴结构形式的选择 43 4.2 全浮式半轴计算载荷的确定 44 4.3 全浮式半轴的杆部直径的初选 45 4.4 全浮式半轴的强度计算 45 4.5 半轴花键的计算 45 4.5.1 花键尺寸参数的计算 45 4.5.2 花键的校核 48 4.6 本章小结 49 第 5 章 主动锥齿轮的有限元分析 50 5.1 有限元方法与 ANSYS 简介 50 5.2 主动锥齿轮的有限元分析 50 5.2.1 有限元模型的生成 50 5.2.2 划分网格 51 5.2.3 齿轮静载和约束的施加与结果分析 52 5.3 本章小结 54 结论 55 参考文献 56 致谢 57 附录 A 58 附录 B 61 下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 买文档送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 绪 论 1.1 选题的目的和意义 主减速器是驱动桥的重要组成部分，其性能的好坏直接影响到车辆的动力性、经济性。目前 ,国内减速器行业重点骨干企业的产 品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为我国汽车行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。 由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用，主减速器将有更进一步的发展。对主减速器的研究能极大地促进我国的汽车工业的发展。 1.2 国内外研究现状 主减速器是传动系的一部分，与差速器，车轮传动装置和桥壳共同组成驱动桥。主减速器的功用是增扭，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，并将转矩传递给差速器 1。 在现代 汽车驱动桥上，主减速器种类很多，包括 单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。其中 应用得最广泛的是采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的单级主减速器。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮），或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮传动。 买文档送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 单级螺旋锥齿轮减速器其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用 90交角的布置 2。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另 端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的。 单级双曲面齿轮其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都是采用 90。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距 3。当偏移距大到一定程度时，可使 一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凑的支承。这对于增下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处 4。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较 大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比大于 4.5 的传动有其优越性。当传动比小于 2 时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动 齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。 由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高 9。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。例如，在乘用车上当主减速器采用下偏置 (这时主动齿轮为左旋 )的双曲面齿轮时，可降低传动轴的高度，从而降低了车厢地板高度或减小了因设置传动轴通道而引起的地板凸起高度，进而可使车辆的外形高度减小 5。 单级圆柱齿轮主减速器只在节 点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其他啮合点还伴随着沿齿廓的滑动一样，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动都有这种沿齿廓方向的滑动 9。此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。这种滑动有利于唐合，促使齿轮副沿整个齿面都能较好地啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声。但双曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点的温度升高，因而需要用专门的双曲面齿乾油来润滑，且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达 96。其传动效率与倔移距有关，特别是与所传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮也是一样，其效率可达 99。两 种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏感性本质上是相同的。如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺旋角的平均值相同，则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大，而其从动齿轮的螺旋角则比螺旋锥齿轮的小，因而双曲面主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的大，而从动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的小。两种齿轮都在同样的机床上加工，加工成本基本相同。然而双曲面传动的小齿轮下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 较大，所以刀盘刀顶距较大，因而刀刃寿命较长。单级蜗杆 -蜗轮主减速器在汽车驱动桥上也得到了一定应用 6。在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎之间 的配合要求有大的主减速比 (通常 8 14)时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便，而采用其他齿轮时就需要结构较复杂、轮廓尺寸及质量均较大、效率较低的双级减速。与其他齿轮传动相比，它具有体积及质量小、传动比大、运转非常平稳、最为静寂无噪声、便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的布置、能传递大载荷、使用寿命长、传动效率高、结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。其惟一的缺点是需用昂贵的有色金属的合金 (青铜 )制造，材料成本高，因此未能在大批量生产的汽车上推广。 1.3 本次设计的主要内容 本设计的目标是设计一种满载质量为 9t 的中型载货汽车的主减速器，本设计主要研究的内容有： 主减速器的齿轮类型、主减速器的减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支承形式、主减速器计算载荷的确定、主减速器基本参数的选择、主减速器齿轮的材料及热处理、主减速器轴承的计算、对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计、全浮式半轴计算载荷的确定、全浮式半轴的直径的选择、全浮式半轴的强度计算、半轴花键的强度计算 ,运用 ANSYS 对主动锥齿轮 进行有限元分析。 下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 第 2章 主减速器的设计 2.1 结构型式的选择 主减速器的结构型 式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 2.1.1 减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 (1)单级主减速器 由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比 i7.6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。 (2)双级减速 由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大 (7.60 时可取0k=2.0； 16Tgm0 . 1 9 5 016Tgm0 . 1 9 5 Tgm0 . 1 9 5-161001e m a xae m a xae m a xa当当pf （ 2.2） am 汽车满载时的总质量在此取 9550 gK ，此数据此参考解 放CA1090 型载货汽车； 所以由式（ 2.2） 得： 错误 !未找到引用源。 即 pf 0 所以0 1.0k n 该汽车的驱动桥数目在此取 1； T 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： （ 2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT 下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 2 /r L B L BcsT G r i （ 2.3） 式中： 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取 57300N，此数据此参考解放 CA1090 型载货汽车； 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 =0.85；对越野汽车取 =1.0；对于安装专门的放滑宽轮胎的 高级轿车取 =1.25；在此取 =0.85； r 车轮的滚动半径 ， 在此选用轮胎型号为 8.25-20，滚动半径为 0.464m； LB ， LBi 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，LB取 0.9，由于没有轮边减速器 LBi 取 1.0。 所以由公式（ 2.3）得 : （ 3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 cfT 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： () a T rc f R H PL B L BG G rT f f fin （ 2.4） 式中： aG 汽车满载时的总重量，在此取 95500N； TG 所牵引的挂车满载时总重量， N，但仅用于牵引车的计算； Rf 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此取 0.017； Hf 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取 0.050.09在此取 0.07； pf 汽车的性能系数在此取 0； LB ， LBi 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 率和传动比，LB取 0.9，由于没有轮边减速器LBi取 1.0； n 该汽车的驱动桥数目在此取 1； r 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 8.25-20，滚动半径为 0.464m。 所以由式（ 2.4）得： )( PHRLBLBrTacf fffni rGGT 错误 !未找到引用源。 2.2.2 基本参数的选择 （ 1）主、从动锥齿轮齿数 1z 和 2z 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 为了磨合均匀， 1z ， 2z 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商用车 1z 一般不小于 6； 主传动比0i较大时， 1z 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， 1z 和 2z 应有适宜的搭配。 （ 2）从动锥齿轮大端分度圆直径2D和端面模数 m 对于单级主减速器，增大尺寸 2D 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小 2D 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。 2D 可根据经验公式初选，即 32 2 cD TKD （ 2.5） 2DK 直径系数，一般取 13.0 16.0； cT 从动锥齿轮的计算转矩， mN ，为ceT和csT中的较小者取其值为4619 mN ； 由式（ 2.5）得： 下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 2D=错误 !未找到引用源。 =（ 317.85 391.20） mm ； 初选2D=350mm 则 齿轮端面模数 m =2D/ 2z =350/40=8.75mm 2D=m2z=40 8.75 =350mm （ 3）主，从动 齿轮齿面宽 F 的选择。 齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有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集中于轮齿小端会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。 另外 ,由于双曲面齿轮的几何特性 ,双曲面小齿轮齿面宽比大 齿轮齿面宽要大。一般 取 大 齿 轮 齿 面 宽cF=0.1552d=0.155 350=54.25mm ，小齿轮齿面宽zF=1.1cF=1.1 54.25=59.68mm （ 4）小齿轮偏移距及偏移方向的选择 载货汽车主减速器的 E 值，不 应超过从从动齿轮节锥距的 20%（或取 E 值为 d的 10%12%，且一般不超过 12%）。传动比愈大则 E 值也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距 E 可达从动齿轮节圆直径2d的 20 30。但当 E 大于2d的 20时，应检查是否存在根切。 E=(0.1 0.12) 2d=(0.1 0.12) 350=35.00 42.00mm 初选 E=37m 双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种，如图 2.7 所示：由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。其中 a、 b 是下偏移， c、 d 是上偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。本减速器采用下偏移。 下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 a b c d 图 2.5 双曲面齿轮的偏移方式 （ 5）螺旋角 的选择 双曲面齿轮螺旋角是沿节锥齿线变化的，轮齿大端的螺旋角轮齿小0最大，端螺旋角i最小，齿面宽中点处的螺旋角m称为齿轮中点螺旋角。螺旋锥齿轮中点处的 螺旋角是相等的。二对于双曲面齿轮传动，由于主动齿轮相对于从 动齿轮有了偏移距，使主动齿轮和从动齿轮中点处的螺旋角不相等。且主动齿轮的螺旋角大，从动齿轮的螺旋角小。 选时应考虑它对齿面重合度fm，轮齿强度和轴向力大小的影响， 越大，则fm也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，fm应不小于 1.25，在 1.5 2.0 时效果最好，但 过大，会导致轴向力增大。 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 35 40。 主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选 : z=25o +5o 21zz+90o2Ed o （ 2.6） z-主动轮中点处的螺旋角， mm； 1z，2z 主、从动轮齿数；分别为 7， 40； 下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 E 双曲面齿轮偏移距 , 37mm； 2d 从动轮节圆直径， 350mm； 由式（ 2.6）得 : z=错误 !未找到引用源。 +5错误 !未找到引用源。 =46.47 从动齿轮中点螺旋角c可按下式初选 : 式中： 双曲面齿轮传动偏移角的近似值； F 双曲面从动齿轮齿面宽为 54.25mm； c=z- =46.47 错误 !未找到引用源。 -10.37 错误 !未找到引用源。 =36.1 错误 !未找到引用源。 c、z从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。 平均螺旋角 = + 2zc=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 。 （ 6）螺旋方向的选择。 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。如图 2.6 所示，螺旋方向与双曲面齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。 下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 图 2.6 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力 （ 7） 法向压 力角 加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，对于双曲面齿轮，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 2230的平均压力角。 2.2.3 双曲面齿轮的几何尺寸计算 （ 1）大齿轮齿顶角2与齿根角2下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 图 2.7（ a）标准收缩齿和 （ b）双重收缩齿 标准收缩齿和双重收缩齿 （图 2.7） 各有其优缺点，采用哪种收缩齿应按具体情况而定。双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序的效率。双重收缩齿的轮齿参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使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，不是这种情况而要采用双重收缩齿，齿高的急剧收缩将使小端的齿轮又短又粗。标准收缩齿在齿高方向的收缩好，但可能使齿厚收缩过多，结果造成小齿轮粗切刀的刀顶距太小。 这种情况可用倾锥根母线收缩齿的方法或 仔细选用刀盘半径加以改善，即当双重收缩齿会使齿高方向收缩过多，而标准收缩齿会使齿厚收缩过多时，可采用倾锥根母线收缩齿作为两者之间的这种。 大齿轮齿顶角2和齿根角2为了得到良好的 收缩齿 ,应按下述计算选择应采用双重收缩齿还是倾锥根母线收缩齿。 用标准收缩齿公式来计算2及222 3 8 4 3 mmhA （ 2.6）22 3 4 3 8 mmhA （ 2.7）2m gm ah h K （ 2.8）2 1 . 1 5 0 0 . 1 5m g mhh （ 2.9）下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 222c o smgmKRh z （ 2.10）222 s i n2 . 0cim dFR （ 2.11）122a r c c o t 1 . 2i zz （ 2.12）22sinmm RA （ 2.13） 221arctan zz （ 2.14） 由（ 2.6）与（ 2.14）联立可得 : 1222s i n a r c c o t 1 . 22 . 0cmzdFzR （ 2.15）12222( s i n a r c c o t 1 . 2 ) c o s2 . 0cgmzK d Fzhz （ 2.16）122222( s i n a r c c o t 1 . 2 ) c o s 2 . 0acmzK K d Fzhz （ 2.17）2 (1 . 1 5 )m a g mh K h（ 2.18）22221c o s3 4 3 8 s i n a r c t a naKzKzz （ 2.19） 式中： 1z,2z 小齿轮和大齿轮的齿数； 2d 大齿轮的最大分度圆直径 ,已算出为 350mm； 2mR 大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径； mA 在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距 mm； gmh 大齿轮齿面宽中点处的齿工作高； 下载文档 就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 aK 大齿轮齿顶高系数取 0.13； 2mh 大齿轮齿宽中点处的齿