某中型貨車單級驅(qū)動橋設(shè)計中期報告

需要全套設(shè)計聯(lián)系Q 97666224（說明書CAD圖等）題目：某中型貨車單級驅(qū)動橋設(shè)計1.畢業(yè)設(shè)計（論文）工作任務(wù)的進(jìn)展情況1）通過互聯(lián)網(wǎng)收集設(shè)計驅(qū)動橋時所需要的數(shù)據(jù)以及參考資料，初步分析驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)和設(shè)計思路，熟悉課題，提出驅(qū)動橋設(shè)計方案；2) 確定了主減速器的基本參數(shù)，完成了主減速器錐齒輪強(qiáng)度計算；確定差速器齒輪的基本參數(shù)，完成了差速器強(qiáng)度校核；計算了行星齒輪軸直徑以及支撐長度，強(qiáng)度校核，根據(jù)受力確定了半軸的直徑，半軸的強(qiáng)度校核；橋殼的參數(shù)確定及強(qiáng)度校核。1.1基本參數(shù)品牌:東風(fēng)，型號:EQ1092F，外觀顏色:東風(fēng)藍(lán)，驅(qū)動形式:4X2，總重量:9400（kg），裝載重量:中型(6噸總質(zhì)量14噸)（T），整車外形尺寸:長:7995 寬:2470 高:2485（mm），貨廂內(nèi)部尺寸:長:5150 寬:2294 高:550（mm），輪胎數(shù):6（個），發(fā)動機(jī)型號:YC4e140-33，軸數(shù)：2，軸距：4700（mm），前輪距：1810（mm），后輪距：（mm）額定載質(zhì)量：4850（kg），整備質(zhì)量：4400（kg）最高車速：90（km/h）。發(fā)動機(jī)的型號YC4e140-33，汽缸：4，排量：4.257L，最大輸出功率：105kw，最大馬力：140，額定轉(zhuǎn)速：2800r/min，最大轉(zhuǎn)矩：500N*M，最大扭矩轉(zhuǎn)速：1600r/min，缸徑行程：110112（mm）。1.2主減速比的確定主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定。通過優(yōu)化設(shè)計，對發(fā)動機(jī)與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 對于具有很大功率儲備的轎車、客車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機(jī)最大功率及其轉(zhuǎn)速的情況下，所選擇的值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時值應(yīng)按下式來確定： 式中車輪的滾動半徑，=0.376m；變速器最高檔傳動比， =1。最大功率轉(zhuǎn)速，=2800r/min；最高車速，=90km/h；根據(jù)所選定的主減速比值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應(yīng)。計算出 =4.42，根據(jù)主減速比的取值范圍，確定主減速器的減速形式為單級主減速器。根據(jù)雙曲面齒輪的幾何尺寸計算步驟，并根據(jù)主減速器齒輪的基本參數(shù)選擇，已經(jīng)確定的項(xiàng)目如下：主動齒輪齒數(shù) =9；從動齒輪齒數(shù) =37；端面模數(shù) =7；齒面寬 =0.155259=40.145mm mm；法向壓力角 中點(diǎn)螺旋角 節(jié)圓直徑 D1=63mm；=259mm輪齒彎曲強(qiáng)度錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為 式中，錐齒輪齒輪的齒根彎曲應(yīng)力（Mpa）； 所計算齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（Nm），對于從動齒輪：=min，；對于主動齒輪，還要換算； 過載系數(shù)，一般取1； 尺寸系數(shù)，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，當(dāng)1.6mm，當(dāng)1.6mm時，=0.5，本設(shè)計中=0.72； 齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu)：=1.01.1，懸臂=1.001.25； 質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，=1.0； 所計算齒輪的齒面寬(mm)； 所討論齒輪的大端分度圓直徑(mm)； 所計算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，從圖1.1中可查得: 對于主動錐齒輪，取0.298；對于從動錐齒輪，取0.25。圖1.1彎曲度計算用綜合系數(shù)J(用于平均壓力角為2230的雙曲面齒輪)對于從動錐齒輪：=483.0Mpa對于主動錐齒輪：=426.8Mpa上述按min，計算的最大彎曲應(yīng)力不超過700Mpa，因此本設(shè)計中的錐齒輪是可以達(dá)到彎曲強(qiáng)度要求的。輪齒接觸強(qiáng)度錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為= 式中，錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力（Mpa）； 為主動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）； 取尺寬的較小值； 過載系數(shù)，一般取1。 尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0； 齒面品質(zhì)系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如都統(tǒng)、磷化處理等），對于制造精確的齒輪，取1.0； 綜合彈性系數(shù)，這里取為231.6N1/2/mm； 齒面接觸強(qiáng)度綜合系數(shù)，根據(jù)圖1.2 取之為0.24； 其他符號同前。 圖1.2接觸強(qiáng)度計算用綜合系數(shù)J(用于平均壓力角為2230的雙曲面齒輪)故計算得=2178.27Mpa上述按min，計算的最大接觸應(yīng)力不應(yīng)超過2800Mpa，主、從動齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的。因此本設(shè)計中的錐齒輪是可以達(dá)到接觸強(qiáng)度要求的。1.3差速器的設(shè)計與計算汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小等優(yōu)點(diǎn)，應(yīng)用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強(qiáng)制鎖止式差速器。普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪(少數(shù)汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用2個行星齒輪)，行星齒輪軸(不少裝4個行星齒輪的差速器采用十字軸結(jié)構(gòu))，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點(diǎn)，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上。根據(jù)汽車差速器直齒錐齒輪計算步驟，差速器齒輪基本參數(shù)的選擇已經(jīng)完成的計算如下： 行星齒輪齒數(shù)； 半軸齒輪齒數(shù)； 差速器直齒錐齒輪模數(shù)； 直齒錐齒輪壓力角； 差速器直齒錐齒輪節(jié)圓直徑mm；mm； 差速器直齒錐齒輪節(jié)錐角；。需要完成的的計算步驟如下：a.直齒錐齒輪的齒面寬 b=0.30 取齒面寬系數(shù)為0.3，得mm。b.齒工作高 ；mmc.齒全高 d.直齒圓錐齒輪周節(jié) e.齒頂高 ； 根據(jù)前述計算：mm；mmf.齒根高 ； mm mmg.徑向間隙 mmh.齒根角 ； i.直齒圓錐齒輪面錐角 ； j.直齒錐齒輪根錐角 ； k.直齒錐齒輪外圓直徑 ； mm mm l直齒錐齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離 ； mm mmm.直齒錐齒輪理論弧齒厚 ； 根據(jù)圖1.3選?。簣D1.3 汽車差速器直齒錐齒輪切向修正系數(shù)根據(jù)上圖取， mm mmn.直齒錐齒輪齒側(cè)間隙 根據(jù)表1.3選擇差速器直齒錐齒輪齒側(cè)間隙為 o.差速器錐齒輪弦齒厚 mm mm差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合傳動狀態(tài)，只有當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或左、右輪行使不同的路程時，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運(yùn)動。因此，對于差速器齒輪主要應(yīng)進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計算。輪齒彎曲應(yīng)力（MPa）為 = 式中，n行星齒輪數(shù)；J綜合系數(shù)，其值可根據(jù)圖1.4選??； b2半軸齒輪齒寬，mm； d2半軸齒輪大端分度圓直徑，mm； T半軸齒輪計算轉(zhuǎn)矩（Nm），T=0.6 T0； ks、km、kv按照主減速器齒輪強(qiáng)度計算的有關(guān)轉(zhuǎn)矩選取。圖1.4 壓力角為22.5汽車差速器用直齒錐齒輪的彎曲計算用綜合系數(shù)根據(jù)圖1.4，選取J=0.223；m=3；mm；mm；。故計算可得 Mpa當(dāng)= min,時，=980Mpa。因此，本設(shè)計中差速器齒輪的彎曲強(qiáng)度符合要求。1.4全浮式半軸的設(shè)計方案論證，本設(shè)計中采用全浮式半軸。半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計中主要應(yīng)注意一下幾個問題：半軸的桿部直徑應(yīng)小于或等于半軸花鍵的底徑，以便使半軸各部分基本達(dá)到等強(qiáng)度；半軸的破壞形式大多是扭轉(zhuǎn)疲勞損壞，在設(shè)計中應(yīng)盡量增大各過渡部分的圓角半徑，尤其是凸緣與桿部、花鍵與桿部的過渡部分，以減小應(yīng)力集中；當(dāng)桿部較粗且凸緣也大時，可采用花鍵連接的結(jié)構(gòu)；設(shè)計全浮式半軸桿部的強(qiáng)度儲備應(yīng)低于驅(qū)動橋其他傳動零件的強(qiáng)度儲備，是半軸起一個“熔絲”的作用，全浮式半軸直接安裝于車輪，應(yīng)視為保安件。全浮式半軸的桿部直徑可按下式初步選取 式中，d半軸桿部直徑(mm)； 半軸計算轉(zhuǎn)矩()； K直徑系數(shù)，取為0.2050.218. 帶入相關(guān)數(shù)據(jù)，可計算得=6474009故mm取之為40mm半軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 式中，半軸扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力； d半軸直徑。故計算得Mpa。半軸計算時的許用應(yīng)力與所選用的材料、加工方法、熱處理工藝及汽車的使用條件有關(guān)。當(dāng)采用40Cr，40MnB，40MnVB，40CrMnMo，40號及45號鋼等作為全浮式半軸的材料時，其扭轉(zhuǎn)屈服極限達(dá)到784MPa左右。在保證安全系數(shù)在1.31.6范圍時，半軸扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力可取為490588MPa。因此本設(shè)計中的半軸符合強(qiáng)度要求。2.存在問題及解決措施2.1 存在的問題：1.利用AUTOCAD制圖時發(fā)現(xiàn)驅(qū)動橋各部件及其支撐之間的相對位置不易確定；2.查閱資料不全面導(dǎo)致部分?jǐn)?shù)據(jù)有誤差，齒輪參數(shù)確定的也有誤，導(dǎo)致多次進(jìn)行齒輪的強(qiáng)度校核。在計算中也暴露出自己的問題，下一步在這些方面多加努力。2.2