陕汽奥龙重型卡车双级驱动桥设计中期报告

需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）题目：陕汽奥龙重型卡车双级驱动桥设计1. 设计（论文）进展状况1.1 本设计已经完成以下内容： （1）对于在开题答辩中，开题报告中提出的相关问题，我修改了平面图、剖面图，并通过了指导老师的检查；完善了开题报告的内容和格式。 （2）根据任务书以及查阅的资料开始设计选取相关零部件。1.2 本设计的主要计算： 1.2.1 基本参数的选择:项目单位数值发动机最大功率Pemax(Kw)199发动机最大转矩Temax(Nm)1100最大装载质量Kg13000汽车总质量Kg25000最高车速Km/h77发动机排量Ml9726最小离地间隙mm230轮胎(轮辋宽度-轮辋直径)英寸11.00 R20 1.2.2 主减速比的计算： 下面的公式对主减速比的取值范围1进行合理的计算：i0=0.3770.472rrnpVamaxigh=5.6997.135 式中：np-发动机最大功率时的转速 np=2200 r/min ；Vamax-重卡最高车速 Vamax=77 km/h；igh变速器为最高档也就是直接档时候的传动比, igh=1.0；rr驱动车轮的滚动半径，本次设计选用的轮胎为型号是12.00 R20的轮胎，查取资料可知它的自由直径d=1090mm,其计算可以按照如下公式进行：rr=Fd2=529.1mm=0.5291m 式中：F为常数，取F=3.05 所以初步确定i0=6.250。 1.2.3 主减速器的设计计算： a.主减速器齿轮计算载荷的确定:Tjm=Ge+GTrriLBLBnfr+fH+fp=3763.09 Nm式中：Ge汽车总质量 Ge=250009.81 N；GT这个是对于牵引车来说的，对于本次设计车型来说，取GT=0；fr道路的滚动阻力系数。在计算过程中，货车通常的取值范围为0.015 0.020，所以此处可初取值为fr=0.017；fH汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，载货汽车一般情况下在0.05-0.09范围内取值，所以此处可以初取fH=0.07；fp汽车性能系数；LB、iLB分别是由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率与减速比，分别取0.96和3.125；n为驱动桥数目，取n=1；fp=110016-0.195Ge+GTTemax式中：0.195(Ge+GT)Temax43.4816，取fp=0。 b.第一级减速器齿轮参数的选择:序号项目计算公式计算结果01第一级减速器主动齿轮齿数z12302第一级减速器从动齿轮齿数z24603模数m8mm04齿面宽bb=57mm05工作齿高hg=H1mhg=15.3 mm06全齿高h=H2mh=20 mm07法向压力角=22.508轴交角=90序号项目计算公式计算结果09节圆直径d=mzd1=184mmd2=368mm10节锥角1=arctanz1z22=90-11=26.572=63.4311节锥距A=d2sin1A=205.68mm12周节t=3.1416mt=25.1328mm13齿顶高ha1=hg-ha2ha2=kamha1=11.97mmha2=3.33mm14齿根高hf=h-hahf1=5.022mmhf2=13.662mm15径向间隙=h-hg=1.16mm16齿根角f=arctanhfAf1=2.20f2=5.9617面锥角a1=1+f2a2=2+f1a1=32.53a2=65.6318根锥角f1=1-f1f2=2-f2f1=24.37f2=57.4719齿顶圆直径da1=d1+2h1cos1da2=d1+2h2cos2da1=205mmda2=375mm20节锥顶点至齿轮外缘距离Ak1=d22-ha1sin1Ak2=d12-ha2sin2Ak1=178.56mmAk2=89.02mm21理论弧齿厚s1=t-s2s2=skms1=53.15mms2=164.02mm22齿侧间隙B=0.3050.4060.300mm23螺旋角=35 c.第二级斜齿圆柱齿轮基本参数的选择： 双级主减速器的圆柱齿轮副中心距A及齿宽b可按如下经验公式预选：A(10.5111.92)3Tjz=260.96295.98mm 式中：Tjz=15309Nm 初取A0=261mm b0.380.41A=100.70108.65mm 螺旋角 取=20 压力角 取=20 由i=z4z3A0=mnz3+z42cos 得：z3=30，z4=94 对A进行修正，得 A=248mm序号项目计算公式计算结果01第二级减速器主动齿轮齿数z33002第二级减速器从动齿轮齿数z49403法向模数mn3.7504齿宽b120mm05螺旋角2006标准中心距A248mm07法向压力角2008分度圆直径dd1=120mmd2=376mm09齿顶高ha=hammnha1=4mmha2=4mm10齿根高hfhf1=5mmhf2=5mm11全齿高hh=9mm12齿顶圆直径dada1=128mmda2=384mm序号项目计算公式计算结果13齿根圆直径dfdf1=110mmdf2=367mm 1.2.4差速器设计计算由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到从动齿及主动齿轮导向轴承支座的限制。普通圆锥齿轮差速器的工作原理图，如图1.2.4所示：图1.2.4 普通圆锥齿轮差速器的工作原理图汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表序号项目计算公式计算结果01行星齿轮齿数z11102半轴齿轮齿数z22203模数m604节锥角1=26.572=63.4305节锥圆直径d1=mz1d2=mz2d1=66mmd2=132mm06节锥距A0=d12sin1A0=73.79mm07齿面宽b=0.250.30A0取b=22mm序号项目计算公式计算结果08齿工作高hg=1.6mhg=9.6mm09齿全高h=1.788m+0.051h=10.779mm10压力角=223011轴交角=9012周节t=3.1416mt=18.85mm13齿顶高h1=hg-h2h2=0.43+0.37z2z12mh1=6.22mmh2=3.38mm14齿根高h1=1.788m-h1h2=1.788 m-h2h1=4.508mmh2=7.384mm15径向间隙C=h-hgC=1.179mm16齿根角f=arctanhfA0f1=3.306f2=5.87517面锥角a1=1+f2a2=2+f1a1=32.440a2=66.73618根锥角f1=1-f1f2=2-f2f1=23.259f2=57.36019外圆直径da1=d1+2ha1cos1da2=d2+2ha2cos2da1=77.77mmda2=138.79mm20节锥顶点至齿轮外缘距离Ak1=d22-ha1sin1Ak2=d12-ha2sin2Ak1=63.110mmAk2=30.196mm21理论弧齿厚s1=t-s2s2=t2h1-h2tan-ms1=11.74mms2=7.11mm22齿侧间隙BB=0.189mm 汽车差速器齿轮的弯曲应力 行星齿轮只进行弯曲强度的计算。重型卡车差速器齿轮的弯曲应力(MPa)为:W=2103Tk0kskmkvFz2m2JT=Tj0.6n 式中：T 一个行星齿轮对一个半轴齿轮的计算转矩Nm；T=Tje0.64=2296.35 NmT=Tjm0.64=699.93 Nm n 差速器行星齿轮的数目，n=4； z2半轴齿轮齿数，z2=22； k0超载系数，k0=1.0； kv质量系数，kv=1.0； km载荷分配系数，km=1.1； F齿面宽，F=22mm； m模数，m=6； ks尺寸系数，ks=4m25.4, ks=0.697； J汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数，查图表得，J=0.226； 由Tje计算可得：W=894.2W980.0 Mpa； 由Tjm计算可得：W=198.9W210.9 Mpa； 由此可知，满足了差速器齿轮的强度的要求。 1.2.5半轴的设计与计算 a.由于该选取的半轴只会受到转矩地作用，所以它在纵向力为最大时的计算步骤如下：纵向力Fx2按传递的转矩进行计算，即Fx2=TemaxiTLTrr=17360.42 N 式中：差速器的转矩分配系数，普通锥齿轮差速器的取 =0.6； T汽车传动系统效率，T=0.9； rr轮胎的滚动半径，rr=0.5291m； iTL传动系统最低档传动比，iTL=12.6；纵向力Fx2按最大附着力进行计算，即Fx2=(mG22)=94882.32 N 式中：G2汽车后桥静负荷, G2=182466 N； m汽车加速时和减速时的质量转移系数，对于后驱动桥一般在1.21.4中取值，现取m=1.3； 轮胎与地面间的附着系数，=0.8； 取两者中较小的一个，所以Fx2=17360.42 N。 则其计算转矩为 T=Fx2rr=9185.4 Nm b.杆部直径的选择 半轴杆部直径的选取，可以按照下面的公式初步的进行：d=k3T=42.945.6 式中: k直径系数，一般在0.205-0.218之间取值； 所以取d=45mm c.半轴的扭转应力的计算=Td316103=192.5692 Mpa 式中: 半轴的扭转应力（Mpa）； T半轴的计算转矩，T=9185.4 Nm； d半轴杆部直径，d=45mm； d.半轴花键的剪切应力的计算s=T103DB+DA4ZLpb=64.05s500 Mpa 半轴花键的挤压应力为：c=T103DB+DA4DB-DA2ZLp=124.56c512 Mpa 式中: T半轴的计算转矩，T=9185.4 Nm； DB半轴花键的外径，DB=52mm； DA花键孔内径； Z花键齿数，Z=16； Lp花键的有效工作长度，Lp=95mm； b花键齿宽，b=0.5m=4.71mm； 载荷分布不均匀系数，一般情况下取=0.75； e.半轴的最大扭转角=TlGJ180103=8.73 式中: T半轴的计算转矩，T=9185.4 Nm； l半轴的长度，l=1100mm； J半轴横截面的极惯性矩，J=404373 mm4； G材料的剪切弹性模量，G=8.4104 Nmm2； 因为对于重型车来说，最大扭转角一般小于9，所以满足要求。2.存在问题及解决措施 2.1 存在的问题： 1.在本设计里涉及到了许多标准件的选用，虽然之前接触过，但在综合考虑结构和经济等方面还有所欠缺。 2.计算数据不充分，数据分析存在问题。 2.2 解决措施： 1.继续查阅相关资料，完善论文的写作提高自己对论文题目的理解 2.对论文章节进行详细的修改，使其上下衔接紧密，紧扣题目。 3.通过多种渠道继续查阅相关的外文资料，并翻译整理