陜汽奧龍重型卡車雙級驅(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：陜汽奧龍重型卡車雙級驅(qū)動橋設(shè)計1. 設(shè)計（論文）進(jìn)展?fàn)顩r1.1 本設(shè)計已經(jīng)完成以下內(nèi)容： （1）對于在開題答辯中，開題報告中提出的相關(guān)問題，我修改了平面圖、剖面圖，并通過了指導(dǎo)老師的檢查；完善了開題報告的內(nèi)容和格式。 （2）根據(jù)任務(wù)書以及查閱的資料開始設(shè)計選取相關(guān)零部件。1.2 本設(shè)計的主要計算： 1.2.1 基本參數(shù)的選擇:項(xiàng)目單位數(shù)值發(fā)動機(jī)最大功率Pemax(Kw)199發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax(Nm)1100最大裝載質(zhì)量Kg13000汽車總質(zhì)量Kg25000最高車速Km/h77發(fā)動機(jī)排量Ml9726最小離地間隙mm230輪胎(輪輞寬度-輪輞直徑)英寸11.00 R20 1.2.2 主減速比的計算： 下面的公式對主減速比的取值范圍1進(jìn)行合理的計算：i0=0.3770.472rrnpVamaxigh=5.6997.135 式中：np-發(fā)動機(jī)最大功率時的轉(zhuǎn)速 np=2200 r/min ；Vamax-重卡最高車速 Vamax=77 km/h；igh變速器為最高檔也就是直接檔時候的傳動比, igh=1.0；rr驅(qū)動車輪的滾動半徑，本次設(shè)計選用的輪胎為型號是12.00 R20的輪胎，查取資料可知它的自由直徑d=1090mm,其計算可以按照如下公式進(jìn)行：rr=Fd2=529.1mm=0.5291m 式中：F為常數(shù)，取F=3.05 所以初步確定i0=6.250。 1.2.3 主減速器的設(shè)計計算： a.主減速器齒輪計算載荷的確定:Tjm=Ge+GTrriLBLBnfr+fH+fp=3763.09 Nm式中：Ge汽車總質(zhì)量 Ge=250009.81 N；GT這個是對于牽引車來說的，對于本次設(shè)計車型來說，取GT=0；fr道路的滾動阻力系數(shù)。在計算過程中，貨車通常的取值范圍為0.015 0.020，所以此處可初取值為fr=0.017；fH汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，載貨汽車一般情況下在0.05-0.09范圍內(nèi)取值，所以此處可以初取fH=0.07；fp汽車性能系數(shù)；LB、iLB分別是由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率與減速比，分別取0.96和3.125；n為驅(qū)動橋數(shù)目，取n=1；fp=110016-0.195Ge+GTTemax式中：0.195(Ge+GT)Temax43.4816，取fp=0。 b.第一級減速器齒輪參數(shù)的選擇:序號項(xiàng)目計算公式計算結(jié)果01第一級減速器主動齒輪齒數(shù)z12302第一級減速器從動齒輪齒數(shù)z24603模數(shù)m8mm04齒面寬bb=57mm05工作齒高h(yuǎn)g=H1mhg=15.3 mm06全齒高h(yuǎn)=H2mh=20 mm07法向壓力角=22.508軸交角=90序號項(xiàng)目計算公式計算結(jié)果09節(jié)圓直徑d=mzd1=184mmd2=368mm10節(jié)錐角1=arctanz1z22=90-11=26.572=63.4311節(jié)錐距A=d2sin1A=205.68mm12周節(jié)t=3.1416mt=25.1328mm13齒頂高h(yuǎn)a1=hg-ha2ha2=kamha1=11.97mmha2=3.33mm14齒根高h(yuǎn)f=h-hahf1=5.022mmhf2=13.662mm15徑向間隙=h-hg=1.16mm16齒根角f=arctanhfAf1=2.20f2=5.9617面錐角a1=1+f2a2=2+f1a1=32.53a2=65.6318根錐角f1=1-f1f2=2-f2f1=24.37f2=57.4719齒頂圓直徑da1=d1+2h1cos1da2=d1+2h2cos2da1=205mmda2=375mm20節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離Ak1=d22-ha1sin1Ak2=d12-ha2sin2Ak1=178.56mmAk2=89.02mm21理論弧齒厚s1=t-s2s2=skms1=53.15mms2=164.02mm22齒側(cè)間隙B=0.3050.4060.300mm23螺旋角=35 c.第二級斜齒圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇： 雙級主減速器的圓柱齒輪副中心距A及齒寬b可按如下經(jīng)驗(yàn)公式預(yù)選：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 壓力角 取=20 由i=z4z3A0=mnz3+z42cos 得：z3=30，z4=94 對A進(jìn)行修正，得 A=248mm序號項(xiàng)目計算公式計算結(jié)果01第二級減速器主動齒輪齒數(shù)z33002第二級減速器從動齒輪齒數(shù)z49403法向模數(shù)mn3.7504齒寬b120mm05螺旋角2006標(biāo)準(zhǔn)中心距A248mm07法向壓力角2008分度圓直徑dd1=120mmd2=376mm09齒頂高h(yuǎn)a=hammnha1=4mmha2=4mm10齒根高h(yuǎn)fhf1=5mmhf2=5mm11全齒高h(yuǎn)h=9mm12齒頂圓直徑dada1=128mmda2=384mm序號項(xiàng)目計算公式計算結(jié)果13齒根圓直徑dfdf1=110mmdf2=367mm 1.2.4差速器設(shè)計計算由于差速器殼是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應(yīng)考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到從動齒及主動齒輪導(dǎo)向軸承支座的限制。普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖，如圖1.2.4所示：圖1.2.4 普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表序號項(xiàng)目計算公式計算結(jié)果01行星齒輪齒數(shù)z11102半軸齒輪齒數(shù)z22203模數(shù)m604節(jié)錐角1=26.572=63.4305節(jié)錐圓直徑d1=mz1d2=mz2d1=66mmd2=132mm06節(jié)錐距A0=d12sin1A0=73.79mm07齒面寬b=0.250.30A0取b=22mm序號項(xiàng)目計算公式計算結(jié)果08齒工作高h(yuǎn)g=1.6mhg=9.6mm09齒全高h(yuǎn)=1.788m+0.051h=10.779mm10壓力角=223011軸交角=9012周節(jié)t=3.1416mt=18.85mm13齒頂高h(yuǎn)1=hg-h2h2=0.43+0.37z2z12mh1=6.22mmh2=3.38mm14齒根高h(yuǎn)1=1.788m-h1h2=1.788 m-h2h1=4.508mmh2=7.384mm15徑向間隙C=h-hgC=1.179mm16齒根角f=arctanhfA0f1=3.306f2=5.87517面錐角a1=1+f2a2=2+f1a1=32.440a2=66.73618根錐角f1=1-f1f2=2-f2f1=23.259f2=57.36019外圓直徑da1=d1+2ha1cos1da2=d2+2ha2cos2da1=77.77mmda2=138.79mm20節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離Ak1=d22-ha1sin1Ak2=d12-ha2sin2Ak1=63.110mmAk2=30.196mm21理論弧齒厚s1=t-s2s2=t2h1-h2tan-ms1=11.74mms2=7.11mm22齒側(cè)間隙BB=0.189mm 汽車差速器齒輪的彎曲應(yīng)力 行星齒輪只進(jìn)行彎曲強(qiáng)度的計算。重型卡車差速器齒輪的彎曲應(yīng)力(MPa)為:W=2103Tk0kskmkvFz2m2JT=Tj0.6n 式中：T 一個行星齒輪對一個半軸齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Nm；T=Tje0.64=2296.35 NmT=Tjm0.64=699.93 Nm n 差速器行星齒輪的數(shù)目，n=4； z2半軸齒輪齒數(shù)，z2=22； k0超載系數(shù)，k0=1.0； kv質(zhì)量系數(shù)，kv=1.0； km載荷分配系數(shù)，km=1.1； F齒面寬，F(xiàn)=22mm； m模數(shù)，m=6； ks尺寸系數(shù)，ks=4m25.4, ks=0.697； J汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力的總和系數(shù)，查圖表得，J=0.226； 由Tje計算可得：W=894.2W980.0 Mpa； 由Tjm計算可得：W=198.9W210.9 Mpa； 由此可知，滿足了差速器齒輪的強(qiáng)度的要求。 1.2.5半軸的設(shè)計與計算 a.由于該選取的半軸只會受到轉(zhuǎn)矩地作用，所以它在縱向力為最大時的計算步驟如下：縱向力Fx2按傳遞的轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計算，即Fx2=TemaxiTLTrr=17360.42 N 式中：差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，普通錐齒輪差速器的取 =0.6； T汽車傳動系統(tǒng)效率，T=0.9； rr輪胎的滾動半徑，rr=0.5291m； iTL傳動系統(tǒng)最低檔傳動比，iTL=12.6；縱向力Fx2按最大附著力進(jìn)行計算，即Fx2=(mG22)=94882.32 N 式中：G2汽車后橋靜負(fù)荷, G2=182466 N； m汽車加速時和減速時的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對于后驅(qū)動橋一般在1.21.4中取值，現(xiàn)取m=1.3； 輪胎與地面間的附著系數(shù)，=0.8； 取兩者中較小的一個，所以Fx2=17360.42 N。 則其計算轉(zhuǎn)矩為 T=Fx2rr=9185.4 Nm b.桿部直徑的選擇 半軸桿部直徑的選取，可以按照下面的公式初步的進(jìn)行：d=k3T=42.945.6 式中: k直徑系數(shù)，一般在0.205-0.218之間取值； 所以取d=45mm c.半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的計算=Td316103=192.5692 Mpa 式中: 半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力（Mpa）； T半軸的計算轉(zhuǎn)矩，T=9185.4 Nm； d半軸桿部直徑，d=45mm； d.半軸花鍵的剪切應(yīng)力的計算s=T103DB+DA4ZLpb=64.05s500 Mpa 半軸花鍵的擠壓應(yīng)力為：c=T103DB+DA4DB-DA2ZLp=124.56c512 Mpa 式中: T半軸的計算轉(zhuǎn)矩，T=9185.4 Nm； DB半軸花鍵的外徑，DB=52mm； DA花鍵孔內(nèi)徑； Z花鍵齒數(shù)，Z=16； Lp花鍵的有效工作長度，Lp=95mm； b花鍵齒寬，b=0.5m=4.71mm； 載荷分布不均勻系數(shù)，一般情況下取=0.75； e.半軸的最大扭轉(zhuǎn)角=TlGJ180103=8.73 式中: T半軸的計算轉(zhuǎn)矩，T=9185.4 Nm； l半軸的長度，l=1100mm； J半軸橫截面的極慣性矩，J=404373 mm4； G材料的剪切彈性模量，G=8.4104 Nmm2； 因?yàn)閷τ谥匦蛙噥碚f，最大扭轉(zhuǎn)角一般小于9，所以滿足要求。2.存在問題及解決措施 2.1 存在的問題： 1.在本設(shè)計里涉及到了許多標(biāo)準(zhǔn)件的選用，雖然之前接觸過，但在綜合考慮結(jié)構(gòu)和經(jīng)濟(jì)等方面還有所欠缺。 2.計算數(shù)據(jù)不充分，數(shù)據(jù)分析存在問題。 2.2 解決措施： 1.繼續(xù)查閱相關(guān)資料，完善論文的寫作提高自己對論文題目的理解 2.對論文章節(jié)進(jìn)行詳細(xì)的修改，使其上下銜接緊密，緊扣題目。 3.通過多種渠道繼續(xù)查閱相關(guān)的外文資料，并翻譯整理