汽车主减速器及差速器毕业设计说明书(编辑修改稿)

汽车主减速器及差速器毕业设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

 则 22250 6 .7 637t dm z   并用下式较核： 33( 0. 3 ~ 0. 4) 65 92 .5 85. 63 ~ 7. 50t m cm k T (26) 所以 7tm 满足要求，则 22 7 3 7 2 5 9td m Z m m    。 式中： tm 齿轮大端端面模数； mk 模数系数，取  ～ ； 3）、从动齿轮齿面宽 2b 双曲面齿轮的齿面宽一般取为： 259 d m m m m    故初取从动齿轮齿面宽 2 40b mm 4）、双曲面齿轮的偏移距 E 对于轿车、轻型客车、货车 ， E 值不应超过从动齿轮节锥距 0A 的 40%，或接近于 2d 的 20%。 故偏移距 E 可取 220% 20% 259 51. 8E d m m m m    故初取偏移距 =50mmE 5）、中点螺旋角  的选择 双曲面齿轮传动由于有了偏移距 E，使主、从动齿轮的中点螺旋角不等，且主动齿轮的大，从动齿轮的小。 但是， 在选择螺旋角的时，应考虑它对齿面重叠系数轮齿强度和轴向力的影响。 螺旋角应足够大，但螺旋角过大会使轴 向力过大，因此兼顾考虑。 汽车主减速器锥齿轮的平均螺旋角为 35176。 ～ 40176。 ，而商用车选用较小的  值以防止轴向力过大，通常取 35176。 ，在此初选用为 35176。 中北大学 2020 届毕业设计说明书 11 6）、螺旋方向 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。 螺旋方向与锥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。 7）、法向压力角  法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切得最少齿数。 但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。 因此，对于小负荷工作的齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。 对于双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相等的，但是主动齿轮轮齿两侧的压力角 是 不相等的。 选取平均压力角时，乘用车为 19176。 或 20176。 ，商用车为 20176。 或 22176。 33′。 本 设计是 BJ2022 越野车，因此法向压力角为  为 20176。 主减速器准双曲面圆锥齿轮的集合计算 表 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表 序号 计算公式 数值 注 释 1 1Z 8 小齿轮齿数 2 2Z 37 大齿轮齿数 3 tm 7mm 模数 4 2b 40mm 大齿轮齿面宽 5  20176。 压力角 6 1gth Hm 齿工作高 gh , 1H 查表 取 7 2 th Hm 齿全高 h , 2H 查表 取 中北大学 2020 届毕业设计说明书 12 8  90176。 轴交角  9 11td mZ 56mm 小齿轮分度圆直径 10 112arctan ZZ  176。 小齿轮节锥角 11 2190 176。 大齿轮节锥角 12 0 1 12sinAd  节锥距 13 ttm 周节 14 39。 2 ath Km 大齿轮 齿顶高 39。 2h , aK 查表 取 15 39。 39。 12gh h h 小齿轮 齿顶高 39。 1h 16 39。 11h h h  小齿轮齿根高 17 22h h h 大齿轮齿根高 18 ghhc  径向间隙 19 1 1 0arctan hA  1． 52186。 小齿轮齿根角 20 2 2 0arctan hA  176。 大齿轮齿根角 21 01 1 2   176。 小齿轮面锥角 22 02 2 1   176。 大齿轮面锥角 23 1 1 1R   176。 小齿轮根锥角 24 2 2 2R   176。 大齿轮根锥角 25 39。 01 1 1 12 cosd d h  小齿轮外缘直径 26 39。 02 2 2 22 cosd d h  大齿轮外缘直径 27 39。 201 1 1sin2d h 小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离 28 39。 102 2 2si n2d h 大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离 中北大学 2020 届毕业设计说明书 13 29 2 Kts S m 大齿轮理论齿厚 2s ， KS 查表 取 30 12s t s 小齿轮理论齿厚 31  35176。 螺旋角 表 载货、公共、牵引汽车或压力角为 20186。 的其他汽车锥齿轮的 1H 、 2H 和 aK 主动齿轮齿数1Z 5 6 7 8 9 10 11 从动齿轮最小齿数 2minZ 34 33 32 31 30 29 26 法 向 压 力 角 20186。 螺旋角  35176。 40′ 35176。 齿工作高系数1H 齿 全 高 系 数2H 大齿轮齿顶高系数 aK + 212 zz 表 锥齿轮的大齿轮理论齿厚 KS z2 6 7 8 9 10 11 30 40 50 60 中北大学 2020 届毕业设计说明书 14 主减速器锥齿轮强度计算 在完成主减速器齿轮的几何计算之后，要验算其强度，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠地工作。 齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥 落、齿面胶合、齿面磨损等。 汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。 其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。 主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。 汽车驱动桥的最大输出转矩 ceT和最大附着转矩 csT 并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。 1）、主减速器准双曲面齿轮的强度计算 单位齿长上的圆周力 在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其齿轮上的假定单位压力即单位齿长的圆周力来估算，即 2Fp b (27) 式中： F — 作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩 emaxT 和最大附 着力矩 2 rGr 两种载荷工况进行计算； 2b — 从动齿轮的齿面宽，在此取 40mm。 按发动机最大转矩计算： 3max1 2102egTip db (28) 式中： maxeT — 发动机输出的最大转 矩，在此为 180Nm ； gi — 变速器的传动比，在此取一档传动比 ； 1d — 主动齿轮节圆直径，在此取 56mm。 带入公式得： 中北大学 2020 届毕业设计说明书 15 3 3m a x1 210 18 0 3. 93 10 / 63 1. 61 /56 4022egTip N m m N m mdb    按最大附着力矩计算： 322 2102rGrp db  (29) 式中： 2G — 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此为 14600N ；  — 轮胎与地面的附着系数，在此取 ； r — 轮胎的滚动半径，在此取。 带入公式得： 3 322 210 146 00 10 / 102 /2594022rGrp N m m N m mdb       参数 按发动机最大转矩计算时 按驱动轮打滑转 矩计算时 轮胎与地面 的附着系数 汽车类别 一挡 二挡 直接挡 轿车 893 536 321 893 0． 85 货车 1429 250 1429 0． 85 大客车 982 214 牵引车 536 250 0． 65 表 许用单位齿长上的圆周力 在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时高出表的 20% 30%。 中北大学 2020 届毕业设计说明书 16 故上述两种计算方法均符合标准。 轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为： 3 022 1 0 c s mw T K K KK b z m J          (210) 式中： cT — 该齿轮的计算转矩； 0K — 超载系数；在此取 ； sK — 尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关， 当  时， 4 mK ，在此 4 7 2 ； mK — 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时， = ，当一个齿轮用骑马式支承时取 m = ，支承刚 度大时取最小值； K — 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取 = ； z — 计算齿轮的齿数； m — 端面模数； J — 计算弯曲应力的综合系数（或几何系数）。 计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用 大端模数，而在综合系数中进行修正。 选取小齿轮的 = 大齿轮 =。 带入公式得： 3 221 22 1 0 1 6 0 9 . 9 1 1 . 0 0 . 7 2 1 . 1 0 5 0 9 . 8 2 / 7 0 0 /1 . 0 4 4 8 7 0 . 2 9w N m m N m m           3 222 22 1 0 6 5 9 2 . 5 8 1 . 0 0 . 7 2 1 . 1 0 6 2 6 . 0 7 / 7 0 0 /1 . 0 4 0 3 7 7 0 . 2 3w N m m N m m           所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 中北大学 2020 届毕业设计说明书 17 轮齿的表面接触强度计算 双曲面齿轮轮齿齿面的计算接触应力为 3012 10p z s m fjC T K K K Kd K bJ  (211) 式中： zT— 主动齿轮计算转矩； pC — 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 /N mm； sK — 尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取 ； fK — 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。 一般情况下，对于制造精确的齿轮可取 ； J — 计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。 它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、 轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，选取 。 带入公式得： 3 222 3 2 . 6 2 1 6 0 9 . 9 1 1 . 0 1 . 0 1 . 1 0 1 . 0 1 0 2 2 9 5 . 1 2 / 2 8 0 0 /5 6 1 . 0 4 0 0 . 2 9j N m m N m m         由于主、从动齿轮大小几乎相当，所以均满足接触强度要求。 主减速器齿轮的材料及热处理 汽车驱动桥主减速器的工作繁重，与传动系其他齿轮比较，具有载荷大、作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。 其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和 擦伤等。 所以，多驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要中北大学 2020 届毕业设计说明书 18 求： 具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度； 轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在。