货车驱动桥毕业设计说明书(编辑修改稿)

货车驱动桥毕业设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

，在此取 12020 =117600N Rf — 道路滚动阻力系数，轿车取 ~；载货汽车取 ~；越野车取 ~；在此取 . Hf — 汽车正常使用时的爬坡能力系数。 一般轿车取 ；载货汽车和城市公共汽车取 ~；长途汽车取 ~；越野车取 ~。 Pf — 汽车性能系数 代入 数字可得 Pf =0； 最后 a 7 6 4 4 0 0 . 5 0 2 0 . 1 8 0 . 0 7 0() 97890 . 9 8 1 1r R H PjmL B L BG r f f fTNin            η 主减速器齿轮基本参数的选择 齿数的选择 齿数选择的要求 ， io 较大时；主动齿轮齿数 z1取得小些，以得到满意的驱动桥离地间距 [3]。 2. io≥ 6 时， z1最小可以去到 5，但为了啮合平稳与提高疲劳强度， z1 最好大于 5； ，主、从动齿轮齿数之间应避免公约数； ，其齿数之和对 于轿车不应小于 40；对于轿车不应小于 50； 因此根据齿数选择的要求及下表 171，可以选 z1 为 7，则 z2=7 =2020 届毕业设计说明书 8 ≈ 44。 表 171 齿数推荐 节圆直径的选择 可根据从动齿轮的计算转矩（见式 、 并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出： 232 djd K T （ ） 式中 2d — 从动齿轮的节圆直径； 2dK — 直径系数，取 13~16，在此取 14。 jT — 计算转矩取式子 、 中较小者。 最后代入数字有： 2d = 31 4 3 8 2 6 5 4 7 1 .7 5 mm d2=475mm. 齿轮端面模数的选择 2d 选定后，可有式子 m=d2/z2 算出从动齿轮大端端面模数，代入数字有；m=455/44≈ ： 3mjm K T （ ） 式中 jT — 计算转矩； mK — 模数系数，取 ~。 2020 届毕业设计说明书 9 代入数字有： ≤ m≤ ,因此符合要求，又根据下表 173 选择合适的模数； 表 173 锥齿轮模数（ mm） 最后选取 m=11mm,反算有 d2=44 11=484mm。 齿面宽的 选择 双曲面齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小。 这样，不但减小了齿根圆半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。 此外，在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的减小。 但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。 因此从动齿轮齿宽 F= （ ） 最后得： F= 484=；最后取整： F=80mm。 主动齿轮齿宽 F1应比 F 大 10%，因此 F1= 80=88mm。 最后取整 F1=88mm 双曲面齿轮的偏移距 E 与偏移方向的选择 [1] 轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的 E 值，不应超过从动齿轮节锥距0A 的 40%（接近于从动齿轮大端分度圆直径 2d 的 20%）；而载货汽车、越野汽车和公交车等重负荷传动， E 则不应超过从动齿轮节锥距 0A 的 20%（或取 E 为 2d 的10%～ 12%，一般不超过 12%）。 传动比越大则 E 也应越大，大传动比的双曲面齿轮传动， E 可达到 2d 的 20%～ 30%，但此时需要检查是否存在根切。 因此有： E = d2= 484=,取整有 E=48mm。 双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种如图 17。 由从动齿轮的锥顶2020 届毕业设计说明书 10 向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。 如果主动齿轮处于左侧，则情况相反 . 图 17 偏移方向 （ a） ,(b)主动齿轮左旋，从动齿轮右旋 — 下偏移 （ c） ,(d)主动齿轮右旋，从动齿轮左旋 — 下偏移 双曲面齿轮螺旋方向的选择 无论怎么选择。 都应该遵循的原则是；当变 速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。 如图 18，可知为了使车辆前进挡向前行驶，则从动齿轮应该是逆时针旋转（从齿轮背后看去）。 而主动齿轮从大端看向小端应为顺时针旋转。 所以根据图可知，主动齿轮的螺旋方向选左旋，从动齿轮的螺旋方向是右旋。 只有这样才能使汽车挂前进挡时主动齿轮轴向力离开锥顶方向。 2020 届毕业设计说明书 11 图 18 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向力 螺旋角的选择 螺旋锥齿轮和双曲面齿轮螺旋角沿齿宽是变化的，因此，常用齿面宽中点处的螺旋角来表示，称为中 点螺旋角或名义螺旋角（图 19）。 螺旋锥齿轮副的中点螺旋角是相等的， 而双曲面齿轮副由于存在偏移距 E ，而使其中点螺旋角不相等，且主动齿轮螺旋角 1 要比从动齿轮螺旋角 2 大 ,两者之差称为偏移角 。 图 19 螺旋角 选择  时，应考虑它对齿面重叠系数 Fm 、轮齿强度和轴向力大小的影响。 越大，则 Fm 也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。 一般 Fm 应不小于 ，对于轿车应在 ~ 内选取。 但是 过大，齿轮上所受的轴向力也会过大 [3]。 “格里森”制齿轮推荐用下式预选主动齿轮螺旋角的名义值： 2020 届毕业设计说明书 12 21122 5 5 9 0z Ezd        （ ） 式中： 39。 1 — 主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值； 1z 、 2z — 主、从动齿轮齿数； 2d — 从动齿轮的分度圆直径； E — 双曲面齿轮副的偏移距。 代入数字有： 0 0 0 021 12 4 8 4 4 4 82 5 5 9 0 2 5 5 9 0 4 6 . 4 67 4 8 4zzd          ‘ 最后根据下表 177b 选取 450。 表 177b 螺旋角选择参考表 所 得的螺旋角应按表 177c 来检验 Fm 的大小，使其不小于 坐标 F/m 是齿面宽与模数之比。 偏移角  ： 按双曲面齿轮几何计算用表，则有： 2 = 1  == 2020 届毕业设计说明书 13 表 177c 齿面重叠系数 齿轮法向压力角的选择  格里森制齿轮规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用 14176。 30′或 16176。 的法向压力角，载货汽车和重型汽车选用 20176。 或 22176。 30′的法向压力角；对于双曲面齿轮轿车选用 19176。 的平均压力角，载货汽车选用 22176。 30′的平均压力角。 当 1z ≥ 8时，其平均压力角均选用 21176。 15′。 因此本次设计选取 22176。 30′ . 2020 届毕业设计说明书 14 双曲面几何尺寸 序号 名称 结果 1 1z（ 小 齿 轮 齿 数 ） 7 2 2z（ 大 齿 轮 齿 数 ） 44 3 m（ 模 数 ） 11 4 2F（ 大 齿 轮 齿 宽 ） 80 5 1F（ 小 齿 轮 齿 宽 ） 88 6 （ 压 力 角 ） 7 E（ 小 齿 轮 轴 线 偏 置 距 离 ） 48 8 1d（ 小 齿 轮 分 度 圆 ） 96 9 2 ()d 大 齿 轮 分 度 圆 直 径 484 10 ()dr 刀 盘 名 义 直 径 11 1（ 小 齿 轮 螺 旋 角 ） 450 12 2（ 大 齿 轮 螺 旋 角 ） 176。 13 1（ 小 齿 轮 节 锥 角 ） 100（大约） 14 2（ 大 齿 轮 节 锥 角 ） 790（大约） 15 02 () 大 齿 轮 面 锥 角 800（大约） 16 2R （ 大 齿 轮 根 锥 角 ） 740（大约） 17 （ 偏 移 角 ） 18 1 ()mR 小 齿 轮 齿 面 中 心 处 分 度 圆 40 19 aK 大 齿 轮 齿 顶 高 系 数 20 2（ 大 齿 轮 齿 顶 角 ） 43（单位为分） 2020 届毕业设计说明书 15 21 2（ 大 齿 轮 的 齿 根 角 ） 279（单位为分） 22 螺旋方向 主动齿轮左旋，从动齿轮 右旋。 23 旋转方向 主动齿轮顺时针，从动齿轮逆时针。 双曲面齿轮的强度计算 单位齿长上的圆周力 单位齿长上的圆周力 ： Pp F （ ） 式中 p — 单位齿长的圆角力； P — 作用在齿轮上的圆周力； F — 从动齿轮的齿面宽度； 按发动机最大转矩计算时 ： m ax12 1 0 0 0egTip dF  （ ） 式中： maxeT — 发动机最大转矩； gi — 变速器传动比，通常取Ⅰ档及直接档进行计算； 1d — 主动齿轮分度圆直径；对于双曲面齿轮分度圆直径有： 01 2 21 021 c o s 7 4 8 4 c o s 2 8 . 7 2 9 5 . 5 0 9 6c o s 4 4 c o s 4 5zdd z      按最大附着力矩计算时有 ： 222 1 0 0 0rGp dF    （ ） 式中： 2G — 满载下驱动桥上的静载荷；  — 轮胎与地面的附着系数； r — 轮胎的滚动半径； 2d — 主减速器从动齿轮分度圆半径。 p 常作为估算主减速器齿轮表面耐磨性。 许用单位齿长上的圆周力 [p ]见表 表2020 届毕业设计说明书 16 181。 现代汽车材质及加工工艺等制造质量的提高，计算所得的 p 值有可能 高出该图数据达 20%~25%； 表 181 许用单位齿长上的圆周力 [p ] N/mm 代入相应的数字有： m a x12 1 0 0 0 2 7 3 0 9 . 2 1 0 0 0 1 7 4 8 . 9 6 /9 6 8 0egTip N m mdF      222 1 0 0 0rGp dF   = 2 7 6 4 4 0 0 . 8 5 0 . 5 0 2 1 0 0 0 1 6 8 4 . 7 5 /4 8 4 8 0 N m m    表中的载货汽车圆周力数据都扩大 25%。 有。 小于 N/。 齿轮的弯曲强度计算 汽车主减速器双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 w （ N/mm2） 3 022 1 0 j s mw vT K K KK F zm J （ ） 式中： w — 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力； jT — 所计算齿轮的计算转矩 ()；从动齿轮按 ,je jTT 中较小和 jmT 计算（一般由于从动齿轮受力较主动齿轮大，常只校核从动齿轮） ； 0K — 超载载系数； sK — 尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当 m ≥ 时， sK =(m ／ )。 计算得： . 2020 届毕业设计说明书 17 mK — 载荷分配系数，当两个齿轮均采用跨置式结构： mK =～ ，当一个齿轮采用跨置式结构： mK =～ ； vK — 质量系数，对于汽车驱动桥，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，vK =； F — 所计算的齿轮齿面宽 (mm)； z — 所讨论齿轮的齿数； m — 端面模数 J — 所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，从表 182 选取。 ,je jTT 中较小计算时，汽车主减速器齿轮的许用弯曲应力为 700MPa。 按 jmT 计算时，许用弯曲应力为 ,破坏循环次数为 6 106。 从动齿轮受力一般都比主动齿轮大。 所以本次计算所采用的数据为从动齿轮的。 从表 182 可知 J ≈： 3 30222 1 0 2 1 0 3 8 2 6 1 . 0 5 1 0 . 8 1 1 1 5 0 9 . 4 61 8 0 4 4 1 1 0 . 2 8 6j s mw vT K K K M P aK F z m J          计算结果小于 700MPa,所以符合要求，合格。 将 jT 换成 jmT 计算时，有322 10 9789 1 80 44 11 M P。