毕业设计论文_驱动桥主减速器设计说明书(编辑修改稿)

毕业设计论文_驱动桥主减速器设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于性能系数 pf =0 的汽车 dk =1； n —— 该汽车的驱动桥目数 ， n =1； 2G —— 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷， 2G =9200179。 =90160N；  —— 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取  =； r —— 车轮的滚动半径 ,r =； 本科生毕业设计（论文） 9 LB LBi —— 分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比（例如轮边减速等） ， LB =，LBi=1。 Tje =390179。 179。 1179。 Tj =5300179。 179。 即主减速器从动 齿轮的平均计算转矩 jmT 为 jmT =（ aG + TG ） r （ Rf + Hf + Pf ） /LBi LB n N178。 m （ 24） 式中： aG —— 汽车满载总重， aG =9200179。 =90160N； TG —— 所牵引的挂车的满载总重量，但仅用于牵引车的计算 TG =0； r —— 车轮滚动半径， r =； Rf —— 道路滚动阻力系数，对于 货 车可取 ～ ， Rf =； Hf —— 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数， 货 车取 ～ ，Hf =； Pf —— 汽车的性能系数： Pf =[( aG + TG )/T maxe ]/100 当 ( aG + TG )/T maxe 16 时取 Pf =0。 ( aG + TG )/T maxe =179。 (90160+0)/390=16，所以取 Pf =0。 LBi、 LB 、 T maxe 、 n 等见式（ 2— 2）、式（ 2— 3）下的说明。 Tjm =（ 90160+0）179。 179。 1=20200N 主减速器 齿轮 基本 参数的选择 1. 选 择主、从动齿轮齿数时应考虑以下因素： （ 1） 首先应根据0i的大小选择主减速器主、从动齿轮的齿数 1z 、 2z ； （ 2）为了使磨合均匀， 1z 和 2z 之间应避免有公约数 ； （ 3）为了得到理想的齿面重叠系数，主、从动齿轮齿数之和对于 货 车应不少于 40； （ 4）当0i较大时 ，则尽量使取得小，以得到满意的驱动桥离地间隙； （ 5）对于不同的主传动比 0i ， 1z 和 2z 应有适当的搭配。 考虑以上因素后，选择主、从动齿轮齿数为： 1z =13， 2z =28。 主减速器双曲面齿轮从动齿轮的节圆直径，可根据该齿轮的计算转矩（见式（ 22）、式（ 23） ，并取两式计算结果中的较小者作为计算依据），按经验公式选出： 本科生毕业设计（论文） 10 2d = 2dK （ jT ） 3/1 式中： 2d —— 从动锥齿轮的节圆直径， mm； 2dK —— 直径系数， 2dK =13～ 16； jT —— 计算转矩， N178。 m；按式（ 22）、式（ 23）求得，并取其中的较小值 ， jT =15159N178。 m。 2d =(13～ 16)179。 15159 3/1 =(～ )mm,取 2d =320mm 从动锥齿轮节圆直径 2d 选定后，可按 m= 2d /2z 计算锥齿轮的大端端面模数 m，单位为 mm。 m = 2d / 2z =320／ 28=11mm 算出端面模数后可用下式校核： m= mK （ jT ） 3/1 式中 ： m—— 齿轮大端端面模数 ,mm； mK —— 模数系数，取 mK =～ , mK =； jT —— 从动齿轮计算转矩， N178。 m，按式（ 21）、式（ 22）求得， 并取其中较小值 , jT =15159N178。 m。 m=179。 15159 3/1 =10mm, 符合要求 3. 双曲面齿轮齿宽 F 的选择 通常推荐圆锥齿轮与双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽 F 为其节锥距 0A 的 倍，即 F = 0A ,且 F ≤ 10m。 对于汽车工业，主减速器圆弧齿锥齿轮推荐采用 : F = 2d 式中： 2d —— 从动齿轮节圆直径， 2d =320mm。 F =179。 320=50mm 齿面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。 齿面宽大于上述规定，不但不能提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难。 因为齿面宽的加大只能从延长小端着手，轮齿延长的结果使小端齿沟变窄，结果使切削刀头的顶面宽或刀盘刀顶距过窄及刀尖的圆角过小，这样不但减小了齿根圆角半径从而加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。 如果在安装时有位置偏差或由于制造、 热处理变形等原因，使齿轮工作时负荷集中于轮齿小端，则易引起小端的过早损坏和疲劳。 另外，齿面宽过大也会引起装配空间的减小。 选择 E 值时应考虑到： E 值过大，将导致齿面纵向滑动增大，从而引起齿面早期磨损和擦伤； E 值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。 一般对于中、 本科生毕业设计（论文） 11 大型 货 车 E ≤（ ～ ） 2d。 另外，主传动比越大，则 E 也越大，但要保证齿轮不发生根切。 E ≤ (～ ) 2d =（ ～ ） 179。 320=(32～ )mm； 取 E =35mm。 双曲面齿轮的偏移方向定义为：由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿动在从动齿轮中心线上方，则为上偏移，在从动齿轮中心线下方则为下偏移。 在双曲面 锥齿轮传动中，小齿轮偏移距 E 的大小及偏移方向是双曲面锥齿轮传动的重要参数。 为了 增加离地间隙， 本设计 方案 中小齿轮采用 上 偏移。 的选择 螺旋角是沿节锥齿线变化的，大端的螺旋角 0 较大，小端的螺旋角 i 较小，齿面宽中点处的螺旋角 m 称为齿轮的中点螺旋角，也是该齿轮的名义螺旋角。 由于偏移距的存在，使主、从动齿轮的名义螺旋角不相等，且主动 齿轮大于从动齿轮的。 它们之差称为偏移角ε。 选择齿轮螺旋角时，应该考虑它对重合度 Fm 、齿轮强度和轴向力的大小的影响。 螺旋角应足够大以使 Fm 不小于。 因 Fm 越大，传动就越平稳，噪音就越低。 当 Fm ≥ 时可得到很好的效果。 但螺旋角过大会引起轴向力也过大，因此应有一个适当的范围。 双曲面齿轮大小中点螺旋角的平均值多在 m =35176。 ～ 40176。 范围内。 “格里森”制推荐用下式来近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值： 39。 1 =25176。 +5176。 （ 2z /1z ） 2/1 +90176。 E / 2d 式中： 39。 1 —— 主动齿轮的名义螺旋角的预选值； 1z ， 2z —— 主、从动齿轮齿数； 2d —— 从动齿轮的节圆直径 ， mm； E —— 双曲面齿轮的偏移距， mm。 39。 1 =25176。 +5176。 （ 28/13） 2/1 +90176。 35/320=42176。 确定从动齿轮的名义螺旋角： 2 = 1  式中：  —— 双曲面齿轮传动偏移角的近似值， sin ≈ E /( 2d /2+F /2) E —— 双曲面齿轮的偏移距， mm； 2d —— 双曲面从动 齿轮的节圆直径， mm； F —— 双曲面从动齿轮的齿面宽， mm。 sin ≈ 35/（ 320/2+50/2） =, =11176。 2 =42176。 11176。 =31176。 本科生毕业设计（论文） 12 双曲面齿轮传动的平均螺旋角为  =（ 1 + 2 ） /2=（ 42176。 +31176。 ） /2=37176。 6．螺旋方向的选择 双曲面齿轮的螺旋方向指的是轮齿节锥线的曲线弯曲方向，分为“左旋”和“右旋”两种。 判断左右旋向时应从锥齿轮的锥顶对着齿面看去，如果轮齿从小端至大端的走向为顺时针方向则称为右旋，反时针则称为左旋。 主、从动齿轮的螺旋方向是相反的。 与 上偏移相对应， 主动齿轮的螺旋方向为 右旋， 从动齿轮为左旋。  的选择 加大法向压力角可以提高轮齿的强度、减少齿轮不发生根切的最少齿数。 但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀 尖宽度过小，并使齿轮端面重叠系数下降。 所以对于轻负荷齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳、噪声低。 对于双曲面齿轮来说，虽然大齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但小齿轮两侧的压力角是不相等，因此，其压力角按平均压力角考虑。 在车辆驱动 桥主减速器的“格里森”制双曲面齿轮传动中， 货 车选用 20176。 的平均压力角。 有关双曲面锥齿轮设计计算方法及公式 表 21 中的第（ 65）项求得的齿线曲率半径 39。 dr 与第（ 7）项选定的刀盘半径 dr之 差不应超过 dr 值的 1％。 否则需要重新试算 表 21 圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算用表 mm 序 号 计 算 公 式 数 值 注 释 （ 1） 1z 13 小齿轮齿数 （ 2） 2z 28 大齿轮齿数 （ 3） 1z / 2z （ 4） F 50 大齿轮齿面宽 （ 5） E 35 偏心距 （ 6） 2d 320 大齿轮分度圆直径 （ 7） dr 刀盘名义直径 （ 8） 39。 1 42 小齿轮螺旋角的预选值 （ 9） tan 39。 1 （ 10） ctgi2=179。 (3) 本科生毕业设计（论文） 13 （ 11） sini2 （ 12） 2mR =((6)(4)*(11))/2 大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径 （ 13） sinε 39。 i =(5)*(11)/(12) （ 14） cosε 39。 i （ 15） (14)+(9)*(13) （ 16） (3)*(12) （ 17） 1mR =（ 15） *（ 16） 小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径 （ 18） RT =*（ 1） + 齿轮收缩系数RT （ 19） (17)+(12)/(10) （ 20） tan =(5)/(19) （ 21） (+(20)2 ) 2/1 （ 22） sin =(20)/(21) （ 23）  6176。 11′ （ 24） 2sin =（ (5)(17)*(22)/(12) （ 25） tgε 2 （ 26） tg 1 =(22)/(25) （ 27） cos 1 （ 28） sinε 2 39。 =(24)/(27) 续表 （ 29） cosε 2 39。 （ 30） tg 1 =((15)(29))/(28) （ 31） (28)*[(9)(30)] （ 32） (3)*(31) （ 33） sin ε1 =(24)(22)*(32) （ 34） tanε 1 （ 35） tan 1 =(22)/(34) 本科生毕业设计（论文） 14 （ 36） 1 28176。 30′ 小齿轮节锥角 （ 37） cos1 （ 38） sinε 39。 1 =(33)/(37) （ 39） ε 39。 1 12176。 48′ （ 40） cosε 39。 1 （ 41） tg 1 =(15)+(31)(40)/(38) （ 42） 1 42176。 1′ 小齿轮中点螺旋角 （ 43） cos 1 （ 44） 2 =（ 42） （ 39） 29176。 13′ 大齿轮中点螺旋角 （ 45） cos 2 （ 46） tg 2 （ 47） ctg 2 （ 48） 2 60176。 2′ 大齿轮节锥角 （ 49） sin 2 （ 50） cos 2 （ 51） ((17)+(12)*(32))/(37) （ 52） (12)/(50) （ 53） (51)+(52) （ 54） (12)*(45)/(49) （ 55） (43)*(51)/(35) 续表 （ 56） tg 01 =((41)*(55)(46)* (54))/(53) （ 57） 01 4176。 25′ （ 58） cos 01 （ 59） (41)*(56)/(51) 本科生毕业设计（论文） 15 （ 60） (46)*(56)/(52) （ 61） (54)*(55) 16170 （ 62） ((54)(55))/(61) （ 63） (59)+(60)+(62) （ 64） ((41)(46))/(63) （ 65） 39。 dr =(64)/(58) （ 66） (7)/(65) （ 67） (3)*(50) 上 上栏用上边公式， 下栏用下边公式 (3) 下 （ 68） (5)/(34)(17)*(35)。