四驱越野车转向驱动桥的毕业设计

四驱越野车转向驱动桥的毕业设计内容摘要：

轴线偏移距 E=（ ～ ） d2 5 d2=175 175 大齿轮风度圆直径 d2 6 rd= 刀盘名义直径 rd 7 1 =arctan(1tansin ) 176。 小齿轮节锥角 1 9 2 =1sinsin 176。 大齿轮节锥角 2 10 β 2= 39。 11  176。 大齿轮终点螺旋角 β 2 11 z= mm zR 22 cot 大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离， +表示该节锥顶点越过了小齿轮轴线， 表示该节锥顶点在大齿轮体与小齿轮轴线之间 12 A0=2d 大齿轮节锥距 13 2 = aDK 176。 大齿轮顶角 14 2 = 2  D 176。 大齿轮的齿根角 15 h39。 2 =   2039。 2 sin mm AAh  大齿轮齿顶高 16 h2 =   20 2 sin mm AAh  大齿轮齿根高 17 C= gh 径向间隙 C 为大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高的 15%再加上 18 h= 239。 2 hh 大齿轮齿全高 19 hg= Ch 大齿轮齿工作高 20 02 = 22   176。 大齿轮的面锥角 21 2R = 22   176。 大齿轮的根锥角 毕业设计说明书论文 (全套 CAD 图纸 ) 36396305 13 续表 序号 计算公式 结果 注释 23 02 =   239。 220 s i nc o s  hAAZ mm  大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离 24 z0=0239。 22sinsin  mm hAz  大齿轮面锥顶点到小齿轮轴线的距离， +表示该面锥顶点越过了小齿轮轴线， 表示该面锥顶点在大齿轮体与小齿轮轴线之间 25 zR=2 22sinsin R mm hAz   大齿轮根锥顶点到小齿轮轴线的距离， +表示该根锥顶点越过了小齿轮轴线， 表 示该根锥顶点在大齿轮体与小齿轮轴线之间 26 01 =   co sco sarcsin 2R 176。 小齿轮面锥角 27 G0=  c o sc o ss ins in22RRR CzE  176。 小齿轮面锥顶点到大齿轮轴线的距离， +表示该面锥顶点越过了大齿轮轴线， 表示该面锥顶点在小齿轮体与大齿轮轴线之间 28 B0= 112110139。 39。 01139。 2111c o st a n1s i nc o sc o sc o sc o sc o st a nt a nt a nzzhAAhREgmmmm 小齿轮外缘至大齿轮轴线的距 离 29 Bi= 112110139。 39。 01139。 21139。 39。 1c o st a n1s i nc o sc o sc o sc o sc o st a n)t a nc o sc o s(t a nzzhAAhRFEgmmmm 小齿轮前缘至大齿轮轴线的距离 30 d01=   0001 BG  小齿轮的外圆直径 四驱越野车转向驱动 桥的设计 14 续表 序号 计算公式 结果 注释 31 GR=0020020c o sc o ss ins in CzE  小齿轮根锥顶点到大齿轮轴线的距离， +表示该根锥顶点越过了大齿轮轴线， 表示该根锥顶点在小齿轮 体与大齿轮轴线之间 32 1R =  002 co sco sarcsin  176。 小齿轮根锥角 33 Bmin 最小侧间隙允许值 34 Bmax 最大侧间隙允许值 主减速器双曲面齿轮的强度计算 单位齿长上的圆周力  17/FPp (315) mmN / 式中 p—— 单位齿长上的圆角力， N／ mm； P—— 作用在齿轮上的圆周力， N，按发动机最大转矩 Teamx和最大附着力矩两种载荷工况进行计算； F—— 从动齿轮的齿面宽， mm。 按发动机最大转矩计算时： Fd iTp ge  )2/( 1013m a x 17 (316) = 27250  N 式中 Temax—— 发动机最大转矩， N m； ig—— 变速器传动比，常取 1档及直接档进行计算； d1—— 主动齿轮节圆直径， mm。 对于多桥驱动汽车应考虑驱动桥数及分动器传动比。 按最大附着力矩计算时： Fd rGp r )2/( 10232  17 (317) =   1272175 100 0  N 式中 G2—— 驱动桥对水平地面的负荷， N； 毕业设计说明书论文 (全套 CAD 图纸 ) 36396305 15  —— 轮胎与地面的附着系数； rr—— 轮胎的滚动半径， m； d2—— 主减速器从动齿轮节圆直径， mm。 许用单位齿长上的圆周力如表 34。 表 34 许用单位齿长上的圆周力 按发动机最大转矩计算 按最大附着力矩计算 附着系数 1档 2档 直接档 轿车 893 536 321 893 货车 1429 250 1429 公共汽车 982 214 牵引汽车 536 250 轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 w (N／ mm2)为 320 102   JmzFK KKKTvmsjw 17 (318) =   N mm2 式中 Tj—— 齿轮的计算转矩， N m，对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上； K0—— 超载系数； Ks—— 尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。 当端面模数 m≧ Ks=4 17 = (319) Km—— 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时， Km＝ ~；当一个齿轮用骑马式支承时， Km＝ ~。 支承刚度大时取小值； Kv—— 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取 Kv＝ 1； F—— 计算齿轮的齿面宽， mm； Z—— 计算齿轮的齿数； m—— 端面模数， mm； J—— 计算弯曲应力用的综合系数 ,为。 汽车主减速器齿轮的损坏形式主要是疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩有关， Tj或升 Tjh只 能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。 轮齿的接触强度计算 双曲面齿轮齿面的计算接触应力 j (MPa)为 四驱越野车转向驱动 桥的设计 16 3m a x1130m a x11102 T TFJK KKKKTdCvfmspj  17 (320) =   3 1111225255 Mpa 式中 T T1max—— 分别为主动齿轮的工作转矩和最大转矩， N m； Cp—— 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 ／ mm； d1—— 主动齿轮节圆直径， mm； Kf—— 表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取 Kf=1； F—— 齿面宽， mm，取齿轮副中的较小值 (一般为从动齿轮齿面宽 )； J 一一计算接触应力的综合系数，为。 主减速器齿轮的材料及热处理 汽车主减速器双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。 常用的钢号有 20CrMnTi，22CrMnMo， 20CrNiMo， 20MnVB 和 20Mn2TiB。 用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，轮齿表面 硬度可高达 HRC58～64，而芯部硬度较低为 HRC32~45。 渗碳层深度为 ~。 主减速器的润滑 主减速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。 为此，在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的小端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中 ，使润滑油得到循环。 这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。 为了保证有足够的润滑油能流进差速器，有的采用专门的导油匙。 毕业设计说明书论文 (全套 CAD 图纸 ) 36396305 17 4 差速器的设计 差速器的结构型式选择 差速器的结构型式有多种。 有普通对称式圆锥行星齿轮差速器和防滑差速器。 后者又分为强制锁止式和自锁式两类。 自锁式差速器又有多种结构型式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。 a．对称式圆锥行星齿轮差速器 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳， 2 个半轴齿轮， 4 个行星齿轮 (少数汽车采 用 3 个行星齿轮，小型、微型汽车多采用 2 个行星齿轮 )，行星齿轮轴 (不少装 4 个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构 )，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。 由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上．有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。 b．强制锁止式防滑差速器 充分利用牵引力的最简单的一种方法是在普通的圆锥齿轮差速器上加装差速锁，必要时将差速器锁住。 此时左、右驱动车轮可以传递由附着力决定的全部转矩。 当汽车驶入较好的路面时 ，差速器的锁止机构应即时松开，否则将产生与无差速器时一样的问题。 c．自锁式差速器 一般越野汽车的低压轮胎与地面的附着系数的最大值为 ~(在于燥的柏油或混凝工路面上 )，而最小值为 ~(在开始溶化的冰上 )。 可见相差悬殊的附着系数的最大比值为 8。 因此，为了充分利用汽车牵引力，差速器的锁紧系数 K 实际上选定为 8 就已足够。 而汽车在不好的道路和无路地区行驶的实践表明，各驱动车轮与地面附着系数不同数值之比，一般不超过 3~4。 因此选取 K＝ 3~4 是合适的，在这种情况下汽车的通过性可以得到 显著的提高，而其转向操纵等使用性能实际上并不变坏。 根据所设计车的要求选用对称式圆锥行星齿轮差速器同时加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数。 差速器齿轮的基本参数选择 行星齿轮数目的选择 轿车常用 2 个行星齿轮。