【正文】 — 尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關(guān)， 當(dāng) ? 時(shí)， 4 mK ?，在此 4 7 2 ??； mK — 載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個(gè)齒輪均用騎馬式支承型式時(shí)， = ，當(dāng)一個(gè)齒輪用騎馬式支承時(shí)取 m = ，支承剛 度大時(shí)取最小值； K? — 質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，可取 =? ； z — 計(jì)算齒輪的齒數(shù)； m — 端面模數(shù)； J — 計(jì)算彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)）。 帶入公式得： 3 322 210 146 00 10 / 102 /2594022rGrp N m m N m mdb? ? ? ? ?? ? ?? 參數(shù) 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) 按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn) 矩計(jì)算時(shí) 輪胎與地面 的附著系數(shù) 汽車類別 一擋 二擋 直接擋 轎車 893 536 321 893 0． 85 貨車 1429 250 1429 0． 85 大客車 982 214 牽引車 536 250 0． 65 表 許用單位齒長上的圓周力 在現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力有時(shí)高出表的 20% 30% 。 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算： 3max1 2102egTip db?? (28) 式中： maxeT — 發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn) 矩，在此為 180Nm? ； gi — 變速器的傳動(dòng)比，在此取一檔傳動(dòng)比 ； 1d — 主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在此取 56mm 。汽車驅(qū)動(dòng)橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩 ceT和最大附著轉(zhuǎn)矩 csT 并不是使用中的持續(xù)載荷，強(qiáng)度計(jì)算時(shí)只能用它來驗(yàn)算最大應(yīng)力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點(diǎn)蝕引起的剝落。 齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝 落、齒面膠合、齒面磨損等。40′ 35176。的其他汽車錐齒輪的 1H 、 2H 和 aK 主動(dòng)齒輪齒數(shù)1Z 5 6 7 8 9 10 11 從動(dòng)齒輪最小齒數(shù) 2minZ 34 33 32 31 30 29 26 法 向 壓 力 角? 20186。102 2 2si n2d h???? 大齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離 中北大學(xué) 2020 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 13 29 2 Kts S m? 大齒輪理論齒厚 2s ， KS 查表 取 30 12s t s?? 小齒輪理論齒厚 31 ? 35176。02 2 2 22 cosd d h ??? 大齒輪外緣直徑 27 39。 大齒輪根錐角 25 39。 大齒輪面錐角 23 1 1 1R? ? ??? 176。 大齒輪齒根角 21 01 1 2? ? ??? 176。11h h h? ?? 小齒輪齒根高 17 22h h h???? 大齒輪齒根高 18 ghhc ?? 徑向間隙 19 1 1 0arctan hA? ?? 1． 52186。12gh h h?? 小齒輪 齒頂高 39。2h , aK 查表 取 15 39。 大齒輪節(jié)錐角 12 0 1 12sinAd ?? 節(jié)錐距 13 ttm? 周節(jié) 14 39。 軸交角 ? 9 11td mZ? 56mm 小齒輪分度圓直徑 10 112arctan ZZ? ? 176。 主減速器準(zhǔn)雙曲面圓錐齒輪的集合計(jì)算 表 主減速器錐齒輪的幾何尺寸參數(shù)表 序號(hào) 計(jì)算公式 數(shù)值 注 釋 1 1Z 8 小齒輪齒數(shù) 2 2Z 37 大齒輪齒數(shù) 3 tm 7mm 模數(shù) 4 2b 40mm 大齒輪齒面寬 5 ? 20176。33′ 。商用車為 20176。選取平均壓力角時(shí)，乘用車為 19176。因此，對(duì)于小負(fù)荷工作的齒輪，一般采用小壓力角，可使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。 7）、法向壓力角 ? 法向壓力角大一些可以增加輪齒強(qiáng)度，減少齒輪不發(fā)生根切得最少齒數(shù)。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向，當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。在此初選用為 35176?！?40176。 螺旋角應(yīng)足夠大，但螺旋角過大會(huì)使軸 向力過大，因此兼顧考慮。 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）、中點(diǎn)螺旋角 ? 的選擇 雙曲面齒輪傳動(dòng)由于有了偏移距 E，使主、從動(dòng)齒輪的中點(diǎn)螺旋角不等，且主動(dòng)齒輪的大，從動(dòng)齒輪的小。 所以 2 332 ( 1 3 1 6 ) 6 5 9 2 .5 8 2 4 3 .7 6 3 0 0 .0 1dcd K T m m m m? ? ? ? 中北大學(xué) 2020 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 10 初選 2 250mmd ? 則 22250 6 .7 637t dm z? ? ? 并用下式較核： 33( 0. 3 ~ 0. 4) 65 92 .5 85. 63 ~ 7. 50t m cm k T???? (26) 所以 7tm? 滿足要求，則 22 7 3 7 2 5 9td m Z m m? ? ? ? ?。 1）、主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù) 1Z 和 2Z 選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素： 1)為了磨合均勻， 1Z 、 2Z 之間應(yīng)避免有公約數(shù)； 2)為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不少于 40； 3)為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度，對(duì)于轎車， 1Z 一般不少于 9；中北大學(xué) 2020 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 9 對(duì)于貨車， 1Z 一般不少于 6； 4)當(dāng)主傳動(dòng)比主較大時(shí)，盡量使 1Z 取得少些，以便得到滿意的離地間隙； 5)對(duì)于不同的主傳動(dòng)比， 1Z 和 2Z 應(yīng)有適宜的搭配 。將各數(shù)據(jù)代入公式得： 6 5 9 2 .5 8 1 6 0 9 .9 14 .5 5 0 .9ZT N m? ? ?? 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 在選定主減速比，主減速器的減速形式，齒輪類型及計(jì)算載荷以后，可根據(jù)這些已知參數(shù)選擇主減速器齒輪的最主要的幾項(xiàng)參數(shù)。計(jì)算時(shí)，對(duì)于弧齒錐齒輪副， G? 取 95%；對(duì)于雙曲面齒輪副，當(dāng) 0 6i? 時(shí)， G? 取 85%，當(dāng) 0 6i ? 時(shí)，G? 取 90%。利用第 3 種方法確定的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（日常行駛平均轉(zhuǎn)矩） cfT 則用來進(jìn)行錐齒輪的疲勞強(qiáng)度計(jì)算。但對(duì)于公路車國內(nèi)來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂平均比牽扯引力的值來確定， 即主減速器從動(dòng)齒輪的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩： 中北大學(xué) 2020 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 7 () ()a T rc f R H pmmG G rT f f fin??? ? ??? (23) 式中： aG －汽車滿載總重量 ； TG－所牽引的掛車的滿載總重量，但僅用于牽引車的計(jì)算； Rf －道路滾動(dòng)陰力系數(shù)，計(jì)算時(shí)對(duì)于轎車可取 10 ~ 15Rf ＝ ；對(duì)于載貨汽車可取 ~； 對(duì)于越野汽車可取 ~； Hf －汽車正常使用時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)，通常對(duì)轎車取 載貨汽車和城市 公共汽車取 ~；對(duì)長途公共汽車取 — ；對(duì)越野汽車取 － ； Pf －汽車或汽車列車的性能系數(shù)； Pf ＝ ])([1001m a xeTaT GG ?? 當(dāng)m ax0 .1 9 5( ) 16aTeGGT ? ?時(shí)，取 0Pf ? 帶入公式得： 2 9 2 0 0 0 . 3 6 5 ( 0 . 0 3 0 . 2 0 ) 1 2 6 3 . 5 81 0 . 9 7 2cfT N m?? ? ? ? ??? 在上述確定從動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩的三種方法中，第 2 兩種方法用于確定最大計(jì)算轉(zhuǎn)矩，應(yīng)該取他們之中較小的數(shù)值。2m — 負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù) ； 2G — 汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，對(duì)后橋來說還應(yīng)考慮到汽車加速時(shí)的負(fù)荷增大量； 14600N； ? — 輪胎對(duì)路面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車，取 ?? ；對(duì)越野汽車取 ?? ；對(duì)于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級(jí)轎車取 ?? ；此車 ?取 1； r— 車輪的滾動(dòng)半徑； ； m? ， mi — 分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)效率和減速比 (例如輪邊減速器等 )。帶入公式得： 中北大學(xué) 2020 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 6 mNT ce ????????? 2）、 按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 csT 39。本文取 dK =2； maxeT 為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， maxeT =180N 1）、按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 ceT ： m ax 1 0d e fce K T ki i iT n ?? (21) 式中， ceT 為計(jì)算轉(zhuǎn)矩 (N 基本參數(shù) 的 選擇與計(jì)算載荷的確定 齒輪計(jì)算載荷的確定 由于汽車行駛時(shí)傳動(dòng)系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準(zhǔn)確地算出主減速器齒輪的計(jì)算載荷是比較困難的。 主減速器 主 從動(dòng)齒輪的支承方案 主動(dòng)雙曲面錐齒輪 對(duì)于在轎車和裝載質(zhì)量在 2T 以 下的載貨汽車上，由于載荷較小，主減速器主動(dòng)齒輪的軸線偏轉(zhuǎn)角 ? 的絕對(duì)值不大，所以主動(dòng)錐齒輪最好采用結(jié)構(gòu)簡單，布置方便及成本較低的懸臂式支承， 這樣既保證了支承剛度又能使結(jié)構(gòu)簡單，方便中北大學(xué) 2020 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 5 制造。 主減速器方案的選擇 因?yàn)槿绻３种鲃?dòng)齒輪軸徑不變，則雙曲面從動(dòng)齒輪直徑比螺 旋錐齒輪小。此外由于偏移距地存在，使得雙曲面齒輪比相應(yīng)的弧齒錐齒輪的尺寸要小，從而可以獲得更大的離地間隙。 主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、 圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。這次設(shè)計(jì)的為四輪驅(qū)動(dòng)越野汽車 ， 主傳動(dòng)比 不到 ，故這次設(shè)計(jì)采 用單級(jí) 主減速器。由于單級(jí)式主減速器結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊以及造價(jià)低。為今后更好的學(xué)習(xí)和掌握各種應(yīng)用軟件和技能打下堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。在設(shè)計(jì)過程中，根據(jù)汽車設(shè)計(jì)的原則與步驟，進(jìn)行了詳細(xì)的計(jì)算， 還對(duì)各部件進(jìn)行了強(qiáng)度的校核 。驅(qū)動(dòng)橋一般由主減速器、差速器、 半軸 和驅(qū)動(dòng)橋殼組成。目前，上汽集團(tuán)、東風(fēng)、一汽、北汽等各大汽車集團(tuán)也正在開展合作項(xiàng)目，希望早日實(shí)與世界先進(jìn)技術(shù)的接軌，爭取設(shè)計(jì)開發(fā)的新突破。目前比較 突出的問題是，行業(yè)整體新產(chǎn)品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放，相當(dāng)比例的產(chǎn)品仍為中低檔次，缺乏有國際影響力的產(chǎn)品品牌，行業(yè)整體散亂情況依然嚴(yán)重。新一代減速器設(shè)計(jì)開發(fā)的突出特點(diǎn)是 :不僅在 產(chǎn)品性能參數(shù)上進(jìn)一步進(jìn)設(shè)計(jì)上完全遵從模塊化設(shè)計(jì)原則，產(chǎn)品配套實(shí)現(xiàn)車型的平臺(tái)化，造型和結(jié)構(gòu)更加合理，更宜于組織批量生產(chǎn)，更適應(yīng)現(xiàn)代工業(yè)不斷發(fā)展，更能應(yīng)對(duì)頻繁的車型換代和產(chǎn)品系列化的特點(diǎn)，這些都對(duì)基礎(chǔ)件產(chǎn)品提出愈來愈高的配套要求，需要在產(chǎn)品設(shè)計(jì)上不斷地進(jìn)行二次開發(fā)和持續(xù)改進(jìn)，以滿足快速多變的市場需求。設(shè)計(jì)開發(fā)上，CAD、 CAE 等計(jì)算機(jī)應(yīng)用技術(shù)，以及 AUT 優(yōu) AD、 UG1 CATIA、 proE 等設(shè)計(jì)軟件先后應(yīng)用于主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和齒輪加工中，有限元分析、數(shù)模建立、虛擬試驗(yàn)分析等也被采用 。這些產(chǎn)品基本代表了國內(nèi)車用減速器發(fā)展的方向。 在產(chǎn)品上，國內(nèi)汽車市場用戶主要以承載能力強(qiáng)、齒輪疲勞壽命高、結(jié)構(gòu)先進(jìn)、易維護(hù)等特點(diǎn)的產(chǎn)品為首選。 國內(nèi)主減速器的狀況 現(xiàn)在國家大力發(fā)展高速公路網(wǎng)，環(huán)保、舒適、快捷成為汽車市場的主旋律。所以，在動(dòng)力向左右驅(qū)動(dòng)輪分流的差速器之前設(shè)置一個(gè)主減速器，可以使主減速器前面的傳動(dòng)部件，如變速箱、分動(dòng)器、萬向傳動(dòng)裝置等傳遞的扭矩減小，同時(shí)也減小了變速箱的尺寸和質(zhì)量，而且操控靈敏省力。汽車正常行駛時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速通常 比較高，如果將 很 高的轉(zhuǎn)速只靠變速箱來降低下來，那么變速箱內(nèi)齒輪副的傳動(dòng)比則需要很大，齒輪的半徑也相應(yīng)加大，也就是說變速箱的尺寸會(huì)加大。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)還具有改變轉(zhuǎn)矩旋轉(zhuǎn)方向的作用。在一般汽車的機(jī)械式傳動(dòng)中，有了變速器還不能解決發(fā)動(dòng)機(jī)特性與汽車行駛要求間的矛盾和結(jié)構(gòu)布置上的問題。通過本課題可以進(jìn)一步加深 對(duì) 汽車構(gòu)造、汽車設(shè)計(jì)及汽車各總 成的工作原理， 特別是本課題 驅(qū)動(dòng)橋中 的 主減速器及差速器與半軸的認(rèn)識(shí)和了解； 同時(shí)經(jīng)過設(shè)計(jì)過程，了解學(xué)習(xí)一些現(xiàn)代汽車工業(yè)的新設(shè)計(jì)方法及新技術(shù)， 對(duì)于即將從事汽車行業(yè)工作的我也是一種鍛煉，為即將的工作做鋪墊。 主減速 器及差速器對(duì)提高汽車行駛平穩(wěn)性和其通過性有