车辆工程毕业设计论文-福田欧曼etx驱动桥的设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-福田欧曼etx驱动桥的设计(编辑修改稿)内容摘要：

α =20176。 8 轴交角 ∑ ∑ =90176。 9 节圆直径 d =m z =1d 84mm 2d =174mm 10 节锥角 =1γarctan21zz 2γ =90176。 1γ 1γ =27176。 2r =63176。 11 节锥距 A0 =22γsin2d A0 = 12 周节 t= m t= 13 齿顶高 21 aga hhh = mkh aa =2 1ah = 2ah = 14 齿根高 fh = ahh 1fh= 2fh = 15 径向间隙 c= ghh c= 16 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 16 齿根角 0arctanδ Ahf= 1δ=29176。 2δ =63176。 17 面锥角 211 δγγ +=a ； 122 δγγ +=a 1γa=27176。 2γa =66176。 18 根锥角 1γf= 11 δγ 2γf = 22 δγ 1γf =29176。 2γf =58176。 19 外圆直径 1111 γc os2 aa hdd += 2ad = 221 γcos2 ahd + 1ad =87mm 2ad =177mm 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 11201 γs in2χ ahd= 2χ 102 d= 22 γsinah 01χ = 02χ = 21 理论弧齿厚 21 sts = mSs k=2 1s = 2s = 22 齿侧间隙 B=~ 23 螺旋角 β β =35176。 螺旋锥齿轮螺旋方向 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。 旋角 β 的选择 螺旋角 β 是在节锥表面的展开图上定义的，齿面宽中点处为该齿轮的名义螺旋角。 螺旋角应足够大以使 ≥Fm。 因 Fm 越大传动就越干稳，噪声就越低。 在一 般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用 35176。 法向压力角 a 的选择 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的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。 对于货车弧齿锥齿轮，α一般选用 20176。 螺旋锥齿轮的强度计算 损坏形式及寿命 17 在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。 在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。 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。 它们的主要特点及影响因素分述 如下： （ 1）轮齿折断 主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。 折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。 ① 疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。 如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。 随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。 在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然 形成的故为粗糙的新断面。 ② 过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。 为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。 齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。 （ 2）齿面的点蚀及剥落 齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的 70%以上。 它主要由于表面接触强度不足而引起的。 ：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。 由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。 一般首先产生在几个齿上。 在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。 在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。 减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。 在允许的范围内适当加大齿面宽 也是一种办法。 ：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀 18 更深的凹坑。 凹坑壁从齿表面陡直地陷下。 造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。 例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。 当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。 （ 3）齿面胶合 在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现 象称为胶合。 它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。 轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。 （ 4）齿面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。 规定范围内的正常磨损是允许的。 研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。 汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。 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。 在要求使用寿命为 20 万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。 因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过 ／mm2。 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。 在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。 螺旋锥齿轮的强度计算： (1)主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 ① 单位齿长上的圆周力 FPp= () 式中： p —— 单位齿长上的圆周力， N/mm。 P—— 作用在齿轮上的圆周力， N，按发动机最大转矩 maxeT 和最大附着力矩两种载荷工况进行计算； 19 按发动机最大转矩计算时： FdiTp ge•••=21013m a x = /Nmm () 按最大附着力矩计算时 : FdrGp r•••=210232 =1545 /Nmm () 虽然附着力矩产生的 p 很大，但由于发动机最大转矩的限制 p 最大只有 /Nmm 可知，校核成功。 ② 轮齿的弯曲强度计算。 汽车主减 速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力)/(σ 2mmNw JmzFK KKKTv mSjw •••• ••••= 203102σ () 式中： 0K —— 超载系数 ； sK —— 尺寸系数 sK = 4 = mK —— 载荷分配系数 ~； vK —— 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取 1； J—— 计算弯曲应力用的综合系数，见图。 20 图 弯曲计算用综合系数 J jeT 作用下： 从动齿轮上的应力 2σw =700MPa； jmT 作用下： 从动齿轮上的应力 39。 2σw =； 当计算主动齿轮时， jT /Z 与从动相当，而 12 JJ  ，故 1σw 2σw , 39。 1σw 39。 2σw 综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。 汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩 jmT 有关， jmje TT或 只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。 (2)轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力 jσ (MPa)为： FJK KKKKTdC v fmsjpj3011102σ = () pC —— 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 mmN /21 ； 注： 0K =1, sK =1, mK =, sK =1 fK —— 表面质量系数，对于制造精 确的齿轮可取 1； J—— 计算应力的综合系数， 2J =，见图 所示； jmσ = jm]σ[ =1750MPa jeσ = je]σ[ =2800MPa，故符合要求、校核合理。 21 图 接触强度计算综合系数 J 主减速器锥齿轮轴承的设计计算 锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。 该法向力可分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力以及垂直于齿轮轴线的径向力。 齿宽中点处的圆周力 F F=m22TD () 式中： T— 作用在从动齿轮上的转矩； Dm2— 从动齿轮齿宽中点处的分 度圆直径，由式（ 313）确定， 即 Dm2=D2b2sinγ 2 () 式中： D2— 从动齿轮大端分度圆直径； D2=174mm b2— 从动齿轮齿面宽； b2=44mm γ 2— 从动齿轮节锥角；γ 2=63176。 将各参数代入式 (311)，有： Dm2=134mm 将各参数代入式 (310)，有： F=8323N 对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。 锥齿轮的轴向力 Faz 和径向力 Frz（主动锥齿轮） 作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力 Faz 和径向力分别为 22 Faz= F tan α s in γ+ F tan β co sγco sβ () Frz= F ta n α c os γF ta nβ si n γc os β () 将各参数分别代入式 (312) 与式 (313)中，有： Faz= 5527N， Frz=2368N 螺旋锥齿轮的轴向力与径向力 主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针： )γc o sβs i nγs i nα( t a nβc o s 111 += PA=（ N） （ ） )γs i nβs i nγc o sα( t a nβc o s 111 += PR=（ N） （ ） 从动齿轮的螺旋方向为右： )γc o sβs i nγs i nα( t a nβc o s 222 += PA=（ N） （ ） )γs i nβs i nγc o sα( t a nβc o s 222 += PR=(N) （ ） 式中： A—— 总的轴向力； R—— 总的径向力； α—— 齿廓表面的法向压力角  ； 21γ,γ —— 主、从动齿轮的节锥角 27 ， 63。 主动锥齿轮选圆锥滚子轴承 (GB/T2971994)： 滚动轴承 30207 GB/T2971994 滚动轴承 30208 GB/T2971994 从动齿轮选圆锥滚子轴承 (GB/T2971994)： 滚动轴承 30209 GB/T2971994 主减速器轴承载荷的计算 轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮。