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I 摘 要 本次毕业设计的题目是中型货车驱动桥设计。驱动桥是汽车传动系统的重要组成部件 ,位于传动系的末端，其功用是增大由传动轴或变速器传来的转矩，将其传给驱动轮并使其具有差速功能。 所以中型专用汽车驱动桥设计有着重要的实际意义。 在本次设计中，根据当今驱动桥的发展情况确定了驱动桥各部件的设计方案。其中根据本次设计的车型为中型货车，故主减速器的形式采用双级主减速器，而差速器则采用目前被广泛应用的对称式锥齿轮差速器，其半轴为全浮式支撑。在本次设计中完成了对主减速器、差速器、半轴、桥壳及轴承的设计计算及校核并通过以上 计算满足了驱动桥的各项功能。此外本设计还应用了较为先进的设计软件，如用 行计算编程和用 件绘图。 本设计保持了驱动桥有足够的强度、刚度和足够的使用寿命，以及足够的其他性能。并且在本次设计中力求做到零件通用化和标准化。 关键词： 驱动桥、主减速器、差速器、半轴、桥壳 he is of a in of is an is or to a So a In of of of to of so in of a is In of of to of In of a a in 录 第 1 章 绪 论 . 1 动桥简介 . 1 动桥设计的基本要求 . 1 第 2 章 驱动桥主减速器设计 . 2 减速器简介 . 2 减速器形式选择 . 2 减速器锥齿轮选择 . 3 减速器齿轮支撑 . 4 减速器轴承预紧 . 5 齿轮啮合调整 . 6 滑 . 6 曲面锥齿轮设计 . 7 减速比确定 . 7 减速器齿轮计算载荷确定 . 7 减速器齿轮基本参数选择 . 8 关双曲面锥齿轮设计计算方法及公式 . 11 减速器双曲面齿轮强度计算 . 19 减速器齿轮材料及处理 . 21 第 3 章 差速器的设计 . 22 速器的功用 . 22 速器结构形式的选择 . 22 速器齿轮的基本参数选择 . 24 速器强度计算 . 25 速器直齿远锥齿轮参数 . 26 第 4 章 车轮传动装置的设 计 . 28 轮传动装置的功用 . 28 轴支撑形式 . 28 浮式半轴计算载荷的确定 . 28 轴强度的计算 . 28 浮式半轴杆部直径的初选 . 29 轴的结构设计及材料与热处理 . 29 第 5 章 驱动桥壳设计 . 30 动桥壳的功用和设计要求 . 30 动桥壳结构方案分析 . 30 车以最大牵引力行使时的桥壳强度计算 . 31 第 6 章 轴承的寿命计算 . 32 减速器轴承的计算 . 32 承载荷的计算 . 34 动齿轮轴承寿命计算 . 34 结 论 . 36 参考文献 . 37 致 谢 . 38 附 录 1 . 39 附 录 2 . 44 1 第 1 章 绪 论 动桥简介 驱动桥是汽车传动系的重要组成部分，一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳等组成。其功用是： 将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降速增矩； 通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向； 通过差速器实现两侧车轮差速的作用，必要时保证内、外车轮以不同的转速转向；承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。 驱动桥 分断开式和非断开式两类。为了提高汽车行驶平顺性和通过性，有些轿车和越野车全部或部分驱动轮采用独立悬架，与此相应，主减速壳固定在车架上。驱动桥壳应制成分段并通过铰链连接，这种驱动桥称为断开式驱动桥。非断开式驱动桥 于半轴套管与主减速器壳是刚性连成一体的，因而两侧的半轴和驱动轮不可能在横向平面内做相对运动。故称这种驱动桥为非断开式驱动桥，亦称为整体式驱动桥。 本次设计为 中型货车驱动桥设计 。由于非断开式驱动桥与断开式驱动桥相比，其结构简单、成本低、工作可靠，维修和调整方面也很 简单，驱动车轮又采用非独立式悬架，所以本次设计采用非断开式驱动桥。 动桥设计的基本要求 驱动桥设计的是否合理直接影响到汽车使用性能的好坏。因此，设计驱动桥时应当满足如下基本要求： 1） 选择适当的主减速比 ,以保证汽车具有最佳的动力性和燃油经济性。 2） 外廓尺寸小 ,保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性要求。 3） 齿轮及其他传动件工作平稳 ,噪声小。 4） 在各种载荷和转速工况下 ,具有较高的传动效率。 5） 保证足够的强度和刚度条件下，尽可能降低质量 ,尤其是簧下质量 ,以减少不平路面的冲击载荷 ,从而提高汽车行驶平顺性。结构尽量简单，工 艺性好。 2 第 2章 驱动桥主减速器设计 减速器简介 主减速器的功用是将传动轴输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时具有改变转矩旋转方向的作用。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。 主减速器一般根据所采用的齿轮型式、主动和从动齿轮的装置方法以及减速型式的不同而互异。 减速器形式的选择 为了满足不同的使用要求，主减速器的形式也不同。按参加减速传动的齿轮副数目可分为单级主减速器和双级主减速器。 单级主减 速器多采用一对弧齿锥齿轮或双曲面齿轮传动，广泛应用于主传动比0i 7 的汽车上。乘用车、质量较小的商用车都采用单级主减速器，它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点；双级主减速器是由两级齿轮减速组成的主减速器，第一级是锥齿轮、第二级是圆柱齿轮传动，与单级主减速器相比，保证有足够的离地间隙同时可得较大的传动比，0 12。 双级主减速器的布置方案。 双级主减速器有多种结构方案：（ a）第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿 轮；(b)第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮；(c)第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮。本次设计采用（ a）方案。 3 图 减速器齿轮的支撑形式 减速器锥齿轮的选择 如图 双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直但不相交。主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一定距离 E ，这个距离称为偏移距。由于 E 的存在，使主动齿轮螺旋角1大于从动齿轮的螺旋角2。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比1F/ 2F =12中的1F 、 2动齿轮的圆周力；1 、 2分别为主、从动齿轮的螺旋角（螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点 A 的切线与该点和节锥顶点连线之间的夹角）。 图 主减速器齿轮传动形式 双曲面齿轮的传动比为F 2r/1F 1r=2r 21r 1r、2动轮平均分度圆半径； 1F 、 F 2 为主从动齿轮圆 周力）。 螺旋齿轮的传动比2r/ 1r，令 K =21则于1大于2，所以系数 K 大于 1，一般为 4 这说明： 1）当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。 2）当传动比一定时，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋。 锥齿轮有较大的直径，较高的齿轮强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。 3）当传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮较小，因而有较大的离地间隙 4）在工作工程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且 还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可以改变论齿的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。 5）由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角，这样同时啮合的齿数多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约 30%。 6）双曲面齿轮传动的主动齿轮直径和螺旋角都很大，所以相啮合齿轮的当量。 曲率半径较相应的螺旋锥齿轮大，其结果使齿面的接触强度提高。 7）双曲面齿轮主动齿轮的螺旋角变大，则不产生根切的最小齿数可减少，所以选用较少的齿数，有利于增加传动比。 8）双曲面齿轮的主动齿 轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大。因而切削刃寿命较长。 9）双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮的中心上方，便于多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。 但是，双曲面齿轮也存在以下的缺点： 1）沿齿长方向纵向滑动也会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为 96%，螺旋锥齿轮的传动效率约为 99%。 2）齿面间的压力和摩擦功可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力降低。 3）双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承的负荷较大。 4）双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋 锥齿轮传动用普通润滑油即可。 双曲面齿轮有一系列的优点，所以本次设计采用双曲面齿轮传动。 减速器齿轮的支承 现代汽车中主减速器主动锥齿轮支承有两种形式：悬臂式和跨置式支承。如图 5 跨置式支撑的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善。因此齿轮的承载能力高于悬臂 式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可以减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式的支承必须在 主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂。跨置式支撑拆装困难，导向轴承是个易损坏的一个轴承。 悬臂式支承的结构特点是在锥齿轮大端一侧有较长的轴，并在其上安装一对圆锥滚子轴承。两轴承的圆锥滚子的大端应朝外，这样可以减小悬臂长度 a 和增加两支承间的距离 b ，以改善支撑刚度。为了尽可能的地增加支承刚度，支承距离 b 应大于 的悬臂长度 a 。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承轴径比另一轴承的支承轴径大些。悬臂式支承结构简单，支承刚度差，用于传动转矩较小的减速器上。 本次设计采用的是悬臂式，因为其结构简单，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。 从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及载荷在轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多采用圆锥滚子轴承，为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子轴承大端应向内，以减小尺寸 c +d ，且距离 c +d 应不小于从动齿轮大端分度圆直径的 65%。为了使载荷均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸 c d 。 本次设计采用的是悬臂式，因为其结构简单，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。 （ 1） （ 2） 图 减速器锥齿轮的 支承形式 （ 1）悬臂式 （ 2）跨置式 减速器轴承的预紧 为 了减小在锥齿轮传动过程中产生的轴向力所引的齿轮轴的轴向位移，以提高 6 轴的支承刚度，保证锥齿轮的正常啮合，装配主减速器时，圆锥滚子轴承应有一定的装配预紧度。但是过紧，则传动效率低，且加速磨损。工程上用预紧力矩表示预紧度的大小。预紧力矩的合理值应该依据试验确定。对于主动锥齿轮轴承 的预紧力矩一般为 1 3 主动锥齿轮圆锥滚子轴承的预紧度的调整，可利用调整垫片厚度的 方法，调整时转动叉形凸缘，如发现预紧度过紧则增加垫片的总厚度；反之减小垫片的总厚度。支承差速器壳的圆锥滚子轴承的预紧度的调整，可利用轴承外侧的调整螺母或主减速器壳与轴承盖之间的调整垫片来调整。 齿轮啮合的调整 锥齿轮啮合的调整是在圆锥滚子轴承预紧度调整之后进行的。它包括齿面啮合印迹和齿侧间隙的调整。 （ 1） 齿面啮合印迹的调整，首先在主动锥齿轮轮齿上涂以红色颜料，然后用手使主动齿轮往复转动，于是在从动锥齿轮轮齿的两工作面上便出现红色印迹。若从动锥齿轮轮齿正转和逆转工作面上的印迹位于齿高的中间偏于小端， 并占齿面宽度并占齿面宽度的 60%以上，则为正确啮合。正确啮合的印迹位置可通过主减速壳与主动锥齿轮轴承座之间的调整垫片的总厚度而获得。 （ 2）啮合间隙的调整方法是拧动支承差速器壳的圆锥滚子轴承外侧的调整螺母，以改变从动锥齿轮的位置。轮齿啮合间隙应在 围内。 为保持已调好的差速器圆锥滚子轴承预紧度不变，一端调整螺母拧入的圈数应等于另一端调整螺母拧出的圈数。 若间隙大于规定值，应使从动锥齿轮靠近主动锥齿轮，反之离开。 滑 双曲面齿轮工作时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面 油膜易被破坏，为减少摩擦，提高效率，必须使用含有防刮伤添加剂的双曲面齿轮油。主减速器壳中所储齿轮油，靠从动锥齿轮转动时甩溅到各齿轮、轴和轴承上进行润滑。为保证主动齿轮轴前端的两个圆准滚子轴承得到可靠润滑，需在主减速器壳体中铸出进油道和回油道。当齿轮转动时，飞溅起的润滑油从进油道通过轴承座的孔进入两圆锥滚子轴承大端的润滑油经回油道流回主减速器内。加油孔 7 应设在加油方便之处，放油孔应设在桥壳最低处。 差速器壳应开孔使润滑油进入，保证差速器齿轮和滑动表面的润滑。在主减速壳体上必须装有通气塞，以防止壳体内温度过高使气 压过大导致润滑油渗漏。 曲面锥齿轮的设计 减速比的确定 0i=iv = 式中： r 车轮滚动半径； 发动机最高转速； 最高车速； 最高档 传动比； 减速器齿轮计算载荷的确定 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速从动齿轮上的转矩（较小者，作为汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算机载荷，即 1m a x i /22 式中： 猛接合离合器所产生的动载系数，对于性能系数 的汽车； 发动机最大转矩； k 液力变矩器变矩系数； 分动器传动比； 传动系上述传动部分的传动效率； n 该汽车的驱动桥目数； 8 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷； /2m 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数； 轮胎对地面的附着系数； r 车轮的滚动半径； 主加速器从动齿轮到车轮之间的传动比； m 主减速器主动锥齿轮到车轮之间的传动效率。 380 =5200 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0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0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 =15， 2z =32。 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，按经验公式选出： 2d = 32 K 式中 ： 2d 从动锥齿轮的节圆直径； 2 直径系数，23 16； 计算转矩。 2d =(13 16) 3 (369.1) 2d =300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 = 2d /2z =300 32=出端面模数后可用下式校核： m= 3m 齿轮大端端面模数； 模数系数，取0.4, 9 从动齿轮计算转矩。 m=3 符合要求。模数标准化取 m=10. 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0 F = F 10m 。对于汽车工业，主减速器圆弧齿锥齿轮推荐采用 : F =d 式中： 2d 从动齿轮节圆直径。 F =300=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、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 =（ 300=(30 36) E =32 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。 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。 选择齿轮螺旋角时，应该考虑它对重合度 齿轮强度和轴向力的大小的影 10 响。螺旋角应足够大以使 小于 大，传动就越平稳，噪音就越低。当 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=35 40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： 1 =25 +512902式中： 1 主动锥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； E 双曲面齿轮的偏移距。 1 =25 +51532 +90 30032 =42 确定从动齿轮的名义螺旋角： 2 = 1 - E /( 2d /2+F /2) 式中： 双曲面齿轮传动偏移角的近似值； E 双曲面齿轮的偏移距； 2d 双曲面从动齿轮的节圆直径； F 双曲面从动齿轮的齿面宽。 =11 2 =42 =31 双曲面齿轮传动的平均螺旋角为 =（ 1 + 2 ） /2=（ 42 +31） /2=37。 6螺旋方向的选择 双曲面的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 11 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 20的平均压力角。 关双曲面锥齿轮设计计算方法及公式 表 2的第（ 65）项求得的齿线曲率半径 7）项选定的刀盘半径。否则需要重新试算。 表 2圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算用表 12 序 号 计 算 公 式 数 值 注 释 （ 1） 1z 15 小齿轮齿数 （ 2） 2z 32 大齿轮齿数 （ 3） 1z /2z （ 4） F 47 大齿轮齿面宽 （ 5） E 32 偏心距 （ 6） 2d 320 大齿轮分度圆直径 （ 7） 盘名义直径 （ 8） 1 42 小齿轮螺旋角的预选值 （ 9） （ 10） (3) （ 11） （ 12） 2(6)-(4)*(11)/2 140 大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径 （ 13） i =(5)*(11)/(12) （ 14） i （ 15） (14)+(9)*(13) （ 16） (3)*(12) 17） 1 15） *（ 16） 76 小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径 （ 18） 1） +轮收缩系数 13 （ 19） (17)+(12)/(10) （ 20） =(5)/(19) （ 21） (20)2 ) 2/1 （ 22） =(20)/(21) （ 23） （ 24） 2=（ (5)-(17)*(22)） /(12) （ 25） （ 26） 1 =(22)/(25) （ 27） 1 （ 28） =(24)/(27) （ 29） （ 30） 1 =(15)-(29)/(28) （ 31） (28)*(9)-(30) （ 32） (3)*(31) （ 33） =(24)-(22)*(32) （ 34） （ 35） =(22)/(34) （ 36） 1 28 82 小齿轮节锥角 （ 37） （ 38） =(33)/(37) （ 39） 1 （ 40） （ 41） =(15)+(31)-(40)/(38) （ 42） 1 小齿轮中点螺旋角 （ 43） （ 44） 2 =（ 42） -（ 39） 大齿轮中点螺旋角 （ 45） 14 （ 46） （ 47） = )33( )22( （ 48） 2 大齿轮节锥角 （ 49） （ 50） （ 51） (17)+(12)*(32)/(37) （ 52） (12)/(50) （ 53） (51)+(52) （ 54） (12)*(45)/(49) （ 55） (43)*(51)/(35) （ 56） (41)(55)-(46)(54)/(53) （ 57） - 01 （ 58） （ 59） (41)*(56)/(51) （ 60） (46)*(56)/(52) （ 61） (54)*(55) 62） (54)-(55)/(61) （ 63） (59)+(60)+(62) （ 64） (41)-(46)/(63) （ 65） (64)/(58) （ 66） (7)/(65) （ 67） (3)*(50) 上 栏用上边公式，下栏用下边公式 ) 下 68） (5)/(34)-(17)*(35); (35)*(37) 栏用上边公式，下栏用下边公式 下 15 69） （ 37） +（ 40） *（ 67）（ 70） 49） *（ 51） （ 71） Z=(12)*(47)-(70) 齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离。 （ 72） 12） /（ 49） （ 73） 6） /（ 49） 齿轮节锥距 （ 74） （ 73） -（ 72） （ 75） k*(12)(45)/(2) 齿轮在齿面宽中点处的齿工作高。 （ 76） （ 12） *（ 46） /（ 7） （ 77） （ 49） /（ 45） -（ 76） （ 78） i=45 齿轮两侧压力角的总和。一般采用45 （ 79） （ 80） i/2=(78)/2 22 5 （ 81） 0) （ 82） 0) （ 83） (77)/(82) （ 84） D=10560*(83)/(2) 重收缩齿根角的总和 （ 85） 0 1700 大齿轮齿顶高系数 （ 86） b=85） 16 （ 87） /2(75)*(85) 齿轮在齿面宽中点处齿顶高 （ 88） h 2m =(75)*(86)+齿轮在齿面宽中点处齿根高 （ 89） 2 =3438*（ 87） /（ 72） 大齿轮齿顶角（单位为分） （ 90） （ 91） 2 =（ 84） *（ 85） 齿轮齿根角（单位为分） （ 92） （ 93） 2h =(87)+(74)*(90) 齿轮的齿顶高 （ 94） 2h =（ 88） +（ 74） *（ 92） 齿轮的齿根高 （ 95） C=75)+(向间隙为大齿轮在齿面宽中点处的 （ 96） h=(93)+(94) 齿轮的齿全高 （ 97） 96)-(95) 齿轮的齿工作高 （ 98） 02=（ 48） +（ 89） 大齿轮的面锥角 （ 99） （ 100） （ 101） 2R =(48)-(91) 大齿轮的根锥角 （ 102） R (103) R (104) R 17 (105) 02d=(93)*(50)/6) 齿轮外圆直径 （ 106） （ 70） +（ 74） *（ 50） （ 107） 106)-(93)*(49) 齿轮外缘到小齿轮轴线的距离 （ 108） （ 72） *（ 90） -（ 87） /（ 99） （ 109） （ 72） *（ 92） -（ 88） /（ 102） （ 110） 71)-(108) 齿轮面锥顶点到小齿轮轴线的距离。 （ 111） (71)+(109) 齿轮根锥顶点到小齿轮轴线的距离。 （ 112） （ 12） +（ 70） *（ 104） （ 113） (5)/(12) （ 114） （ 115） （ 116） (103)*(114) （ 117） 01 小齿轮面锥角 （ 118） （ 119） （ 120） (102)*(111)+(95)/(103) （ 121） (5)*(113)-(120)/(114) 齿轮面锥顶点到大齿轮轴线的距离。 （ 122） =(38)*(67)左 /(69) 123） ; 18 （ 124） =（ 39） -（ 123） 左 ； 125） 1 =（ 117） -（ 36）； 126） (113)*(67)右-(68)（ 127） (123)右/(124)（ 128） (68)左+(87)*(68)（ 129） (118)/(125)（ 130） (74)*(127) （ 131） 128)+(130)*(129)+(75)*(126)齿轮外缘到大齿轮轴线的距离 （ 132） （ 4） *（ 127） -（ 130） （ 133） 128） -（ 132） *（ 129） +（ 75） *（ 126）齿轮外缘到小齿轮轴线的距离 （ 134） （ 121） +（ 131） （ 135） 01d=（ 119） *（ 134） /齿轮外圆直径 （ 136） （ 70） *（ 100） /（ 99） +（ 12） （ 137） 5)/(136) （ 138） （ 139） （ 140） (99)*(110)+(95)/(100) （ 141） G R =(5)*(137)-(140)/(139) （ 142） R =(100)*(139) （ 143） 1R 小齿轮根 19 锥角 （ 144） R （ 145） R （ 146） 小齿侧间隙允许值 （ 147） 大齿侧间隙允许值 （ 148） (90)+(92) （ 149） (96)-(4)*(148) （ 150） 73)-(4) 减速器双曲面齿轮的强度计算 主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其轮齿上单位齿长上的圆周力来估算，即 p =P /F 式中： P 作用在齿轮上的圆周力； F 从动齿轮齿面宽。 按发动机最大转矩计算： p =2 103 /（ 1d F ） 式中：1 变速器一挡传动比； 发动机最大转矩； 1d 主动齿轮节圆直径； F 从动齿轮齿面宽。 P = 2 380 103 /150 47=1429N/合要求。 w=2 103K sK z 2m J) N/ 式中： 该齿轮的计算转矩； 20 0K 超载系数； 尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸、热处理等有关，当端面模数 m 载荷分配系数 ,当两个齿轮均用 跨置式支承形式时 ， F 计算齿轮的齿面宽； z 计算齿轮的齿数； m 端面模数； J 计算弯曲应力用的综合系数。 1w=2 103 1 0 70 150 w=700N/mm2
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