【全套带图】轻型车主减速器设计

购买文档送全套 咨询 14951605 下载文档送对应的 纸 14951605 或 1304139763 目 录 摘 要 I 1 章 绪 论 1 内外主减速器行业现状和发展趋势 1 设计的目的和意义 2 次设计的主要内容 2 第 2 章 主减速器的设计 3 减速器的结构型式的选择 3 减速器的减速型式 3 减速器齿轮的类型的选择 4 减速器主动锥齿轮的支承形式 6 减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法 7 减速器的基本参数选择与设计计算 8 减速比的确定 8 减速器计算载荷的确定 9 减速器基本参数的选择 11 减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 15 减速器双曲面齿轮的强度计算 23 减速器齿轮的材料及热处理 27 减速器轴承的选择 28 算转矩的确定 28 宽中点处的圆周力 28 曲面齿轮所受的轴向力和径向力 29 减速器轴承载荷的计算及轴承的选择 30 章小结 34 第 3 章 差速器设计 35 购买文档送全套 咨询 14951605 下载文档送对应的 纸 14951605 或 1304139763 速器结构形式的选择 35 称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 37 称式圆锥行星齿轮差速器的结构 38 称式圆锥行星齿轮差速器的设计 38 速器齿轮的基本参数的选择 38 速器齿轮的几何计算 40 速器齿轮的强度计算 42 章小结 43 第 4 章 驱动半轴的设计 44 轴结构形式的选择 44 浮式半轴计算载荷的确定 46 浮式半轴的杆部直径的初选 47 浮式半轴的强度计算 47 轴花键的计算 47 键尺寸参数的计算 47 键的校核 49 章小结 50 结 论 51 参考文献 52 致 谢 53 附录 A： 54 购买文档送全套 咨询 14951605 下载文档送对应的 纸 14951605 或 1304139763 购买文档送全套 咨询 14951605 下载文档送对应的 纸 14951605 或 1304139763 摘 要 本设计的任务是设计一台用于轻型商用车上的主减速器， 采用单级主减速器，该减速器具有结构简单、体积及质量小且成本低等优点，因此广泛用于各种中、小型汽车上。例如，轿车、轻型载货汽车都是采用单级主减速器，大多数的中型载货汽车也采用这种形式。 根据轻型载货汽车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速、发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计 、汽车理论、汽车构造、机械设计等相关知识，计算出相关的主减速器参数并论证设计的合理性。 它功用是：将输入的转矩增大并相应降低转速；当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。 本设计主要 内容有： 主减速器的齿轮类型、主减速器的减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支承形式、 主减速比的确定、 主减速器计算载荷的确定、主减速器基本参数的选择、主减速器齿轮的材料及热处理、主减速器轴承的计算、对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计、全浮式半轴计算载荷的确定、 全浮式半轴的直径的选择、全浮式半轴的强度计算、半轴花键的强度计算。 关键 词 : 主减 速比；主动齿轮；从动齿轮；差速器；行星齿轮 购买文档送全套 咨询 14951605 下载文档送对应的 纸 14951605 或 1304139763 he is to a on a is in of it is in a of on of to of nes he on w- er to of of is a in of of of of of of of to of of of of of of to of 买文档送全套 咨询 14951605 1 第 1章 绪 论 内外主减速器行业现状和发展趋势 中国汽车 主减速器 产业是紧随桑塔纳等合资项目的国产化配套战略成长起来的，发展时间不长。相比跨过公司，我国汽车 主减速器 企业多年来定位于汽车集团内部配套或服务于地方区域市场，国内竞争不充分，发展明显滞后于整车。主要表现在以下几个方面：一是市场竞争不充分，产业集中度低，企业规模效益普遍不高，不能适应零部件业规模化、低成本的发展要求。二是受体系供应链条的限制，不同地区的 主减速器 供应体系之间的供应链互相不交叉。三是 主减速器 供应以外资或合资企业为主，本土企业的专业化水平不高，产 品技术含量低。 国外汽车主减速器行业现状 ：一是零部件市场投资 集中 ， 易于 形成 较大 经济规模，生产成本 降低 ， 利于 实现通用化共享平台；二是 主减速器 企业产品研发投入 力度大 ，便于 技术水平提升， 形成与主机厂的同步开发能力 ；三是这种现象导致 其他国家主减速器 企业跨地区、跨集团的资产重组难以实现上规模、上水平的目标，其后果是 其产品 的技术水平、生产成本、产品质量以及营销服务网络等与跨国公司的差距进一步拉大。 由于新的竞争环境的形成，以欧美日为代表的全球性汽车产业链正在逐步构成一个新型的汽车工业零整关系，我们可以清楚地看到世界汽 车零部件企业正纷纷从整车企业中独立出来， 这极大地改变了原有汽车产业的垂直一体化分工协作模式，零部件企业与整车企业形成了对等合作、战略伙伴的互动协作关系。根据 s 本汽车业在近几年来通过建立起一种以追求团队精神和协调意识，运用战略联盟或外包的形式，加强与供应商和承销商之间合作的新型零整体系显得尤为富有成效。经由细致的功能与成本比较，研究自身优势所在，或有可能建立起的竞争优势，并集中力量发展这种优势；同时，从维护企业品牌角度研究企业的核心环节，保留并增强这些环节上的 能力，把不具有优势的或非核心的一些环节分离出去，同时不断寻求能与之达到协同的合作伙伴，共同完成价值链的全过程。日本企业的做法，摆脱了 “纵向一体化 ”的负面影响，将资源得以外延，借助零部件企业的资源达到快速响应市场的目的，于是出现了这一新型的 “横向一体化 ”模式。 发展趋势： 世界汽车工业的全球化重组和我国汽车工业的迅猛发展，使汽车 主减速器产 业处于快速变化的环境中，我国汽车 主减速器 企业在发展战略的制定和实施过购买文档送全套 咨询 14951605 2 程中，还会不断出现新的问题，对已有问题的认识也在不断深化。这就要求我们与时俱进，开拓思想，不断提高对问题的认 识，及时调整对策措施，从容应对，使企业稳步健康发展。 当今世界各国齿轮和齿轮减速器向着六高、二低、二化方向发展的总趋势，即：高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率；低噪声、低成本；标准化和多样化。由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用，齿轮减速器的发展将跃上新的台阶，从经济指标、产业链、宏观政策等多个角度刻画汽车主减速器发展变化，洞察行业发展动向，精确把握发展规律，可见中国本土汽车主减速器存在巨大发展空间。因此，此题目的设计尤为重要。 设计 的目的和意义 随着加入 来我 国汽车市场的进一步开放，跨国汽车集团及零部件供应商纷纷调整了在华战略，将过去相对独立的 “中国战略 ”转变为符合其长远利益和整体利益的 “全球战略 ”，中国市场逐步成为其 “全球战略 ”的重要组成部分，它们对中国市场的投资会进一步加大。可以 预 见，跨国汽车集团及核心零部件供应商对我国汽车产业的控制力会进一步增强。 主减速器是驱动桥的重要组成部分 ，其性能的好坏直接影响到车辆的动力性、经济性。 目前 ,国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不 断 扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承 担起为 我国 汽车 行业提供传动装 置 配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。 由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用， 主 减速器将有更进一步的发展。 对主减速器的研究能极大地促进我国的汽车工业的发展。 次设计的主要内容 本设计的目标是设计一种 轻型 商用 车的主减速器， 本设计主要研究的内容有： 主减速器的齿轮类型、主减速器的减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支承形式、 主减速比的确定、 主减速器计算载荷的确定、主减速器基本参数的选择、主减速器齿轮的材料及热处理、主减速器轴承的计算、对称式圆锥行星齿轮差速器的差 速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计、全浮式半轴计算载荷的确定、全浮式半轴的直径的选择、全浮式半轴的强度计算、半轴花键的强度计算。 购买文档送全套 咨询 14951605 3 第 2章 主减速器 的 设 计 根据轻型载货汽车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速、发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、汽车构造、机械设计等相关知识，计算出相关的主减速器参数并论证设计的合理性。 减速器的结构型式的选择 主减速器的结构型式，主要是 根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 减速器的减速型式 主减速器的减速型式分为单级减 速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等 。 (1)单级主减速器 如图 由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比 汽车满载时的总质量在此取 5455 ； 购买文档送全套 咨询 14951605 10 n 该汽车的驱动桥数目在此取 1； T 传动系上传动部分的传动效率，在此取 根据以上参数可以由 (： 3 0 0 4 . 3 5 . 3 1 . 0 0 . 91 =6211 （ 2） 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 /2 （ 式中： 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取 32550N，此 数据参考同类车型 ； 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车， 可以 取 =越野汽车取 =于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取 =此取 = r 车轮的滚动半径 ， 在此选用轮胎型号为 则有其 滚动半径为 ， 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动 效率和传动比， 于没有轮边减速器 所以 由公式 （ 得 : /2 = 3 2 5 5 0 0 . 8 5 0 . 3 9 40 . 9 1 . 0 =12112 （ 3） 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： () rc f R H L rT f f f （ 式中： 汽车满载时的总重量，在此取 54550N; 所牵引的挂车满载时总重量， N，但仅用于牵引车的计算； 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 此取 购买文档送全套 咨询 14951605 11 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取 汽车的性能系数在此取 0； ， 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效 率和传动比， 取 于没有轮边减速器 n 该汽车的驱动桥数目在此取 1； r 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 则有其 滚动半径 为 所以 由式 （ 得： )( = 5 4 5 5 0 0 . 3 9 4 0 . 0 1 8 0 . 0 7 00 . 9 1 . 0 1 =2101.5 减速器 基本参数的选择 （ 1） 主、从动锥齿轮齿数 1z 和 2z 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 为了磨合均匀， 1z ， 2z 之间应避免有公约数； 为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于 40； 为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车 1z 一般不小于 6； 主传动比01z 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙 ； 对于不同的主传动比， 1z 和 2z 应有适宜的搭配。 （ 2） 从动锥齿轮大端分度圆直径2m 对于单级主减速器，增大尺寸 2D 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小 2D 又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。 2D 可根据经验公式初选，即 322 （ 购买文档送全套 咨询 14951605 12 式中： 2 直径系数，一般取 从动锥齿轮的计算转矩， ，为； 由式 （ 得： 2D =（ 3 6221 =（ 初选 2D =260 则齿轮端面模数 m = 2D /2z =260/35=2D =m 2z =35 （ 3） 主， 从动齿轮齿面宽 F 的选择 齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原 因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损 伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。 另外 ,由于双曲面齿轮的几何特性 ,双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮 齿面宽要大。一般 取 大 齿 轮 齿 面 宽 小 齿 轮 齿 面 宽 4） 小齿轮偏移距及偏移方向的选择 载货汽车主减 速器的 应超过从从动齿轮节锥距的 20%（或取 12%，且一般不超过 12%）。传动比愈大则 应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距 0 30。但当 0时，应检查是否存在根切。 E=(2d=( 选 E=30曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种，如图 从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。其中 a、 c、 曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方购买文档送全套 咨询 14951605 13 向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。本减速器采用下偏移。 （ a） （ b） （ c） （ d） 图 曲面齿轮的偏移方式 （ 5） 螺旋角 的选择 双曲面齿轮螺旋角是沿节锥齿线变化的，轮齿大端的螺旋角0最大，轮齿小端螺旋角i最小，齿面宽中点处的螺旋角m称为齿轮中点螺旋角。螺旋锥齿轮中点处的 螺旋角是相等的。二对于双曲面齿轮传动，由于 主动齿轮相对于从动齿轮有了偏移距，使主动齿轮和从动齿轮中点处的螺旋角不相等。且主动齿轮的螺旋角大，从动齿轮的螺旋角小。 选时应考虑它对齿面重合度齿强度和轴向力大小的影响， 越大，则时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高， 过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角 多为 35 40。 主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选 : z=25 +52102 （ 购买文档送全套 咨询 14951605 14 式中：z 主动轮中点处的螺旋角， 1z，2z 主、从动轮齿数；分别为 8， 35； E 双曲面齿轮偏移距 , 30 2d 从动轮节圆直径， 由式 （ 得 : z=25 +5 358+90 从动齿轮中点螺旋角c可按下式初选 : 230s i n 0 . 2 02 6 0 . 0 5 3 8 . 0 92222 双曲面齿轮传动偏移角的近似值； F 双曲面从动齿轮齿面宽为 c=z- = c、z从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。 平均螺旋角 = + 2= 4 5 + 3 4 2= （ 6） 螺旋方向的选择 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。 如 图 螺旋方向与 双曲面齿轮 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。 购买文档送全套 咨询 14951605 15 图 曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力 （ 7） 法向压力角 加大压力角可以 提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，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，并使齿轮的端面重叠系数下降，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用 22 30 或 20的平均压力角，在此选用 20的平均压力角。 减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 （ 1） 大齿轮齿顶角2与齿根角2图 缩齿 两种形式 购买文档送全套 咨询 14951605 16 标准收缩齿 （ a） 和双重收 缩 齿 (b)各有其优缺点，采用哪种收缩齿应按具体情况而定。双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序的效率。双重收缩齿的轮齿参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的，不是这种情况而要采用双重收缩齿，齿高的急剧收缩将使小端的齿轮又短又粗。标准收缩齿在齿高方向的收缩好，但可能使齿厚收缩过多，结果造成小齿轮粗切刀的刀顶距太小。 这种情况可用倾锥根母线收缩齿的方法或仔细选用刀盘半径加以改善，即当双重收缩齿会使齿高 方向收缩过多，而标准收缩齿会使齿厚收缩过多时，可采用倾锥根母线收缩齿作为两者之间的这种。 大齿轮齿顶角2和齿根角2为了得到良好的收缩齿 ,应按下述计算选择应采用采用双重收缩齿还是倾锥根母线收缩齿。 用标准收缩齿公式来计算2及222 3 8 4 3 （ 22 3 4 3 8 （ 2m gm ah h K （ 2 1 . 1 5 0 0 . 1 5m g （ 222c o z （ 222 s i 0 （ 122a r c c o t 1 . 2i （ 22A （ 221 （ 由（ 与 （ 立可得 : 购买文档送全套 咨询 14951605 17 1222s i n a r c c o t 1 . 22 . 0（ 12222( s i n a r c c o t 1 . 2 ) c o 0d （ 122222( s i n a r c c o t 1 . 2 ) c o s 2 . 0 d （ 2 (1 . 1 5 )m a g h（ 22221c o 3 8 s i n a r c t a （ 式中： 1z,2z 小齿轮和大齿轮的齿数 ； 2d 大齿轮的最大分度圆直径 ,已算出为 2 大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径 ； 在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距 大齿轮齿面宽中点处的齿工作 高 ； 大齿轮齿顶高系数取 2 大齿轮齿宽中点处的齿顶高 ； 2 大齿轮齿宽中点处的齿跟高 ； 2 大齿轮齿面宽中点处的螺旋角 ； 2 大齿轮的节锥角 ； K 齿深系数取 从动齿轮齿面宽。 所以： 购买文档送全套 咨询 14951605 18 282 6 0 . 0 5 3 8 . 0 9 s i n a r c c o t ( 1 . 2 )35 1 1 1 . 6 62 . 0 83 . 7 2 6 0 . 0 5 3 8 . 0 9 s i n a r c c o t ( 1 . 2 ) c o s 3 4 . 2 335 9 . 7 62 . 0 3 5 280 . 1 5 3 . 7 2 6 0 . 0 5 3 8 . 0 9 s i n a r c c o t ( 1 . 2 ) c o s 3 4 . 2 335 1 . 4 62 . 0 3 5 2 9 . 7 6 ( 1 . 1 5 0 . 1 5 ) 9 . 7 6 82 6 0 . 0 5 3 8 . 0 9 s i n a r c c o t ( 1 . 2 )35 1 1 4 . 5 4s i n 7 7 . 1 2 2 . 0 23 . 7 c o s 3 4 . 2 3 3 53 4 3 8 0 . 1 5 s i n a r c t a 8 222222s i n a r c c o t 1 . 2c o 3 8 1 . 1 5 0 0 . 1 52 . 0 s i 1222222s i n a r c c o t 1 . 2c o 3 8 1 . 1 5 0 0 . 1 52 . 0 s i 82 6 0 . 0 5 3 8 . 0 9 s i n a r c c o t 1 . 23 . 7 c o s 3 4 . 2 3 353 4 3 8 1 . 1 5 0 0 . 1 53535 2 . 0 s i n a r c t a 计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和。 22 4 3 . 8 2 2 9 2 . 9 5 3 3 6 . 7 7s （ 购买文档送全套 咨询 14951605 19 22222t a ns i nc o a （ 222 （ 10 1 （ 式 （ 与 （ 联立可得 : 22212s i n s i n t a nc o s c o 5 6 0 ( 0 . 0 2 1 . 0 6 )t a （ 刀盘名义半径 ,按表选取为 T 轮齿收缩系数 s i n 7 7 . 1 2 s i n 7 7 . 1 2 t a n 3 4 . 2 3c o s 3 4 . 2 3 c o s 3 4 . 2 3 1 1 4 . 3 01 0 5 6 0 ( 0 . 0 2 8 1 . 0 6 )3 3 7 . 7 7 3 5 t a n 2 0 当s为倾根锥母线收缩齿，应按倾根锥母线收缩齿重新计算2及2。 按倾根锥母线收缩齿重新计算大齿轮齿顶角2及齿跟角2。 22 （ 2 a （ （ 10 1 （ 由 式 （ 与 （ 联立可得 : 21( 0 . 0 2 1 . 0 6 ) （ 2 1 2( 0 . 0 2 1 . 0 6 ) （ 购买文档送全套 咨询 14951605 20 大齿轮齿顶高系数取 R 倾根锥母线收缩齿齿根角齿顶角之和 2 0 . 1 5 3 3 6 . 7 7 ( 0 . 0 2 8 1 . 0 6 ) 6 7 . 1 2 1 . 1 2 2 ( 0 . 0 2 8 1 . 0 6 ) 3 3 6 . 7 7 6 7 . 1 2 3 8 0 . 3 4 6 . 3 4 （ 2） 大齿轮齿顶高2 0 2 ( ) s i h A A （ （ 0A 大齿轮节锥距 由式 （ ， （ 得： 0 0 . 5 2 6 0 . 0 5 1 3 3 . 3 8s i n 7 7 . 1 2A 2 1 . 4 6 ( 1 3 3 . 3 8 1 1 4 . 5 4 ) s i n 1 . 1 2 1 . 7 7h （ 3） 大齿轮齿跟高2 0 2 ( ) s i h A A （ 2 大齿轮齿宽中点处齿跟高 由式 （ 得： 2 9 . 7 6 ( 1 3 3 . 3 8 1 1 4 . 5 4 ) s i n 6 . 3 4 1 1 . 8 4h （ 4） 径向间隙 0 . 1 5 0 . 0 5 0 . 1 5 9 . 7 6 0 . 0 5 1 . 5 1 （ 5） 大齿轮齿全高 2 2 2 1 . 1 7 1 1 . 8 4 1 3 . 0 1h h h （ 6） 大齿轮齿工作高 22 1 3 . 0 1 1 . 5 1 1 1 . 5gh h C （ 7） 大齿轮的面锥角 购买文档送全套 咨询 14951605 21 0 2 2 2 7 7 . 1 2 1 . 1 2 （ 8） 大齿轮的根锥角 2 2 2 7 7 . 1 2 6 . 3 4 7 0 . 7 8R （ 9） 大齿轮外圆直径 220 2 2 c o s 1 . 7 7 c o s 7 7 . 1 2 2 6 0 . 0 5 2 6 0 . 8 40 . 5 0 . 5 （ 10） 小齿轮面锥角 0 1 2s i n c o s c o s c o s 7 0 . 7 8 c o s 1 1 . 6 1 0 . 3 2R 01 （ 11） 小齿轮的根锥角 1 0 2s i n c o s c o s c o s 7 8 . 2 4 c o s 1 1 . 6 1 0 . 2 0R 1 （ 12） 小齿轮的齿顶高和齿根高 齿顶高 :11 1 . 5 1 . 5 1 5 . 7 522 m m 齿根高；11 1 3 . 0 1 5 . 7 5 7 . 2 6h h h m m 表 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表 序 号 项 目 符号 数值 1 主动齿轮齿数 1z 8 2 从动齿轮齿数 2z 35 3 端面模数 m 主动齿轮齿面宽 从动齿轮齿 面宽 主动齿轮节圆直径 1d 从动齿轮节圆直径 2d 买文档送全套 咨询 14951605 22 8 主动齿轮节锥角 1 9 从动齿轮节锥角 2 10 节锥距 0A 1 偏移距 E 302 主动齿轮中点螺旋角 1 13 从动齿轮中点螺旋角 2 14 平均螺旋角 15 刀盘名义半径 6 从动齿轮齿 顶角 2 17 从动齿轮齿根角 2 18 主动齿轮齿顶高 1h 9 从动齿轮齿顶高 2h 0 主动齿轮齿根高 1h 1 从动齿轮齿根高 2h 2 螺旋角 35 23 径向间隙 C 4 从动齿轮的齿工作高 5 主动齿轮的面锥角 01 26 从动齿轮的面锥角 02 27 主动齿轮的根锥角 1R 28 从动齿轮的根锥角 2R 购买文档送全套 咨询 14951605 23 29 最小齿侧间隙允许值 主减速器双曲面齿轮的强度计算 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。 1、 齿轮的损坏形式及寿命 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。 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。 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