长安牌SC1050KW31型载货汽车后驱动桥的设计论文

摘 要驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能好坏直接影响整车性能，而对于载货汽车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载货汽车的快速、高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。本次设计任务是设计一款用于轻型载货货车后驱动桥，设计中对驱动桥的主减速器、差速器进行了类型的分析、选择、计算及校核。根据最大转矩、滚动半径等重要参数，选择最大及最小传动比。结合运用汽车设计、汽车理论、机械设计、机械原理等知识，完成相关计算及校核，画出装配图及零件图。在驱动桥的总成设计中，参考了一些国家相关标准，同时考虑到和其他汽车总成之间的协调，争取做到满足汽车使用要求的同时，能减少自身的重量，以减少制造成本。驱动桥个零件设计时，需要选取各种各样的参数，参数的选择是根据具体的条件来的，有些参数在树上找不到相应根据所以必须的选择时根据具体的条件来的，有些参数在书上找不到，相应的根据，所以必须查阅相关的工具书籍和资料，以保证设计的科学性和准确性。关键词：驱动桥；轴荷分配；动力性；通过性；操作稳定性；ABSTRACTDrive axle assembly of a vehicle one of the four, it directly affects the performance of vehicle performance, and is particularly important for the truck. When using large high-power engine output torque to meet the current trucks fast, efficient, cost-effective and necessary, must be with an efficient, reliable drive axle. The design task is to design a light-laden truck used after the drive axle, drive axle design on the main gear box, differential for the type of analysis, selection, calculation and checking. Based on the maximum torque, the rolling radius and other important parameters, select the maximum and minimum transmission ratio. Combination of automotive design, automotive theory, mechanical design, mechanical principles of such knowledge, complete the relevant calculation and check, draw assembly drawings and part drawings. In the drive axle assembly design, with reference to some of the relevant national standards, taking into account the assembly and coordination between other cars, and strive to achieve to meet automotive requirements, while reducing the weight of its own, in order to reduce manufacturing costs. Drive axle design of parts, need to select a variety of parameters, parameter selection is based on specific conditions, some parameters can not find the tree must be the appropriate choice according to specific conditions to, and some parameters can not find in the book, the corresponding basis, so the books must be access to relevant tools and information to ensure that the design of scientific and accurate.Keywords: Drive axle; Axle load distribution; Dynamic; Through sex; Operational stability目 录摘 要 .IAbstract .II第一章 绪 论 .11.1 选题的目的及意义 .11.2 国内外研究现状 .21.3 相关领域已有的研究成果 .31.4 设计的主要内容 .41.5 设计的主要数据 .4第二章 主减速器的设计 .62.1 主减速器的结构型式的选择 .62.1.1 主减速器的减速型式 .62.1.2 主减速器齿轮的类型的选择 .72.1.3 主减速器主动锥齿轮的支承形式 .92.1.4 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法 .102.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 .112.2.1 主减速器计算载荷的确定 .112.2.2 主减速器基本参数的选择 .132.2.3 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 .172.2.4 主减速器双曲面齿轮的强度计算 .252.2.5 主减速器齿轮的材料及热处理 .302.3 主减速器轴承的选择 .302.3.1 计算转矩的确定 .302.3.2 齿宽中点处的圆周力 .312.3.3 双曲面齿轮所受的轴向力和径向力 .312.3.4 主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择 .322.4 本章小结 .37第三章 差速器的设计 .383.1 差速器结构形式的选择 .383.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 .403.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 .413.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 .413.4.1 差速器齿轮的基本参数的选择 .413.4.2 差速器齿轮的几何计算 .443.4.3 差速器齿轮的强度计算 .453.5 本章小结 .46第四章 驱动半轴的设计 .484.1 半轴结构形式的选择 .484.2 全浮式半轴计算载荷的确定 .504.3 全浮式半轴的杆部直径的初选 .514.4 全浮式半轴的强度计算 .514.5 半轴花键的计算 .514.5.1 花键尺寸参数的计算 .514.5.2 花 键 的 校 核 .524.6 本章小结 .53结 论 .54参考文献 .55致 谢 .56附 录 .57第一章 绪 论1.1 选题的目的及意义通过对本课题的研究，了解关于驱动桥相关的知识。驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥本课题的设计主要保证汽车在给定的条件下具有良好的动力性和燃油经济性。根据给定参数设计驱动桥主减速器的减速形式，对驱动桥总体进行方案设计和结构设计。另外，汽车驱动桥涵盖大量的机械零件、部件等的（例如，主减速器、差速器以及各种齿轮等） ，因此驱动桥设计涉及的机械零部件及元件及为广泛，通过对驱动桥的设计，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设的全面知识和技能。随着工业和国防现代化的发展，无论对公路运输还是非公路运输的车辆都提出了更高的要求。近年来，在交通建设和物流增长的推动下，中国的汽车市场进入空前的繁荣的时期。由于汽车的重型化和高速化，不仅对整车性能提出了更高的要求，对汽车驱动桥的性能要求也相应提高。汽车驱动桥具有产量大、品种多，对产品性能、寿命、质量和成本等方面要求高的特点，因此，即使在设计和制造时考虑的很周密，也都必须通过试验来检测。通过试验可以检验设计思想的正确与否，设计意图能否实现，设计产品能否满足使用要求以及是否达到国家标准、行业标准或者企业标准。由于汽车的工作条件复杂，汽车锁设计的技术领域极为广泛，许多理论问题研究得还不够充分，因此，汽车试验技术在汽车工业中有着极为重要的作用。汽车试验是帮助人们深入了解汽车及其零部件再实际工况中各种故障的本质及其规律，是推动汽车技术进步的极为重要的方法，是保证产品性能、提高产品质量和市场竞争力的重要手段。汽车生产过程中的检测技术，作为现代制造技术的重要组成部分，是监督龙智生产过程和产品质量的重要手段。汽车生产过程的检测不仅可以准确的判断这些质量性能指标和工艺技术参数是否打到设计要求，更重要的是用过检测数据的分析处理，能够正确判断这些性能指标和技术参数失控的状况和生产的原因。一方面可以通过检测设备的信息反馈，对工艺设备及时调整来消除失控现象；另一方面也为产品设计和工艺设计部门采取有效的改进措施消除失控现象，提供可靠的科学依据，从而达到保证产品质量和稳定生产过程的目的。尽管产品的高质量是制造过程中实现的，但从某种角度出发，仍然可以说，没有检测就没有产品的质量。因此，一个国家或企业的检测技术水平，是国家或企业生产技术水平的集中体现和反映。虽然国外汽车检测技术已经发展到较高的阶段，但是国内的汽车检测可以说是刚刚起步，对于驱动桥综合性能的检测，国内还没有形成统一的标准和试验方法，因此，制定适应多种型号驱动桥的试验方法，开发可以实现不同型号驱动桥的在线检测系统既有重要的额意义1.2 国内外研究现状目前国产驱动桥在国内市场占据了绝大部分份额，但仍有一定数量的车桥依赖进口，国产车桥与国际先进水平仍有一定差距。国内车桥唱的差距主要体现在设计和研发能力上，目前有研发能力的车桥厂家还不多，一些厂家仅仅停留在组装阶段。实验设备也有差距，比如工程车和牵引在行驶过程中，齿轮啮合接触区的形状是不同的，国外先进的实验设备能够模拟这种状态，二我国现在还在摸索中。在具体工艺细节方面，我国和世界水平的差距还比较大，归根接地后桥的功用是承载和驱动。这两方面，近年来出现了一些新的变化。另外，在结构方面，单机驱动桥的使用比例越来越高；技术方面，轻量化、舒适性的要求将逐步提高。总固体而言，现在汽车向节能、环保、舒适等方面发展的趋势，要求车桥向轻量化、大扭矩、低噪声、宽速比、寿命长和低生产成本。驱动桥涵盖大量的机械零件、部件, 例如，主减速器、差速器、半轴、桥壳以及各种齿轮等。汽车主减速器是汽车驱动桥中的主要总成结构之一，是汽车传动系最主要的传动部件，主要由主减速器壳体、主减速器螺旋锥齿轮副和差速器总成组成。其功用是（1）降速增距；（2）改变旋转方向90度；（3）满足汽车转弯及在不平路面上行驶时，左右驱动轮以不同的转速旋转；（4）产生驱动力。除此之外，主减速器的功能在于当变速器处于最高档位时，使汽车有足够的牵引力，适当的最高车速和良好的燃油经济性。驱动桥按结构分为整体式驱动桥（采用非独立悬架）和断开式驱动桥（采用独立悬架） 。按参加减速传动的齿轮数目分为单级式主减速器（中小型车）和双级式主减速器（中大型车） 。按主减速器传动比档数分为单速式和双速式。按齿轮副结构形式分（1）圆柱齿轮式：（2）行星齿轮式：（3）圆锥齿轮式：（4）准双曲面齿轮式。在现代汽车的主减速器上，应用最广泛的齿轮型式是“格里森” （Gleason）制或“奥利康” （Oerlikon）制螺旋锥齿轮或双曲面传动。在双级主减速器中，通常还加一对圆柱齿轮（多为斜齿圆柱齿轮，也有的采用直齿或人字行齿圆柱齿轮）或一组行星齿轮。在轮边减速器中常采用普通的平行轴式布置的一对外啮合斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。现代汽车上的差速器通常按其工作特性分为齿轮式差速器和放滑差速器两大类。（1）齿轮式差速器：当左右驱动轮存在转速差时，差速器分配给慢转驱动轮的转矩大于快转驱动轮的转矩。这种差速器转矩均分特性能满足汽车在良好路面上正常行驶。但当汽车在坏路上行驶时，却严重影响通过能力。例如当汽车的一个驱动轮陷入泥泞路面是，虽然另一驱动轮在良好路面上，汽车却往往不能前进（俗称打滑） 。此时在泥泞路面上的驱动轮原地滑转，在良好路面上的车轮却静止不动。这是因为在泥泞路面上的车轮与路面之间的附着力较小，路面只能通过此轮对半轴作用较小的反作用力矩，因此差速器分配给此轮的转矩也较小，尽管另一驱动轮与良好路面间的附着力较大，但因平均分配专局的特点，使这一驱动轮也只能分到与滑转驱动轮等量的转矩，以致驱动力不足以克服行驶阻力，汽车不能前进，而动力则消耗在滑转驱动轮上。此时加大油门不仅不能使汽车前进，反而浪费燃油，加速肌腱磨损，尤其使轮胎磨损加剧。有效的解决办法是：挖掉滑转驱动轮下的稀泥或由此轮下垫干土、碎石、树枝、干草等。（2）防滑差速器：为提高汽车在坏录上的通过能力，某些越野汽车及高级轿车上装置防滑差速器。防滑差速器的特点是，当一侧驱动轮在坏路上滑转是，能使大部分甚至全部转矩给在良好路面上的驱动轮，以充分利用这一驱动轮的附着力来产生足够的驱动力，使汽车顺利起步或继续行驶。1.3相关领域已有的研究成果主减速器中的差速器总成是实现汽车行驶、保证汽车良好通过性的关键部件，对主减速器传动性能的研究也主要集中在差速器性能的研究及其性能检测上。要提高汽车的通过性，就必须加大转矩在两侧驱动轮的不等分配。王建华等对限滑差速器的结构类型、主要性能和评价方法进行了分析和总结，并通过试验得到了差速器传动效率、锁紧系数和转矩分配等主要参数的性能曲线。张敦良专门研究了粘性式限滑差速器转矩特性，分析了粘性式限滑差速器的特性，建立了粘性式限滑差速器转矩输出特性的数学模型，分析影响转矩输出地因素，并通过差速器台架试验对差速器的实际的转矩输出特性进行了实验验证。靳立强等设计了导球式限滑差速器，分析了这种差速器的结构和性能，并将其和其他的限滑差速器在结构和性能上做了比较。王立华等研究一种新型高摩擦式防滑差速器的运动性能和力学性能，分析了摩擦片式防滑差速器的结构、动力传递路线，建立了运动学分析模型和力学分析模型，给出了差速器运动过程中的速度关系以及这种差速器内摩擦力矩的计算公式。张鹏对粘性式限滑差速器的性能做了进一步的研究，从动力学角度出发，建立了装有限滑差速器的整车动力学模型，研究了限滑差速器的整车性能的影响，并通过整车试验，研究了装有普通差速器和限滑差速器对整车性能的影响，并通过整车试验，研究了装有普通差速器和限滑差速器的整车性能，从而验证了限滑差速器的性能及其优越性。尹继瑶，李宗研究了牙嵌式自由轮差速器，分析了结构特点和工作原理，并对牙嵌式差速器的运动学和动力学模型进行了研究。李军等对多轴驱动车辆的差速器进行了研究， ，建立了多轴驱动车辆的多自由度运动模型，分行了差速器在闭锁和正常工作两种状态下汽车的操纵稳定性能。王忠会等研究了行星齿轮式桥间差速器，分析了差速器的传动原理、差速特性和扭矩分配特性，通过力学分析和运动学分析模型，说明这种差速器可明显提高全轮驱动汽车的形式通过性能。通过上述文献可以看出，防滑差速器等高摩擦差速器是差速器发展的重点，其搞摩擦、高内摩擦力矩和良好的转矩分配性能是普通的对称式行星车轮差速器无法相比的，但是普通的对称式行星车轮差速器在国内汽车行业中仍占据重要的市场，国内对这方面的研究还比较少。在大型客车尤其是大型载货汽车中，主减速器传递的转矩较大，差速器的内摩擦力矩较大，分析对称式行星齿轮差速器的性能，开发可以实现差速性能检测的试验系统仍然有着重要的意义。1.4 设计 的主要内容本设计为载货汽车后驱动桥的设计与研究，要求完成1. 主减速器、差速器、半轴、驱动桥桥壳和差速锁的结构形式选择2. 主减速器的参数选择与设计计算3. 差速器与差速锁的设计与计算4. 半轴的设计与计算5. 驱动桥壳的受力分析及强度计算6. 利用 CAD 绘制装配图和零件图1.5 设计的主要数据整车性能参数（1） 驱动形式 62 后轮（2） 轴距 3950mm（3） 轮距前/后 1690/ 1586（4） 整车质量 5110kg（5） 额定载荷质量 1995kg（6） 前悬/后悬 1080/1960（7） 最高车速 90km/时（8） 发动机型号 YN38CR CY4102-C3C（9） 最大功率/最大转速 88Kw/2800rpm（10） 最大转矩 102N.M（11） 车轮滚动半径 390mm 第二章 主减速器的设计2.1 主 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。2.1.1 主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2.1所示为单级主减速器。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i0 时可取 =2.0；pf0k 16Tgm0.95 0. Tgm.195-6eaxeaeax当当pf（2.2） 汽车满载时的总质量在此取 7105 .amgK所以由式（2.2）得： 168.4307159. 即 0 所以 =1.0pf0k该汽车的驱动桥数目在此取 1；n传动系上传动部分的传动效率，在此取 0.9。T根据以上参数可以由(2.1）得： mNce 2.7119.06.502（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT2/rLBcsTGi（2.3）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取 69629N，2G轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.6；对越野汽车取 =1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取 =1.25；在此取 =0.6；车轮的滚动半径为 0.390m；r ， 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LBi动效率和传动比， 取 0.9，由于没有轮边减速器 取LBLBi1.0。所以由公式（2.3）得: mNTcs 1.0862.1903662（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 cfT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：() NaTrcf RHPLBGffmin（2.4）式中：汽车满载时的总重量，在此取 69629N;a所牵引的挂车满载时总重量，但仅用于牵引车的计算；TG道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此取Rf0.015；汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取Hf0.050.09 在此取 0.05；汽车的性能系数在此取 0；pf， 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LBi效率和传动比， 取 0.9，由于没有轮边减速器 取LBLBi1.0；该汽车的驱动桥数目在此取 1；n车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 7.50-16，滚动半径为 r0.394m。所以由式（2.4）得： )(PHRLBrTacf ffniGmN2.196)05.1.0(.93622.2.2 主减速器基本参数的选择（1）主、从动锥齿轮齿数 和1z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀， ， 之间应避免有公约数；1z2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 一般不小于 6；1z主传动比 较大时， 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；0i1z对于不同的主传动比， 和 应有适宜的搭配。2（2）从动锥齿轮大端分度圆直径 和端面模数Dm对于单级主减速器，增大尺寸 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小 又会影响2 2D跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即2D（2.5）322cDTK直径系数，一般取 13.016.0；2DK从动锥齿轮的计算转矩， ，为 和 中的较小者取其值为 7711.2cTmNcesT；mN由式（2.5）得：mD)10.368.25(.71)0.613(32 初选 =295 则齿轮端面模数 mzD86.43/295/m= =436.86=294.982Dmzm（3）主，从动齿轮齿面宽 的选择。F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 =0.155 =0.155 294.98=45.72mm，小齿轮齿面宽cF2d=1.1 =1.1 45.72=50.29mmzFc（4）小齿轮偏移距及偏移方向的选择载货汽车主减速器的 E 值，不应超过从从动齿轮节锥距的 20%（或取 E 值为 d 的10%12%，且一般不超过 12%） 。传动比愈大则 E 值也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距 E 可达从动齿轮节圆直径 的 2030。但当 E 大干 的 20时，2d2应检查是否存在根切。E=(0.10.12) =(0.10.12) 294.98=29.5035.40mm2d初选 E=34mma bc d图 2.7 双曲面齿轮的偏移方式双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种，如图 2.7 所示：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、b 是下偏移，c、d 是上偏移。双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。（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 最大，轮齿小端0螺旋角 最小，齿面宽中点处的螺旋角 称为齿轮中点螺旋角。螺旋锥齿轮中点处i m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 ，轮齿强度和轴向力大小的影响， 越大，则f 也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，fm应不小于 1.25，在 1.52.0 时效果最好，但 过大，会导致轴向力增大。f 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 3540。主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:= + + z2521z902Ed（2.6）-主动轮中点处的螺旋角，mm；z， 主、从动轮齿数；分别为 8，43；12双曲面齿轮偏移距 , 34mm；E从动轮节圆直径，294.98mm；2d由式（2.6）得:ooo 96.48.23908452z从动齿轮中点螺旋角 可按下式初选:c0.27.4598.32dsinFE双曲面齿轮传动偏移角的近似值；双曲面从动齿轮齿面宽为 45.72mm；1.6= - =46.96- =35.35cz1.、 从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。z平均螺旋角ooo16.4235.96.42cz。（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 2.8 所示，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。 图 2.8 双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 2230或 20的平均压力角，在此选用 20的平均压力角。2.2.3 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算（1）大齿轮齿顶角 与齿根角22如图 2.9 标准收缩齿和双重收缩齿各有其优缺点，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。图 2.9（a）标准收缩齿和 （b）双重收缩齿大齿轮齿顶角 和齿根角 为了得到良好的收缩齿,应按下述计算选择应采用采22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 及222384mhA（2.7）22348mh（2.8）2mgahK（2.9）21.50.gm（2.10）2cosgmKRhz（2.11） 22sin.0cimdFR（2.12）122arcot.i z（2.13）2sinmRA（2.14） 221arctz（2.15）由（2.7）与（2.15）联立可得:122sinarcot.0mzdFR（2.16）12 22(sinarcot.)s0gmzKdFh（2.17）12 22 2(sinarcot.)s .0amzdFh（2.18）2(1.5)magmKh（2.19）222 1cos348inrctaazz（2.20）式中： , 小齿轮和大齿轮的齿数；1z2大齿轮的最大分度圆直径,已算出为 294.98mm；2d大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径；mR在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距 mm；A大齿轮齿面宽中点处的齿工作高；gmh大齿轮齿顶高系数取 0.15；aK大齿轮齿宽中点处的齿顶高；2m大齿轮齿宽中点处的齿跟高；h大齿轮齿面宽中点处的螺旋角；2大齿轮的节锥角；齿深系数取 3.7；K从动齿轮齿面宽。cF所以： 15.420.2)38.1cot(sin74598.2arRm 10. 3.cos).t(i.3 ohg 46.430.25.)482.1t(sin7598.247.1502 oarm1).( h 96.140.246.79sin)38cot(58.4arAm oo 1.03.)8sin(art53.3 2 122 22 sinarcot.cos3481.50.15.0zdFKz 843arctnsi0.2).1o(74598.1.43.cos7.150348 oo9.2计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和。56.2731.3.62s DRRsTA（2.21）22tanicos1056mdDrz（2.22）22sincomR（2.23）10.6RTz（2.24）由式（2.20）与（2.24）联立可得: 2221sinitancos1056(0.6)dRrTzzA（2.25）刀盘名义半径 ,按表选取为 114.30mmdr轮齿收缩系数RT)06.182.(20tan56.3735.t.14cos9i.cs49in1056 ooRVT.当 为正数时, 为倾根锥母线收缩齿，应按倾根锥母线收缩齿重新计算RTs及 。2按倾根锥母线收缩齿重新计算大齿轮齿顶角 及齿跟角 。 2222TR（2.26） 2aTRK（2.27） TRS（2.28） 10.2.6Rz（2.29） 由式（2.25）与（2.25）联立可得:21(0.2.6)aSKz（2.30）（2.31）212(.)Sz大齿轮齿顶高系数取 0.15a倾根锥母线收缩齿齿根角齿顶角之和TRo14.36.8)0.12.(56.371.02 73)8( （2）大齿轮齿顶高 2h（2.32）202()sinmA 20.5sindA（2.33）大齿轮节锥距.0由式（2.31） ， （2.32）得： 02.1546.79sin8250oA6.14.sin)(12 oh（3）大齿轮齿跟高 .2h20()simA（2.34）大齿轮齿宽中点处齿跟高2h由式（2.33）得： 57.1046.sin)9.140.5(12 o（4）径向间隙 . gmhC（5）大齿轮齿全高 17.25.06122（6）大齿轮齿工作高 6.2Chg（7）大齿轮的面锥角 oo.8014.79202（8）大齿轮的根锥角 oo.736.22 R（9）大齿轮外圆直径 56.298.45.09cs15.0cos22 odhd（10）小齿轮面锥角 29.061.cos0.73scossin201 R86.（11）小齿轮的根锥角 16.0.cos6.80scossin021 R6.9（12）小齿轮的齿顶高和齿根高齿顶高:mChg 86.5.12601 齿根高； 3.711表 2.2 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 1z82 从动齿轮齿数 2433 端面模数 m6.86 mm4 主动齿轮齿面宽 ZF50.29 mm5 从动齿轮齿面宽 C45.72 mm6 主动齿轮节圆直径 1d54.88 mm7 从动齿轮节圆直径 2294.98mm8 主动齿轮节锥角 110.549 从动齿轮节锥角 279.4610 节锥距 0A150.02mm11 偏移距 E34mm12 主动齿轮中点螺旋角 146.9613 从动齿轮中点螺旋角 235.3514 平均螺旋角 41.1615 刀盘名义半径 dr114.30mm16 从动齿轮齿顶角 21.1417 从动齿轮齿根角 6.4618 主动齿轮齿顶高 1h6.86mm19 从动齿轮齿顶高 2 1.6 mm20 主动齿轮齿根高 1 5.31mm21 从动齿轮齿根高 h10.57mm22 螺旋角 3523 径向间隙 C1.55mm24 从动齿轮的齿工作高 gh10.62mm25 主动齿轮的面锥角 0116.86 26 从动齿轮的面锥角 280.627 主动齿轮的根锥角 1R9.2128 从动齿轮的根锥角 273.029 最小齿侧间隙允许值 minB0.175mm2.2.4 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