1600型多轴驱动汽车分动器毕业设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1600 型多轴驱动汽车分动器设计  摘  要  1600 型多轴驱动汽车分动器 作为我国较先进的军用和民用汽车 分动器 ，有着广泛的用途和重要的作用。在多轴驱动的汽车上，为了将输出的动力合理的分配给各驱动桥，设有分动器。分动器的功用就是将变速器输出的动力分配到个驱动桥，并且进一步增大扭矩。分动器也是一个齿轮传动系统，它单独固定在车架上，其输出轴与分动器的输出轴用万向传动装置连接，分动器的输出轴有若干根，分别经万向传动装置与各驱动桥相连。越野汽车在良好的道路行驶时，为减少功率消耗及传动系机件和轮胎磨损，一般要切断通向前桥的 动力。在越野行驶时，根据需要接合前桥并采用低速档，增加驱动轮数和驱动力。  本文概述了分动器的现状和发展趋势，介绍了分动器领域的最新发展状况，对工作原理做了阐述。本设计选用机械式分动器，其具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点。主要说明了三轴式分动器的设计和计算过程，选择合理的结构方案进行设计，对分动器高低档齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算，并进行了受力分析、强度和刚度校核计算，对一些标准件进行了选型以及壳体得设计。  关键词：分动器，三轴式，高低档，校核，齿轮传动  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 600 s in 600 of of a of to a of In of is of to a is a it is on to a of in in to of In to to of in an of of in of a of a a of 文档就送您 纸全 套， Q 号交流 401339828 或 11970985 目  录  摘  要  . I .  1章  绪   论  . 1 述  . 1 动器类型和发展  . 1 动器的功用及意义  . 2 计内容  . 2 第 2章   分动器结构的确定及主要参数的计算  . 1 计所依据 的主要技术参数  . 1 . 1 动器结构方案的选择  . 1 动方案  . 2 轮的安排  . 2 挡结构形式  . 3 . 3 . 4 配各级传动比  . 4 章小结  . 6 第 3章  分动器的齿轮设计  . 7 轮的材料选择  . 7 轮模数  . 8 形压力角及螺旋角  . 8 轮的强度计算  . 9 速档第一级齿轮设计  . 9 速档第一级齿轮设计  . 12 二级齿轮设计  . 16 轮损坏的原因和形式  . 18 章小结  . 19 第 4章  轴的设计  . 20 . 20 . 21 键的形式和尺寸  . 22 . 24 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 . 27 结   论  . 28 参考文献  . 29 致   谢  . 30 附   录  . 31 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 第 1 章  绪   论  述  1600 型多轴驱动汽车分动器 作为我国较先进的军用和民用汽车 分动器 ，有着广泛的用途和重要的作用 17。越野车需要经常在坏路和无路的情况下行驶，尤其是军用汽车的行驶条件更为恶劣，这就要求增加汽车驱动轮的数目，因此越野车都采用多轴驱动 15。例如，如果一辆两驱驱动的汽车两个轮子都陷入沟中，那汽车就无法将发动机的动力通过车轮与地面的摩擦产生驱动力而继续前进。而假如这辆车的四个轮子都能产生驱动力的话，那么还有两个没陷入沟中的车轮能正常工作，使汽车继续行驶。在多轴驱动的汽车上，为了将输出的动力合理的分配给各驱动桥，设有分 动器。 分动器的功用就是将变速器输出的动力分配到驱动桥，并且增大扭矩。分动器也是齿轮传动系统，它单独固定在车架上，其输入轴与变速器的输出轴 相 连接，分动器的输出轴有若干 个 ，分别经万向传动装置与各驱动桥相连 15。 此 分动器设有高低档，以进一步扩大在困难地区行驶时的传动比。越野汽车在良好道路行驶时，为减小功率消耗及传动系机件和轮胎磨损，一 般要切断通前桥动力。在越野行驶时， 根据需要接合前桥并采用 低速档， 增加驱动轮数和驱动力。  动器类型和发展   分时 驱动 ( 这是一种驾驶者可以在 两驱和四驱之间手动选择的四轮驱动系统，由驾驶员根据路面情况，通过接通或断开分动器来变化两轮驱动或四轮驱动模式，这也是一般越野车或四驱 显著的优点是可根据实际情况来选取驱动模式，比较经济。   全时 驱动 (这种传动系统不需要驾驶人选择操作，前后车轮永远维持四轮驱动模式，行驶时将发动机输出扭矩按 50： 50 设定在前后轮上，使前后排车轮保持等量的扭矩。全时驱动系统具有良好的驾驶操控性和行驶循迹性，有了全时四驱系统，就可以在铺覆路面上顺利驾驶。但其缺点也很明显，那就是 比较废油，经济性不够好。而且，车辆没有任何装置来控制轮胎转速的差异，一旦一个轮胎离开地面，往往会使车辆停滞在那里，不能前进。   适时驱动 (采用适时驱动系统的车辆可以通过电脑来控制选择适合当下情况的驱动模式。在正常的路面，车辆一般会采用后轮驱动的方式。而一旦遇到路面不良或驱动轮打滑的情况，买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 电脑会自动检测并立即将发动机输出扭矩分配给前排的两个车轮，自然切换到  四轮驱动状态，免除了驾驶人的判断和手动操作，应用更加简单。不过，电脑与人脑相比，反应毕竟较慢，而且这样一来，也缺少了那种一 切尽在掌握的征服感和驾驶乐趣。  分动器已经发展到第五代：第一代的分动器基本上为分体结构，直齿轮传动、双换档轴操作、铸铁壳体；第二代分动器虽然也是分体结构，但已改为全斜齿齿轮传动、单换档轴操作和铝合金壳体，一定程度上提高了传动效率、简便了换档、降低了噪音与油耗；第三代分动器增加了同步器，使多轴驱动车辆具备在行进中换档的功能；第四代分动器的重大变化在于采用了联体结构以及行星齿轮加链传动，从而优化了换档及大大提高了传动效率和性能；第五代分动器壳体采用压铸铝合金材料、齿型链传动输出，其低挡位采用行星斜齿轮机构，使其 轻便可靠、传动效率高、操纵简单、结构紧凑、噪音更低。分动器的结构特点是前输出轴传动系统皆采用低噪声的多排链条传动。链传动相对齿轮传动的优点有传动平稳、嗓声小、中心距误差要求低、轴承负荷较小及防止共振。分动器功能上的特点是转矩容量大、重量轻、传动效率高、噪音小、换挡轻便准确，大大改善了多驱动车辆的转矩分配，进而提高了整车性能。  本设计为 1600型多轴驱动汽车手动三轴式分动器的设计，驾驶者可以在 4驱和 6驱之间进行手动选择。对提高整车安全性、可靠性、舒适性等方面采取了重大改进后开发的车型 17。提高了汽车的性能 ，本车型的分动器选用机械式分动器。机械式具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用10。  动器的功用及意义  分动器的功用就是将分动器输出的动力分配到驱动桥，并且增大扭矩 。 分动器也是齿轮传动系统，它单独固定在车架上，其输入轴与分动器的输出轴 相 连接，分动器的输出轴有若干根，分别经万向传动装置与各驱动桥相连 3。  由于 部分 车辆发动机输出的转矩比较大，即使在高速运转时仍可输出较大的转矩，加上变速箱的传动比变化范围较大，能够很好地满足车辆的使用要求， 因此，依据 越野车的的主要技术指标、发动机功率、转速和车辆行驶条件，来确定 分动器的结构型式的选择、设计参数的选取及各大零部件的设计计算。  计内容  本次设计主要是依据 1600 型多轴驱动汽车 分动器的 有关参数，通过 分动器 各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的 三轴式分动器 。本 设计 主要完成下面一些主要工作：  1、 掌握汽车分动器结构及工作原理，绘出结构原理简图。  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 2、 确定主要零部件（齿轮、轴等）主要设计参数，并对关键部位进行校核。  3、 确定零部件结构尺寸。  4、 使用  5、 编写设计说买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 第 2 章   分动器结构的确定及主要参数的计算  计所依据的主要技术参数  本设计是根据 1600型多轴驱动汽车 手动三轴式分动器 而开展的 ， 原始数据：  1) 最大输入扭矩： 18000 2) 最大输入转速： 2800 3) 速比：高档： 档：  分动器的主要参数（中心距、齿轮模数、轴径等）选择可按照变速器的参数选择计算公式进行。  动器的设计要求  分动器也是齿轮传动系统，它单独固定在车架上，其输入轴与分动器的输出轴 相 连接，分动器的输出轴有若干根，分别经万向传动装置与各驱动桥相连。汽车全轮驱 动，可在冰雪、泥沙和无路的地区地面行驶。  对分动器的设计要求要满足以下几点：  1、 便于制造、使用、维修以及质量轻、尺寸紧凑；  2、 保证汽车必要的动力性和经济性；  3、 换档迅速、省力、方便；  4、 工作可靠。不得有跳档及换档冲击等现象发生；  5、 分动器应有高的工作效率；  6、 分动器的工作噪声低；  动器结构方案的选择  分动器的结构形式是多种多样的，各种结构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随着主观和客观条件的变化而变化。因此在设计过程中我们应深入实际，收集资料，调查研究，对结构进行分析比较，并尽可能地考 虑到产品的系列化、通用化和标准化，最后确定较合适的方案。  机械式具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用。本设计采用的结构方案如图 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 图   分动器传动示意图  动方案  分动器的设计类比于变速器和减速器的设计。现在汽车大多数都采用中间轴式变速器，由汽车构造中汽车分动器的结构图，采用输入轴与后轮输出轴同轴的形式，输入轴的后端经轴承在后轮输出轴的轴孔内，后轮输出要经过两对齿轮副的传递，因此传动效率有所降低 15。  轮 的安排  各齿轮副的相对安装位置，对于整个分动器的结构布置有很大的影响，要考虑到以下几个方面的要求：  1、 整车总布置  根据整车的总布置，对分动器输入轴与输出轴的相对位置和分动器的轮廓形状以及换挡机构提出要求  2、 驾驶员的使用习惯   买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 3、 提高平均传动效率  4、 改善齿轮受载状况   各挡位齿轮在分动器中的位置安排，考虑到齿轮的受载状况。承受载荷大的低挡齿轮，安置在离轴承较近的方，以减小铀的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。分动器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高挡齿轮安排在离两支承较远处。该处因 轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。  挡结构形式  目前用于齿轮传动中的换挡结构形式主要有三种：   1、 滑动齿轮换挡   通常是采用滑动直齿轮进行换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大。所以这种换挡方式，一般仅用在较低的档位上，例如变速器中的一挡和倒挡。采用滑动斜齿轮换挡，虽有工作平稳、承裁能力大、噪声小的优点，但它的换挡仍然避免不了齿端面承受冲击。  2、 啮合套换挡   用 啮合套换挡，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的接合齿，用来与啮合套相啮合。这种结构既具有斜齿轮传动的优点，同时克服了滑动齿轮换挡时，冲击力集中在 1 2个轮齿上的缺陷。因为在换挡时，由啮合套以及相啮合的接合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和接合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。  它的缺点是增大了分动器的轴向尺寸，未能彻底消陈齿轮端面所受到的冲击。  3、 同步器换挡   现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻接合齿在换挡时引起的冲击及零件的损坏 。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换挡时间等优点，从而改善了汽车的加速性、经济性和山区行驶的安全性。其缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已解决。比如在其工作表面上镀一层金属，不仅提高了耐腐性，而且提高了工作表面的摩擦系数。  动器壳体  壳体采用灰铸铁铸造工艺。  根据强度要求 壳体壁厚取 25体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有 58间隙；齿轮齿顶到分动器底部之间留有不小于 15间隙。  为了注油和放油，在分动器上设 计有注油孔和放油孔。注油孔位置位于壳体的中部，它的作用是加油和油面检视用。放油孔设计在壳体的最低处，放油螺塞采用永恒磁性螺塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了保持分动器内部为大气压力，在分动器顶部装有通气塞。  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 动器的操纵机构设计  分动器的操纵机构为机械式，其高低档的变换和前桥驱动桥的接合、分离都采用啮合套和换挡叉式结构，换挡轻便灵活。越野汽车在良好道路行驶时，为减小功率消耗及传动系机件和轮胎摩擦，一般均切断通前桥动力。在越野行驶时，若需低速档动力，则为了防止后桥及中桥超载，应使低速档动力由所有 驱动桥分担。为此，对分动器操纵机构有如下特殊要求：非先接上前桥，不得挂上低速档；非先退出低速档，不得摘下前桥。  配各级传 动比  为了增强汽车在不好道路的驱动力，目前，四驱车一般用 2个档位的分动器，分为高档和低档 个档位。  选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。  高速档 i ；低速档 i  取 25i  则 12i  ；  1、 计算高速档下各轴的运动参数   、 各轴转速   轴  n n 2 8 0 0 r p m 轴  12n 2 8 0 0n 3 7 7 3 . 6 r m  . 7 4 2   轴34n 3 7 7 3 . 6n 3 1 4 4 . 7 r m  . 2   、 各轴最大输入扭矩   轴  T T 1 8 0 0 0 N m 轴  1212T T i 1 8 0 0 0 0 . 7 4 2 0 . 9 8 0 . 9 8 1 2 8 2 7 N m 轴  2534T T i 1 2 8 2 7 1 . 2 0 . 9 8 0 . 9 8 1 4 7 8 3 N m 输出扭矩  6T T 1 4 7 8 3 0 . 9 8 1 4 4 8 7 N m 出 、 各轴最大输入功率  T n 1 8 0 0 0 2 8 0 0P 5 2 7 7 K  5 0 9 5 5 0 轴  P P 5 2 7 7 K W 轴  12P P 5 2 7 7 0 . 9 8 0 . 9 8 5 0 6 8 K W 轴  34P P 5 0 6 8 0 . 9 8 0 . 9 8 4 8 6 7 K W 输出功率  6P P 4 8 6 7 0 . 9 8 4 7 7 0 K W 出高速档下齿轮的 运动和动力参数表：  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 表 速档下齿轮的运动和动力参数 数据  功率  扭矩  转速  传动比  轴名  输入  输出  输入  输出      5277 5171 18000 17640 2800   5068 4967 12827 12570 3774  4867 4770 14783 14487 3145 2、 低速档下计算各轴运动和动力参数   、各轴转速   轴  n n 2 8 0 0 r p m 轴  34n 2 8 0 0n 2 1 8 7 . 5 r m  . 2 8   轴25n 2 1 8 7 . 5n 1 8 2 2 . 9 r m  . 2   、 各轴最大输入扭矩   轴  T T 1 8 0 0 0 N m 轴  3412T T i 1 8 0 0 0 1 . 2 8 0 . 9 8 0 . 9 8 2 2 1 2 8 N m 轴  2534T T i 2 2 1 2 8 1 . 2 0 . 9 8 0 . 9 8 2 5 5 0 2 N m 、 输出扭矩  6T T 2 5 5 0 2 0 . 9 8 2 4 9 9 2 N m 出各轴最大输入功率  T n 1 8 0 0 0 2 8 0 0P 5 2 7 7 K  5 0 9 5 5 0 轴  P P 5 2 7 7 K W 轴  12P P 5 2 7 7 0 . 9 8 0 . 9 8 5 0 6 8 K W 轴  34P P 5 0 6 8 0 . 9 8 0 . 9 8 4 8 6 7 K W 输出功率  6P P 4 8 6 7 0 . 9 8 4 7 7 0 K W 出低速档下齿轮的 运动和动力参数表：  表 速档下齿轮的运动和动力参数 数据  功率  扭矩  转速  传动比  轴名  输入  输出  输入  输出      5277 5171 18000 17640 2800   5068 4967 22128 21685   4867 4770 25502 24992 1823 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 章小结  本章主要阐述了 分动器方案的选择，根据各换挡结构形式的优缺点选择换挡形式，通过齿轮的形式确定了传动的形式，说明了壳体和操纵机构的设计。根据本车的主要参数，通过计算确定了输入转矩，为齿轮的齿数分配及轴的选择提供了依据。  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 第 3 章  分动器的齿轮设计  轮的材料选择  1、齿轮材料的选择原则  (1)满足工作条件的要求  不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。  (2)合 理选择材料配对  如对硬度 350软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 30 50提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。  (3)考虑加工工艺及热处理工艺  大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度 >350采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳 淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。  2、齿轮材料的选择  现代汽车 分动器 齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表面的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑其加工性能及制造成本。  国产汽车 分动器 齿轮的常用材料是 20有采用 202020 些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。  分动器 齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下：  5.3    渗碳层深度 .55  渗碳层深度      渗碳层深度 碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为 63，心部硬度为 8。  某些轻型 以下的载货汽车和轿车等 分动器 的小模数（ ）齿轮，采用买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 了 405种中碳铬钢具有满意的锻造性能及良好的强度指标，氰化钢热处理后变形小也是优点。但由于氰化层较薄且钢的含碳量又高，故接触强度和承载能力均受到限制。  轮模数  齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求、载荷等。  决定齿轮模数的因素很多，其中最主要的是载荷的大小。由于高档齿轮和低档齿轮载荷不同，股高速挡和低速档的模数不宜相同 。从加工工艺及维修观点考虑，同一齿轮机械中的齿轮模数不宜过多。  所选模数应符合国家标准 1357 1987的规定，。接合齿和啮合套多采用渐开线齿形。由于工艺上的考虑，同 分动器 中的结合齿采用同一模数。选取较小模数并增多齿数有利于换挡。  形压力角及螺旋角  齿形与分度圆交点的径向线与该点的齿形切线所夹的锐角被称为分度圆压力角  。一般所说的压力角 ,都是指分度圆压力角 。  汽车变速器的齿形、压力角及螺旋角按表 取。  表 车分动器齿轮的齿形、压力角与螺旋角  项目  车型  齿形  压力角  螺旋角  轿车  高齿并修形的齿形   15 ， 16 ， 25 45  一般货车  20  18 26  重型车  低挡、倒挡齿轮 25  小螺旋角  压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为加大重合度以降低噪声，应取用小些的压力角；对于货车，为提高齿轮承载能力，应取用大些的压力角。  实际上，因国家规定的标准压力角为 20 ，所以分动器齿轮采用的压力角为 20 。  斜齿轮在 分动器 中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、齿轮的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于  时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以  15 25 为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。 但螺旋角太大，会使买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 轴向力及轴 承载荷过大。初选低速档啮合齿轮螺旋角 =20。  轮的强度计算  与其它机械设备用变速器比较，不同用途汽车的 分动器 齿轮使用条件是相似的。此外，汽车 分动器 齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支撑方式也基本一致。如汽车 分动器 齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7级。因此，比用于通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。  速档第一级齿轮设计  1、选取齿轮类型、精度等级、材料及齿轮  、 载重汽车 齿轮传动，选用 6级精度。   、根据传动方案，选用斜齿轮圆柱齿轮传动。   、由表 70渗碳淬火处理，小齿轮硬度 62大齿轮硬度 60   、 选小齿轮齿数2Z 22，大齿轮齿数 21 12Z 2 2Z 2 9 . 6 6i 0 . 7 4 2 ，取 1Z 30 。  2、 按齿根弯曲疲 劳强度进行设计  齿根弯曲疲劳设计公式：  T Y C O S  F 、 小齿轮传递的扭矩 ：  T 12827N m   、 试选载荷系数，选A V F  K K K 1. 7 9。   、 确定齿宽系数，两支承相对小齿轮做不对称布置，根据表 7 d 。   、 初选螺旋角  。   、 计算斜齿轮当量齿数 ：  1 3 0Z 3 6 . 1 5C O S C O S 2 0 ，2 3 2Z 2 6 . 5 1C O S C O S 2 0 、 确定齿形系数和应力校正系数，查表 7       a 2Y  7 5 5 、 由图 7 小齿轮的弯曲弯曲疲劳强度极限F E 2 1 10 0 M P a 大齿轮的弯曲弯曲疲劳强度极限F E 2 1 10 0 M P a 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 、 由图 7 弯曲疲劳寿命系数 、计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S  由式 7F N 1 F E 1 0 . 9 6 1 1 0 0 7 5 4 . 3 M P  . 4 F N 2 F E 2 0 . 9 8 1 1 0 0 7 7 0 M P  . 4 、计算大小齿轮的 并加以比较  F a 1 S a 11 . 4 3 8 5 1 . 6 5 4 6 0 . 0 0 5 3 5 7 5 4 . 3 F a 2 S a 22 . 5 8 5 1 . 5 9 7 5 5 0 . 0 0 5 1 6 7 7 0 大齿轮数值大   、查取端面重合度，取啮合角   由图 71  2  12 0 . 7 6 5 0 . 7 4 2 1 . 5 0 7 、螺旋角影响系数   3 1 8 Z t a n 0 . 3 1 8 0 . 7 2 2 t a n 2 0 1 . 7 8 查图 7螺旋角影响系数 Y 2 T Y C O S  2 1 . 7 9 1 2 8 2 7 0 0 0 0 . 8 3 c o s 2 0= 0 . 0 0 5 3 50 . 7 2 2 1 . 5 0 77 . 0 6 5 1F 取标准值、 尺寸计算   、计算小齿轮分度圆直径  2n2  2 8d 1 8 7 . 3c o s c o s 2 0 、计算齿轮的圆周速度  22 3 . 1 4 1 8 7 . 3 3 7 7 3 . 6V 3 6 . 9 9 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dn 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 、计算齿宽  d 0 . 7 1 8 7 . 3 1 3 1 . 1 1 m m 、计算齿宽和齿高比  nb b 1 3 1 . 1 1 7 . 3h 2 . 2 5 m 2 . 2 5 8 、 计算载荷系数   K K K  查表 7使用系数图 7动载系数 查表 7齿间载荷分配系数 K  查表 7按接触 疲劳强度计算的齿向载荷分配系数  查图 7按弯曲强度计算的齿向分布系数  弯曲强度载荷系数 A V F  K K K 1 . 2 5 1 . 1 6 1 . 1 1 . 1 8 1 . 8 8 2 、 按实际载荷系数校正模数  3 3n n . 8 8 2m m 7 . 0 6 5 1 7 . 1 8 4K 1. 7 9 可以得出前面取适   、 螺旋角的确定  中心距： 1 2  m 3 0 2 2 8a 2 2 1 . 3 5 m  O S 2 C O S 2 0 圆整中心距 a 230 螺旋角 1 2 n  m 3 0 2 2 8a r c c o s  a r c c o s 2 0 . 4 52 a 2 2 3 0 （ ） （ ） 、 计算斜齿轮相关参数   0 8d 2 5 6 . 1 4 m mc o s c o s 2 0 . 4 5  2 8d 1 8 7 . 8 4 m mc o s c o s 2 0 . 4 5 d 0 . 7 1 8 7 . 8 4 1 3 1 . 4 9 m m 圆整取 1b 135， 2b 140 4、 按齿轮接触强度校核   、确定接触强度载荷系数  A V F  K K K 1 . 2 5 1 . 1 6 1 . 1 1 . 2 4 2 = 1 . 9 8 1 、计算接触强度许用应力  查图 7H l i m 1 H l i m 2 1 6 5 0 M P a接触疲劳强度极限  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 查图 7接触疲劳寿命系数   取失效概率 1%，安全系数 S=1 按脉动循环变应力确定许用接触应力  1 H N 1H H l i m 1 K 1 . 1 2 1 6 5 0 1 8 4 8 M P a 2 H N 2H H l i m 2 K 1 . 1 4 1 6 5 0 1 8 8 1 M P a 、确定弹性影响系数  查表 7 8 9  P a 、 确定区域载荷系数  查图 7 、校核接触强度  按齿面接触疲劳强度公式：H 221 T  2 1 . 9 8 1 1 2 8 2 7 0 0 0 0 . 7 4 2 11 8 9 . 8 2 . 3 7d 1 3 5 1 8 7 . 8 4 1 . 5 0 7 0 . 7 4 21 8 3 3 . 9  a 满足接触强度，所选参数合适。  5、 几何尺寸计算   、分度圆直径  1d 2 5 6  m m2d 1 8 7  m m 、齿顶高  *a 1 n a nh m h 8 1 8 m m *a 2 n a nh m h 8 1 8 m m 、齿根高   n a nh m h * + C * 8 1 + 0 . 2 5 1 0 m m （ ） （ ） n a nh m h * + C * 8 1 + 0 . 2 5 1 0 m m （ ） （ ） 、齿顶圆直径  a 1 1 a 1d d 2 h 2 5 6 . 1 4 2 8 2 7 2 . 1 4 m m a 2 2 a 2d d 2 h 1 8 7 . 8 4 2 8 2 0 3 . 8 4 m m 、齿根圆直径  f 1 1 f 1d d 2 h 2 5 6 . 1 4 2 1 0 2 3 6 . 1 4 m m f