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五菱之光微型客车后驱动桥设计,微型,客车,驱动,设计
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I 本科毕业设计（论文） 题目：五菱之光微型客车后驱动桥设计 五菱之光微型客车后驱动桥设计 摘 要 驱动桥是汽车行驶系统的重要组成部分。其基本功用是增大有传动轴或直接有变速器传来的转矩。并将动力分配给左、右两个驱动轮，使左、右驱动轮具有汽车形式运动学所要求的差速功能。所以其设计质量直接关系到整车性能的好坏。在设计过程中，需要严谨和认真的态度进行设计。 在绪论部分，对本课题的背景研究意义及国内外情况简明扼要的说明。在方案论证部分，对驱动桥及其总成结构形式的选择作了具体的说明。本设计选用了单级减速器，采用的是双曲面齿轮啮合传动，尽量的简化结构，缩减尺寸，有效的利用空间，充分减少材料浪费，减轻整体质量。由于是微型客车，主要行驶在路面较好的条件下，决定使用对称式圆锥行星齿轮差速器。半桥则选用全浮式半桥。在设计计算与强度校核部分，对主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等重要部件的参数作了选择。同时也对以上的几个部件进行了必要的校核计算。 束语是对本次毕业设计的一些看法和心得体会，并对悉心帮助和指导过我的指导老师和同学表示衷心的感谢和深深的敬意。 关键词： 微型客车；驱动桥；主减速器；差速器 is an of is to or of to by So to is or In of to on In of at of of a a to of to of to A is of at a Is of of of to of my my he 要 符 号 表 0A 大齿轮节锥距 从动锥齿轮中点锥距 C 轴承的额定动载荷 01d 、 02d 分别为主、从动双曲面齿轮的外圆直径 1d 、 2d 分别为主、从动双曲面齿轮的节圆直径 E 双曲面齿轮偏移距 F 双曲面齿轮 的从动齿轮齿面宽 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数 汽车或汽车系列的性能系数 道路滚动阻力系数 2G 后轴对水平地面的荷重 汽车满载总重量 1h 、 2h 分别为主、从动齿轮的齿顶高 1h 、 2h 分别为主、从动齿轮的齿根高 1H 齿工作高系数 2H 齿全高系数 0i 驱动桥主减速比 分动器高档传动比 1 档传动比 轮边减速器传动比 传动系低档传动比 J 双曲面齿轮轮齿弯曲计算用综合系数 双曲面齿轮的从动齿轮齿顶高系数 双曲面齿轮强度计算用载荷分配系数 0K 双曲面齿轮强度计算用超载系数 双曲面齿轮强度计算用尺寸系数 双曲面齿轮强度计算用质量系数 L 轴承的额定寿命 m 齿轮模数、端面模数 发动机最大功率 V p 单位齿长上的圆周力 刀盘的名义半径 r 车轮的滚动半径 发动机转矩 发动机最大转矩 动车轮滑转时作用在主减速器从动齿轮上的计算转矩 z 齿轮齿数 齿轮压力角 中点螺旋角或名义螺旋角 1 、 2 分别为双曲面齿轮主、从动齿轮的节锥角 01 、 02 分别为主、从动齿轮的面锥角 1R 、 2R 分别为主、从动齿轮的根锥角 轮胎与路面的附着系数 T 汽车传动系效率 轮边减速器的传递效率 j接触应力 W 弯曲应力 扭转应力 s 剪切应力 录 1 绪论 . 1 目背景 . 1 究意义 . 1 内外相关研究情况 . 1 设计研究的主要内容 . 3 2 驱动桥总成结构形式及布置 . 4 体方案论证 . 4 动桥的分类 . 4 断开式驱动桥 . 5 开式驱动桥 . 5 3 主减速器设计 . 7 减速器结构方案的分析 . 7 减速器主、从动锥齿轮的支承方案 . 9 减速器锥齿轮设计 . 10 减速比 . 10 减速器齿轮计算载荷的确定 . 11 减速器齿轮基本参数的选择 . 12 数的选择 . 12 动锥齿轮节圆直径的选择 . 12 动锥齿轮端面模数的选择 . 13 旋锥齿轮齿宽 F 的选择 . 13 旋锥齿轮的螺旋 方向 . 13 旋角的选择 . 13 轮法向压力角的选择 . 14 减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 . 14 减速器螺旋锥齿轮的强度计算 . 16 位齿长上的圆周力 . 16 齿的弯曲强度计算 . 17 齿的接触疲劳强度计算 . 18 减速器齿轮的材料及热处理 . 19 减速器轴承的计算 . 20 作用在主减速器主动齿轮上的力 . 20 减速器轴承载荷的计算 . 21 减速器轴承额定寿命的计算 . 22 减速器的润滑 . 24 4 差速器设计 . 25 速器结构形式的选择 . 25 称式圆锥行星齿轮差速器的设计 . 26 速器齿轮的基本参数选择 . 26 速器齿轮的几何尺寸计算 . 28 速器齿轮的材料选择 . 29 速器齿轮的强度计算 . 29 5 半轴设计 . 31 轴的型式 . 31 轴的设计与计算 . 32 浮式半轴计算载荷的确定 . 32 浮式半轴杆部直径的初选 . 32 轴的结构设计、材料与热处理 . 32 轴的强度计算 . 33 6 驱动桥壳体设计 . 35 动桥壳的分类 . 35 分式桥壳 . 35 体式桥壳 . 36 合式桥壳 . 37 动桥壳的选择 . 37 致 谢 . 39 毕业设计（论文）知识产权声明 . 40 毕业设计（论文）独创性声明 . 40 1 1 绪论 目背景 驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直使得发动机又正向着大转矩和低转速的方向发展。为适应以上情况，汽车驱动桥的减速比应该减小，此时不必在桥中采用双级减速。因而目前在国外的公路型车上已广泛地采用单级减速桥，单级桥具有成本低，质量轻，维修保养简单，传动效率高，噪音小，温升低和整车油耗低等优点。目前，国外单级驱动桥与双级驱动桥应用比例约为 8:21。力和横向力 2。驱动桥一般由主减速器 、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。随着高等级公路的发展 ,汽车的车速正在日益提高，同时节约能源，减少污染的环境意识。 究意义 随着中国公路建设水平的不断提高，公路运输车辆正向大吨位，多轴化，大马力方向发展，使得重型车桥总成也向传动效率高的单级减速方向发展单级驱动桥结构简单，机械传动效率高，易损件少，可靠性高。由于单级桥传动链减少，摩擦阻力小，比双级桥省油，噪声也小过去，单级桥因为桥包尺寸大，离地间隙小，导致通过性较差，应用范围相对较小，但是现在公路状况已经得到了显著改善，重型汽车使用条件 对通过性的要求降低这种情况下，单级桥的劣势得以忽略 ,而其优势不断突出。陕汽总厂现有驱动桥结构中除了引进的斯太尔轮边行星式双级减速桥技术性比较先进外，其它类品种均不能令人满意，虽然斯太尔轮边桥有一定的优势，但显然其结构复杂，成本较高，而且它不适用于客车，所以对驱动桥的研究有重要意义。 内外相关研究情况 虽然驱动桥现状有所改观，但由于我国汽车行业起步晚，而且多数技术依赖于进口，所以，想达到全盘优化还存在着很多困难。例如：缺乏设计和研发能力；基础材料水平比较落后，主要体现在材料分类和使用方面比较 粗放技工技术的欠缺也是一大障碍，驱动桥内重要部分是减速器，主要是主动锥齿轮和起差速作用的行星齿轮，因此齿轮的加工技术和热处理能力从很大程度上决定了车桥的稳定性和可靠性，齿轮的材料和加工精度决定着车桥的承载能力 2 和使用寿命。新一代驱动桥设计开发的突出特点是 :不仅在产品性能参数上进一步进设计上完全遵从模块化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特点，这些都对基础件产品提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地 进行二次开发和持续改进，以满足快速多变的市场需求。 与国外相比，我国的驱动桥开发设计不论在技 术上、制造工艺上，还是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齿轮制 造技术缺乏独立开发与创新能力，技术手段落后 (国外己实现计算机编程化、电算化 )。目前比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水 平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次，缺乏有国际影 响力的产品品牌，行业整体散乱情况依然严重。这需要我们加快技术创新、技 术进步的步伐，提高管理水平，加快与国际先进水平接轨，开发设计适应中国 国情的 高档 车用驱动桥总成，由仿制到创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距。 发展方向： 随着我国基础设施建设投资的不断加大以及水电、矿业、油田、公路、城市交通运输和环保工程建设等项目的增加，加大了重型车的需要，为重型车的发展创造了广阔的市场空间。重型汽车近年来生产总量直线上升， 2001 年全国重型汽车比上年同期增长 2002 年为 2003 年为 重型汽车的用车环境及其它各项指标发生了很多的变化 ,标载吨位不断向大的方向发展，多轴车上升明显。 为了规范道路车辆的制造，为治理超限超载提供技术上的准则，由国家发改委、交通部、公安部共同提出的强制性标准 路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值于 2004 年 4 月 28 日发布，该标准对汽车车桥的载荷进行了明确规定：单轴挂车轴荷的最大限值每侧单胎为 6000侧双胎为10000装双轴挂车轴荷的最大限值为 20000装三轴挂车轴荷的最大限值为 24000样 ,为了实现车辆多拉快跑又不违反国家法规，各汽车生产厂家在 68多轴车的基础上推出了 10上的多轴重型车。但这些多轴车都是在双联驱动桥的基础上增加浮动桥而成，虽然其称 10实际起驱动作用的只有两个驱动桥，这样，由于驱动桥不能对车轮进行合理的扭矩分配，使得增加浮动桥后的整车行驶系没有很好地发挥车桥驱动的作用。为了能合理地分配扭矩，以满足某些独立悬挂多轴驱动车型的使用，一些车桥生产厂家自 3 主研发了三联驱动桥，三联驱动桥的扭矩分配原理是：每一个驱动桥都可以得到从发动机传出的扭矩的 1/3。这样就可以在很大限度上满足多轴车的需要 ,合理分配从发动机传到车轮上的扭矩，提高这类车型的可靠性和安全性， 并为以后的四联、五联驱动桥打下科学基础。 c. 增加驱动桥附件的技术含量据分析，不管重型车的技术含量提升得多快，在未来 15 年内大多数重型车的车桥和悬架结构不会有明显的改变，传统的结构和型式仍处于主导地位。那怎样在相同结构的基础上推出各自车桥的亮点呢？这是每一个专业厂必须不断研究的问题。以前，各厂家主要是在载重吨位上进行竞争，但在国家法规的限定下，车桥的载重能力不可能有太多的增加 ,现在各专业厂采用最多的方法是：不断增加车桥及其附件的技术含量，从桥壳的制造工艺、车桥的减速形式、车轮的制动方式等方面入手，通过 吸收国外一些先进的技术，推出具有本企业特色、结构先进、承载能力强的车桥，不断提升产品的制造质量及服务质量。 设计研究的主要内容 a. 了解汽车驱动桥系统的现状，熟悉其发展状况，掌握汽车驱动桥的详细构造和工作原理。 b. 根据微型客车性能要求，对驱动桥系统的主减速器、差速器机构和半轴等进行结构设计，运用 件绘制驱动桥总装配图，实现汽车的行 驶功能并满足动力性要求。 表 桥相关设计参数 车型名称 最高车速（ km/h） 车重 （ 最大功率（ 最大功率转速（ 最大扭矩 （ Nm） 后轮胎型号 后轮距 （ 驱动方式 五菱之光 120 1480 45 5600 85 165/70290 中置后驱 4 2 驱动桥总成结构形式及布置 体方案论证 驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车 身之间的垂直力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成 3 驱动桥设计应当满足如下基本要求： 1. 所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。 2. 当两驱动车轮以不同角速度转动时，应能将转矩保持平稳且连续不断（无脉动）地传递到两个驱动车轮上。 3. 齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 4. 能承受和传递路面与车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩。 5. 驱动桥各零部件在强度高、刚性好、工作可靠及使用寿命长的条件下，应力求做到质量小，以减小不平路 面给驱动桥的冲击载荷，从而改变汽车的平顺性。 6. 与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。 7. 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。 动桥的分类 驱动桥的结构型式，可以分为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。然而本课题研究的是微客车桥， 无需在条件困难的公路上长期工作，故而选取非断开式驱动桥。断开式驱动桥 普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点， 5 即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于汽车的非悬挂质量，汽车的非悬挂质量较大，这是它的一个缺点，如图 在少数具有高速发动机的大型公共汽车 、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。 12345图 断开式驱动 开式驱动桥 断开式驱动桥（如图 的两侧驱动轮分别用弹性元件与车架相连，没有一个连接左、右驱动车轮的刚性整体外壳或梁，桥壳是分段的，并且彼此之间可以作相对运动。一般将主减速器壳固定在车架或车身上，左、右驱动车轮的半轴必须分为两段并用万向节连接，半 轴套管与主减速器壳也必须采用个铰链式连接，如图 示。断开式驱动桥结构较为复杂，成本高，但利于改善汽车的平顺性、操纵稳定性和通过性，故适用于对行驶平顺性要求较高的乘用车及通过性要求较高的越野汽车。 6 图 开式驱动桥 7 3 主减速器设计 减速器结构方案的分析 主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方 向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力 6 驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求： 1. 所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。 2. 外廓尺寸要小，保证有足够的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。 3. 在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构运动协调。 4. 在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。 5. 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器如图 示和双级式主减速器如图 示。图 单级式主减速器 图 双级式主减速器 为了清晰地讲述单级式主减速器和双级式主减速器的优缺点，我们采用列表的 8 方法进行对比如表 示。 表 级式与双级式主减速器对比 类别 单级式主减速器 双级式主 减速器 结构 简单 复杂 质量 较小 较大 成本 较低 较高 减速比 7 7 应用范围 轿车，轻、中型货车 中、重型货车，大客车 故本设计主减速器采用单级主减速器。 按齿轮副结构型式分类，主减速器的齿轮传动主要可分为螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动（如图 形式。 在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。 （ a）螺旋锥齿轮传动； （ b）双 曲面齿轮传动 图 轮副结构形式分类 9 主减速器传动类下面将列表展示双曲面齿轮传动和螺旋锥齿轮传动的优缺点如表 示。 表 曲面齿轮传动和螺旋锥齿轮传动比较 类别 双曲面齿轮传动 螺旋锥齿轮传动 轴线 垂直但不相交 垂直且相交于一点 偏移距 有 无 螺旋角 1 2 1 2 齿轮尺寸相同时 传动比大 传动比小 传动比相同时 从动齿轮尺寸相同时 主动齿轮直径大 主动齿轮直径小 主动齿轮尺寸相同时 主动齿轮直径小 主动齿轮直径大 运转平稳性 优秀 良好 抗弯强度 提高 30% 较低 滑动速度 大 小 抗胶合能力 较弱 强 轴承负荷 小齿轮的轴向力大 小齿轮的轴向力小 传动效率 约 96% 约 99% 传动比范围 0i i 滑油 有多种添加剂的特种润 滑油普通润滑油 由于本次毕业设计选择的是微型客车后驱动桥设计，选择 单级式主减速器。且为保证有足够的离地间隙，减小从动齿轮尺寸，选择双曲面齿轮传动。 减速器主、从动锥齿轮的支承方案 主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。 10 要使主减速器良好工作，必须保证主、从动齿轮的良好啮合。齿轮的啮合状况除与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整以及轴承、主减速器壳体的刚度有关外，还与齿轮的支承形式有关。主动锥齿轮支承有两种型式：悬臂式支承和跨置式支承两种，如图 a)悬臂式支撑 b)跨置式支承 图 减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 悬臂式支承结构简单、布置方便、结构紧凑及成本较低，并且也能满足本课题设计要求，经方案论证，主减速器主动锥齿轮采用悬臂式支承。 减速器锥齿轮设计 主减速比 动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。 减速比 主减速比 主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。 i 一起由整车动力计算来确定。可利用在不同 过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择 使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性 13。 对于具有较大功 率储备的客车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率 选择的 时 14： 0 m a 3 7 7 g （ 11 式中： r 车轮的滚动半径，由 29781997 轿车轮胎系列查得 r =最大功率时的发动机转速， 5600 r/ 汽车的最高车速， 120km/h； 变速器最高档传动比， 1。 经计算，得 减速 比 单级主减速器，单级主减速器具有结构简单、质量小、制造成本低等优点 15。 减速器齿轮计算载荷的确定 除了主减速比 一项原始参数便是主减速器齿轮齿轮的计算载荷。由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮在良好的路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩（ ）的较小者，作为载货汽车和越野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载荷，即： m a x 0 /je e T L i K n（ i （ 式中 : 发动机最大转矩， =85Nm； 由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； T 传动系上述传动部分的传动效率， T = 0K 由于 “猛接合 ”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于载货汽车，取 0K =1； n 该汽车的驱动桥数目， n =1； 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷 , 2G =12900N; 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 = r 车轮的滚动半径， r = ， 分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比。 =12 代入式（ (有：748 Nm；3781 Nm 由式（ （ 得的计算载荷为最大转矩，而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。但对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩 () ()a T rj m R H L rT f f （ 式 中： 汽车满载总重量， 16200N； 所牵引的挂车的满载总重量，单位为 N，仅用于牵引车的计算； r 车轮的滚动半径， r = 道路滚动系数，对于轿车可取 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数， 汽车或汽车列车的性能系数：m a 1 9 5 ( )1 16100 将 入上式得：m a 1 9 5 ( ) =16，取 入（ 有： m 。 减速器齿轮基本参数的选择 在选定主减速比 减速器的减速形式、齿轮类型及计算载荷后，便可根据这些已知参数选择主减速齿轮的最主要的几项参数。 数的选择 对 于单级主减速器，首先应该根据 动齿轮参数 了使得磨合均匀， 了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于微型客车来说应保持在 40 65。 可知 z1+0 60， 14，则取 ， 9。 动锥齿轮节圆直径的选择 螺旋锥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： 13 2 32 T（ 式中： 2d 从动锥齿轮的节圆直径， 2直径系数，取 213 16； 计算转矩， m：按式（ （ （ 得，并取其中较小者。 代入（ 有： 2d =177203 动锥齿轮端面模数的选择 从动锥齿轮节圆直径 2d 选定后，可按 3 T算出大端端面模数，并进行校核： 将 2d 、 2z 代入 22/m d z ,有： m = m =3 则， 22d = 18011d =36下式进行校核： 3 T（ 式中： m 齿轮大端端面模数； 模数系数，取 从动齿轮的计算转矩， Nm。 代入（ 有： m =足要求。 旋锥齿轮齿宽 F 的选择 对于汽车工业，主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽 F 为： 式中： 2d 从动齿轮节圆直径， 2d =180入（ 有 F =动齿轮 f 大于从动齿轮 F 的 10%，故 f=面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。齿面宽不能超过端面模数 m 的 10 倍，否则，不但不能提高齿轮的强度和耐久性， 还会给制造带来困难。 旋锥齿轮的螺旋方向 选取主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。 旋角的选择 螺旋锥齿轮的螺旋角 是在节锥表面的展开图上定义的。齿轮上任一点 该点处的切线 T 与该点和节锥顶点的连线 间的夹角，如 14 图 示。 图 旋角 “格里森 ”制推荐用下式来近似的预选主动齿轮螺旋角的名义值： 21122 5 5 9 0Z （ 式中： 1 主动齿轮的名义（中点）螺旋角的预选值； 1z 、 2z 主、从动齿轮齿数， 1z =8， 2z =39； 2d 从动齿轮的节圆 直径， 2d =180 双曲面齿轮的偏移量， 螺旋锥齿轮取 E=0 代入（ 有： 1 =34 ，一般 与 1 之差不超过 5 ，取 =35 。 轮法向压力角的选 择 法向压力角大一些可以增加齿轮强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，
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