毕业设计（论文）-轻型载货汽车主减速器设计.doc

全套图纸加扣 3012250582第一章 绪论第一节 国内外发展水平和前景 全世界范围内的汽车数量越来越多汽小工业的发胶水平成为了衡量一个国家整体工业水平和综合经济实力的标志之一充分显示出其巨的经效益和社会效益。随着科学技术的不断进步和高尖端技术在各个方面更为泛的应用机械系统和机械产品对于传动裝置尤其是减速器等减速装置的要求出在不断的提升，那些能在小空间小体积下提供大传动比、高输出扭矩，低输出转速的减速器将成为未来减速装置的主流 减速嚣是一种动力传达机构。利用齿轮的速度转换器将发动机机的回转数减速到要的回转数并得到较大转矩的机构。在目前用于传递动力与运动的机构中减边器的应用范围相当广泛。几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船舶，汽车，机车。建筑用的重型机具。机械工业所用的加工机具及自动化生产设备。到日常生活中常见的家电钟表等等。其应用从大动力的传输工作，到小负荷精确的角度传輸都可以见到减速器的应用。凡在工业应用上。减速器具有减速及增加转矩功能因此广泛应用在速度与扭矩的转换设备。 减速器和齿轮设计与制技术的发展在一定程度上标志着一个国家的工业水平因此，开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景在现代汽车的在现代汽车的驱动桥上，应用最广泛的是主减速器形式是“格里森”（Gleason）制或“奥利康”（Oerlikon）制螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在双级主减速器中，通常还加一对圆柱齿轮。螺旋锥齿轮传动如图1-1所示，起主、从动齿轮轴线相较于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速器都采用 90交角的布置方案。由于轮齿断面重叠的影响，至少有两对以上的齿轮同时啮合，因此螺旋锥齿轮能承受较大的负荷，加之其轮齿不是在吃得全长上同时啮合，而是逐渐的由齿的一端连续而平稳地转向另一端，因此其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也很小。主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。 图1-1第二节 车型参数本设计车型的主要参数：外形尺寸（长宽高）： 561023002380mm前后轮距：1589/1650mm总质量：6230kg整备质量：3100kg装载质量：3000kg满载轴荷分配（前/后）：1994/4000kg最小离地间隙：305/230mm最高车速：71km/h发动机最大扭矩：220/2700（N.m/r/min）发动机额定转速下功率： 51.45kw/2800r/min变速器速比：1档6.80,2档4.27，3档2.6，4档1.59，5档 1.00 倒档5.95 主减速器速比：6.5轮辋规格：5.00S-20，轮胎类型与规格：7.50-20 普通棉帘胎第二章 方案论证第一节 概述 驱动桥处于动力传动系的末端，不仅是汽车的动力传递机构，也是行走机构。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、右驱动功能。驱动桥是汽车传动系中的主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性能的好坏。因此，驱动桥设计应当满足以下基本要求：择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃油经济性。尺寸要小，保证有必要的离地间隙。齿轮及其它传动工作平稳、噪声小。在各种转速和载荷下，具有高的传动效率。在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。与悬架导向机构运动协调。结构简单，加工工艺性好，制造容易，折装、调整方便。驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。主减速器：将低由传动轴传来的转速并增大扭矩。差速器：在两输出轴间分配转矩并保证两输出轴可能以不同的转速旋转。半轴：接受并传递转矩到两边驱动车轮。驱动桥壳：支承汽车整体质量，并承受由车轮传来的由路面不平引起的反力和反力矩，并经悬架传递给支架或车身。第二节 驱动桥结构型式及选择驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式(或称为整体式)，即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主减速器、差速器及车轮传动装置(由左、右半轴组成)都装在它里面。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动；当车轮采用独立悬架时，驱动桥应为断开式。现把它们各自的结构特点分析（如：表2-1）：表 2-1驱动桥结构型式及选择形式断开驱动桥非断开驱动桥特点结构特点桥壳分段，彼此之间用铰链连接，可作相对运动；主减速器、差速器等固定在支架或车身上，两侧驱动轮通过独立悬架与支架或车身连接，两轮可彼此独立地相对于支架或车身上下跳动桥壳是一根支承在左、右驱动轮上的刚性空心梁，而主减速器、差速器和半轴等传动部件都装在其内；整个驱动桥通过悬架与支架或车身连接优点减低簧下质量从而改善汽车通过性，提高行使平顺性，平均车速提高。降低车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命。与地面接触良好，抗侧滑能力提高，汽车的持纵稳定性更好结构简单，制造工艺性好，成本低，工作可靠，维修和调整容易缺点结构复杂，成本较高簧下质量大，对降低动载荷不利，平顺性差，Hmin小，通过性不好应用越野车、轿车各种货车、客车及多数越野车和部分轿车选取非断开驱动桥第三节 主减速器设计一 主减速器结构方案分析汽车的主减速器有单级主减速器和双级主减速器，减速型式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂已有的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比i0的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置型式等。本车型采用单级主减速器，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等优点，因而广泛地用在主减速比i07.6的各种中小型汽车上。例如：轿车、轻型载货汽车都是采用单级主减速器，大多数中型载货汽车也采用这种型式。二 单级主减速器传动形式分析单级主减速器传动形式主要有四种：螺旋锥齿轮传动、双曲面齿轮传动、圆柱齿轮传动和蜗轮蜗杆传动。它们的传动形式如图：a)螺旋锥齿轮传动 b）双曲面齿轮传动 c）圆柱齿轮传动 d）蜗杆传动图2-1单级主减速器传动形式一） 双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E（偏移距），由于偏移距的存在，使主动齿轮螺旋角1大于从动齿轮螺旋角2，从而使双曲面齿轮传动比大于相同尺寸的螺旋锥齿轮传动比。二） 螺旋锥齿轮传动而是逐渐从一端连续平稳地转移向另一端，另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时齿合，所以它工作平稳，能承受较大的负荷，制造也简单。但在工作中噪声大，对齿合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大而噪声增大。为保证齿轮副的正确齿合，必须将支承轴承预紧，提高了支承刚度，增大壳体刚度。三） 蜗杆蜗轮传动蜗杆蜗轮传动比较大（i07）在任何转速使用下均能工作非常平稳且无噪声，便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置，能传递大的载荷，使用寿命长，结构简单，折装方便，调整容易。但制造成本高，传动效率低，应用于重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。四） 圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥和双级主减速器置通式驱动桥。 双曲面齿轮传动与螺旋锥齿轮传动比较选择从动轮的选择如表2-2表2-2类型螺旋锥齿轮双曲面齿轮优点由于螺旋角较大，摩擦损失较小，传动效率高达99%，抗胶合能力强，轴承负荷小，润滑成本低。工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。两者尺寸相同时，此种齿轮传动比i0大，当i0一定且从动齿轮尺寸相同时，此类齿轮直径大，轮齿强度大，刚度大。当i0一定，主动齿轮尺寸相同，此类齿轮Hmin较大。此类齿轮有侧向滑动和纵向滑动，纵向滑动可使其运转平稳。12，重合度大，可提高传动平稳性和弯曲强度。其主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。缺点同尺寸时传动比小，同传动比时齿轮强度和刚度较小。Hmin小。在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96，齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。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，选取双曲面齿轮第四节 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，与齿轮的支承刚度密切相关。一 主动锥齿轮的支承方案主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。悬臂式支承结构(图2-2a)的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度倪和增加两支承间的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。a)主动锥齿轮悬臂式 b)主动锥齿轮跨置式 c)从动锥齿轮图2-2 主减速器锥齿轮的支承形式悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，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。跨置式支承结构(图2-2b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，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，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式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，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。参考所选车型属于轻型货车，只用于一般运输，传递最大扭矩不是很大，因此主减速器主动锥齿轮采用悬臂式支承。二 从动锥齿轮的支承选择从动锥齿轮的支承(图2-2c)，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。 最后综合上面所述，得出主减速器为单级准双曲面主减速器，设计的总方案布置如下示意图 所示： 图2-3第三章 主减速器设计第一节 主减速器双曲面齿轮其本参数的选择一 主减速比的确定 主减速的大小,对主减速器的结构形式、轮廓尺寸及质量的大小影响很大。主减速比的选择，应该在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起，由汽车的整车动力计算确定。正如传动系的总传动比及其变化范围（）为设计传动系组成部分的重要依据一样，驱动桥的主减速比是主减速器的设计依据，是设计主减速器的原始参数。对于具有很大功率储备的桥车、客车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率Pe maix。R 情况下，所选的值应能保证这些汽车有尽可能高的车速。这时应按下式来确定： 式（ 3-1 ）式中：rr-车轮的滚动半径，m; np-最大功率时的发动机转速，r/min; -汽车最高车速，km； igH-变速器最高档传动比。查轮胎GB 9743一1997 轿车轮胎得205/60R15V轮胎车轮的滚动半径为304mm.计算主减速：二 主减速齿轮计算载荷的确定除了主减速比及驱动桥离地间隙外，另一项原始参数便是主减速器齿轮的计算载荷。由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地计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路面上开始滑动转时这两种情况下作用在主减速从动齿轮上的转矩（、）的较小者，作为载货汽车和超时汽车在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 式（ 3-2 ） 式（ 3-3 ）式中：-发动机最大转转矩，-由发动机至计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；Nm；-传动系上述传动部分的传动效率，取=0.9-由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速的各类汽车=1；当性能系数时，可取=2，或由实验决定；-该汽车的驱动桥数目-汽车满载时一个驱动桥给地面的最大负荷（对后桥驱动来说，应考虑到汽车最大加速时的负荷增大量），N-轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎有公路汽车，取=0.85；对于越野汽车，取=1.0；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取=1.25；-车轮的滚动半径，m-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（例如轮边减速等）。汽车或汽车列车的性能指数: 式（ 3-4 ）-汽车满载总质量,N;-所牵引的挂车的满载总质量,N,但仅用于牵引车的计算.=0由上式得出的、的计算载荷为最大转矩,而不是正常持续转矩，不能用它作疲劳损坏的依据。公路用车，其使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据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Tm为 式（ 3-5 ）-道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取=0.0100.015；对于载货汽车可取0.0150.020；对于越野汽车可取0.0200.035；-汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08；对载货汽车和城市公共汽车取0.050.09；对长途公共汽车取0.060.10；对越野汽车取0.090.3。三、主减速器齿轮其本参数的选择一）主、从动齿轮齿数的选择根据计算所得出的，查阅表：选用Z1=6 Z2=39 = Z2/Z1=39/6=6.5二）从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择主减速器螺旋锥齿轮或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: 式（3-6）式中: -从动锥齿轮的节圆直径,mm； -直径系数,取=1316； -计算转矩,取、较小者。（mm）从动锥齿轮节圆直径选定后,可按 式（ 3-7 ）算出大端端面模数,并用下式校核: 式（ 3-8 ）式中: -齿轮大端端面模数 -模数系数,取=0.30.4 -计算转矩, （、）取较小者 (=0.4)取端面模数m=8.5 则修正 d1=6*8.5=51 d2=39*8.5=331.5三）螺旋锥齿轮与双面齿轮齿宽F的选择齿面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。通常推荐圆锥齿轮与双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽F为其节锥的0.30倍,即F=0.3A0，但是F应超过端面模数的10倍，即F10。对于汽车工业，主减速器圆弧锥齿轮推荐采用：F2=0.155=0.155331.5 50 (mm)式中: -从动锥齿轮的节圆直径,mm。一般习惯是使螺旋锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮的齿面稍大，使其在大齿轮轮齿两端都超出一些。通常小齿轮的齿面宽加大10较为合适。F1=55mm F2=50mm四）双曲面小齿轮偏移距及方向的选择在双曲面齿轮传动中，小齿轮中心线对大齿轮中心线的偏移距E的大小及偏移方向是该传动的重要参数。选择E值时应考虑到：E值过大，将导致齿面纵向滑动的增大，从而引起齿面的早期磨损或擦伤；E值过小则不能充分发挥双曲面齿轮的特点。对轿车、轻型载货汽车的主减速器来说，E值不应超过从动齿轮节锥A0的40（接近于从动齿轮节圆直径的20）；对于中型及以上的载货汽车，越野汽车和公共汽车等重负荷传动，E值则不应超过从动齿轮节锥A0的20（或取E值为从动齿轮节圆直径的1012，且一般不应超过12）。传动比愈大则偏移距E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。但当偏移距E大于从动齿轮节圆直径的20时，应检查是否存在根切。双曲面齿轮偏移方向的规定，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，则为上偏移，在从动齿轮中心线的下方则为下偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其齿轮的螺旋方向之间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向总是左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮的螺旋方向为右旋，从动齿轮为左旋。所以E=35mm五）螺旋角 的选择汽车主减速器锥齿轮的螺旋角(对双曲面齿轮则是大、小齿轮中心螺旋角的平均值)多在范围内。轿车应选较大值，以保证有较大的，以使运转平稳、噪音低。“格里森”制推荐用下式来近似地预先主动齿轮螺旋角的名义值： 式（ 3-9 ）式中：-主动齿轮我名义（中点）螺旋角的预选值；-从动齿轮的的节圆走私，mm；-双曲面齿轮的偏移距，mm。=六）螺旋方向的选择由上述已双曲小齿轮偏移距选择了下偏移，所以螺旋方向为：主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。七）法向压力的选择对双曲面齿轮来说，虽然大齿轮轮齿两侧齿形的压力角是相等的，但小齿轮轮齿两侧的压力角不相等，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，轿车选用190的平均压力角；载货汽车选用22.50的平均压力角。当小齿轮齿数Z18时，其平均压力角则选用21015。双曲面齿轮小齿轮两侧的压力角如自然形成不相等时，则齿轮副在正反两个方向旋转时的啮合线长度是一样的。而人为地控制压力角不相等时，可使正、反两个方向旋转时的啮合线长度不相等。近年来的趋势是减少驱动侧（小齿轮轮齿凹面）压力角，以增大该侧的啮合线长度。这种做法增大了重叠系数，因而改善了传动的平稳必，降低了噪音。通常，在无明显根切的条件下使小齿轮齿凹面压力角比其自然形成的压力角减小20，可显著改善传动性能。但任何时候都不应把驱动侧的压力减少到使轴向力将小齿轮推向大齿轮。驱动侧的压力角不得小于100。为了避免非工作面的压力角过大，现在轿车用的“格里森”制双曲面齿轮的平均压力角为190。当双曲面齿轮压力角较自然形成的压力角相差20以上或小齿轮轮齿两侧压力角之差达20以上时，应检查是否产生根切。在这里按照经验公式得a=20八）圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择“格里森”制（圆弧齿）螺旋锥齿轮与双曲齿轮铣刀盘的名义直径是指通过被切齿轮齿中间的假想同心圆的直径。选择时通常是兼顾两个方向，即设计及使用提出的最合适的齿向曲率以及加工时最经济的刀盘直径。为了减少刀盘的规格，把刀盘名义直径标准化了，并规定第一种名义直径的刀盘，可加工一定尺寸范围的圆弧锥齿轮。可用下式初步估算刀盘名义直径： mm 式（3-10）式中：K-系数，选取0.91.1,以使为标准值; A0，Am-分别为从动齿轮的节锥距和中点锥距，mm -从动齿轮的螺旋角。按上式初步估算值在表中选出其最接近的刀盘名义半径的标准值，或按从动齿轮节圆直径直接在该表中选取刀盘名义直径。表3-1 圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择从动齿轮节圆直径d2刀盘半径rdinmminmm3.0005.250751351.75044.4503.8756.7501001702.25057.1504.2507.5001101902.50063.5005.1259.0001302303.0076.2005.3759.3751352403.12579.3756.50011.2501652853.75095.2507.75013.5001953454.500114.30010.25018.0002604556.000152.40013.75024.0003506108.000203.20018.00031.50045580010.500266.700选取rd=152.4mm主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算，按下表来计算：表3-2 主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算用表序号计算公式计算结果注释16小齿轮齿数应不少于6，用半展成法加工时，按下表选定：/22.534568171513876239大齿轮齿数：由及速比定，但与间应避免有公约数；对轿车：齿数和应在5060范围内，对载货汽车及一般工业传动：+4030.15384F 50大齿轮齿面宽F=0.155（汽车工业）5E35小齿轮轴线偏移距E：对轿车、轻型载货汽车及一般工业传动：E0.2或E0.4，对载货汽车、越野汽车、公共汽车：E=（0.10.12）6331.5大齿轮分度圆直径：按式（3-6）预选，7152.4刀盘名义半径：按式（3-10）估算2，按表3-1选取845小齿轮螺旋角的预选值：按式（3-9）预选9tan110cot=1.2(3)0.184611sin0.983412=141.1654大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径13sin=0.243814cos0.969815(14)+(9)(13)1.213616(3)(12)21.717717=(15)(16)26.3574小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径18=0.02（1）+1.06或=1.301.18齿轮收缩系数：当12时=0.02（1）+1.06；当12时=1.3019+（17）791.003420tan=0.0442211.001822sin=0.0442232.531424sin=0.249725tan0.246926tan=0.178927cos0.984428sin=0.243529cos0.9699930tan=1.00131(28)(9)-(30)-0.000232（3）（31）-3.705833sin=(24)-(22)(32)0.239734tan0.246935tan=0.17893610.1426小齿轮节锥角37cos0.984438sin=0.24353914.093040cos0.974041tan=0.98304244.508小齿轮中点螺旋角，应与（8）项的预选预选值非常接近43cos0.713244=（42）（39）30.4152大齿轮中点螺旋角45cos0.862746tan0.587147cot=0.18434879.5595大齿轮节锥角49sin0.983450cos0.181251263770652778.995353(51)+(52)805.765954123.830755106.719456-tan=0.034057-2.287958cos0.9992590.0017600.000961(54)(55)13215.1343620.001363（59）+（60）+（62）0.003664108.798965r=108.8857见前面说明661.399667（3）（50）；1.0-（3）0.02790.8462左栏用左边公式，右栏用右边公式68137.04950.176169（37）+(40)(67)1.011570z=(49)（51）26.327471Z=(12)(47)-(70)-0.3155大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离，正（+）号表示该节锥顶点越过了小齿轮轴线，负（）号表示该节锥顶点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间72A=143.5419在节平面内大齿轮轮面宽中点锥距73A=168.5404大齿轮节锥距74（73）（72）24.998575h=10.9290h:大齿轮在齿面宽中点处的齿工作高，系数k按z查下表求得，但只有采用下列设计参数时，才使用“轿车”这栏的数值，否则都用“通用”栏的数值。压力角之和（78）项为38；小齿轮轮齿凹面的压力角为12或更大大齿轮顶高系数取自（85）项表z6789齿深系数k轿车3.83.9通用3.53.63.73.8z101112齿深系数k轿车4.04.14.2通用3.94.04.0760.543877（76）0.596278a45轮齿两侧压力角的总和，载货汽车、拖拉机：采用450，轿车：采用380。此值为平均压力角的2倍79sin0.707180=22.581cos0.923982tan0.4142831.439484=389.7393双重收缩齿齿根角的总和（单位为分）85K0.11大齿轮齿顶高系数，86K=1.150（85）1.0487h=(75)（85）1.2022大齿轮齿面宽中点处的齿顶高88h=(75)(86)+0.0511.4162大齿轮齿面宽中点处的齿根高89双重收缩齿：=（84）（85）标准收缩齿：=倾根锥母线收缩齿：大齿轮齿顶角=（85）见右边注释42.8713大齿轮顶角（单位为分）：为了得到良好的收缩齿，应按下述计算来决定采用双重收缩齿，还是倾根锥母线收缩齿：1用标准收缩齿的公式来计算见（89）项及见（91）项；2计算=+标准收缩齿齿顶角与齿根角之和；3计算T=（18）4当T为负数：=（84），即双重收缩齿，故（89）、（91）应按双重收缩齿公式计算；当为正数：=（18）为倾根角母线收缩齿（式中：倾根角母线收缩齿齿根角之和），这时应采用倾根锥母线收缩齿，即（89）（91）项应按倾根锥母线收缩齿公式计算90sin0.0124791双重收缩齿：=（84）（89）标准收缩齿：=倾根母线收缩齿：=346.8680大齿轮的齿根角（单位为分）采用哪一种收缩齿形的计算公式见上项注释92sin0.100793h=(87)+(74)(90)1.5139大齿轮的齿顶高94h=(88)+(74)(92)13.9142大齿轮的齿根高95C=0.150（75）+0.051.6894径向间隙C为大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高的15再加上0.0596h=(93)+(94)15.4482大齿轮齿全高97h=（96）(95)13.7588大齿轮齿工作高98=（48）+（89）80.2740大齿轮的面锥角99sin0.9856100cos0.1689101=（48）（91）73.7783大齿轮的根锥角102sin0.9602103cos0.2794104cot0.2909105d=+(6)332.0487大齿轮外圆直径106（70）+（74）（50）30.8575107x=（106）（93）（49）29.3686大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离1080.59641093.1688110z=（71）（108）-0.9119大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离，正（+）号表示该面锥顶点越过小齿轮轴线；负（）号表示该面锥顶点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间111z=（71）+（109）2.8533大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离，正（+）号表示该根锥顶点越过小齿轮轴线；负（）号表示该根锥顶点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间112（12）+（70）(104)148.8250113sin=0.2352114cos=0.9719115tan=0.2420116sin=(103)(114)0.271511715.7547小齿轮的面锥角118cos0.9624119tan0.282112015.8546121G=-7.8434小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离，正（+）号表示该面锥顶点越过大齿轮轴线，负（）号表示该面锥顶点在小齿轮轮体与大齿轮轴线之间122tan=0.0067123,cos0.3848 0.9999上栏用左边公式，下栏用右边公式124=（39）（123）；cos13.70850.9715上栏用上边公式，下栏用下边公式125=（117）（36）；cos5.61210.9952上栏用上边公式，下栏用下边公式126（113）（67）（68）0.02290-0.3750左栏用公式前的正（+）号，右栏用公式前的负（）号1271.0293128（68）+（87）（68）137.26121290.9671130(74)(127)25.7309131B=(128)+(130)(129)+(75)(126)162.3950小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离132（4）（127）(130)25.7340133B=(128)（132）（129）+（75）（126）108.2753小齿轮轮面前缘至大齿轮轴线的距离134（121）+（131）154.5515135d=87.2033小齿轮的外圆直径136=(12)145.6779137sin=0.240313813.3528139cos0.97301404.6797141G=3.8329小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离，正（+）号表示该根锥顶点越过大齿轮轴线，负（）号表示该根锥顶点在小齿轮轮体与大齿轮轴线之间142sin=(100)(139)0.16441439.4606小齿轮根锥角144cos0.9864145tan0.1666146B0.18最小齿侧间隙允许值147B0.244最大齿侧间隙允许值148（90）+（92）0.1132149（96）（4）(148)9.7882150A=（73）-(4)118.5404在节平面内大齿轮内锥距第三节 主减速器圆弧齿双曲面齿轮的强度计算一 齿轮的损坏形式及寿命齿轮折断: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。折断多由齿根开始，因为齿根处轮齿的弯曲应力最大。为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角应尽可能加大，根部及齿面要光洁。齿面的点蚀及剥落：齿面的疲劳点蚀及剥落是渗碳齿轮的主要破坏形式，约占损坏报废齿轮的70以上。它主要是由于表面接触强度不足而引起的。二 “格里森”制圆弧双曲面齿轮的强度计算一） 单位齿长上的圆周力 式（3-11） 式中 P-单位齿长上的圆角力，Nmm； P-作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩T和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算；F-从动齿轮的齿面宽，mm 按发动机最大转矩计算时： 式（3-12）式中 Temax一一发动机最大转矩，Nm； Ig-变速器传动比，常取I档及直接档进行计算， d1-主动齿轮节圆直径，mm。对于多桥驱动汽车应考虑驱动桥数及分动器传动比 按最大附着力矩计算时： 式（3-13）式中 G：-驱动桥对水平地面的负荷N； -轮胎与地面的附着系数 rr 轮胎的滚动半径 d2 主减速器从动齿轮节圓直径mm 许用单位齿长上的圆周力（），见下表。在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时高出表数据的20%25%。 表3-3 许用单位齿长上的圆周力 参数汽车类别轮胎与地面的附着系数挡挡直接挡轿车8935363218930.85载货汽车142925014290.85公共汽车9822140.86牵引汽车5362500.65按发动机最大转矩计算时：一档时 =2220 6.8 103 /（5150）=1173.38931.25=1786.25 直接档时 =2220 1 103 /（5150）=172.5193.93满足设计要求。 按最大附着力矩计算时：=2400000.3040.851000/（331.550）=1764.18931.25=1786.25满足设计要求。二） 齿轮的弯曲强度计算汽车主减速器准双曲面齿轮的计算弯曲应力为按（、）的较小者计算 从动轮 ： = 316.8 700 主动轮 ： =349.9 700= =1346.4 Nm 式（3-14）按计算： 从动轮 ： = 102.37 210 主动轮 ： =113.06 210= =435.014 Nm 式（3-15） 式中 T-齿轮的计算转矩Nm从动齿轮T按（、）见式（3-2）式（3-2）两者中之较小者和Tm 见式（3-5）计算，对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上， K0-超载系数，见式（3-2）下的说明， Ks-尺寸系数 反映材料性质的不均匀性,与齿轮尺寸及热处理等有关.当端面模数 ml.6mm时，Ks= Km -荷分配系数当两个齿轮均用骑马式支承型式时Km=1.00-1.10；当一个齿轮用骑马式支承时。Km=1.10-1.25支承刚度大时取小值； Kv -质量系数对于汽车驱动桥齿轮当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取Kv=1； F -计算齿轮的齿面宽，mm； Z -计算齿轮的齿数； m-端面模数，mm； J-计算弯曲应力用的综合系数三）轮齿的吃面接触强度计算 圆锥齿轮轮齿齿面的计算接触应力为 式（3-16）式中：Cp 综合弹性系数，对于钢制齿轮副，取Cp=232.6N/mm；d1 主动齿轮节圆直径，该车为51mm；Ks 尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，取Ks=0.65；Kf 表面品质系数，它取决于齿面最后加工的性质，一般情况下对于制造精确的齿轮取Kf=1；K0 载荷系数，对于汽车K0=1；Km 齿面载荷分配系数，对于悬臂式支承，Km=1.101.25，取1.10；Kv 质量系数，它与齿轮精度及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的影响有光关，接触好、周接及同心度准确是时，取Kv=1;F 取b1和b2中的较小值，取50mm；J 齿面接触强度的综合系数，取得0.254。按、两者较小值计算 =1690.3072800 Mpa按计算： 四） 强度计算后齿轮尺寸的调整如前所述，强度计算所得的弯曲应力和接触应力应不超过它们的许用应力，否则应加大齿轮尺寸。使其计算应力在许用应力的范围内。加大后的齿轮尺寸，可近似地按以下两式求得。 按弯曲强度： 式（3-16） 按接触强度： 式（3-17） 如果按照日常行驶疲劳寿命来设计的齿轮，通常不满足弯曲强度或解除强度的要求，可以按照以上两式进行适当调整。经过核算，设计的齿轮均符合要求。 第四章 差速器设计在差速器方案论证中，选择了普通锥齿轮式差速器，