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KD1060型货车驱动桥设计【优秀含5张CAD图纸+汽车车辆全套毕业设计】

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关键词：: kd1060 货车驱动设计优秀优良 cad 图纸汽车车辆全套毕业设计

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KD1060型货车驱动桥设计（有cad图）.doc

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KD1060型货车驱动桥设计

摘要

驱动桥主要包括驱动桥壳、主减速器、差速器和两个后桥半轴，本次设计后桥为驱动桥。驱动桥是汽车传动系主要总成之一，具有承载车身和驱动汽车的功用。

根据本次设计的车型和技术参数要求及现有的生产技术水平，为降低生产成本，使该车具有良好的燃油经济性，操纵性和结构简单的特点，决定本次设计采用以下形式:差速器为普通对称式圆锥齿轮差速器；半轴的形式为全浮式半轴；驱动桥壳为焊接整体式桥壳。作为非断开式驱动桥。

因此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. 外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙；

3. 齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小；

4. 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。

在说明书的计算部分，说明了主要参数选择的依据，对主减速器，差速器，半轴和驱动桥壳进行了尺寸和强度计算。此外，还计算了主减速器支撑轴承的寿命。本文提供了关于以上计算的详细计算依据、步骤和计算数据。

关键词：驱动桥，主减速器，差速器，半轴

DRIVING AXLE DESIGN OF KD1060 TRUCK

ABSTRACT

The driving axle includes a shell of drive axle,a main decelerator, a differentional, and two axle shafts. The rear axle acts as the driving axle in this project. The rear axle is an important component of the truck, which is used to bear the frame and drive the truck.

According the design of the car and the ability of the manufacture technology at the present,in order to deciline the cost of the production and make sure the car had a better quality and proper price，The type of the design as follow:the common symmetric conic gear differentional;the floating axle shaft;the welding banjo axle housing driving axle case.

So it needs some basic requirement to design.

1. We should choose suitable gear ratio ,so that we can get best dynamic property and fuel economy in giving special conditions;

2 .The small overall dimensions of vehicle can be sure enough ground clearance ;

3 .The gear and other driving parts work no vibration and noise ;

4 .The structure should be simple and the technological efficiency should be good .It also should be easy to repair and adjust .

The calculation section of this paper is mainly concerning about the physical dimension of the gear of the main drive, the diff, the driving axle, the driving axle housing and the strength of them. In addition, the life of the bearing of the main drive is also calculated in this section. Majority of computations basis, the step and the estimated data for these project are advanced in paper.

KEY WORDS: driving axle, final drive, differential, rear suspension

前言

本课题是对KD1060货车驱动桥的结构设计。故本说明书将以“驱动桥设计”内容对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍。驱动桥和其他总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织的专业化目标前进。应采用能以集中典型的零部件、以不同方案组合的设计方法和生产方式达到驱动桥产品的系列化或变型的目的，或力求做到将某一基型的驱动桥以更换或增减不多的零件，用到不同性能、不同吨位、不同用途并由单桥驱动到多桥驱动的许多变型汽车上。

本课题所设计的是3吨轻型载货汽车后桥总成，要求传动平稳高效，要求最大车速70 km/h ，最小离地间隙240mm。设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案，KD1060属于轻型货车，采用后桥驱动，所以设计的驱动桥结构需要符合轻型货车的结构要求，接着选择各部件的结构形式，最后选择各部件的具体参数，设计出各主要尺寸。单级主减速器采用准双曲面齿轮，差速器采用对称式行星齿轮差速器，整体式桥壳。

汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代机械制造工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。所以这次设计将对将来学习工作有深远影响。

前言 ................................................1

第一章驱动桥的结构方案分析............................2

第二章主减速器的设计................................4

2.1 主减速器的结构形式..................................4

2.2主减速器锥齿轮的支撑形式及安置方法................5

2.3主减速比的确定......................................6

2.4主减速器齿轮计算载荷的确定..........................6

2.5主减速器齿轮基本参数的选择........................8

第三章差速器的设计 ...................................26

3.1差速器齿轮的基本参数选择..........................26

3.2差速器齿轮的几何尺寸的计算和强度计算...............28

第四章驱动车轮的传动装置 .............................31

4.1半轴结构型式分析...................................31

4.2半轴的设计计算..................................31

第五章驱动桥桥壳......................................34

5.1驱动桥壳结构方案分析...............................34

第六章结论............................................36

参考文献...............................................37

致谢...................................................38

翻译...................................................39

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内容简介：: 1 KD1060 型货车驱动桥设计摘要驱动桥主要包括驱动桥壳、主减速器、差速器和两个后桥半轴，本次设计后桥为驱动桥。驱动桥是汽车传动系主要总成之一，具有承载车身和驱动汽车的功用。根据本次设计的车型和技术参数要求及现有的生产技术水平，为降低生产成本，使该车具有良好的燃油经济性，操纵性和结构简单的特点，决定本次设计采用以下形式 :差速器为普通对称式圆锥齿轮差速器；半轴的形式为全浮式半轴；驱动桥壳为焊接整体式桥壳。作为非断开式驱动桥。因此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. 外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙； 3. 齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小； 4. 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。在说明书的计算部分，说明了主要参数选择的依据，对主减速器，差速器，半轴和驱动桥壳进行了尺寸和强度计算。此外，还计算了主减速器支撑轴承的寿命。本文提供了关于以上计算的详细计算依据、步骤和计算数据。关键词：驱动桥，主减速器，差速器，半轴 nts 2 DRIVING AXLE DESIGN OF KD1060 TRUCK ABSTRACT The driving axle includes a shell of drive axle,a main decelerator, a differentional, and two axle shafts. The rear axle acts as the driving axle in this project. The rear axle is an important component of the truck, which is used to bear the frame and drive the truck. According the design of the car and the ability of the manufacture technology at the present,in order to deciline the cost of the production and make sure the car had a better quality and proper price， The type of the design as follow:the common symmetric conic gear differentional;the floating axle shaft;the welding banjo axle housing driving axle case. So it needs some basic requirement to design. 1. We should choose suitable gear ratio ,so that we can get best dynamic property and fuel economy in giving special conditions; 2 .The small overall dimensions of vehicle can be sure enough ground clearance ; 3 .The gear and other driving parts work no vibration and noise ; 4 .The structure should be simple and the technological efficiency should be good .It also should be easy to repair and adjust . The calculation section of this paper is mainly concerning about the physical dimension of the gear of the main drive, the diff, the driving axle, the driving axle housing and the strength of them. In addition, the life of the bearing of the main drive is also calculated in this section. Majority of computations basis, the step and the estimated data for these project are advanced in paper. KEY WORDS: driving axle, final drive, differential, rear suspension nts 3 前言本课题是对 KD1060 货车驱动桥的结构设计。故本说明书将以“驱动桥设计”内容对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍。驱动桥和其他总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化 ”的方向发展及生产组织的专业化目标前进。应采用能以集中典型的零部件、以不同方案组合的设计方法和生产方式达到驱动桥产品的系列化或变型的目的，或力求做到将某一基型的驱动桥以更换或增减不多的零件，用到不同性能、不同吨位、不同用途并由单桥驱动到多桥驱动的许多变型汽车上。本课题所设计的是 3 吨轻型载货汽车后桥总成，要求传动平稳高效，要求最大车速 70 km/h ，最小离地间隙 240mm。设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案， KD1060 属于轻型货车，采用后桥驱动，所以设计的驱动桥结构需要符合轻型货车的结构要求，接着选择各部件的结构形式，最后选择各部件的具体参数，设计出各主要尺寸。单级主减速器采用准双曲面齿轮，差速器采用对称式行星齿轮差速器，整体式桥壳。汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代机械制造工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。所以这次设计将对将来学习工作有深远影响。 nts 4 目录前言 .1 第一章驱动桥的结构方案分析 .2 第二章主减速器的设计 .4 2.1 主减速器的结构形式 .4 2.2 主减速器锥齿轮的支撑形式及安置方法 .5 2.3 主减速比的确定 .6 2.4 主减速器齿轮计算载荷的确定 .6 2.5 主减速器齿轮基本参数的选择 .8 第三章差速器的设计 .26 3.1 差速器齿轮的基本参数选择 .26 3.2 差速器齿轮的几何尺寸的计算和强度计算 .28 第四章驱动车轮的传动装置 .31 4.1 半轴结构型式分析 .31 4.2 半轴的设计计算 .31 第五章驱动桥桥壳 .34 5.1 驱动桥壳结构方案分析 .34 第六章结论 .36 参考文献 .37 致谢 .38 翻译 .39 nts 5 第一章驱动桥的结构方案分析驱桥处于动力传动系动的末端，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。驱动桥设计应当满足如下基本要求： a)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。 b)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。 e)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。 f)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。 g)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，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叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要nts 6 见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。其结构如图 1-1 所示：图 1-1 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，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安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量大是它的一个缺点。本设计根据所定车型及其动力布置形式（前置后驱）采用了非断开式驱动桥。其结构如图 1-2 所示：图 1-2 非断开式驱动桥 nts 7 第二章主减速器齿轮的设计一、主减速器的结构形式主减速器的结构形式主要是根据齿轮形式，减速形式的不同而不同。其主要的应用齿轮形式有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。图 2 1 主减速器齿轮传动形式 a )螺旋锥齿轮传动 b)双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传动 d)螺杆传动 1)当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。 2)当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度；双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮较小，因而有较大的离地间隙。另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点： 1)在工作过程中，双曲面齿轮副纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。 2)由于存在偏移距，双曲面齿轮副同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约 30。 3)双曲面齿轮相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。 nts 8 4)双曲绵主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。 5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点： 1)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 ，螺旋锥齿轮副的传动效率约为 99。 2)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。 3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。 4)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，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。一般情况下，当要求传动比大于 4 5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于 2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。本设计的主减速器传动比达到 6.67，所以选用双曲面齿轮传动，有利于减小体积，增大离地间隙。二、主减速器锥齿轮的支撑形式及安置方法现代汽车主减速器主动锥齿轮的支撑形式主要有两种：悬臂式和跨置式。悬臂式支撑结构简单，支撑刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器主动齿轮的支撑。从动锥齿轮采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%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是 c 等于或大于d。 nts 9 三、主减速比的确定主减速比对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油经济性都有直接影响。 i0 的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。 i0=0.377 rr np/vamax igH 式中 rr: 车轮的滚动半径 rr 0.410m； np: 最大功率时发动机的转速 np 2000r/min； vamax: 最高车速 vamax 70 Km/h； igH: 变速器最高档传动比 igH 1；代入数据得： i0 = 0.377 rr np/vamax igH 0.377 0.4122 2000/70 1 6.67 四、主减速器齿轮计算载荷的确定根据书明书及计算结果，发动机最大扭矩为 202Nm，主减速比 6.67由于汽车行驶时，传动系的载荷是不断的变化的，很难测到，也不稳定我们可以令经济机好发动机复合以后所输出的最大扭矩，配以最低挡传动比和驱动轮在良好的路面上行驶开始滑转这两种情况下作用在主减速器上的转矩（jjeTT）的较小者，作为经济轿车在强度计算中用以演算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷，即： LBLBrjTTLejeirGTnKiTT20max2-1 式中：maxeT发动机的最大扭矩， Nm； TLi 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低挡传动比；本车为 6.4 T 传动系上的部分传动效率；取 T 0.9； 0K 由于猛结合离合器而产生的冲击载荷的超载系数，对于一般货nts 10 车，矿用车和越野车等取；当性能系数pf时，可取0K，或有实验决定； 2G 汽车满载时，经济轿车一个驱动桥给水平地面的最大负荷（对于后驱动桥来说，应考虑汽车最大加速时的负荷增大量）； n 经济轿车的驱动桥数，此时为 1；轮胎对地面的附着系数，对于一般车轮的公路用汽车，可取 0.85，越野车可取 1.0； r 车论的滚动半径；本车轮胎 7.00-20 (SDC) LB ， LBi 分别有计算所得从动齿轮到两车轮之间穿传动效率； 2 2 1 1 7 . 26 0 4 5 3 8 6 8 . 9 k 3 7 9 1 5 . 73308G g N jeT=202 6.4 6.67 1 0.9/1= 7760.6784 Nm jT= 3 7 9 1 5 . 7 0 . 8 5 0 . 4 1 2 2 / 1 1 3 2 8 4 . 3 Nm 计算的载荷转矩为最大转矩，而不是正常的持续转矩，不能用于疲劳损坏的依据应按所谓的平均牵引力的公式计算，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩：）（）（ phrLLBrTajm fffni rGGT 式中： G汽车满载时总重，；本车为 60450 N . TG 所牵引的挂车的满载总重，仅用于牵引车的计算； Rf 道路的滚动阻力系数，计算时，对于轿车可取 f 0.0100.015；对于载货车，可取 0.015 0.09，对于越野汽车可取 0.020 0.035； Hf汽车正常使用时平均爬坡系数 ,载货汽车 0.051.09 ; 取 0.07 。 r 车论的滚动半径， m；本车 0.410m 。 pf起初的性能系数： m a x195.0161001 e Tap T GGf ）（2-2 nts 11 当 max195.0eTaT GG ）（ 16 时，可取pf 0 ，带入得 0.195 60450/20216 取 pf 0 ， r LB ， LBi 等见 2-1 式从动齿轮： 9.0/007.00175.0420.06 0 4 5 0 ）（ jmT =2580Nm 主动齿轮： jmjmgTTi =401.98Nm 五、主减速器齿轮基本参数的选择 1.主、从动齿轮齿数的选择对于本轻型载货汽车采用的单级主减速器，首先应根据0i的大小选择主减速器的主、从动齿轮的齿数 1z ， 2z 。为了使磨合均匀， 1z ， 2z 之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重合系数，其齿数之和对于载货汽车应不小于 40 。当0i较大时， 1z 尽量的取小，以得到满意的离地间隙。本车主减速器传动比达到 6.67 ，初步取 1z =8 ， 2z =53 。 2.从动齿轮节圆直径及端面模数的选择主减速器准双曲面齿轮从动齿轮的节圆直径，可以根据公式 2-1 较小的结果，按经验公式选出： 32 2 jd TKd 公式： 2d 从动锥齿轮节圆直径， mm； 2dK直径系数，可取2dK 13 16； jT按 2-1 计算结果的最小者；计算结果 2d 079287687760514 33 .TjK d2 mm 取 2d =287 mm ；对于载货汽车来说，可以按主减速器主动锥齿轮的计算载荷 jzT预选该齿轮的大端端面模数： m = ( 0 .5 9 8 0 .6 9 2 )3jzT， nts 12 式中： jzT 主动锥齿轮的计算转矩， Nm ；计算得 m = 6.93 . 由机械设计手册表 16.4-3 取 m =6.5 。 3.双曲面齿轮齿宽 F 的选择通常推荐双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽 F 为其节锥距0A的 0.30 倍，但 F 不应超过端面模数的 m 的 10 倍。对于汽车工业，主减速器圆弧齿锥齿轮推荐采用： F=0.1552d=0.155 287 =44.5 mm 圆整 44 mm。式中：2d从动齿轮节圆直径， mm。 4.准双曲面小齿轮偏移距以及方向的选择 E 过大则导致齿面纵向滑动的增大，引起齿面的过早损伤。 E 过小则不能发挥准双曲面的优点。传动比越大则对应的 E 就越大。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 20 30% ，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。关于双曲面齿轮偏移方向的规定：小齿轮为左旋，从动齿轮右旋为下偏移；，主动齿轮右旋，从动轮为左旋为上偏移。本设计采用下偏移。初选 E = 2d 0.2 = 57.42, 取 E = 57 。 5.螺旋角的选择双曲面齿轮传动，由于主动齿轮相对于从动齿轮有了偏移距，使主、从动齿轮的名义螺旋角不相等，且主动齿轮的大，从动齿轮的小。选择齿轮的螺旋角时，应考虑它对齿面重叠系数、轮齿强度，轴向力大小的影响。螺旋角应足够大以使齿面重叠系数不小于 1.25 ，因为齿面重叠系数越大，传动就越平稳，噪音就越低。双曲面齿轮大、小齿轮中点螺旋角平均值多在 35 40范围内。 “格里森”制推荐用下式预选主动齿轮螺旋角名义值： 2012001 90525 dEzz =55.9 双曲面齿轮传动，当确定了主动齿轮的螺旋角之后，用下式近似确定从动齿轮的名义螺旋角： 12 nts 13 式中：准双曲面齿轮传动偏移角的近似值 22sin2 FdE计算得：2= 36 ； = 18 。双曲面齿轮传动的平均螺旋角： 12 2 4 . 92 6.法面压力角的选择加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的齿数。但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降。对于双曲面齿轮来说，虽然打的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 19的平均压力角；载货车选用 22 30的平均压力角。本轻型载货汽车选用 22 30。 7.圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择 “格里森”制圆弧齿双曲面齿轮铣刀盘的名义直径d2R是指通过被切齿轮齿间中点的假想同心圆的直径。选择时通常是兼顾两个方面，即设计及使用提出的最合适的齿向曲率以及加工时用最经济的刀盘直径。可用下式初步估算刀盘的名义直径： 2 2 2 2d 0 2 22 2 ( 2 s i n ) s i nmmR K A A A mm 式中： K 系数，选取 0.91.1 范围内的某值，以使d2R为标准值； 0A，mA分别为从动齿轮的节锥距和中点锥距 mm ； 2从动齿轮的螺旋角。按上式初步估算值在下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2d直接在该表钟选取刀盘名义半径。本车从动齿轮节圆直径为 287m，从上表中选取刀盘名义半径为 nts 14 114.300 mm 。 8.准双曲面齿轮的计算下表给了“格里森”制（圆弧齿）双曲面齿轮的几何尺寸的计算步骤，该表参考“格里森”制双曲面齿轮 1971 年新的标准而制定的。表中的 (65)项求得的齿线曲率半径 dr与第七项的选定的刀盘半径的差值不得超过dr值的 %1 。否则要重新计算 (20)到 (65)项的数据。当 drdr时，则需要第 (20)项 tan的数据增大。否则， tan减小。若无特殊的考虑，第二次计算时，将 tan的数据增大10%即可。如果计算的结果 dr还不能和dr接近，要进行第三次计算，这次 tan的数据应根据公式： 1112 123 2066166）662020t a n ）（）（）（）（）（序号计算公式结果注释（ 1） 1z 8 小齿轮齿数（ 2） 2z 53 大齿轮齿数 uzz 12 （ 3） )2()1(0.150943396 齿数比的倒数u1（ 4） F 44 大齿轮齿面宽（ 5） E 57 小齿轮轴线偏移距（ 6） 2d 287 大齿轮分度圆直径（ 7） dr 114.300 刀盘名义半径（ 8） 1 55.9 小轮螺旋角的预选值（ 9） 1tan 1.476993775 （ 10） 2c o t 1 .2 (3)i 0.181132075 （ 11） 2sin i 0.983988514 （ 12） 0.2 )11)(4()6(2 mR121.8522527 大轮中点节圆半径（ 13） )12( )11)(5(sin i0.46028977 齿轮偏置角初值 nts 15 （ 14） cosi 0.887768736 （ 15）（ 14） +（ 9）（ 13） 1.56761386 小轮直径放大系数 k （ 16） (3)(12) 18.39279286 小轮中点节圆半径（ 17） )16)(15(1 mr 28.83279701 （ 18） 3.106.1)1(02.0 或RT0 1.22 轮齿收缩率（ 19） )17()12( )10( 701.5587754 截距（ 20） )19( )5(tan 0.089728747 0.0807558723 0.08357679 小轮偏置角（ 21） 2201 ）（ 1.004017554 1.003255456 1.00348646 （ 22） sin 20210.0893697 0.080493828 0.08328642 （ 23） 5.127 4.617 4.777 （ 24） )12( )22)(17()5(sin 2 0.446632872 0.404299995 0.403670397 大轮偏置角（ 25） 2tan 0.499188809 0.442038388 0.441215893 （ 26） )25( )22(tan 1 0.179029854 0.182096917 0.188765673 小轮节锥角初值（ 27） u1cos 0.984349388 0.983821611 0.982646177 （ 28） )27( )24(sin 2 0.453734088 0.41094848 0.410799336 nts 16 （ 29） 2cos 0.891137126 0.911658569 0.911725784 （ 30） )28( )29()15(tan 1 1.490910098 1.386769273 1.387109129 （ 31） )30()9()28( -0.00631431 -0.00426869 -0.00440675 （ 32） (3)(31) -0.000953103 -0.00067095 （ 33） )32)(22()24(sin 1 0.446718051 0.404352282 0.403726249 （ 34） 1tan 0.499307343 0.44210673 0.441288825 （ 35） tan 1 =）（）（ 24220.17898721 0.182068769 0.188734467 小齿轮节锥角（ 36） 1 10.1477563 10.31874398 10.68796805 （ 37） 1cos 0.984356669 0.983826491 0.982651764 （ 38） )37( )33(sin 1 0.453817264 0.410999588 0.410853838 齿轮偏值角校正值（ 39） 2)38(1)38(arct g 26.9888607 25.088148 25.07381 （ 40） cos 0.891094774 0.905657 0.905763 （ 41） )38( )40()31(1 5 )ta n1 1.476816393 1.37626677 1.376259059 （ 42） 1 55.8968052 53.99772137 53.99756871 nts 17 （ 43） 1cos 0.560685179 0.587817439 0.587819595 （ 44） )39()42(2 28.9079445 29.73007854 29.73908586 （ 45） 2cos 0.875397512 0.868371298 0.868293326 （ 46） 2tan 0.552210573 0.571085892 0.57129439 （ 47） )33( )20(2 ctg0.200058403 0.199068563 0.206294278 大轮节锥角2 （ 48） 2 78.6869 78.7414 78.3437 （ 49） 2sin 0.980569661 0.980755958 0.979377285 （ 50） 2cos 0.1961712 0.195237679 0.20203993 （ 51） )37( )32)(12()17( 29.17302246 27.04468131 27.07448175 （ 52） )50( )12( 621.1526091 606.2245763 585.8142958 （ 53）（ 51） +（ 52） 650.3256316 633.22692576 612.8887775 （ 54） )49( )45)(12(2 T108.7828464 105.79527 104.9333677 （ 55） )35( )51)(43(1 T91.38575518 87.31500427 84.32434419 （ 56） (5 3 ) (4 6 )(5 4 )(4 1 )(5 5 )ta n 0 0.115156069 0.09525433 0.09154075 极限压（ 57） 01 6.57 6.44 6.23 nts 18 （ 58） 01cos 0.993434764 0.995493947 0.995836295 力角（ 59））（）（ 5156410.005829508 0.004847362 0.00465323 极限曲率半径 lr（ 60））（）（ 5256461.02375E-06 8.97331E-05 8.92718E-05 （ 61））（ 5554 9941.202566 9451.3826 9349.8893 （ 62））（）（）（ 61 5554 0.01749999 0.00191037 0.002329114 （ 63））（）（）（ 626059 0.007681882 0.006847465 0.007071616 （ 64） 63 4641 ）（）（ lr120.3618942 117.5881647 113.8303684 （ 65） rln= ）（）（ 5864 121.1573206 118.1204215 114.3063061 极限法（ 66） V=）（）（ 6570.943401507 0.930104241 1.00029 （ 67） (50)(3); 1.0 (3) 0.029610747 0.849057 （ 68） )35)(17(345 ）（）（ ; )37)(35( 108.9973516 0.176187 （ 69）左）（） 674037( 1.010742651 （ 70） (49)(50) 28.60618074 （ 71） (12)(47) （ 70） -4.22861373 大轮节锥顶点到交叉点的距离 nts 19 （ 72））（）（ 4912 124.2667987 大轮节点锥距（ 73））（）（ 496 146.3435039 大轮外锥距（ 74） (73)（ 72） 22.07670518 （ 75） )2( )45)(12(Khmk 8.05050255 大轮平均工作（ 76） )7( )46)(12(0.588697308 （ 77） )76()45( )49( 0.531444854 （ 78） i 45 两侧轮齿压力角之和（ 79） sin i 0.707106772 （ 80） 0.278）（22.5 平均压力角（ 81） cos0.2i0.923879535 （ 82） tan0.2i0.414214 （ 83））（）（ 82771.283021399 双重收缩齿的大轮齿顶角和齿根角之和 (84) ）（）（2 8310560D 255.6359617 (85) k 0.15 大轮齿顶高系数 (86) ）（ 85150.1 bk 1 大轮齿根高系数 (87) )85)(75(2 mh 1.207575383 大轮中点齿顶高 nts 20 (88) 05.0)86)(75( 2 mh 8.10050255 大轮中点齿根高 (89) ）（）（ 7288arctan2a33.40911819 大轮齿顶角 (90) 2sin a 0.011153992 (91) ）（）（）；（）（728889842arctagf 3.621509458 大轮齿根角 (92) sin 2 0.063165184 (93) )90)(74()87(2 h 1.453818766 大轮齿顶高 (94) )92)(74()88(2 h 9.494951696 大轮齿根高 (95) C=0.150(75)+0.05 1.257575383 顶隙 (96) )94()93( h 10.94880046 大轮全齿高 (97) )95()96( gh 9.69122508 大轮工作齿高 (98) )89()48(02 79.3259 大轮顶锥角 (99) sin 02 0.982696754 (100) cos 02 0.185221737 (101) 2R =（ 48）（ 91） 75.0653 大轮根锥角 (102) sin 2R 0.966220358 (103) cos 2R 0.257717326 nts 21 (104) cot 2R 0.266727278 (105) )6(5.0 )50)(93(02 d287.5303947 大论大端齿顶圆直径 (106) (70)+(74)(50) 32.93699449 大轮轮冠到轴交叉点的距离 (107) )49)(93()106(02 x 31.51142397 (108) )99( )87()90)(72( 0.181638375 (109) )102( )88()92)(72( -0.259948295 (110) )108()71(0 z -4.410252105 大轮顶锥锥顶到轴交叉点的距离 (111) )109()71( Rz -4.488562025 大轮根锥锥顶到轴交叉点的距离 (112) (12)+(70)(104) 129.4823014 工艺节锥的大轮节锥角 (113) sin)112( )5(0.440214604 (114) cos 2)113(1 0.89789259 (115) tan =(113)/(114) 0.49027535 (116) 01sin =(103)(114) 0.231402477 小轮顶锥角 (117) 01 13.379655 (118) cos 01 0.972858106 (119) tan 01 0.237854543 nts 22 (120) )103( )95()111)(102( -11.94861312 小轮面锥顶点到轴交叉点的距离 (121) )114( )120()113)(5(0 G41.25309191 (122) tan ）（）（左69 6738 0.013293316 啮合线和小轮节锥母线的夹角 (123) ； cos 0.76170306 0.99991 (124) 左）（）（ cos 1233926.22710985 0.917242 齿轮偏置角和的差 (125) 11cos 36117 ）；（）（ 3.231899421 0.997683 小轮齿顶角 (126) 右右）（）（ 6867113 0.197579803; -0.53474 (127) 右右）（）（ 1251231.114667775 (128) 右左）（）（ 688768 109.210111 (129) 右）（）（ 125118 0.974407871 (130) (74)(127) 24.60819183 (131) (128)+(130)(129) +(75)(126) 左134.779144 小轮轮冠到轴交叉点的距离 (132) (4)(127) (130) 24.43719025 小轮前轮冠到轴交叉点的距离 (133) 右）（）（）（ 12675 1321291281 kiA 80.97091143 nts 23 (134) (121)+(131) 176.0322359 小轮大端齿顶圆直径 (135) 5.0 )134)(119(01 d83.74149375 (136) ）（）（）（ 1299100)(70 127.2440343 确定小轮根锥的大轮偏置角a(137) ）（）（ 1365sin0 0.44790355 (138) 0 26.61272904 (139) cos 0 0.894055945 (140) ）（）（）（ 100 9511099 -16.6090935 小轮根锥顶点到轴交叉点的距离 (141) ）（）（）（ 139 1401375 RG47.13661797 (142) sin )139)(100(1 R 0.165518375 小轮根锥角 (143) 21 1 4 211 4 2 ）（）（ arctagR 9.53199693 (144) cos 1R 0.986193853 (145) tan 1R 0.16791613 (146) minB 0.13 最小法向侧隙 (147) maxB 0.181 最大法向侧隙 (148) (90)+(42) 0.07431918 (149) (96) (4)(148) 7.675185182 9.准双曲面齿轮的强度计算 (1) 单位齿上的圆周力 nts 24 在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常用在其齿轮的假定单位压力即单位齿长的圆周力来估算，即： FPpN/mm 式中： P作用在齿轮上的圆周力，按照发动机的最大转矩和最大附着力矩两种工作载荷来计算， N ； F从动齿轮的齿面宽， mm 。按照发动机最大转矩来计算： 3e m a x g2T i 1 0pdF2 N/mm 其中 1d 主动齿轮节圆直径， mm； gi 变速器的传动比。按最大转矩 3e m a x g2T i 1 0pdF2 = 1429975.134967.622874410004.6202 按最大附着力 21 0 00d 22 rrFGp 1648 1786142925.1 许用单位齿长上的圆周力 p 表参数汽车类别 32r2G r 10pdF2 轮胎与地面附着系数挡挡直接挡轿车 893 536 321 893 0.85 载货汽车 1429 250 1429 0.85 公共汽车 982 214 0.86 牵引汽车 536 250 0.86 在现代汽车的制造业中，由于材料以及加工工艺等质量的提高，单位齿长的圆周力有时会高出上表中的数据 0000 1510 。（ 2）齿轮的弯曲强度计算 nts 25 汽车主减速器双曲面齿轮的计算弯曲强度应力为： 3 j 0 s mW 2v2 1 0 T K K KK F J z m N/ 2mm 式中： jT 该齿轮的计算转矩， Nm ；对于从动齿轮，按je jTT中的较小者和jmT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； 0K 超载系数，取 1 ； sK 尺寸系数，当端面模数 m 1.6mm 时，4 5.24mKs ； mK 载荷分配系数，取 mK=1.00 ； vK 质量系数，vK=1 ； F 计算齿轮的齿面宽， 44 mm ； J 计算弯曲

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