越野车驱动桥设计

摘 要随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，驱动桥的设计和制造工艺都在日益完善。驱动桥和其他汽车总成一样，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专业化目标前进。应采用能以几种典型的零部件，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形的目的，或力求做到将某一类型的驱动桥以更多或增减不多的零件，用到不同的性能、不同吨位、不同用途并由单桥驱动到多桥驱动的许多变形汽车上。本说明书中，根据给定的参数，首先对主减速器进行设计。主要是对主减速器的结构，以及几何尺寸进行了设计。主减速器的形式主要有单级主减速器和双级主减速器。而主减速器的齿轮形式主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。本次设计采用的是整体式单级主减速器，齿轮形式采用双曲面齿轮。其次，对差速器的形式进行选择，差速器的形式主要分为普通对称式圆锥行星齿轮差速器和防滑差速器两种。本次设计采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器。最后，对半轴的结构、支承形式，以及桥壳的形式和特点进行了分析设计。本次设计采用全浮式半轴支承和整体式驱动桥壳。关键词：驱动桥 主减速器 差速器 半轴 驱动桥壳 ABSTRACTWith the development of the automotive industry and vehicle technology to improve the design and manufacturing process of the drive axle are increasingly improved. Drive Axle and other automotive assembly, in addition to the widespread adoption of new technology in the structural design, the direction of development and production organizations increasingly toward standardization of parts, components universal product series professional goal. Parts should be used in several typical drive axle product series or deformation of the purpose of portfolio design and production methods, or that we could achieve a certain type of drive axle to more or deletion few parts, used different performance, many of the different tonnage, different purposes by a single bridge driver to multi-bridge-driven deformation of the car. This manual, according to the given parameters, the first main gear box design. The structure of the main gear box, and the geometric dimensions of the design. The main gear box in the form of single-stage main gear box and two-stage main gear box. Final drive gear mainly in the form of spiral bevel gears, hypoid gears, cylindrical gears, worm and other forms. This design is integral single-stage main gear box, gear forms of hypoid gears. Secondly, in the form of differential selection, differential forms are divided into ordinary symmetric cone planetary gear differential and limited slip differential two. The design uses a common symmetric cone planetary gear differential. Finally, on the structure of the axle, supporting forms, and the axle housing forms and characteristics of the analysis and design. The design uses a full floating axle shaft bearing and the overall drive axle housing.Keywords: Drive axle Main reducer Differential Axle Drive Axle Housing目 录中文摘要1英文摘要21绪 论41.1 课题背景及目的51.2 研究现状和发展趋势51.3 课题研究方法61.4 论文构成及研究内容62详细设计72.1 驱动桥结构方案72.2 主减速器的设计（详细设计）82.3 差速器的设计（结构设计）302.4 半轴的设计（选型设计）342.5 驱动桥壳的设计（选型设计）373结 论44参考文献45致 谢46附录1 图纸1 绪论1.1 课题背景及目的随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，驱动桥的设计和制造工艺都在日益完善。驱动桥和其他汽车总成一样，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专业化目标前进。应采用能以几种典型的零部件，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形的目的，或力求做到将某一类型的驱动桥以更多或增减不多的零件，用到不同的性能、不同吨位、不同用途并由单桥驱动到多桥驱动的许多变形汽车上。汽车驱动桥位于传动系末端。其基本功用首先是增扭，降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右车轮。其次，驱动桥还要承受作用于路面和车身间的垂直力，横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮），或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮传动。汽车主减速器是驱动桥最重要的组成部分，其功用是将万向传动装置传来的发动机转矩传递给驱动车轮，是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。发动机的转速通常在200至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需要很大，齿轮的半径也相应加大，也就是说变速箱的尺寸会加大。另外，转速下降，扭矩必然增加，也加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，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，可以使主减速器前面的传动部件，如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，同时也减小了变速箱的尺寸和质量，而且操控灵敏省力.车用减速器发展趋势和特点是向着六高、二低、二化方向发展，即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率，低噪声、低成本，标准化、多样化，计算机技术、信息技术、自动化技术广泛应用。从发动机的大马力、低转速的发展趋势以及商用车的最高车速的提升来看，公路用车桥减速器应该向小速比方向发展:在最大输出扭矩相同时齿轮的使用寿命要求更高(齿轮疲劳寿命平均可达50万次以上);在额定轴荷相同时，车桥的超载能力更强;主减速器齿轮使用寿命更长、噪音更低、强度更大，润滑密封性能更好;整体刚性好，速比范围宽。1.2 研究现状和发展趋势随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向发展以及路面条件的改善,近年来主减速比有减小的趋势,以满足高速行驶的要求。为减小驱动轮的外廓尺寸,目前主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮。实践和理论分析证明，螺旋锥齿轮不发生根切的最小齿数比直齿齿轮的最小齿数少。显然采用螺旋锥齿轮在同样传动比下，主减速器的结构就比较紧凑。此外，它还具有运转平稳、噪声较小等优点。因而在汽车上曾获得广泛的应用。近年来，准双曲面齿轮在广泛应用到轿车的基础上，愈来愈多的在中型、重型货车上得到采用。在现代汽车发展中，对主减速器的要求除了扭矩传输能力、机械效率和重量指标外，它的噪声性能已成为关键性的指标。噪声源主要来自主、被动齿轮。噪声的强弱基本上取决于齿轮的加工方法。区别于常规的加工方法，采用磨齿工艺，采用适当的磨削方法可以消除在热处理中产生的变形。因此，与常规加工方法相比，磨齿工艺可获得很高的精度和很好的重复性。汽车在行驶过程中的使用条件是千变万化的。为了扩大汽车对这些不同使用条件的适应范围，在某些中型车辆上有时将主减速器做成双速的，它既可以得到大的主减速比又可得到所谓多档高速，以提高汽车在不同使用条件下的动力性和燃料经济性。设计驱动桥应满足如下基本要求：1） 选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2） 外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，满足通过性的要求。3） 齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4） 在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。5） 具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和底盘之间的各种力和力矩：在此条件下，尽可能的降低质量，尤其是弹簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。6） 与悬挂导向机构运动协调。7） 结构见底，加工工艺性好，制造容易，维修调整方便。1.3 课题研究方法1.到实验室了解驱动桥的构成。2.通过上网，查阅书籍等途径来熟悉它的工作原理。3.不懂的问题请教老师进行解决1.4 论文构成及研究内容 论文构成：摘要、正文、英文翻译、设计图纸 研究内容：驱动桥结构方案选择、主减速器设计计算、差速器的结构设计半轴的选型设计、驱动桥壳的结构设计表1-1 汽车的主要技术参数汽车最大总质量2090KG档传动比1.71额定载重量m390KG后轴轴荷分配62%发动机最大扭矩/转速122N.m/2200(r/min)车轮滚动半径0.405m发动机最大功率Pemax/转速45kw/3600(r/min)最小离地间隙180220mm最大车速100km/h驱动方式42变速器最高档（档）传动比1.0发动机布置方式FR档传动比6.0发动机旋转方向逆时针（输出端）档传动比3.092 详细设计2.1驱动桥结构方案在选择驱动桥总成的结构型式时，应当从所设计汽车的类型及使用、生产条件出发，并和所设计汽车的其他部件，尤其是悬架的结构型式与特性相适应，以共同保证整个汽车预期使用性能的实现。驱动桥的总成的结构型式，按其总体布置来说有三种：普通的非断开式驱动桥、带有摆动半轴的非断开式驱动桥合和断开式驱动桥。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传动机构。为了防止运动干涉，应采用花键轴或一种允许两轴能有适量轴向移动的万向传动机构。非断开式驱动桥的桥壳是一跟支承在左右驱动车论上的刚性空心梁，而主减速器、差速器及半轴等传动机件都装在其中。这时，整个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的部分质量都是属于汽车的非悬挂质量，使汽车的非悬挂质量较大，这是普通非断开式驱动桥的一个缺点。整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接。非断开式驱动桥的整个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的部分质量都是属于汽车的非悬挂质量。因此，在汽车的平顺性、操纵稳定性和通过性等方面不如断开式驱动桥。但是断开式驱动桥结构简单、制造工艺性好、成本低、工作可靠、维修调整容易，因而广泛用在各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和部分轿车上。1主减速器 2套筒 3差速器 4、7半轴 5调整螺母6调整垫片 8桥壳图2-1非断开式驱动桥非断开式驱动桥结构简单，工作可靠，成本较低，但非悬挂质量大，广泛应用各种商用车和部分乘用车上。由于本次设计的车辆并没有过高的性能要求，出于经济性考虑，在非断开式驱动桥能满足其性能的情况下，选择非断开式驱动桥。现代驱动桥主要由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。其结构如图2-1所示。2.2主减速器的设计（详细计算设计）2.2.1主减速器的结构形式的选择主减速器的结构形式选择单级主减速器：由于其结构简单、质量小、尺寸紧凑且制造成本低廉，广泛用于主减速比i07.6的各种中、小型汽车上。根据题目中车辆低载荷且传动比7.6的条件，采用单级主减速器。主减速器的齿轮类型在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。双曲面齿轮其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都是采用90。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比i04.5的传动有其优越性。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。 本次设计车辆的传动比要求基本4.5，且距地面高度200mm左右，鉴于上述双曲面齿轮具有的特点，选择双曲面齿轮的主减速器。这种主减速器由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，零件结构如图2-2所示 1螺母; 2后桥凸缘; 3油封; 4前轴承; 5主动锥齿轮调整垫片;6隔套; 7垫片; 8位置调整垫片; 9后轴承;10主动锥齿轮图2-2 主动锥齿轮及调整装置零件图主减速器主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有悬臂式、骑马式两种。装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。但是骑马式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构复杂，成本提高。轿车和装载质量小于2t的货车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。5在这里采用悬臂式结构合理。主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度，支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。2.2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算主减速比i0的确定主减速比i0的大小，对于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统总传动比（包括变速器、分动器和加力器、驱动桥等传动装置的传动比）一起，由汽车的整车动力计算来确定。正如传动系统的总传动比及其变化范围为设计传动系统组成部分的重要依据一样，驱动桥的主减速比i0是主减速器的设计依据，是设计主减速器的原始参数。传动系统的总传动比对于汽车的动力性、燃料经济性有非常重要影响，发动机的工作条件也和汽车传动系统的传动比有关。可以采用优化设计方法对发动机参数与主减速比进行最优匹配。对于具有较大储备功率的车辆，在给定发动机最大功率的情况下，所选择的i0值应该能保证这些汽车有尽可能高的最大车速，i0应由下式来确定： =5.497 式中：车轮的滚动半径，0.405m；最大功率时的发动机转速，3600rmin；汽车的最高车速，100kmh；变速器最高挡传动比， 1主减速齿轮计算载荷的确定按以下三种工况进行从动齿轮的转矩计算1）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打滑时这两种情况下。作用于主减速器从动齿轮上的转矩(Tje、Tjh)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：=3609.57 Nm=7016.1 Nm式中：Temax发动机最大转矩，Nm；122 Nmi1变速器最低档传动比i1=6.0 i0 主减速比i0= 5.497上述传动部分的效率，取=0.9负荷转移系数1.3Kd超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取Kd=1；n该车的驱动桥数目；该车采用发动机前置前驱为1 G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；12698.84 N 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=0.85；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；此车为一般公路用车取=0.85；rr车轮的滚动半径，m；0.405m主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率（通常取0.95）；取0.95主减速器从动齿轮到车轮间的传动比。= 12）由上式求得的计算载荷是最大转矩，主要用于锥齿轮最大应力计算，疲劳寿命计算则需要按汽车日常行驶的平均转矩在确定计算载荷 =785.82 Nm式中：汽车满载总重20482 N； 道路滚动阻力系数，一般轿车取0.0100.015，货车取0.0150.020，越野车取0.0200.035；取0.01 平均爬坡能力系数，一般轿车取0.08，货车和城市公交取0.050.09，长途客车取0.060.10，越野车取0.090.30；取0.08 汽车性能系数： （2-9） （当16时，取=0） 由于=32.76 所以取=0对于主减速器主动齿轮，应将（2-6）、（2-7）和（2-8）式分别除以主减速比和传动效率（对于螺旋锥齿轮=0.95；对于双曲面齿轮，当6时，=0.85，当6时，=0.90）。取=0.953） ：当计算主减速器主动齿轮时，应将各式分别除以该齿轮的减速比及传动效率Tz =TC/ i0=693.47 Nm （2-4）Tz=/ i0=150.97 Nm （2-5）式中：Tc，计算转矩，Nm。按最低档传动比时Tc 3609.57Nm，按从动齿轮的平均计算转矩785.82Nmi0 主减速比5.479；上述传动部分的效率，取=95%；主减速器齿轮基本参数的选择1） 齿数的选择选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：a.为了磨合均匀，、之间应避免有公约数；b.为了得到理想的重合系数和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少于40；c.为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，一般不少于9；对于货车，一般不少于6；d.当主传动比较大时，尽量使取得少些，以便得到满意的离地间隙。当6时，可取最小值并等于5，但为了啮合平稳并提高疲劳强度常大于5；当较小时（3.55），可取712。表2-1汽车主减速器主动锥齿轮齿数传动比（z2/z1）z1推荐z1允许范围1.501.751412161.752.001311152.002.501110132.503.00109113.003.50109113.504.00109114.004.5098104.55.08795.006.007686.007.506577.5010.00556本车的主减速比为5.497，主减速比较大，参考表1后选用Z1=7，Z2 =38实际主减速比为5.43。返回计算得：3577.28N.m 693.47N.m785.82N.m 152.33N.m2） 节圆直径的选择可根据推荐的从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出：= 214.1mm214mm 式中：d2从动锥齿轮的节圆直径，mm；Kd2直径系数，Kd2=13.015.3；取Kd2=14.0Tc计算转矩 3577.28 Nm3） 齿轮端面模数的选择d2选定后，可按式m=d2/z2算出从动锥齿轮大端端面模数为，并用下式校核：=6.11 式中：Tc计算转矩，3577.28 NmKm模数系数，取Km=0.3-0.4。取0.4由m=d2/z2 =5.631 取最小值 则m=5.634） 齿面宽的选择汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽B(mm)推荐为：B=0.155d2 =33.17mm 式中：d2从动齿轮节圆直径，214mm。 考虑到齿轮强度要求取34mm。 小锥齿轮的齿面宽一般要比大锥齿轮的大10%,故取38mm。5） 双曲面齿轮的偏移距E轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A0的40%(接近于从动齿轮节圆直径d 2的20%)；而载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷传动，E则不应超过从动齿轮节锥距A0的20%（或取E值为d：的10%12%，且一般不超过12%）。传动比愈大则正也应愈大，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d2的2030。但当E大干d2的20时，应检查是否存在根切。该车属轻负荷传动，故取E为41mm。6） 双曲面齿轮的偏移方向与螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向它是这样规定的，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。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。该车取下偏移主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。7） 齿轮法向压力角的选择格里森制规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用1430，或16的法向压力角；载货汽车和重型汽车则应分别选用20、2230的法向压力角。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的平均压力角，轿车选用19的平均压力角。当zl8时，其平均压力角均选用2115。该轿车取齿轮法向压力角为19双曲面齿轮的几何尺寸计算 表2-2 圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算用表 mm序号名称计算说明结果1小齿轮齿数Z172大齿轮齿数Z2383笫一项计算值，第项计算值Z1/Z20.1842105264大齿轮齿面宽B345小齿轮轴线偏移距E416大齿轮分度圆直径d22147刀盘名义半径rd79.3758小齿轮螺旋角的 预选值9正切值Tg1.32704510初选大轮分锥交余切值0.22105311的正弦值0.9620912大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径90.401213大、小轮螺旋角的正弦值=0.4552614的余弦值0.89035915初定小轮扩大系数1.494516小轮中点分度圆半径换算值19.6919317小齿轮在齿而宽中点处的分度圆半径24.71708418轮齿收缩系数TR；当Z1 12时，TR=0.02（1）+1.06；当Z112时，TR=1.30或者 1.219近似计算公法线 kk在大轮轴线上的投影363.1264120大轮轴线在小轮回转平面内偏置角正切第一次计算值第二次计算值第三次计算值0.1181130.1299320.14920321角余弦值1.0069571.0084121.01017822正弦值0.1173500.1288980.14775423大轮轴线在小轮回转平面内偏置角6.7391657.4059578.49679924初算大轮回转平面内偏置角正弦0.4335550.4296290.42321925角正切0.4811250.4757770.46711526初算小轮分锥角正切0.2456040.2709230.31631227角余弦0.9711390.9652040.9534428第一次校正螺旋角差值如的正弦0.446440.4451170.44388629角余弦0.8948140.8954720.89608330第一次校正螺旋角正切1.3460261.3485491.35091231扩大系数的修正量-0.008474-0.009572-0.01059432大轮扩大系数的修正量的换算值-0.001926-0.002175-0.00240833校正后大轮偏置角的正弦值=-0.4337810.4299090.42357534正切0.4814340.4761580.46759335校正后小轮偏置角的正弦值0.2437510.2707060.31598836小齿轮节锥角13.69876915.1472917.53593637角的余弦0.9715540.9652570.95352838第二次校正螺旋角差值的正弦0.4464820.4453830.4442193926.51817126.44784226.37336440的余弦0.8947930.8953430.89591841第二次校正螺旋角差值的正弦1.3269671.3265481.32642242小齿轮中点螺旋角，应与（8）项的预选值非常接近52.99839152.98968852.98707843的余弦0.6018370.6019690.60199544确定大轮螺旋角26.4802226.54184626.61371445的余弦0.8950880.8946010.89404746的正切0.4981510.4994940.50106247大轮分锥角的余切0.2705280.2998290.34882648大齿轮节锥角74.86223273.30974570.769949的正弦0.9653010.9578710.94420350的余弦0.2611410.287980.3293635130.12768730.32512630.65436952331.617785301.530651262.92874453两背锥之和361.745472331.855778293.5831354大轮锥距在螺旋线中点切线方向上投影80.30005780.81889981.99886755小轮锥距在螺旋线中点切线方向上投影74.3872167.42427358.40024656极限齿形角正切负值0.162290.1477840.12390657极限齿形角负值9.2181868.4065527.06331858的余弦0.9870850.9892560.992411590.0071480.0064650.005361600.0002440.000240.000236615973.2972035453.2009664788.754005620.000990.0024670.004928630.0083820.0091770.0105256498.88045890.1224878.41900265齿线曲率半径100.17420891.10127279.01867566比较值0.792370.8712831.004509670.074855；0.77272868；（35）78.380933；0.30130369左1.02059270R圆心至轴线交叉点的距离28.94394771大齿轮节锥顶点至小齿轮轴线的距离；“+”表示节锥顶点越过了小齿轮的轴线，“-”边式节锥顶点在大齿轮轮体和小齿轮轴线之间1.26403672在节平面内大齿轮面宽中点锥距91.71650673大齿轮节锥距109.0867117417.37020575：大齿轮在齿面宽度中点处的工作齿高；k：齿高系数，7.038507760.506664770.54943678轮齿两侧压力角的总和，此值为平均压力角的两倍38o790.61566180平均压力角19o810.945519820.344328831.59567684双重收缩齿齿根角总和（）382.9622485大齿轮齿顶高系数0.170860.9887大齿轮齿面宽中点处的齿顶高1.1965488大齿轮齿面宽中点处的齿根高6.94773789大齿轮齿顶角1.08506，900.01893791大齿轮齿根角317.858659920.0923393大齿轮的齿顶高1.52548994大齿轮的齿根高8.55152895C：径向间隙1.10577696大齿轮齿全高10.07701497大齿轮齿工作高8.97123898大齿轮的圆锥角71.85496o990.9502711000.311424101大齿轮的根锥角65.4722561020.909761030.4151341040.456311105大齿轮外圆直径215.004877106大轮大端分度圆中线至轴线交叉点的距离34.66505107大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离33.224682108大圆顶圆齿顶高与分度圆处齿高之差0.568564109大端分度圆处与齿根处高度差1.671263110大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离0.695472111大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离2.93529911299.806441113修正后小轮轴线在大轮回转平面内偏置角正弦0.4107951140.9117281150.4505681160.378489117小齿轮的面锥角22.240137o1180.9256061190.408911209.096325121小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离8.4962511220.032581123；1.8661；0.99947124；25.507264；0.9099091254.704201；0.9966311260.01613；-0.6187361271.09842912878.7414561290.92873513019.079937131小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离=(128)-(130)(129)+(75)(126)96.57519213218.266649133小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线距离=(128)-(132)(129)+(75)(126)57.421602134105.071443135小齿轮外圆直径85.92952813696.084546137在大轮回转平面内偏置角正弦0.426708138在大轮回转平面内偏置角25.2587931390.904391405.672854141小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离-0.5283411420.281649143小齿轮根锥角16.3586321440.9595181450.293532146最小齿侧间隙允许值0.12147最大齿侧间隙允许值0.181480.11126714960293936150在节平面内大齿轮内锥距73.039455说明：表2-2中的第65项求得的齿线曲率半径与第7项选顶的刀盘半径之差不应超过的1%，否则要重新试算第20项至第65项。主减速器双曲面齿轮的强度计算1）单位齿长上的圆周力 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Teamx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： 第一挡：1092.59MPa p直接档：=182.0977MPa p式中：Temax发动机最大转矩，122 Nm；ig变速器传动比，常取1档及直接档进行计算；1档为6.0；直接档为d1主动齿轮节圆直径，39.41mm。F一从动齿轮的齿面宽，34mmn该车的驱动桥数目；该车为分动器的转动比;按驱动轮打滑的转矩计算： 式中：=3577.28 d2 =214 b2 =34则p983.3095MPa p许用单位齿长上的圆周力如下表2-2表2-3许用单位齿长上的圆周力按发动机最大转矩计算按最大附着力矩计算附着系数1档2档直接档轿车8935363218930.85货车142925014290.85公共汽车9822140.85牵引汽车5362500.65目前，由于技术的进步，可在上述许用值的基础上增加10%25%，从上可知设计的齿轮符合要求。2）轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 (Nmm2)为： 按(Tje、Tjh)较小值校核主动齿轮的弯曲强度：=655.016 MPa从动齿轮的弯曲强度校核：=694.557 MPa式中：Tj齿轮的计算转矩，3577.28Nm，对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；K0一超载系数；取1Ks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m1.6mm时，Ks=0.6877；Km载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km1.001.10；当一个齿轮用骑马式支承时，Km1.101.25。支承刚度大时取小值；Km取1.1Kv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Kv1；F计算齿轮的齿面宽，34mm；Z计算齿轮的齿数 38；m端面模数，5.68mm；J计算弯曲应力用的综合系数3） 轮齿的接触强度计算圆锥齿轮与双曲面齿轮齿面的计算接触应力 (MPa)为： (2-13)按(Tje、Tjh)较小值校核轮齿的接触强度：=2477.1487