汽车主减速器的自动加工综合设计

1毕业设计〔论文〕任务书专业班级姓名一、课题名称：汽车主减速器的自动加工综合设计二、主要技术指标：1、性能规格尺寸两轴线中心距：70±0.08；中心高：80±0.1；2、装配尺寸滚动轴承：φjs6φK7；齿轮与轴：φ32H7/h6；规销联弹接蔑：小φ笔4H糠7/辣k博6钞；键查联接菜：谜10角N9额/j怨s9独；鞠井轿且防叔篮来月完轧灭腰进弊柜滑会紧即3听、外血形尺料寸丸长：痛23殊3个宽：尺两轴丰端距姑中心网高：牲通过亲计算医或从桥图中牵量取止4抛、安势装尺仇寸娘孔的叼定位至尺寸吉：偏13厚3旅和且74新翁孔径烘4×改φ舟8广三、次工作砖内容斯和要简求：着本设痛计建蛛立了态合理民的动患力分观析模丙型，蜡针对蛛汽车咏主减究速器五中的彼齿轮昨、传加动机次构、使支侨承、益键、忧蜗杆哈及轴理进行相准确专的受蜓力分汇析。司计算傲并校春核主句要零砌件的渠强度游及其圆寿命另，分惯析结掘果可议以看秩到各割零件恩性能份指标卧均符婶合要驾求。毒利用身CA恩D等棒软件某画出系主减算速器疯的各得零件奋图及聚装配除图。浅四、准主要件参考秒文献膝：叠[1渐]怨黄劲识枝兰主编茶.机剩械设劫计基特础.疾北京胜:机章械工还业出农版社奉,2球00宵1.忌7巴[2舅]胁林晓抛新壁主编吃.工全程制讽图.誓北京睡:机炎械工淋业出肆版社涨,2绣00勒1.饲7脸[3撑]塔任金桥泉抗主编俗.机锯械设呼计课抵程设东计.急西安抓:西价安交慌通大凭学出尝版社勺,2隆00县2.邪12嗽[4煌]霜吴宗邻泽乒主编爪.机珠械设建计实小用手爹册.怎北京卧:高窃等教拌育出拐版社静,2精00短3.拳11著[5缎]鸡林穆苦义怖张福伐生赵主编荡?净车辆管底盘祥构造纳与设除计?垦冶金择工业劳出版恋社竿20富07青年搜[6获]野冯晋多祥岁吾际舅璋狼主编谣?接自动求变速苏器结领构原表理图蛋册?浴机械食工业唇出版剥社俩20道04虫年衔[7斤]濮鲁良贵码纪哪名刚散主戒编列?机稼械设装计?脑〔第泄八版雕〕高院等教芳育出耕版社陶2杨00搅7年妥学晕迁住生犹〔签剩名〕铅圈萄珍年桂豆月雅陷日津糖嫌壁协拦窃因功界犯邻指滤导掏教师虎〔签能名〕霉岸写年腊柴月供遭日顾会堆昼持籍堤捷做疫鼠沫教研完室主零任〔咐签名恳〕物百合缩年哀睛月丽浙日屡系更主根撒任〔温签名熔〕咏倾扎熔年够容月宣求日静毕业芳设计规〔论抢文〕盆开题个报告伯设计宰〔论池文〕严题目遵汽车蹈主减宫速器缠的自址动加甚工综钻合设元计剑选题炊的背弃景和状意义甘：券近年签来，车公路暗运输刺行业驱迫于葬日益繁增长禽的经据济压件力，宁要求烤更大躬的装唉运体漏积、脸更高诚的运杰营效衡率和伶更快岸的行泰车速究度，套导致厉发动骡机功思率要啄求急俗剧提胶高。锯然而井，车肥装制议动系慈统的央功率开却由着于多丰种因谷素的偶限制资不能浅同步蔽提高貌而达局到相丧应的晓技术通要求果。物汽车跨主减袖速器普是驱狮动桥椅最重发要的塑组成申局部抬，其从功用距是将砌万向瓜传动平装置少传来聪的发箭动机级转矩透传递田给驱惠动车扯轮，旅是汽们车传睬动系斩中减沾小转缸速、朱增大删扭矩美的主学要部僻件。斜对发蝶动机订纵置枪的汽可车来闪说，爽主减头速器姜还有求改变截动力剩传输急方向窑的作拍用。衫所以南，在租动力地向左仙右驱坦动轮仔分流湿的差偏速器会之前真设置签一个策主减亏速器贼，可统以使蝶主减度速器邀前面疏的传夜动部茶件，炎如变逝速箱其、分悬动器券、万蛾向传乏动装购置等体传递胡的扭李矩减坟小，矩同时婶也减滋小了哈变速遮箱的蜜尺寸起和质贤量，胆而且剪操控料灵敏组省力炉。携课题商研究蹦的主阅要内政容：库1.富分析臭主减析速器芳的结店构和吉功能遵；址2.守分析有最常甩用的米对称吊式行拍星齿兵轮差毯速器旨的结录构、凉作用析和工踪作原疲理，坦列举价主减呼速器倒传动修性能婚的评话价指员标。庆在此暑根底岔上，够从摩辅擦的模角度套分析签差速荷器内乡摩擦途力矩钟的组炮成，客建立隙内摩恒擦力堤矩的话计算芬模型咳；分薯析差睬速器捧的转欧矩分直配性奥能，靠建立球两侧低半轴敏齿轮猛的转高矩分辆配关偿系，桑总结翠出差盘速器模内摩粗擦力贱矩随灾主减吐速器启输入者转矩捷变化快的规柳律。北3.唉主减丝速器斤总体叨设计货及部达分零崖件图个，炮4.腰分析把自动培加工庆的工岁作原裳理及背自动末加工假的过梦程签。彼主要悟研究椅〔设圈计〕伏方法征论述忧：伸1.肾本文姿主要饭运用灭文字戴论述哗的方逼法主惭，约同时以理论介与实爽践相兄结合晋；英2.偷从设授计观君点出缝发论注述各巾项性躁能指育标和殖设计混参数草之间脸的关逮系；幕3.宾力求烟以多污种多覆样的无形式望详尽肺的表陆述知请识点膨。1押四、达设计辞〔论腾文〕钱进度框安排崖：志时间混〔迄像止日走期〕知工永蹲作掩绩单内柜邻容弓20存09广.8泉.2壤~2幕00往9.理8.三4左熟悉昌课题辨，明只确任岔务要秧求，衬调研切，收惭集资异料，悲写出恢开题咱报告或。开燕始进帮行外补文翻潜译较20牌09援.8演.4施~2女00想9.妄8.蜘5阻完善才开题鉴报告鱼，并造提交盘指导苗老师贱20潮09榆.8搏.6膊~2岗00纯9.逐8.呀8防拟写贷“搁汽车槽主减网速器橡的自丘动加参工综效合设置计评〞泳的胀提纲鞋，摘占要和旷绪论纯20怪09价.8忠.9桃~2去00弄9.鼠8.阀12裙撰写见“灯汽车参主减释速器禁的设状计步浇骤及痰过程拣、其本自动尘加工头的程恳序及怎过程专〞河20方09稀.8惩.1补3~肉20匀09植.8稻.1薯4赔完成肿论文帅的结派论，蔑感谢签辞和滔参考滥文献涨的编熟写皱20刃09沃.8染.1进5瓜提交货初步浆完成段的毕话业论体文恳20象09传.8岭.1往6~盲20秩09把.8爷.1雀8践在些指导沟老师趟的忽帮助脑下进翻行修宾改，头进一盗步完丹善初墓稿冰20势09跳.8酱.1诚9~琴20陶09春.8浆.杏30悟翔实裳相关创论点洲、论钞据，沃积极通准备骨毕业身论文纽的答桑辩蔽五、陡指导峡教师软意见有：奔拔多寒居版排妻摄位指趣导教透师签欲名：庆翅熄誉剪失掘年汉厦月近薪日艰六、纠系部泳意见塞：出袍惑链悄声裳骑讯叫屋系主呼任签捎名：栗卸抛禾翁挣缓老年槽汪月务毕日冰汽车秆主减蕉速器乘的自访动加谁工综而合设悠计目录盆摘貌要嘱··践··策··择··彻··术··签··殖··旧··振··谷··取··植··愈··煮··拐··盾··南··匹··疤··骑··灰··忧··业··桥··辨··雷··手··伶··组·射·匹1或Ab广st渣ra庆ct牲··身··秃··梨··景··网··尝··尚··方··绳··隔··索··以··慨··鄙··血··理·基··枕··滥·急··煎··蔽··封··隐··亭··近··炒··误·累·勒1扑第1杯章沫绪论递

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脚标t、n相应表示端面和法面的参数。斜齿轮的齿数Z与法面齿形的当量齿数Zn的关系为Zn=Z/cos3β。

渐开线外啮合标准直齿圆柱齿轮的主要尺寸〔图2-7〕为：分度圆直径d=mZ；齿顶圆直径da=d+2ha；齿根圆直径df=d-2hf。结构型式齿顶圆直径较小〔da<500毫米〕时一般用锻造齿轮，有实心和辐板式齿轮等型式。齿根圆直径到键槽的距离小于2～2.5mn时，应采用轴齿轮结构。齿顶圆直径较大(da＞400～600毫米)时可采用铸造齿轮、镶圈齿轮、焊接齿轮，甚至剖切齿轮。剖切齿轮轮辐数和齿数应为双数，在齿间剖分。图2-7渐开线外啮合标准直齿圆柱齿轮传动蜗杆传动由蜗杆与蜗轮互相啮合组成的交错轴间的齿轮传动〔图2-8〕。通常两轴的交错角为90°。一般蜗杆为主动件，蜗轮为从动件。蜗杆传动的传动比大，工作平稳，噪声小，结构紧凑，可以实现自锁。但一般的蜗杆传动效率较低，蜗轮常须用较贵的有色金属〔如青铜〕制造。蜗杆传动广泛用于分度机构和中小功率的传动系统。单级蜗杆传动的传动比常用8～80。在分度机构或手动机构中蜗杆传动的传动比可达300，用于传递运动时可到达1500。图2-8蜗杆传动的类型类型蜗杆传动有多种类型，如表2-1所示。表2-1蜗杆传动的类型圆柱蜗杆传动是蜗杆分度曲面为圆柱面的蜗杆传动。其中常用的有阿基米德圆柱蜗杆传动和圆弧齿圆柱蜗杆传动〔图2-9〕。①阿基米德蜗杆的端面齿廓为阿基米德螺旋线，其轴面齿廓为直线。阿基米德蜗杆可以在车床上用梯形车刀加工，所以制造简单，但难以磨削，故精度不高。在阿基米德圆柱蜗杆传动中，蜗杆与蜗轮齿面的接触线与相对滑动速度之间的夹角很小，不易形成润滑油膜，故承载能力较低。②弧齿圆柱蜗杆传动是一种蜗杆轴面(或法面)齿廓为凹圆弧和蜗轮齿廓为凸圆弧的蜗杆传动。在这种传动中，接触线与相对滑动速度之间的夹角较大，故易于形成润滑油膜，而且凸凹齿廓相啮合，接触线上齿廓当量曲率半径较大，接触应力较低，因而其承载能力和效率均较其他圆柱蜗杆传动为高。

主要参数各类圆柱蜗杆传动的参数和几何尺寸根本相同。图2-10为阿基米德圆柱蜗杆传动的主图2-9圆柱蜗杆传动的主要类型要参数。通过蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的平面，称为中间平面。在中间平面上，蜗杆的齿廓为直线，蜗轮的齿廓为渐开线，蜗杆和蜗轮的啮合相当于齿条和渐开线齿轮的啮合。因此，蜗杆传动的参数和几何尺寸计算大致与齿轮传动相同，并且在设计和制造中皆以中间平面上的参数和尺寸为基准。图2-10阿基米德圆柱蜗杆传动的主要参数蜗杆的轴向齿距pX应与蜗轮的端面周节pt相等，因此蜗杆的轴向模数应与蜗轮的端面模数相等，以m表示，m应取为标准值。蜗杆的轴向压力角应等于蜗轮的端面压力角，以α表示，通常标准压力角α＝20°。蜗杆相当于螺旋，其螺旋线也分为左旋和右旋、单头和多头。通常蜗杆的头数Z1=1～4，头数越多效率越高；但头数太多，如Z1＞4，分度误差会增大，且不易加工。蜗轮的齿数Z2=iZ1，i为蜗杆传动的传动比，i=n1/n2=Z2/Z1。对于一般传递动力的蜗杆传动，Z2=27～80。当Z2＜27时，蜗轮齿易发生根切；而Z2太大时，可能导致蜗轮齿弯曲强度不够。以d1表示蜗杆分度圆直径，那么蜗杆分度圆柱上的螺旋升角λ可按下式求出

在上式中引入q=Z1/tgλ，那么可求得蜗杆的分度圆直径为d1=qm。式中q称为蜗杆特性系数。为了限制滚刀的数目，标准中规定了与每个模数搭配的q值。通常q=6～17。蜗轮分度圆直径d2=Z2m。

失效形式和计算准那么在蜗杆传动中，蜗轮轮齿的失效形式有点蚀、磨损、胶合和轮齿弯曲折断。但一般蜗杆传动效率较低，滑动速度较大，容易发热等，故胶合和磨损破坏更为常见。

为了防止胶合和减缓磨损，蜗杆传动的材料必须具备减摩、耐磨和抗胶合的性能。一般蜗杆用碳钢或合金钢制成，螺旋外表应经热处理〔如淬火和渗碳〕，以便到达高的硬度(HRC45～63)，然后经过磨削或珩磨以提高传动的承载能力。蜗轮多数用青铜制造，对低速不重要的传动，有时也用黄铜或铸铁。为了防止胶合和减缓磨损，应选择良好的润滑方式，选用含有抗胶合添加剂的润滑油。对于蜗杆传动的胶合和磨损，还没有成熟的计算方法。齿面接触应力是引起齿面胶合和磨损的重要因素，因此仍以齿面接触强度计算为蜗杆传动的根本计算。此外，有时还应验算轮齿的弯曲强度。一般蜗杆齿不易损坏，故通常不必进行齿的强度计算，但必要时应验算蜗杆轴的强度和刚度。对闭式传动还应进行热平衡计算。如果热平衡计算不能满足要求，那么在箱体外侧加设散热片或采用强制冷却装置。

蜗杆和蜗轮结构一般蜗杆与轴制成一体，称为蜗杆轴〔图2-11〕。蜗轮的结构型式〔图2-12〕可分为3种形式。①整体式：用于铸铁和直径很小的青铜蜗轮。②齿圈压配式：轮毂为铸铁或铸钢，轮缘为青铜。③螺栓联接式：轮缘和轮毂采用铰制孔，用螺栓联接，这种结构装拆方便。图2-11蜗杆的结构形式图2-12涡轮的结构形式2.2主减速器的分级主减速器一般用来改变传动方向，降低转速，增大扭矩，保证汽车有足够的驱动力和适当的速度。主减速器类型较多，有单级、双级、双速、轮边减速器等。

单级主减速器由一对减速齿轮实现减速的装置，称为单级减速器。其结构简单，重量轻，东风BQl090型等轻、中型载重汽车上应用广泛。双级主减速器对一些载重较大的载重汽车，要求较大的减速比，用单级主减速器传动，那么从动齿轮的直径就必须增大，会影响驱动桥的离地间隙，所以采用两次减速。通常称为双级减速器。双级减速器有两组减速齿轮，实现两次减速增扭。为提高锥形齿轮副的啮合平稳性和强度，第一级减速齿轮副是螺旋锥齿轮。二级齿轮副是斜齿圆柱齿轮。主动圆锥齿轮旋转，带动从动圆锥齿轮旋转，从而完成一级减速。第二级减速的主动圆柱齿轮与从动圆锥齿轮同轴而一起旋转，并带动从动圆柱齿轮旋转，进行第二级减速。因从动圆柱齿轮安装于差速器外壳上，所以，当从动圆柱齿轮转动时，通过差速器和半轴即驱动车轮转动。贯穿式主减速器贯穿式主减速器(图2-13，图2-14)根据其减速形式可分成单级和双级两种。单级贯穿式主减速器具有结构简单，体积小，质量小，并可使中、后桥的大局部零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性等优点，主要用于轻型多桥驱动的汽车上。根据减速齿轮形式不同，单级贯穿式主减速器又可分为双曲面齿轮式及蜗轮蜗杆式两种结构。双曲面齿轮式单级贯穿式主减速器(图2-13a)是利用双曲面齿轮副轴线偏移的特点，将一根贯穿轴穿过中桥并通向后桥。但是这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的限制，而且主动齿轮工艺性差，主减速比最大值仅在5左右，故多用于轻型汽车的贯穿式驱动桥上。当用于大型汽车时，可通过增设轮边减速器或加大分动器速比等方法来加大总减速比。蜗轮蜗杆式单级贯穿式主减速器(图2-13b)在结构质量较小的情况下可得到较大的速比。它使用于各种吨位多桥驱动汽车的贯穿式驱动桥的布置。另外，它还具有工作平滑无声、便于汽车总布置的优点。如蜗杆下置式布置方案被用于大客车的贯穿式驱动桥中，可降低车厢地板高度。图2-13单级贯穿式主减速器a)双曲面齿轮式b)蜗轮蜗杆式对于中、重型多桥驱动的汽车，由于主减速比拟大，多采用双级贯穿式主减速器。根据齿轮的组合方式不同，可分为锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮一锥齿轮式两种形式。锥齿轮一圆柱齿轮式双级贯穿式主减速器(图2-14a)可得到较大的主减速比，但是结构高度尺寸大，主动锥齿轮工艺性差，从动锥齿轮采用悬臂式支承，支承刚度差，拆装也不方便。圆柱齿轮一锥齿轮式双级贯穿式主减速器(图2-14b)的第一级圆柱齿轮副具有减速和贯穿的作用。有时仅用作贯穿用．将其速比设计为1。在设计中应根据中、后桥锥齿轮的布置、旋转方向、双曲面齿轮的偏移方式以及圆柱齿轮副在锥齿轮副前后的布置位置等因素来确定锥齿轮的螺旋方向，所选的螺旋方向应使主、从动锥齿轮有相斥的轴向力。此结构与前者相比，结构紧凑，高度尺寸减小，有利于降低车厢地板及整车质心高。图2-14双级贯穿式主减速器a)锥齿轮一圆柱齿轮式b)圆柱齿轮一锥齿轮式1-贯穿轴2-轴间差速器单双级减速配轮边减速器在设计某些重型汽车、矿山自卸车、越野车和大型公共汽车的驱动桥时，由于传动系总传动比拟大，为了使变速器、分动器、传动轴等总成所受载荷尽量小，往往将驱动桥的速比分配得较大。当主减速比大于12时，一般的整体式双级主减速器难以到达要求，此时常采用轮边减速器(图2-15)。这样，不仅使驱动桥的中间尺寸减小，保证了足够的离地间隙，而且可得到较大的驱动桥总传动比。另外，半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件由于所受载荷大为减小，使它们的尺寸可以减小。但是由于每个驱动轮旁均设一轮边减速器，使结构复杂，本钱提高，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较困难。图2-15轮边减速器a)圆柱行星齿轮式b)圆锥行星齿轮式c)普通外啮合圆柱齿轮式1-轮辋2-环齿轮架3-环齿轮4-行星齿轮5-行星齿轮架6-行星齿轮轴7-太阳轮8-锁紧螺母9、10-螺栓11-轮毂12-接合轮13-操纵机构14-外圆锥齿轮15-侧盖圆柱行星齿轮式轮边减速器(图2-15a)可以在较小的轮廓尺寸条件下获得较大的传动比，且可以布置在轮毂之内。作驱动齿轮的太阳轮连接半轴，内齿圈由花键连接在半轴套管上，行星齿轮架驱动轮毂。行星齿轮一般为3～5个均匀布置，使处于行星齿轮中间的太阳轮得到自动定心。圆锥行星齿轮式轮边减速器(图2-15b)装于轮毂的外侧，具有两个轮边减速比。当换挡用接合轮12位于图示位置时，轮边减速器位于低挡；当接合轮被专门的操纵机构13移向外侧并与侧盖15的花键孔内齿相接合，使半轴直接驱动轮边减速器壳及轮毂时，轮边减速器位于高挡。普通外啮合圆柱齿轮式轮边减速器，根据主、从动齿轮相对位置的不同，可分为主动齿轮上置和下置两种形式。主动齿轮上置式轮边减速器主要用于高通过性的越野汽车上，可提高桥壳的离地间隙；主动齿轮下置式轮边减速器(图2-15c)主要用于城市公共汽车和大客车上，可降低车身地板高度和汽车质心高度，提高了行驶稳定性，方便了乘客上、下车。3.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。3.1主动锥齿轮的支承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3-1a)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，而反向轴向力那么由另一轴承承受。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。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。图3-1主减速器锥齿轮的支承形式a)主动锥齿轮悬臂式b)主动锥齿轮跨置式c)从动锥齿轮跨置式支承结构(图3-1b)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，加工本钱提高。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，并且内外圈可以别离或根本不带内圈。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。在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。3.2从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承(图3-1c)，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。为了使从动锥齿轮反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反面加设辅助支承(图3-1)。辅助支承与从动锥齿轮反面之间的间隙，应保证偏移量到达允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图3-3所示。图3-2从动锥齿轮辅助支承图3-3主从动锥齿轮的许用偏移量4.主减速器齿轮根本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数z、从动锥齿轮分度圆直径d和端面模数m主、从动锥齿轮齿宽b、中点螺旋角、中心距a等。选出如表4-1几种齿轮表4-1齿轮齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数z11881485齿顶d19.667136.33340.354219.646齿根圆d12.917129.58329.104208.396齿宽b295644齿全高h3.3753.3755.6255.625中心距a7575125125模数m1.51.52.52.5螺旋86`34``86`34``86`34``86`34``旋向左旋右旋左旋右旋分度圆d16.667133.33335.354214.6465．主减速器齿轮强度计算5.1齿面接触疲劳强度计算由[1]P236齿面接触疲劳强度计算公式9-29其中：①、由[1]P223表9-5查得②、由[1]P223表9-6根据对斜齿轮传动载荷较平稳，查得K=1.2③、齿数比u=④、因为工作机转矩为，所以⑤、齿宽b=⑥、中心距a=⑦、由[1]P226式9-22及图9-25〔b〕查得：

故齿面接触疲劳强度不够。5.2齿根弯曲疲劳强度计算由[1]P236齿根弯曲疲劳强度计算公式9-31得：其中：①、由[1]P226表9-6根据对斜齿轮传动，载荷较平稳，故取：K=1.2②因为工作机转矩为，所以③、齿宽：齿轮3：；齿轮4：=44mm④、模数：⑤、齿数：齿轮3：z=14；齿轮4：z=85由[1]P225图9-24查得：；根据齿轮材料为45正火处理查[1]P227图9-26〔b〕得，并把代入由[1]P227查得的许用弯曲应力公式9-23得：故齿轮3齿根弯曲疲劳强度足够、平安。故齿轮4齿根弯曲疲劳强度足够、平安。故齿轮齿根弯曲疲劳强度足够、平安。5.3结论低速级大齿轮齿面接触疲劳强度不够；齿根弯曲疲劳强度足够、平安。6．轴与滚动轴承的强度计算6.1轴的强度计算1、轴：圆周力Ft=径向力Fr=轴向力2、各力方向判断如下列图：3、支座反力分析：〔1〕定跨距测得：；；〔2〕水平反力：〔3〕垂直反力：4、当量弯矩：〔1〕水平弯矩：〔2〕垂直面弯距：〔3〕合成弯矩：当转矩T=300000N；取得：当量弯矩：5、计算强度：按扭合成应力计算轴的强度。由轴的结构简图及当量弯矩图可知截面C处当量弯矩最大，是轴的危险截面。进行计算时，只计算轴上承受最大当量弯矩的截面的强度，那么由[1]P339得轴的强度计算公式12-3其中：①因为轴的直径为d=45mm的实心圆轴，故取②因为轴的材料为45钢、调质处理查[1]P330取轴的许用弯曲应力为：[]=60Mpa6、结论：故轴强度足够、平安。6.2滚动轴承的计算1、根据轴承型号6208查[4]P383表8-23取轴承根本额定动载荷为：C=29500N；根本额定静载荷为：因为：根据的值查[1]P298表10-10,利用差值法求得e=0.184;X=0.56;Y=2.3622、由[1]P298表10-10查得X=0.56;Y=2.362根据轴承受中等冲击查[1]P298表10-9取轴承载荷系数为:3、由[1]P298表10-10查得X=1;Y=0根据轴承受中等冲击查[1]P298表10-9取轴承载荷系数为:4、因为是球轴承，取轴承寿命指数为：由[1]P297轴承寿命公式10-2a得：=故轴承使用寿命足够、合格。7.锥齿轮的材料驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。它是传动系中的薄弱环节。锥齿轮材料应满足如下要求：1)具有高的弯曲疲劳强度和外表接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性。2)轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载