CA1050汽车驱动桥主减速器设计.doc

黑龙江工程学院本科生毕业设计 i 摘 要 在现代汽车驱动桥上，主减速器的功用是将输入的转距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。单级主减速器通常由主动齿轮和 从动齿轮组成。在双级主减速器中，通常还要加一对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。主减速 器采用的最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在某些公共汽车和重型汽车上有时也 选用蜗轮传动。本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；然后参考类似驱 动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮， 半轴齿轮，全浮式半轴进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。本文采用传统的双 曲面锥齿轮式单级主减速器作为 ca1050 的主减速器。 关键词: ca1050； 主减速器； 双曲面锥齿轮； 轴承； 行星齿轮 黑龙江工程学院本科生毕业设计 ii abstract nowadays, the main reducer, which on modern car driving axle, is used to increase the imported torque and correspond to decrease its speed, at the mean while, it also can change the direction of torque when engine is longitudinal. single-stage reducer is usually composed of the main driving gear and driven gear. in main two-stage reducer, a spur gear or a group of planetary gear also included. in the wheel-side reducer, helical gears drive or planetary gear is adopted, which is laid of common parallel coaxial. spiral bevel gear gear and hypoid gears are broadly adopted by main reducer. worm transmission is used by some buses and trucks. in this paper, the structure of main components and the main design parameters are first to confirm; and then refer to similar driving axle structure, and identify the design parameters; finally, check the main, driven bevel gear, cone planetary differential gear, axle gear and the whole floating half-axle and then check the life of bearing. in this paper, using the traditional hypoid gears as the main ca1050 reducer. key word: ca1050; main reducer; hypoid gears; bearing; planetary gear 黑龙江工程学院本科生毕业设计 iii 目 录 摘要i abstractii 第 1 章 绪论1 1.1 研究本课题的目的和意义1 1.2 主减速器的定义种类功用1 1.3 本次设计的主要内容3 第 2 章 主减速器的设计4 2.1 主减速器的结构型式的选择4 2.1.1 主减速器的减速型式4 2.1.2 主减速器齿轮的类型的选择5 2.1.3 主减速器主动锥齿轮的支承形式7 2.1.4 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法8 2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算9 2.2.1 主减速器计算载荷的确定9 2.2.2 主减速器基本参数的选择11 2.2.3 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算15 2.2.4 主减速器双曲面齿轮的强度计算22 2.2.5 主减速器齿轮的材料及热处理27 2.3 主减速器轴承的选择28 2.3.1 计算转矩的确定28 2.3.2 齿宽中点处的圆周力28 2.3.3 双曲面齿轮所受的轴向力和径向力29 2.3.4 主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择30 2.4 本章小结34 第 3 章 差速器设计35 3.1 差速器结构形式的选择35 3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理37 黑龙江工程学院本科生毕业设计 iv 3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构38 3.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计38 3.4.1 差速器齿轮的基本参数的选择38 3.4.2 差速器齿轮的几何计算40 3.4.3 差速器齿轮的强度计算42 3.5 本章小结43 第 4 章 驱动半轴的设计44 4.1 半轴结构形式的选择44 4.2 全浮式半轴计算载荷的确定45 4.3 全浮式半轴的杆部直径的初选46 4.4 全浮式半轴的强度计算47 4.5 半轴花键的计算47 4.5.1 花键尺寸参数的计算47 4.5.2 花键的校核50 4.6 本章小结50 结论52 参考文献53 致谢54 黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第 1 章 绪 论 1.1 研究本课题的目的和意义 主减速器是驱动桥的重要组成部分，其性能的好坏直接影响到车辆的动力性、 经济性。目前,国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几 年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起 为我国汽车行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。 由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用，主减速器将有更进一步的发 展。对主减速器的研究能极大地促进我国的汽车工业的发展。 1.2 主减速器的定义种类功用 主减速器是传动系的一部分，与差速器，车轮传动装置和桥壳共同组成驱动桥。 主减速器的功用是增扭，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，并将转矩传递给差速器。 在现代汽车驱动桥上，主减速器种类很多，包括单级减速、双级减速、双速减 速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。其中应用得最广泛的是采用螺旋 锥齿轮和双曲面齿轮的单级主减速器。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。 单级螺旋锥齿轮减速器其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的， 但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用 90 交角的布置。由于轮齿 端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的 负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳 地转向另端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的。 单级双曲面齿轮其主、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 黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 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，这对于主减速比大于 4.5 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。例如，在乘用车 上当主减速器采用下偏置(这时主动齿轮为左旋)的双曲面齿轮时，可降低传动轴的 高度，从而降低了车厢地板高度或减小了因设置传动轴通道而引起的地板凸起高度， 进而可使车辆的外形高度减小。 单级圆柱齿轮主减速器只在节点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其他啮合点 还伴随着沿齿廓的滑动一样，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动都有这种沿齿廓方向的 滑动。此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。这种滑动有利于唐合， 促使齿轮副沿整个齿面都能较好地啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声。但双曲 面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点的温度升高，因而需要用专门的双曲 面齿乾油来润滑，且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达 96。其传动效率与倔移距 有关，特别是与所传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮也 是一样，其效率可达 99。两种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏感性本质上是相 同的。如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺旋角的平均值相同， 则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大，而其从动齿轮的螺旋角则比螺旋锥 齿轮的小，因而双曲面主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的大，而从动齿轮的轴向力 比螺旋锥齿轮的小。两种齿轮都在同样的机床上加工，加工成本基本相同。然而双 曲面传动的小齿轮较大，所以刀盘刀顶距较大，因而刀刃寿命较长。单级蜗杆-蜗轮 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 主减速器在汽车驱动桥上也得到了一定应用。在超重型汽车上，当高速发动机与相 对较低车速和较大轮胎之间的配合要求有大的主减速比(通常 814)时，主减速器采 用一级蜗轮传动最为方便，而采用其他齿轮时就需要结构较复杂、轮廓尺寸及质量 均较大、效率较低的双级减速。与其他齿轮传动相比，它具有体积及质量小、传动 比大、运转非常平稳、最为静寂无噪声、便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的 布置、能传递大载荷、使用寿命长、传动效率高、结构简单、拆装方便、调整容易 等一系列的优点。其惟一的缺点是耍用昂贵的有色金属的合金(青铜)制造，材料成 本高，因此未能在大批量生产的汽车上推广。 1.3 本次设计的主要内容 本设计的目标是设计一种满载质量为 5t 的轻型载货汽车的主减速器，本设计主 要研究的内容有：主减速器的齿轮类型、主减速器的减速形式、主减速器主动齿轮 和从动锥齿轮的支承形式、主减速器计算载荷的确定、主减速器基本参数的选择、 主减速器齿轮的材料及热处理、主减速器轴承的计算、对称式圆锥行星齿轮差速器 的差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设 计、全浮式半轴计算载荷的确定、全浮式半轴的直径的选择、全浮式半轴的强度计 算、半轴花键的强度计算。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 第 2 章 主减速器的设计 2.1 主减速器的结构型式的选择 主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方 法以及减速型式的不同而异。 2.1.1主减速器的减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯 通、主减速及轮边减速等。 (1)单级主减速器 如图2.1所示为单级主减速器。由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸 紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比i0 时可取=2.0； 0 kpf 0 k 黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 16 t gm 0.195 0 16 t gm 0.195 t gm 0.195-16 100 1 emax a emax a emax a 当 当 pf （2.2） 汽车满载时的总质量在此取 5455 ，此数据此参考解放 ca1050 a mgk 轻型载货汽车； 所以由式（2.2）得： 0.195 =3516 5455 10 300 即0 所以=1.0pf 0 k 该汽车的驱动桥数目在此取 1；n 传动系上传动部分的传动效率，在此取 0.9。 t 根据以上参数可以由(2.1）得： =6211 ce t 300 4.3 5.3 1.0 0.9 1 mn （2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cst （2.3）2/ rlblb cstg ri 式中： 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取 32550n，2g 此数据此参考解放 ca1051 轻型载货汽车； 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；在此取=0.85； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 7.50-16，滚动半径为 r r 0.394m； ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动 lb lb i 效率和传动比，取 0.9，由于没有轮边减速器取 lb lb i 1.0。 所以由公式（2.3）得: 黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 =12112 lblbr csirgt/2 32550 0.85 0.394 0.9 1.0 mn （3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cft 对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓 的平均牵引力的值来确定： （2.4） () n atr cfrhp lblb gg r tfffm in 式中： 汽车满载时的总重量，在此取 54550n;ag 所牵引的挂车满载时总重量，n，但仅用于牵引车的计算； t g 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此取rf 0.018； 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取 0.050.09hf 在此取 0.07； 汽车的性能系数在此取 0；pf ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动 lb lb i 效率和传动比，取 0.9，由于没有轮边减速器取 lb lb i 1.0； 该汽车的驱动桥数目在此取 1；n 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 7.50-16，滚动半径为 r r 0.394m。 所以由式（2.4）得： )( phr lblb rta cffff ni rgg t =2101.5 54550 0.394 0.0180.070 0.9 1.0 1 mn 2.2.2主减速器基本参数的选择 （1）主、从动锥齿轮齿数和 1 z 2 z 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 为了磨合均匀，之间应避免有公约数； 1 z 2 z 为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不 小于 40； 为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于 6； 1 z 主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙； 0 i 1 z 对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。 1 z 2 z （2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数 2 dm 对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影 2 d 2 d 响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。 可根据经验公式初选，即 2 d （2.5） 3 22 cdtkd 直径系数，一般取 13.016.0；2dk 从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者取其值为 6221 c tmn ce t cs t ；mn 由式（2.5）得： =（13.016.0）=（239.09294.27）； 2 d 3 6221mm 初选=260 则齿轮端面模数=/=260/35=7.43 2 dmmm 2 d2zmm =35 7.43=260.05 2 dm 2 zmm （3）主，从动齿轮齿面宽的选择。f 齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变 窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加 大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、 热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端会引起轮齿小端过早损坏和疲 劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性 和轮齿的强度会降低。 另外,由于双曲面齿轮的几何特性,双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 一般取大齿轮齿面宽=0.155=0.155 260.05=38.09mm，小齿轮齿面宽 c f 2 d =1.1=1.1 38.09=41.90mm z f c f （4）小齿轮偏移距及偏移方向的选择 载货汽车主减速器的 e 值，不应超过从从动齿轮节锥距的 20%（或取 e 值为 d 的 10%12%，且一般不超过 12%） 。传动比愈大则 e 值也应愈大，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 e 大干的 20 2 d 2 d 时，应检查是否存在根切。 e=(0.10.12) =(0.10.12) 260.05=26.0131.20mm: 2 d: 初选 e=30mm a b c d 图 2.7 双曲面齿轮的偏移方式 双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种，如图 2.7 所示：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。其中 a、b 是下偏移，c、d 是上偏移。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。本 减速器采用下偏移。 （5）螺旋角的选择 黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 双曲面齿轮螺旋角是沿节锥齿线变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端 0 螺旋角最小，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮中点螺旋角。螺旋锥齿轮中点处 i m 的螺旋角是相等的。二对于双曲面齿轮传动，由于主动齿轮相对于从动齿轮有了偏 移距，使主动齿轮和从动齿轮中点处的螺旋角不相等。且主动齿轮的螺旋角大，从 动齿轮的螺旋角小。 选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则 f m 也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高， f m 应不小于 1.25，在 1.52.0 时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。 f m 汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角多为 3540。 主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选: =+ （2.6） z 255 2 1 z z 90 2 e d -主动轮中点处的螺旋角，mm； z ，主、从动轮齿数；分别为 8，35； 1 z 2 z 双曲面齿轮偏移距, 30mm；e 从动轮节圆直径，260.05mm； 2 d 由式（2.6）得: =+=45.84 z 255 35 8 90 30 260.05 从动齿轮中点螺旋角可按下式初选: c 2 30 sin0.20 260.0538.09 2222 e df 双曲面齿轮传动偏移角的近似值； 双曲面从动齿轮齿面宽为 38.09mm；f 11.61 黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 =-=45.84-=34.23 c z 11.61 、从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。 c z 平均螺旋角=40.04。 + 2 zc 45.84 +34.32 2 （6）螺旋方向的选择。 图 2.8 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。如图 2.8 所示，螺旋方向与双曲面齿轮 的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的 轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损 坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋， 从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。 （7）法向压力角 加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸 小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降， 对于双曲面齿轮，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或 20的平均压力角，在此选用 20的平均压力角。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 2.2.3主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 （1）大齿轮齿顶角与齿根角 2 2 图 2.9（a）标准收缩齿和 （b）双重收缩齿 标准收缩齿和双重收缩齿各有其优缺点，采用哪种收缩齿应按具体情况而定。 双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序的效率。双重收缩齿的轮齿参数，其 大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿 面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的， 不是这种情况而要采用双重收缩齿，齿高的急剧收缩将使小端的齿轮又短又粗。标 准收缩齿在齿高方向的收缩好，但可能使齿厚收缩过多，结果造成小齿轮粗切刀的 刀顶距太小。这种情况可用倾锥根母线收缩齿的方法或仔细选用刀盘半径加以改善， 即当双重收缩齿会使齿高方向收缩过多，而标准收缩齿会使齿厚收缩过多时，可采 用倾锥根母线收缩齿作为两者之间的这种。 大齿轮齿顶角和齿根角为了得到良好的收缩齿,应按下述计算选择应采用采 2 2 用双重收缩齿还是倾锥根母线收缩齿。 用标准收缩齿公式来计算及 2 2 2 2 3843 m m h a （2.6） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 2 2 3438 m m h a （2.7） 2 m gma hh k （2.8） 2 1.1500.15 mgm hh （2.9） 22 2 cos m gm kr h z （2.10） 22 2 sin 2.0 ci m df r （2.11） 1 2 2 arccot1.2 i z z （2.12） 2 2 sin m m r a （2.13） 2 2 1 arctan z z （2.14） 由（2.6）与（2.14）联立可得: 1 2 2 2 sinarccot1.2 2.0 c m z df z r （2.15） 1 22 2 2 (sinarccot1.2)cos 2.0 c gm z k df z h z （2.16） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 1 22 2 2 2 (sinarccot1.2)cos 2.0 ac m z k k df z h z （2.17） 2 (1.15) magm hkh （2.18） 22 2 21 cos 3438sin arctan a kz k zz （2.19） 式中： ,小齿轮和大齿轮的齿数； 1 z 2 z 大齿轮的最大分度圆直径,已算出为 260.05mm； 2 d 大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径； 2m r 在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距 mm； m a 大齿轮齿面宽中点处的齿工作高； gm h 大齿轮齿顶高系数取 0.15； a k 大齿轮齿宽中点处的齿顶高； 2 mh 大齿轮齿宽中点处的齿跟高； 2 mh 大齿轮齿面宽中点处的螺旋角； 2 大齿轮的节锥角； 2 齿深系数取 3.7；k 从动齿轮齿面宽。 c f 所以： 2 8 260.0538.09sinarccot(1.2) 35 111.66 2.0 m r 黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 8 3.7260.0538.09 sinarccot(1.2) cos34.23 35 9.76 2.0 35 gm h 2 8 0.15 3.7260.0538.09 sinarccot(1.2) cos34.23 35 1.46 2.0 35 m h 2 9.76 (1.150.15)9.76 m h 8 260.0538.09sinarccot(1.2) 35 114.54 sin77.122.0 m a 43.820.73 2 3.7 cos34.2335 34380.15sin arctan 358 1 2 22 2 22 sinarccot1.2 cos 3438 1.1500.15 2.0sin c z df kz z 1 2 22 2 22 sinarccot1.2 cos 3438 1.1500.15 2.0sin c z df kz z 8 260.0538.09sinarccot1.2 3.7 cos34.23 35 3438 1.1500.15 35 35 2.0sinarctan 8 292.954.88 计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和。 22 43.82292.95336.77 s d rr s tt : （2.20） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 222 2 2 tansin cos 10560 tan m d d r r z （2.21） 2 2 2 sin cos m r （2.22） 1 0.021.06 r tz （2.23）由式（2.19）与（2.23）联立可得: 22 2 22 1 2 sinsin tan coscos 10560(0.021.06) tan d r s r tz z : （2.24） 刀盘名义半径,按表选取为 114.30mm d r 轮齿收缩系数 r t sin77.12sin77.12 tan34.23 cos34.23cos34.23114.30 10560(0.02 8 1.06) 337.77 35 tan20 r t : 0.050 当为正数时,为倾根锥母线收缩齿，应按倾根锥母线收缩齿重新计算 r t s 及。 2 2 按倾根锥母线收缩齿重新计算大齿轮齿顶角及齿跟角。 2 2 22tr （2.25） 2atr k （2.26） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 trrs t （2.27） 1 0.021.06 r tz （2.28） 由式（2.25）与（2.25）联立可得: 21 (0.021.06) as kz （2.29） 212 (0.021.06) s z （2.30） 大齿轮齿顶高系数取 0.15 a k 倾根锥母线收缩齿齿根角齿顶角之和 tr 2 0.15 336.77 (0.02 8 1.06)67.121.12 2 (0.02 8 1.06) 336.7767.12380.346.34 （2）大齿轮齿顶高 2 h 2202 ()sin mm hhaa （2.30） 2 0 2 0.5 sin d a （2.31） 大齿轮节锥距. 0 a 由式（2.30） ， （2.31）得： 0 0.5 260.05 133.38 sin77.12 a 2 1.46(133.38 114.54) sin1.121.77h （3）大齿轮齿跟高. 2 h 2202 ()sin mm hhaa （2.32） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 大齿轮齿宽中点处齿跟高 2 mh 由式（2.32）得： 2 9.76(133.38 114.54) sin6.3411.84h （4）径向间隙 0.150.050.15 9.760.051.51 gm ch （5）大齿轮齿全高 222 1.17 11.8413.01hhh （6）大齿轮齿工作高 22 13.01 1.5111.5 g hhc （7）大齿轮的面锥角 0222 77.121.12 （8）大齿轮的根锥角 222 77.126.3470.78 r （9）大齿轮外圆直径 22 022 cos1.77 cos77.12 260.05260.84 0.50.5 h dd （10）小齿轮面锥角 012 sincoscoscos70.78cos11.610.32 r 01 18.81 （11）小齿轮的根锥角 102 sincoscoscos78.24cos11.610.20 r 1 11.52 r （12）小齿轮的齿顶高和齿根高 齿顶高: 1 11.5 1.515.75 22 g h hcmm 齿根高； 11 13.01 7.265.75hhhmm 表 2.2 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表5 序 号项 目符号数值 黑龙江工程学院本科生毕业设计 23 1主动齿轮齿数1z8 2从动齿轮齿数2z35 3端面模数m7.43 mm 4主动齿轮齿面宽 z f41.90 mm 5从动齿轮齿面宽 c f38.09 mm 6主动齿轮节圆直径 1 d59.43 mm 7从动齿轮节圆直径 2 d260.05mm 8主动齿轮节锥角 1 12.88 9从动齿轮节锥角 2 77.12 10节锥距 0 a133.31mm 11 偏移距e30mm 12主动齿轮中点螺旋角 1 45.84 序 号项 目符号数值 13从动齿轮中点螺旋角 2 34.23 14平均螺旋角40.04 15刀盘名义半径 d r114.30mm 16从动齿轮齿顶角 2 1.12 17从动齿轮齿根角 2 6.34 18主动齿轮齿顶高 1 h7.26mm 19从动齿轮齿顶高 2 h1.77 mm 20主动齿轮齿根高 1 h5.75mm 黑龙江工程学院本科生毕业设计 24 21从动齿轮齿根高 1 h11.84mm 22螺旋角35 23径向间隙 c1.51mm 24从动齿轮的齿工作高 g h 11.5mm 25主动齿轮的面锥角 01 18.81 26从动齿轮的面锥角 02 78.24 27主动齿轮的根锥角 1r 11.52 28从动齿轮的根锥角 2r 70.78 29最小齿侧间隙允许值 min b0.175mm 2.2.4主减速器双曲面齿轮的强度计算 在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够 的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏 形式及其影响因素。 1齿轮的损坏形式及寿命 齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。 它们的主要特点及影响因素分述如下： （1）轮齿折断 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。折断多数从齿根开 始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。 疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。 如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随 着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开 始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦， 形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故 为粗糙的新断面。 过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性 的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次 黑龙江工程学院本科生毕业设计 25 性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对 等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一 端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新 断面。 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。齿根圆角尽可能加大， 根部及齿面要光洁。 （2）齿面的点蚀及剥落 齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的 70% 以上。它主要由于表面