汽车主减速器设计说明书15523.docx

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1、本科毕业设计（论文）摘 要汽车主减速器是汽车传动中的最重要的部件之一。它能够将万向传动装置产来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现降速增扭。本次设计的的是有关关十米高高一级客客车后桥桥主减速速器设计计总成。并并要使其其具有通通过性。本本次设计计的内容容包括有有：方案案选择，结结构的优优化与改改进。齿齿轮与齿齿轮轴的的设计与与校核，以以及轴承承的选用用与校核核。并且且在设计计过程中中，描述述了主减减速器的的组成和和差速器器的差速速原理和和差速过过程。方案确定主主要依据据原始设设计参数数，对比比同类型型的减速速器及差差速器，确确定此轮轮的传动动比，并并对其中中重要的的齿轮进进行齿面面接触和和齿轮弯弯曲

2、疲劳劳强度的的校核。而而对轴的的设计过过程中着着重齿轮轮的布置置，并对对其受最最大载荷荷的危险险截面进进行强度度校核，轴轴承的选选用力求求结构简简单且满满足要求求。主减速器及及差速器器对提高高汽车行行驶平稳稳性和其其通过性性有着独独特的作作用，是是汽车设设计的重重点之一一。关键词：主主减速器器；差速速器；转转速；行行星齿轮轮；传动动比AbstrracttAutommobiil rreduuctiion finnal driive is onee off thhe bbestt immposssibble parrts in auttomoobille ggearringg. IIt ccan

3、chaang speeed andd drriviing tuiist witthinn a bigg sccopee .The pprobblemm off thhis dessignn iss teen mmeteers passsagger carr reeducctioon ffinaal uunitt ,iit s ppropperlly iin ccommmon usee . Thee deesiggn oof sscheeme, thhe bbettter dessignn annd iimprroveemennt oof sstruuctuure ,thhe ddesiign

4、andd caalibbrattionn off geear andd geear shiiftees , annd tthe sellectt off beeariingss , andd allso thee deesiggn eexpllainn thhe cconsstruuctiion of diffferrenttiall acctioon .The ttingg off thhe sscheeme dessierrmennt mmainn deesidde. Thee drrivee raatioo off geear , aaccoordiing to orgginaal dd

5、esiign parrameeterr annd cconsstraastiing thee saame typpe rreduuctiion finnal driive angg diiffeerenntiaal aassaay . Itt reealiize plaanett geear in thee deesiggn oof sstruuctuure . IIt pput to usee allterratiion bettterr geearss trranssmisssioon iin tthe dessignn off geear , aand commparre tthe ro

6、oot cconttactt tiiredd sttrenngthh off soome impporttantt geearss annd tthe facce ttwirrl ttireed sstreengtth . Itt erraphhaizze ppay atttenttionn too thhe pplacce oof ggearrs. Commparre tthe strrenggth of thee biiggeest loaad ddanggraees ssecttionn. IIt rrequuiree sttruccturre ssimpple andd acccorr

7、d wwithh deemannd iin sseleect of beaarinngs .Key wwordds : Reduuctiion finnal , DDifffereentiial , RRotaatioonall sppeedd ,PPlanntett geear , DDrivve rratiio 目 录摘要IAbstrracttII目 录IIII第1章 绪绪论1第2章 主减速速器的结结构形式式22.1主减减速器的的齿轮类类型22.2主减减速器的的减速形形式22.3主减减速器主主、从动动锥齿轮轮的支承承方案22.3.11主动锥锥齿轮的的支承22.3.22从动锥锥齿轮的的支承3

8、2.3.33主减速速器的轴轴承预紧紧及齿轮轮啮合调调整4第3章 主减速速器基本本参数选选择与计计算载荷荷的确定定53.1主减减速器齿齿轮计算算载荷的的确定53.1.11按发动动机最大大转矩和和最大抵抵挡传动动比确定定从动锥锥齿轮的的计算转转矩Tcce53.1.22 按驱动动轮打滑滑转矩确确定从动动锥齿轮轮的计算算转矩63.1.33按汽车车日常行行驶平均均转矩确确定从动动锥齿轮轮的计算算转矩63.2锥齿齿轮主要要参数的的选择63.2.11主、从从动锥齿齿轮齿数数Z1和Z273.2.22从动锥锥齿轮大大端分度度圆直径径D2和端面面模数mms73.2.33主、从从动锥齿齿轮齿面面宽b1和b283.2

9、.44双曲面面齿轮副副偏移距距E83.2.55中点螺螺旋角93.2.66螺旋方方向93.2.77法向压压力角10第4章 主减速速器锥齿齿轮的几几何尺寸寸计算114.1锥齿齿轮轮齿齿形状的的选择114.2锥齿齿轮的几几何尺寸寸计算11第5章 主减速速器锥齿齿轮的强强度计算算145.1单位位齿长圆圆周力145.2轮齿齿弯曲强强度155.3轮齿齿接触强强度16第6章 主减速速器锥齿齿轮轴承承的载荷荷计算186.1锥齿齿轮齿面面上的作作用力186.1.11齿宽中中点处的的圆周力力186.1.22锥齿轮轮的轴向向力和径径向力186.2锥齿齿轮轴承承的载荷荷计算196.3锥齿齿轮轴承承的寿命命计算206.

10、3.11 A轴承的的寿命计计算206.3.22 B轴承的的寿命计计算216.3.33 C、D轴承的的寿命计计算21第7章 齿齿轮材料料22第8章 对称式式圆锥行行星齿轮轮差速器器设计238.1差速速器齿轮轮主要参参数选择择238.1.11行星齿齿轮数nn238.1.22行星齿齿轮球面面半径RRb238.1.33行星齿齿轮和半半轴齿轮轮齿数ZZ1和Z2238.1.44行星齿齿轮和半半轴齿轮轮节锥角角、模数数及半轴轴齿轮节节圆直径径的初步步确定248.1.55压力角角248.1.66行星齿齿轮轴直直径d及支承承长度LL248.2差速速器轮齿齿的几何何计算258.3差速速器齿轮轮强度计计算26第9章

11、 驱驱动桥半半轴设计计279.1全浮浮式半轴轴计算279.2半轴轴的结构构设计279.2.11全浮式式半轴杆杆部直径径设计279.2.22半轴杆杆部设计计其他要要求289.3半轴轴的强度度校核289.3.11半轴的的扭转应应力289.3.22半轴花花键的剪剪切应力力289.3.33半轴花花键的挤挤压应力力29结 论330致 谢331参考文献3242 本科毕业设计（论文）第1章 绪绪论驱动桥处于于动力传传动系的的末端，其其基本功功能是增增大由传传动轴或或变速器器传来的的转矩，并并将动力力合理的的分配给给左、右右驱动轮轮，另外外还承受受作用于于路面和和车架或或车身之之间的垂垂直立、纵纵向力和和横向

12、力力。驱动动桥一般般由主减减速器、差差速器、车车轮传动动装置和和驱动桥桥壳。 汽车的主减减速器是是汽车传传动系是是汽车传传动戏中中的重要要部件之之一，它它能够将将传动装装置的扭扭矩传给给驱动车车轮，事事先降速速以增大大扭矩。本次设计的的是主减减速器总总成。并并要使其其有一定定的通过过性。本本次设计计的内容容包括有有：方案案选择，结结构的优优化设计计与改进进，齿轮轮与齿轮轮州的设设计与校校核，而而且在设设计过程程中，描描绘了主主减速器器与差速速器的组组成以及及差速器器的原理理和差速速过程。方案的确定定主要依依据的是是原始设设计数据据如齿轮轮的传动动比，对对比同类类型的减减速器及及差速器器做设计计

13、；结构构设计中中采用行行星齿轮轮和移位位锥齿轮轮传动，并并对其中中的重要要齿轮进进行齿面面接触和和疲劳强强度的校校核；而而轴的设设计中着着重与齿齿轮的布布置。并并对其中中最大载载荷的危危险截面面进行了了强度的的校核。轴轴承的选选用力求求结构简简单且满满足要求求。驱动桥是汽汽车最重重要的系系统之一一，是为为汽车传传输和分分配动力力所设计计的。通通过本课课题设计计，使我我们对所所学过的的基础理理论和专专业知识识进行一一次全面面的，系统统的回顾顾和总结结，提高高我们独独立思考考能力和和团结协协作的工工作作风风。为减小驱动动轮的外外廓尺寸寸,目前主主减速器器中基本本不用直直齿圆锥锥齿轮。实实践和理理论

14、分析析证明，螺螺旋锥齿齿轮不发发生根切切的最小小齿数比比直齿齿齿轮的最最小齿数数少。显显然采用用螺旋锥锥齿轮在在同样传传动比下下，主减减速器的的结构就就比较紧紧凑。此此外，它它还具有有运转平平稳、噪噪声较小小等优点点。因而而在汽车车上曾获获得广泛泛的应用用。近年年来，双双曲面齿齿轮在广广泛应用用到轿车的的基础上上，愈来来愈多的的在轻、中型型、重型型货车上上得到采采用。汽车在行驶驶过程中中的使用用条件是是千变万万化的。为为了扩大大汽车对对这些不不同使用用条件的的适应范范围，在在某些中中型车辆辆上有时时将主减减速器做做成双速速的，它它既可以以得到大大的主减减速比又又可得到到所谓多多档高速速，以提提

15、高汽车车在不同同使用条条件下的的动力性性和燃料料经济性性。第2章 主减速速器的结结构形式式2.1主减减速器的的齿轮类类型主减速器的的齿轮有有弧齿锥锥齿轮、双双曲面齿齿轮、圆圆柱齿轮轮和蜗轮轮蜗杆等等形式。根根据设计计要求采采用准双双曲面齿齿轮传动动。2.2主减减速器的的减速形形式 主减减根据减减速形式式特点不不同，主主减速器器分类为为单级主主减速器器、双级级主减速速器、双双速主减减速器、贯贯通式主主减速器器和单、双双级减速速配轮边边减速器器。 由于于单级主主减速器器具有结结构简单单、质量量小、尺尺寸紧凑凑、制造造成本低低等优点点，因而而广泛应应用于主主传动比比i07的汽车车上。本本设计要要求的

16、主主减速器器的传动动比为55.5771:1小于7，故采采用单级级主减速速器。2.3主减减速器主主、从动动锥齿轮轮的支承承方案主减速器必必须保证证主、从从齿轮有有良好的的啮合状状况，才才能使它它们很好好的工作作。齿轮轮的正确确啮合，除除与齿轮轮的加工工质量、齿齿轮的装装配调整整及轴承承、主减减速器壳壳体的刚刚度有关关以外，还还与齿轮轮的支承承刚度有有关。2.3.11主动锥锥齿轮的的支承 主主动锥齿齿轮的支支承形式式可分为为悬臂式式支承和和跨置式式支承两两种。本本设计中中的客车车最大质质量为1145000Kgg2吨，应应该采用用跨置式式支承。因因为在所所传递较较大的转转矩的情情况下悬悬臂式支支承难

17、以以满足刚刚度的要要求。 （aa）悬臂式式支承 （bb）跨置置式支承承图1 主减减速器锥锥齿轮的的支承形形式跨置式支承承中的导导向轴承承都采用用圆柱滚滚子轴承承，并且且其内外外圈可以以分离，以以利于拆拆装。圆圆锥滚子子轴承采采用背对对背反装装，并且且尽可能能减小良良轴承间间的距离离，增大大支承轴轴径，适适当提高高轴承的的配合紧紧度。2.3.22从动锥锥齿轮的的支承从动锥齿轮轮的支承承刚度与与轴承的的形式、支支承间的的距离及及载荷在在轴承之之间的分分布比例例有关。从从动锥齿齿轮多用用圆锥滚滚子轴承承支承。为为了增加加支承刚刚度，两两轴承的的圆锥滚滚子大端端应向内内，以减减小尺寸寸c+dd。为了了

18、使从动动锥齿轮轮背面的的差速器器壳处有有足够的的位置设设置加强强筋，以以增强支支承稳定定性，cc+d应应不小于于从动锥锥齿轮大大端分度度圆直径径的700%。为为了使载载荷能均均匀分配配在两轴轴承上，应应尽量使使尺寸cc等于或或大于尺尺寸d。图2 从动动锥齿轮轮的支承承方式在具有大主主动传动动比和径径向尺寸寸较大的的从动锥锥齿轮的的主减速速器中，为为了限制制从动锥锥齿轮因因受轴向向力作用用而产生生偏移，在在从动锥锥齿轮的的外缘背背面加设设辅助支支承。辅辅助支承承与从动动锥齿轮轮背面之之间的间间隙，应应保证当当偏移量量达到允允许极限限，即与与从动锥锥齿轮背背面接触触时，能能够制止止从动锥锥齿轮继继

19、续偏移移。主、从从动齿轮轮在载荷荷作用下下的偏移移量许用用极限值值，如下下图所示示。支撑撑面与从从动锥齿齿轮背面面间的安安装间隙隙应不大大于0.25mmm。图3 在载载荷作用用下主减减速器齿齿轮的容容许极限限便移量量 中型型和重型型汽车主主减速器器从动锥锥齿轮多多采用有有幅式结结构并有有螺栓或或者铆钉钉与差速速器壳突突缘连结结。2.3.33主减速速器的轴轴承预紧紧及齿轮轮啮合调调整通常汽车以以高档行行驶时，发发动机的的平均使使用转矩矩大约不不超过其其最大转转矩的770%。因因此主减减速器轴轴承的预预紧值可可取为发发动机最最大转矩矩时换算算所得轴轴向力的的30%。轴轴承预紧紧力的大大小可以以用轴

20、承承的摩擦擦力矩来来检验，其其值通常常为1至4N.mm。大型型、重型型车取大大值。在在此取33N.mm。主动动锥齿轮轮预紧度度的调整整，可通通过精选选两轴承承内圈内内的套筒筒长度、调调整垫圈圈厚度、轴轴承与轴轴肩之间间的调整整垫片等等方法进进行。因因主动锥锥齿轮采采用跨置置式支承承，故调调整垫圈圈厚度较较合适。在在调整轴轴承预紧紧度之后后，还应应进行主主减速器器齿轮的的啮合调调整。因因齿面接接触区和和齿侧间间隙的正正确调整整是保证证齿轮正正确啮合合、运转转平稳、延延长齿轮轮寿命的的重要条条件。第3章 主减速速器基本本参数选选择与计计算载荷荷的确定定3.1主减减速器齿齿轮计算算载荷的的确定 在设

21、设计中采采用格里里森制齿齿轮计算算载荷的的三种确确定方法法。3.1.11按发动动机最大大转矩和和最大抵抵挡传动动比确定定从动锥锥齿轮的的计算转转矩Tcce (3.1)式中：fii-性性能系数数，当116 取=00；-猛接离离合器所所产生的的动载系系数，性性能系数数=0的的汽车，Kd=1；i-变速速器一档档传动比比为6.3333； -主减速速器传动动比为55.5771；-发动机机到万向向传动轴轴之间的的传动效效率为00.9；k-液力力变矩器器系数，本本设计中中为手动动变速器器，故kk=1；n-计算算驱动桥桥数， n=11；计算得：=282260.20NN.m3.1.22 按驱驱动轮打打滑转矩矩确

22、定从从动锥齿齿轮的计计算转矩矩 （33.2）式中：-汽车在在满载状状态下一一个驱动动桥上的的静载荷荷，本设设计中后后桥为驱驱动桥，=95009.8=93100N ； -汽车最最大加速速度时的的后轴负负荷转移移系数，取1.11； -轮胎与与路面的的附着系系数，对对于安装装一般轮轮胎的公公路用汽汽车，在在良好的的混凝土土或沥青青路上，取0.85；-车轮滚滚动半径径，轮胎胎规格为为11RR22.5，=0.4933m； 计算得得：=4415773.559N.m3.1.33按汽车车日常行行驶平均均转矩确确定从动动锥齿轮轮的计算算转矩 （3.3）当计算锥齿齿轮最大大应力时时，计算算转矩应应取前两两种的较较

23、小值，即=minn,=Tce=2282660.220N.m当计算锥齿齿轮疲劳劳寿命时时，取 主动锥齿轮轮的计算算转矩为为=56636.37NN.m 为主主、从动动锥齿轮轮间的传传动效率率，计算算时对于于双曲面面齿轮副副，当6时，取90%； 3.2锥齿齿轮主要要参数的的选择主减速器锥锥齿轮的的主要参参数有主主、从动动锥齿轮轮齿数ZZ1和Z2、从动锥锥齿轮大大端分度度圆直径径D2和端面面模数mms、主、从从动锥齿齿轮齿面面宽b11和b2、双曲曲面齿轮轮副的偏偏移距EE、中点点螺旋角角、法向向压力角角等。3.2.11主、从从动锥齿齿轮齿数数Z1和Z2选择主、从从动锥齿齿轮齿数数时应考考虑如下下因素：

24、1） 为了磨合均均匀，ZZ1和Z2之间应应避免有有公约数数。2） 为了得到理理想的齿齿面重合合度和高高的轮齿齿弯曲强强度，主主、从动动齿轮和和应不少少于400 。3） 为了啮合平平稳、噪噪声小和和具有高高的疲劳劳强度，对对于商用用车，ZZ1一般不不小于66 。4） 主传动比ii0较大时时，Z11尽量取取得少些些，以便便得到满满意的离离地间隙隙。5） 对于不同的的主传动动比，ZZ1和Z2应有适适宜的搭搭配。6） 对于双曲齿齿轮单级级贯通式式主减速速器来说说，通常常主动齿齿轮的最最小齿数数为8。 根据上述述，取ZZ1=8，Z2=iZZ1=44.5688，Z2取45。3.2.22从动锥锥齿轮大大端分

25、度度圆直径径D2和端面面模数mms 对于单单级主减减速器，增增大尺寸寸D2会影响响驱动驱驱动桥壳壳高度尺尺寸和离离地间隙隙，减小小D2影响到到跨置式式主动齿齿轮的前前支承座座得安装装空间和和差速器器的安装装。D2可根据据经验公公式初选选，即 DD2= （33.4）式中：D22-从从动齿轮轮大端分分度圆直直径（mmm）； -直径系系数，一一般为113.00155.3 ； -从动动锥齿轮轮的计算算转矩（NN.m）,=miin, 。计算得D22=4266.444mm。ms由下式式计算，即即 =11 （3.5） 同同时，mms还应满满足 （3.6）式中ms-模数数系数，取取0.330.4计算得mss取

26、值范范围为99.144122.188，ms=9.48符符合要求求。3.2.33主、从从动锥齿齿轮齿面面宽b1和b2 锥齿齿轮齿面面过宽并并不能增增大齿轮轮的强度度和寿命命，反而而会导致致因锥齿齿轮轮齿齿小端齿齿沟变窄窄引起的的切削刀刀头顶面面宽过窄窄及刀尖尖圆角过过小。这这样，不不但减小小了齿根根圆角半半径，加加大了应应力集中中，还降降低了刀刀具的使使用寿命命。此外外，安装装时有位位置偏差差或由于于制造、热热处理变变形等原原因，使使齿轮工工作时载载荷集中中于轮齿齿小端，会会引起轮轮齿小端端过早损损坏和疲疲劳损伤伤。另外外，齿面面过宽也也会引起起装配空空间减小小。但是是齿面过过窄，轮轮齿表面面的

27、耐磨磨性会降降低。 对于从动动锥齿轮轮齿面宽宽b2，推荐荐不大于于其节锥锥距A22的0.33倍，即即b20.3 AA2=655.400mm，而而且b22应满足足b2100ms=944.8mmm，一一般也推推荐b2=0.1555 D22。 因此b22=0.1555 D22=0.15554226.444666mmm b1=1.1b22=722.066mm3.2.44双曲面面齿轮副副偏移距距EE值过大将将使齿面面纵向滑滑动过大大，从而而引起齿齿面早期期磨损和和擦伤；E值过过小，则则不能发发挥双曲曲面齿轮轮传动的的特点。一一般对于于总质量量较大的的商用车车，E(0.100.112) D242.6444

28、51.7288mm,且E20% A22=433.600mm。另另外，主主传动比比越大，则则E也应应越大，但但应保证证齿轮不不发生根根切。在在本设计计中E=45mmm 。双曲面齿轮轮的偏移移可分为为上偏移移和小偏偏移两种种。由从从动齿轮轮的锥顶顶向其齿齿面看去去，并使使主动齿齿轮处于于右侧，如如果主动动齿轮在在从动齿齿轮中心心线的上上方，则则为上偏偏移；在在从动齿齿轮中心心线下方方，则为为下偏移移。如果果主动齿齿轮处于于左侧，则则情况相相反。本本设计中中采用如如图所示示的方案案，主动动锥齿轮轮相对从从动锥齿齿轮呈下下偏移布布置。图4 双曲曲面齿轮轮的偏移移3.2.55中点螺螺旋角螺旋角沿齿齿宽是

29、变变化的，轮轮齿大端端的螺旋旋角最大大，轮齿齿小端的的螺旋角角最小。且且双曲面面齿轮副副的中点点螺旋角角是不相相等的。选择时，应应考虑它它对齿面面重合度度F、轮齿齿强度和和轴向力力大小的的影响。越大，则F也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般F应不小于1.25，在1.52.0时效果最好。但是过大，会导致轴向力增大。汽车主减速速器双曲曲面齿轮轮副的平平均螺旋旋角一般般为355400。商用用车选用用较小的的值以防防止轴向向力过大大，通常常取355。“格里森”制齿轮轮推荐用用下式预预选主动动齿轮螺螺旋角的的名义值值： （3.7）式中：-主动齿齿轮名义义（中点点）

30、螺旋旋角的预预选值； 、-主主、从动动齿轮齿齿数； -从动动齿轮的的分度圆圆直径； E-双双曲面齿齿轮副的的偏移距距。对于双曲面面齿轮，所所得螺旋旋角名义义值还需需按照选选用的标标准刀号号进行反反算，最最终得到到的螺旋旋角名义义值与预预选值之之差不超超过5。3.2.66螺旋方方向从锥齿轮锥锥顶看，齿齿形从中中心线上上半部向向左倾斜斜为左旋旋，向右右倾斜为为右旋。主主、从动动锥齿轮轮的螺旋旋方向是是相反的的。螺旋旋方向与与锥齿轮轮的旋转转方向影影响其所所受轴向向力的方方向，判判断轴向向力方向向时，可可以用手手势法则则，左旋旋齿轮的的轴向力力的方向向用左手手法则判判断，右右旋齿轮轮用右手手法则判判

31、断；判判断时四四指握起起的旋向向与齿轮轮旋转方方向相同同，其拇拇指所指指方向则则为轴向向力的方方向如图图7所示示。当变变速器挂挂前进挡挡时，应应使主动动齿轮的的轴向力力离开锥锥顶方向向，这样样可使主主、从动动齿轮有有分离趋趋势，防防止轮齿齿卡死而而损坏。考虑到汽车车发动机机为顺时时针旋转转，采用用图a中的布布置：主主动齿轮轮左旋，从从动齿轮轮右旋。主主动锥齿齿轮从背背面看为为顺时针针旋转，从从动锥齿齿轮从背背面看为为逆时针针旋转。图5 双曲曲面齿轮轮的偏移移和螺旋旋方向图6 螺螺旋方向向与轴向向力3.2.77法向压压力角 法向向压力角角大一些些可以增增加轮齿齿强度，减减少齿轮轮不发生生根切的的

32、最少齿齿数。但但对于小小尺寸的的齿轮，压压力角大大易使齿齿顶变尖尖宽度过过小，并并使齿轮轮端面重重合度下下降。因因此，对对于小负负荷工作作的齿轮轮，一般般采用小小压力角角，可使使齿轮运运转平稳稳，噪声声低。对对于双曲曲面齿轮轮，从动动齿轮轮轮齿两侧侧的压力力角是相相同的，但但主动齿齿轮轮齿齿两侧的的压力角角是不等等的。选选取平均均压力角角时，商商用车为为20或2230，在此此取=2230。 第4章 主减速速器锥齿齿轮的几几何尺寸寸计算4.1锥齿齿轮轮齿齿形状的的选择这里提出三三种轮齿齿形状，即即双重收收缩齿、标标准收缩缩齿和倾倾根锥母母线收缩缩齿。根根据汽汽车设计计中表表9-112中公公式（8

33、89）知知：2=344.94451338 ,2=2333.77864407,TR=0.18998211为正数数，采用用倾根锥锥母线收收缩齿。 （aa）标准准收缩齿齿 （b）双重收收缩齿图6 标准准收缩齿齿与双重重收缩齿齿4.2锥齿齿轮的几几何尺寸寸计算根据汽车车设计中中表9-12给给出的圆圆弧齿双双曲面齿齿轮的几几何尺寸寸计算步步骤。计算得锥齿齿轮的几几何尺寸寸如下：小齿轮齿数数Z1=8；大大齿轮齿齿数 ZZ2=455 ；大齿轮齿面面宽d=20.1155DD2=666mm ；小齿轮轴线线偏移距距E=（0.1100.112）D2=455mm ； 大齿轮大端端分度圆圆直径DD2=4226.444m

34、mm ；刀盘名义半半径rd=2666.7700(根据表表9-44选择) ；大齿轮在齿齿面宽中中点处的的分度圆圆半径RRm2=1180.94661mmm ；小齿轮在吃吃面宽中中点处的的分度圆圆半径RRm1=339.441099mm ；小齿轮节锥锥角1=111400599 ； 小齿轮中点点螺旋角角1=466211 119；大齿轮中点点螺旋角角2=322188288； 大齿轮节锥锥角2=777588522； 大齿轮节锥锥顶点到到小齿轮轮轴线的的距离=-0.82552mmm ；在节面内大大齿轮齿齿面宽中中点锥距距Am=1884.999755mm ；大齿轮节锥锥距A0=2117.999411mm ； 大

35、齿轮在齿齿面宽中中点处得得齿顶高高hm22=1.88662mmm ,齿齿根高hhm22=122.62247mmm ；倾根锥母线线收缩齿齿的大齿齿轮齿顶顶角2T=0.882；倾根锥母线线收缩齿齿的大齿齿轮齿根根角2T=44.666；大齿轮的齿齿顶高hh2=22.35597mmm ； 大齿轮齿根根高h2=115.330733mm ；径向间隙CC=1.93662mmm ；大齿轮的齿齿全高hh=177.6667mmm ； 大齿轮齿工工作高hhg=155.73308mmm ；大齿轮的面面锥角02=778448113； 大齿轮的根根锥角R2=773220112；大齿轮外圆圆直径dd02=4427.4222

36、6mmm ；大齿轮外缘缘至小齿齿轮轴线线的距离离X02=443.991055mm ；大齿轮面锥锥顶点至至小齿轮轮轴线的的距离ZZ0=-11.60086mmm,（负负号表示示该面锥锥顶点在在大齿轮轮轮体与与小齿轮轮轴线之之间）；大齿轮根锥锥顶点至至小齿轮轮轴线的的距离ZZR=1.69663mmm ,（正正号表示示该根锥锥顶点越越过小齿齿轮轴线线）；小齿轮的面面锥角01=116111116 ；小齿轮面锥锥顶点至至大齿轮轮轴线的的距离GG0=-11.96683mmm ，（负负号表示示该面锥锥顶点在在小齿轮轮轮体与与大齿轮轮轴线之之间） ；小齿轮外缘缘至大齿齿轮轴线线的距离离BR=2008.66932

37、2mm ；小齿轮轮齿齿前缘至至大齿轮轮轴线的的距离BB1=1338.446833mm ；小齿轮的外外圆直径径d01=1120.72449mmm ；小齿轮根锥锥顶点至至小齿轮轮轴线的的距离=9.114344mm ,（正正号表示示该根锥锥顶点越越过小齿齿轮轴线线）；小齿轮根锥锥角R1=110552334 ；在节平面内内大齿轮轮内锥距距Ai=1551.999411mm。第5章 主减速速器锥齿齿轮的强强度计算算在选好主减减速锥齿齿轮的主主要参数数后，可可根据所所选择的的齿形计计算锥齿齿轮的几几何尺寸寸，而后后根据所所确定的的计算载载荷进行行强度验验算，以以保证锥锥齿轮有有足够的的强度和和寿命。轮齿损坏

38、形形式主要要有弯曲曲疲劳折折断、过过载折断断、齿面面点蚀及及剥落、齿齿面胶合合、齿面面磨损等等。5.1单位位齿长圆圆周力主减速器锥锥齿轮的的表面耐耐磨性，常常用轮齿齿上的单单位齿长长圆周力力来估算算，即 (5.1)式中，p为为轮齿上上的单位位齿长圆圆周力（NN/mmm）；F为作用用在轮齿齿上的圆圆周力（N）；b2为从动齿轮的齿面宽（mm），b2=81.03mm 。 按发动动机最大大转矩计计算 （5.2）式中：Teemaxx -发动机机最大转转矩（NN.m），Temaax=8890NN.m ； ig-变速速器传动动比，常常取一档档进行计计算，分分别为66.3333； D1-主主动锥齿齿轮中点点分

39、度圆圆直径，D1=39.4109mm ；计算得：一一档时pp=11164.35NN.m 1.66mm , kks=(mms/255.4)0.225=00.78816 ； KKm-齿齿面载荷荷分配系系数，跨跨置式结结构 ：km=1.011.1 , kkm取1； KKv-质质量系数数，当轮轮齿接触触良好，齿齿距及径径向跳动动精度高高时,kkv=1.0 ； bb-所所计算齿齿轮的齿齿面宽（mmm），b1=722.6mmm , b22=666mm ； DD-所所讨论齿齿轮的大大端分度度圆直径径（mmm）, D1=1220.002mmm ,DD2=4226.444mmm ； JJw-所所计算齿齿轮的轮轮

40、齿弯曲曲,根据据图7， Jw11=0.28 ，Jww2=00.244计算得：w1=6689.87MMPaw11 =7700MMPa w2=3380.94MMPa w2 =7000MPPa得出结论：主、从从动锥齿齿轮的轮轮齿弯曲曲强度均均符合强强度要求求。图7弯曲计计算用综综合系数数，用于于平均压压力角为为2230，E/dd2=0.10的的双曲面面齿轮5.3轮齿齿接触强强度锥齿轮轮齿齿的齿面面接触应应力为 (5.4)式中: -锥齿齿轮轮齿齿的齿面面接触应应力(MMPa)； D1-主动动锥齿轮轮大端分分度圆直直径（mmm）, D1=1220.002455mm ； b- b1和b2中的较较小值（mm）,b=66mm ；ks-尺尺寸系数数，它考考虑了齿齿轮尺寸寸对淬透透性的影影响，通通常取11.0 ；-齿面品品质系数数，它取取决于齿齿面的表表面粗糙糙度及表表面覆盖盖层的性性质(如镀铜铜、磷化化处理等等)，对于于制造精精确的齿齿轮，取取1.00 ；Cp-综综合弹性性系数，钢钢对钢齿齿轮