[工学]毕业设计驱动桥设计计算说明书.doc

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。本设计要求根据CS1028皮卡车在一定的程度上既有轿车的舒适性又有货车的载货性能，使车辆既可载人又可载货，行驶范围广的特点，要求驱动桥在保证日常使用基本要求的同时极力强调其对恶劣路况的适应力。驱动桥是汽车最重要的系统之一，是为汽车传输和分配动力所设计的。通过本课题设计，使我们对所学过的基础理论和专业知识进行一次全面的，系统的回顾和总结，提高我们独立思考能力和团结协作的工作作风。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。1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。3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。4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。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，与同组同学商量。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：国内外CS1028皮卡车驱动桥的研究资料论述、驱动桥结构方案选择、主减速器设计计算、差速器设计计算、半轴设计计算、驱动桥壳的选择 2 驱动桥设计2.1 概述驱动桥是汽车传动系的主要组成部分。汽车的驱动桥处于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢的铅垂力、纵向力和横向力。它要保证当变速器处于最高挡时，在良好的路面上有足够的牵引力以克服行驶阻力和获得汽车最大的速度，这主要取决于驱动桥的传动比。虽然在汽车的整体设计时，从整车性能出发决定驱动桥的传动比，但是用什么形式的驱动桥、什么结构的主减速器和差速器等在驱动桥设计中要具体考虑。决大多数的发动机在汽车上是纵置的，为了使扭矩传给车轮，驱动桥必须改变扭矩的方向，同时根据车辆的具体要求解决左右扭矩的分配。整体式驱动桥一方面需要承担汽车的载荷；另一方面车轮上的作用力以及传递扭矩所产生的作用力矩都要由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的强度和刚度，以保证机件的可靠工作。驱动桥还必须满足通过性和平顺性的要求。6。在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置和桥壳等组成。它们应具有足够的强度和寿命、良好的工艺、合适的材料和热处理等。对零件应进行良好的润滑并减少系统的振动和噪音等1。 驱动桥的结构型式虽然可以各不相同，但在使用中对它们的基本要求却是一致的，其基本要求可以归纳为1：1）所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2）差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断（无脉动）地传递给左、右驱动车轮。3）当左右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力。4）能承受和传递路面和车架式车厢的铅垂力、纵向力和横向力以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩。5）驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性。6）轮廓尺寸不大以便于汽车的总体布并与所要求的驱动桥离地间隙相适应。7）齿轮与其他传动机件工作平稳，无噪声。8）驱动桥总成及零部件的设计应能满足零件的标准化，部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。9）在各种载荷及转速工况下有高的传动效率。10）结构简单，维修方便，机件工艺性好，容易制造。表2-1 汽车的主要技术参数总质量2305发动机的位置前置横列轴距2700车长/宽/高4820/1870/1835变速器型式手动五挡变速器轮胎尺寸235/75R15 发动机额定功率/转速78/4600最大扭矩/转速190/3200最大爬坡度最小离地间隙200接近角29离去角27.5传动轴开式，两节，中间支撑最高车速120轴荷分配满载前900后1405空载前845后780变速器速比一挡二挡三挡四档五挡倒挡3.92.771.971.413.92.2 驱动桥的结构方案 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5。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，CS1028皮卡车是商用车，考虑经济性，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。其结构图如2.1所示：2.3 主减速器设计2.3.1 主减速器的结构形式的选择2.3.1.1 主减速器的减速形式单级主减速器：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<7.6的各种中、小型汽车上。根据CS1028皮卡车的载荷小，主传动比7.6的特点，采用单级主减速器优势突出。2.3.1.2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90º。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。1 CS1028皮卡车的传动比在4.5左右，且对离地间隙有较高的要求，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2.3.1.3 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。2.3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算2.3.2.1 主减速齿轮计算载荷的确定参考文献1，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： =3034.395 N·m （2-1） =64612.5571 N·m （2-2）式中：Temax发动机量大转矩，N·m；190 N·mi1变速器最低档传动比i1=3.9 i0 主减速比i0= 4.55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；该车采用发动机后置后驱为1 G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说还应考虑到汽车加速时的负荷增大量；13769 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；货车为一般公路用车取=0.85；此车取1 rr车轮的滚动半径，m；0.37m，分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比(例如轮边减速器等)。该车无轮边减速器，故=97%，=1;故Tc=3034.395 N·m（2）上面求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tjm (N·m)为： 5 （2-3）=710.38 N·m 式中：Ga汽车满载总重，N；22589 NGT所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车； fR道路滚动阻力系数，计算时轿车取fR0.0100.015；载货汽车取0.0150.020；越野汽车取0.0200.035；该车取0.010 fH汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常，轿车取0.08；载货汽车和城市公共汽车取0.050.09；长途公共汽车取0.060.10，越野汽车取0.090.30。该车取0.08;fP汽车或汽车列车的性能系数：=-6.6由于fP计算为负，取0值。则fP=0注意：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。（3）主动锥齿轮的转矩计算5Tz=TC/ i0=3034.395 /0.954.55=702 N·m （2-4）Tz=Tjm/ i0=710.74/0.954.55=164.43 N·m （2-5）式中：Tc，Tjm计算转矩，N·m。按最低档传动比时Tc 3034.395N·m，按从动齿轮的平均计算转矩Tjm710.74N·mi0 主减速比4.55；上述传动部分的效率，取=95%；2.3.2.2 主减速器齿轮基本参数的选择（1） 齿数的选择对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当i06时，z1的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，Z1最好大于5。当i0较小(如i0=3.55)时，引可取为712，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数z1，z2之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。本车的主减速比为4.55，主减速比较小，参考文献5表3-10、3-13后选用Z1=10，Z2=44；实际主减速比为4.4；Z1+Z2=54>50符合要求。（2） 节圆直径的选择可根据文献1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：=205.57mm （2-6） 式中：d2从动锥齿轮的节圆直径，mm；Kd2直径系数，Kd2=13.015.3；Tc计算转矩，N·m; 3034.395 N·m根据该式可知从动锥齿轮大端分度圆直径的取值范围为 189.65mm223.20mm.参考文献5中推荐当以挡传递时，节圆直径应大于或等于以下两式算得数值中较小值：=200mm=287mm即在本设计中需使200mm当以直接传递时，则需满足以下条件=169mm最后根据上两式中所选得的值中的较大者，即可取=206mm（3） 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4.68，并用下式校核： （2-7）式中：Tc计算转矩，N·m； 3034.395 N·mKm模数系数，取Km=0.3-0.4。由（2-7）可得模数的取值范围为4.345.79故模数取4.68合适。（4） 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10：B=0.155d2 （2-8） =0.15520631.93mm 式中：d2从动齿轮节圆直径，206mm。 并且B要小于10m即46.818mm。 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5。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。1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14°30，或16°的法向压力角；载货汽车和重型汽车则应分别选用20°、22°30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22°30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21°15。1该轿车取齿轮法向压力角为19°2.3.3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5 mm 序号名称计算说明结果1小齿轮齿数Z1102大齿轮齿数Z2443笫一项计算值，第项计算值Z1/Z20.2272727274大齿轮齿面宽B345小齿轮轴线偏移距E416大齿轮分度圆直径d22067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0.27272611的正弦值0.9620912大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径86.644513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29.429618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 1.2619近似计算公法线 kk在大轮轴线上的投影347.1264120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207.004877106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。2.3.4 主减速器双曲面齿轮的强度计算2.3.4.1 单位齿长上的圆周力 （2-9）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： （2-10）第一挡：863.805MPa<893MPa直接档：=221.4859MPa<321MPa式中：Temax发动机最大转矩，N·m；ig变速器传动比，常取1档及直接档进行计算；档为3.9；直接档为d1主动齿轮节圆直径，46.818mm。F一从动齿轮的齿面宽，34mmn该车的驱动桥数目；该客车采用发动机后置后驱为分动器的转动比;按驱动轮打滑的转矩计算： (2-11)式中：则866.4749MPa893MPa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1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。2.3.4.2 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： (2-12)按(Tje、Tjh)较小值校核主动齿轮的弯曲强度：=415.984 MPa<从动齿轮的弯曲强度校核：=441.095 MPa<式中：Tj齿轮的计算转矩，N·m，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=0.6552；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，mm；Z计算齿轮的齿数；m端面模数，mm；J计算弯曲应力用的综合系数2.3.4.3 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：=2105.6256 MPa<式中:Tz、Tc分别为主动齿轮的工作转矩和最大转矩，N·m；Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N1/2mm；d1主动齿轮节圆直径，46.818mm；Kf表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取Kf=1；F齿面宽，34mm，取齿轮副中的较小值(一般为从动齿轮齿面宽)；J一一计算接触