微型轎車驅動橋設計總結

20、共汽車等，本車不采用。 綜上所述，本車采用單級主減速器。 2.1.2 主減速器齒輪的類型的選擇 在現(xiàn)代汽車驅動橋上， 主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。 圓柱齒輪傳動應用于發(fā)動機橫置的前置前驅動乘用車和雙級主減速器驅動橋。在某些公共汽車、無軌電車和超重型汽車的主減速器上，有時也采用蝸輪傳動。 螺旋錐齒輪 雙曲面齒輪 圓柱齒輪傳動 蝸桿傳動 圖 2.3 主減速器的幾種齒輪類型 （1）螺旋錐齒輪 其主、從動齒輪

21、軸線相交于一點。 交角可以是任意的， 但在絕大多數(shù)的汽車驅動橋上，主減速齒輪副都是采用 90o交角的布置。由于輪齒端面重疊的影響， 至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受大的負荷。 加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另—端，使得其工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時，噪聲和振動也是很小的 [2] 。 （2）雙曲面齒輪 其主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角也都是采用 90o。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移， 稱為上偏置或下偏置。 這個偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。 當偏移距大到一定程度時， 可使一個齒輪軸從另一個齒

22、輪軸旁通過。 這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊凄的支承。 這對于增強支承剛度、 保證輪齒正確嚙合從 4 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 而提高齒輪壽命大有好處。 雙曲面齒輪的偏移距使得其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。因此，雙曲面?zhèn)鲃育X輪副的法向模數(shù)或法向周節(jié)雖相等， 但端面模數(shù)或端面周節(jié) 是不等的。主動齒輪的端面模數(shù)或端面周節(jié)大于從動齒輪的。 這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關。 另外，由于雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的直徑及螺旋角

23、都 較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑為大， 從而使齒面間的接觸應力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當?shù)穆菪F齒輪比較，負荷可提高至 175％。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，則不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)可減少， 所以可選用較少的齒數(shù)，這有利于大傳動比傳動。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時， 采用雙曲面齒輪更為合理。 因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣， 則雙曲面從動齒 輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小，這對于主減速比 i ≥4.5 的傳動有其優(yōu)越性。當傳動比小 于 2 時，雙曲面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大， 這時選用

24、螺旋錐齒輪更 合理，因為后者具有較大的差速器可利用空間。 由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大， 還導致其進入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應的齒數(shù)多， 因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動工作得更加平穩(wěn)、 無噪聲，強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來方便。 （3）圓柱齒輪傳動 一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅動的轎車驅動橋，在此不采用。 (4) 蝸桿傳動 與錐齒傳動相比，蝸桿傳動有如下優(yōu)點 ①在輪廓尺寸和結構質量較小的情況下，可得到較大的傳動比（可大于 7）；②在任何轉速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲；③便于汽車的總布置及貫通式多橋

25、驅動的布置；④能傳遞大的載荷，使用壽命長。 但是由于蝸輪齒圈要求用高質量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低。 在此不采用。 像圓柱齒輪傳動只在節(jié)點處一對齒廓表面為純滾動接觸而在其他嚙合點還伴隨著沿 齒廓的滑動一樣， 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動都有這種沿齒廓方向的滑動。 此外，雙曲面齒輪傳動還具有沿齒長方向的縱向滑動。 這種滑動促使齒輪副沿整個齒面都能較好地嚙合，因而更促使其工作平穩(wěn)和無噪聲。 但雙曲面齒輪的縱向滑動產(chǎn)生較多的熱量， 使接觸點的溫度升高，因而需要用專門的雙曲面齒乾油來潤滑， 且其傳動效率比螺旋錐齒輪略低， 達 96％。其傳動效率與倔移距

26、有關，特別是與所傳遞的負荷大小及傳動比有關。負荷大時效率高。螺旋錐齒輪也是一樣，其效率可達 99％。兩種齒輪在載荷作用下對安裝誤差的敏感性本質上是相同的。 如果螺旋錐齒輪的螺旋角與相應的雙曲面主、 從動齒輪螺旋角的平均值相同，則雙曲面主動齒輪的螺旋角比螺旋錐齒輪的大， 而其從動齒輪的螺旋角則比螺旋錐齒輪的小， 因而雙曲面主動齒輪的軸向力比螺旋錐齒輪的大， 而從動齒輪的軸向力比螺旋錐齒輪的小。 兩種齒輪都在同樣的機床上加工， 加工成本基本相同。 然而雙曲面?zhèn)鲃拥男↓X輪較大，所以刀盤刀頂距較大，因而刀刃壽命較長。 5 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計

27、 由于本車的主減速器傳動比大于 5，且采用雙曲面齒輪可以增大離地間隙，所以不采用螺旋錐齒。綜上所述各種齒輪類型的優(yōu)缺點 , 本文設計的 CA1050輕型車主減速器采用雙曲面齒輪。 2.1.3 主減速器主動錐齒輪的支承形式 在殼體結構及軸承型式已定的情況下， 主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法， 對 其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確嚙合并具有較高使用壽命的重要因素之一 , 現(xiàn)在汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有以下兩種： （1）懸臂式 圖 2.4 懸臂式支承

28、 如圖 2.4 所示，齒輪以其輪齒大端一側的軸頸懸臂式地支承于一對軸承上。 支承距離 b 應大于 2.5 倍的懸臂長度 a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的 70%還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸 a。支承剛度除了與軸承開式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關以外， 還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。 當采用一對圓錐滾子軸承支承時， 為了減小懸臂長度和增大支承間的距離，應使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內(nèi)，而大端朝外，以縮短跨距，從而增強支承剛度。 其特點是結構簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉矩較小 的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。 （2）跨置式 如圖

29、2.5 所示，齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式。 跨置式支 承使支承剛度大為增加， 使齒輪在載荷作用下的變形大為減小， 約減小到懸臂式支承的 1 ／ 30 以下．而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至 1/5~1/7 。齒輪承載能力較懸臂式可提高 10%左右。 6 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 圖 2.5 跨置式支承 裝載質量較大的汽車主減速器主動齒輪都是采用跨置式支承。但是跨置式支承增 加

30、了導向軸承支座， 使主減速器結構復雜， 成本提高。乘用車和裝載質量小的商用車，常采用結構簡單、質量較小、成本較低的懸臂式結構。 CA1050作為輕型貨汽車 , 采用結構較為簡單的懸臂式支承，以降低其成本。 2.1.4 主減速器從動錐齒輪的支承形式及安置方法 圖 2.6 從動雙曲面齒輪的支承 主減速器從動雙曲面齒輪的支承剛度依軸承的形式、 支承間的距離和載荷在支承之間的分布而定。 為了增加支承剛度， 支承間的距離應盡可能縮小。 兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝

31、時應使他們的圓錐滾子的大端相向朝內(nèi)， 小端相背朝外。 為了防止從動齒輪在 軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應預緊。但為了增加支承剛度，應當減小尺寸 c ＋ d；為了使載荷均勻分配，應盡量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d。球面圓錐滾子軸承具有自動調(diào)位的性能， 對軸的歪斜的敏感性較小， 這一點當主減速器從動齒輪軸承的尺寸大時極為重要。向心推力軸承不需要調(diào)整， 但僅見于某些小排量轎車的主減速器中。 只有當采用直齒或人字齒圓柱齒輪時， 由于無軸向力， 雙級主減速器的從動齒輪才可以安裝在向心球軸承上。 綜上所述，由于本車為輕型載貨汽車， 主減速器從動齒輪不宜采向心球軸承， 應采用圓錐

32、滾子軸承支承，并用螺栓與差速器殼突緣連結。 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 2.2.1 主減速器計算載荷的確定 （1）按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩 Tce T ce T e max i1 i 0 k 0 T / n N m （ 2.1） 式中 : i 1 —— 變速器一擋傳動比，在此取 4.3 ，此數(shù)據(jù)此參考解放 CA1051輕型載貨汽 7 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 車； i0 —— 主減速器傳動比在此取 5.3 ，此數(shù)據(jù)此參考解

33、放 CA1051輕型載貨汽車 Te max —— 發(fā)動機的輸出的最大轉矩，在此取 300 N m ，此數(shù)據(jù)此參考解放 CA1050型載貨汽車； k0 —— 由于猛結合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般的載貨汽車， 礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取 k0 =1.0 ， 當性能系數(shù) fp >0 時可取 k0 =2.0 ； 1 16 - 0.195 mag 當0.195 mag 16 100 T emax Temax （2.2） fp 當0.195 mag 0

34、 16 Temax ma ——汽車滿載時的總質量在此取 5455 Kg ，此數(shù)據(jù)此參考解放 CA1050輕型 載貨汽車； 5455 10 =35>16 所以由式（ 2.2 ） 得： 0.195 即 fp <0 所以 k0 =1.0 300 n ——該汽車的驅動橋數(shù)目在此取 1； T ——傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取 0.9 。 根據(jù)以上參數(shù)可以由 (2.1 ）得： Tce = 300 4.3 5.3 1.0 0.9 =

35、6211 N m 1 Tcs （2）按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 Tcs G 2 rr / LB i LB （2.3） 式中： G2 ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，在此取 32550N，此數(shù)據(jù)此參考解放 CA1051輕型載貨汽車； ——輪胎對路面的附著系數(shù)， 對于安裝一般輪胎的公路用汽車， 取 =0.85 ； 對越野汽車取 =1.0 ；對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取 =1.25 ；在此取 =0.85 ； rr ——車輪的滾動半徑，在

36、此選用輪胎型號為 7.50-16 ，滾動半徑為 0.394m ； LB ， i LB ——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率 和傳動比， LB 取 0.9 ，由于沒有輪邊減速器 i LB 取 1.0 。 所以由公式（ 2.3 ）得 : T cs G 2 r r / LB i LB = 32550 0.85 0.394 =12112N m 0.9 1.0 （3）按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 Tcf 對于公路車輛來說， 使用條件較非公路車輛穩(wěn)定， 其正常持續(xù)的轉矩根據(jù)所謂的平均牽引

37、力的值來確定： 8 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 (Ga GT )rr N m （2.4） Tcf fR fH fP i LB LB n 式中： Ga ——汽車滿載時的總重量，在此取 54550N; GT ——所牽引的掛車滿載時總重量， N，但僅用于牽引車的計算； fR ——道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取 0.015~0.020 ；在此取 0.018 ； fH ——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車可取 0.05~0.09 在 此取 0.07 ；

38、 fp ——汽車的性能系數(shù)在此取 0； LB ，iLB ——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和 傳動比， LB 取 0.9 ，由于沒有輪邊減速器 i LB 取 1.0 ； n ——該汽車的驅動橋數(shù)目在此取 1； r r — — 車輪的滾動半徑 ，在 此選 用輪胎型號 為 7.50-16 ，滾 動半 徑為 0.394m。 所以由式（ 2.4 ）得： (Ga G T )r r fP Tcf fR fH i LB LB n = 54550 0.394 0.018 0.07 0 =2101.5 N

39、m 0.9 1.0 1 2.2.2 主減速器基本參數(shù)的選擇 （1）主、從動錐齒輪齒數(shù) z1 和 z2 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：①為了磨合均勻， z1 ， z2 之間應避免有公約數(shù)；②為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應不小于 40； ③為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車 z1 一般不小于 6；④主傳動比 i0 較大時， z1 盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙；⑤對于不同的主傳動比， z1 和 z2 應有適宜的搭配。 （2）從動錐齒輪大端分度圓直徑 D2 和端面模數(shù) m 對于單

40、級主減速器， 增大尺寸 D 2 會影響驅動橋殼的離地間隙， 減小 D 2 又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 D 2 可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即 D 2 K D 2 3 T c （ 2.5） KD 2 ——直徑系數(shù)，一般取 13.0 ～16.0 ； Tc ——從動錐齒輪的計算轉矩， N m ，為 Tce 和 Tcs 中的較小者取其值為 6221 N m ； 9 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 由式（ 2.5 ）得： D 2 =（ 13.0 ～ 16.0 ） 3 6221 =（

41、239.09 ～ 294.27 ） mm ； 初選 D 2 =260mm 則齒輪端面模數(shù) m =D 2 / z2 =260/35=7.43 mm D 2 = m z2 =35 7.43=260.05 mm （3）主，從動齒輪齒面寬 F 的選擇。 齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命， 反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小， 這樣不但會減小了齒根圓角半徑， 加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。 此外，安裝時有位置偏差或由于制造、 熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。 另外，齒面過寬也會

42、 引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。 另外 , 由于雙曲面齒輪的幾何特性 , 雙曲面小齒輪齒面寬比大齒輪齒面寬要大。 一般取 大 齒 輪 齒 面 寬 Fc =0.155 d2 =0.155 260.05=38.09mm ， 小 齒 輪 齒 面 寬 Fz =1.1 Fc =1.1 38.09=41.90mm （4）小齒輪偏移距及偏移方向的選擇 載貨汽車主減速器的 E 值，不應超過從從動齒輪節(jié)錐距的 20%（或取 E 值為 d 的10%~12%，且一般不超過 12%）。傳動比愈大則 E 值也應愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距 E 可達

43、從動齒輪節(jié)圓直徑 d2 的 20％～ 30％。但當 E 大干 d2 的 20％時，應檢查是否存在根切。 E=(0.1 0.12) d2 =(0.1 0.12) 260.05=26.01 31.20mm 初選 E=30mm a b c d 圖 2.7 雙曲面齒輪的偏移方式 雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種， 如圖 2.7 所示：由從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側， 這時如果主動齒輪在從動齒輪中心線上方時，

44、 則為上 10 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 偏移，在下方時則為下偏移。其中 a、b 是下偏移， c、d 是上偏移。雙曲面齒輪的偏移方向與其輪齒的螺旋方向間有一定的關系： 下偏移時主動齒輪的螺旋方向為左旋， 從動齒輪為右旋；上偏移時主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋。本減速器采用下偏移。 （5）螺旋角 的選擇 雙曲面齒輪螺旋角是沿節(jié)錐齒線變化的，輪齒大端的螺旋角 0 最大，輪齒小端螺旋 角 i 最小，齒面寬中點處的螺旋角 m 稱為齒輪中點螺旋角。 螺旋錐齒輪中點處的 螺旋角是 相等的。二對于雙曲面齒輪傳動，由于主動齒輪相

45、對于從動齒輪有了偏移距，使主動齒輪和從動齒輪 中點處的螺旋角不相等。且主動齒輪的螺旋角大，從動齒輪的螺旋角小。 選時應考慮它對齒面重合度 mf ，輪齒強度和軸向力大小的影響， 越大，則 mf 也越 大，同時嚙合的齒越多， 傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高， mf 應不小于 1.25 ， 在 1.5 ～2.0 時效果最好，但 過大，會導致軸向力增大。 汽車主減速器雙曲面齒輪大小齒輪中點處的平均螺旋角 多為 35°～ 40°。 主動齒輪中點處的螺旋角可按下式初選 : z = 25 +5 z2 + 90 E （ 2.6）

46、 z1 d2 z -- 主動輪中點處的螺旋角， mm； z1 ， z2 ——主、從動輪齒數(shù)；分別為 8，35； E ——雙曲面齒輪偏移距 , 30mm； d2 ——從動輪節(jié)圓直徑， 260.05mm； 由式（ 2.6 ）得 : z = 25 +5 35 +90 30 =45.84 8 260.05 從動齒輪中點螺旋角 c 可按下式初選 : sin E 30 0.20 F 260.05 38.09 d2 2 2

47、 2 2 ——雙曲面齒輪傳動偏移角的近似值； F ——雙曲面從動齒輪齒面寬為 38.09mm； 11.61 c = z - =45.84 °- 11.61 =34.23 ° c 、 z 從動齒輪和主動齒輪中點處的螺旋角。 平均螺旋角 = z + c = 45.84 +34.32 =40.04 °。 2 2 （6）螺旋方向的選擇。 11 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計

48、 圖 2.8 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。 如圖 2.8 所示，螺旋方向與雙曲面齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向， 當變速器掛前進擋時， 應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、 從動齒輪有分離的趨勢， 防止輪齒因卡死而損壞。 所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動， 這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。 （7）法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強度，

49、 減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)， 但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小， 并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降， 對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側的法向壓力角不等， 因此應按平均壓力角考慮， 載貨汽車選用 22°30′或 20°的平均壓力角，在此選用 20°的平均壓力角。 2.2.3 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算 （1）大齒輪齒頂角 2 與齒根角 2 圖 2.9（ a）標準收縮齒和 （ b）雙重收縮齒 12 中國地質大學長城學院 2012

50、 屆畢業(yè)設計 標準收縮齒和雙重收縮齒各有其優(yōu)缺點，采用哪種收縮齒應按具體情況而定。雙重收 縮齒的優(yōu)點在于能提高小齒輪粗切工序的效率。 雙重收縮齒的輪齒參數(shù)， 其大、小齒輪根錐角的選定是考慮到用一把使用上最大的刀頂距的粗切刀， 切出沿齒面寬方向正確的齒厚收縮來。當大齒輪直徑大于刀盤半徑時采用這種方法是最好的， 不是這種情況而要采用雙重收縮齒，齒高的急劇收縮將使小端的齒輪又短又粗。標準收縮齒在齒高方向的收縮好， 但可能使齒厚收縮過多， 結果造成小齒輪粗切刀的刀頂距太小。 這種情況可用傾錐根母線收縮齒的方法或仔細選用刀盤半徑加以改善， 即當雙重收縮齒會使齒高方向收縮過多，

51、而標準收縮齒會使齒厚收縮過多時，可采用傾錐根母線收縮齒作為兩者之間的這種。 大齒輪齒頂角 2 和齒根角 2 為了得到良好的收縮齒 , 應按下述計算選擇應采用采用 雙重收縮齒還是傾錐根母線收縮齒。 ①用標準收縮齒公式來計算 2 及 2 3843h 'm2 2 Am 3438h''m2 2 Am h 'm2 hgm K a h ''m2 1.150hgm 0.15 KRm2 cos 2 hgm z2 d2 Fc sin 2i Rm2 2.0 2i arc cot1.2 z1 z2

52、 Rm2 Am sin 2 2 arctan z2 z1 由（ 2.6）與（ 2.14）聯(lián)立可得 :  （ 2.6） （ 2.7） （ 2.8） （ 2.9） （ 2.10） （ 2.11） （ 2.12） （ 2.13） （ 2.14） d2 Fc sin arccot1.2 z1 Rm2 z2 （2.15） 2.0

53、13 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 K ( d2 Fc sinarccot1.2 z1 )cos 2 hgm z2 2.0z2 K a K (d2 Fc sinarccot1.2 z1 )cos 2 h 'm 2 z2 2.0z2 h ''m2 (1.15 K a )hgm 2 3438 K cos 2 K a sin arctan z2 z2 z1 式中： z1 , z2 ——小齒輪和大齒輪的齒數(shù)； d2 ——大齒輪的最大分度圓直徑 , 已算出為 260.05mm； Rm2 —

54、—大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑； Am ——在節(jié)錐平面內(nèi)大齒輪齒面寬中點錐距 mm； hgm ——大齒輪齒面寬中點處的齒工作高； K a ——大齒輪齒頂高系數(shù)取 0.15 ； h ' h ''m2 ——大齒輪齒寬中點處的齒跟高； 2 ——大齒輪齒面寬中點處的螺旋角； 2 ——大齒輪的節(jié)錐角； K ——齒深系數(shù)取 3.7 ； Fc ——從動齒輪齒面寬。 所以： 260.05 38.09sin arccot(1.2 8 ) Rm2 2.0 35 111.66

55、3.7 260.05 38.09 sin arccot(1.2 8 ) cos34.23 hgm 35 9.76 2.0 35 0.15 3.7 260.05 38.09 sin arccot(1.2 8 ) cos34.23 h 'm 2 35 2.0 35 h ''m2 9.76 (1.15 0.15) 9.76 260.05 38.09sinarccot(1.2 8 )

56、 Am sin 77.12 2.0 35 114.54  （ 2.16 ） （ 2.17） （ 2.18） （ 2.19） 1.46 14 中國地質

57、大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 2 3438 3.7 cos34.23 0.15sin arctan 35 43.82 ' 0.73 ° 35 8 K cos d2 Fc sin arccot1.2 z1 2 0.15 z2 2 3438 1.150 2.0sin z2 2 K cos d2 Fc sinarccot1.2 z1 2 0.15 z2 2 3438 1.150 2.0sin 2 z2

58、3.7 cos34.23 260.05 38.09sinarccot1.2 8 0.15 35 3438 1.150 35 35 2.0sin arctan 8 292.95' 4.88 ②計算標準收縮齒齒頂角與齒根角之和。 s 2 2 43.82 292.95 336.77 D TR （2.20） ③ TR s sin 2 Rm2 tan 2 10560 cos 2

59、rd D tan （2.21） z2 sin 2 （ 2.22） Rm2 cos 2 TR 0.02 z1 1.06 （2.23）由 式（ 2.19 ）與（ 2.23 ）聯(lián)立可得 : sin 2 sin 2 tan 2 TR 10560 cos 2 cos 2rd (0.02z1 1.06) （ 2.24） s z2 tan rd ——刀盤名義半徑 , 按表選取為 114.30mm TR ——輪齒收縮系數(shù)

60、 15 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 sin77.12 sin77.12 tan34.23 cos34.23 cos34.23 114.30 T 10560 (0.02 8 1.06) R 337.77 35 tan20 0.05 0 ④當 TR 為正數(shù)時 , s 為傾根錐母線收縮齒， 應按傾根錐母線收縮齒重新計算 2及 2。 ⑤按傾根錐母線收縮齒重新計算大齒輪齒頂角 2 及齒跟角

61、2。 2TR 2 （2.25） 2 K a TR （2.26） TRTR S （2.27） TR 0.02 z1 1.06 （2.28） 由式（ 2.25 ）與（ 2.25 ）聯(lián)立可得 : 2 K aS (0.02 z1 1.06) （2.29） 2 (0.02 z1 1.06) S2 （2.30） K a ——大齒輪齒頂高系數(shù)取 0.15 TR ——傾根錐母線收縮齒齒根角齒頂角之和 2 0.15 336.77 (0.02 8 1.06) 67.12' 1.12 2 (0.

62、02 8 1.06) 336.77 67.12 380.34' 6.34 （2）大齒輪齒頂高 h2 ' h2 ' h 'm2 ( A0 Am )sin 2 （2.30） A0 0.5d2 （ 2.31） sin 2 A0 ——大齒輪節(jié)錐距 . 由式（ 2.30），（2.31）得： 0.5 260.05 A0 133.38 sin 77.12 h2 '

63、 1.46 (133.38 114.54) sin1.12 1.77 （ 3）大齒輪齒跟高 h ''2 . h ''2 h ''m2 ( A0 Am )sin 2 （2.32） 16 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 h ''m2 ——大齒輪齒寬中點處齒跟高 由式（ 2.32 ）得： h ''2 9.76 (133.38 114.54) sin 6.34 11.84 （4）徑向間隙 C 0.15 hgm 0.05 0.15 9.76 0.05 1.51

64、 （5）大齒輪齒全高 h2 h '2 h ''2 1.17 11.84 13.01 （6）大齒輪齒工作高 h2 g h2 C 13.01 1.51 11.5 （7）大齒輪的面錐角 02 2 2 77.12 1.12 （8）大齒輪的根錐角 R 2 2 2 77.12 6.34 70.78 （9）大齒輪外圓直徑 h '2 cos 2 d2 1.77 cos77.12 260.84 d02 0.5 260.05 0.5 （10）小齒輪面錐角 sin 01 cos R2 cos cos

65、70.78 cos11.61 0.32 1 18.81 （11）小齒輪的根錐角 sin R1 cos 02 cos cos78.24 cos11.61 0.20 R1 11.52 （12）小齒輪的齒頂高和齒根高 齒頂高 : h '1 hg 11.5 5.75 mm C 1.51 2 2 齒根高； h''1 h h '1 13.01 7.26 5.75mm 17 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 [5] 表 2.2 主減速

66、器雙曲面齒輪的幾何尺寸參數(shù)表 序 號 項 目 1 主動齒輪齒數(shù) 2 從動齒輪齒數(shù) 3 端面模數(shù) 4 主動齒輪齒面寬 5 從動齒輪齒面寬 6 主動齒輪節(jié)圓直徑 7 從動齒輪節(jié)圓直徑 8 主動齒輪節(jié)錐角 9 從動齒輪節(jié)錐角 10 節(jié)錐距 11 偏移距 12 主動齒輪中點螺旋角 13 從動齒輪中點螺旋角 14 平均螺旋角 15 刀盤名義半徑 16 從動齒輪齒頂角 17 從動齒輪齒根角 18 主動齒輪齒頂高 19 從動齒輪齒頂高 20 主動齒輪齒根高  符號 z1 z2 m FZ FC d1 d2 1 2 A0 E 1 2 rd 2 2