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1、-毕业设计（论文）-机场摆渡车转向驱动桥设计（全套图纸）-第 42 页机场摆渡车转向驱动桥设计摘 要随着现代汽车的发展，机场摆渡车已经逐渐进入人们的生活中。车桥设计是汽车设计中重要的环节之一，国产驱动桥在国内市场占据了绝大部分份额，但仍有一定数量的车桥依赖进口，国产车桥与国际先进水平仍有一定差距。本次设计首先通过查阅近几年来有关国内外前驱动桥设计的文献资料，综合所学专业知识，了解并掌握了汽车前驱动桥结构及工作原理，根据所给的汽车参数制定了相应的设计方案。然后通过查阅相关标准、手册资料，确定了驱动桥的主要零部件的主要设计参数，完成转向器、万向节、主减速器、差速器、半轴及桥壳的结构和尺寸设计计算，
2、并进行相应校核，再根据所计算选取的参数画出了转向驱动桥的整体装配图、差速器装配图以及部分零件图。本设计中运用了3款基于Windows系统的软件。分别是，运用CATIA进行驱动桥的三维实体建模；运用ANSYS进行驱动桥壳的有限元分析；以及运用AutoCAD进行装配图和零件图的绘制。关键词：摆渡车；转向驱动桥；实体设计；有限元分析全套图纸三维加153893706Design of the Steering Drive Axle of Airport Shuttle BusesAbstractAs the development of the auto industry, the airport s
3、huttle buses has gradually become part of everyones life. Axle design is one of the important parts of automotive design, domestic drive axle in the domestic market accounted for the lions share, but there is still a certain number of axles dependent on imports, there is still a certain gap between
4、domestic axle and the international advanced level.Firstly, this design is lookup of the domestic and international front drive axle design documents in recent years, integrated the knowledge of our expertise we had knew and mastered the cars front drive axle structure and working principle, formula
5、ted according to the vehicle parameters to the corresponding design programs.Then referred to the relevant standard, manual data to determine the main design parameters of the main components of the drive axle, completed the structure and size of the steering, universal joints, main gear box, differ
6、ential, axle and axle housing, and check, according to the calculated parameters selected to draw the overall steering drive axle assembly drawings, the differential assembly drawings as well as some parts diagram. There are three kinds of softwares used in this design, which are CATIA to model the
7、axle, ANSY to accomplish the finite element analysis of the axle shell, and AutoCAD to draw assembly drawings and part drawings.Key Words:Shuttle Bus, Steering Drive Axle, Physical Design, Finite Element Analysis目 录摘 要IAbstractII第 1 章 绪论11.1 本课题研究的目的和意义11.2 国内外研究现状概述11.3 本文主要研究内容2第 2 章 转向驱动桥结构设计42.1
8、 转向驱动桥选型42.1.1 设计目标车辆主要参数42.1.2 转向驱动桥选型42.2 主减速器设计52.2.1 主减速器结构形式52.2.2 主减速器基本参数选择与设计计算72.2.3 主减速器第一级弧齿锥齿轮基本参数的选择102.2.4 主减速器第一级弧齿锥齿轮强度计算122.2.5 第二级斜齿圆柱齿轮设计计算152.2.6 第二级斜齿圆柱齿轮的强度计算182.2.7 主减速器齿轮的材料及热处理192.2.8 主减速器的润滑202.3 差速器设计202.3.1 差速器齿轮基本参数选择212.3.2 差速器齿轮强度计算242.4 半轴设计与万向节选择242.4.1 半轴杆部直径初步设计252
9、.4.2 半轴的强度计算262.4.3 半轴花键的设计和校核272.4.4 半轴的材料与热处理282.4.5 万向节的选择和设计292.5 本章小结30第 3 章 整体式转向梯形机构优化设计313.1 结构方案分析313.2 转向梯形机构优化设计313.3 MATLAB编程353.3.1 调用程序1353.3.2 调用程序2363.3.3 主程序373.3.4 运行结果373.4 本章小结37第 4 章 驱动桥壳有限元分析384.1 建立模型384.2 网格划分及定义材料394.3 最大垂向力工况394.4 最大牵引力工况414.5 最大制动力工况424.6 本章小结44结论45致 谢46参考
10、文献47Equation Chapter (Next) Section 1第 1 章 绪论1.1 本课题研究的目的和意义机场摆渡车是用于候机楼与飞机之间接送客人和机组人员的机场专用车辆。近年来随着我国经济的飞速发展，民用航空事业发展迅猛，存在数量可观的机场摆渡车潜在需求。有关数据表明，根据民航相关部门的数据，我国目前共有147个机场，每年对机场摆渡车的新增需求在50辆左右。到2020年中国将成为全球第二大民用航空市场，而5年内中国大陆将增加机场48个，这意味着大量的机场设备、机场地面配套设施的需求都将比较旺盛，机场摆渡车就是其中之一。转向驱动桥是车辆的重要大总成，承受着簧上及地面经车轮、车架或
11、承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。转向驱动桥的结构形式和设计参数除对车辆的可靠性和耐久性有重要影响外，也对轿车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性和操纵稳定性等有直接影响。因此，转向驱动桥的结构选型、设计参数选取及设计计算对车辆的整体设计具有及其重要的作用。转向驱动桥设计涉及的机械零部件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要涉及到所有的现代机械制造工艺（包括铸、锻、焊、热处理、粉末冶金等热加工工艺，车、铣、刨、磨、拉削、冷滚压或挤压、喷丸处理、冷冲、配对研磨等冷加工工艺，镀铜、镀锡
12、、镀锌、磷化处理、渗流处理等表面处理工艺等）。因此，通过对转向驱动桥的学习和设计实践，再加进优化设计、可靠性分析和有限元分析等内容，可以更好的掌握现代车辆设计与机械涉及的全面知识和技能。1.2 国内外研究现状概述目前国产驱动桥在国内市场占据了绝大部分份额，但仍有一定数量的车桥依赖进口，国产车桥与国际先进水平仍有一定差距。国内车桥厂的差距主要体现在设计和研发能力上，目前有研发能力的车桥厂家还不多，一些厂家仅仅停留在组装阶段。实验设备也有差距，比如工程车和牵引车在行驶过程中，齿轮啮合接触区的形状是不同的，国外先进的实验设备能够模拟这种状态，而我国现在还在摸索中。在具体工艺细节方面，我国和世界水平的
13、差距还比较大，归根结底车桥的功用是承载和驱动。在这两方面，今年来出现了一些新的变化。另外，在结构方面，单级驱动桥的使用比例越来越高；技术方面，轻量化、舒适性的要求将逐步提高。总体而言，现在汽车向节能、环保、舒适等方面发展的趋势，要求车桥向轻量化、大扭矩、低噪声、宽速比、寿命长和低生产成本发展。中央单级减速驱动桥。是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式，在载重汽车中占主导地位。目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋锥齿轮，有差速锁装置供选用。中央双级驱动桥。在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增大牵引力与速比时，可装
14、人圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥，桥壳、主减速器等均可通用：另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级锥齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥。圆锥行星齿轮式轮边减速桥。由圆锥行星齿轮式传动构成的轮边减速器，轮边减速比为固定值，它一般均与中央单级桥组成为一系列。在该系列中，中央单级桥仍具有独立性，可单独使用，需要增大桥的输出转矩，使牵引力增大或速比增大时，可不改变中央主减速器而在两轴端加上圆锥行星齿轮式减速器即可变成双级桥。这类桥与中央双级减速桥的区别在于：降低半轴传递的转矩，把增大的转矩直接增加到两轴端的轮边减速器上，其“
15、三化”程度较高。但这类桥因轮边减速比为固定值，因此，中央主减速器的尺寸仍较大，一般用于公路、非公路军用车。圆柱行星齿轮式轮边减速桥。一般减速比在至之间。由于轮边减速比大，因，中央主减速器的速比一般均小于，这样盆齿轮就可取较小的直径，以保证重型汽车对离地问隙的要求。这类桥比单级减速器的质量大，价格也要贵些，而且轮毅内具有齿轮传动，长时间在公路上行驶会产生大量的热量而引起过热：因此，作为公路车用驱动桥，它不如中央单级减速桥。1.3 本文主要研究内容设计过程中要分析驱动桥的设计要求，也要分析常见的转向驱动桥的结构、性能及特点，然后设计机场摆渡车的转向驱动桥，作出转向驱动桥装配总图；完成主减速器、差速
16、器、半轴、转向节、桥壳等的位置布置及其结构选择；最后还要对机构的运动及强度进行校核。首先了解汽车驱动桥总成的结构形式和布置情况，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，尤其是与悬架的结构形式与特性相适应，保证整个汽车预期使用性能为目的。其次对驱动桥的主减速器进行设计，包括主减速器的结构形式，主减速器传动比的确定，主减速器齿轮计算载荷的确定，主减速器齿轮基本参数的选择，主减速器齿轮的材料及热处理，主减速器轴承寿命计算，主减速器的润滑。然后确定差速器的结构形式及驱动车轮的传动装置，计算出差速器的传动效率及差速器的锁紧系数与转矩分配系数，选择半轴形式，完成对半轴的设计计算，
17、并适当考虑驱动车轮传动装置的万向节形式。最后优化设计转向梯形，计算出合适的转向梯形尺寸参数；完成驱动桥壳的垂直刚度和满载静强度的有限元分析，确定所设计的桥壳满足刚度强度条件。Equation Chapter (Next) Section 1第 2 章 转向驱动桥结构设计2.1 转向驱动桥的选型2.1.1 设计目标车辆主要参数汽车的主要参数包括尺寸参数，质量参数和汽车性能参数。汽车的主要尺寸参数有外部轮廓尺寸，轴距，轮距，前悬，后悬，车头长度和车厢尺寸等；汽车的质量参数包括整车整备质量，汽车总质量，载客量，轴荷分配等；汽车性能参数主要有动力性参数，燃油经济性参数，通过性几何参数，操作稳定性参数，
18、制动性参数等。与本设计有关的参数，如表2-1所示。表 21 整车主要参数序号参数名称数值序号参数名称数值1轴距（mm）82107发动机最大功率（KW/RPM）180/25002前轮距（mm）23508发动机最大转矩（Nm/RPM）925/1200-17003整备质量（kg）108009变速器一挡传动比3.104满载总质量（kg）2100010变速器高挡传动比1.005满载轴荷（kg）前轴700011轮胎295/80R22.5-16PR6后轴1400012轮胎滚动半径（mm）505.581212.1.2 转向驱动桥选型驱动桥的结构型式按齐总体布置来说共有三种，即普通的非断开式驱动桥，带有摆动半轴
19、的非断开式驱动桥和断开式驱动桥。普通非断开式驱动桥，由于其结构简单、造价低廉、工作可靠，最广泛地用在各种载货汽车、客车和公共汽车上。它的具体结构是桥壳是一根支承在左、右驱动车轮上的刚性空心梁，而齿轮及半轴等所有的传动机件都装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属簧下质量，使汽车的簧下质量较大，这是它的一个缺点。采用单级主减速器代替双级主减速器可大大减小驱动桥质量。采用钢板冲压焊接的整体式桥壳及钢管扩制的整体式桥壳，均可显著地减轻驱动桥的质量。驱动桥的轮廓尺寸主要决定于主减速器的型式。在汽车的轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定
20、主减速器速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，则可改用双级结构。后者仅推荐用于主减速比大于7.6且载货在6t以上的大型汽车上。在双级主减速器中，通常是把两级减速齿轮放在一个主减速器壳内，也可以将第二级减速齿轮移向驱动车轮并靠近轮毂，作为轮边减速器。在后一种情况下又有五种布置方案可供选择。机场摆渡车是一种主要运行在机场停机坪上的特种车辆，满载总质量较大，并且运行路况平顺，对车辆平顺性和通过性的要求不高，因此无需采用断开时驱动桥。同时，普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉，广泛应用在各种载货汽车、客车和公共汽车上。经上述分析，本设计采用普通非断开式驱动桥。2.2 主减速器设计E
21、quation Chapter (Next) Section 1主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠小齿轮与大齿轮啮合，通过大的传动比来增加扭矩。主减速器类型较多，有单级、双级、双速、轮边减速器等。2.2.1 主减速器结构形式（1）确定主减速器传动比i0主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡来研究i0对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0值，可使汽车获得最
22、佳的动力性和燃料经济性。对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pamax及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定： （2-1）式中：rr车轮的滚动半径，rr0.505migh变速器最高档传动比，igh1根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把np2500r/min，vamax50km/h，rr0.505m，igh1，代入式2-1计算出i09.5（2）主减速器形式的选择对一些载质量较大的
23、载货汽车和公共汽车，根据发动机特性和使用条件，要求主减速器具有较大的传动比，由一对锥形齿轮构成的单级主减速器已不能保证足够的离地间隙，这时则需要用两对减速齿轮降速增矩的双级主减速器。本设计中传动比i09.57.6，为了保证离地间隙，采用整体式双级主减速器，一级采用锥齿轮传动，二级采用圆柱齿轮传动。（3）齿轮类型的选择一级锥齿轮：在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是弧齿锥齿轮和双曲面齿轮。弧齿锥齿轮的主从齿轮轴线相交于一点，交角可以是任意的，但是绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都采用90交角的布置方案，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，因此弧齿锥齿轮能承受较大的符
24、合。加之其轮齿不是在齿的全长同时啮合，而是逐渐由齿的一端连续而平稳地转向另一端，因此其工作平稳，即使在告诉时，噪声和振动也很小。而且弧齿锥齿轮与双曲面齿轮的都有沿着齿廓方向的滑动，并且双曲面传动还具有齿长方向的纵向滑动，导致双曲面齿轮产生更多的热量，使接触点的温度升高，传动效率相比于弧齿锥齿轮的传动效率略低，达96%。在本次设计当中，一级齿轮传动采用弧齿锥齿轮传动。二级圆柱齿轮：减速器中，圆柱齿轮皆应采用斜齿轮。故在本设计中，二级齿轮传动采用斜齿圆柱齿轮传动。（4）齿轮支撑方案的选择输入部分、主动锥齿轮轴：现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有悬臂式、跨置式两种。装载质量为2t以上的汽车主减速
25、器主动齿轮都是采用跨置式支承。但是跨置式支承增加了导向轴承支座，使主减速器结构复杂，成本提高。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。故在这里采用悬臂式支撑结构合理。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，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，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离应大于2.5倍的悬臂长度，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悬臂长度。为了方便拆装，应使靠
26、近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。中间轴、从动锥齿轮以及主动圆柱齿轮轴：由于从动锥齿轮和斜齿圆柱齿轮带来了轴向力，这里采用两个大端向内背置的圆锥滚子轴承支撑。输出部分、从动斜齿圆柱齿轮：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，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。2.2.2 主减速器基本参数选择与设计计算（1） 双级主减速器减速比的分配在2.2.1中，已经根据式2-1计算出i09.5。由于计算齿轮计算转矩时需要知道各级齿轮副的传动比，而传动比分配问题的计算又需要结合各齿轮齿数综合考虑。故在此处先选择齿数比以解决减速比分配的问题。对于
27、普通的双级主减速器来说，由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些（通常i02/i011.42.0），这时第一级主动锥齿轮的齿数z1可选的较大，约在515范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿数和可选在6810的范围内。在本设计中，第一级主动锥齿轮齿数z115，从动锥齿轮齿数z237，传动比为i01z1/z22.467；第二级的传动比为i02i0/i013.867，主动圆柱齿轮齿数z115，从动圆柱齿轮齿数z258。（2）主减速器齿轮计算载荷的确定汽车主减速器锥齿轮有格里森和奥利康两种切齿方法，这里采用格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tc
28、e （2-2）式中：Tce计算转矩（Nm）kd猛接离合器所产生的动载系数，对于自动变速器，取1Temax发动机最大转矩，为925Nmk液力变矩器变矩系数，取1i1变速器一挡传动比，为3.10if分动器传动比，为1i0主减速器一级锥齿轮副传动比，为2.467发动机到主减速器从动锥齿轮之间的传动效率，在此取0.9n该汽车的驱动桥数目在此取1由以上各参数求得Tce6366.71Nm按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs （2-3）式中：Tcs计算转矩（Nm）G2满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，在此 G27000kg9.8N/kg68600Nm2汽车最大加速度时的前轴负荷转移系数，对于商用车
29、m21.11.2 在此取1.15轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，在良好的 混凝土或沥青路上，可取0.85rr车轮的滚动半径，为0.505mim主减速器从动锥齿轮到车轮之间的传动比，为3.867m主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率，取0.92由以上各参数求得Tcs9529.49Nm按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf （2-4）式中：Tcf计算转矩（Nm）Ft日常汽车形式的平均牵引力，根据汽车理论P3公式1-1求得 Ftrr7205.75Nm其他参数参见式2-2、2-3由以上各参数求得Tcf2025.43Nm由式2-2和式2-3求得的计算转矩，是作用到从
30、动锥齿轮上的最大转矩，不同于式2-4求得的日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc应取前面两种的较小值，即TcminTce，TcsTce6366.71Nm；当计算锥齿轮疲劳寿命时，取TcTcf2025.43Nm主动锥齿轮的计算转矩Tz （2-5）式中：Tz主动锥齿轮的计算转矩（Nm）Tc从动锥齿轮的计算转矩（Nm）i0减速器一级锥齿轮副减速比，为2.467G主、从动锥齿轮间的传动效率，对于弧齿锥齿轮副，取95%由以上各参数求得计算锥齿轮最大应力时：Tz2716.58Nm计算锥齿轮疲劳寿命时：Tz864.22Nm2.2.3 主减速器第一级弧齿锥齿轮基本参数的选择在2.2.2中已计算
31、，出第一级主动锥齿轮齿数z115，从动锥齿轮齿数z237，传动比为i01z1/z22.467；第二级的传动比为i02i0/i013.867，主动圆柱齿轮齿数z115，从动圆柱齿轮齿数z258。（1）从动齿轮大端分度圆直径D2和端面模数msD2可根据经验公式初选，即 （2-6）并且需要满足 （2-7） （2-8）式中：KD2直径系数，一般取13.015.3Tc从动锥齿轮计算转矩，为6366.71NmKm模数系数，为0.30.4由式2-6得D2240.94283.57mm由式2-7得ms6.517.66mm由式2-8得ms5.567.41mm因此，先取ms7mm，则D2259mm，D1105mm后
32、经过校核，将模数与大端分度圆直径扩大为：ms9mm，则D2333mm，D1135mm（2）主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2锥齿轮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。对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于节锥A2的0.3倍，即b20.3A2，而且b2应满足b210
33、ms，对于汽车主减速器弧齿锥齿轮推荐采用： b20.155D251.615mm 在此取b252mm一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取b157mm（3）中点螺旋角主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥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右旋，从锥顶看为顺时针运动，这样从动锥齿轮为左旋，从锥顶看为逆时针，驱动汽车前进。弧齿锥齿轮中点螺旋角推荐取为35（4）齿轮法向压力角的选
34、择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。选用压力角20（5）铣刀盘名义直径2rd的选择可用下式初步估算刀盘的名义直径： （2-9）式中：K系数，选取0.91.1范围内的某值，以使2rd为标准值A0从动齿轮的节锥距，为179.66mmAm从动齿轮的中点锥距，为153.66mm2从动齿轮的螺旋角，为35由以上各参数求得，2rd201.43284.75mm从动齿轮节圆直径d2333mm，选取刀盘半径为rd114.300mm因此，2rd228.600mm（6）主减速器弧齿锥齿轮的几何尺寸计算主减速
35、器弧齿锥齿轮的几何尺寸计算见表2-2，参考刘惟信编著汽车车桥设计表3-15。2.2.4 主减速器第一级弧齿锥齿轮强度计算（1） 单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，按发动机最大转矩计算时： （2-10）式中：p单位齿长上的圆周力（N/mm）Temax发动机输出的最大转矩，为925Nmig变速器的传动比，一挡时i13.10，最高挡时i41.00d1主动齿轮节圆直径，为135mmb2从动齿轮的齿面宽，为52mm由以上各参数求得，一挡时：p1816.95N/mm最高挡时：p4263.53N/mm一挡和最高挡时的单位齿长圆周力许用值分
36、别为：p1982N/mm p4214N/mm表 22 弧齿锥齿轮几何尺寸表序号参数名称数值序号参数名称数值1主动齿轮齿数z11514齿根高h1；h26.412mm12.272mm2从动齿轮齿数z23715径向间隙c1.692mm3端面模数m9mm16齿根角1；20.0340.0684齿面宽b252mm17面锥角01；0222.06868.0345齿工作高hg15.3mm18根锥角R1；R221.96667.9326齿全高h16.992mm19外圆直径d01；d02154.62mm336.54mm7法向压力角2020节锥顶点至齿轮外缘距离x01；x02162.54mm63.12mm8轴交角902
37、1理论弧齿厚s1；s219.742mm8.532mm9节圆直径d1；d2135mm333mm22齿侧间隙B0.300mm10节锥角1；222;6823螺旋角3511节锥距A0179.66mm24螺旋方向主动：右从动：左12周节t28.2744mm25驱动齿轮小齿轮13齿顶高h1；h210.58mm4.72mm26旋转方向主：顺时针从：逆时针在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%25%。以上数据都在许用范围内。因此，p1816.95N/mmp1120%125%1178.41227.5N/mm p4263.53N/mmp4120%125%
38、256.8267.5N/mm合理。（2）轮齿的弯曲强度计算轮齿的弯曲应力的计算公式为： （2-11）式中：w弯曲应力（MPa）Tc所讨论的齿轮上的计算转矩。对于从动齿轮，计算最大弯曲应力 时Tc6366.71Nm，计算疲劳弯曲应力时Tcf2025.43Nm；对于 主动齿轮，Tc2716.58Nm和Tcf864.22Nmk0超载系数，对于汽车k01ks尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等 因素有关，当ms1.6mm时，ks（ms/25.4）0.250.772km齿面载荷分配系数，对于悬臂式支承，km1.001.25，主动齿轮， 取1.00；对于跨置式支撑，km1.01.1，
39、从动齿轮，取1.0kv质量系数，它与齿轮精度及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的 影响有关，接触好，周节及同心度准确时，取kv1.0ms端面模数，为9mmb所讨论的齿轮的齿面宽，主动齿轮b157mm；从动齿轮b252mmD所讨论的齿轮的大端分度圆直径，D1135mm，D2333mmJw所讨论的齿轮的轮齿弯曲应力的综合系数，根据汽车车桥设计 中弯曲计算用综合系数与相啮合齿轮齿数的曲线关系图3-105，主动 齿轮，Jw1取0.252；从动齿轮Jw2取0.255由以上各参数求得：主动齿轮，最大弯曲应力w240.34MPaw700MPa 疲劳弯曲应力w76.46MPaw210MPa从动齿轮，最大弯曲应
40、力w247.36MPaw700MPa 疲劳弯曲应力w78.69MPaw210MPa合理。（3）轮齿接触强度计算锥齿轮轮齿的齿面接触应力： （2-12）式中：J齿面接触应力（MPa）cP综合弹性系数，钢对钢齿轮，cP取232.6N1/2/mmD1主动锥齿轮大端分度圆直径，为135mmTz计算最大接触应力时取Tz2716.58Nm；计算疲劳接触应力时取 Tz864.22Nmks尺寸系数，它考虑齿轮尺寸对淬透性的影响，取ks1.0kf齿面品质系数，取kf1.0b齿宽，取bb252mmJJ齿面接触强度的综合系数，根据汽车车桥设计中接触计算用综 合系数与相啮合齿轮齿数的曲线关系图3-120，取JJ0.1
41、06k0、km、kv同公式2-11由以上各参数求得：齿面最大接触应力：J1710.60MPaJ2800MPa齿面疲劳接触应力：J964.82MPaJ1750MPa合理。2.2.5 第二级斜齿圆柱齿轮设计计算（1）选定精度等级、材料、齿轮及螺旋角减速器的功率比较大，故大、小齿都选用硬齿面。选大、小齿轮的材料均为40CrMnTi，并渗碳后淬火，齿面硬度为5864HRC；选取精度等级。因为用表面淬火，齿轮的变形不大，不须磨削，初选其等级精度为8级精度；所设计的总传动比为9.5，第一级的齿轮传动的传动比确定为37/15，第二级的传动比为3.867，初选第二级齿轮小齿轮齿数z1=15，大齿轮齿数z2=5
42、8；选取螺旋角。为了不使轴承过大的轴向力，斜齿圆柱齿轮传动的螺旋角不宜选得过大，常在820之间选择，=18。（2）按齿根弯曲疲劳强度设计因为大小齿轮均用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强，因此初步决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。 （2-13）式中各参数的计算及选取方法如下：小齿轮传递的转矩T1Tcf2025430Nmm。小齿轮齿数z115，大齿轮齿数z258。根据哈尔滨工业大学出版社机械设计（第五版）表8.6选取齿宽系数d0.5。初选螺旋角18，由式2-14 （2-14）得1.53，根据机械设计图8.21，查得重合度系数Y0.76。由式2-15 （2-15）得0.775，根据机械设计图8.26，查得螺旋角系数Y0.87。Kt1.11.8，初取Kt1.6。齿形系数YF和应力修正系数Ys。当量齿数： zv1z1/cos317.44