重型载货汽车驱动桥的设计课程设计.docx

汽车设计课程设计说明书韦&理2£欠学QINGDAOtechnologicaluniversity题目：重型载货汽车驱动桥设计毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作者签名：日期：指导教师签名：日期：使用授权说明本人完全了解大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名：S期：学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名：日期：年月日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理。作者签名：日期：年月日导师签名:日期：年 月 日指导教师评阅书指导教师评价：一、撰写（设计）过程1、学生在论文（设计）过程中的治学态度、工作精神优口良中口及格口不及格2、学生掌握专业知识、技能的扎实程度优口良中口及格口不及格3、学生综合运用所学知识和专业技能分析和解决问题的能力优口良中口及格口不及格4、研究方法的科学性；技术线路的可行性；设计方案的合理性优口良中口及格口不及格5、完成毕业论文（设计）期间的出勤情况优口良中口及格口不及格二、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优口良中口及格口不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优口良中口及格口不及格三、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优口良中口及格口不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？ 优口良中口及格口不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平优口良中口及格口不及格建议成绩：优口良中口及格口不及格（在所选等级前的内画“）指导教师:（签名）单位：（盖章）年月日评阅教师评阅书评阅教师评价：一、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？优口良中口及格口不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？优口良中口及格口不及格二、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义优口良中口及格口不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？优口良中口及格口不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平优口良中口及格口不及格建议成绩：口优口良中口及格口不及格（在所选等级前的口内画“J”）评阅教师:（签名）单位：（盖章）年月日教研室（或答辩小组）及教学系意见教研室（或答辩小组）评价:一、答辩过程1、毕业论文（设计）的基本要点和见解的叙述情况口优口良口中口及格口不及格2、对答辩问题的反应、理解、表达情况口优口良口中口及格口不及格3、学生答辩过程中的精神状态口优口良口中口及格口不及格二、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？口优口良口中口及格口不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？口优口良口中口及格口不及格三、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义口优口良口中口及格口不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？口优口良口中口及格口不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平口优口良口中口及格口不及格评定成绩，优口良口中口及格口不及格（在所选等级前的口内画“J”）教研室主任（或答辩小组组长）:（签名）年月日教学系意见:系主任：（签名）年月日载重汽车驱动桥设计摘要驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已成为未来重载汽车的发。本文参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计。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，全浮式半轴和整体式桥壳的强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。本文不是采用传统的双曲面锥齿轮作为载重汽车的主减速器而是采用弧齿锥齿轮，希望这能作为一个课题继续研究下去。关键字：载重汽车驱动桥单级减速桥弧齿锥齿轮目录摘要1ABSTRACT错误！未定义书签。前言3第一章驱动桥结构方案分析6第二章主减速器设计92.1 主减速器的结构形式92.2 主减速器的基本参数选择与设计计算10第三章差速器设计341.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理351.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构361.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计37第四章驱动半轴的设计444. 1全浮式半轴计算载荷的确定454.1 全浮式半轴的杆部直径的初选464.2 全浮式半轴的强度计算474.3 半轴花键的强度计算错误！未定义书签。第五章驱动桥壳的设计475. 1铸造整体式桥壳的结构485.2桥壳的受力分析与强度计算49结论58致谢59参考文献60前言汽车驱动桥位于传动系的末端。其基本功用首先是增扭，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，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。对于重型载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KTy以上，最大转矩也在700N-m以上，百公里油耗是一般都在34升左右。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机一传动轴一驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失。在这一环节中，发动机是动力的输出者,也是整个机器的心脏，而驱动桥则是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的驱动桥成为新的课题。目前国内重型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些企业几乎占到国内重卡车桥90%以上的市场。设计驱动桥时应当满足如下基本要求：1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。3）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。5）具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量,减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。6）与悬架导向机构运动协调。7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。第一章驱动桥结构方案分析由于要求设计的是13吨级的后驱动桥,要设计这样一个级别的驱动桥,一般选用非断开式结构以与非独立悬架相适应，该种形式的驱动桥的桥壳是一根支撑在左右驱动车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传动件都装在其中，此时驱动桥，驱动车轮都属于簧下质量。驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：1）中央单级减速驱动桥。此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。般在主传动比小于6的情况卜.，应尽量采用中央单.级减速驱动桥。目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮，主动小齿轮采用骑马式支承，有差速锁装置供选用。2）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2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，可装入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，这种改制“三化”（即系列化，通用化，标准化）程度高，桥壳、主减速器等均可通用，锥齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级伞齿轮后，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，这时桥壳可通用，主减速器不通用，锥齿轮有2个规格。由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时，作为系列产品而派生出来的一种型号，它们很难变型为前驱动桥，使用受到一定限制；因此，综合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。3)中央单级、轮边减速驱动桥。轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。当前轮边减速桥可分为2类：一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥；另一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥。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2,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“三化”程度较高。但这类桥因轮边减速比为固定值2,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。单排、齿圈固定式圆柱行星齿轮减速桥，一般减速比在3至4.2之间。由于轮边减速比大，因此，中央主减速器的速比一般均小于3,这样大锥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。综上所述，由于设计的驱动桥的传动比为4.444,小于6。况且由于随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化，重型汽车驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势，主要是单级驱动桥还有以下几点优点:(1)单级减速驱动桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺简单，成本较低，是驱动桥的基本类型，在重型汽车上占有重要地位；(2)重型汽车发动机向低速大转矩发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展;(3)随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。因此，重型汽车不必像过去一样，采用复杂的结构提高通过性；(4)与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。从产品设计的角度看，重型车产品在主减速比小于6的情况下，应尽量选用单级减速驱动桥。所以此设计采用单级驱动桥再配以铸造整体式桥壳。图I-IMeritor单后驱动桥为中国重汽引进的美国ROCKWELL公司13吨级单级减速桥的外形图。图1-1Meritor(美驰)单后驱动桥第二章主减速器设计2.1 主减速器的结构形式主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。2.1.1 主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。而弧齿锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。2.1.2 主减速器的减速形式由于i=4.875V6,一般采用单级主减速器,单级减速驱动桥产品的优势:单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在重型汽车上占有重要地位；目前重型汽车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，重型汽车产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；与带轮边减速器的驱动桥相比,由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性增加。2.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式作为一个11.3吨级的驱动桥，传动的转矩较大，所以主动锥齿轮采用骑马式支承。装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增加支承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮背面的那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承；当采用骑马式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承一般称为导向轴承。导向轴承都采用圆柱滚子式，并且内外圈可以分离(有时不带内圈)，以利于拆装。2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算2.2.1 主减速器计算载荷的确定1 .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TceTce=KOTemax-内山。"InNfl(2-1)式中-max发动机的输出的最大转矩，在此取911.5NM;传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；该汽车的驱动桥数目在此取2；KI)猛接和动载系数，取1b分动器传动比，取1Z变速器I挡传动比，经计算得12.96当0.195道>16Temax当0.195-<16所以0. 195×28000 X 10911.5=59. 9>16(2-2)ma汽车满载时的总质量在此取28000%；/.%=-0.439<0即K0=1.0由以上各参数可求TCeT1×911.5×1×12.96×1×0.9×4.875CLCl/orz,rxrTce=25914.8565Nm22 .按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩心Tcs=G2m2rr/t.YoNm(2-3)式中G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥所承载11200ON的负荷；轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取9=0.85；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25;r车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为12.00R20,滚动半径为0.5291m；¾汽车最大加速度时后轴负荷转移系数取1.2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效率和传动比，乙取09,由于没有轮边减速器乙取1.0所以TCS = G2mz r / x ix=67160.43 N 加112000xL2x0.85x0.52910.9×1.03 .按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf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：Tcf=但Nm(2-4)式中：Ga汽车满载时的总重量，参考斯太尔1291.260/N65车型在此取280000N；GT所牵引的挂车满载时总重量，N,但仅用于牵引车的计算；»道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.020;在此取0.018fil汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.05-0.09在此取0.07fp汽车的性能系数在此取0;九”乙，n见式(2-1),(2-3)下的说明。所以<=(Ga+G)(f+叁+力)T(GJ+G)rr/Icf=IR+IH+IPJ4 11an280000×0.5291io八八。xr=(0.018+0.08+0)=16131.67jVw0.9×1.0×1v7式(21)式(2-4)参考汽车车桥设计山式(310)式(3-12)。2.2.2主减速器基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数4和Z2,从动锥齿轮大端分度圆直径。2、端面模数明、主从动锥齿轮齿面宽小和儿、中点螺旋角0、法向压力角。等。主动锥齿轮的计算转矩为：Tz=一二1OHGTz:住动锥齿轮的计算转矩N.mTc:minTce,Tcsn:io为4.875小于6,故选为90%I=JL=25914.8565=2221.780/12.96×0.9N.m主、从动锥齿轮齿数Z和N?选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1）为了磨合均匀，z1,N2之间应避免有公约数。2）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。3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车马一般不小于6。4）主传动比,°较大时，z尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。5）对于不同的主传动比，ZI和N2应有适宜的搭配。根据以上要求参考汽车车桥设计中表3-12表3-13取z=9Z2=40zl+Z2=49）401.从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数nt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。2又会影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。2可根据经验公式初选，即D2=Kd2V7(2-5)Kd2直径系数，一般取13.015.3Tc从动锥齿轮的计算转矩，Nm,为TCe和TCS中的较小者所以D2=(13.O15.3)25914.8565=(384.7452.77)mm初选=450?加则mt=D2Z2=440/40-11mm有参考机械设计手册表23.4-3中？选取Il则2=440皿根据S=KMvE来校核桃二11选取的是否合适，其中Kn=(0.30.4)此处，叫二(0.30.4)425914.8565=(8.878IL837),因此满足校核。3.主，从动锥齿轮齿面宽A和4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打，推荐不大于节锥4的0.3倍，即岳032,而且也应满足岳0ml,对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：Z>2=0.155D1=0.155X440=68.2mm在此取70mm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8=78%4 .双齿面齿轮副偏移距E对于总质量较大的商用车，£(0.10.12)4,，E=(452.8)在此取505 .中点螺旋角4螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小,弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选夕时应考虑它对齿面重合度£,轮齿强度和轴向力大小的影响，尸越大，则£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，£应不小于1.25,在1.5-2.O时效果最好，但尸过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35。40。，而商用车选用较小的夕值以防止轴向力过大，通常取35°。6 .螺旋方向主、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，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定重型载货汽车可选用22.5°的压力角。（产品名称或图号）准双曲面锥齿轮传动轮坯计算标准收缩齿（产品名称或图号）准双曲面锥齿轮传动轮坯计算标准收缩齿（产品名称或图号）准双曲面锥齿轮传动轮坯计算2.2.3主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算（产品名称或图号）准双曲面锥齿轮传动轮坏计算标准收缩齿1小轮齿数Z1：9.000000002大轮齿数Z2：40.000000003齿数比的倒数Z1/Z2：0.225000004大轮齿面宽b2：70.000000005偏置距E：50.000000006大轮节圆直径de2：440.000000007刀盘名义半径rb：203.200000008初选小轮螺旋角红IJ35.000000009妊IC正切值tangle：0.7002075410初选大轮节锥角之余切值cot?2c：0.2700000011?2c之正弦值sin?2c：0.9654290812初定大轮中点分圆半径rm2c:186.2099821113大、小轮螺旋角差角正弦值Sin拟C：0.2592312914拟C之余弦值CoS拟J0.9658152715初定小轮扩大系数Ke：1.1473309816小轮中点分度圆半径换算值rmlH：41.8972459717初定小轮中点分圆半径rmlc：48.0700080918轮齿收缩系数H：1.2400000019近似计算公法线KlK2在大轮轴线上的投影（截距）Q：737.7366085020大轮轴线在小轮回转平面内偏置角正切tan纾?0.0670254021偏置角余割SeC纾？L0022436922偏置角正弦Sin纾?0.0668753623大轮轴线在小轮回转平面内偏置角纾?3.8345374424初算大轮回转平面内偏置角正弦Sin0.2512502325褰钦0.2595769026初算小轮节锥角正切tan?lc：0.2576321627?IC角余弦cos?IJ0.9683785528第一次校正螺旋角差值拟'的正弦Sin拟'：0.2594545629拟'角余弦COS拟'：0.9657553230第一次校正小轮螺旋角正切0.6998360631扩大系数的修正量据：0.0000963832大轮扩大系数修正量的换算值据H：0.0000216933校正后大轮偏置角的正弦值Sin澹?0.2512487834褰钦¾fean澹？0.2595753035校正后小轮节锥角正切tan洌?0.2576337436小轮节锥角？1：14.4471512637?1角的余弦cos?l：0.9683781838第二次校正后的螺旋角差值的正弦Sin拟：0.2594531639拟值拟：15.0376173140拟余弦COS拟：0.9657556941第二次校正后小轮螺旋角的正切值tan红1：0.7002098642小轮中点螺旋角妊1：35.0000894143红1余弦COS妊1：0.8191511544大轮中点螺旋角红2：19.9624721045红2余弦COS妊2：0.9399164446-2正切tan红2：0.3632286647大轮节锥角余切cot?2：0.2667690648大轮节锥角?2：75.0631055049?2正弦sin?2：0.9662103050?2余弦cos?2：0.2577550251Bic：49.6438761352B2c：722.4300926653两背锥之和B12：772.0739688054大轮锥距在螺旋线中点切线方向投影T2：181.1425756855小轮锥距在螺旋线中点切线方向投影Tl：157.8436031256极限齿形角正切负值-tanaO：0.0579315957极限齿形角负值-aO：3.3155299358股0的余弦COS股0：0.9983261859B59：0.0008171160B60：0.0000291361B61：28,592.1968232862B62：0.0008148763B63：0.0016611064B64：202.8657813065齿线中点曲率半径r'O：203.2059119666比较r'0与rb比值V：0.9999709167A67：0.0579948868A68：180.2378798269A69：1.0243870670rm2圆心至轴线交叉点距离Am2：47.9664246271大轮节锥顶点至小轮轴线的距离A02,正数表示节锥顶点越过了小齿轮的轴线负值表示节锥顶点在大轮与轴线之间：1.7086381272737475767778798081828384858687888990919293949596979899100101102103104105106107108109大轮节锥上中点锥距Rm2：192.72200003大轮节锥上外锥距（节锥距）R2：227.69370109大轮节锥上齿宽之半0.5bm：34.97170106大轮在平均锥距上工作齿高h'm：17.06462774A76：0.33285828A77：0.69511641两侧压力角总和ac：22.50000000ac角正弦值Sinac：0.38268343平均压力角a：11.25000000a角余弦CoSa：0.98078528a角正弦tana：0.19891237A83：3.49458617齿顶角与齿根角总和护：15.37617916大轮齿顶高系数ha*2：0.17000000大轮齿根高系数hf*2：0.98000000大轮中点齿顶高ham2：2.90098672大轮中点齿根高hfm2：16.77333519大轮齿顶角IE2：0.862391132角正弦Sin2：0.01505100大轮齿根角$蔑2：4.97413731徽2角正弦sin2:0.08670606大轮大端齿顶高hae2：3.42734566大轮大端齿根高hfe2：19.80559368径向间隙c：2.60969416大轮大端齿全高he2：23.23293934大轮大端工作齿高h'e2：20.62324518大轮顶锥角（面锥角）疑2：75.92549663筵2角正弦Sin筵2：0.96998033筵2角余弦COS疑2：0.24318339大轮根锥角g2:70.088968202角正弦sin2:0.940222572角余弦cos2:0.340560592角余切COt疑2：0.36221273大轮大端齿顶圆直径dae2：441.76683109大端节圆中心至轴线交叉点距离AkIn2：56.98055608大轮轮冠至轴线交叉点距离Ake2：53.66901939大端顶圆齿顶与节圆处齿高之差膝am：-0.00033877大端节圆处与根圆处齿高之差膝mf：-0.06718561IlO111112113114115116117118119120121122123124125126127128129130131132133134135136137138139140141142143144145146147大轮面锥顶点到小轮轴线的距离Aoa2（参考71）：1.70897689大轮根锥顶点到小轮轴线的距离Aof2（参考71）：1.64145251A112：203.58403189修正后小轮轴线在大轮回转平面内的偏置角正弦Sin澹？0.24559883偏置角余弦CoS澹？0.96937156偏置角正切tan澹？0.25335882小轮顶锥角正弦Sin筵1：0.33012975小轮顶锥角（面锥角）筵1：19.27665082顶锥角余弦CoS筵1：0.94393556顶锥角正切tan筵1：0.34973759A120：12.19467258小轮顶锥顶点到轴线交叉点的距离Aoal（参考71）：0.08796308A122：0.01468874A123：0.84154227A124：14.19607504A125：4.82949956A126：-0.05914780A127：1.03138852A128：180.96163799A129：0.94729881A130：36.06941113小轮轮冠到轴线交叉点的距离Akel：214.12081311：36.12778554小轮前轮冠到轴线交叉点的距离Akih139.23236293：214.20877619小轮大端齿顶圆直径dael：149.83372142：198.23562595在大轮回转平面内偏置角正弦Sin澹？0.25222510偏置角澹？14.60922112偏置角余弦CoS澹？0.96766859：17.54794212小轮根锥顶点到轴线交叉点的距离Aof1（参考71）：-5.10163016：0.23532093小轮根锥角1：13.61054139CoS缸0.97191772tangl:0.24212022允许的最小侧隙jnmin：0.30480000允许的最大侧隙jnmax：0.40640000148：O.10175706149：16.10994523150大轮内锥距Ri：157.693701092.2.4 主减速器圆弧锥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。D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。它主要由于表面接触强度不足而引起的。点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。齿面剥落：发生在渗碳