☆南华大学机械工程学院毕业设计(论文)☆
名 称 齿顶圆直径 冠顶距 代号 计 算 公 式 和 说 明 计算结果 dae AK dae?de?2hacos? 当??90?时，AK?de?hasin?，当??90?2dae1?63.14,dae2?246.75 AK1?121.153mm AK2?22.086mm )，时，AK?Recos??hasin? 中点法向弦齿厚 snm ?snm?snm(1??nm??2?nm?nm1?0.06917rad ?nm2?0.04282rad 6snmcos?cos2?m mmzsnm1?8.273mm snm2???4.82mm 中点法向弧齿厚 当量齿数 snm snm1?(?2cos?m?2x1tan?n?xt1)mm snm2???mncos?m?snm1 snm1?8.28mm snm2?4.82mm zv1?16.13zv2?317.41 KF?0.3691 zv zv?zcos?cos3?m 33?v??Re(KFtan?m?1(1??R)3KFtan?m)纵向重合?v? 度 端面重合?va 度 式中：KF??R(1?0.5?R)(1??R) 当an?20?时，?va可查图表近似确定。也可按下公式计算：?va?(Ln1?Ln2)式中：?v??1.946 pn?17.3509mm pn ?va?1.292 pn??mecos?m(1??R)cosan(cos2?m?tan2?) Ln?(rn?ham)2?(rncos?n)2?rnsina?n rn?de(1?0.5?R)2cos?cos2?m，ham?ha?0.5btan?a 纵向重合?v? 度 33?v??Re(KFtan?m?1(1??R)3KFtan?m)KF?0.3691 第 11 页 共 75 页
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式中：KF??R(1?0.5?R)(1??R) 总重合度 ?v??1.946 ??2.336 ? 2???va??v2? （参考《机械零件设计手册》） 对计算数据的几点说明：
（1）Z1的确定原则：为了磨合均匀，Z1、Z2之间应避免有公约数。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少于40。为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，Z1一般不少于9；对于货车，Z1一般不少于6。当传动比i较大时，应尽量使Z1取得少些，以便得到满意的离地间隙。对于不同的传动比，Z1和Z2的搭配可参阅一些优先值。
（2）螺旋方向：从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右
倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向的选择式根据所要求的轴向力方向来决定的，螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。当变速器挂前档时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向。这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏；当变速器在倒档时，轴向力方向改变，但此力因倒档偶尔应用故影响较小。如将主齿轮可靠定位，虽用倒档仍可避免齿轮卡住。根据上述原因及发动机为顺时针旋转，所以一般汽车主减速器所用的主动齿轮均为左旋，而从动轮为右旋。
（3）主、从动锥齿轮的齿面宽b1和b2：一般推荐齿面宽的数值，对于螺旋锥齿
轮b在1/4---1/3节锥距之间。主齿轮比从动齿大10%左右，故大齿轮宽度为35mm。锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，在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
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空间的减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低
3.主减速器螺旋锥齿轮强度校核
锥齿轮要安全可靠地工作，必须右足够的强度和寿命。设计时，应根据其所
受载荷]尺寸大小验算其强度。
齿轮地损坏形式有很多，常见地主要右齿轮折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。齿轮的使用寿命除与设计的正确与否有直接关系外，在实际生产中也往往是由于材料、加工精度、热处理、装配调试以及使用条件不当造成损坏的。正确的设计只是减少或避免上述损坏地产生，强度计算是检验设计可靠性办法之一。目前强度计算多是近似的方法，在汽车工业中确定齿轮强度的主要依据是台架及道路试验，以及齿轮在实际使用中对情况的判断，而计算可作设计参考。随着计算机技术在汽车设计中的应用、试验设备与技术的发展，为有限寿命和有限元计算方法创造了条件，使计算更符合实际使用情况。 下面是格里森齿轮验算性的强度计算方法： （1） 单位齿长上地圆周力
在汽车工业地实践中，主减速器齿轮地表面耐磨性常常用齿轮上单 位齿长的圆周力来估算。 p?PN, mmb 式中 P------作用在齿轮上的圆周力，N； b------从动齿轮齿面宽，mm； 发动机为最大扭矩而变速器为直接档时， p?Memax3N ?10,d1mm2?b 式中 d1------主齿轮地分度圆直径，mm； 代入数据计算得：
p?169.273?10?176.35N?[p]?[321] 48mm2?40发动机为最大扭矩而变速器为一档时，
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p?Memax?i1 ?103,Nd1mm2?b代入数据计算得： p?169.27?2.593?10?456.75N?[p]?[893] 48mm2?40故，齿轮单位齿长上得圆周力符合安全要求，通过验证！ （2） 齿轮弯曲强度计算
螺旋锥齿轮的弯曲应力强度计算公式为：
主动齿轮 ?p?2Mpk0kskmkvmsb1D2JP?103,Nmm2
从动齿轮 ?G?2MGk0kskm?103,Nmm2
kvmsb2D2JP式中 MP、MG-------从齿轮、主齿轮上得作用扭矩，Nm；
ms--------端面模数，mm；
b1、b2--------主齿轮、被齿轮齿面宽，mm；
D2--------从动齿轮大端面分度圆直径，mm，在强度计算中，
假设载荷作用于齿宽中点，应该用齿宽中点处得分度圆直径，而现用大端分度圆直径代入公式中，进行运算，它的偏差在综合系数中予以修正；
对于汽车K0-------齿根弯曲强度和齿面接触强度的过载系数，
一般取K0?1；
反映了Ks---------齿根弯曲强度和齿面接触强度的尺寸系数，
材料性质得不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因数有关。 当 ms?1.6mm时，Ks?(ms0.25)； 25.4 ms?1.6mm时，Ks?0.5；
如作为计算接触强度用得尺寸系数，因零件尺寸大小对接触强度得影响不那么显著，其试验数据目前还不足。因此，除了个别有试验数据的场
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合外，通常取Ks?1。
Kv-------质量系数，它与齿轮精度（齿行误差、周节误差、齿圈
径向跳动）及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷得影响有关。接触好、周节及同心度准确得情况下，可取Kv?1。
跨置式结构Km?1.00~1.10；悬臂式Km-----齿面载荷分布系数，
结构Km?1.10~1.25；支承刚度大得取小值，支承刚度没把握得取大值。
JP、JG ----主动齿轮和从动齿轮的轮齿弯曲强度综合系数，由相
关得图表可以查取。 代入数据计算得：
2?2753?1?425.4?1 ?p??103?345.03Nmm2?[?p]?[700]
1?6?40?0.232?2753?1?425.4?1?p??103?496.24Nmm2?[?G]?[700]
1?6?35?0.182故，齿轮弯曲强度符合安全要求，通过验证！ (3) 齿轮接触强度计算
C?r?PD12MpmaxK01KsKmKfMp3?10?3,Nmm2
KvbIMpmax 式中 Mp-----------主动小齿轮的计算扭矩，Nm； Mpma xb
----------主动小齿轮的最大扭矩，Nm；
------------齿面宽取齿轮副中较小的一个，mm；
D1 --------------主动齿轮分度圆直径，mm；
决定于齿面最后加工得性质（如铣齿、Kf ---------------表面品质系数，
研齿、磨齿等）即表面光洁度及表面覆盖层的性质（如镀铜、磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确得齿轮可取Kf=1。
CP -----------综合弹性系数，钢对钢得齿轮为234。
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