汽車減速器畢業(yè)設計

1、摘 要隨著工業(yè)和國防現(xiàn)代化的發(fā)展，無論對公路運輸還是非公路運輸?shù)能囕v都提出更高的要求。主減速器是汽車傳動部分的重要部件之一，是汽車傳動系最主的部件之一。 主要作用是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪降速增矩，對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。為滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不一樣的。本文設計的是輕型卡車主減速器的設計，設計主要包括：主減速器結構的選擇、主、從動錐齒輪的設計、軸承的設計與校核，軸的設計與校核等。主減速器對提高汽車形式平穩(wěn)性和其通過性有著獨特的作用，是汽車設計的重點之一。關鍵詞：主減速器 齒輪 軸承 設計 校核AbstractWith th

2、e development of industry and national defense modernization regardless of the highway transportation or non - road transport vehicles are put forward higher requirements. Automobile main reducer is automotive drive axle of the main assembly structure is one of the main transmission components, auto

3、motive transmission system. Automobile main reducer in the transmission lines use to vehicle speed,increased the torque ,it is less dependent on the bevel of more gear drive of less bevel gear.Purchase of the longitudinal engine automobiles,the main bevel gear reducer also used to change the driving

4、 force for the direction of transmission. Automobile main reduce has different strcture to fit different requirement.The design mainly includes:main gear box structures choice.host、driven bevel gears design,bearings design and check,axiss design and check.Automobile main reducer to reducer the car d

5、riving and differential stability and its though sex has a unique function,is one of the focal points of automotive design.Key word: Automobile main reduce Gear Bearing Design Check.第一章 緒論1.1.1主減速器概述 主減速器功用是在傳動系中降低轉速，增大轉矩并改變轉矩旋轉方向（90）.另外它布置在動力向驅動輪分流之前的位置。這樣，有利于減小前面?zhèn)鲃硬考ㄈ缱兯倨?、傳動軸等）所傳遞的轉矩，從而可以減小這些部件的尺寸

6、和質量。 在現(xiàn)代汽車驅動橋上，主減速器種類很多，包括單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。其中應用得最廣泛的是采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪的單級主減速器。在雙級主減速器中，通常還要加一對圓柱齒輪（多采用斜齒圓柱齒輪），或一組行星齒輪。在輪邊減速器中則常采用普通平行軸式布置的斜齒圓柱齒輪傳動或行星齒輪傳動。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。目前隨著物價的上漲，人們?nèi)找骊P注汽車經(jīng)濟性，這不僅僅只對乘用車，對于輕型載貨汽車，輕型載貨汽車所采用的發(fā)動機都是大功率，大轉矩的。因此提高其燃油經(jīng)濟性也是各商用車生產(chǎn)商來提高其產(chǎn)品市場競爭力的一

7、個法寶因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的傳動系便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設計新型的主減速器已成為了新的課題1.1.2設計主減速器時應滿足的如下基本要求：1)選取適當?shù)闹鳒p速器，以保證汽車在給定的條件下有最佳動力性和燃油經(jīng)濟性；2)外廓尺寸小，保證汽車足夠的離地間隙，以滿足通過性要求；3)齒輪及其他傳動件工作工作平穩(wěn)，噪聲??；4)在各種載荷和工況下有較高的傳動效率；5)具有足夠的剛度和強度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能的降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的行駛平順性；6)與懸架的導向機構運動協(xié)調；

8、7)結構簡單，加工工藝性好，制造容易、維修、調整方便。第二章 減速器設計的主要內(nèi)容2.1主減速器的結構型式的選擇主減速器的結構型式，主要是根據(jù)其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異2.1.1主減速器的齒輪類型主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。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。(a) 螺旋錐齒輪 （b）雙曲面齒輪傳動 (c) 圓柱齒輪傳動 （d）蝸桿傳動圖2.3 主減速器

9、的幾種齒輪類型弧齒錐齒輪傳動 特點是主從動齒輪的軸線垂直交于一點。由于齒輪端面重疊的影響，至少有兩對以上的齒輪同時嚙合，因此可以承受較大的負荷，加之其齒輪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)地轉向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和震動小，但弧齒錐齒輪對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍不吻合就會使工作條件急劇變壞，并加劇齒輪的磨損和使噪聲增大。雙曲面齒輪 特點是主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，且主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線向上或向下偏移一距離E，稱為偏移距，偏移距的存在可以改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性，有利于實現(xiàn)汽車的總體布置。較弧齒錐齒輪相比，當雙曲面齒輪于弧齒錐

10、齒輪尺寸相同時，它具有更大的傳動比；傳動比一定，從動齒輪齒輪相同時，雙曲面齒輪比相應的弧齒錐齒輪有更大的直徑和較高的輪齒強度及較大的主動齒輪軸和軸承剛度；傳動比一定，主動齒輪齒輪相同時，雙曲面齒輪比相應的弧齒錐齒輪的尺寸要小 ，從而可以獲得更大的離地間隙；雙曲面齒輪的主動齒輪的螺旋角增大，同時嚙合的齒數(shù)較多，重合度更大，即可提高傳動的平穩(wěn)性，又可以使齒輪的彎曲強度提高約30%,降低齒面間的接觸力。但是雙曲面齒輪沿齒長的縱向滑動會使摩擦損失增加，降低傳動效率而且它的壓力和摩擦功較大，可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，抗膠合能力較低。因此，需要選用可改善油膜強度和帶有防刮傷添加劑的雙曲面齒輪油來潤滑

11、。圓柱齒輪傳動 廣泛用于發(fā)動機橫置的前置前驅動乘用車驅動橋和雙擊主減速器驅動橋以及輪邊減速器。蝸桿傳動 輪廓尺寸小及質量小，并可獲得較大的傳動比（通常=84）；工作平穩(wěn)，無噪聲；其主要缺點使渦輪齒圈要求使用昂貴的有色金屬合金（青銅）制造，材料成本高；此外，傳動效率較低。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,本文設計的輕型商用車主減速器采用雙曲面齒輪2.1.2主減速器的減速形式影響減速形式選擇的因素有汽車類型、使用條件、驅動橋處的離地間隙、驅動橋數(shù)和布置形式以及主傳動比。其中，的大小影響汽車的動力性和經(jīng)濟性。單級主減速

12、器具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊及制造成本低的優(yōu)點，廣泛用在主減速比7.0的汽車中。例如，乘用車（一般=34.5）、總質量較小的商用車都采用單級主減速器。單級主減速器多采用一對弧齒錐齒輪或雙曲面齒輪傳動，也有采用一對圓柱齒輪傳動或蝸桿傳動的。2.1.3主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量裝配調整及軸承主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相主動錐齒輪的支承形式的支撐形式可分為懸臂式支撐和跨置式支撐兩種。懸臂式支撐支撐結構簡單，支撐剛度較差，用于傳遞轉矩較小的主減速器上?？缰檬街?/p>

13、的結構特點是錐齒輪兩端的軸上均有軸承，這樣可大大增加支撐剛度，又使軸承符合減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。從動齒輪的支撐形式多用圓錐滾子軸承支撐。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cd；為了使載荷均勻分配，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。2.2主減速器的基本參數(shù)的計算2.2.1主減速器傳動比的計算對于具有很大功率儲備的轎車、客車、長途公共汽車，尤其是對競賽汽車來說，在給定發(fā)動機最大功率的情

14、況下，所選擇的i0值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時值應按下式來確定： =0.377 =6.7 （2.1）式中：車輪的滾動半徑 ，在此選用輪胎型號為7.00-16 8PR，滾動半徑為0.368m； 最大功率時發(fā)動機轉速，3600 ； 汽車的最高車速，95 ； 變速器最高檔傳動比，通常為0.784。所求的值應與同類汽車的主減速比比較，并考慮到主、從動主減速齒輪有可能的齒數(shù)，對值予以校正并最終確定=6.72.2.2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 = 7964.2 (2-2) 式中：變速器一擋傳動比，在此取4.717 主減速器傳動比在此取

15、6.7；發(fā)動機的輸出的最大轉矩，在此取280， 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=1.0，當性能系數(shù)0時可取=2.0；該汽車的驅動橋數(shù)目在此取1；傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.9。（2）按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩= （2.3） 式中：汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，在此取30772N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，可以取 =0.85； r車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為7.00-16 8PR，則有其滾動半徑為0.368m；分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到

16、驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0。-汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)，乘用車0.800.85，商用車0.750.90；（3）按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩=1581.5N.m (2.4)式中：汽車滿載時的總重量，在此取43953N;所牽引的掛車滿載時總重量，N，但僅用于牽引車的計算；道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.0150.020；在此取0.018； 汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，在此取0.07；汽車的性能系數(shù)在此取0；，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，取1.0，由于沒有輪邊減速器取1.0； 該汽

17、車的驅動橋數(shù)目在此取1； 車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為7.00-16 8PR，則有其滾動半徑為0.368m。由式（2-2）和（2-3）求得的計算轉矩，是作用到從動錐齒輪上的最大轉矩，不同于用式（2-4）求得的日常行駛平均轉矩。當計算從動錐齒輪最大應力時，計算轉矩Tc應取前面兩種的較小值，即Tc=minTce,Tcs;（4）主動錐齒輪的計算轉矩 （25）式中；Tz為主動錐齒輪的計算轉矩；為主減速器傳動比；為主、從動錐齒輪間的傳動效率，計算時對于弧齒錐齒輪副，取95%，對于雙曲面齒輪副，當6時，取85%,當6時，取90%。2.2.3齒輪主要參數(shù)的選擇主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒

18、數(shù)和、動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)、主，從動齒輪齒面寬b1和b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角 法向壓力角（一）主、從動錐齒輪齒數(shù)和選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：為了磨合均勻，之間應避免有公約數(shù)；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；為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6；主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙；對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配（二）從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，減小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。

19、可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即 =300mm （2.6）式中：直徑系數(shù)，一般為13.015，在此取15；從動錐齒輪的計算轉矩，=min=7964.2模數(shù)m由下式計算 同時，m還應滿足式中Km為模數(shù)系數(shù)，取0.30.4。即m=7.3 (三)主從動錐齒輪齒面寬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，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐

20、磨性和輪齒的強度會降低。對于從動錐齒輪齒面寬.推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即0.3A2,而且應滿足b210m，一般也推薦=0.155D2。=46.5mm b1=51.1mm(四) 雙曲面齒輪副偏移距EE值過大將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；E值過小，則不能發(fā)揮雙曲面動的特點。一般對于乘用車和總質量不大的商用車，E0.2D2，且E40%A2；對于總質量較大的商用車，E（0.100.12）D2，且E20%A2。另外，主傳動比越大，則E也應越大，但應保證齒輪不發(fā)生根切。即E（0.100.12）D2=30mm雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種，由從動齒輪的錐頂向其齒面看去

21、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，則如果主動齒輪處于左側，則情況相反。如圖所示： （a） （b） （c） （d）圖2.7 雙曲面齒輪的偏移方式 a)、b)主動齒輪軸線下偏移 c)、d) 主動齒輪軸線上偏移（五）螺旋角的選擇雙曲面齒輪螺旋角是沿節(jié)錐齒線變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，齒面寬中點處的螺旋角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，輪齒強度和軸向力大小的影響，

22、越大，則也越大，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，應不小于1.25，在1.52.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。主動齒輪中點處的螺旋角可按下式初選:=+ =47 （2-7） 式中：主動輪中點處的螺旋角；，主、從動輪齒數(shù)；分別為6，41；雙曲面齒輪偏移距, 30mm；從動輪節(jié)圓直徑300mm；從動齒輪中點螺旋角可按下式初選:=0.17 (2-8)雙曲面齒輪傳動偏移角的近似值；b2雙曲面從動齒輪齒面寬為46.5mm；=10=-=47-10=37、從動齒輪和主動齒輪中點處的螺旋角。平均螺旋角=42。(六) 主、從動錐齒輪的螺旋方向從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向

23、左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，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。圖： 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力（七）法向壓力角 法向壓力角大一些可以增加齒輪強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重合下降，對于雙曲面齒輪，從動齒輪輪齒兩側的壓力角是相同的，但主動齒輪輪齒兩側的法向壓力

24、角不等的。因此選取平均壓力角時，乘用車為19或20，商用車為20或2230。在此取20。2.2.4主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算1大齒輪齒頂角與齒根角用標準收縮齒公式來計算及 （2.8） （2.9） （2.10） （2.11） （2.12） （2.13） （2.14） （2.15） （2.16）由（2.12）與（2.13）聯(lián)立可得: （2.17） （2.18） （2.19） （2.20） （2.21）式中： ,小齒輪和大齒輪的齒數(shù)；大齒輪的最大分度圓直徑,已算出為300mm；大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑；在節(jié)錐平面內(nèi)大齒輪齒面寬中點錐距mm；大齒輪齒面寬中點處的齒工作高；大齒輪齒頂高系數(shù)

25、取0.15；大齒輪齒寬中點處的齒頂高；大齒輪齒寬中點處的齒跟高；大齒輪齒面寬中點處的螺旋角； 大齒輪的節(jié)錐角；齒深系數(shù)取3.7；從動齒輪齒面寬。表2.2 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸參數(shù)表序 號項 目符號數(shù)值1主動齒輪齒數(shù)62從動齒輪齒數(shù)413端面模數(shù)7.34主動齒輪齒面寬51mm5從動齒輪齒面寬46.5mm6主動齒輪節(jié)圓直徑43.8mm7從動齒輪節(jié)圓直徑300mm8主動齒輪節(jié)錐角8.329從動齒輪節(jié)錐角81.610節(jié)錐距148mm11偏移距30mm12主動齒輪中點螺旋角4713從動齒輪中點螺旋角3714平均螺旋角4215刀盤名義半徑114.30mm16從動齒輪齒頂角0.717從動齒輪齒根角4

26、.618主動齒輪齒頂高10.3mm19從動齒輪齒頂高1.6mm20主動齒輪齒根高3.2mm21從動齒輪齒根高11.9mm22螺旋角4223徑向間隙1.625mm24從動齒輪的齒工作高10.45mm25主動齒輪的面錐角12.926從動齒輪的面錐角8427主動齒輪的根錐角6.0528從動齒輪的根錐角7729最小齒側間隙允許值0.175mm2.2.5主減速器雙曲面齒輪的強度計算齒輪的損壞形式常見的有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。因為尚未建立起廣為工程實際使用而且行之有效的計算方法及設計數(shù)據(jù)，所以目前設計一般使用的齒輪傳動時，通常只按保證齒根彎曲疲勞強度及保證齒面接觸疲

27、勞強度兩準則進行計算。1、（1）單位齒長圓周力主減速器錐齒輪的表面耐磨性，常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算，即 Nmm （2-22） 式中：-為齒輪上的單位齒上圓周力（N/mm）;F-為作用在輪齒上的圓周力；按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N； 從動齒輪的齒面寬，在此取46.5mm. 按發(fā)動機最大轉矩計算時 Nmm = 1176N.m （2-23）式中：發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取280； 變速器的傳動比在此取4.717；分動器傳動比，取1； 主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取43.8mm；猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，取1；該汽車的驅動橋數(shù)目在此取1； 驅動輪打滑的轉矩計算 （2-

28、24） 在現(xiàn)代汽車的設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數(shù)據(jù)的20%25%。經(jīng)驗算以上數(shù)據(jù)在許用范圍內(nèi)（二）輪齒的彎曲強度計算錐齒輪的齒根彎曲應力為 N/ （2.25） 式中：該齒輪的計算轉矩（N.m）；對于從動齒輪：=min和,對于主動齒輪，T還要按（2-5）換算。超載系數(shù)，一般取1.0;尺寸系數(shù)，它反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理等因素有關，當時，在此0.73齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結構，1.001.10，懸臂式結構1.001.25，在此取1；質量系數(shù)，當齒輪接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，可取1.0; 計算齒輪的齒面寬分別為43.8mm和46

29、.5mm；計算齒輪的齒數(shù)6，41;端面模7.3mm;計算彎曲應力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)、載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應力計算的影響。參照圖2.10取=0.3。主動齒輪：當=時 MPa從動齒輪：當=min時MPa；當=時 MPa上述按min計算的最大彎曲應力不超過700MPa，按計算的疲勞彎曲應力不應超過210MPa，破壞的循環(huán)次數(shù)為。所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求 (三) 輪齒的表面接觸強度計算錐齒輪的齒面接觸應力為 N/ (2.26)式中：主動齒輪的計算轉矩； 材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6/mm;，見式

30、(2.25)下的說明; 尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對淬透性的影響，取1.0; 齒面品質系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質（如鍍銅，磷化處理等）。對于制造精確的齒輪取1.0; 齒面接觸強度的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖選取=0.175。當=時，=1312MPa;當= min時=2757MPa;上述按min計算的最大接觸應力不應超過2800MPa;按計算的疲勞接觸應力不應超過1750MPa。主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的。所以主減速器齒輪滿足接觸強度要求。2.2.6主減速

31、器齒輪的材料及熱處理驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對于驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：a.具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度；b.輪齒心部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷c.鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易于控制，以提高產(chǎn)品的質量、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率；d.選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。汽車

32、主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到5864HRC，而心部硬度較低，當端面模數(shù)8時為2945HRC11。由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度0.0050.0100.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑3。對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，

33、可以進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可以顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。2.3主減速器軸承的選擇2.3.1計算轉矩的計算錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可

34、按下式計算（2-27）式中：發(fā)動機最大轉矩，在此取280Nm；，變速器在各擋的使用率， 參考表2.2選??；，變速器各擋的傳動比 低擋/高檔：4.717/0.784；，變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率 參考表2.2選取。經(jīng)計算為244N.m2.3.2齒寬中點的圓周力齒寬中點處的圓周力為：Z （2-28）Dm2=D2-b2 (2-29)Dm1=Dm2 (2-30) (2-31)式中作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩244N.m；Dm該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑 ； 為從動齒輪節(jié)錐角81.67。 將各數(shù)代入上面三式中得到 主動齒輪Z1 =12.8KN Dm1=38mm，從動

35、齒輪Fz2=14.9KN Dm2=253.9mm。2.3.3雙曲面齒輪所受的軸向力和徑向力圖2.12 主動錐齒輪齒面的受力圖如圖2.12，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針，F(xiàn) 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)分解成兩個相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于OA且位于OOA所在的平面，位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。在此平面內(nèi)又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F(xiàn)與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有： （2-32） （2-33） （2-34）于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為 （2.35） （

36、2.36）由式（2.35）、（2.36）計算 Faz=12.6KN、=3.6KN 用在從動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為= (2-37) (2-38)由式可計算=4KN、=14.67KN。2.3.4主減速器軸承載荷的計算及軸承的選擇軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應考慮徑向力所應起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計算出軸承的徑向載荷對于采用懸臂式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承載荷，如圖2.13所示。圖2.13 主減速

37、器軸承的布置尺寸(1)主動齒輪軸承的選擇初選 a=65,b=50軸承A，B的徑向載荷分別為 （2.39） （2.40）已知 Fz1=12.8KN、=12.6KN，=3.617KN，a=65mm,b=50mm, 所以由式（2.39）和（2.40）得：軸承A的徑向力為22KN、軸承B的徑向力為9.8KN軸承A，B的軸向載荷分別為 對于軸承A，承受軸向載荷和徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承，所承受的當量動載荷P=式中： Q當量動載荷；X徑向系數(shù)；Y軸向系數(shù)； =0.435000h (2.43)所以軸承符合要求。對于軸承B，所承受的當量動載荷 ，式中： Q當量動載荷；X徑向系數(shù)；Y軸向系數(shù)； =05000h 所以軸承符合要求（2）從動齒輪軸承的選擇初選c=75 d=85；F=14.9KN =14.6KN =4KN Dm2=253.9mm軸承C，D的徑向載荷分別為 = (2.42) =7.8KN (2.43)軸承C，D的軸向載荷分別為= =4KN =0KN 于軸承C，所承受的當量動載荷，式中： Q當量動載荷；X徑向系數(shù)；Y軸向系數(shù)； =0.285000h 所以軸承符合要求對于軸承D，所承受的當量動載荷，式中： Q當量動載荷；X徑向系數(shù)；Y軸向系數(shù)； =05000h