主減速器精簡指導書

第一章課程設計的基本內容及要求1.1課程設計的基本內容本課程設計是根據(jù)給定的設計參數(shù)和要求，對某輕型貨車整體式單級主減速器及驅動橋進行設計，設計的基本內容包括：1）根據(jù)給定的設計參數(shù)及要求，對汽車主減速器進行詳細的結構設計和參數(shù)計算；2）對差速器、半軸、驅動橋殼等進行選型設計；3）繪制出主減速器及驅動橋的裝配圖。已知給定的設計參數(shù)和要求如下（范例）：汽車最大總質量makg用檔傳動比i31.71額正載重重mkg后軸軸荷分配62%（滿載）發(fā)動機取大扭矩Temax/轉速魚140N.m/2200(r/min)車輪滾動半徑rr0.378m發(fā)動機最大功率Pemax/轉速七p48kw/3600(r/min)最小離地間隙Hmin180?220mm取大速Vamax100km/h驅動方式4X2變速器耳文局檔（IV檔）傳動比1gh1.0發(fā)動機布置方式FR變速器I檔傳動比i16.0發(fā)動機旋轉方向逆時針（輸出端）皿檔傳動比i23.09第二章整體式單級主減速器設計2.1主減速器的結構形式1、主減速器齒輪的類型:現(xiàn)代汽車單級主減速器中多采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪兩種。(a)螺旋錐齒輪(b)雙曲面齒輪圖1主減速器齒輪類型1)螺旋錐齒輪如圖1(a)所示，其主、從動齒輪軸線垂直相交丁一點，且兩者的螺旋角1和2相等，可知螺旋錐齒輪的傳動比為:ioi頃凡(2-1)式中：m、r2i一螺旋錐齒輪主、從動齒輪的平均分度圓半徑。2)雙曲面齒輪如圖1(b)所示，主、從動齒輪軸線偏移了一個距離E,稱為偏移距，12,兩者之差稱為偏移角(如圖2所示)。根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比為：F1cos1(2-2)F2cos2式中：F1、F2一雙曲面齒輪主、從動齒輪的圓周力；1、2一雙曲面齒輪主、從動齒輪的螺旋角。圖2雙曲面齒輪嚙合時受力分析雙曲面齒輪傳動比為：osF2「2sosF2「2s頃COS2(2-3)risCOS1式中：Fi、F2一雙曲面齒輪主、從動齒輪的圓周力；1、2一雙曲面齒輪主、從動齒輪的螺旋角；r1S、r2s-雙曲面齒輪主、從動齒輪的平■均分度圓半徑令Kcos2/cos1,則iosKr2s/r1s。由丁〔2,所以K1,通常為1.25?1.50。2、主減速器減速形式：主減速器的減速形式主要有單級減速、雙級減速、雙速、單級貫通式、雙級貫通式和輪邊減速等形式。單級主減速器由一對錐齒輪傳動，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點，廣泛應用丁主減速比io<7.6的各種轎車和輕、中型貨車上（對丁雙曲面齒輪通常要求io<6.5）;而雙級減速和雙速主要用丁重型載貨汽車，貫通式則用丁多橋驅動的汽車。3、主減速器主動錐齒輪的支承方式：主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。(a)懸臂式支承(b)跨置式支承圖3主動錐齒輪的支承方式懸臂式支承如圖3(a)所示，其特點是主動錐齒輪軸上兩圓錐滾子軸承的大端向外，以減少懸臂長度b,增加支承距a,提高支承剛度；為了盡可能地增加支承剛度，支承距a應大丁2.5倍的懸臂長度b,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丁尺寸b?？拷X輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。懸臂式支承結構簡單，但支承剛度較差，用丁傳遞轉矩較小的轎車、輕型貨車的主減速器?？缰檬街С腥鐖D3(b)所示，支承強大高，但加工和安裝不便。通常裝載質量2噸以上的貨車才采用此支承方式。4、主減速器從動錐齒輪的支承方式及調整：圖4從動錐齒輪的支承方式為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸cd。但cd應不小丁從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能盡量均勻分配

在兩軸承上，并讓出位置來加強連接突緣的剛度，應盡量使尺寸c等丁或大丁尺寸d。為防止在大負荷下會產生較大的變形，常采用輔助支承裝置，如圖5所示,輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖6所示。(b)(b)圖5從動錐齒輪的輔助支承方式土0.075mm土0.075mm圖6在載荷作用下主減速器齒輪的容許極限便移量2主減速器基本參數(shù)的選擇與計算1、主減速比■的確定：對丁具有很大功率的轎車、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Pemax的情況下，所選擇的■值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速Vamax。這時皓值應按下式來確定：

ioio0.377Vamaxigh(2-4)式中：r「一車輪的滾動半徑，m；np—最大功率時的發(fā)動機轉速，r/min；Vamax一汽車的最高車速，kMh;igH一變速器最高擋傳動比，通常為1。對丁其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有小降，主減速比io一股應選得比按式(2-4)求得的要大10%?25%,即按下式選擇：i0(0.377~0.472).p.(2-5)式中：iFh—分動器或加力器的高檔傳動比；iLB—輪邊減速器傳動比。按式(2-4)或式(2-5)求得的i°值應與同類汽車的主減速比相比較，并考慮到主、從動主減速齒輪可能有的齒數(shù)，對i°值予以校正并最后確定下來。本設計范例中，igh、iFh和iLB都為1,根據(jù)第四章中采用式(2-4)最小傳動比計算結果i0=5.13，此值在后面的計算中可根據(jù)情況結合式(2-5)適當調整。(i。=5.13—6.42)2、主減速齒輪計算載荷的確定：TemaxiTLK0T(2-6)通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這TemaxiTLK0T(2-6)G2m2「r(2-7)TceTcsLBiLB式中：Temax-發(fā)動機最大轉矩（N.m）；iTL—由發(fā)動機到主減速器從動齒輪間的傳動系最低檔傳動比；T一傳動系的傳動效率（通常取T=0.9）；K0—超載系數(shù)，對丁一般的貨車和客車取Ko=1;n—驅動橋數(shù)目；G2一滿載時驅動橋上的靜載荷（汽車最大總質量X軸荷分配）；一輪胎與路面的附著系數(shù)，對丁安裝一般輪胎的公路用汽車取=0.85，對丁越野汽車=1.0,對丁安裝專門防滑寬輪胎的高級轎車取=1.25;m2一取大加速時后軸負何轉移系數(shù)，一般乘用車為1.2?1.4,貨車為1.1?1.2;rr一車輪滾動半徑；LB一主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率（通常取G2m2「r(2-7)由（2-6）、（2-7）求得的計算載荷是最大轉矩，主要用丁錐齒輪最大應力計算，而疲勞壽命計算則需要按汽車日常行駛的平■均轉矩在確定計算載荷"甲：TCfg^fRfHfi）（2-8）iLBLBn式中：Ga一汽車滿載總重（N）；fR一道路滾動阻力系數(shù)，一般轎車取0.010?0.015，貨車取0.015?0.020,越野車取0.020?0.035;fH一平均爬坡能力系數(shù)，一般轎車取0.08,貨車和城市公交取0.05?0.09，長途客車取0.06?0.10，越野車取0.09?0.30;fi一汽車性能系數(shù)：(2-9)10.195Gai(2-9)fi[16a]100Temaz,0195G(當0.'95Gaa16時，取fi=0)Temaz對丁主減速器主動齒輪，應將（2-6）、（2-7）和（2-8）式分別除以主減速比i0和傳動效率G（對丁螺旋錐齒輪g=0.95;對丁雙曲面齒輪，當i0>6時,g=0.85，當i0<6時,g=0.90)。對丁本設計范例:（1）齒輪最大應力計算時，齒輪計算載荷為:從動錐齒輪：Tce^3870N.m(iTL=i1i0=6X5.12=30.72,K0=1,n=1,t=0.9);Tcs沖562N.m(G2=瞞mag17640N.m,=0.85,m2=1.1,LB=0.95,iLB=1)；取Tc=3870N.m作為計算載荷。主動錐齒輪：Tz=上?=839.8N.m(g=0.9)。i0G（2）齒輪疲勞壽命計算時，齒輪計算載荷為:L@760N.m(fR=0.015,L=0.05,fi=0…0.195Ga(因為=0.195*3000*9.8/140=40.95所以取fi=0)；Temaz主動錐齒輪：TzfM65N.m。（g=0.9）3、主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇:主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)zi和Z2、從動錐齒輪大端分度圓直徑d2、端面模數(shù)m、齒面寬b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角、法向壓力角等。齒數(shù)的選擇選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：為了磨合均勻,Z1、22之間應避免有公約數(shù)；為了得到理想的重合系數(shù)和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應不少丁40;為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對丁轎車，zi一股不少丁9;對丁貨車,zi一股不少丁6;當主傳動比較大時，盡量使zi取得少些，以便得到滿意的離地間隙。當io>6時，zi可取最小值并等丁5,但為了嚙合平穩(wěn)并提高疲勞強度常大丁5;當i0較小時(3.5?5),z!可取7?12。表2-1汽車主減速器主動錐齒輪齒數(shù)傳動比(z2/z1)z1推存z1允許范圍1.50~1.751412~161.75~2.001311~152.00~2.501110~132.50~3.00109~113.00~3.50109~113.50~4.00109~114.00~4.5098~104.5~5.087~95.00~6.0076~86.00~7.5065~77.50~10.0055~6本設計范例：根據(jù)之前計算得到的主減速器傳動比io=5.13，查表2-1取z1=7,Z2=36，重新計算傳動比io=5.14，返回（2-6）、（2-7）和（2-8）計算得:TcT886N.mTz彳40N.m砧^760N.mTzfM64N.m2）從動錐齒輪大端分度圓（也稱節(jié)圓）直徑d2和端面模數(shù)ms對丁單級主減速器，d2對驅動橋殼尺寸有影響，d2大將影響橋殼離地間隙;d2小則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。d2可根據(jù)經(jīng)驗公式初選：d2Kd23Tc（2-10）式中：d2—從動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）；Kd2一直徑系數(shù)，一般為13.0?15.3;L—從動錐齒輪的計算轉矩（N-m）,Tcmin命工’。d2確定后，端面模數(shù)ms可由msd2/z2進行計算，并用下式進行校核（取較小者）：msKm3Tc（2-11）式中：Km為模數(shù)系數(shù)（Km通常為0.3?0.4）。表2-2錐齒輪模數(shù)（mm0.10.120.150.20.250.30.350.40.50.60.70.80.911.1251.251.3751.51.7522.252.52.7533.253.53.7544.555.566.578910111214161820222528303236404550注：1、表中模數(shù)指錐齒輪大端端面模數(shù);2、該表適用于直齒、斜齒及曲面錐齒輪。

本設計范例：d2F20mm(KD2=14);ms您11mm；s利用(2-11)式校核計算得：ms-6.29mm(Km=0.4);對照表2-2取ms=6.0mm(對丁螺旋齒輪端面模數(shù)用m表示)；反算d2=216mm。從動錐齒輪齒面寬b2一般要求b2小丁10倍的端面模數(shù)。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。從動錐齒輪齒面寬b2推薦值為：b2=0.155d2(2-12)對丁主動錐齒輪齒面寬通常較從動錐齒輪齒面寬大10%本設計范例：b2=33.48mm。b1=36.8mm錐齒輪螺旋方向從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，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，判斷軸向力方向時，可以用手勢法則，左旋齒輪的軸向力的方向用左手法則判斷，右旋齒輪用右手法則判斷；判斷時四指握起的旋向與齒輪旋轉方向相同，其拇指所指方向則為軸向力的方向如圖7所示。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，防止輪齒卡死而損壞。5）雙曲面齒輪副偏移距E及偏移方向的選擇轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的E值，不應超過從動齒輪節(jié)錐距A0的40%（接近于從動齒輪大端分度圓直徑d2的20%;而載貨汽車、越野汽車和公交車等重負荷傳動，E則不應超過從動齒輪節(jié)錐距A的20%或取E為d2的10吮12%一股不超過12%。傳動比越大則E也應越大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，E可達到d2的20吩30%但此時需要檢查是否存在根切。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，并使主動齒輪處于右側，如果主動齒輪在從動齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動齒輪中心線下方，則為下偏移。如果主動齒輪處于左側，則情況相反。圖8a、b為下偏移，圖8c、d為上偏移。本設計范例：考慮到為輕型貨車，取E=0.15d2=0.15X220=32.4mm,并采用主動錐齒輪下偏移，考慮到發(fā)動機為逆時針旋轉（輸出端），主動錐齒輪選擇左旋，從動錐齒輪選擇右旋。6）中點螺旋角螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪螺旋角沿齒寬是變化的，因此，常用齒面寬中點處的螺旋角來表示，稱為中點螺旋角或名義螺旋角。螺旋錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，而雙曲面齒輪副由于存在偏移距E,而使其中點螺旋角不相等，且主動齒輪螺旋角1要比從動齒輪螺旋角2大,兩者之差稱為偏移角（如圖2所?。?。選擇時，應考慮它對齒面重合度F、輪齒強度和軸向力大小的影響。越大，則F也越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平■穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般F應不小丁1.25,在1.5?2.0時效果最好。但是過大，齒輪上所受的軸向力也會過大?！案窭锷敝讫X輪推薦用下式預選主動齒輪螺旋角的名義值：i25590-E（2-13）式中：i'一主動齒輪名義（中點）螺旋角的預選值；Zi、Z2—主、從動齒輪齒數(shù)；d2—從動齒輪的分度圓直徑；E一雙曲面齒輪副的偏移距。對丁雙曲面齒輪，所得螺旋角名義值還需按照選用的標準刀號進行反算，最終得到的螺旋角名義值〔與預選值1'之差不超過5°。本設計范例：對丁螺旋齒輪1-36°。7）齒輪法向壓力角的選擇格里森制齒輪規(guī)定轎車主減速器螺旋錐齒輪選用14°30'或16°的法向壓力角，載貨汽車和重型汽車選用20°或2230'的法向壓力角；對丁雙曲面齒輪轎車選用19°的平均壓力角，載貨汽車選用2230'的平均壓力角。當z1>8時，其平均壓力角均選用21°15'。本設計范例：螺旋錐齒輪=200。8）鐵刀盤名義直徑膈的選擇刀盤名義直徑可按從動齒輪分度圓直徑d2直接按表3選?。罕?螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪名義刀盤半徑的選擇

從動擊輪節(jié)圓直徑刀盤半徑-從動齒輪節(jié)圓直徑d.I刀盤半徑七tin)(mm)(in)Cmm)(in)(mm)(in)(mm)3.000—5.25075~1351.75044.4506.500-11.250165—2853.750S5.250&87S?艮750100?17。2.25057.1507.750?13.豌195?3454.500134.3OQ4.250—7.500110—1902.50063,50010.250-13.000260—4556.000152.4005,125?9.000130—2303.如。76*20013.750—24.000350-6108.000203.2005,375—9.375135—2403.12S7S.375)8.000—31.BOO455-50010.500266.70。本設計范例：由丁d2為216mm，故查表3,選擇rd=95.25mm3螺旋錐齒輪幾何尺寸計算表4格里森制螺旋錐齒輪幾何尺寸計算用表（mm序號計算公式計算范例注釋1Z17小齒輪齒數(shù)z1應不少于6,用半展成法加工時，按下表選定：Z2/Z122.53456-8Z1min1715138762Z236齒數(shù)z2由Z1及主減速比io確定，但Z1和Z2之間應避免公約數(shù)；對轎車：Z1+Z250?60范圍內，而載貨汽車一般要求>40。3m6.0端面模數(shù)ms可由msd2/z2進彳市算，并用式（2-11）進行校核后查表2。4b233.48從動齒輪面寬b2=0.155d2,同時b2<10m。

520°法向壓力角，轎車14°30'或16°,貨車20°,重型汽車22°30'。6hgH1m9.36齒工作局hg,其中H1見表5、表6。7hH2m10.398齒全同h，其中H2見表5、表6。890°軸交角9d1mz142小齒輪分度圓直徑10.z11arctan——Z211°小齒輪節(jié)錐角11290179°大齒輪節(jié)錐角12Ao—d^2sin1110節(jié)錐距13t3.1416m18.85周節(jié)14?'?,h2Kam1.62,.….一一一'人內車匕內頂tWjh2，其中Ka見表5、表6。15■'^.'h1hgh27.74一'小齒輪齒頂局h〔16???'h〔hh〔2.658小齒輪齒根高17...'h2hh28.778大齒輪齒根高18chhg1.038徑向間隙19+h11arctanAo1.38°小齒輪齒根角20+h22arctanA04.56°大齒輪齒根角21011211.56°小齒輪面錐角22022180.38°大齒輪面錐角

23R1119.62°小齒輪根錐角24R22274.44°大齒輪根錐角25d01d12h1cos157.2小齒輪外緣直徑26d02d22h2cos2216.6大齒輪外緣直徑27d2x°1—h〔sin12106.5小齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離28d1x02—h2sin2219.4大齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離29s2Skm5.24大齒輪理論弧齒厚5,其中Sk見表730s1ts213.6小齒輪理論弧齒厚s31B0.2齒側間隙B,3236°螺旋角33螺旋方向主動齒輪左旋，從動齒輪右旋。34旋轉方向主動齒輪順時針，從動齒輪逆時針。表5載貨、公共、牽引汽車或壓力角為20°的其他汽車螺旋錐齒輪的H1、H2和Ka主動齒輪齒數(shù)為⑸678910〕1>12從動齒輪呆小齒數(shù)小冊34333231302926法向壓力角a20”螺旋角P35'?40‘35°齒工作高系數(shù)(L430)1,5001.5601.6101.6501-6801,695】，7。0齒全高系敬出(1.588)1.666L7331.7881,8321.86SL8821.888大齒輪齒頂高系數(shù)K,(0.160)0.2150.2700.3250.3800.435CL49。n0.39Q,46+-~7T說明淄七時，推薦選用上表中跖=6?11各行數(shù)據(jù)，當＞7時選用雙曲面齒輪.標準中未給出劍=5的數(shù)據(jù)，后者是摘自柯爾受著“重型汽車驅動橋用螺旋錐齒輪和雙曲城齒輪的設計和制造”一書。表6用展成法或半展成法加工的汽車螺旋錐齒輪的H1、H2和Ka

車主動齒輪齒數(shù)布8910111213A4法向壓力角a成螺族角8時?可35*齒工作商系數(shù)htL5501.570】，6001.6401.700].7001.700齒全高系數(shù)Ht1.7381.7581.7881.8281.8S81.888】.888從動齒輪埴頂竅系數(shù)K.0.2350.2400,2500.2700.3100.3700.46+°/明說明；肘我貨汽車、公共汽車和牽引汽車：當珀=5時，『=20二P=3S『?40",Hi=1.400,比L557Kj=0.165夕當如=6?11時.同表9=6#表7螺旋錐齒輪的大齒輪理論弧齒后Sk67891011300.9110.9570.9750.9971.0231.053400.8030.8180,8370.8600,8880.94850(0.748)0.7570.7770.8280.8840.94660(0,715)(0.729)0.7770.8280.8830.945說明H）內所列數(shù)字為1954年訂的舊標準，在新標推中（1964年訂）已取消。當選用上表中未列出的齒數(shù)z3時可用擂人法求得表8“格里森”制圓錐齒輪推薦齒側間隙B端面模數(shù)m/rnin齒側間隙B/mm端面模數(shù)m/mm齒側間晾B/mm低精檢高精度低精度高fi?度(AGMA4?6級)(AGMA7?13級)(AGMA4-6級)(AGMA7?〕3級)2.11—2,540.D7&?0.1270.051—0.1028.47—10,150.381?0.6350.254—0.3302.54-3,180,102—0.2030.076—0.127]0.IS?12.70.508?0直620.305?0.4063.18?4.230.127—0,254....0.102?0.152IZ.7-14.5G.508?1.0160.356?0.4574.33—5.080.152-0,3300.127-0,178】4.5?16.90,635-1.1430.406?0.5595.08—6.350.?0.4060.152-0.20316.9-20.30.889?L3970.457-0.6606.35?V?250.254?0.豌0.178?0.22820.3?疝41+143—1.6510.508?0.7627.25?&470.305?0.5590-2。3?0.279說明本表適用于直齒錐齒輪零度螺旋錐齒輪和螺旋錐齒輪+對于上表中模數(shù)垣跨于兩行的齒輪，應選上一行的數(shù)值（較小值隊汽車主減速器齒輪的齒側閭隙查上表的高精度一欄，2.5主減速器錐齒輪強度計算輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。按發(fā)動機最大轉矩計算時有:(2-15)2Temaxig3p10d1b2(2-15)式中：Temax—發(fā)動機最大轉矩，N.m^ig-變速器傳動比，通常取I檔及直接檔進行計算;d1—主動齒輪分度圓直徑(mn^,對丁雙曲面齒輪有:d1mzz1msC0S2z1;對螺旋齒輪有d1mz1。cos1按最大附著力矩計算時有：p2G2r103(2-16)d2b2式中：G2一滿載下驅動橋上的靜載荷，N;一輪胎與地面的附著系數(shù)，按表10查得；「一輪胎的滾動半徑，md2—主減速器從動齒輪分度圓半徑，mm許用的單位齒長圓周力［p］見表10。表10許用單位齒長上的圓周力［p］\參數(shù)類別\2Temaxig3p103d1b22G2r.n3p10d2b2輪胎與地面的附著系數(shù)i檔□檔m檔轎車8935363218930.85載貨汽車142925014290.85公交車9822140.85

5362500.65牽引汽車注：在現(xiàn)代汽車設計中，由于材料及加工工藝等制造質量的提高，計算所得的p值允許高出表中數(shù)據(jù)20%?25%。5362500.65本設計范例：對螺旋齒輪有：按發(fā)動機最大轉矩計算有：di=42mm;p@11794.7N/mm<[p],滿足設計要求；按最大附著力矩計算有：p@1565.4N/mm<1.2[p],滿足設計要求。2、輪齒彎曲強度：錐齒輪的計算彎曲應力w(N/mm)為：2Tk°kskm103kvmb2dJ(2-17)式中：w一錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力(MPa);T—所計算齒輪的計算轉矩(N.m);從動齒輪按Tc=min(TCe,Tcs)和Tcf計算，主動齒輪按Tz和Tzf計算(一般由丁從動齒輪受力較主動齒輪大，常只校核從動齒輪)；ko一過載系數(shù)，一般取1;ks一尺寸系數(shù)，它反映了材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，當m>1.6mm時，ks=(m/25.4)0.25。km一齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結構：km=1.0?1.1,懸臂式結構：km=1.10?1.25;乩一質量系數(shù)，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，kv=1.0;b2—所計算的齒輪齒面寬（mm）；d—所討論齒輪大端分度圓直徑（mm）；J一所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取法見圖10-圖13上述按Tc或L計算的最大彎曲應力［］不超過700MPa按Tcf或玲計算的疲勞彎曲應力［f］不應超過210MPa（破壞的循環(huán)次數(shù)一6106次）。圖10彎曲計算用綜合系數(shù)J（平均壓力角為19。的雙曲面齒輪）大齒輪彎曲時算用J0.20Oh220.240.260.0.20Oh220.240.260.2&0.3。0,320.340.36100.240.2&S280.300.32034S36S38D,10小曲輪彎曲計算用J圖11彎曲計算綜合系數(shù)J（平均壓力角為22。30'的雙曲面齒輪）相嚙合齒輪的斷數(shù)567S9JOU□u504口3020LI10985

Q.120.160.200.240,￡&圖12彎曲計算用綜合系數(shù)J（壓力角為20。，軸交角為90。的螺旋錐齒輪）小齒輪齒數(shù)助O17簌電麻辛訴"蝠細鑰嘩-K32OG.0.150.200.25J（b）圖13彎曲計算用綜合系數(shù)J（壓力角為小齒輪齒數(shù)助O17簌電麻辛訴"蝠細鑰嘩-K32OG.0.150.200.25J（b）3、輪齒接觸強度：錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為：Cp2Tzk°kmkskf3j.10（2-18）d1IkvbJ式中：j一錐齒輪輪齒的齒面接觸應力（MPa）;Tz—主動齒輪計算轉矩（N/m）;d1—主動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）;b一取b1和b2的較小值（mm）,通常取從動齒輪的b?;ks一尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0;kf一齒面品質系數(shù)，它取決丁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），對丁制造精確的齒輪，kf取1.0；1Cp一綜合彈性系數(shù)，針對鋼齒輪取232.6N，/mmJ一齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取法見;ko、扁、乩見式（2-17）的說明。主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的，按Tz計算的最大接觸應力［］不應超過2800MPa按Tzf計算的疲勞接觸應力［f］不應超過1750MPa（破壞的循環(huán)次數(shù)_6106次）。大齒輪齒數(shù)氣3520454015100,18505S600.200+220+240.260.300,320.160.3d接觸強度計算用J圖14接觸強度計算用綜合系數(shù)J（平均壓力角為3520454015100,18505S600.200+220+240.260.300,320.3d大齒輪齒數(shù)踏2。0.120,140,1&0.180.20接觸計算用J3540455055605U-2。0.120,140,1&0.180.20接觸計算用J3540455055605U-O圖15接觸強度計算用綜合系數(shù)J（平均壓力角為22。30'的雙曲面齒輪）大街輪齒數(shù)光i1K98-H眼零■白*廣企<#<#0.0.)20.140.16接觸強度計算用J圖L7接觸強阪汁鼻用垸合系數(shù)L用于壓力角為22勺0',聊旋角為35*0.0.)20.140.16接觸強度計算用J圖16接觸強度計算用綜合系數(shù)J（壓力角為20°、軸交角為90的螺旋齒輪）4、齒輪尺寸的調整：如果上述計算所得到的彎曲應力和接觸應力超過了他們許用應力，則應加大

齒輪尺寸，使其計算的應力在許用應力的范圍內。地按照以下兩式求得。按彎曲強度：d'd275—齒輪尺寸，使其計算的應力在許用應力的范圍內。地按照以下兩式求得。按彎曲強度：d'd275—w[w]按接觸強度：dd1.5——.[j]加大后的齒輪尺寸，可以近似(2-19)(2-20)汽車主減速器錐齒輪的工作條件非常惡劣，與傳動系其它齒輪相比較，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。它是傳動系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料及熱處理應滿足如下要求：1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性；2）輪齒芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷；3）鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制；4）選擇合金材料時，盡量少用我國礦藏量少的元素的合金鋼（如銳、銘等），而選用含鋌、鈕、硼、鈦、鉗、硅等元素的合金鋼；汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB20Mn2TiB20CrMnMo22CrNiMo和l6SiMn2WMoV,經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到58?64HRC而心部硬度較低，當端面模數(shù)m>8時為29?45HRC當端面模數(shù)m<8時為32?45HRC對滲碳層有如下規(guī)定：當端面模數(shù)m<5時，厚度為0.9?1.3mmm=5~8時，厚度為1.0?1.4mmm>8時，厚度為1.2?1.6mm為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬

死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0.005?0.020mm勺磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。對丁滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低，即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。2.6主減速器軸承的計算（略）本設計范例:在進行軸承計算前可先進行主動齒輪軸的計算，在進行軸承的選型和強度驗算:由軸受到的扭轉應力^6^V300MP,況可得:D0>24.25mm,選取花鍵軸基本參數(shù)為8X26mmX31mmX7mm(zdDB），花鍵長度L63mm。驗算花鍵擠壓強度:TzDd~~Dd~~"zL42@49MP,滿足小丁50~100MP的要求。調整D0為28mm。主動齒輪軸承選擇：考慮到拆裝方便，應使Db>Da,選則軸承B的型號為32007X（DB=35mm）,軸承A的型號為320/32X（DA=32mm）。（軸承驗算略）其他部分（差速器、半軸、驅動橋殼等）的設計計算參見過學迅主編的《汽車設計》主減速器的設計42.1主減速器的結構型式的選擇42.1.1主減速器的減速型式42.1.2主減速器齒輪的類型的選擇52.1.3主減速器主動錐齒輪TOC\o"1-5"\h\z的支承形式72.1.4主減速器從動錐齒輪的支承形式及安置方法82.2主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算92.2.1主減速器計算載荷的確定92.2.2主減速器基本參數(shù)的選擇112.2.3主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算2.2.4主減速器雙曲面齒輪的強度計算222.2.5主減速器齒輪的材料及熱處理272.3主減速器軸承的選擇282.3.1計算轉矩的確定282.3.2齒寬中點處的圓周力282.3.3雙曲面齒輪所受的軸向力和徑向力2.3.4主減速器軸承載荷的計算及軸承的選擇第3章差速器設計353.1差速器結構形式的選擇353.2對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理3.3對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構383.4對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計383.4.1差速器