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1、. 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒 論 1 1.1 國內(nèi)外主減速器行業(yè)現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 1 1.2 本設(shè)計的目的和意義 2 1.3 本次設(shè)計的主要內(nèi)容 2 第2章 主減速器的設(shè)計 3 2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)型式的選擇 3 2.1.1 主減速器的減速型式 3 2.1.2 主減速器齒輪的類型的選擇 4 2.1.3 主減速器主動錐齒輪的支承形式 6 2.1.4 主減速器從動錐齒輪的支承形式及安置方法 7 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計計算 8 2.2.1 主減速比的確定 8 2.2.2 主減速器計算載荷的確定 9 2.2.3

2、 主減速器基本參數(shù)的選擇 11 2.2.4 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算 15 2.2.5 主減速器雙曲面齒輪的強度計算 23 2.2.6 主減速器齒輪的材料及熱處理 27 2.3 主減速器軸承的選擇 28 2.3.1 計算轉(zhuǎn)矩的確定 28 2.3.2 齒寬中點處的圓周力 28 2.3.3 雙曲面齒輪所受的軸向力和徑向力 29 2.3.4 主減速器軸承載荷的計算及軸承的選擇 30 2.4 本章小結(jié) 34 第3章 差速器設(shè)計 35 3.1 差速器結(jié)構(gòu)形式的選擇 35 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 37 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 38 3

3、.4 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計 38 3.4.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 38 3.4.2 差速器齒輪的幾何計算 40 3.4.3 差速器齒輪的強度計算 42 3.5 本章小結(jié) 43 第4章 驅(qū)動半軸的設(shè)計 44 4.1 半軸結(jié)構(gòu)形式的選擇 44 4.2 全浮式半軸計算載荷的確定 46 4.3 全浮式半軸的桿部直徑的初選 47 4.4 全浮式半軸的強度計算 47 4.5 半軸花鍵的計算 47 4.5.1 花鍵尺寸參數(shù)的計算 47 4.5.2 花鍵的校核 49 4.6 本章小結(jié) 50 結(jié) 論 51 參考文獻 52 致 謝 53 附錄A： 54 .

4、. 摘　　要 本設(shè)計的任務(wù)是設(shè)計一臺用于輕型商用車上的主減速器，采用單級主減速器，該減速器具有結(jié)構(gòu)簡單、體積及質(zhì)量小且成本低等優(yōu)點，因此廣泛用于各種中、小型汽車上。例如，轎車、輕型載貨汽車都是采用單級主減速器，大多數(shù)的中型載貨汽車也采用這種形式。 根據(jù)輕型載貨汽車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速、發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)，選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車設(shè)計、汽車?yán)碚?、汽車?gòu)造、機械設(shè)計等相關(guān)知識，計算出相關(guān)的主減速器參數(shù)并論證設(shè)計的合理性。 它功用是：將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應(yīng)降低轉(zhuǎn)速；當(dāng)發(fā)動機縱置時還具有改變

5、轉(zhuǎn)矩旋轉(zhuǎn)方向的作用。 本設(shè)計主要內(nèi)容有：主減速器的齒輪類型、主減速器的減速形式、主減速器主動齒輪和從動錐齒輪的支承形式、主減速比的確定、主減速器計算載荷的確定、主減速器基本參數(shù)的選擇、主減速器齒輪的材料及熱處理、主減速器軸承的計算、對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理、對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)、對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計、全浮式半軸計算載荷的確定、全浮式半軸的直徑的選擇、全浮式半軸的強度計算、半軸花鍵的強度計算。 關(guān)鍵詞: 主減速比；主動齒輪；從動齒輪；差速器；行星齒輪 ABSTRACT The design task is to d

6、esign for a light commercial vehicle on the main reducer, using a single-stage main reducer, the reducer is simple in structure, size and quality of small and low cost, it is widely used in a variety of small and medium-sized car. For example, car, li- ght truck and are based on single-stage main r

7、educer, the majority of medium-laden vehic- les were also using this form. According to the shape of light truck, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and the maximum speed, the engI- ne's maximum power, maximum torque, displacement and

8、 other important parameters, se- lect the appropriate The main reduction ratio. Based on the above parameters, combined w- ith the car design, automotive theory, automobile construction, mechanical design and oth- er related knowledge, to calculate the relevant parameters of the main reducer and

9、demon- strate the rationality of the design. Its purpose is to: increase the input torque and lower speed; when the motor home also has a vertical change in the direction of the role of spin torque. The main elements of design are: the main type of gear reducer, speed reducer forms the main, the

10、main driving gear reducer and the driven bevel gear supporting the form of the determination of the main reduction ratio, the main reducer of the calculation to deter- mine the load, the main reducer Basic parameters of the choice of the main reduce-rgear materials and heat treatment, the calculati

11、on of the main bearing reducer, pla-netary gear symmetric conical differential of the differential principle, symmetric co-ne of the structure of planetary gear differential, planetary symmetric cone different-ial gear design, the whole floating axle load calculation to determine the whole dia-meter

12、 floating axle option, all the strength of floating axle, the axle spline strength calculation. Key words: The main reduction ratio; gear; driven gear; differential; Planetary Gear 第1章 緒　　論 1.1 國內(nèi)外主減速器行業(yè)現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 中國汽車主減速器產(chǎn)業(yè)是緊隨桑塔納等合資項目的國產(chǎn)化配套戰(zhàn)略成長起來的，發(fā)展時間不長。相比跨過公司，我國汽車主減速器企業(yè)多年來定位于汽車集團內(nèi)部配

13、套或服務(wù)于地方區(qū)域市場，國內(nèi)競爭不充分，發(fā)展明顯滯后于整車。主要表現(xiàn)在以下幾個方面：一是市場競爭不充分，產(chǎn)業(yè)集中度低，企業(yè)規(guī)模效益普遍不高，不能適應(yīng)零部件業(yè)規(guī)?；?、低成本的發(fā)展要求。二是受體系供應(yīng)鏈條的限制，不同地區(qū)的主減速器供應(yīng)體系之間的供應(yīng)鏈互相不交叉。三是主減速器供應(yīng)以外資或合資企業(yè)為主，本土企業(yè)的專業(yè)化水平不高，產(chǎn)品技術(shù)含量低。 國外汽車主減速器行業(yè)現(xiàn)狀：一是零部件市場投資集中，易于形成較大經(jīng)濟規(guī)模，生產(chǎn)成本降低，利于實現(xiàn)通用化共享平臺；二是主減速器企業(yè)產(chǎn)品研發(fā)投入力度大，便于技術(shù)水平提升，形成與主機廠的同步開發(fā)能力；三是這種現(xiàn)象導(dǎo)致其他國家主減速器企業(yè)跨地區(qū)、跨集團的資產(chǎn)重組難以實

14、現(xiàn)上規(guī)模、上水平的目標(biāo)，其后果是其產(chǎn)品的技術(shù)水平、生產(chǎn)成本、產(chǎn)品質(zhì)量以及營銷服務(wù)網(wǎng)絡(luò)等與跨國公司的差距進一步拉大。 ?由于新的競爭環(huán)境的形成，以歐美日為代表的全球性汽車產(chǎn)業(yè)鏈正在逐步構(gòu)成一個新型的汽車工業(yè)零整關(guān)系，我們可以清楚地看到世界汽車零部件企業(yè)正紛紛從整車企業(yè)中獨立出來， 這極大地改變了原有汽車產(chǎn)業(yè)的垂直一體化分工協(xié)作模式，零部件企業(yè)與整車企業(yè)形成了對等合作、戰(zhàn)略伙伴的互動協(xié)作關(guān)系。根據(jù)Ward's AutoWorld的最新調(diào)研表明，日本汽車業(yè)在近幾年來通過建立起一種以追求團隊精神和協(xié)調(diào)意識，運用戰(zhàn)略聯(lián)盟或外包的形式，加強與供應(yīng)商和承銷商之間合作的新型零整體系顯得尤為富有成效。經(jīng)由細致

15、的功能與成本比較，研究自身優(yōu)勢所在，或有可能建立起的競爭優(yōu)勢，并集中力量發(fā)展這種優(yōu)勢；同時，從維護企業(yè)品牌角度研究企業(yè)的核心環(huán)節(jié)，保留并增強這些環(huán)節(jié)上的能力，把不具有優(yōu)勢的或非核心的一些環(huán)節(jié)分離出去，同時不斷尋求能與之達到協(xié)同的合作伙伴，共同完成價值鏈的全過程。日本企業(yè)的做法，擺脫了“縱向一體化”的負面影響，將資源得以外延，借助零部件企業(yè)的資源達到快速響應(yīng)市場的目的，于是出現(xiàn)了這一新型的“橫向一體化”模式。 發(fā)展趨勢：世界汽車工業(yè)的全球化重組和我國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，使汽車主減速器產(chǎn)業(yè)處于快速變化的環(huán)境中，我國汽車主減速器企業(yè)在發(fā)展戰(zhàn)略的制定和實施過程中，還會不斷出現(xiàn)新的問題，對已有問題的認(rèn)

16、識也在不斷深化。這就要求我們與時俱進，開拓思想，不斷提高對問題的認(rèn)識，及時調(diào)整對策措施，從容應(yīng)對，使企業(yè)穩(wěn)步健康發(fā)展。 當(dāng)今世界各國齒輪和齒輪減速器向著六高、二低、二化方向發(fā)展的總趨勢，即：高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高傳動效率；低噪聲、低成本；標(biāo)準(zhǔn)化和多樣化。由于計算機技術(shù)、信息技術(shù)和自動化技術(shù)的廣泛應(yīng)用，齒輪減速器的發(fā)展將躍上新的臺階，從經(jīng)濟指標(biāo)、產(chǎn)業(yè)鏈、宏觀政策等多個角度刻畫汽車主減速器發(fā)展變化，洞察行業(yè)發(fā)展動向，精確把握發(fā)展規(guī)律，可見中國本土汽車主減速器存在巨大發(fā)展空間。因此，此題目的設(shè)計尤為重要。 1.2 本設(shè)計的目的和意義 ?隨著加入WTO以來我國汽車市

17、場的進一步開放，跨國汽車集團及零部件供應(yīng)商紛紛調(diào)整了在華戰(zhàn)略，將過去相對獨立的“中國戰(zhàn)略”轉(zhuǎn)變?yōu)榉掀溟L遠利益和整體利益的“全球戰(zhàn)略”，中國市場逐步成為其“全球戰(zhàn)略”的重要組成部分，它們對中國市場的投資會進一步加大?？梢灶A(yù)見，跨國汽車集團及核心零部件供應(yīng)商對我國汽車產(chǎn)業(yè)的控制力會進一步增強。 主減速器是驅(qū)動橋的重要組成部分，其性能的好壞直接影響到車輛的動力性、經(jīng)濟性。目前,國內(nèi)減速器行業(yè)重點骨干企業(yè)的產(chǎn)品品種、規(guī)格及參數(shù)覆蓋范圍近幾年都在不斷擴展，產(chǎn)品質(zhì)量已達到國外先進工業(yè)國家同類產(chǎn)品水平，完全可承擔(dān)起為我國汽車行業(yè)提供傳動裝置配套的重任，部分產(chǎn)品還出口至歐美及東南亞地區(qū)。由于計算機技術(shù)、信

18、息技術(shù)和自動化技術(shù)的廣泛應(yīng)用，主減速器將有更進一步的發(fā)展。對主減速器的研究能極大地促進我國的汽車工業(yè)的發(fā)展。 1.3 本次設(shè)計的主要內(nèi)容 本設(shè)計的目標(biāo)是設(shè)計一種輕型商用車的主減速器，本設(shè)計主要研究的內(nèi)容有：主減速器的齒輪類型、主減速器的減速形式、主減速器主動齒輪和從動錐齒輪的支承形式、主減速比的確定、主減速器計算載荷的確定、主減速器基本參數(shù)的選擇、主減速器齒輪的材料及熱處理、主減速器軸承的計算、對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理、對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)、對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計、全浮式半軸計算載荷的確定、全浮式半軸的直徑的選擇、全浮式半軸的強度計算、半軸花鍵的強度計算。 第

19、2章 主減速器的設(shè)計 根據(jù)輕型載貨汽車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速、發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)，選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車設(shè)計、汽車?yán)碚?、汽車?gòu)造、機械設(shè)計等相關(guān)知識，計算出相關(guān)的主減速器參數(shù)并論證設(shè)計的合理性。 2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)型式的選擇 主減速器的結(jié)構(gòu)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 主減速器的減速型式 主減速器的減速型式分為單級減速、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。 (1)單級主減速器 如圖2

20、.1所示為單級主減速器。由于單級主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點，廣泛用在主減速比i<7.6的各種中、小型汽車上。單級主減速器都是采用一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪，也有采用蝸輪傳動的。 圖2.1單極主減速器 圖2.2雙級主減速器 (2)雙級減速 如圖2.2所示為雙級主減速器。由兩級齒輪減速器組成，結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量加大，制造成本也顯著增加，因此僅用于主減速比較大(7.6

21、件非常復(fù)雜的重型載貨汽車。會加大驅(qū)動橋的質(zhì)量，提高制造成本，并要增設(shè)較復(fù)雜的操縱裝置所以本車不采用。 (4)單級貫通式主減速器、雙級貫通式主減速器 單級貫通式主減速器、雙級貫通式主減速器用于多橋驅(qū)動汽車上,本車為單橋驅(qū)動,所以不采用。 (5)主減速器附輪邊減速器 主減速器附輪邊減速器應(yīng)用于礦山、水利及其他大型工程等所用的重型汽車，工程和軍事上用的重型牽引越野汽車及大型公共汽車等，本車不采用。 綜上所述，本車采用單級主減速器。 2.1.2 主減速器齒輪的類型的選擇 在現(xiàn)代汽車驅(qū)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(yīng)用于發(fā)動機橫置的前置前驅(qū)動乘用車

22、和雙級主減速器驅(qū)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) (b) (c) (d) 螺旋錐齒輪 雙曲面齒輪 圓柱齒輪傳動 蝸桿傳動 圖2.3 主減速器的幾種齒輪類型 （1）螺旋錐齒輪 其主、從動齒輪軸線相交于一點。交角可以是任意的，但在絕大多數(shù)的汽車驅(qū)動橋上，主減速齒輪副都是采用90o交角的布置。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受大的負荷。

23、加之其輪齒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(zhuǎn)向另—端，使得其工作平穩(wěn)，即使在高速運轉(zhuǎn)時，噪聲和振動也是很小的[2]。 （2）雙曲面齒輪 其主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角也都是采用90o。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移，稱為上偏置或下偏置。這個偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。當(dāng)偏移距大到一定程度時，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊湊支承。這對于增強支承剛度、保證輪齒正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。雙曲面齒輪的偏移距使得其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。因此，雙曲面?zhèn)鲃育X輪副的法向模數(shù)或法向

24、周節(jié)雖相等，但端面模數(shù)或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數(shù)或端面周節(jié)大于從動齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應(yīng)的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關(guān)。另外，由于雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當(dāng)量曲率半徑較相應(yīng)的螺旋錐齒輪當(dāng)量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應(yīng)力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應(yīng)力相當(dāng)?shù)穆菪F齒輪比較，負荷可提高至175％。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，則不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)可減少，所以可選用較少的齒數(shù)，這有利于大傳動比傳動。當(dāng)要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合

25、理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣，則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小，這對于主減速比i≥4.5的傳動有其優(yōu)越性。當(dāng)傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大，這時選用螺旋錐齒輪更合理，因為后者具有較大的差速器可利用空間。由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，還導(dǎo)致其進入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應(yīng)的齒數(shù)多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動工作得更加平穩(wěn)、無噪聲，強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來方便。 （3）圓柱齒輪傳動 一般采用斜齒輪，廣泛應(yīng)用于發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動的轎車驅(qū)動橋，在此不采用。 （4）蝸桿傳動 與錐齒傳動相比，蝸桿傳

26、動有如下優(yōu)點： ①在輪廓尺寸和結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下，可得到較大的傳動比（可大于7）； ②在任何轉(zhuǎn)速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲； ③便于汽車的總布置及貫通式多橋驅(qū)動的布置； ④能傳遞大的載荷，使用壽命長。 但是由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低。在此不采用。 像圓柱齒輪傳動只在節(jié)點處一對齒廓表面為純滾動接觸而在其他嚙合點還伴隨著沿齒廓的滑動一樣，螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動都有這種沿齒廓方向的滑動。此外，雙曲面齒輪傳動還具有沿齒長方向的縱向滑動。這種滑動促使齒輪副沿整個齒面都能較好地嚙合，因而更促使其工作平穩(wěn)和無噪聲。但雙曲面齒輪的縱向

27、滑動產(chǎn)生較多的熱量，使接觸點的溫度升高，因而需要用專門的雙曲面齒乾油來潤滑，且其傳動效率比螺旋錐齒輪略低，達96％。其傳動效率與倔移距有關(guān)，特別是與所傳遞的負荷大小及傳動比有關(guān)。負荷大時效率高。螺旋錐齒輪也是一樣，其效率可達99％。兩種齒輪在載荷作用下對安裝誤差的敏感性本質(zhì)上是相同的。如果螺旋錐齒輪的螺旋角與相應(yīng)的雙曲面主、從動齒輪螺旋角的平均值相同，則雙曲面主動齒輪的螺旋角比螺旋錐齒輪的大，而其從動齒輪的螺旋角則比螺旋錐齒輪的小，因而雙曲面主動齒輪的軸向力比螺旋錐齒輪的大，而從動齒輪的軸向力比螺旋錐齒輪的小。兩種齒輪都在同樣的機床上加工，加工成本基本相同。然而雙曲面?zhèn)鲃拥男↓X輪較大，所以刀盤

28、刀頂距較大，因而刀刃壽命較長。 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(shè)計的輕型商用車主減速器采用雙曲面齒輪。 2.1.3 主減速器主動錐齒輪的支承形式 在殼體結(jié)構(gòu)及軸承型式已定的情況下，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法，對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確嚙合并具有較高使用壽命的重要因素之一,現(xiàn)在汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有以下兩種： （1）懸臂式 圖2.4 懸臂式支承 如圖2.4所示，齒輪以其輪齒大端一側(cè)的軸頸懸臂式地

29、支承于一對軸承上。支承距離b應(yīng)大于2.5倍的懸臂長度a，且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸a。支承剛度除了與軸承開式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關(guān)。當(dāng)采用一對圓錐滾子軸承支承時，為了減小懸臂長度和增大支承間的距離，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內(nèi)，而大端朝外，以縮短跨距，從而增強支承剛度。其特點是結(jié)構(gòu)簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。 （2）跨置式 如圖2.5所示，齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式。跨置式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在

30、載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1／30以下．而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。 圖2.5 跨置式支承 裝載質(zhì)量較大的汽車主減速器主動齒輪都是采用跨置式支承。但是跨置式支承增 加了導(dǎo)向軸承支座，使主減速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高。乘用車和裝載質(zhì)量小的商用車，常采用結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小、成本較低的懸臂式結(jié)構(gòu)。 輕型貨汽車,采用結(jié)構(gòu)較為簡單的懸臂式支承，以降低其成本。 2.1.4 主減速器從動錐齒輪的支承形式及安置方法 圖2.6 從動雙曲面齒輪的支承 主減速器從動雙曲面齒輪的支承剛度依軸承的形式、支

31、承間的距離和載荷在支承之間的分布而定。為了增加支承剛度，支承間的距離應(yīng)盡可能縮小。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應(yīng)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(yīng)預(yù)緊。但為了增加支承剛度，應(yīng)當(dāng)減小尺寸c＋d；為了使載荷均勻分配，應(yīng)盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。球面圓錐滾子軸承具有自動調(diào)位的性能，對軸的歪斜的敏感性較小，這一點當(dāng)主減速器從動齒輪軸承的尺寸大時極為重要。向心推力軸承不需要調(diào)整，但僅見于某些小排量轎車的主減速器中。只有當(dāng)采用直齒或人字齒圓柱齒輪時，由于無軸向力，雙級主減速器的從動齒輪才可以安裝在向心球軸承上。 綜上所述，由

32、于本車為輕型載貨汽車，主減速器從動齒輪不宜采向心球軸承，應(yīng)采用圓錐滾子軸承支承，并用螺栓與差速器殼突緣連結(jié)。 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計計算 2.2.1 主減速比的確定 主減速比i0的大小，對于主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸及質(zhì)量的大小影響很大。主減速比i0的選擇，應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動系的總傳動比（包括變速器、分動器和加力器、驅(qū)動橋等傳動裝置的傳動比）一起，由汽車的整體動力計算來確定。正如傳動系的總傳動比及其變化范圍為設(shè)計傳動系組成部分的重要依據(jù)一樣，驅(qū)動橋的主減速比i0是主減速器的設(shè)計依據(jù)，是設(shè)計主減速器時的原始數(shù)據(jù)。 傳動系的總傳動比（其中包括主減速比i0），對汽車

33、的動力性、燃料經(jīng)濟性有非常重大的影響，發(fā)動機的工作條件也和汽車傳動系的傳動比（包括主減速比）有關(guān)。 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)動機最大功率的情況下，所選擇的i0值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時值應(yīng)按下式來確定： =0.377 （2.1） 式中：——車輪的滾動半徑 ，在此選用輪胎型號為7.50-16，滾動半徑為 0.394m； ——最大功率時發(fā)動機轉(zhuǎn)速， ； ——汽車的最高車速， ； ——變速器最高

34、檔傳動比，通常為1 。 對于其他汽車來說，為了用稍微降低最高車速的辦法來得到足夠的功率儲備，主減速比一般應(yīng)選得比按式（2.1）求得的要大10%～25%，即按下式選擇： =（0.377～0.472） （2.2） 式中：——變速器最高檔（直接檔或超速檔）傳動比； ——分動器或加力器高檔傳動比； ——輪邊減速傳動比。 將已給出的數(shù)據(jù)代入（2.2）: =（0.377～0.472） =5.44～6.8 所求的值應(yīng)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

35、確定=5.3 2.2.2 主減速器計算載荷的確定 （1）按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 （2.3） 式中 : ——變速器一擋傳動比，在此取4.3，此數(shù)據(jù)參考同類車型； ——主減速器傳動比在此取5.3； ——發(fā)動機的輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取300，此數(shù)據(jù)參考同類車型； ——由于猛結(jié)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(dāng)性能系數(shù)>0時可取=2.0；

36、——汽車滿載時的總質(zhì)量在此取5455 ； ——該汽車的驅(qū)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。 根據(jù)以上參數(shù)可以由(2.3）得： ==6211 （2）按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 （2.4） 式中： ——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，在此取32550N，此 數(shù)據(jù)參考同類車型； ——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；對越野汽車取=1.0；對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取=1.25；在此

37、取=0.85； ——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為7.50-16，則有其滾動半徑為 0.394m； ，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)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。 所以由公式（2.4）得: ==12112 （3）按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂的平均牽引力的值來確定： （2.5） 式中： ——汽車滿載時的總重量，在此取54550N; ——所牽引的掛車滿載時總重量，N

38、，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0.015～0.020；在此取0.018； ——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.05～ 0.09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(qū)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； ——該汽車的驅(qū)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7.50-16，則有其滾動半徑 為0.394m。 所以由式（2.5）得： ==2101.5 2.2.3 主減速器基本參數(shù)的選擇

39、 （1）主、從動錐齒輪齒數(shù)和 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素： ①為了磨合均勻，，之間應(yīng)避免有公約數(shù)； ②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(yīng)不小于40； ③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； ④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； ⑤對于不同的主傳動比，和應(yīng)有適宜的搭配。 （2）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(qū)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。 可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即

40、 （2.6） 式中：——直徑系數(shù)，一般取13.0～16.0； ——從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，，為和中的較小者取其值為6221； 由式（2.6）得： =（13.0～16.0）=（239.09～294.27）； 初選=260 則齒輪端面模數(shù)=/=260/35=7.43 ==357.43=260.05 （3）主，從動齒輪齒面寬的選擇 齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導(dǎo)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(yīng)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

41、、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，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。 另外,由于雙曲面齒輪的幾何特性,雙曲面小齒輪齒面寬比大齒輪齒面寬要大。一般取大齒輪齒面寬=0.155=0.155260.05=38.09mm，小齒輪齒面寬=1.1=1.138.09=41.90mm （4）小齒輪偏移距及偏移方向的選擇 載貨汽車主減速器的E值，不應(yīng)超過從從動齒輪節(jié)錐距的20%（或取E值為d的10%~12%，且一般不超過12%）。傳動比愈大則E值也應(yīng)愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距E可達從動齒輪節(jié)

42、圓直徑的20％～30％。但當(dāng)E大干的20％時，應(yīng)檢查是否存在根切。 E=(0.1～0.12) =(0.1～0.12)260.05=26.01～31.20mm 初選E=30mm 雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種，如圖2.7所示：由從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側(cè)，這時如果主動齒輪在從動齒輪中心線上方時，則為上偏移，在下方時則為下偏移。其中a、b是下偏移，c、d是上偏移。雙曲面齒輪的偏移方向與其輪齒的螺旋方向間有一定的關(guān)系：下偏移時主動齒輪的螺旋方向為左旋，從動齒輪為右旋；上偏移時主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋。本減速器采用下偏移。 （a）

43、 （b） （c） （d） 圖2.7 雙曲面齒輪的偏移方式 （5）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(yīng)考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同

44、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(yīng)不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好，但過大，會導(dǎo)致軸向力增大。 汽車主減速器雙曲面齒輪大小齒輪中點處的平均螺旋角多為35°～40°。 主動齒輪中點處的螺旋角可按下式初選: =++ （2.7） 式中：——主動輪中點處的螺旋角，mm； ，——主、從動輪齒數(shù)；分別為8，35； ——雙曲面齒輪偏移距, 30mm； ——從動輪節(jié)圓直徑，260.05mm； 由式（2.7）得: =++=45.84 從動齒輪中點螺旋角可按下式初選: ——雙曲面齒

45、輪傳動偏移角的近似值； ——雙曲面從動齒輪齒面寬為38.09mm； =-=45.84°-=34.23° 、從動齒輪和主動齒輪中點處的螺旋角。 平均螺旋角===40.04°。 （6）螺旋方向的選擇 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。如圖2.8所示，螺旋方向與雙曲面齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向，當(dāng)變速器掛前進擋時，應(yīng)使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，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(qū)動汽車前進。 圖2.8 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力 （7）法向壓

46、力角 加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側(cè)的法向壓力角不等，因此應(yīng)按平均壓力角考慮，載貨汽車選用22°30′或20°的平均壓力角，在此選用20°的平均壓力角。 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 圖2.9 收縮齒兩種形式 標(biāo)準(zhǔn)收縮齒（a）和雙重收縮齒(b)各有其優(yōu)缺點，采用哪種收縮齒應(yīng)按具體情況而定。雙重收縮齒的優(yōu)點在于能提高小齒輪粗切工序的效率。雙重收縮齒的輪齒參數(shù)，其大、小齒輪根錐角的選定

47、是考慮到用一把使用上最大的刀頂距的粗切刀，切出沿齒面寬方向正確的齒厚收縮來。當(dāng)大齒輪直徑大于刀盤半徑時采用這種方法是最好的，不是這種情況而要采用雙重收縮齒，齒高的急劇收縮將使小端的齒輪又短又粗。標(biāo)準(zhǔn)收縮齒在齒高方向的收縮好，但可能使齒厚收縮過多，結(jié)果造成小齒輪粗切刀的刀頂距太小。這種情況可用傾錐根母線收縮齒的方法或仔細選用刀盤半徑加以改善，即當(dāng)雙重收縮齒會使齒高方向收縮過多，而標(biāo)準(zhǔn)收縮齒會使齒厚收縮過多時，可采用傾錐根母線收縮齒作為兩者之間的這種。 大齒輪齒頂角和齒根角為了得到良好的收縮齒,應(yīng)按下述計算選擇應(yīng)采用采用雙重收縮齒還是傾錐根母線收縮齒。 ①用標(biāo)準(zhǔn)收縮齒公式來計算及

48、 （2.8） （2.9） （2.10） （2.11） （2.12）

49、（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）

50、 （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260.05mm； ——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)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

51、。 所以： 43.820.73° ②計算標(biāo)準(zhǔn)收縮齒齒頂角與齒根角之和。 ③ （2.22） （2.23） （2.24） （2.25）由式（2.19）與（2.23）聯(lián)立可得:

52、 （2.26） ——刀盤名義半徑,按表選取為114.30mm ——輪齒收縮系數(shù) ④當(dāng)為正數(shù)時,為傾根錐母線收縮齒，應(yīng)按傾根錐母線收縮齒重新計算及。 ⑤按傾根錐母線收縮齒重新計算大齒輪齒頂角及齒跟角。 （2.27） （2.28）

53、 （2.29） （2.30） 由式（2.27）與（2.28）聯(lián)立可得: （2.31） （2.32） ——大齒輪齒頂高系數(shù)取0.15 ——傾根錐母線收縮齒齒根角齒頂角之和 （2）大齒輪齒頂高

54、 （2.33） （2.34） ——大齒輪節(jié)錐距 由式（2.33），（2.34）得： （3）大齒輪齒跟高 （2.35） ——大齒輪齒寬中點處齒跟高 由式（2.35）得： （4）徑向間隙 （5）大齒輪齒全高 （6）大齒輪齒工作高 （7）大齒輪的面錐角 （8）大齒輪的根錐角 （9）大齒輪外圓直徑 （10）小齒輪面錐角 （11）小齒輪的根錐角 （12）小齒輪

55、的齒頂高和齒根高 齒頂高: 齒根高； 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) 8 2 從動齒輪齒數(shù) 35 3 端面模數(shù) 7.5 4 主動齒輪齒面寬 41.90 mm 5 從動齒輪齒面寬 38.09 mm 6 主動齒輪節(jié)圓直徑 60.00 mm 7 從動齒輪節(jié)圓直徑 262.5mm 8 主動齒輪節(jié)錐角 12.88° 9 從動齒輪節(jié)錐角 77.12° 10 節(jié)錐距 133.31mm 11 偏移距 30mm

56、 12 主動齒輪中點螺旋角 45.84° 13 從動齒輪中點螺旋角 34.23° 14 平均螺旋角 40.04° 15 刀盤名義半徑 114.30mm 16 從動齒輪齒頂角 1.12° 17 從動齒輪齒根角 6.34° 18 主動齒輪齒頂高 5.75mm 19 從動齒輪齒頂高 1.77 mm 20 主動齒輪齒根高 7.26mm 21 從動齒輪齒根高 11.84mm 22 螺旋角 35° 23 徑向間隙 1.51mm 24 從動齒輪的齒工作高 11.5mm 2

57、5 主動齒輪的面錐角 18.81° 26 從動齒輪的面錐角 78.24° 27 主動齒輪的根錐角 11.52° 28 從動齒輪的根錐角 70.78° 29 最小齒側(cè)間隙允許值 0.175mm 2.2.5 主減速器雙曲面齒輪的強度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 1、齒輪的損壞形式及壽命 齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下： （

58、1）輪齒折斷 主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數(shù)從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應(yīng)力最大。 ①疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的彎曲應(yīng)力。如果最高應(yīng)力點的應(yīng)力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產(chǎn)生初始的裂紋。隨著載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋不斷擴大，最后導(dǎo)致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現(xiàn)裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。 ②過載折斷：由于設(shè)計不當(dāng)或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的

59、峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側(cè)間隙調(diào)節(jié)不當(dāng)、安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時，往往會使一端（經(jīng)常是大端）沿斜向產(chǎn)生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。 為了防止輪齒折斷，應(yīng)使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當(dāng)?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質(zhì)量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。 （2）齒面的點蝕及剝落 齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于

60、表面接觸強度不足而引起的。 ①點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結(jié)果。由于接觸區(qū)產(chǎn)生很大的表面接觸應(yīng)力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現(xiàn)象就稱為點蝕。一般首先產(chǎn)生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至?xí)饾u使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應(yīng)力。在允許的范圍內(nèi)適當(dāng)加大齒面寬也是一種辦法。 ②齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形

61、成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當(dāng)滲碳齒輪熱處理不當(dāng)使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。 （3）齒面膠合 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦?xí)r，因高溫、高壓而將金屬粘結(jié)在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。它多出現(xiàn)在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產(chǎn)生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤滑條

62、件等。 （4）齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應(yīng)予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。 汽車驅(qū)動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。 2、實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉(zhuǎn)

63、矩）有關(guān)，而與汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩Tec和最大附著轉(zhuǎn)矩Tcs并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應(yīng)力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。 主減速器雙曲面齒輪的強度計算 （1） 單位齒長上的圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 N／mm (2.36) 式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N； ——從動齒輪

64、的齒面寬，在此取38.09mm. 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時 N／mm （2.37） 式中：——發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取300； ——變速器的傳動比在此取4.3； ——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取59.43mm； 按式（2.36）得： N／mm 在現(xiàn)代汽車的設(shè)計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)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)。 （2）輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為 N/

65、 （2.38） 式中：——該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N·m,N·m; 　 ——超載系數(shù)；在此取1.0; 　——尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關(guān)， 當(dāng)ｍ時，，在此＝0.829 ——載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，＝1.00～ 1.10式式支承時取1.10～1.25。支承剛度大時取最小值; 　——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳 動精度高時，可取1.0; ——計算齒輪的齒面寬38.09mm; ——計算齒輪的齒數(shù)8; ——端面模7.5mm; ——計算彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形

66、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(yīng)力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應(yīng)力計算的影響。參照圖2.10取=0.28 圖2.10 計算用彎曲綜合系數(shù) 按N·m計算疲勞彎曲應(yīng)力 ＝135 N/< 210 N/ 按 N·m計算疲勞彎曲應(yīng)力 ＝479 N/< 700 N/ 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。 (3) 輪齒的表面接觸強度計算 　　錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 N/　　　　　 (2.39) 式中：——主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩； 　　　——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6/mm; 　 ，，——見式(2.38)下的說明; ——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的 情況下，可取1.0; ——表面質(zhì)量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質(zhì)（如銑齒，磨齒等）， 即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于 制造精確的齒輪可取1.0; ——計算接觸應(yīng)力的綜合系數(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