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1、 前言 主減速器是汽車傳動(dòng)系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件。對發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的汽車來說，主減速器還利用錐齒輪傳動(dòng)以改變動(dòng)力方向。 　汽車正常行駛時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速通常在2000至3000r/min左右，如果將這么高的轉(zhuǎn)速只靠變速箱來降低下來，那么變速箱內(nèi)齒輪副的傳動(dòng)比則需很大，而齒輪副的傳動(dòng)比越大，兩齒輪的半徑比也越大，換句話說，也就是變速箱的尺寸會(huì)越大。另外，轉(zhuǎn)速下降，而扭矩必然增加，也就加大了變速箱與變速箱后一級傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)負(fù)荷。所以，在動(dòng)力向左右驅(qū)動(dòng)輪分流的差速器之前設(shè)置一個(gè)主減速器，可使主減速器前面的傳動(dòng)部件如變速箱、分動(dòng)器、萬向傳動(dòng)裝置等傳遞的扭矩減小，也可以使變速箱的尺

2、寸、質(zhì)量減小，操縱省力。 　現(xiàn)代汽車的主減速器，廣泛采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。雙曲面齒輪工作時(shí)，齒面間的壓力和滑動(dòng)較大，齒面油膜易被破壞，必須采用雙曲面齒輪油潤滑，絕不允許用普通齒輪油代替，否則將使齒面迅速擦傷和磨損，大大降低使用壽命。 主減速器的種類繁多：有單級式和雙級式；有單速式和雙速式；還有貫通式和輪邊式等。本文主要對轎車的單級主減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)。 推薦精選 1課題背景及意義 主減速器是很多不同大小的齒輪組合而成的 。也許你見過可變速的自行車，它的后輪齒輪就是好幾個(gè)大小不一的齒輪組合起來的，自行車通過鏈條傳動(dòng)，腳蹬處的

3、齒輪大于后輪齒輪，則車速塊，相反則省力也就是扭力大。 機(jī)動(dòng)車的減速器是夾在發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)軸之間的設(shè)備。 1、首先發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速是很高的，每分鐘好幾千轉(zhuǎn)，不可能讓發(fā)動(dòng)機(jī)直接連接傳動(dòng)軸，否則車輪也會(huì)達(dá)到每分鐘幾千轉(zhuǎn)，那是很恐怖的 2、發(fā)動(dòng)機(jī)通過小齒輪帶動(dòng)減速器的大齒輪，實(shí)現(xiàn)了轉(zhuǎn)速的下降和動(dòng)力的傳遞 3、當(dāng)減速器里不同大小的齒輪連接發(fā)動(dòng)機(jī)時(shí)，傳遞到車輪的動(dòng)力則不同：發(fā)動(dòng)機(jī)的小帶減速器的最大齒輪，則扭力最大，也就是機(jī)動(dòng)車的一、而檔位；發(fā)動(dòng)機(jī)的小帶減速器的最小齒輪，則車輛速度最高。 本文對汽車的主減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)主要是為了是汽車或得最佳的動(dòng)力性能，能充分的利用發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞過來的轉(zhuǎn)矩，由于今年了石油資源的

4、緊缺，所以對減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)，使轎車或得最佳的動(dòng)力性，對于提高汽車在市場上的競爭力有很大幫助。對于不同的轎車選用不同的主減速器和主減速形式，提高和改善汽車的性能，本文主要是對轎車的單級主減速器的主動(dòng)錐齒輪和從動(dòng)錐齒輪進(jìn)行設(shè)計(jì)。 推薦精選 2總體方案設(shè)計(jì) 2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 2.1.1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。 1）螺旋錐齒輪，其主、從動(dòng)齒輪軸線垂直相交于一點(diǎn)，且兩者的螺旋角相等，可知螺旋錐齒輪的傳動(dòng)比為：

5、 (2-1) 式中：、—螺旋錐齒輪主、從動(dòng)齒輪的平均分度圓半徑。 2）雙曲面齒輪如圖2-1所示，主、從動(dòng)齒輪軸線偏移了一個(gè)距離，稱為偏移距，。 根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動(dòng)齒輪圓周力之比為： （2-2） 式中：、—雙曲面齒輪主、從動(dòng)齒輪的圓周力；、—雙曲面齒輪主、從動(dòng)齒輪的螺旋角。 圖2-1 雙曲面齒輪嚙合時(shí)受力分析 Figure 2-1 Of the hypoid gear mesh stress analysis 雙曲面齒輪傳動(dòng)比為： （2-3） 式中：、—雙

6、曲面齒輪主、從動(dòng)齒輪的圓周力； 、—雙曲面齒輪主、從動(dòng)齒輪的螺旋角； 推薦精選 、—雙曲面齒輪主、從動(dòng)齒輪的平均分度圓半徑 令，則。由于，所以，通常為1.25～1.50。 2.1.2主減速器減速形式： 設(shè)計(jì)要求為單級主減速器，單級主減速器由一對錐齒輪傳動(dòng)，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于主減速比≤7.6的各種轎車和輕、中型轎車上（對于雙曲面齒輪通常要求≤6.5）；而雙級減速和雙速主要用于重型載貨汽車，貫通式則用于多橋驅(qū)動(dòng)的汽車。 2.1.3主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承方式： 主動(dòng)錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。由于題目為轎車，故所需傳遞

7、的轉(zhuǎn)矩較小采用懸臂式支承。 （a）懸臂式支承 （b）跨置式支承 圖2-2 主動(dòng)錐齒輪的支承方式 Figure 2-2 Active bevel gear of supporting mode （1）懸臂式支承如圖2-2（a）所示，其特點(diǎn)是主動(dòng)錐齒輪軸上兩圓錐滾子軸承的大端向外，以減少懸臂長度，增加支承距，提高支承剛度；為了盡可能地增加支承剛度，支承距應(yīng)大于2.5倍的懸臂長度，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?？拷X輪的支承軸承有時(shí)也采用圓柱滾子軸承，這時(shí)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

8、支承結(jié)構(gòu)簡單，但支承剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的轎車、輕型轎車的主減速器。 （2）跨置式支承如圖2-2（b）所示，支承強(qiáng)大高,但加工和安裝不便。通常裝載質(zhì)量2噸以上的貨車車才采用此支承方式。 推薦精選 2.1.4主減速器從動(dòng)錐齒輪的支承方式及調(diào)整： 圖2-3 從動(dòng)錐齒輪的支承方式 Figure 2-3 Driven bevel gear of supporting mode 為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸。但應(yīng)不小于從動(dòng)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(qiáng)連接突緣的剛度，應(yīng)盡量使尺寸等于或大于

9、尺寸。 2. 2 主減速器基本參數(shù)的選擇與計(jì)算 2.2.1主減速比的確定： 對于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(dòng)機(jī)最大功率的情況下，所選擇的值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時(shí)值應(yīng)按下式來確定： （2-4） 式中：?—車輪的滾動(dòng)半徑，m； —最大功率時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r／min； —汽車的最高車速，km／h； —變速器最高擋傳動(dòng)比，通常為1。 對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲(chǔ)備而使最高車速稍有小降，主減速比一般應(yīng)選得比按式(2-4)求得的要大10％～25％，

10、即按下式選擇： （2-5） 推薦精選 式中：—分動(dòng)器或加力器的高檔傳動(dòng)比； —輪邊減速器傳動(dòng)比。 按式(2-4)或式(2-5)求得的值應(yīng)與同類汽車的主減速比相比較，并考慮到主、從動(dòng)主減速齒輪可能有的齒數(shù)，對值予以校正并最后確定下來。 本設(shè)計(jì)范例中，、和都為1，根據(jù)第四章中采用式（2-4）最小傳動(dòng)比計(jì)算結(jié)果＝5.13，此值在后面的計(jì)算中可根據(jù)情況結(jié)合式（2-5）適當(dāng)調(diào)整。(＝5.13—6.42) 2.2.2主減速齒輪計(jì)算載荷的確定： 通常是將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比時(shí)和驅(qū)動(dòng)車輪打滑時(shí)這兩種情況下作用于主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩（）的較小者，作為載貨

11、汽車和越野汽車的計(jì)算載荷，即： （2-6） （2-7） 式中：—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）； —由發(fā)動(dòng)機(jī)到主減速器從動(dòng)齒輪間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比； —傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率（通常取=0.9）； —超載系數(shù)，對于一般的轎車和客車取=1； —驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目； —滿載時(shí)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷（汽車最大總質(zhì)量×軸荷分配）； —輪胎與路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車取 =0.85，對于越野汽車=1.0，對

12、于安裝專門防滑寬輪胎 的高級轎車取=1.25； —最大加速時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，一般乘用車為1.2～1.4， 轎車為1.1～1.2； —車輪滾動(dòng)半徑； —主減速器從動(dòng)齒輪到車輪間的傳動(dòng)效率（通常取0.95）； —主減速器從動(dòng)齒輪到車輪間的傳動(dòng)比。 由（2-6）、（2-7）求得的計(jì)算載荷是最大轉(zhuǎn)矩，主要用于錐齒輪最大應(yīng)力計(jì)算，而疲勞壽命計(jì)算則需要按汽車日常行駛的平均轉(zhuǎn)矩在確定計(jì)算載荷 推薦精選 ： （2-8） 式中：—汽車滿載總重（N）；

13、—道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，一般轎車取0.010～0.015，轎車取0.015～ 0.020，越野車取0.020～0.035； —平均爬坡能力系數(shù)，一般轎車取0.08，轎車和城市公交取 0.05～0.09，長途客車取0.06～0.10，越野車取0.09～0.30； —汽車性能系數(shù)： （2-9） （當(dāng)≥16時(shí)，取=0） 對于主減速器主動(dòng)齒輪，應(yīng)將（2-6）、（2-7）和（2-8）式分別除以主減速比和傳動(dòng)效率（對于螺旋錐齒輪=0.95

14、；對于雙曲面齒輪，當(dāng)＞6時(shí)，=0.85，當(dāng)＜6時(shí)，=0.90）。 對于本設(shè)計(jì)范例： （1）齒輪最大應(yīng)力計(jì)算時(shí)，齒輪計(jì)算載荷為： 從動(dòng)錐齒輪：≈3870N.m（==6×5.12=30.72，=1, =1, =0.9）； ≈6562N.m（=N.m，=0.85，=1.1，=0.95, =1）； 取=3870 N.m作為計(jì)算載荷。 主動(dòng)錐齒輪： =≈839.8N.m（=0.9）。 （2）齒輪疲勞壽命計(jì)算時(shí)，齒輪計(jì)算載荷為： ≈760 N.m（=0.015, =0.05, =0 (因?yàn)?0.195*3000*9.8/140=40.95所以取=0)； 主動(dòng)錐齒輪：≈

15、165 N.m。（=0.9） 推薦精選 2.2.3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(dòng)錐齒輪齒數(shù)和、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數(shù)、齒面寬、雙曲面齒輪副的偏移距、中點(diǎn)螺旋角、法向壓力角等。 1）齒數(shù)的選擇 選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)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）為了得到理想的重合系數(shù)和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不少于40； （3）為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度，對于轎車，一般不少于6； （4）當(dāng)主傳動(dòng)比較大時(shí)，盡量使取得少些，以便得到滿意的離地間隙。當(dāng)≥6時(shí)，可取最小值并等于5，但

16、為了嚙合平穩(wěn)并提高疲勞強(qiáng)度常大于5；當(dāng)較小時(shí)（3.5～5），可取7～12。 表2-1 汽車主減速器主動(dòng)錐齒輪齒數(shù) Figure 2-1 Car advocate reducer active bevel gear gear 傳動(dòng)比（z2/z1） z1推薦 z1允許范圍 5.00~6.00 7 6~8 6.00~7.50 6 5~7 本設(shè)計(jì)范例：根據(jù)之前計(jì)算得到的主減速器傳動(dòng)、 比=5.13，查表2-1取=7，=36，重新計(jì)算傳動(dòng)比=5.14，返回（2-6）、（2-7）和（2-8）計(jì)算得： ≈3886N.m ≈840 N.m

17、 ≈760N.m ≈164 N.m 2）從動(dòng)錐齒輪大端分度圓（也稱節(jié)圓）直徑和端面模數(shù) 對于單級主減速器，對驅(qū)動(dòng)橋殼尺寸有影響，大將影響橋殼離地間隙；小則影響跨置式主動(dòng)齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 推薦精選 可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選： (2-10) 式中： —從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑(mm)； —直徑系數(shù)，一般為13.0～15.3； —從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)，。 確定后，端面模數(shù)可由進(jìn)行計(jì)算，并用下式進(jìn)行校核（取較小者）：

18、 (2-11) 式中：為模數(shù)系數(shù)（通常為0.3～0.4）。 表 2-2 錐齒輪模數(shù) （mm） Figure 2-2 Bevel gear module (mm) 0.1 0.12 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1 1.125 1.25 1.375 1.5 1.75 2 2.25 2.5 2.75 3 3.25 3.5 3.75 4 4.5 5 5.5 6 6.5 7 8 9 10 11 12 14 16 18

19、 20 22 25 28 30 32 36 40 45 50 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(shè)計(jì)范例：≈220mm（=14）； ≈6.11mm； 利用（2-11）式校核計(jì)算得：≈6.29mm（=0.4）； 對照表2-2取=6.0mm（對于螺旋齒輪端面模數(shù)用表示）； 反算=216mm。 3）從動(dòng)錐齒輪齒面寬 一般要求小于10倍的端面模數(shù)。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會(huì)降低。從動(dòng)錐齒輪齒面寬推薦值為： =0.155 （2-

20、12） 對于主動(dòng)錐齒輪齒面寬通常較從動(dòng)錐齒輪齒面寬大10%。 本設(shè)計(jì)范例：=33.48mm。 推薦精選 =25.0mm 4）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(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受軸向力的方向，判斷軸向力方向時(shí)，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(shí)四指握起的旋向與齒輪旋轉(zhuǎn)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(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離

21、趨勢，防止輪齒卡死而損壞。 圖2-4 錐齒輪螺旋方向 Figure 2-4 Spiral bevel gear direction 5）雙曲面齒輪副偏移距及偏移方向的選擇 轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的值，不應(yīng)超過從動(dòng)齒輪節(jié)錐距的40%（接近于從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑的20%）；而載貨汽車、越野汽車和公交車等重負(fù)荷傳動(dòng)，則不應(yīng)超過從動(dòng)齒輪節(jié)錐距的20%（或取為的10%～12%，一般不超過12%）。傳動(dòng)比越大則也應(yīng)越大，大傳動(dòng)比的雙曲面齒輪傳動(dòng)，可達(dá)到的20%～30%，但此時(shí)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

22、兩種。由從動(dòng)齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動(dòng)齒輪處于右側(cè)，如果主動(dòng)齒輪在從動(dòng)齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動(dòng)齒輪中心線下方，則為下偏移。如果主動(dòng)齒輪處于左側(cè)，則情況相反。圖8a、b為下偏移，圖8c、d為上偏移。 推薦精選 本設(shè)計(jì)范例：考慮到為轎車，取=0.15=0.15×220=32.4mm，并采用主動(dòng)錐齒輪下偏移，考慮到發(fā)動(dòng)機(jī)為逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)（輸出端），主動(dòng)錐齒輪選擇左旋，從動(dòng)錐齒輪選擇右旋。 6）中點(diǎn)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(diǎn)處的螺旋角來表示，稱為中點(diǎn)螺旋角或名義螺旋角。 螺旋錐齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是相等的，而雙曲面齒輪副由于存在

23、偏移距，而使其中點(diǎn)螺旋角不相等，且主動(dòng)齒輪螺旋角要比從動(dòng)齒輪螺旋角大,兩者之差稱為偏移角（如圖2所示）。 選擇時(shí)，應(yīng)考慮它對齒面重合度、輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響。越大，則也越大，同時(shí)嚙合的齒數(shù)越多，傳動(dòng)就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強(qiáng)度越高。一般應(yīng)不小于1.25，在1.5～2.0時(shí)效果最好。但是過大，齒輪上所受的軸向力也會(huì)過大。 “格里森”制齒輪推薦用下式預(yù)選主動(dòng)齒輪螺旋角的名義值： （2-13） 式中：—主動(dòng)齒輪名義（中點(diǎn)）螺旋角的預(yù)選值； 、—主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)； —從動(dòng)齒輪的分

24、度圓直徑； —雙曲面齒輪副的偏移距。 對于雙曲面齒輪，所得螺旋角名義值還需按照選用的標(biāo)準(zhǔn)刀號(hào)進(jìn)行反算，最終得到的螺旋角名義值與預(yù)選值之差不超過5°。 本設(shè)計(jì)范例： 對于螺旋齒輪≈35°。 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22°30′的法向壓力角；對于雙曲面齒輪轎車選用19°的平均壓力角，載貨汽車選用22°30′的平均壓力角。當(dāng)≥8時(shí)，其平均壓力角均選用21°15′。 推薦精選 本設(shè)計(jì)范例： 螺旋錐齒輪=20°。 8）銑刀盤名義直徑的選擇 刀盤名義直徑可按從動(dòng)齒輪

25、分度圓直徑直接按表3選取： 表2-3 螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪名義刀盤半徑的選擇 Figure 2-3 of spiral bevel gears and hypoid gear nominal knife dish radius of choice 本設(shè)計(jì)范例：由于為216mm，故查表2-3，選擇=95.25mm。 2.3 主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算 輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。 2.3.1按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)有： （2-15） 式中：—發(fā)動(dòng)機(jī)最

26、大轉(zhuǎn)矩，N.mm； —變速器傳動(dòng)比，通常取Ⅰ檔及直接檔進(jìn)行計(jì)算； —主動(dòng)齒輪分度圓直徑（mm），對于雙曲面齒輪有：；對螺旋齒輪有。 按最大附著力矩計(jì)算時(shí)有： （2-16） 式中：—滿載下驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷，N； —輪胎與地面的附著系數(shù)，按表10查得； —輪胎的滾動(dòng)半徑，m； 推薦精選 —主減速器從動(dòng)齒輪分度圓半徑，mm。 許用的單位齒長圓周力[]見表10。 表2-4 許用

27、單位齒長上的圓周力[] 參數(shù) 類別 輪胎與地面的附著系數(shù) Ⅰ檔 Ⅱ檔 Ⅲ檔 轎車 893 536 321 893 0.85 載貨汽車 1429 250 1429 0.85 公交車 982 214 0.85 牽引汽車 536 250 0.65 注：在現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)中，由于材料及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，計(jì)算所得的值允許高出表中數(shù)據(jù)20%～25%。 本設(shè)計(jì)范例： 對螺旋齒輪有： 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算有：=42mm; ≈11794.7N/mm＜[]，滿足設(shè)計(jì)要求； 按最大附著力矩計(jì)算有：≈1565.4

28、N/mm＜1.2[],滿足設(shè)計(jì)要求。 2.3.2輪齒彎曲強(qiáng)度： 錐齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力（N/mm2）為： （2-17） 式中：—錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力(MPa)； —所計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N.m)；從動(dòng)齒輪按=min（）和計(jì)算，主動(dòng)齒輪按和計(jì)算（一般由于從動(dòng)齒輪受力較主動(dòng)齒輪大，常只校核從動(dòng)齒輪）； —過載系數(shù)，一般取1； —尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，當(dāng)≥1.6mm時(shí)，=(／25.4)。 推薦精選 —齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu)：=1.0～1.1，懸臂式結(jié)構(gòu)：=1.10～1.25； —質(zhì)量系

29、數(shù)，當(dāng)輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，=1.0； —所計(jì)算的齒輪齒面寬(mm)； —所討論齒輪大端分度圓直徑(mm)； —所計(jì)算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，取法見圖10-圖13。 上述按或計(jì)算的最大彎曲應(yīng)力[]不超過700MPa；按或計(jì)算的疲勞彎曲應(yīng)力[]不應(yīng)超過210MPa（破壞的循環(huán)次數(shù)—次）。 2.3.3輪齒接觸強(qiáng)度： 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為: ? (2-18) 式中:—錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力(MPa)； —主動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N/m）； —主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑(mm)； —取和的較小值(mm)，通常取從動(dòng)齒輪的；

30、—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； —齒面品質(zhì)系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)(如鍍銅、磷化處理等)，對于制造精確的齒輪，取1.0； —綜合彈性系數(shù)，針對鋼齒輪取232.6N／mm； —齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，取法見； 、、見式(2-17)的說明。 主、從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的，按計(jì)算的最大接觸應(yīng)力[]不應(yīng)超過 推薦精選 2800MPa，按計(jì)算的疲勞接觸應(yīng)力[]不應(yīng)超過1750MPa（破壞的循環(huán)次數(shù)—次）。 2.3.4齒輪尺寸的調(diào)整： 如果上述計(jì)算所得到的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力超過了他們許用應(yīng)力，則應(yīng)加大齒輪尺寸，使其計(jì)算的應(yīng)力

31、在許用應(yīng)力的范圍內(nèi)。加大后的齒輪尺寸，可以近似地按照以下兩式求得。 按彎曲強(qiáng)度： （2-19） 按接觸強(qiáng)度： （2-20） 2.3.5錐齒輪的材料及熱處理： 汽車主減速器錐齒輪的工作條件非常惡劣，與傳動(dòng)系其它齒輪相比較，具有載荷大、作用時(shí)間長、變化多、有沖擊等特點(diǎn)。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕（剝落）、磨損和擦傷等。它是傳動(dòng)系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料及熱處理應(yīng)滿足如下要求： 1）具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性； 2）輪齒芯

32、部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)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(shí)，盡量少用我國礦藏量少的元素的合金鋼（如鎳、鉻等），而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、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、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l 6SiMn2WMoV等，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達(dá)到58～64HRC，而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù)＞8時(shí)為29～45HRC，當(dāng)端面模數(shù)≤8時(shí)為32～45HRC。對滲碳層有如下規(guī)定： 當(dāng)端

33、面模數(shù)≤5時(shí)，厚度為0.9～1.3mm 推薦精選 ??????????=5~8時(shí)，厚度為1.0～1.4mm ??????????＞8時(shí)，厚度為1.2～1.6mm 為改善新齒輪的磨合，防止其在運(yùn)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的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理，可提高25％的齒輪壽命。對于滑動(dòng)速度高的齒輪，可進(jìn)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。 2.4 主減速器軸承的計(jì)算 在進(jìn)行軸承計(jì)算前可先進(jìn)行主動(dòng)齒輪軸的計(jì)算，在進(jìn)行軸承的選型

34、和強(qiáng)度驗(yàn)算： 由軸受到的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力=≤300MP，可得：≥24.25mm，選取花鍵軸基本參數(shù)為8×26mm×31mm×7mm（），花鍵長度63mm。 驗(yàn)算花鍵擠壓強(qiáng)度：≈49MP，滿足小于50~100MP的要求。調(diào)整為28mm。 主動(dòng)齒輪軸承選擇：考慮到拆裝方便，應(yīng)使＞，選則軸承B的型號(hào)為32007X(=35mm)，軸承A的型號(hào)為320/32X（=32mm）。 推薦精選 3.結(jié)論 汽車的單級主減速器在汽車動(dòng)力傳動(dòng)中有很大的作用，起著不可替代的作用，乘用車和貨車的主減速器的形式和從動(dòng)錐齒輪的支撐形式各不相同，在設(shè)計(jì)

35、的時(shí)候應(yīng)該進(jìn)行區(qū)分。在課程設(shè)計(jì)的過程中，參考了大量的資料和實(shí)物，對于提高我們的實(shí)踐能力有很大幫助。汽車的單級主減速器的設(shè)計(jì)主要取決于該車的發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩和其裝載質(zhì)量，因此對轎車的主減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)以提高汽車的動(dòng)力性能有很大幫助。 推薦精選 參考文獻(xiàn) [1] 過學(xué)迅，鄧亞東.汽車設(shè)計(jì)[M].北京：人民交通出版社，2005 [2] 劉惟信.汽車設(shè)計(jì)[M].北京：清華大學(xué)出版社，2001 [3] 王望予.汽車設(shè)計(jì)[M].北京：

36、機(jī)械工業(yè)出版社，2004 [5] 朱孝錄.中國機(jī)械設(shè)計(jì)大典（第4卷）[M].江西：江西科學(xué)技術(shù)出版社，2002 [6] 機(jī)械工程手冊編委會(huì).機(jī)械工程手冊（第二版）[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1996 推薦精選 目錄 前言 1 1課題背景及意義 2 2總體方案設(shè)計(jì) 3 2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 3 2.1.1主減速器齒輪的類型： 3 2.1.2主減速器減速形式： 4 2.1.3主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承方式： 4 2.1.4主減速器從動(dòng)錐齒輪的支承方式及調(diào)整：

37、5 2. 2 主減速器基本參數(shù)的選擇與計(jì)算 5 2.2.1主減速比的確定： 5 2.2.2主減速齒輪計(jì)算載荷的確定： 6 2.2.3主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇： 8 2.3 主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算 12 2.3.1按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)有： 12 2.3.2輪齒彎曲強(qiáng)度： 13 2.3.3輪齒接觸強(qiáng)度： 14 2.3.4齒輪尺寸的調(diào)整： 15 2.3.5錐齒輪的材料及熱處理： 15 2.4 主減速器軸承的計(jì)算 16 3.結(jié)論 17 推薦精選 參考文獻(xiàn) 18 （注：可編輯下載，若有不當(dāng)之處，請指正，謝謝!） 推薦精選