毕业论文（设计）汽车单级主减速器设计

1、 毕业设计任务书1设计的主要任务及目标通过调研和查阅相关资料文献，掌握汽车单级主减速器主要用途和工作原理。应用所学相关基础知识和专业知识，分析单级主减速器结构、载荷，对主要受力件强度进行计算分析，应用cad三维造型或二维设计技术完成课题总成和关键零件结构设计和计算说明书，按照学校要求编写毕业设计论文。2设计的基本要求和内容1）掌握单级主减速器的结构及工作原理。绘制结构简图和原理简图；2）了解零部件材料及制造、热处理工艺；3）了解单级主减速器的失效模式；4）制作单级主减速器的装配总图；5）对单级主减速器及关键零件结构进行计算分析，重点是对失效件的分析；6）编写毕业设计论文，总结设计取到的效果与体

2、会，提出自己的论点和改进建议等。3主要参考文献 汽车车桥设计4进度安排设计各阶段名称起 止 日 期1确定设计思路，进行开题检查2013.122014.03.142提交毕业设计开题报告2014.03.203指导老师进行中期检查与辅导2014.04.254完成毕业设计论文编写2014.05.255设计、计算及图纸整理，准备答辩2014.06.10 汽车单级主减速器的设计摘要：由于行驶中的汽车发动机的转速通常在两千到三千转每分钟，如果只通过变速箱来减速的话，那样会有一个很大的减速比，从而增大了齿轮的半径，继而增大了变速箱的尺寸，既不经济又不合理，另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速

3、箱后一级传动机构的传动负荷。所以，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器。主减速器的存在有三个作用，第一是改变动力传输的方向，由上图可以看出动力传递出变速器是纵向的力距，通过减速器，力矩发生了90度的转变，从而传递到半轴形成横向的力矩，从而驱动车子前进。第二是作为变速器的延伸为各个档位提供一个共同的传动比。 有了这个传动比，可以有效的降低对变速器的减速能力的要求，这样设计的好处是可以有效减小变速器的尺寸，使车辆的总布置更加合理。第三也是最重要的就是减速增扭，根据功率的计算公式w=m*v（功率=扭矩*速度）当功率一定时，减少传动速度，能够增加扭矩，从而增加驱动力，这也是汽车上坡采用低

4、档的原因。关键字；变速器，减速器，传动轴automotive design single-stage main gearsummary：since moving automobile engine speed is usually 2000-3000 rpm , if only to slow down through the gearbox , then that will be a big reduction ratio, thereby increasing the radius of the gear , which in turn increases the gearbox size

5、 , neither economic nor reasonable , in addition, the speed decreased, while torque will increase, it increases the load transmission gearbox and rear gearboxes level transmission mechanism . so, before power to the left and right wheels to set up a triage differential final drive . there exist thre

6、e main reducer rolethe first is to change the direction of power transmission from the power transmission can be seen that the torque transmission is a longitudinal , through a speed reducer , torque in a shift of 90 degrees , thereby transferring torque to the transverse axle is formed so as to dri

7、ve the car forward.second, as an extension of a common transmission gear ratio for each gear position . with this ratio , can effectively reduce the transmission capacity reduction requirements , benefits of this design is that it can effectively reduce the size of the transmission , so that the gen

8、eral arrangement of the vehicle is more reasonable.the third and most important is the reduction by twisting , according to the power of the formula w = m * v ( power = torque * speed ) when the power is constant , the speed reduction gear , the torque can be increased , thereby increasing the drivi

9、ng force , which is the car reasons for the use of low-grade slope .keywords ; gearbox , reducer , drive shaft 目录1 绪论12 单级主减速器的设计方案22.1汽车单级主减速器的结构及工作原理22.1.1主减速器的类型22.1.2主减速器的布置及作用分析42.1.3主减速器的减速形式52.1.4主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择62.2主减速器的基本参数选择与设计计算72.2.1主减速比的确定72.2.2主减速齿轮计算载荷的确定82.3主减速器锥齿轮基本参数的选取92.3.1主、从

10、动锥齿轮齿数和92.3.2 节圆直径和端面模数的选择102.3.3 螺旋角的选择112.3.4 齿面宽的选择112.3.5螺旋锥齿轮螺旋方向112.3.6 齿轮法向压力角的选择122.4 主减速器锥齿轮几何尺寸的计算122.5螺旋锥齿轮的失效形式152.6螺旋锥齿轮的强度校核162.6.1 单位齿长上的圆周力162.6.2 轮齿的弯曲强度计算172.6.3 轮齿的表面接触强度计算182.7锥齿轮的材料及热处理193 主减速器轴承的计算203.1作用在主减速器齿轮齿宽中点的圆周力213.2 主减速器轴承载荷的计算22 总结25参考文献26致谢27 太原工业学院毕业设计1 绪论1.1主减速器工作原

11、理 主减速器作为驱动桥的一部分，在汽车的传动系统中起到了很重要的作用，汽车的动力由变速器通过万向节，再由万向节通过主传动轴传递到主减速器 ，继而传递到驱动桥的另一个重要部分差速器，从而实现了汽车的平稳运转。1.2 国内主减速器的状况 随着社会的告诉发展，环保、舒适、快捷，成为汽车市场的主旋律。对于驱动桥而言，一个小速度比，大扭矩，高传动效率，成本低成为汽车主减速器发展的趋势。也是汽车制造业不断追求的目标。当时，就制造技术，制造成本，制造工艺方面而言，与国外的还有一定的差距，尤其是齿轮开发技术缺乏独立创新精神，这需要我们不断加强创新精神，提高管理水品，加快与国际水平接轨，设计出适合中国国情的高档

12、减速器，早日缩小和去除与世界先进水平的差距，在主减速器的发展上取得历史的飞跃。1.3汽车单级主减速器的设计研究的意义1，通过对汽车单级主减速器的设计，使我们更好的了解汽车的构造，以及传动系统的组成及作用。2，通过对汽车单级主减速器的设计，使我们能更好从理论中解决汽车构造中的各类问题，从而达到理论与实际相结合的作用。3，通过设计对比，我们可以设计出合理经济的减速器。4，在设计的过程中，我们学会了使用各种资料，手册，大大的增强了我们的自学能力和查阅各种资料的能力。2 单级主减速器的设计方案主减速器设计应满足如下基本要求：1）主减速比的选择应能保证汽车既有最佳的动力性和经济性。2）在满足强度、刚度条

13、件下，应力求质量小，外观美，噪音小。 3）制造，拆装容易、调整方便结构简单，加工工艺性好。 4）材料选择应满足合理经济性。 奥迪a6 04款 1.8t（125马力） 汽车给定参考数据 表2-1汽车最大总重量m1440kg 一档传动比6.2额定载荷重量m300kg车轮滚动半径0.37m发动机最大扭矩/转速170/3800(r.min)最小离地间隙180220mm发动机最大功率p/转速92kw/6000(r.min)后轴载荷分配60%最大车速198km/h驱动方式4*2变速器最高档传动比1 发动机布置方式fr变速箱5档手动 发动机旋转方向逆时针（输出端）长宽高(mm) 4886*1810*1475

14、车身结构三厢车2.1汽车单级主减速器的结构及工作原理2.1.1主减速器的类型在现代汽车驱动桥上，主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。本课题选取的研究对象为螺旋锥齿轮，如图所示。 图2-1 主减速器齿轮类型 图2-1 螺旋锥齿轮和双曲面齿轮 螺旋锥齿轮其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用90交角的布置。由于齿轮端面重叠的影响，至少有两对以上的齿轮同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷，其工作平稳，即使高速运转时，噪声和震动也很小。 双曲面齿轮齿轮传动如图

15、所示，其特点是主从动齿轮的轴线不相交儿呈空间交叉，其空间交叉角也都是采用90。主动齿轮轴相对于从动轴有向上或向下的偏置，偏移量称为该齿轮的偏移距。随着偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的锥齿轮比较，负荷可以提高达百分之175，双曲面齿轮由于主动齿轮的螺旋角的增大，使主动齿轮的节圆直径大约比螺旋锥齿轮大20%左右。这样使得主动齿轮轴的轴颈相应的增大，从而大大提高了齿轮啮合的刚度，提高了主动齿轮的使用寿命，由于双曲面传动主动齿轮螺旋角的增大，还导致了其进入啮合的齿数平均比螺旋锥齿轮相应的齿数较多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作的更加平稳，无噪声 ，强度也高。圆柱齿轮传动只在节点处一对齿

16、廓表面为纯滚动接触而在其他各点啮合过程 还伴随着沿齿廓滑动一样，这种滑动有利于磨合，使齿轮副沿整个齿面能更好的啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声，广泛的应用于发动机横置的前置前驱的乘用车驱动桥。蜗轮蜗杆传动简称蜗轮传动，蜗轮传动 相对于螺旋锥齿轮和双曲面齿轮有一系列的优点，在结构质量较小的情况下，采用蜗轮传动能得到较大的传动比，另外蜗轮传动还具有：能传递较大的载荷，使用寿命长，在整个试用期有较高的传动效率，结构简单，拆装方便，调整容易等一系列优点，与螺旋锥齿轮和双曲面齿轮减速器相比，其唯一的缺点是要用昂贵的有色金属（青铜）制造，材料成本高。因此未能在大批量生产的汽车上推广使用 。螺旋锥齿轮有以

17、下优点1，由于螺旋锥齿轮的齿线是曲线，在传动过程中至少有两个或者两个以上的齿同时接触，重叠交替接触的结果，减轻了冲击，使传动平稳，降低了噪音2螺旋锥齿轮传动效率高，传动比稳定，圆弧重叠系数高，承载能力高，传动平稳，工作可靠，结构紧凑，节能省料，节省空间，耐磨损，寿命长，噪音小。 2.1.2主减速器的布置及作用分析 图2-2汽车传动系组成和布置形式由上图可知汽车的动力由变速器通过万向节，再由万向节通过主传动轴传递到主减速器 ，继而传递到差速器通过半轴使汽车在转弯的时候你能够保持动力平衡 。由上图可看出主减速器不仅可以改变动力传递的方向还可以减速从而增扭的作用。2.1.3主减速器的减速形式减速器的

18、减速形式可以分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、单级或者双级减速配以轮边减速等。减速形式的选择主要取决于有动力性、燃油经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及其驱动桥下的离地间隙，驱动桥的数目及其布置的形式等。单级主减速器由于从经济结构方面考虑，单级主减速器具有结构简单、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点所以本课题选择的是单级主减速器的设计。单级主减速器有以下四种典型的结构1） 组合式桥壳的单级主减速器2） 对分式桥壳的单级主减速器3） 整体式桥壳的单级主减速器4） 前置发动机前轮驱动汽车和后置发动机后轮驱动汽车的单级主减速器双极主减速器与单级主减速器相比，由于双极主减速器由两级齿轮减速组成

19、，使其结构复杂，质量加大 ，又由于双极主减速器的齿轮及轴承数量的增多和材料消耗及加工工时的增加，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大(7.612)且采用单级减速不能满足既定的主减速比和离地间隙要求时才采用。通常仅用在装载质量10t以上的重型汽车上。双速主减速器双极主减速器由两级齿轮减速构成，第一级减速都采用一堆螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，而根据第二级减速形式的不同，双速主减速器可分为锥齿轮行星齿轮式和锥齿轮圆柱齿轮式。双速主减速器的大、小两种主速比，时根据汽车的使用条件，发动机功率及变速器各档位传动比的大小选定 。其大的主减速比用于满载汽车形式与坏路上，以克服大的地面阻力，并减少变速器中间档

20、位的变换次数；而小的减速比用于汽车空载或低载荷在平直且良好的硬路上高速形式，以改善汽车的燃料经济性和降低传动系载荷。单级贯通式主减速器 单级贯通式主减速器用于轻吨位多桥驱动汽车的贯通桥上，其优点是传动系统结构简单、主减速器的体积和质量较小，并可使中，后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性。根据减速齿轮形式的不同，单级贯通式主减速器它又分为双曲面齿轮式和蜗轮式两种结构型式。双级贯通式主减速器 对于中、重型多桥驱动的汽车来说，由于主减速比较大，多采用双级贯通式主减速器，它是由一对圆柱齿轮和一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮组成。根据这两对齿轮组合时的先后次序的不同，可分为两种结构形式。2

21、.1.4主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择 现在汽车主减速器锥齿轮的支承型式主要有以下两种：1悬臂式 如图所示 图2-3 悬臂式支撑 结构特点：其上安装了一对圆锥滚子轴承，两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，目的是为了减小悬臂长度和增大支承间的距离以缩短跨距从而增加支撑强度。结构简单，支撑刚度较差，作用转矩较小的轴上。2.跨置式 如图所示 图2-4 跨越式支撑结构特点：在锥齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，支撑刚度增加，轴承的负荷较小，齿轮的承载能力高于悬臂式，由于增加了导向轴承支座，从而使主减速器结构复杂，经济效益降低。2.2主减速器的基本参数选择与设计计算2.2.1主减速比的确定

22、 主减速比的大小对主减速器的结构形式、轮廓齿轮及质量的大小影响很大 。主减速比的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比（包括变速器、分动器和加力器、驱动桥等传动装置的传动比）一起，由汽车的整车动力来计算。主减速比的选择，对汽车的动力性，燃料经济性有非常重大的影响。对于轿车来说，在给定发动机最大功率及其转速，的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时值应按下式来确定： *0.377 （2-1）式中车轮的滚动半径，m； np-最大功率时发动机的转速。r/min 变速器量高档传动比。通常为1 vmax汽车最大车速。km/h则代入数据可计算得出i0=4.222.2.2主减速齿轮计

23、算载荷的确定 由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确的算出主减速器的计算载荷是很困难的，通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。1)发动机最大转矩配以传动系最低档传动情况下作用于主减速器从动齿轮上【的转矩tce tce=(k0*i1* *tm)/n （2-2）式中 tm发动机最大转矩，； i1 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； 上述传动部分的效率，取； 超载系数，一般 该车的驱动桥数目；通常取1.代入数据可得

24、tce=1*4.22*6.2*0.9*170/1=4003 n.m 2)当驱动车轮打滑时 转矩tcs (2-3) 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷（汽车最大总重*载荷分配）n 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 =0.85；对越野汽车取 =1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取 =1.25；最大加速时后轴负荷转移系数，一般乘用车为1.21.4，货车为1.11.2此取1.3； -车轮的滚动半径，m； 主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率，此取0.95； 主减速器从动齿轮到车轮间的传动比，通常取1。代入数据计算得tcs=1440*0.6*1.25*0.37*1.3*

25、9.8/(0.95*1)=5358.46 n.m通常取tcs tce 中的较小值作为作为汽车从动轮的计算载荷所以tc=4003 n.m所以主动轮 =1053.9 n.m；三按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 ( 2-4)式中汽车满载时的总重量，在此取1440*9.8=14113 n道路滚动阻力系数，计时轿车取 此时取0.012汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常，轿车取 汽车或汽车列车的性能系数 此时取0代入数据计算可得tcf=14113*0.37*(0.012+0.08+0)/(1*0.95*1)=505.69 n.m从而主动轮计算载荷tzf=505.69/(4.22*0.9)

26、=133.14n.m2.3主减速器锥齿轮基本参数的选取2.3.1主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑以下因素：小齿轮齿数应选用奇数 为了磨合均匀，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、从动齿轮齿数应不小于40； 表2-2汽车主减速器主动锥齿轮齿数 表2-2汽车主减速器主动锥齿轮齿数 由表可知取z1=9 z2=382.3.2 节圆直径和端面模数的选择 (2-5) 直径系数，一般取13.016.0，取14；从动锥齿轮的计算转矩，为4003；代入数据计算可得出d2=222.mm 从而端面模数 m=d2/z2=5.84 校核： 模数系数，取从而校核得到m=5

27、.55 表2-3锥齿轮模数6（mm）0.10.120.150.20.250.30.350.40.50.60.70.80.911.1251.251.3751.51.7522.252.52.7533.253.53.7544.555.566.578910111214161820222528303236404550 对照表可选出m=5.5从新可得d2=209mm d1=50mm2.3.3 螺旋角的选择 螺旋角应足够大 ，以使端面重叠系数超过1.25，端面重叠系数越大，传动工作就越平稳，噪音低，一般螺旋锥齿轮螺旋角为35到40 度之间，采用35度比较普遍。2.3.4 齿面宽的选择 b=0.155d (2

28、-6)所以 b2=0.155*209=32.4mm对于螺旋锥齿轮齿轮一般比大10%。 b1=1.1*32.4=35.6mm2.3.5螺旋锥齿轮螺旋方向齿轮的旋向分为左旋和右旋， 判断方法，从锥齿轮的小断面向大断面看，顺时针倾斜为右旋，逆时针倾斜为左旋。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响它的轴向力的方向。如图所示 图2-5螺旋锥齿轮的旋向2.3.6 齿轮法向压力角的选择 大压力角可以增加螺旋锥齿轮的强度，减小不产生根切的最小齿数，但对于小尺寸的齿轮，大压力角易于产生齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的齿形重叠系数下降 ，所以在轻载荷工作的齿轮中一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪音低，螺旋锥齿轮的标

29、准压力角为20度。2.4 主减速器锥齿轮几何尺寸的计算 表2-4 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表序号计算公式结果注 释19 小齿轮齿数应不少于6，小齿轮齿数238 由小齿轮数和传动比决定 大齿轮齿数3=d/z5.5mm 模数序号计算公式结果注 释4=0.155d232.4mm大齿轮齿面宽520压力角69.35mm齿工作高,查表4.8取1.700710.384mm齿全高,查表4.8取1.888890轴交角9=5.5*950mm小齿轮分度圆直径1013.27小齿轮节锥角1176.73大齿轮节锥角12108.9mm节锥距1317.28周节142.035mm大齿轮齿顶高,变位系数表4-10取0.371

30、5=9.35-2.0357.315mm小齿轮齿顶高16=10.384-7.3153.069mm小齿轮齿根高续178.349mm大齿轮齿根高181.034mm齿顶间隙191603小齿轮齿根角204.403大齿轮齿根角2113.27+4.40317.67小齿轮面锥角 22=76.73+1.60378.33大齿轮面锥角23=13.27-1.60311.667小齿轮根锥角24=76.73-4.40372.327大齿轮根锥角25=50+2*7.315*0.9764.19mm小齿轮外圆直径26=209+2*2.035*0.23210mm大齿轮外圆直径27=104.5-7.315*0.23102.82mm小

31、齿轮外径至锥顶的距离28=25-2.035*0.9723.03mm大齿轮外径至锥顶的距离29s2=0.856m+(0.84*)-m*k5.59mm大齿轮理论弧齿厚，切向变位系数k查表取0.1530=17.28-5.5911.69mm小齿轮理论弧齿厚3135螺旋角2.5螺旋锥齿轮的失效形式 螺旋锥齿轮要安全可靠地工作，必须有足够的强度及寿命，设计时，应根据其所受的载荷及尺寸大小，验算其寿命及强度 。齿轮的失效形式有很多，常见的主要有齿轮折断，齿面点蚀，剥落，齿面胶合和齿面磨损。1，齿面折断；齿面折断主要有疲劳折断和脆性折断，折断多从齿根开始这里是 齿轮最薄弱截面。疲劳折断；由于载荷多次重复的结果

32、在齿根附近出现很短裂纹，裂纹继续扩大，使齿轮部分或者整个断掉。齿轮脆断；由于偶然冲击或超负荷造成的折断。为防止齿轮折断，应使齿轮有足够大的抗弯强度，选择适当的压力角、模数、良好的齿轮材料及热处理质量，齿轮的光洁度要好，齿根圆角半径应尽可能加大，表面应光洁 。2. 齿面点蚀及剥落；螺旋锥齿轮的点蚀及剥落时渗碳齿轮的主要破坏形式。 点蚀；点蚀是齿轮表面多次高压接触所形成的表面疲劳的结果，避免方法：尽可能减小齿面的压力 ，增大齿轮的节圆直径和增加螺旋角等，均可增大齿面的曲率半径，是提高抗点蚀的有效方法。 剥落；由于齿轮心部硬度不够，表面层太薄，表面层强度不够而形成较点蚀更深的凹坑3. 齿面胶合； 齿

33、面胶合是轮齿的表面在高压，高速滑动引起的局部高温的共同作用下或润滑冷却不良时，破坏了油膜，形成啦金属表面的直接摩擦，因高温将金属沾接在一起又撕裂下来造成的表面磨损。多出现在齿顶附近，在齿顶垂直的方向产生撕裂或划痕。可通过改善润滑条件改善。4. 齿面磨损 齿面磨损是齿轮面间相互滑动、研磨、或划痕所造成的损坏。研磨磨损由齿轮传动过程的脱落颗粒、装配中代入的杂物、以及油中不洁物等所 造成的不正常磨损，应予避免。2.6螺旋锥齿轮的强度校核 螺旋锥齿轮的强度校核分弯曲强度和齿面接触强度计算。 表2-5汽车驱动桥齿轮的许用应力表 n/mm计算载荷主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触用力差速器齿

34、轮的许用弯曲应力按式中给出的最大计算转矩中的较小者7002800980平均计算转矩21017502102.6.1 单位齿长上的圆周力在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其齿轮上的假定单位压力及单位齿长上的圆周力来估算，即1）按发动机最大转矩计算圆周力 ( 2-7)发动机最大转矩，；变速器传动比d1 小齿轮的分度圆直径可以得出 p=1301 n/mm2）按最大附着力矩计算圆周力有： (2-8）g2 -汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对后驱动桥时还应该考虑汽车最大加速时的负荷增大量；轮胎与地面的附着系数，可查表得轮胎的滚动半径，m； 主减速器从动齿轮节圆直径，mm。 f-从动

35、轮的齿面宽 可得出p=1530 n/mm2.6.2 轮齿的弯曲强度计算 弯曲应力 （2-9）tc 所计算齿轮的计算转矩()kv 质量系数。它受齿轮的齿形系数，周节误差，齿圈景象跳动的影响。 取kv =1 过载系数，一般取1；尺寸系数 当端面模数1.6mm时，=(25.4) 否则取=0.5 此时m=5.5 所以ks=0.68齿面载荷分配系数 取1.1所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数。计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数、载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。参照图 图2-6 弯曲计算用综合系数 取j=0.25当tc =

36、1053.9 n.m时 =（2*1000*1053.9*0.68*1.1）/(35.6*50*5.5*0.25)=633.2700mpa 当tc =133.14n.m时 =（2*1000*133.14*0.68*1.1）/(35.6*50*5.5*0.25)=80.15210mpa 所以主动齿轮的弯曲强度满足强度要求2.6.3 轮齿的表面接触强度计算 接触应力 （2-10） 式中 主动齿轮的计算转矩（n/m） 材料的弹性系数，一对刚的螺旋锥齿轮 表面质量 系数，决定于齿面最后加工的性质，如铣齿，研齿，磨齿等，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质(如镀铜、磷化处理等)，对于制造精确的齿轮，

37、取1.0 计算接触应力的综合系数 它综合考虑了载荷作用点处啮合齿面的相对曲率半径、有效尺宽及惯性系数等的因素的影响 如图所示 图示2-7为汽车用螺旋锥齿轮的接触强度计算 用j 压力角20度 螺旋角35度 轴交角90度从图中可以看出j=0.118其他参数可以参考上面 当t =1053.9 n.m时232.6/50=1540mp2800mpa，当t=133.14n.m时mp1750mpa符合强度要求2.7锥齿轮的材料及热处理由于汽车锥齿轮工作条件非常恶劣，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。又有齿轮折断，齿面点蚀，剥落，齿面胶合和齿面磨损等失效形式。所以对其材料和热处理工艺有如下要求；1

38、，选择合金材料时，尽量少用我国矿藏量少的元素的合金钢（如镍、铬等），而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢；2选择材料时，所选的材料应有足够的弯曲强度和表面接触强度同时齿面保持足够的硬度。3轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断；4锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制；5为了提高齿轮的精度，降低齿轮噪音，应选择变形小的材料，为此还应对材料的晶粒度提出要求。6应考虑尺寸大小，毛胚形成方法及热处理和制造工艺 。汽车主减速器锥齿轮目前常用的渗碳合金钢制造，主要有20crmnti、20mnvb、20mntib、22crnimo和16sim

39、n2wmov。在此，齿轮所采用的钢为20crmnti。过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864hrc，而心部硬度较低，为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为0.0050.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，渗硫处理可提高其耐磨性。渗硫处理时的温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。 3 主减速器轴承的计算3.1作用在主减速器齿轮齿宽中点的圆周力 为计算作用在齿轮上的圆周力，首先要

40、确定计算转矩由于变速器档位的变化，且发动机也不出于最大转矩状态，因此主减速器齿轮工作转矩处于变化中作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可由公式 （3-1）发动机最大转矩 170n.m，变速器在各挡的使用率，可参考表3-1（汽车车桥设计刘维信编著）选取，变速器各挡的传动比， ,变速器在各挡时的发动机的利用率。可参考表3-1（汽车车桥设计刘维信编著）选取 表3-1 fi ft 参考值 代入数据可得出t=158n.m齿面宽中点处的圆周力 p=2t/dmt 作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动齿轮上的当量转矩dm该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径,对于圆锥齿轮 d2m =d2 -f sin2 d1m

41、 =d2m * z1/z2 d2m -从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； d1m-主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； d2 -从动齿轮节圆直径； f-从动齿轮齿面宽； 2 从动齿轮节锥角； 计算可得d2m =209-32.4*sin76.73=117.4mm d1m=117.4*9/38=27.8mm 主动锥齿轮的圆周力 p=11.37kn3.2 主减速器轴承载荷的计算 轴承的载荷就是齿轮轴向力，但如果采用圆锥滚子轴承时，还应考虑径向力引起的派生轴向力的影响，而轴承的径向载荷则是上述齿轮径向力 、圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支撑反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸、支撑形式和轴承位置已确定，

42、则可计算出轴承的径向载荷主动锥齿轮的轴向力和径向力分别为（主动齿轮左旋 反时针） （3-2） (3-3) （3-4） （3-5）初取a=84mm b=40mm c=a+b=124mm 代入数据可得 ra=5.4kn rb=17.05kn轴承a的轴向载荷8.8kn轴承b的轴向载荷0kn轴承的当量动载荷q=xr+yax径向系数 y轴向系数当a/re 时x=1 y=0 否则x=0.4 y值见手册代入数据可得q=16.67轴承的额定寿命l计算公式为 （3-6）c为额定动载荷；其值查阅轴承手册；为温度系数，标准轴承的工作温度可达100，当超过100时，c值应按修正为载荷系数，考虑载荷性质平稳的、震动的或者剧烈冲击的载荷对轴承寿命的不同影响，对于车辆 ，取1.2到1.8之间寿命指数，对球轴承取3，对于滚子轴承取10/3在实际计算中，常以工作小时数表示轴承的额定寿命 （3-7）n-轴承的计算转速，可根据汽车的平均行驶速度计算。对于无轮边减速的驱动桥来说，主减速器的主动锥齿轮轴承的计算转速为 （3-8）式中轮胎的滚动半径为0.37m