主减速器精简指导书

第一章课程设计的基本内容及要求1.1课程设计的基本内容本课程设计是根据给定的设计参数和要求，对某轻型货车整体式单级主减速器及驱动桥进行设计，设计的基本内容包括：1）根据给定的设计参数及要求，对汽车主减速器进行详细的结构设计和参数计算；2）对差速器、半轴、驱动桥壳等进行选型设计；3）绘制出主减速器及驱动桥的装配图。已知给定的设计参数和要求如下（范例）：汽车最大总质量makg用档传动比i31.71额正载重重mkg后轴轴荷分配62%（满载）发动机取大扭矩Temax/转速鱼140N.m/2200(r/min)车轮滚动半径rr0.378m发动机最大功率Pemax/转速七p48kw/3600(r/min)最小离地间隙Hmin180〜220mm取大速Vamax100km/h驱动方式4X2变速器耳文局档（IV档）传动比1gh1.0发动机布置方式FR变速器I档传动比i16.0发动机旋转方向逆时针（输出端）皿档传动比i23.09第二章整体式单级主减速器设计2.1主减速器的结构形式1、主减速器齿轮的类型:现代汽车单级主减速器中多采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮两种。(a)螺旋锥齿轮(b)双曲面齿轮图1主减速器齿轮类型1)螺旋锥齿轮如图1(a)所示，其主、从动齿轮轴线垂直相交丁一点，且两者的螺旋角1和2相等，可知螺旋锥齿轮的传动比为:ioi顷凡(2-1)式中：m、r2i一螺旋锥齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径。2)双曲面齿轮如图1(b)所示，主、从动齿轮轴线偏移了一个距离E,称为偏移距，12,两者之差称为偏移角(如图2所示)。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比为：F1cos1(2-2)F2cos2式中：F1、F2一双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；1、2一双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角。图2双曲面齿轮啮合时受力分析双曲面齿轮传动比为：osF2「2sosF2「2s顷COS2(2-3)risCOS1式中：Fi、F2一双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；1、2一双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角；r1S、r2s-双曲面齿轮主、从动齿轮的平■均分度圆半径令Kcos2/cos1,则iosKr2s/r1s。由丁〔2,所以K1,通常为1.25〜1.50。2、主减速器减速形式：主减速器的减速形式主要有单级减速、双级减速、双速、单级贯通式、双级贯通式和轮边减速等形式。单级主减速器由一对锥齿轮传动，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点，广泛应用丁主减速比io<7.6的各种轿车和轻、中型货车上（对丁双曲面齿轮通常要求io<6.5）;而双级减速和双速主要用丁重型载货汽车，贯通式则用丁多桥驱动的汽车。3、主减速器主动锥齿轮的支承方式：主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。(a)悬臂式支承(b)跨置式支承图3主动锥齿轮的支承方式悬臂式支承如图3(a)所示，其特点是主动锥齿轮轴上两圆锥滚子轴承的大端向外，以减少悬臂长度b,增加支承距a,提高支承刚度；为了尽可能地增加支承刚度，支承距a应大丁2.5倍的悬臂长度b,且应比齿轮节圆直径的70%还大，另外靠近齿轮的轴径应不小丁尺寸b。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。悬臂式支承结构简单，但支承刚度较差，用丁传递转矩较小的轿车、轻型货车的主减速器。跨置式支承如图3(b)所示，支承强大高，但加工和安装不便。通常装载质量2吨以上的货车才采用此支承方式。4、主减速器从动锥齿轮的支承方式及调整：图4从动锥齿轮的支承方式为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸cd。但cd应不小丁从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能尽量均匀分配

在两轴承上，并让出位置来加强连接突缘的刚度，应尽量使尺寸c等丁或大丁尺寸d。为防止在大负荷下会产生较大的变形，常采用辅助支承装置，如图5所示,辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图6所示。(b)(b)图5从动锥齿轮的辅助支承方式土0.075mm土0.075mm图6在载荷作用下主减速器齿轮的容许极限便移量2主减速器基本参数的选择与计算1、主减速比■的确定：对丁具有很大功率的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率Pemax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Vamax。这时皓值应按下式来确定：

ioio0.377Vamaxigh(2-4)式中：r「一车轮的滚动半径，m；np—最大功率时的发动机转速，r/min；Vamax一汽车的最高车速，kMh;igH一变速器最高挡传动比，通常为1。对丁其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有小降，主减速比io一股应选得比按式(2-4)求得的要大10%〜25%,即按下式选择：i0(0.377~0.472).p.(2-5)式中：iFh—分动器或加力器的高档传动比；iLB—轮边减速器传动比。按式(2-4)或式(2-5)求得的i°值应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到主、从动主减速齿轮可能有的齿数，对i°值予以校正并最后确定下来。本设计范例中，igh、iFh和iLB都为1,根据第四章中采用式(2-4)最小传动比计算结果i0=5.13，此值在后面的计算中可根据情况结合式(2-5)适当调整。(i。=5.13—6.42)2、主减速齿轮计算载荷的确定：TemaxiTLK0T(2-6)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TemaxiTLK0T(2-6)G2m2「r(2-7)TceTcsLBiLB式中：Temax-发动机最大转矩（N.m）；iTL—由发动机到主减速器从动齿轮间的传动系最低档传动比；T一传动系的传动效率（通常取T=0.9）；K0—超载系数，对丁一般的货车和客车取Ko=1;n—驱动桥数目；G2一满载时驱动桥上的静载荷（汽车最大总质量X轴荷分配）；一轮胎与路面的附着系数，对丁安装一般轮胎的公路用汽车取=0.85，对丁越野汽车=1.0,对丁安装专门防滑宽轮胎的高级轿车取=1.25;m2一取大加速时后轴负何转移系数，一般乘用车为1.2〜1.4,货车为1.1〜1.2;rr一车轮滚动半径；LB一主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率（通常取G2m2「r(2-7)由（2-6）、（2-7）求得的计算载荷是最大转矩，主要用丁锥齿轮最大应力计算，而疲劳寿命计算则需要按汽车日常行驶的平■均转矩在确定计算载荷"甲：TCfg^fRfHfi）（2-8）iLBLBn式中：Ga一汽车满载总重（N）；fR一道路滚动阻力系数，一般轿车取0.010〜0.015，货车取0.015〜0.020,越野车取0.020〜0.035;fH一平均爬坡能力系数，一般轿车取0.08,货车和城市公交取0.05〜0.09，长途客车取0.06〜0.10，越野车取0.09〜0.30;fi一汽车性能系数：(2-9)10.195Gai(2-9)fi[16a]100Temaz,0195G(当0.'95Gaa16时，取fi=0)Temaz对丁主减速器主动齿轮，应将（2-6）、（2-7）和（2-8）式分别除以主减速比i0和传动效率G（对丁螺旋锥齿轮g=0.95;对丁双曲面齿轮，当i0>6时,g=0.85，当i0<6时,g=0.90)。对丁本设计范例:（1）齿轮最大应力计算时，齿轮计算载荷为:从动锥齿轮：Tce^3870N.m(iTL=i1i0=6X5.12=30.72,K0=1,n=1,t=0.9);Tcs冲562N.m(G2=瞒mag17640N.m,=0.85,m2=1.1,LB=0.95,iLB=1)；取Tc=3870N.m作为计算载荷。主动锥齿轮：Tz=上«=839.8N.m(g=0.9)。i0G（2）齿轮疲劳寿命计算时，齿轮计算载荷为:L@760N.m(fR=0.015,L=0.05,fi=0…0.195Ga(因为=0.195*3000*9.8/140=40.95所以取fi=0)；Temaz主动锥齿轮：TzfM65N.m。（g=0.9）3、主减速器齿轮基本参数的选择:主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数zi和Z2、从动锥齿轮大端分度圆直径d2、端面模数m、齿面宽b2、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋角、法向压力角等。齿数的选择选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀,Z1、22之间应避免有公约数；为了得到理想的重合系数和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少丁40;为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对丁轿车，zi一股不少丁9;对丁货车,zi一股不少丁6;当主传动比较大时，尽量使zi取得少些，以便得到满意的离地间隙。当io>6时，zi可取最小值并等丁5,但为了啮合平稳并提高疲劳强度常大丁5;当i0较小时(3.5〜5),z!可取7〜12。表2-1汽车主减速器主动锥齿轮齿数传动比(z2/z1)z1推存z1允许范围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本设计范例：根据之前计算得到的主减速器传动比io=5.13，查表2-1取z1=7,Z2=36，重新计算传动比io=5.14，返回（2-6）、（2-7）和（2-8）计算得:TcT886N.mTz彳40N.m砧^760N.mTzfM64N.m2）从动锥齿轮大端分度圆（也称节圆）直径d2和端面模数ms对丁单级主减速器，d2对驱动桥壳尺寸有影响，d2大将影响桥壳离地间隙;d2小则影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。d2可根据经验公式初选：d2Kd23Tc（2-10）式中：d2—从动锥齿轮大端分度圆直径（mm）；Kd2一直径系数，一般为13.0〜15.3;L—从动锥齿轮的计算转矩（N-m）,Tcmin命工’。d2确定后，端面模数ms可由msd2/z2进行计算，并用下式进行校核（取较小者）：msKm3Tc（2-11）式中：Km为模数系数（Km通常为0.3〜0.4）。表2-2锥齿轮模数（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、表中模数指锥齿轮大端端面模数;2、该表适用于直齿、斜齿及曲面锥齿轮。

本设计范例：d2F20mm(KD2=14);ms您11mm；s利用(2-11)式校核计算得：ms-6.29mm(Km=0.4);对照表2-2取ms=6.0mm(对丁螺旋齿轮端面模数用m表示)；反算d2=216mm。从动锥齿轮齿面宽b2一般要求b2小丁10倍的端面模数。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。从动锥齿轮齿面宽b2推荐值为：b2=0.155d2(2-12)对丁主动锥齿轮齿面宽通常较从动锥齿轮齿面宽大10%本设计范例：b2=33.48mm。b1=36.8mm锥齿轮螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向，判断轴向力方向时，可以用手势法则，左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断，右旋齿轮用右手法则判断；判断时四指握起的旋向与齿轮旋转方向相同，其拇指所指方向则为轴向力的方向如图7所示。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。5）双曲面齿轮副偏移距E及偏移方向的选择轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A0的40%（接近于从动齿轮大端分度圆直径d2的20%;而载货汽车、越野汽车和公交车等重负荷传动，E则不应超过从动齿轮节锥距A的20%或取E为d2的10吮12%一股不超过12%。传动比越大则E也应越大，大传动比的双曲面齿轮传动，E可达到d2的20吩30%但此时需要检查是否存在根切。双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。图8a、b为下偏移，图8c、d为上偏移。本设计范例：考虑到为轻型货车，取E=0.15d2=0.15X220=32.4mm,并采用主动锥齿轮下偏移，考虑到发动机为逆时针旋转（输出端），主动锥齿轮选择左旋，从动锥齿轮选择右旋。6）中点螺旋角螺旋锥齿轮和双曲面齿轮螺旋角沿齿宽是变化的，因此，常用齿面宽中点处的螺旋角来表示，称为中点螺旋角或名义螺旋角。螺旋锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，而双曲面齿轮副由于存在偏移距E,而使其中点螺旋角不相等，且主动齿轮螺旋角1要比从动齿轮螺旋角2大,两者之差称为偏移角（如图2所小）。选择时，应考虑它对齿面重合度F、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，则F也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平■稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般F应不小丁1.25,在1.5〜2.0时效果最好。但是过大，齿轮上所受的轴向力也会过大。“格里森”制齿轮推荐用下式预选主动齿轮螺旋角的名义值：i25590-E（2-13）式中：i'一主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值；Zi、Z2—主、从动齿轮齿数；d2—从动齿轮的分度圆直径；E一双曲面齿轮副的偏移距。对丁双曲面齿轮，所得螺旋角名义值还需按照选用的标准刀号进行反算，最终得到的螺旋角名义值〔与预选值1'之差不超过5°。本设计范例：对丁螺旋齿轮1-36°。7）齿轮法向压力角的选择格里森制齿轮规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用14°30'或16°的法向压力角，载货汽车和重型汽车选用20°或2230'的法向压力角；对丁双曲面齿轮轿车选用19°的平均压力角，载货汽车选用2230'的平均压力角。当z1>8时，其平均压力角均选用21°15'。本设计范例：螺旋锥齿轮=200。8）铁刀盘名义直径膈的选择刀盘名义直径可按从动齿轮分度圆直径d2直接按表3选取：表3螺旋锥齿轮和双曲面齿轮名义刀盘半径的选择

从动击轮节圆直径刀盘半径-从动齿轮节圆直径d.I刀盘半径七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。本设计范例：由丁d2为216mm，故查表3,选择rd=95.25mm3螺旋锥齿轮几何尺寸计算表4格里森制螺旋锥齿轮几何尺寸计算用表（mm序号计算公式计算范例注释1Z17小齿轮齿数z1应不少于6,用半展成法加工时，按下表选定：Z2/Z122.53456-8Z1min1715138762Z236齿数z2由Z1及主减速比io确定，但Z1和Z2之间应避免公约数；对轿车：Z1+Z250〜60范围内，而载货汽车一般要求>40。3m6.0端面模数ms可由msd2/z2进彳市算，并用式（2-11）进行校核后查表2。4b233.48从动齿轮面宽b2=0.155d2,同时b2<10m。

520°法向压力角，轿车14°30'或16°,货车20°,重型汽车22°30'。6hgH1m9.36齿工作局hg,其中H1见表5、表6。7hH2m10.398齿全同h，其中H2见表5、表6。890°轴交角9d1mz142小齿轮分度圆直径10.z11arctan——Z211°小齿轮节锥角11290179°大齿轮节锥角12Ao—d^2sin1110节锥距13t3.1416m18.85周节14・'・,h2Kam1.62,.….一一一'人内车匕内顶tWjh2，其中Ka见表5、表6。15■'^.'h1hgh27.74一'小齿轮齿顶局h〔16・・・'h〔hh〔2.658小齿轮齿根高17...'h2hh28.778大齿轮齿根高18chhg1.038径向间隙19+h11arctanAo1.38°小齿轮齿根角20+h22arctanA04.56°大齿轮齿根角21011211.56°小齿轮面锥角22022180.38°大齿轮面锥角

23R1119.62°小齿轮根锥角24R22274.44°大齿轮根锥角25d01d12h1cos157.2小齿轮外缘直径26d02d22h2cos2216.6大齿轮外缘直径27d2x°1—h〔sin12106.5小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离28d1x02—h2sin2219.4大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离29s2Skm5.24大齿轮理论弧齿厚5,其中Sk见表730s1ts213.6小齿轮理论弧齿厚s31B0.2齿侧间隙B,3236°螺旋角33螺旋方向主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。34旋转方向主动齿轮顺时针，从动齿轮逆时针。表5载货、公共、牵引汽车或压力角为20°的其他汽车螺旋锥齿轮的H1、H2和Ka主动齿轮齿数为⑸678910〕1>12从动齿轮呆小齿数小册34333231302926法向压力角a20”螺旋角P35'〜40‘35°齿工作高系数(L430)1,5001.5601.6101.6501-6801,695】，7。0齿全高系敬出(1.588)1.666L7331.7881,8321.86SL8821.888大齿轮齿顶高系数K,(0.160)0.2150.2700.3250.3800.435CL49。n0.39Q,46+-~7T说明淄七时，推荐选用上表中跖=6〜11各行数据，当＞7时选用双曲面齿轮.标准中未给出剑=5的数据，后者是摘自柯尔受著“重型汽车驱动桥用螺旋锥齿轮和双曲城齿轮的设计和制造”一书。表6用展成法或半展成法加工的汽车螺旋锥齿轮的H1、H2和Ka

车主动齿轮齿数布8910111213A4法向压力角a成螺族角8时〜可35*齿工作商系数htL5501.570】，6001.6401.700].7001.700齿全高系数Ht1.7381.7581.7881.8281.8S81.888】.888从动齿轮埴顶窍系数K.0.2350.2400,2500.2700.3100.3700.46+°/明说明；肘我货汽车、公共汽车和牵引汽车：当珀=5时，『=20二P=3S『〜40",Hi=1.400,比L557Kj=0.165夕当如=6〜11时.同表9=6#表7螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿后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说明H）内所列数字为1954年订的旧标准，在新标推中（1964年订）已取消。当选用上表中未列出的齿数z3时可用擂人法求得表8“格里森”制圆锥齿轮推荐齿侧间隙B端面模数m/rnin齿侧间隙B/mm端面模数m/mm齿侧间晾B/mm低精检高精度低精度高fi?度(AGMA4〜6级)(AGMA7〜13级)(AGMA4-6级)(AGMA7〜〕3级)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说明本表适用于直齿锥齿轮零度螺旋锥齿轮和螺旋锥齿轮+对于上表中模数垣跨于两行的齿轮，应选上一行的数值（较小值队汽车主减速器齿轮的齿侧闾隙查上表的高精度一栏，2.5主减速器锥齿轮强度计算轮齿损坏形式主要有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。按发动机最大转矩计算时有:(2-15)2Temaxig3p10d1b2(2-15)式中：Temax—发动机最大转矩，N.m^ig-变速器传动比，通常取I档及直接档进行计算;d1—主动齿轮分度圆直径(mn^,对丁双曲面齿轮有:d1mzz1msC0S2z1;对螺旋齿轮有d1mz1。cos1按最大附着力矩计算时有：p2G2r103(2-16)d2b2式中：G2一满载下驱动桥上的静载荷，N;一轮胎与地面的附着系数，按表10查得；「一轮胎的滚动半径，md2—主减速器从动齿轮分度圆半径，mm许用的单位齿长圆周力［p］见表10。表10许用单位齿长上的圆周力［p］\参数类别\2Temaxig3p103d1b22G2r.n3p10d2b2轮胎与地面的附着系数i档□档m档轿车8935363218930.85载货汽车142925014290.85公交车9822140.85

5362500.65牵引汽车注：在现代汽车设计中，由于材料及加工工艺等制造质量的提高，计算所得的p值允许高出表中数据20%〜25%。5362500.65本设计范例：对螺旋齿轮有：按发动机最大转矩计算有：di=42mm;p@11794.7N/mm<[p],满足设计要求；按最大附着力矩计算有：p@1565.4N/mm<1.2[p],满足设计要求。2、轮齿弯曲强度：锥齿轮的计算弯曲应力w(N/mm)为：2Tk°kskm103kvmb2dJ(2-17)式中：w一锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(MPa);T—所计算齿轮的计算转矩(N.m);从动齿轮按Tc=min(TCe,Tcs)和Tcf计算，主动齿轮按Tz和Tzf计算(一般由丁从动齿轮受力较主动齿轮大，常只校核从动齿轮)；ko一过载系数，一般取1;ks一尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当m>1.6mm时，ks=(m/25.4)0.25。km一齿面载荷分配系数，跨置式结构：km=1.0〜1.1,悬臂式结构：km=1.10〜1.25;乩一质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，kv=1.0;b2—所计算的齿轮齿面宽（mm）；d—所讨论齿轮大端分度圆直径（mm）；J一所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取法见图10-图13上述按Tc或L计算的最大弯曲应力［］不超过700MPa按Tcf或玲计算的疲劳弯曲应力［f］不应超过210MPa（破坏的循环次数一6106次）。图10弯曲计算用综合系数J（平均压力角为19。的双曲面齿轮）大齿轮弯曲时算用J0.20Oh220.240.260.0.20Oh220.240.260.2&0.3。0,320.340.36100.240.2&S280.300.32034S36S38D,10小曲轮弯曲计算用J图11弯曲计算综合系数J（平均压力角为22。30'的双曲面齿轮）相啮合齿轮的断数567S9JOU□u504口3020LI10985

Q.120.160.200.240,£&图12弯曲计算用综合系数J（压力角为20。，轴交角为90。的螺旋锥齿轮）小齿轮齿数助O17簌电麻辛诉"蝠细钥哗-K32OG.0.150.200.25J（b）图13弯曲计算用综合系数J（压力角为小齿轮齿数助O17簌电麻辛诉"蝠细钥哗-K32OG.0.150.200.25J（b）3、轮齿接触强度：锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：Cp2Tzk°kmkskf3j.10（2-18）d1IkvbJ式中：j一锥齿轮轮齿的齿面接触应力（MPa）;Tz—主动齿轮计算转矩（N/m）;d1—主动锥齿轮大端分度圆直径（mm）;b一取b1和b2的较小值（mm）,通常取从动齿轮的b?;ks一尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0;kf一齿面品质系数，它取决丁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），对丁制造精确的齿轮，kf取1.0；1Cp一综合弹性系数，针对钢齿轮取232.6N，/mmJ一齿面接触强度的综合系数，取法见;ko、扁、乩见式（2-17）的说明。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的，按Tz计算的最大接触应力［］不应超过2800MPa按Tzf计算的疲劳接触应力［f］不应超过1750MPa（破坏的循环次数_6106次）。大齿轮齿数气3520454015100,18505S600.200+220+240.260.300,320.160.3d接触强度计算用J图14接触强度计算用综合系数J（平均压力角为3520454015100,18505S600.200+220+240.260.300,320.3d大齿轮齿数踏2。0.120,140,1&0.180.20接触计算用J3540455055605U-2。0.120,140,1&0.180.20接触计算用J3540455055605U-O图15接触强度计算用综合系数J（平均压力角为22。30'的双曲面齿轮）大街轮齿数光i1K98-H眼零■白*广企<#<#0.0.)20.140.16接触强度计算用J图L7接触强阪汁鼻用垸合系数L用于压力角为22勺0',聊旋角为35*0.0.)20.140.16接触强度计算用J图16接触强度计算用综合系数J（压力角为20°、轴交角为90的螺旋齿轮）4、齿轮尺寸的调整：如果上述计算所得到的弯曲应力和接触应力超过了他们许用应力，则应加大

齿轮尺寸，使其计算的应力在许用应力的范围内。地按照以下两式求得。按弯曲强度：d'd275—齿轮尺寸，使其计算的应力在许用应力的范围内。地按照以下两式求得。按弯曲强度：d'd275—w[w]按接触强度：dd1.5——.[j]加大后的齿轮尺寸，可以近似(2-19)(2-20)汽车主减速器锥齿轮的工作条件非常恶劣，与传动系其它齿轮相比较，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。它是传动系中的薄弱环节。锥齿轮材料及热处理应满足如下要求：1）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性；2）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；3）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；4）选择合金材料时，尽量少用我国矿藏量少的元素的合金钢（如锐、铭等），而选用含铤、钮、硼、钛、钳、硅等元素的合金钢；汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB20Mn2TiB20CrMnMo22CrNiMo和l6SiMn2WMoV,经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到58〜64HRC而心部硬度较低，当端面模数m>8时为29〜45HRC当端面模数m<8时为32〜45HRC对渗碳层有如下规定：当端面模数m<5时，厚度为0.9〜1.3mmm=5~8时，厚度为1.0〜1.4mmm>8时，厚度为1.2〜1.6mm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0.005〜0.020mm勺磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对丁滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。渗硫后摩擦因数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死和胶合。2.6主减速器轴承的计算（略）本设计范例:在进行轴承计算前可先进行主动齿轮轴的计算，在进行轴承的选型和强度验算:由轴受到的扭转应力^6^V300MP,况可得:D0>24.25mm,选取花键轴基本参数为8X26mmX31mmX7mm(zdDB），花键长度L63mm。验算花键挤压强度:TzDd~~Dd~~"zL42@49MP,满足小丁50~100MP的要求。调整D0为28mm。主动齿轮轴承选择：考虑到拆装方便，应使Db>Da,选则轴承B的型号为32007X（DB=35mm）,轴承A的型号为320/32X（DA=32mm）。（轴承验算略）其他部分（差速器、半轴、驱动桥壳等）的设计计算参见过学迅主编的《汽车设计》主减速器的设计42.1主减速器的结构型式的选择42.1.1主减速器的减速型式42.1.2主减速器齿轮的类型的选择52.1.3主减速器主动锥齿轮TOC\o"1-5"\h\z的支承形式72.1.4主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法82.2主减速器的基本参数选择与设计计算92.2.1主减速器计算载荷的确定92.2.2主减速器基本参数的选择112.2.3主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算2.2.4主减速器双曲面齿轮的强度计算222.2.5主减速器齿轮的材料及热处理272.3主减速器轴承的选择282.3.1计算转矩的确定282.3.2齿宽中点处的圆周力282.3.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力2.3.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择第3章差速器设计353.1差速器结构形式的选择353.2对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理3.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构383.4对称式圆锥行星齿轮差速器的设计383.4.1差速器