主减数器齿轮载荷计算课件

车桥设计培训（三）1主减速齿轮载荷计算和参数选择车桥设计培训（三）1主减速齿轮载荷计算和参数选择1目录主减速器齿轮基本参数的选择与设计计算一、主减速器齿轮计算载荷的确定二、主减速器齿轮基本参数的选择2.1主、从动齿轮齿数2.2从动锥齿轮节圆直径和端面模数2.3螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的齿宽2.4双曲面小齿轮偏移距和偏移方向2.5

螺旋角β的选择2.6

螺旋方向的选择2.7

法向压力角的选择目录主减速器齿轮基本参数的选择与设计计算一、主减速器齿轮计算2一、主减速器齿轮计算载荷的确定由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮的转矩较小者，作为验算被齿最大应力的计算载荷。即一、主减速器齿轮计算载荷的确定由于汽车行驶时传动系载荷的3由(1-12)和(1-13)求得的计算载荷为最大转矩，而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tjm由(1-12)和(1-13)求得的计算载荷为最大转矩，而不是4主减数器齿轮载荷计算ppt课件5二、主减速器齿轮基本参数的选择1.主、从动齿轮齿数的选择对于单级主减速器，根据主减速比i0选择主减速器主、从动齿轮的齿数z1和z2。为了使磨合均匀，z1、z2之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不小于40，对于轿车应不小于50。当i0较大时，则尽量使z1取得小，以得到满意的驱动桥离地间隙。对于普通的双级主减速器来说，由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些,这时，第一级主动锥齿轮的齿数z1可选得较大，约在9-15范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿轮和可选在68±10范围内。

对于双曲面齿轮单级贯通式主减速器来说，通常其主动齿轮的最小齿数为8。Tip:齿面重叠系数:齿轮传动过程中，同时啮合齿轮的齿数二、主减速器齿轮基本参数的选择1.主、从动齿轮齿数的选择6主减数器齿轮载荷计算ppt课件72.从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择主减速器螺旋锥齿轮或双曲面齿轮从动齿轮的节圆直径，可根据该齿轮的计算转矩，按经验公式选出：2.从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择主减速器螺旋锥齿轮或双8研究表明，主减速器齿轮主要与最大持续载荷有关，而与汽车寿命期间出现的峰值载荷关系不大研究表明，主减速器齿轮主要与最大持续载荷有关，而与汽车寿命期93.螺旋锥齿轮与双曲面齿轮齿宽F的选择通常推荐圆锥齿轮与双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽为其节锥距A0的0.3倍，即F=0.3A0，但不应超过端面模数m的10倍，即F≤10m。对于汽车工业，主减速器圆弧锥齿轮推荐采用：齿面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。齿面宽大于上述规定，不但不能提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难。另外齿面宽过大也会引起装配空间的减小习惯是螺旋锥齿轮的小齿轮齿宽比大齿轮加大10%。双曲面齿轮的几何特性，小齿轮比大齿轮齿面宽要大。而汽车差速器行星齿轮的齿面宽比半轴的要小。3.螺旋锥齿轮与双曲面齿轮齿宽F的选择通常推荐圆锥齿轮与104.双曲面小齿轮偏移及偏移方向的选择在双曲面齿轮传动中，小齿轮中心线对大齿轮中心线的偏移距E的大小及偏移方向是该传动的重要参数4.双曲面小齿轮偏移及偏移方向的选择在双曲面齿轮传动中，11选择E值时应考虑的问题：E值过大，将导致齿面纵向滑动增大，从尔引起齿面的早期磨损或擦伤；E值过小则不能充分发挥双曲面齿轮的特点。对于轿车、轻型载货汽车的主减速器来说，E值不应超过从动齿轮节锥距的40%；对中型及以上的载货汽车等重负荷传动，不应超过20%。传动比愈大则偏移距E也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径的200%-30%。但当偏移距E大于从动齿轮节圆直径的20%时，应检查是否存在根切。

如图所示，由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方，则为上偏移，反之下偏移。选择E值时应考虑的问题：E值过大，将导致齿面纵向滑动增大122.5螺旋角β的选择螺旋角β的定义见图螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的螺旋角β是齿线上任一点C处的切线T与该点和节锥顶点O的连线OL之间的夹角。

齿面宽中点处的螺旋角，称为齿轮的中点螺旋角，也就是名义螺旋角。

螺旋锥齿轮的主、从齿轮的名义螺旋角是相等的，对于双曲面齿轮，由于有了偏移距，所以它们是不相等的，而且主动齿轮的大。2.5螺旋角β的选择螺旋角β的定义见图螺旋锥齿轮和13选择齿轮的螺旋角时，应考虑它对齿面重叠系数mF、轮齿强度和轴向力的大小的影响。螺旋角应足够大以使mF不小于1.25。因mF愈大，传动就愈平稳，噪音就愈低。螺旋角过大会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围，以使齿轮的轴向力不太大而又得到尽可能大的重叠效果。汽车主减速锥齿轮的螺旋角（对双曲面齿轮则是大、小齿轮中点螺旋角的平均值）多在35°-40°范围内。在一般机械制造标准中推荐35°。F/m是齿面宽与模数之比选择齿轮的螺旋角时，应考虑它对齿面重叠系数mF、轮齿强度142.6螺旋方向的选择螺旋方向指的是轮齿节锥齿线的曲线弯曲方向，分为左旋和右旋。判断方向时是从齿面锥顶对着其齿面看去，轮齿从小端到大端的走向为顺时针则为右旋，反之为左旋。主从动齿轮的方向是不同的。齿轮传动时产生的轴向力其方向取决于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮旋转方向为向齿轮背面看去。判断轴向力方向用左右手法则。伸直拇指的指向为轴向力方向，其他手指握起来后的指向就是齿轮旋转方向。2.6螺旋方向的选择螺旋方向指的是轮齿节锥齿线的曲线弯152.7法向压力角α的选择加大压力角可以提高轮齿的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数。但对尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，使齿轮的重叠系数下降。对格里森制主减速器螺旋锥齿轮来说，轿车选用14°30´或16°的法向压力角，载货汽车选用20°的压力角；重型载货汽车可选用22°30´的压力角。对双曲面齿轮来说，虽然大齿轮轮齿两侧齿形的压力角是相等的，但小齿轮轮齿两侧的压力角不相等，因此，其压力角按平均压力角考虑。在格里森制双曲面齿轮传动中，轿车选用19°平均压力角；载货汽车选用22°30´的平均压力角。当小齿轮齿Z1≥8时，其平均压力角则选用21°15´。2.7法向压力角α的选择加大压力角可以提高轮齿的强度，1617主减速器从动齿轮计算载荷:●T2je=(Temax*il*K0*ηT)/n=（250*5.441*3.273*1*0.95）/1＝4229.5(N·m)●T2jφ=(m2*G2*φ*Rr)/(ηLB*iLB)=（1*15533*0.8*0.364）/（0.95*1）＝4761.27(N·m)●T2jm=Rr*(Ga+Gt)*(fR+fH+fp)/(ηLB*iLB*n)=0.364*（26607+0）*（0.02+0.09+0）/（0.95*1*1）＝1121.42(N·m)上式中各参数值为：T2je—按发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比计算的从动齿轮载荷；T2jφ—按最大附着力计算的从动齿轮载荷；T2jm—按汽车日常行驶计算的从动齿轮平均计算载荷；P201示例：1717主减速器从动齿轮计算载荷:P201示例：17●Temax—发动机最大转矩，取值为250；●il—由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比，即5.441*3.273＝17.81；●ηT—由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动效率，取ηT=0.95；●K0—由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野车以及液力传动及自动变速的各类汽车，取K0=1；当性能系数>0时，可取K0=2，或由实验决定；此车取值为1.0●n—该汽车的驱动桥数目，此车取值为1；●G2—汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大载荷，取值为1585*9.8＝15533；●m2—汽车加速时的后桥质量转移系数，此桥为1，其计算过程如下：m2=1+(Temax*il*ηT*hg)/(Rr*L*G2)=1+（250*5.441*3.273*0.95*0.364）/（0.364*3.43*1585*9.8）＝1

上式中各参数值为：Rr—轮胎滚动半径，此车为0.364m。hg—汽车满载时的质心高度，此车为m。L—此车轴距，为m。●Temax—发动机最大转矩，取值为250；18●φ—轮胎和地面的附着系数，此车取值为0.8。●Rr－轮胎滚动半径，取值为0.364m。●ηLB、iLB—分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取值为0.95、1.0。●Ga—汽车满载总重量，取值为2715*9.8＝26607(N)；●Gt—所牵引的挂车的满总重量，取值为0；●fR—道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取=0.010~0.015；对于载货汽车可取0.015~0.020；对于越野汽车可取0.020~0.035。故取值为0.020；●fH—汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08；对载货汽车和城市公共汽车取0.05~0.09；对长途公共汽车取0.06~0.10；对越野汽车取0.09~0.30。故取值为0.09；●fp—汽车或汽车列车的性能系数。取值为0；其算法如下：因为>16，故取=0

通过比较T2je、T2jφ的大小，T2je比较小，所以用它来计算从动齿轮最大应力。●φ—轮胎和地面的附着系数，此车取值为0.8。192、主减速器主动齿轮计算载荷:●T1je=T2je/(I0*η)=4229.5/（36/11*0.97）＝1332.31(N·m)●T1jφ=T2jφ/(I0*η)=4761.27/（36/11*0.97）＝1499.83(N·m)●T1jm=T2jm/(I0*η)=1121.42/（36/11*0.97）＝353.25(N·m)上式中各参数值为：T1je—按发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比计算的主动齿轮载荷；T1jφ—按最大附着力计算的主动齿轮载荷；T1jm—按汽车日常行驶计算的主动齿轮平均计算载荷；I0－主减速器传动比，取值为36/11；η－主减速器主被动齿轮的传动效率，双曲面齿轮取0.96～0.98，此处取值为0.97；主减数器齿轮载荷计算ppt课件20谢谢！谢谢！21\主减速器圆弧齿及延伸外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的几何尺寸计算和强度计算2014年9月19日\主减速器圆弧齿及延伸外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的几何尺22主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算23主减数器齿轮载荷计算ppt课件24主减数器齿轮载荷计算ppt课件25主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算双重收缩齿的有点在于能提高小齿轮粗切工序的效率。标准收缩齿在齿根方向的收缩好，但可能使齿厚收缩过多，结果造成小齿轮粗切刀的刀顶距太小。这种情况可使用倾根锥母线收缩齿的方法或仔细选用刀盘半径加以改善，即当双重收缩齿会使齿高方向收缩过多，而标准收缩齿会使齿厚收缩过多时，可采用倾根锥母线收缩齿作为两者之间的这种。主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算双重收缩齿的有点在于能26延伸外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的几何尺寸计算延伸外摆线锥齿轮，按其节锥齿线的平均曲率半径和平均螺旋角的不同分为普通型螺旋锥齿轮和特性螺旋锥齿轮。延伸外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的几何尺寸计算延伸外摆线锥27主减速器圆弧齿及延伸外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应验算其强度，进行强度计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠地工作。在进行强度计算时，应首先了解齿轮的损坏形式。1.齿轮的损坏形式（1）轮齿折断主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多由齿根开始，因为齿根处轮齿的弯曲应力最大。{1}疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，轮齿根部经受交变的弯曲应力。{2}过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起齿轮的一次性突然折断。主减速器圆弧齿及延伸外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算28为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角应尽可能加大，根部及齿面要光洁。（2）齿面的点蚀及剥落齿面的疲劳点蚀及剥落是渗碳齿轮的主要破坏形式，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要是由于表面接触强度不足而引起的。{1}点蚀：系轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳结果{2}齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。（3）齿面胶合

在高压和告诉滑磨引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。（4）齿面磨损

系轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数292.主减速器圆弧齿及延伸外摆线齿螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的强度计算(1)”格里森”制圆弧齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算{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，常常用在其轮齿上的假定单位压力即单位齿长上的圆周力来估算，即N/mm式中；P——作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着力矩，两种载荷工况进行计算，N；F——从动齿轮的齿面宽，mm2.主减速器圆弧齿及延伸外摆线齿螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的强度30按发动机最大转矩计算时：N/mm式中：——发动机最大转矩；

——变速器传动比；

——主动齿轮节圆直径。按发动机最大转矩计算时：N/mm式中：——发动机最31式中：——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷；对后驱动桥还应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；

——轮胎的滚动半径；

——主减速器从动齿轮节圆直径。按最大附着力计算时：式中：——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷；对32

许用单位齿长上的圆周力在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时高出表中数据的20%~30%。许用单位齿长上的圆周力33{2}轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力为式中：——该齿轮的计算转矩

——超载系数

——尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。

当端面模数时，

——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支撑形式时，=1-1.1；当一个齿轮用骑马式支撑时，=1.1-1.25。支撑刚度大时取小值；

——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取{2}轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮轮34F——计算齿轮的齿面宽；Z——计算齿轮的齿数；M——端面模数；J——计算弯曲应力用的综合系数，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。F——计算齿轮的齿面宽；35{3}轮齿的齿面接触强度计算式中，——主动齿轮最大转矩；

——主动齿轮工作转矩；

——材料的弹性系数；

——主动齿轮节圆直径；

——尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1；{3}轮齿的齿面接触强度计算式中，——主动齿轮最大36

——表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质。一般情况下对于制造精确的齿轮可取1；F——齿面宽，取齿轮副中的较小值（一般为从动齿轮齿面宽）；

J——计算接触应力的综合系数。{4}强度计算后齿轮尺寸的调整如前所述，强度计算所得的弯曲应力和接触应力应不超过它们的许用应力，否则应加大齿轮尺寸，使其计算应力在许用应力的范围内。加大后的齿轮尺寸，可近似地按以下两式求得。——表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质。一般情况下37按弯曲强度:按接触强度：式中：——加大尺寸的齿轮的节圆直径；

——原试选的齿轮的节圆直径；

——原试选的齿轮的计算弯曲应力；

——许用弯曲应力；

——原试选的齿轮的计算接触应力；

——许用接触应力。按弯曲强度:按接触强度：式中：——加大尺寸的齿轮的节圆38(2)”奥利康”制延伸外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算“奥利康”制延伸外摆线等高齿锥齿轮与“格里森”制圆弧线渐宿齿锥齿轮相比，虽然它们的齿制不同且各具特点，但在齿轮尺寸（节圆直径、模数、齿面宽）及压力角等相同的情况下，这两种齿轮的弯曲强度和接触强度也都是分别相近的。因此，有的资料中曾推荐过按通常圆弧齿锥齿轮的强度计算方法来进行延伸外摆线等高齿锥齿轮的强度计算。但这种齿轮也有其专属的强度计算方法，分别介绍如下。（1）轮齿的弯曲强度计算{1}轮齿齿面宽中点处圆周力的确定

圆周力的计算公式为(2)”奥利康”制延伸外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的强度计39式中，——主动齿轮计算转矩；

——主动齿轮齿面宽中点的分度圆半径。其表达式为：其中：为中点锥距，为主动齿轮节锥角。或其中：、、F分别为节圆直径、节锥角与齿面宽。式中，——主动齿轮计算转矩；其中：为中点锥距，40{2}轮齿齿面宽中点的极限弯曲载荷的确定轮齿齿面宽中点处的极限弯曲载荷是指使轮齿根部工作应力达到材料的抗拉强度极限而发生弯曲折断时的轮齿齿面宽中点的极限圆周力或许用圆周力。在求极限弯曲载荷时，是将延伸外摆线齿锥齿轮比作一个轮齿齿面宽中点处的当量直齿圆柱齿轮，且假定圆周力由单齿传递。又将此一轮齿比作一个等强度体，它具有抛物线的外形并与轮齿齿廓相切。按材料力学等强度体的计算公式可知：，如果考虑在圆周速度下动载荷的影响，则公式应乘以速度系数，故轮齿齿面宽中点的极限弯曲载荷为{2}轮齿齿面宽中点的极限弯曲载荷的确定轮齿齿面宽中41式中：F——该锥齿轮的实际齿面宽；

——轮齿根部危险截面齿厚；

l——齿的弯曲有效齿高；

——材料的抗拉强度极限；

——速度系数，；

v——主动齿轮齿面宽中点处分度圆上的圆周速度，其计算式为；

——主动齿轮齿面宽中点的分度圆半径；

——主动齿轮转速。式中：F——该锥齿轮的实际齿面宽；42齿轮材料的抗拉强度极限{3}安全系数的确定齿轮材料的抗拉强度极限{3}安全系数的确定43由于计算极限弯曲载荷的公式是在假设只有一对齿轮啮合的条件下求出的，实际上延伸外摆线齿锥齿轮同时有几对齿啮合，因此，轮齿实际能承受的极限弯曲载荷大于按前述公式计算所得的。另外，对于驱动桥齿轮来说，最大载荷不是持续载荷，所以安全系数壳取得较低。由于计算极限弯曲载荷的公式是在假设只有一对齿轮啮合的44（2）轮齿的齿面接触强度计算及工作寿命计算锥齿轮的当量圆柱齿轮齿面之间的接触可看成是两个假想圆柱体之间的接触，其接触应力为式中：v——泊松比，对刚制齿轮去0.3；

——圆周力

F——齿宽，应取齿轮副中较小的一个齿宽；

——法向压力角；

——两个假想圆柱体的半径；

——主从动齿轮的弹性模量。（2）轮齿的齿面接触强度计算及工作寿命计算锥齿轮的当量圆柱齿45主动齿轮的工作寿命为：式中：为主动齿轮转速。对于汽车驱动桥主减速器齿轮，由于仅在部分时间承受最大载荷，因此其工作寿命通常可取。主动齿轮的工作寿命为：式中：为主动齿轮转速。对46齿轮强度计算实例齿轮强度计算实例47P201P20148式中：——发动机最大转矩：250；

——由发动机至所计算的主减速器主动齿轮之间的传动系最低档传动比，取值为5.441；

——主动齿轮节圆直径：φ69.97mm。1.按发动机最大转矩计算时（1档）：一.单位齿长上的圆周力“格里森”制圆弧齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算式中：——发动机最大转矩：25049式中：——发动机最大转矩：250；

——由发动机至所计算的主减速器主动齿轮之间的传动系最高档传动比，取值为1；

——主动齿轮节圆直径：φ69.97mm。2.按发动机最大转矩计算时（直接档）：一.单位齿长上的圆周力式中：——发动机最大转矩：250；503.按最大附着力矩计算时：一.单位齿长上的圆周力式中：——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷：1585×9.8=15533N；

——轮胎与地面的附着系数：0.85；

——轮胎的滚动半径：0.364m；

——主减速器从动齿轮节圆直径：φ229mm。3.按最大附着力矩计算时：一.单位齿长上的圆周力式中：514.许用单位齿长上的圆周力在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时高出表中数据的20%~30%。4.许用单位齿长上的圆周力在现代汽车设计中，由于材质及加工工52二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：53二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：Tj—主动齿轮的计算转矩：按发动机最大转矩计算：Tje=1332.20(N·m)驱动车轮滑转时作用在主减的转矩：Tjφ=1499.83(N·m)主减速器从动齿轮的平均计算转矩：Tjm=353.25(N·m)Tj值取Tje、Tjφ较小者，取值为1332.20(N·m)。按平均计算转矩，Tj取值为353.25(N·m)。二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：Tj—主动54二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：K0—由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野车以及液力传动及自动变速的各类汽车，取K0=1。二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：K0—由于55Ks—尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸、热处理等有关。当端面模数时，Ks；当端面模数.时，Ks＝0.5mm。此桥主减模数为6.361；二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：Ks—尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸、热处理等56Km—载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承形式时，.=1.00~1.10；当一个齿轮用骑马式支承时，.=1.10~1.25。支撑刚度大时取小值；取值为1.10；此桥主动齿轮采用悬臂式支承型式，故取值为1.25；二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：Km—载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承形式时，.57Kv—质量系数，Kv取=1；二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：F—计算齿轮的齿面宽，F=41.05；Z—计算齿轮的齿数，Z=11；m—齿轮端面模数，m=6.361；Kv—质量系数，Kv取=1；二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿58二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：J—计算主动齿轮弯曲应力用的综合系数，它综合考虑了齿形系数。主动齿轮取值为：0.322；从动齿轮取值为：0.27二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：J—计算主59二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：按驱动桥的最大输入转矩和最大附着转矩的较小者验算齿根弯曲静强度：二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：按驱动桥的60二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：按平均计算转矩验算齿根弯曲疲劳强度：二.轮齿的弯曲强度计算1.主动齿轮的弯曲强度计算：按平均计算61二.轮齿的弯曲强度计算2.被动齿轮的弯曲强度计算：Tj—被动齿轮的计算转矩：按发动机最大转矩计算：Tje=4229.14(N·m)驱动车轮滑转时作用在主减的转矩：Tjφ=4761.27(N·m)主减速器从动齿轮的平均计算转矩：Tjm=1121.42(N·m)Tj值取Tje、Tjφ较小者，取值为4229.14(N·m)。按平均计算转矩，Tj取值为1121.42(N·m)。二.轮齿的弯曲强度计算2.被动齿轮的弯曲强度计算：Tj—被动62二.轮齿的弯曲强度计算2.被动齿轮的弯曲强度计算：按驱动桥的最大输入转矩和最大附着转矩的较小者验算齿根弯曲静强度：二.轮齿的弯曲强度计算2.被动齿轮的弯曲强度计算：按驱动桥的63二.轮齿的弯曲强度计算2.被动齿轮的弯曲强度计算：按平均计算转矩验算齿根弯曲疲劳强度：二.轮齿的弯曲强度计算2.被动齿轮的弯曲强度计算：按平均计算64二.轮齿的弯曲强度计算二.轮齿的弯曲强度计算65三.轮齿的齿面接触强度计算圆锥齿轮与双曲面齿轮轮齿齿面的计算接触应力为：Cp——材料弹性系数，取232.6N/mm按发动机最大转矩计算：Tje=1332.20(N·m)主减速器从动齿轮的平均计算转矩：Tjm=353.25(N·m)表面质量系数：Kf=1三.轮齿的齿面接触强度计算圆锥齿轮与双曲面齿轮轮齿齿面的计算66三.轮齿的齿面接触强度计算圆锥齿轮与双曲面齿轮轮齿齿面的计算接触应力为：J—计算主动齿轮接触应力用的综合系数。此处取值为0.21；三.轮齿的齿面接触强度计算圆锥齿轮与双曲面齿轮轮齿齿面的计算67三.轮齿的齿面接触强度计算按驱动桥的最大输入转矩和最大附着转矩的较小者验算齿根弯曲静强度：三.轮齿的齿面接触强度计算按驱动桥的最大输入转矩和最大附着转68三.轮齿的齿面接触强度计算按平均计算转矩验算齿根弯曲疲劳强度：许用三.轮齿的齿面接触强度计算按平均计算转矩验算齿根弯曲疲劳强度69四.强度计算后齿轮齿数的调整如前所述，强度计算所得的弯曲应力和接触应力应不超过它们的许用应力。否则应加大齿轮尺寸，使其计算应力在许用应力的范围内。加大后的齿轮尺寸，可近似地按以下两式求得：四.强度计算后齿轮齿数的调整如前所述，强度计算所得的弯曲应力70四.强度计算后齿轮齿数的调整按接触强度：按弯曲强度：四.强度计算后齿轮齿数的调整按接触强度：按弯曲强度：71

“奥利康”制延伸外摆线等高齿锥齿轮与“格里森”制圆弧线渐宿齿锥齿轮相比，虽然它们的齿制不同且各具特点，但在齿轮尺寸（节圆直径、模数、齿面宽）及压力角等相同的情况下，这两种齿轮的弯曲强度和接触强度也都是分别相近的。因此，有资料中推荐按通常圆弧齿锥齿轮的强度计算方法来进行延伸外摆线等高齿锥齿轮的强度计算。“奥利康”制延伸外摆线齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算但这种齿轮也有其专属的强度计算方法。“奥利康”制延伸外摆线等高齿锥齿轮与“格里森”制圆弧72五、主减速器涡轮传动计算1.涡轮的传动效率式中：φ——摩擦角，tanφ=μ；

μ——摩擦系数，可取μ=0.02。蜗杆螺旋线升角：蜗杆齿距：蜗杆分度圆直径：蜗杆齿数蜗杆特性系数，q值约为5~10范围内。五、主减速器涡轮传动计算1.涡轮的传动效率式中：φ——摩擦角73如果反向传动，则效率为：式中：σ=90°-γ五、主减速器涡轮传动计算如果反向传动，则效率为：式中：σ=90°-γ五、主减速器涡轮741.具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度。2.齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断。3.钢材的锻造、切削与热处理等加工性能较好，热处理变形小或变性规律易控制，以提高产品质量、缩短制造时间、减小生产成本并降低废品率。4.选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如，为了节约镍、铬等元素，我国发展了以锰、钒、钦、钼、硅为主的合金结构钢系统。六、主减速器齿轮的材料及热处理·对于驱动桥齿轮的材料及热处理有以下要求1.具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐751.作用在主减速器主动齿轮上的力七、主减速器轴承的计算总的轴向力：1.作用在主减速器主动齿轮上的力七、主减速器轴承的计算总的轴761.作用在主减速器主动齿轮上的力七、主减速器轴承的计算齿面宽中点的圆周力对于圆锥齿轮齿面宽中点分度圆直径总的轴向力：对于双曲面齿轮1.作用在主减速器主动齿轮上的力七、主减速器轴承的计算齿面宽771.作用在主减速器主动齿轮上的力七、主减速器轴承的计算齿面宽中点的圆周力对于圆锥齿轮齿面宽中点分度圆直径总的轴向力：对于双曲面齿轮1.作用在主减速器主动齿轮上的力七、主减速器轴承的计算齿面宽781.作用在主减速器主动齿轮上的力七、主减速器轴承的计算d1m——主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径;d2m——从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径;γ2——从动齿轮节锥角；γR2——从动齿轮根锥