主減速器設計37522

1、第三節(jié) 主減速器設計一 主減速器結構方案分析主減速器的結構形式主要是根據齒輪類型、減速器形式不同而不同。主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。1 螺旋錐齒輪傳動 螺旋錐齒輪傳動(圖53a)的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端。另外，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，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度

2、。2 雙曲面齒輪傳動 雙曲面齒輪傳動(圖53b)的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離E，此距離稱為偏移距。由于偏移距正的存在，使主動齒輪螺旋角大于從動齒輪螺旋角 (圖54)。根據嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比式中，、分別為主、從動齒輪的圓周力；、分別為主、從動齒輪的螺旋角。螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開圖上的齒線任意一點A的切線TT與該點和節(jié)錐頂點連線之間的夾角。在齒面寬中點處的螺旋角稱為中點螺旋角(圖54)。通常不特殊說明，則螺旋角系指中點螺旋角。雙曲面齒輪傳動比為式中，為雙曲面齒輪傳動比；、分別為主、從動齒輪平均分度圓半徑。螺

3、旋錐齒輪傳動比為令，則。由于，所以系數(shù)K>1，一般為125150。這說明： 1)當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動有更大的傳動比。 2)當傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 3)當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪為小，因而有較大的離地間隙。 另外，雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下優(yōu)點： 1)在工作過程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側向滑動，而且還有沿齒長方向的縱向滑動?？v向滑動可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。 2)由于

4、存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的大于從動齒輪的，這樣同時嚙合的齒數(shù)較多，重合度較大，不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30。 3)雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪為大，其結果使齒面的接觸強度提高。 4)雙曲綿主動齒輪的變大，則不產生根切的最小齒數(shù)可減少，故可選用較少的齒數(shù)，有利于增加傳動比。 5)雙曲面齒輪傳動的主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃壽命較長。 6)雙曲面主動齒輪軸布置在從動齒輪中心上方，便于實現(xiàn)多軸驅動橋的貫通，增大傳動軸的離地高度。布置在從動齒輪中心下方可降低萬向傳動軸的高度，有利于降

5、低轎車車身高度，并可減小車身地板中部凸起通道的高度。 但是，雙曲面齒輪傳動也存在如下缺點： 1)沿齒長的縱向滑動會使摩擦損失增加，降低傳動效率。雙曲面齒輪副傳動效率約為96，螺旋錐齒輪副的傳動效率約為99。 2)齒面間大的壓力和摩擦功，可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠合能力較低。 3)雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。 4)雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油，螺旋錐齒輪傳動用普通潤滑油即可。 由于雙曲面齒輪具有一系列的優(yōu)點，因而它比螺旋錐齒輪應用更廣泛。 一般情況下，當要求傳動比大于45而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更合理。這是因為如果

6、保持主動齒輪軸徑不變，則雙曲面從動齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對螺旋錐齒輪主動齒輪顯得過大，占據了過多空間，這時可選用螺旋錐齒輪傳動，因為后者具有較大的差速器可利用空間。對于中等傳動比，兩種齒輪傳動均可采用。3圓柱齒輪傳動 圓柱齒輪傳動(圖53c)一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅動的轎車驅動橋(圖55)和雙級主減速器貫通式驅動橋。4蝸桿傳動蝸桿(圖53d)傳動與錐齒輪傳動相比有如下優(yōu)點：1)在輪廓尺寸和結構質量較小的情況下，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動的布置。4)

7、能傳遞大的載荷，使用壽命長。5)結構簡單，拆裝方便，調整容易。但是由于蝸輪齒圈要求用高質量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低。蝸桿傳動主要用于生產批量不大的個別重型多橋驅動汽車和具有高轉速發(fā)動機的大客車上。 主減速器的減速形式可分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單雙級貫通、單雙級減速配以輪邊減速等。1單級主減速器 單級主減速器(圖56)可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。但是其主傳動比扎不能太大，一般io7，進一步提高io將增大從動齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動齒輪熱處理困難。單級主減速器廣泛應用于轎車和輕、中型貨車的驅

8、動橋中。2.雙級主減速器雙級主減速器(圖57)與單級相比，在保證離地間隙相同時可得到大的傳動比，io一般為712。但是尺寸、質量均較大，成本較高。它主要應用于中、重型貨車、越野車和大客車上。 整體式雙級主減速器有多種結構方案：第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒輪(圖58a)；第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪；第一級為行星齒輪，第二級為錐齒輪(圖58b)；第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪(圖58c)。對于第一級為錐齒輪、第二級為圓柱齒輪的雙級主減速器，可有縱向水平(圖58d)、斜向(圖58e)和垂向(圖58f)三種布置方案?？v向水平布置可以使總成的垂向輪廓尺寸減小，從而降低汽車的質心高度，但使縱向尺

9、寸增加，用在長軸距汽車上可適當減小傳動軸長度，但不利于短軸距汽車的總布置，會使傳動軸過短，導致萬向傳動軸夾角加大。垂向布置使驅動橋縱向尺寸減小，可減小萬向傳動軸夾角，但由于主減速器殼固定在橋殼的上方，不僅使垂向輪廓尺寸增大，而且降低了橋殼剛度，不利于齒輪工作。這種布置可便于貫通式驅動橋的布置。斜向布置對傳動軸布置和提高橋殼剛度有利。在具有錐齒輪和圓柱齒輪的雙級主減速器中分配傳動比時，圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動比的比值一般為1420，而且錐齒輪副傳動比一般為1733，這樣可減小錐齒輪嚙合時的軸向載荷和作用在從動錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時可使主動錐齒輪的齒數(shù)適當增多，使其支承軸頸的尺寸適當加大，

10、以改善其支承剛度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性。3 雙速主減速器 雙速主減速器(圖59)內由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動比。它與普通變速器相配合，可得到雙倍于變速器的擋位。雙速主減速器的高低擋減速比是根據汽車的使用條件、發(fā)動機功率及變速器各擋速比的大小來選定的。大的主減速比用于汽車滿載行駛或在困難道路上行駛，以克服較大的行駛阻力并減少變速器中間擋位的變換次數(shù)；小的主減速比則用于汽車空載、半載行駛或在良好路面上行駛，以改善汽車的燃料經濟性和提高平均車速。圖57 雙級主減速器圖58 雙級主減速器布置方案雙速主減速器可以由圓柱齒輪組(圖59a)或行星齒輪組(圖59b)構成。圓柱齒輪式雙速主減速器結構尺

11、寸和質量較大，可獲得的主減速比較大。只要更換圓柱齒輪軸、去掉一對圓柱齒輪，即可變型為普通的雙級主減速器。行星齒輪式雙速主減速器結構緊湊，質量較小，具有較高的剛度和強度，橋殼與主減速器殼都可與非雙速通用，但需加強行星輪系和差速器的潤滑。對于行星齒輪式雙速主減速器，當汽車行駛條件要求有較大的牽引力時，駕駛員通過操縱機構將嚙合套及太陽輪推向右方(圖示位置)，接合齒輪5的短齒與固定在主減速器上的接合齒環(huán)相接合，太陽輪1就與主減速器殼聯(lián)成一體，并與行星齒輪架3的內齒環(huán)分離，而僅與行星齒輪4嚙合。于是，行星機構的太陽輪成為固定輪，與從動錐齒輪聯(lián)成一體的齒圈2為主動輪，與差速器左殼聯(lián)在一起的行星齒輪架3為從

12、動件，行星齒輪起減速作用，其減速比為(1十)，為太陽輪齒數(shù)與齒圈齒數(shù)之比。在一般行駛條件下，通過操縱機構使嚙合套及太陽輪移到左邊位置，嚙合套的接合齒輪5與固定在主減速器殼上的接合齒環(huán)分離，太陽輪1與行星齒輪4及行星齒輪架3的內齒環(huán)同時嚙合，從而使行星齒輪無法自轉，行星齒輪機構不再起減速作用。顯然，此時雙速主減速器相當于一個單級主減速器。雙速主減速器的換擋是由遠距離操縱機構實現(xiàn)的，一般有電磁式、氣壓式和電一氣壓綜合式操縱機構。由于雙速主減速器無換擋同步裝置，因此其主減速比的變換是在停車時進行的。雙速主減速器主要在一些單橋驅動的重型汽車上采用。4.貫通式主減速器貫通式主減速器(圖510，圖511)

13、根據其減速形式可分成單級和雙級兩種。單級貫通式主減速器具有結構簡單，體積小，質量小，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性等優(yōu)點，主要用于輕型多橋驅動的汽車上。 根據減速齒輪形式不同，單級貫通式主減速器又可分為雙曲面齒輪式及蝸輪蝸桿式兩種結構。雙曲面齒輪式單級貫通式主減速器(圖510a)是利用雙曲面齒輪副軸線偏移的特點，將一根貫通軸穿過中橋并通向后橋。但是這種結構受主動齒輪最少齒數(shù)和偏移距大小的限制，而且主動齒輪工藝性差，主減速比最大值僅在5左右，故多用于輕型汽車的貫通式驅動橋上。當用于大型汽車時，可通過增設輪邊減速器或加大分動器速比等方法來加大總減速比。蝸輪蝸桿式

14、單級貫通式主減速器(圖510b)在結構質量較小的情況下可得到較大的速比。它使用于各種噸位多橋驅動汽車的貫通式驅動橋的布置。另外，它還具有工作平滑無聲、便于汽車總布置的優(yōu)點。如蝸桿下置式布置方案被用于大客車的貫通式驅動橋中，可降低車廂地板高度。 對于中、重型多橋驅動的汽車，由于主減速比較大，多采用雙級貫通式主減速器。根據齒輪的組合方式不同，可分為錐齒輪一圓柱齒輪式和圓柱齒輪一錐齒輪式兩種形式。錐齒輪一圓柱齒輪式雙級貫通式主減速器(圖511a)可得到較大的主減速比，但是結構高度尺寸大，主動錐齒輪工藝性差，從動錐齒輪采用懸臂式支承，支承剛度差，拆裝也不方便。圓柱齒輪一錐齒輪式雙級貫通式主減速器(圖5

15、11b)的第一級圓柱齒輪副具有減速和貫通的作用，有時僅用作貫通用，將其速比設計為1。在設計中應根據中、后橋錐齒輪的布置、旋轉方向、雙曲面齒輪的偏移方式以及圓柱齒輪副在錐齒輪副前后的布置位置等因素來確定錐齒輪的螺旋方向，所選的螺旋方向應使主、從動錐齒輪有相斥的軸向力。這種結構與前者相比，結構緊湊，高度尺寸減小，有利于降低車廂地板及整車質心高度。5.單雙級減速配輪邊減速器在設計某些重型汽車、礦山自卸車、越野車和大型公共汽車的驅動橋時，由于傳動系總傳動出敷大，為了使變速器、分動器、傳動軸等總成所受載荷盡量小，往往將驅動橋的速比分配得較大。當主減速比大于12時，一般的整體式雙級主減速器難以達到要求，此

16、時常采用輪邊減速器(圖512)。這樣，不僅使驅動橋的中間尺寸減小，保證了足夠的離地間隙，而且可得到較大的驅動橋總傳動比。另外，半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件由于所受載荷大為減小，使它們的尺寸可以減小。但是由于每個驅動輪旁均設一輪邊減速器，使結構復雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。圖512 輪邊減速器a)圓柱行星齒輪式 b)圓錐行星齒輪式 c)普通外嚙合圓柱齒輪式1一輪輞 2一環(huán)齒輪架 3一環(huán)齒輪 4一行星齒輪 5一行星齒輪架 6一行星齒輪軸 7一太陽輪8一鎖緊螺母 9、10一螺栓 11一輪轂 12一接合輪 13一操縱機構 14一外圓錐齒輪 15一側蓋 圓柱行星齒輪式輪邊減

17、速器(圖512a)可以在較小的輪廓尺寸條件下獲得較大的傳動比，且可以布置在輪轂之內。作驅動齒輪的太陽輪連接半軸，內齒圈由花鍵連接在半軸套管上，行星齒輪架驅動輪轂。行星齒輪一般為35個均勻布置，使處于行星齒輪中間的太陽輪得到自動定心。圓錐行星齒輪式輪邊減速器(圖512b)裝于輪轂的外側，具有兩個輪邊減速比。當換擋用接合輪12位于圖示位置時，輪邊減速器位于低擋；當接合輪被專門的操縱機構13移向外側并與側蓋15的花鍵孔內齒相接合，使半軸直接驅動輪邊減速器殼及輪轂時，輪邊減速器位于高擋。普通外嚙合圓柱齒輪式輪邊減速器，根據主、從動齒輪相對位置的不同，可分為主動齒輪上置和下置兩種形式。主動齒輪上置式輪邊

18、減速器主要用于高通過性的越野汽車上，可提高橋殼的離地間隙；主動齒輪下置式輪邊減速器(圖512c)主要用于城市公共汽車和大客車上，可降低車身地板高度和汽車質心高度，提高了行駛穩(wěn)定性，方便了乘客上、下車。二主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質量、裝配調整及軸承、主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。1主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。懸臂式支承結構(圖513a)的特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和

19、增加兩支承間的距離凸b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應大于25倍的懸臂長度a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的70還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。靠近齒輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時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。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關?？缰檬街С薪Y構(圖513b)的特點是在錐齒輪的兩端均

20、有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難?？缰檬街С兄械膶蜉S承都為圓柱滾子軸承，并且內外圈可以分離或根本不帶內圈。它僅承受徑向力，尺寸根據布置位置而定，是易損壞的一個軸承。在需要

21、傳遞較大轉矩情況下，最好采用跨置式支承。2從動錐齒輪的支承 從動錐齒輪的支承(圖513c)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c十d應不小于從動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，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支承(圖514)。輔助支承與從

22、動錐齒輪背面之間的間隙，應保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖515所示。三主減速器錐齒輪主要參數(shù)選擇主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)m、主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角、法向壓力角等。1主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：1)為了磨合均勻,z1、z2之間應避免有公約數(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，對于貨車，z1一般

23、不少于6。4)當主傳動比io較大時，盡量使z1取得小些，以便得到滿意的離地間隙。5)對于不同的主傳動比， z1和z2應有適宜的搭配。2 .從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)m對于單級主減速器，D2對驅動橋殼尺寸有影響，D2大將影響橋殼的離地間隙；D2小則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。D2可根據經驗公式初選式中，D2為從動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）；KD2為直徑系數(shù)，一般為13.015.3；Tc為從動錐齒輪的計算轉矩（Nm）。Tc=minTce, Tcs(見本節(jié)計算載荷確定部分)m由下式計算式中，m為齒輪端面模數(shù)。同時，m還應滿足式中，Km為模數(shù)系數(shù)，取0.30.4

24、。3 主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓半徑，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，在安裝時有位置偏差或由于制造、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的減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。從動錐齒輪齒面寬b2推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2<=0.3A2，而且b2應滿足b2<=10 m，一般也推薦b2=o.155D2。對于螺旋錐齒輪，b1一般比b2大

25、10%。5 中點螺旋角螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小?；↓X錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，雙曲面齒輪副的中點螺旋角是不相等的，而且1>2,1與2之差稱為偏移角(圖54)。選擇時，應考慮它對齒面重合度F、輪齒強度和軸向力大小的影響。越大，則F也越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般F應不小于1.25，在1.52.0時效果最好。但是過大，齒輪上所受的軸向力也會過大。汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°40°。轎車選用較大的值以保證較大的f，使運轉平穩(wěn)，噪聲低；貨車選用較小聲值

26、以防止軸向力過大，通常取35°。 6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、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。7法向壓力角。 法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于輕負荷工作的齒輪一般采川小壓力角， 町使齒輪運轉平穩(wěn)，噪小低。對于弧齒錐齒輪，轎車:一般選用14°30或16&

27、#176;；貨車:為20°；重型貨車:為22°30。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側壓力角是相同的，但小齒輪輪齒兩側的壓力角是不等的，選取平均壓力角時，轎車為19°或20°，貨車為20°或22°30。四 .主減速器錐齒輪強度計算(一) 計算載荷的確定汽車主減速器錐齒輪的切齒法有格里森和奧里康兩種方法，這里僅介紹格里森齒制錐齒輪計算載荷的三種確定方法。（1）按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Tce 式中，Tce為計算轉矩（N.m）；kd為猛接離合器所產生的動載系數(shù)，貨車：kd=1；Temax為發(fā)動機最大轉矩；n為計算驅

28、動橋數(shù)；i1為變速器一檔傳動比；為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率。（2)按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcs 式2式中，Tcs為計算轉矩（N.m）；G2為滿載狀況下一個驅動橋上的靜載荷（N）；m2為汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)，轎車：m2=1.21.4，貨車：m2D=1.11.2；為輪胎與路面間的附著系數(shù)；rr為車輪滾動半徑（m）；im為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比；m為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率。（3)按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcf 式3式中，Tcf為計算轉矩（N.m）；Ft為汽車日常行駛平均牽引力（N）。用式1和式2求得的計算轉矩是從

29、動錐齒輪的最大轉矩，不同于用式3求得的日常行駛平均轉矩。當計算錐齒輪最大應力時，計算轉矩Tc取前面兩種的較小值，即Tc=minTce,Tcs；當計算錐齒輪的疲勞壽命時，Tc取Tcf。主動錐齒輪的計算轉矩為 式中，Tz為主動錐齒輪的計算轉矩（N.m）；io為主傳動比；G為主、從動錐齒輪間的傳動效率。計算時，對于弧齒錐齒輪福，G取95%；對于雙曲面齒輪副，當io>6時，G取85%，當io<=6時，G取90%.(二) 主減速器錐齒輪的強度計算在選好主減速器錐齒輪主要參數(shù)后，1)單位齒長圓周力主減速器錐齒輪的表面耐磨性長用輪齒上的單位齒長圓周力來估算 式中，F(xiàn)為作用在輪齒上的圓周力；b2為

30、從動齒輪的齒面寬。按發(fā)動機最大轉矩計算時 式中，ig為變速器傳動比；D1為主動錐齒輪中點分度圓直徑（mm）。按驅動輪打滑轉矩計算時 式中符號同前。許用的單位齒長圓周力見表51。在現(xiàn)代汽車設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，有時高出表中數(shù)值的2025。表5-1 單位齒長圓周力許用值p參數(shù) 按發(fā)動機最大轉矩計算時的戶 (N·mm-1)按驅動輪打滑轉矩計算時的p/(N.mm-1)輪胎與地面的附著系數(shù) 汽車類別 一擋 二擋 直接擋 轎車 893 536 321 893 貨車 1429 - 250 1429 085 大客車 982 - 214 - 牽引車 536 - 250 - 065

31、2.輪齒彎曲強度錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為 式中，w為錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力(MPa)； T為所計算齒輪的計算轉矩(N·m)，對于從動齒輪，T=minTce,Tcs和Tcf，對于主動齒輪，T還要按式(510)換算；ko為過載系數(shù)，一般取1；ks為尺寸系數(shù)，它反映了材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關， 當m.>=1.6mm時，當m<16mm時，ks=05；km為齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結構：km1011，懸臂式結構：km110125；kv為質量系數(shù)，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，kr10；b為所計算的齒輪齒面寬(mm)；D為所討論齒輪大端分度圓直徑

32、(mm)；Jw為所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取法見參考文獻10。上述按minTce,Tcs計算的最大彎曲應力不超過700MPa；按Tcf計算的疲勞彎曲應力不應超過210MPa，破壞的循環(huán)次數(shù)為6x106。3.輪齒接觸強度錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為 式中，J為錐齒輪輪齒的齒面接觸應力(MPa)；D1為主動錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；b取b1和b2的較小值(mm)；ks為尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取10；kf為齒面品質系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(如鍍銅、磷化處理等)，對于制造精確的齒輪，ks取10；Cp為綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪，Cp取2326N1

33、/2mm；JJ為齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取法見參考文獻10；ko、km、kv見式(514)的說明。 上述按minTce,Tcs計算的最大接觸應力不應超過2800MPa，按Tcf計算的疲勞接觸應力不應超過1750MPa。主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的.五、主減速器錐齒輪軸承的載荷計算 錐齒輪齒面上的作用力錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 (1) 齒寬中點處的圓周力 齒寬中點處的圓周力F為 F=2T/Dm2 (5-16)式中，T為作用在從動齒輪上的轉矩；Dm2為從動齒輪齒寬中點處的分度圓

34、直徑， 由式(5-17)確定，即 Dm2=D2-b2sin2 (5-17)式中，D2為從動齒輪大端分度圓直徑；b2為從動齒輪齒面寬；2為從動齒輪節(jié)錐角。 由FiF2=cos1cos2可知，對于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的；對于雙曲面齒輪副，它們的圓周力是不等的。 (2) 錐齒輪的軸向力和徑向力 圖5-17為主動錐齒輪齒面受力圖。其螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針。FT為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力。在A點處的螺旋方向的法平面內，F(xiàn)T分解成兩個相互垂直的力FN和Ff。FN垂直于OA且位于OOA所在的平面，F(xiàn)f位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內。Ff在此切平面內

35、又可分解成沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)錐母線方向的力Fs。F與Ff之間的夾角為螺旋角，F(xiàn)T與Ff之間的夾角為法向壓力角。這樣有 F=FTcoscos (5-18) FN=FTsina=Ftanacos (5-19) Fs=FTcossin=Ftan (5-20)于是作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力Faz和徑向力Frx分別為 Faz=FNsin+Fscos (5-21) Frz=FNcos-Fssin (5-22) 若主動錐齒輪的螺旋方向和旋轉方向改變時，主、從動齒輪齒面上所受的軸向力和徑向力見表5-2。 主動小齒輪螺旋方向旋轉方向 軸向力 徑向力 右 順時針 主動齒輪Faz=F/cos(tansin-sincos) 主動齒輪Frz=F/cos(tancos+sinsin) 左 逆時針 從動齒輪 Fac=F/