整体式单级主减速器设计(共23页).docx
精选优质文档-倾情为你奉上整体式单级主减速器设计 2.1 主减速器结构方案设计 主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而不同。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。单级主减速器通常采用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮传动。2.1.1螺旋锥齿轮传动螺旋锥齿轮传动(图2-1a)的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。图2-1 主减速器齿轮传动形式a)螺旋锥齿轮传动 b)双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传动 d)蜗杆传动2.1.2 双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动(图2-1b)的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E，此距离称为偏移距。由于偏移距E的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角(图6-4)。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比 (2-1)图2-2双曲面齿轮副受力情况式中,F1、F2分别为主、从动齿轮的圆周力；1、2分别为主、从动齿轮的螺旋角。螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角(图2-2)。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。双曲面齿轮传动比为 (2-2)式中，双曲面齿轮传动比；、分别主、从动齿轮平均分度圆半径。螺旋锥齿轮传动比为 (2-3)令，则。由于>，所以系数K>1，一般为1.251.50。这说明：1)当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。2)当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。3)当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点：1)在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。2)由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的大于从动齿轮的，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30。3)双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。4)双曲面主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。6)双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99。2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。4)双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。单级主减速器由一对圆锥齿轮、，具有结构简单、质量小、低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i07，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。鉴于单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。双曲面齿轮优点突出，所以采用的是双曲面齿轮单级减速器。2.2 主减速器主从动锥齿轮的支承方案选择主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，与齿轮的支承刚度密切相关。2.2.1 主动锥齿轮的支承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。悬臂式支承结构(图2-3a)的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度倪和增加两支承间的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，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于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。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。支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。图2-3 主减速器锥齿轮的支承形式a)主动锥齿轮悬臂式 b)主动锥齿轮跨置式 c)从动锥齿轮悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。跨置式支承结构(图2-3b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。本设计例题是主减速器传递转矩较小的货车，因此采用悬臂式支承结构。2.2.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承(图2-3c)，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。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c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于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，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承(图2-4)。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2-5所示。图2-4 从动锥齿轮辅助支承 图2-5 主、从动锥齿轮的许用偏移量2.3 主减速器的基本参数选择和设计计算 2.3.1 主减速比的确定主减速比i0的大小，对主减速器的结构型式、轮廓尺寸及质量的大小影响很大。主减速比i0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，由汽车的整车动力计算来确定。正如传动系的总传动比及其变化范围( )为设计传动系组成部分的重要依据一样，驱动桥的主减速比是主减速器的设计依据，是设计主减速器时的原始参数。传动系的总传动比(其中包括，主减速比i0)，对汽车的动力性、燃料性有非常重大的影响，发动机的工作条件也和汽车传动系的传动比(包括主减速比)有关。可采用优化设计方法对发动机参数与传动系的传动比以及主减速比i0进行最优匹配。对于具有很大功率的轿车、客车、长途汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率 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i0值应按下式来确定： 和 （2-4）式中： 车轮的滚动半径，m； 最大功率时的发动机转速，rmin； 汽车的最高车速，kmh； 变速器最高挡传动比，通常为1。对于其他汽车来说，为了用稍微降低最高车速 的办法来得到足够的功率储备，主减速比i0一般应选得比按式(6-1)求得的要大1025，即按下式选择： (2-5)式中： 变速器最高挡(直接挡或超速挡)传动比； 分动器或加力器高挡传动比； 轮边减速器传动比。按式(2-4)或式(2-5)求得的i0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i0值予以校正并最后确定下来。2.3.2 主减速器齿轮计算载荷确定除了主减速比i0及驱动桥离地间隙外，另一项原始参数便是主减速器齿轮的计算载荷。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。这里采用格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。(1)按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 (2-6)式中，计算转矩(N·m)； 计算驱动桥数； 主减速器传动比； 变速器一挡传动比； 分动器传动比； 发动机到万向传动轴之间的传动效率； 液力变矩器变矩系数， , 最大变矩系数； 发动机最大转矩（N·m）；Kd猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器Kd=1，手动操纵的变速器高性能赛车Kd=3，性能系数fi=0的汽车Kd=1；fi>0的汽车Kd=2或由经验选定。其计算公式如下：注： 与 选取参看下表表2-1 n与if选取表车 型高挡传动比 与低挡传动比 的关系 4×4 > /21 < /226×6 > /32 < /33(2)按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 (2-7)式中，计算转矩(N·m)； 满载状态下一个驱动桥上的静载荷（N）； 汽车最大加速度时的后轴负载荷转移系数，乘用车： 1.21.4，商用车：1.11.2； 轮胎与路面间的附着系数，在安装一般轮胎的汽车在良好的混凝土或沥青路上，取0.85，对于安装防侧滑轮胎的乘用车可取1.25，对于越野车一般取1.0； 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比； 主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；(3)按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf (2-8)式中，Tcf计算转矩(N·m)；Ga汽车满载总重量；fR道路滚动阻力系数，对于轿车可取0.0100.015；对于货车可取0.0150.020；对于越野车可取0.0200.035fH平均爬坡能力系数，对于轿车可取0.08；对于货车和公共汽车可取0.050.09；长途公共汽车可取0.060.10对于越野车可取0.090.30fi汽车性能系数，取值同前。其它参数同前。用式(6-3)和式(6-4)求得的计算转矩是从动锥齿轮的最大转矩，不同于用式(6-5)求得的日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩取前面两种的较小值，即；当计算锥齿轮的疲劳寿命时，取Tcf。主动锥齿轮的计算转矩为 (2-9)式中，主动锥齿轮的计算转矩(N·m)；主传动比；主、从动锥齿轮间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮副，取95；对于双曲面齿轮副，当>6时，取85，当6时，取90。结合本设计，按照式（2-6）计算Tce：n=1，i0=2.95，i1 =4，没有分动器则if = 1， = 0.9，k =1，Temax=285 N·m，性能系数fi=0则Kd=1，代入式（2-6）得：Tce=1513.35 N·m按式（2-7）计算驱动轮打滑转矩确定的从动锥齿轮计算转矩Tcs：Tcs=4781.3 N·m当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc=minTce ,Tcs=9726.5 N·m按式（2-8）计算按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf：各参数取值表fRfHfimam0.0300.15021150.95则代入式（2-8）可得：Tcf=723.885 N·m2.3.3 主减速器锥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z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数主、从动锥齿轮齿面宽和、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋角、法向压力角等。1）主、从动锥齿轮齿数z1和z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：（1）为了磨合均匀，z1、z2之间应避免有公约数。（2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少于40。（3）为了啮合平稳、，噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，z1一般不少于9；对于货车，z1一般不少于6。（4）当主传动比较大时，尽量使取得少些，以便得到满意的离地间隙。当i06时，z1可取最小值并等于5，但为了啮合平稳并提高疲劳强度常大于5；当i0较小时（3.55），z1可取712。（5）对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。表2-2 载货汽车驱动桥主减速器主动锥齿轮齿数传动比（z2/z1）推荐主动锥齿轮最小齿数z1主动锥齿轮允许范围z11.501.751412161.752.001311152.002.501110132.503.00109113.003.50109113.504.00109114.004.5098104.55.08795.006.007686.007.506577.5010.00556参照详见参考文献1，选择从动锥齿轮齿数。根据本设计例题传动比，查表2-2可以选择主动锥齿轮齿数为z1 =14，查表6-3可以选择从动锥齿轮齿数为z2 =43，重新计算传动比i0=3.07，可以反算出计算转矩Tc=minTce ,Tcs=1574.91 N·m。2）从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms的选择。对于单级主减速器，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 (2-10)式中，D2从动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；KD2直径系数，一般为13.016.0；从动锥齿轮的计算转矩(N·m)，。ms由下式计算 (2-11)式中，ms齿轮端面模数。同时，ms还应满足 (2-12)式中，模数系数，取0.30.4。最后取(6-8) 、(6-9)计算结果的较小值。也可以根据主动锥齿轮的计算转矩计算主动锥齿轮大端模数： (2-13)根据本设计例题各参数，直径系数KD2可取为15.0，从动锥齿轮的计算转矩计算转矩Tc=minTce,Tcs=1574.91 N·m，则D2=175mm，根据式（2-11）从动锥齿轮端面模数ms=4mm，通过式（2-12）进行验算取较小值并取整为ms4mm。同理可得主动锥齿轮：mz=4.5mm，则主动锥齿轮大端分度圆直径D1= mz×z1=63mm。3）主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，在安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间的减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。从动锥齿轮齿面宽推荐b2不大于其节锥距A2的0.3倍，即b20.3A2，但b2应满足b210ms，一般也推荐b2=0.155D2。对于螺旋锥齿轮，b1一般比b2大10。则根据本设计例题各参数，按照齿轮的计算载荷来计算并圆整得：b2=27 mm，b1=30 mm。4）双曲面齿轮副偏移距E及偏移方向选择E值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于轿车和轻型货车E0.2D2且E40A2；对于中、重型货车、越野车和大客车，E(0.100.12) D2。另外，主传动比越大，则E也应越大，但应保证齿轮不发生根切。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6-8a、b为主动齿轮轴线下偏移情况，图6-8c、d为主动齿轮轴线上偏移情况。则根据本设计例题各参数，E0.2D2=32mm且E40A2=29.5mm，考虑到载货汽车，尽量取小值，可取为E=0.15D2=30mm，由于采用双曲面齿轮，因此选择主动锥齿轮下偏移，左旋，从动锥齿轮右旋。图2-6 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向a)、b)主动齿轮轴线下偏移 c)、d)主动齿轮轴线上偏移5）中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的，而且1>2, 1与2之差称为偏移角。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应不小于1.25，在1.52.0时效果最好。但是过大，齿轮上所受的轴向力也会过大。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为35°40°。轿车选择较大的值以保证较大的F，使运转平稳，噪声低；货车选用较小值以防止轴向力过大，通常取35°。也可以根据“格里森”制推荐预选主从动锥齿轮螺旋角名义值公式进行预选： (2-14)螺旋角名义值还需要按照选用的标准刀号进行反算螺旋角，最终得到的螺旋角名义值 与1之差不超过5°，详见参考文献1。 (2-15)其中双曲面齿轮传动偏移角的近似值 (2-16)平均螺旋角 (2-17)双曲面齿轮中点螺旋角具体选取结果，必须经过繁琐计算才能确定，详见后面计算程序计算结果。6）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。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，导致轮齿卡死而损坏。左旋齿轮使用左手法则判断轴向力方向，拇指指向轴向力方向，其余四指握起方向就是齿轮旋转方向；右旋齿轮使用右手法则判断轴向力方向，拇指指向轴向力方向，其余四指握起方向就是齿轮旋转方向。因此，当发动机旋转方向为逆时针时，采用主动锥齿轮左旋，使轴向力离开锥顶方向。7）法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于轻负荷工作的齿轮一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，轿车：一般选用14°30或16°；货车：为20°；重型货车：为22°30。对于双曲面齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的，选取平均压力角时，轿车为19°或20°，货车为20°或22°30。结合本例，由于是SUV轿车，因此从动锥齿轮取=19°，主动锥齿轮选取平均压力角=20°。2.3.4 主减速器主动锥齿轮几何尺寸的计算步骤详见参考文献1。表2-4 当z1<21、z2/z1>2时双曲面大齿轮顶高系数表6789200.1100.1300.1500.170表2-5 双曲面齿轮传动的齿侧间隙B端面模数25.412.78.47齿侧间隙0.5080.7620.3050.4060.2030.279端面模数6.354.232.54齿侧间隙0.1520.2030.1020.1520.0510.102为提高计算效率，编写VB成程序进行计算!（程序代码详见光盘）结合本例，可以计算出如下结果：小齿轮节锥角(度)： 20.17大齿轮节锥角(度)： 68.29小齿轮中点螺旋角(度)： 42.93大齿轮中点螺旋角(度)： 30.29大齿轮节锥定点到小齿轮轴线的距离(mm)： .大齿轮节锥距(mm)： 93.89633大齿轮齿顶角(分)： 39.2 （双重收缩齿）大齿轮齿根角(分)： 192.3 （双重收缩齿）大齿轮齿顶高(mm)： 1.845大齿轮齿根高(mm)： 6.89径向间隙(mm)：0.大齿轮齿全高(mm)： 7.735大齿轮齿工作高(mm)： 6.405大齿轮的面锥角(度)： 69.77大齿轮的根锥角(度)： 65.5大齿轮外圆直径(mm)： 175.4大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离(mm)： 32.45大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离(mm)： .4274大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离(mm)：-1.094小齿轮的面锥角(度)： 23.99小齿轮面锥顶点之大齿轮轴线的距离(mm)： 3.397小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离(mm)： 84.27小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离(mm)： 58.36小齿轮的外圆直径(mm)： 78.69小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离(mm)：-.8624小齿轮的根锥角(度)： 20.452.3.5 “格里森”制主减速器锥齿轮强度计算在选好主减速器锥齿轮主要参数后，可根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度验算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。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。下面所介绍的强度验算是近似的，在实际设计中还要依据台架和道路试验及实际使用情况等来。1） 单位齿长圆周力主减速器锥齿轮的表面耐磨性常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算 (2-18)式中，p轮齿上单位齿长圆周力；F作用在轮齿上的圆周力；从动齿轮齿面宽。按发动机最大转矩计算时 (2-19)式中，变速器传动比；D1主动锥齿轮中点分度圆直径(mm)；其它符号同前。按驱动轮打滑转矩计算时 (2-20)式中符号同前。许用的单位齿长圆周力p见表2-6。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，p有时高出表中数值的2025。表2-6 单位齿长圆周力许用值p参数类别p/(N·mm-1)（按最大转矩计算）p/(N·mm-1)（按打滑转矩计算）轮胎与地面的附着系数一挡二挡直接挡乘用车8935363218930.85商用车货车1429-2501429客车982-214-按发动机最大转矩计算时，p=2×285×4×103/（63×27）=1340 N/mm <p，满足设计要求。按最大附着力矩计算时，p=2×9726.5×0.36865×103×1/(175×27)=1517.7 N/mm<p2）轮齿弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 (2-21)式中，w锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(MPa)；Tc所计算齿轮的计算转矩(N·m)，对于从动齿轮，Tc=和，对于主动齿轮，Tc还要按式(2-9)换算；过载系数，一般取1；尺寸系数，它反映了性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当1.6mm时，=(25.4)。齿面载荷分配系数，跨置式结构：=1.01.1，悬臂式结构：=1.101.25；质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，=1.0；b所计算的齿轮齿面宽(mm)；D所讨论齿轮大端分度圆直径(mm)；所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数。上述按计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按计算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数次。结合本例题，因为从动齿轮受力大，所以应该计算从动齿轮轮齿弯曲强度：（1）按计算的最大弯曲应力：其中，Tc=1574.91 N·m，ks=0.63，悬臂式支承结构km取1.10，Jw=0.25，其他参数取值同前。则w =2×1574.91×0.63×1.10×103/（4×30×175×0.238）=436.7 Mpa<w，此计算结果满足要求。（2）按Tcf计算的疲劳接触应力：其中Tcf=723.885 N·m，ks=0.63，悬臂式支承结构km取1.10，Jw=0.135，其他参数取值同前计算：则w =2×723.885×0.63×1.10×103/（4×30×175×0.135）=353.8993Mpa<w，此计算结果也满足要求。3） 轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 (2-22)式中，锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)；主动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；b取和的较小值(mm)；尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0；齿面品质系数，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，取1.0；综合弹性系数，针对钢齿轮，取232.6Nmm；JJ齿面接触强度的综合系数，取法见参考文献1；上述按计算的最大接触应力不应超过2800MPa，按计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的，破坏的循环次数次。结合本设计，计算主动齿轮轮齿接触强度。（1）按计算的最大接触应力：其中，Tz=547.7 N·m，悬臂式支承结构km取1.10，JJ=0.135，其他参数取值同前。得J 小于许用应力，此计算结果满足要求。（2）按Tcf计算的疲劳接触应力：其中，Tz=270 N·m，悬臂式支承结构km取1.10，JJ=0.135，其他参数取值同前。得J小于许用应力，此计算结果也满足要求2.3.6锥齿轮的材料选择汽车驱动桥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，尽量少用含镍、铬元素的材料（我国矿藏量少），而选用含锰、钒、硼、钛、钼、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、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l6SiMn2WMoV等。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层(一般碳的质量分数为0.81.2)，具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性，故这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层剥落。经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数m8时为2945HRC，当端面模数m8时为3245HRC。对渗碳层有如下规定：当端面模数m5时，厚度为0.91.3mm m=58时，厚度为1.01.4mm m8时，厚度为1.21.6mm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0.0050.020mm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，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。专心-专注-专业
