汽车主减速器设计与研究32261.docx

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1、 第39页黄河科技学院毕业设计（论文） 引 言汽车主减速速器总成成是汽车车传动系系的重要要部件之之一,其其功用是是降速增增矩(将将输入的的转矩增增大并相相应降低低转速),并可可改变发发动机转转矩的传传递方向向,以适适应汽车车的行驶驶方向。主主减速器器总成对对装配精精度的要要求很高高,其制制造和装装配质量量对驱动动桥乃至至整车的的性能有有很大的的影响。由于受到传传统制造造、装配配工艺和和测控手手段限制制,主减减速器的的装配质质量往往往满足不不了高质质量汽车车的要求求。近年年国内许许多车桥桥生产厂厂家先后后使用了了成套制制造设备备和主减减速器柔柔性装配配线,使使制造和和装配质质量有了了一定的的提高

2、,但针对对其装配配精度的的检测,目前尚尚缺乏自自动化测测控设备备。汽车主减速速器设计计与研究究1 基本设设计参数数1）.发动动机最大大功率: 555 kkw/rrpm 2）.发动动机最大大扭矩: 1161.7 Nmm/rppm3）.五档档手动变变速器: 低低速档比比: 66.088 4）.主减减速比：4.448高档档速比:1.0005）.轮胎胎型号:1855/755R166 （即轮轮胎半径径3322.7mmm) 6）.汽车车总质量量: 420000 kg 2 驱动桥桥简介汽车驱动桥桥位于传传动系的的末端。其其作用主主要有增增扭，降降速，改改变转矩矩的传递递方向，并并合理的的将转矩矩分配给给两个

3、驱驱动车轮轮；而且且，驱动动桥还要要承受作作用于路路面或车车身之间间的垂直直力，纵纵向力和和横向力力，以及及制动力力矩和反反作用力力矩等。驱驱动桥一一般由主主减速器器，差速速器，半半轴和桥桥壳组成成。目前国内大大型车桥桥生产企企业也主主要集中中在中信信车桥厂厂、东风风襄樊车车桥公司司、济南南桥箱厂厂、汉德德车桥公公司、重重庆红岩岩桥厂和和安凯车车桥厂几几家企业业。这些些企业几几乎占到到国内大大型车桥桥90%以上的的市场。设计驱动桥桥时应当当满足如如下基本本要求：1)选择适适当的主主减速比比，以保保证汽车车在给定定的条件件下具有有最佳的的动力性性和燃油油经济性性。2)外廓尺尺寸小，保保证汽车车具

4、有足足够的离离地间隙隙，以满满足通过过性的要要求。3)齿轮及及其他传传动件工工作平稳稳，噪声声小。4)在各种种载荷和和转速工工况下有有较高的的传动效效率。5)具有足足够的强强度和刚刚度，以以承受和和传递作作用于路路面和车车架或车车身间的的各种力力和力矩矩；在此此条件下下，尽可可能降低低质量，尤尤其是簧簧下质量量，减少少不平路路面的冲冲击载荷荷，提高高汽车的的平顺性性。6)与悬架架导向机机构运动动协调。7)结构简简单，加加工工艺艺性好，制制造容易易，维修修，调整整方便。3驱动桥结结构形式式及选择择 驱动桥桥的结构构型式按按工作特特性分，可可以归并并为两大大类，即即非断开开式驱动动桥和断断开式驱驱

5、动桥。当当驱动车车轮采用用非独立立悬架时时，应该该选用非非断开式式驱动桥桥；当驱驱动车轮轮采用独独立悬架架时，则则应该选选用断开开式驱动动桥。独独立悬架架驱动桥桥结构较较复杂，但但可以大大大提高高汽车在在不平路路面上的的行驶平平顺性。3.1非断断开式驱驱动桥普通非断开开式驱动动桥，结结构简单单、造价价低廉、工工作可靠靠，广泛泛用在各各种载货货汽车、客客车和公公共汽车车上，在在多数的的越野汽汽车和部部分轿车车上也采采用这种种结构。他他们的具具体结构构、特别别是桥壳壳结构虽虽然各不不相同，但但是有一一个共同同特点，即即桥壳是是一根支支承在左左右驱动动车轮上上的刚性性空心梁梁，齿轮轮及半轴轴等传动动

6、部件安安装在其其中。这这时整个个驱动桥桥、驱动动车轮及及部分传传动轴均均属于簧簧下质量量，汽车车簧下质质量较大大，这是是它的一一个缺点点。3.2断开开式驱动动桥断开式驱动动桥区别别于非断断开式驱驱动桥的的明显特特点在于于前者没没有一个个连接左左右驱动动车轮的的刚性整整体外壳壳或梁。断断开式驱驱动桥的的桥壳是是分段的的，并且且彼此之之间可以以做相对对运动，所所以这种种桥称为为断开式式的。断开式驱动动桥的簧簧下质量量较小，又又与独立立悬挂相相配合，致致使驱动动车轮与与地面的的接触情情况及对对各种地地形的适适应性比比较好，减减小车轮轮和车桥桥上的动动载荷及及零件的的损坏。但但是，由由于与其其相配的的

7、独立悬悬挂的结结构复杂杂，故这这种结构构主要见见于对行行驶平顺顺性要求求较高的的一部分分轿车及及一些越越野汽车车上，且且后者多多属于轻轻型以下下的越野野汽车或或多桥驱驱动的重重型越野野汽车。由于本设计计车辆为为小型客客车，所所以选用用断开式式驱动桥桥。4 主减速速器的结结构设计计4.1 主主减速器器的齿轮轮类型及及选择a螺旋锥齿齿轮 bb双曲面面齿轮 c圆圆柱齿轮轮传动 dd螺杆传传动图1.1主主减速器器的几种种齿轮类类型主减速器的的齿轮有有螺旋锥锥齿轮，双双曲面齿齿轮（见见图1.2），圆圆柱齿轮轮和蜗轮轮蜗杆等等形式。在在此选用用螺旋锥锥齿轮传传动，其其特点是是主、从从动齿轮轮的轴线线垂直交

8、交于一点点。由于于轮齿端端面重叠叠的影响响，至少少有两个个以上的的轮齿同同时啮合合，因此此可以承承受较大大的负荷荷，加之之其轮齿齿不是在在齿的全全长上同同时啮合合，而是是逐渐有有齿的一一端连续续而平稳稳的地转转向另一一端，所所以工作作平稳，噪噪声和振振动小。而而螺旋锥锥齿轮还还存在一一些缺点点，比如如对啮合合精度比比较敏感感，齿轮轮副的锥锥顶稍有有不吻合合就会使使工作条条件急剧剧变坏，并并加剧齿齿轮的磨磨损和使使噪声增增大；但但是当主主传动比比一定时时，主动动齿轮尺尺寸相同同时，双双曲面齿齿轮比相相应的螺螺旋锥齿齿轮小，从从而可以以得到更更大的离离地间隙隙，有利利于实现现汽车的的总体布布置。另

9、另外，螺螺旋锥齿齿轮与双双曲面锥锥齿轮相相比，具具有较高高的传动动效率，可可达999%。(a) 螺旋锥齿轮轮传动； (b)双双曲面齿齿轮传动动 图1.2 螺螺旋锥齿齿轮与双双曲面齿齿轮传动动本设计选择择格里森森式螺旋旋锥齿轮轮（弧齿齿），主主从动齿齿轮螺旋旋角相等等。4.2 主主减速器器的减速速形式为了满足不不同的使使用要求求，主减减速器的的结构形形式也是是不同的的（见图图1.33）。按参加减速速传动的的齿轮副副数目分分，有单单级式主主减速器器和双级级式主减减速器、双双速主减减速器、双双级减速速配以轮轮边减速速器等。双双级式主主减速器器应用于于大传动动比的中中、重型型汽车上上。单级级式主减减速

10、器应应用于轿轿车和一一般轻、中中型载货货汽车。单单级主减减速器由由一对圆圆锥齿轮轮组成，具具有结构构简单、质质量小、成成本低、使使用简单单等优点点。由于i0=4.44866，所以以采用单单级主减减速器。 图1.3 单级主主减速器器（左）、双双级主减减速器（右右）4.3 主主减速器器主减速速器主，从从动锥齿齿轮的支支承形式式主动锥齿轮轮的支承承形式可可分为悬悬臂式和和跨置式式两种。悬悬臂式安安装通常常在负荷荷较小的的小客车车和轻型型载荷汽汽车上采采用，所所以本设设计采用用悬臂式式的主动动锥齿轮轮支撑方方式（见见图1.4）。采用悬臂式式安装时时，为保保证齿轮轮的刚度度，主动动齿轮的的轴颈应应尽可能

11、能的加大大，并使使两轴承承间距bb比悬臂臂距离cc大2.5倍以以上，同同时b不不能小于于所支承承的齿轮轮大端节节圆直径径的700%。 图11.4 主动锥锥齿轮悬悬臂式从动锥齿轮轮采用圆圆锥滚子子轴承支支承（见见图1.5）。为为了增加加支承刚刚度，两两轴承的的圆锥滚滚子大端端应向内内，以减减小尺寸寸c+dd。为了了使从动动锥齿轮轮背面的的差速器器壳体处处有足够够的位置置设置加加强肋以以增强支支承稳定定性，cc+d应应不小于于从动锥锥齿轮大大端分度度圆直径径的700%。为为了使载载荷能均均匀分配配在两轴轴承上，应应是c等于或或大于dd。图1.5 从动锥锥齿轮支支撑形式式5 主减速速器齿轮轮参数设设

12、计与强强度校核核5.1 主主减速器器齿轮计计算载荷荷的确定定5.1.11按发动动机最大大转矩和和最低挡挡传动比比确定从从动锥齿齿轮的计计算转矩矩Tce（NNm）： （11-1）式中：iTTL发动机机至所计计算的主主减速器器从动锥锥齿轮之之间的传传动系的的最低挡挡传动比比，iTL=ig1i0=6.01884.448=226.996；Ttpd发动机机的输出出的最大大转矩，根根据第三三章取1161.7 NNm；T传动动系上传传动部分分的传动动效率，在在此取00.933；n该汽车车的驱动动桥数目目在此取取1；Kd由于于猛结合合离合器器而产生生冲击载载荷时的的超载系系数，对对于一般般的载货货汽车，矿矿用

13、汽车车和越野野汽车以以及液力力传动及及自动变变速器的的各类汽汽车取KKd=1.0，当当性能系系数fp0时时可取KKd=2.0，ffp根据式式（1-2）可可得； （11-2）式中：M汽车满满载时的的总质量量，在此此取4220000kg； fP汽车的的性能系系数。所以根据上上式可得得： = 50.6516fp=-00.344650 即Kd=1.0由以上各参参数可求求Tcee：=40554.227Nm5.1.22按驱动动轮打滑滑转矩确确定从动动锥齿轮轮的计算算转矩TTcs（NNm）： （11-3）式中：G22汽车满满载时一一个驱动动桥给水水平地面面的最大大负荷，预预设后桥桥所承载载236692.3N

14、的的负荷； 轮胎对对地面的的附着系系数，对对于安装装一般轮轮胎的公公路用车车，取=0.85；对于越越野汽车车取1.0；对对于安装装有专门门的防滑滑宽轮胎胎的高级级轿车，计计算时可可取1.25； rrr车轮的的滚动半半径，在在此滚动动半径为为0.333277m； LB，iiLB分别为为所计算算的主减减速器从从动锥齿齿轮到驱驱动车轮轮之间的的传动效效率和传传动比，LB取0.9，由于没有轮边减速器iLB取1.0。所以根据上上式可得得： = 774444.522Nm5.1.33按汽车车日常行行驶平均均转矩确确定从动动锥齿轮轮的计算算转矩TTcf（NNm）：对于公路车车辆来说说，使用用条件较较非公路路车

15、辆稳稳定，其其正常持持续的转转矩根据据所谓的的平均牵牵引力的的值来确确定： （11-4）式中：Gaa汽车满满载时的的总重量量，取4420009.88=4111600N；GT所牵牵引的挂挂车满载载时总重重量(NN)，但但仅用于于牵引车车的计算算,此处处为0；fR道路路滚动阻阻力系数数，取00.0112；fH汽车车正常行行驶时的的平均爬爬坡能力力系数，对对于货车车公交车车可取00.0550.09，在在此取00.077；fP汽车车的性能能系数在在此取00。所以根据上上式可得得： 即即，Tcf=12247.67 Nm 注意：当计算算锥齿轮轮最大应应力时，计计算转矩矩取前面面两种的的较小值值，即；当计算

16、算锥齿轮轮的疲劳劳寿命时时，取。5.2 主主减速器器锥齿轮轮的主要要参数选选择主减速器锥锥齿轮的的主要参参数有主主、从动动齿轮的的齿数zz1和z2，从动动锥齿轮轮大端分分度圆直直径d2、端面面模数mmt、主从从动锥齿齿轮齿面面宽b1和b2、中点点螺旋角角、法向向压力角角等。5.2.11主、从从动锥齿齿轮齿数数z1和z2选择主、从从动锥齿齿轮齿数数时应考考虑如下下因素：1）为了磨磨合均匀匀，z1，z2之间应应避免有有公约数数。2）为了得得到理想想的齿面面重合度度和高的的轮齿弯弯曲强度度，主、从从动齿轮轮齿数和和应不小小于400。3）为了啮啮合平稳稳，噪声声小和具具有高的的疲劳强强度对于于商用车车

17、z1一般不不小于66。4）主传动动比i0较大时时，z1尽量取取得小一一些，以以便得到到满意的的离地间间隙。5）对于不不同的主主传动比比，z1和z2应有适适宜的搭搭配。查阅资料可可知对于于传动比比为i0=4.48的的汽车来来说，主主动齿轮轮的齿数数初选zz1=9，从从动齿轮轮齿数zz2=400。5.2.22主、从从动锥齿齿轮节圆圆直径及及端面模模数的选选择对于单级主主减速器器，增大大尺寸dd2会影响响驱动桥桥壳的离离地间隙隙，减小小d2又会影影响跨置置式主动动齿轮的的前支承承座的安安装空间间和差速速器的安安装。d2可根据据经验公公式初选选，即： （11-5）式中：KDD2直径系系数，一一般取11

18、3.00166.0Tc 从从动锥齿齿轮的计计算转矩矩（Nm），为为Tce和Tcs中的的较小者者所以Tc =40054.27NNm。所以 dd2=（113.00166.0）=（207.3255.1）mm初选d2=2300mm 则mmt= d2/ zz2=2330/440=55.755mm查阅机械械设计通通用手册册，mmt选取66，则dd2=2440mmm d1=mtz1=544mm同时，mtt还应满满足：= （11-6）式中：模数数系数KKm=（00.30.44）此处，mtt=（00.30.44）=（44.7886.38）。所以模数mmt =66符合条条件5.2.33 主，从从动锥齿齿轮齿面面宽

19、b1和b2锥齿轮齿面面过宽并并不能增增大齿轮轮的强度度和寿命命，反而而会导致致因锥齿齿轮轮齿齿小端齿齿沟变窄窄引起的的切削刀刀头顶面面过窄及及刀尖圆圆角过小小，这样样不但会会减小了了齿根圆圆角半径径，加大大了集中中应力，还还降低了了刀具的的使用寿寿命。此此外，安安装时有有位置偏偏差或由由于制造造、热处处理变形形等原因因使齿轮轮工作时时载荷集集中于轮轮齿小端端，会引引起轮齿齿小端过过早损坏坏和疲劳劳损伤。另另外，齿齿面过宽宽也会引引起装配配空间减减小。但但齿面过过窄，轮轮齿表面面的耐磨磨性和轮轮齿的强强度会降降低。对于从动锥锥齿轮齿齿面宽bb2，推荐荐不大于于节锥距距R的0.3倍，RR=1123

20、mmmb20.3R=36.9mmm，而且且b2应满足足b210 mt=600mm，一一般推荐荐采用： bb2=0.1555 D2=0.15552400=377.2mmm 取b2=366mm一般习惯使使锥齿轮轮的小齿齿轮齿面面宽比大大齿轮稍稍大，使使其在大大齿轮齿齿面两端端都超出出一些，通通常小齿齿轮的齿齿面加大大10%较为合合适，在在此取bb1=400mm5.2.44中点螺螺旋角螺旋角沿齿齿宽是变变化的，轮轮齿大端端的螺旋旋角最大大，轮齿齿小端螺螺旋角最最小。弧齿锥齿轮轮副的中中点螺旋旋角是相相等的，选选时应考考虑它对对齿面重重合度，轮齿齿强度和和轴向力力大小的的影响，越大，则也越大，同时啮合

21、的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，一般应不小于1.25，在1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。汽车主减速速器弧齿齿锥齿轮轮的平均均螺旋角角一般为为35400，在此此处取337。5.2.55螺旋方方向 图1.66齿轮的的螺旋方方向及轴轴向推力力主、从动锥锥齿轮的的螺旋方方向是相相反的。螺螺旋方向向与锥齿齿轮的旋旋转方向向影响其其所受的的轴向力力的方向向，当变变速器挂挂前进挡挡时，应应使主动动锥齿轮轮的轴向向力离开开锥顶方方向，这这样可使使主、从从动齿轮轮有分离离的趋势势，防止止轮齿因因卡死而而损坏。所所以主动动锥齿轮轮选择为为右旋，从从锥顶看看为顺时时针运动动，这

22、样样从动锥锥齿轮为为左旋，从从锥顶看看为逆时时针，驱驱动汽车车前进。法向压力角角加大压力角角可以提提高齿轮轮的强度度，减少少齿轮不不产生根根切的最最小齿数数，但对对于尺寸寸小的齿齿轮，大大压力角角易使齿齿顶变尖尖及刀尖尖宽度过过小，并并使齿轮轮的端面面重合度度下降，因因此对于于轻负荷荷工作的的齿轮一一般采用用小压力力角可使使齿轮运运转平稳稳，噪声声低。对对于弧齿齿锥齿轮轮，货车车和城市市公交车车可选用用=200的压力力角。5.3 主主减速器器圆弧锥锥齿轮的的几何尺尺寸计算算表1-1 主减速速器圆弧弧锥齿轮轮的几何何尺寸表表序 号项 目目计 算 公公 式计 算 结结 果1主动齿轮齿齿数z192主

23、动齿轮旋旋转方向向右旋3从动齿轮齿齿数z2404从动齿轮旋旋转方向向左旋5端面模数m6mm6齿面宽bb1=400mm，b2=36mm7齿顶高系数数0.858顶隙系数0.18889工作齿高10.200mm10全齿高h=11.33mmm11法向压力角角=2012轴交角=9013节圆直径d=mzd1=544mm，d2=240mm14分度锥角1=arrctaan（z1/z2）2=900-11=122.6882=777.32215分锥距A=1233.011mm16大端锥距R123mmm17齿距P=mP=18.85mmm18齿顶高 =7.322mm，=2.88mm19齿根高=4.011 mmm，=88.4

24、55mm20径向间隙c=c=1.113mmm21齿根角f1=11.877，f2=33.93322面锥角a1=1+f2a2=2+f1a1=116.6611a2=779.11923根锥角f1=1-f1，f2=2-f2f1=110.881，f2=773.33924齿顶圆直径径da1=668.228mmmda2=2241.26mmm25齿根圆直径径df1=446.118mmmdf2=2236.29mmm26外锥高Ak1=1118.39mmmAk2=224.119mmm27齿侧间隙B=0.33050.44060.4mmm28螺旋角=375.4 主主减速器器锥齿轮轮强度计计算与校校核 在在完成 主减速速器

25、齿轮轮的几何何计算之之后，要要验算其其强度，以以保证其其有足够够的强度度和寿命命以及安安全可靠靠地工作作。齿轮的损坏坏形式常常见的有有轮齿折折断、齿齿面点蚀蚀及剥落落、齿面面胶合、齿齿面磨损损等。汽汽车驱动动桥的齿齿轮，承承受的是是交变负负荷，其其主要损损坏形式式是疲劳劳。其表表现是齿齿根疲劳劳折断和和由表面面点蚀引引起的剥剥落。表表1-22为主减减速器许许用应力力 。 表1-22 汽车车主减速速器的许许用应力力 计算载荷主减速器齿齿轮的许许用弯曲曲应力主减速器齿齿轮的许许用接触触应力差速器齿轮轮的许用用弯曲应应力最大计算转转矩ceeT，ccsT中中的较小小者7002800980平均计算转转矩

26、cffT210.991750210.995.4.11单位齿齿长上的的圆周力力在汽车主减减速器齿齿轮的表表面耐磨磨性，常常常用其其在轮齿齿上的假假定单位位压力即即单位齿齿长圆周周力p(N/mm)来估算算，即： （11-7）式中：F作用在在齿轮上上的圆周周力，NN，按发发动机最最大转矩矩Ttpdd和最大大附着力力矩G2rr两种载载荷工况况进行计计算，NN； b2从从动齿轮轮的齿面面宽，在在此取336mmm。1)按发动动机最大大转矩计计算时： （1-8）式中：Tttpd发动机机输出的的最大转转矩，1161.7Nm； ig变速器器的传动动比，66.0118； d1主动动齿轮节节圆直径径，在此此取544

27、mm.。将各参数代代入式（11-8）得得：p=10001.114 NN/mmm1.225pp2)按最大大附着力力矩计算算时： （11-9）式中：G22汽车满满载时一一个驱动动桥给水水平地面面的最大大负荷，对对于后驱驱动桥还还应考虑虑汽车最最大加速速时的负负荷增加加量，在在此取2236992.33N； 轮胎与与地面的的附着系系数，在在此取00.855； rrr轮胎的的滚动半半径，在在此取00.33327mm。将各参数代代入式（11-9）得得：p= 15550.94NN/mmm1.225pp5.4.22轮齿的的弯曲强强度计算算汽车主减速速器锥齿齿轮的齿齿根弯曲曲应力为为： （1-10）Tz=Tcc

28、/(ii0G) （11-111）式中：Tcc该齿轮轮的计算算转矩，NNm，对对于从动动齿轮，Tc=minTce，Tcs和Tcf，对于主动齿轮， Tc还要根据式（6-11）换算，G=0.95；K0超载载系数；在此取取1.00； Ks尺寸系系数，反反映材料料的不均均匀性，与与齿轮尺尺寸和热热处理有有关，当当m1.66时，在在此00.700； Km载荷分分配系数数，悬置置式支承承取1.011.1，此此处取11.1；Kv质质量系数数，对于于汽车驱驱动桥齿齿轮，当当齿轮接接触良好好，周节节及径向向跳动精精度高时时，可取取1.00； b计算齿齿轮的齿齿面宽，mmm； z计算齿齿轮的齿齿数；m端面面模数，m

29、mm； Jw计算弯弯曲应力力综合系系数（或或几何系系数），它它综合考考虑了齿齿形系数数。载荷荷作用点点的位置置、载荷荷在齿间间的分布布、有效效齿面宽宽、应力力集中系系数及惯惯性系数数等对弯弯曲应力力计算的的影响。计计算弯曲曲应力时时本应采采用轮齿齿中点圆圆周力与与中点端端面模数数，今用用大端模模数，而而在综合合系数中中进行修修正。按按图6.6选取取小齿轮轮的Jw100.2442，大大齿轮JJw200.1885。图6.6 弯曲计计算用综综合系数数1）按照TTc=miinTTce，Tcs计计算的最最大弯曲曲应力其中Tc =40054.27 Nm，km=1代代入式（11-100）、（11-111）得

30、：w1=4497.68MMPa7000MPaa，w2=6611.86MMPa7000MPaa；2）按照TTcf计算算疲劳接接触应力力其中Tc =12247.67 Nm，km=1.1代入入式（11-100）、（11-111）得：w1=1153.16MMPa，w2= 188.36MPa；所以基本符符合设计计要求。5.4.33轮齿的的表面接接触强度度计算锥齿轮的齿齿面接触触应力为为: （11-122）式中：Tzz主动齿齿轮计算算转矩，NNm，根根据式（11-111可得）； Cp材料料的弹性性系数，对对于钢制制齿轮副副取2332.66N1/2/mmm；Kf表面面质量系系数，决决定于齿齿面最后后加工的的

31、性质（如如铣齿，磨磨齿等），即即表面粗粗糙度及及表面覆覆盖层的的性质（如如镀铜，磷磷化处理理等）。一一般情况况下，对对于制造造精确的的齿轮可可取1.0；JJ计算算接触应应力的综综合系数数（或称称几何系系数）。它它综合考考虑了啮啮和齿面面的相对对曲率半半径、载载荷作用用的位置置、轮齿齿间的载载荷分配配系数、有有效尺宽宽及惯性性系数的的因素的的影响， 按图11.7选选取JJ=0.1266。图1.7 接触强强度计算算用综合合系数1）按照TTc=miinTTce，Tcs计计算的最最大弯曲曲应力其中将Tcc =440544.277 Nm，km=1.1代入入式（11-111）、（11-122）得：j= 2

32、24499.6MMPa28000MPPa；2）按照TTcf计算算疲劳接接触应力力其中将Tcc =12247.67NNm，km=1代代入式（11-111）、（11-122）得：j=13358.9MPPa28000MPPa；所以基本符符合设计计要求。5.5 主主减速器器锥齿轮轮的材料料 驱驱动桥主主减速器器的工作作条件是是相当繁繁重的，与与传动系系其它齿齿轮相比比，具有有载荷大大、作用用时间长长、载荷荷变化多多、带冲冲击等特特点。其其损坏形形式主要要有轮齿齿根部弯弯曲折断断、齿面面疲劳点点蚀、磨磨损和擦擦伤等。根根据这些些情况，对对驱动桥桥齿轮的的材料应应满足如如下的要要求：(1)具有有高的弯弯曲

33、疲劳劳强度和和表面接接触疲劳劳强度，以以及较好好的齿面面耐磨性性，故齿齿表面应应有高的的硬度。(2)齿轮轮芯部应应有适当当的韧性性以适应应冲击载载荷，避避免在冲冲击载荷荷下齿根根折断。(3)钢材材的锻造造、切削削与热处处理等加加工性能能良好，热热处理变变形小或或变形规规律易控控制，以以提高产产品质量量，缩短短制造时时间、减减小成本本并降低低废品率率。(4)选择择合金材材料是，尽尽量少用用含镍、铬铬材料，而而选用含含锰、钒钒、硼、钛钛、钼、硅硅等元素素的合金金钢。汽车主减速速器螺旋旋锥齿轮轮目前都都是用渗渗碳合金金钢制造造，其钢钢号主要要有200CrMMnTii、200MnVVB、220MnnT

34、iBB、222CrNNiMoo和166SiMMn2WWMoVV。渗碳碳合金钢钢有表面面能得到到含碳量量较高的的硬化层层（一般般碳的质质量分数数为0.8%1.22%），具具有很高高的抗压压性和耐耐磨性，而而芯部较较软，具具有良好好的韧性性等优点点。因此此，这类类材料的的表面接接触强度度、抗冲冲击能力力和弯曲曲强度都都较好。由由于钢本本身含碳碳量较低低，使锻锻造性能能和切削削加工性性能较好好。其主主要缺点点是热处处理费用用较高，表表面硬化化层以下下的基底底较软，在在承受很很大压力力时可能能产生塑塑性变形形，如果果渗碳层层与芯部部的含碳碳量相差差过多，便便会引起起表面硬硬化层的的剥落。为改善新齿齿轮

35、的磨磨合，防防止其在在运行初初期出现现早期的的磨损、擦擦伤、胶胶合或咬咬死，锥锥齿轮在在热处理理以及精精加工后后，作厚厚度为00.000500.0220mmm的磷化化处理或或镀铜、镀镀锡处理理。对齿齿面进行行应力喷喷丸处理理，可提提高255%的齿齿轮寿命命。对于于滑动速速度高的的齿轮，可可进行渗渗硫处理理以提高高耐磨性性。此处选200CrMMnTii。6 主减速速器轴承承的计算算6.1 锥锥齿轮齿齿面上的的作用力力锥齿轮在工工作过程程中，相相互啮合合的齿面面上作用用有一法法向力。该该法向力力可分解解为沿齿齿轮切向向方向的的圆周力力、沿齿齿轮轴线线方向的的轴向力力及垂直直于齿轮轮轴线的的径向力力

36、。为计算作用用在齿轮轮的圆周周力，首首先需要要确定计计算转矩矩。汽车车在行驶驶过程中中，由于于变速器器挡位的的改变，且且发动机机也不全全处于最最大转矩矩状态，故故主减速速器齿轮轮的工作作转矩处处于经常常变化中中。实践践表明，轴轴承的主主要损坏坏形式为为疲劳损损伤，所所以应按按输入的的当量转转矩Tddz进行行计算。作作用在主主减速器器主动锥锥齿轮上上的当量量转矩可可按下式式计算： （11-133）式中：Tttpd发动动机最大大转矩，在在此取1161.7Nm；fii1，ffi2fiR变速器器在各挡挡的使用用率，ffi1=220，ffi2=880；igg1，iig2igR变速器器各挡的的传动比比；

37、ffT1，ffT2fTR变速器器在各挡挡时的发发动机的的利用率率，可ffT1=fT2=660。 =3433.522 NNm对于圆锥齿齿轮的齿齿面中点点的分度度圆直径径： （1-14） （11-155）所以经计算算： dd1m445.990mmm，d2m= 2044.022mm（1）齿宽宽中点处处的圆周周力齿宽中点处处的圆周周力（NN）为： （1-16）式中：Tddz作用在在该齿轮轮上的转转矩，作作用在主主减速器器主动锥锥齿轮上上的当量量转矩；dm该齿齿轮的齿齿面宽中中点处的的分度圆圆直径。则主动锥齿齿轮齿宽宽中点处处的圆周周力： =14.97KKN（2）锥齿齿轮的轴轴向力和和径向力力图1.8

38、主动锥锥齿轮齿齿面的受受力图如图1.88，主动动锥齿轮轮螺旋方方向为左左旋，从从锥顶看看旋转方方向为逆逆时针，FN为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，FT分解成两个相互垂直的力FN和Ff，FN垂直于OA且位于OOA所在的平面，Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力Fs。F与Ff之间的夹角为螺旋角，FT与Ff之间的夹角为法向压力角，这样就有： （11-177） （11-188） （1-19）于是，作用用在主动动锥齿轮轮齿面上上的轴向向力A和和径向力力R分别别为： （11-200） （11-211）根据

39、式（11-200）可计计算：360855.3NN根据式（11-211）可计计算：=151000.55N6.2 主主减速器器轴承载载荷的计计算轴承的轴向向载荷就就是上述述的齿轮轮的轴向向力。但但如果采采用圆锥锥滚子轴轴承作支支承时，还还应考虑虑径向力力所应起起的派生生轴向力力的影响响。而轴轴承的径径向载荷荷则是上上述齿轮轮的径向向力，圆圆周力及及轴向力力这三者者所引起起的轴承承径向支支承反力力的向量量和。当当主减速速器的齿齿轮尺寸寸，支承承形式和和轴承位位置已确确定，则则可计算算出轴承承的径向向载荷。对于采用悬悬置式的的主动锥锥齿轮和和从动锥锥齿轮的的轴承径径向载荷荷，如图图1.99所示图1.9

40、 主减速速器轴承承的布置置尺寸 图图1.110单极极主减速速器轴承承的布置置尺寸(1)对于于主动轴轴轴承： 轴承AA，B的的径向载载荷分别别为： （1-22） （11-233）根据上式已已知F=1449700N，FFaz=3660855.3NN，Frz=1151000.55N，aa=1330mmm，b=500mm，c=d=84mm 所以轴轴承A的的径向力力：=246889.338N其轴向力为为0；轴承B的径径向力：=59999.688N 轴承承A、BB的轴向向载荷为为： =0 当锥齿轮轮的节圆圆直径dd1800mm时时，一般般采用整整体式结结构，所所以主动动齿轮为为整体式式结构，.（1） 对于轴承AA、B，由由于主动动轴的尺尺寸以及及轴承为为标准件件的限制制，所以以轴承AA轴颈取取d=400mm，在在此选用用323308型型轴承；轴承BB取轴颈颈d=335mmm，在此此选用3323007型轴轴承。