汽车单级主减速器及车桥设计指导书31628.docx

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1、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）根据给给定的设设计参数数及要求求，对汽汽车主减减速器进进行详细细的结构构设计和和参数计计算；2）对差速速器、半半轴、驱驱动桥壳壳等进行行选型设设计；3）绘制出出主减速速器及驱驱动桥的的装配图图。已知给定的的设计参参数和要要求如下下（范例例）：汽车最大总总质量3000kkg档传动比比1.71额定载重量量m1200kkg后轴轴荷分分配60%（满满载）发动机最大大扭矩/转速140N.m/222000(r/mmin)车轮滚动半半径0.3

2、788m发动机最大大功率PPemaax/转速48kw/3600(r/mmin)最小离地间间隙1802220mmm最大车速100kmm/h驱动方式42变速器最高高档（档）传传动比1.0发动机布置置方式FR变速器档档传动比比6.0发动机旋转转方向逆时针（输输出端）档传动比比3.09第二章 整整体式单单级主减减速器设设计2.1 主主减速器器的结构构形式1、主减速速器齿轮轮的类型型：现代汽车单单级主减减速器中中多采用用螺旋锥锥齿轮和和双曲面面齿轮两两种。（a） 螺螺旋锥齿齿轮 （b） 双曲面齿轮图1 主减减速器齿齿轮类型型1）螺旋锥锥齿轮如如图1（a）所示，其主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，且两者的螺

3、旋角相等，可知螺旋锥齿轮的传动比为： (2-1)式中：、螺旋锥锥齿轮主主、从动动齿轮的的平均分分度圆半半径。2）双曲面面齿轮如如图1（b）所示，主、从动齿轮轴线偏移了一个距离，称为偏移距， （如图2所示）。根据啮合面面上法向向力相等等，可求求出主、从从动齿轮轮圆周力力之比为为： （22-2）式中：、双曲面面齿轮主主、从动动齿轮的的圆周力力；、双曲面面齿轮主主、从动动齿轮的的螺旋角角。图2 双曲曲面齿轮轮啮合时时受力分分析双曲面齿轮轮传动比比为： （22-3）式中：、双曲面面齿轮主主、从动动齿轮的的圆周力力；、双曲面面齿轮主主、从动动齿轮的的螺旋角角；、双曲面面齿轮主主、从动动齿轮的的平均分分度

4、圆半半径令，则。由由于，所所以，通通常为11.2551.550。2、主减速速器减速速形式：主减速器的的减速形形式主要要有单级级减速、双双级减速速、双速速、单级级贯通式式、双级级贯通式式和轮边边减速等等形式。单级主减速速器由一一对锥齿齿轮传动动，具有有结构简简单、质质量小、成成本低、使使用简单单等优点点，广泛泛应用于于主减速速比7.6的各各种轿车车和轻、中中型货车车上（对对于双曲曲面齿轮轮通常要要求6.55）；而而双级减减速和双双速主要要用于重重型载货货汽车，贯贯通式则则用于多多桥驱动动的汽车车。3、主减速速器主动动锥齿轮轮的支承承方式：主动锥齿轮轮的支承承形式可可分为悬悬臂式支支承和跨跨置式支

5、支承两种种。（a）悬臂臂式支承承 （bb）跨置置式支承承图3 主动动锥齿轮轮的支承承方式（1）悬臂臂式支承承如图33（a）所示示，其特特点是主主动锥齿齿轮轴上上两圆锥锥滚子轴轴承的大大端向外外，以减减少悬臂臂长度，增增加支承承距，提提高支承承刚度；为了尽尽可能地地增加支支承刚度度，支承承距应大大于2.5倍的的悬臂长长度，且且应比齿齿轮节圆圆直径的的70还大，另另外靠近近齿轮的的轴径应应不小于于尺寸。靠靠近齿轮轮的支承承轴承有有时也采采用圆柱柱滚子轴轴承，这这时另一一轴承必必须采用用能承受受双向轴轴向力的的双列圆圆锥滚子子轴承。悬悬臂式支支承结构构简单，但但支承刚刚度较差差，用于于传递转转矩较小

6、小的轿车车、轻型型货车的的主减速速器。（2）跨置置式支承承如图33（b）所示示，支承承强大高高,但加加工和安安装不便便。通常常装载质质量2吨吨以上的的货车才才采用此此支承方方式。4、主减速速器从动动锥齿轮轮的支承承方式及及调整：图4 从动动锥齿轮轮的支承承方式为了增加支支承刚度度，两轴轴承的圆圆锥滚子子大端应应向内，以以减小尺尺寸。但应不小小于从动动锥齿轮轮大端分分度圆直直径的770。为为了使载载荷能尽尽量均匀匀分配在在两轴承承上，并并让出位位置来加加强连接接突缘的的刚度，应应尽量使使尺寸等等于或大大于尺寸寸。为防止在大大负荷下下会产生生较大的的变形，常常采用辅辅助支承承装置，如如图5所所示，

7、辅辅助支承承与从动动锥齿轮轮背面之之间的间间隙，应应保证偏偏移量达达到允许许极限时时能制止止从动锥锥齿轮继继续变形形。主、从从动齿轮轮受载变变形或移移动的许许用偏移移量如图图6所示示。图5 从动动锥齿轮轮的辅助助支承方方式图6 在载载荷作用用下主减减速器齿齿轮的容容许极限限便移量量2. 2 主减速速器基本本参数的的选择与与计算1、主减速速比的确确定：对于具有很很大功率率的轿车车、客车车、长途途公共汽汽车，尤尤其是对对竞赛汽汽车来说说，在给给定发动动机最大大功率的的情况下下，所选选择的值值应能保保证这些些汽车有有尽可能能高的最最高车速速。这时时值应按按下式来来确定： （22-4）式中：车轮的的滚

8、动半半径，mm；最大功率率时的发发动机转转速，rrminn；汽车的最最高车速速，kmmh；变速器最最高挡传传动比，通通常为11。对于其他汽汽车来说说，为了了得到足足够的功功率储备备而使最最高车速速稍有小小降，主主减速比比一般应应选得比比按式(2-44)求得得的要大大10255，即即按下式式选择： （22-5）式中：分分动器或或加力器器的高档档传动比比；轮边减速速器传动动比。按式(2-4)或或式(22-5)求得的的值应与与同类汽汽车的主主减速比比相比较较，并考考虑到主主、从动动主减速速齿轮可可能有的的齿数，对对值予以以校正并并最后确确定下来来。本设计范例例中，、和都为11，根据据第四章章中采用用

9、式（22-4）最最小传动动比计算算结果5.113，此此值在后后面的计计算中可可根据情情况结合合式（22-5）适适当调整整。(5.1136.442)2、主减速速齿轮计计算载荷荷的确定定：通常是将发发动机最最大转矩矩配以传传动系最最低档传传动比时时和驱动动车轮打打滑时这这两种情情况下作作用于主主减速器器从动齿齿轮上的的转矩（）的较小者，作为载货汽车和越野汽车的计算载荷，即： （22-6） （22-7）式中：发动机机最大转转矩（NN.m）； 由发动动机到主主减速器器从动齿齿轮间的的传动系系最低档档传动比比； 传动系系的传动动效率（通通常取=0.99）； 超载系系数，对对于一般般的货车车和客车车取=1

10、1； 驱动桥桥数目； 满载时时驱动桥桥上的静静载荷（汽汽车最大大总质量量轴荷分分配）； 轮胎与与路面的的附着系系数，对对于安装装一般轮轮胎的公公路用汽汽车取=0.855，对于于越野汽汽车=11.0，对对于安装装专门防防滑宽轮轮胎的高级轿车车取=11.255； 最大加加速时后后轴负荷荷转移系系数，一一般乘用用车为11.21.44，货车为1.111.2； 车轮滚滚动半径径； 主减速速器从动动齿轮到到车轮间间的传动动效率（通通常取00.955）； 主减速速器从动动齿轮到到车轮间间的传动动比。由（2-66）、（22-7）求求得的计计算载荷荷是最大大转矩，主主要用于于锥齿轮轮最大应应力计算算，而疲疲劳寿

11、命命计算则则需要按按汽车日日常行驶驶的平均均转矩在在确定计计算载荷荷： （22-8）式中：汽汽车满载载总重（N）； 道路滚滚动阻力力系数，一一般轿车车取0.01000.0015，货货车取00.01150.0200，越野野车取00.02200.0035； 平均爬爬坡能力力系数，一一般轿车车取0.08，货货车和城城市公交交取0.050.009，长长途客车车取0.060.100，越野野车取00.0990.30； 汽车性性能系数数： （22-9） （当16时时，取=0）对于主减速速器主动动齿轮，应应将（22-6）、（22-7）和和（2-8）式式分别除除以主减减速比和和传动效效率（对对于螺旋旋锥齿轮轮=

12、0.95；对于双双曲面齿齿轮，当当6时时，=00.855，当6时，=0.90）。对于本设计计范例：（1）齿轮轮最大应应力计算算时，齿齿轮计算算载荷为为：从动锥齿轮轮：38770N.m（=65.112=330.772，=1, =1, =00.9）； 65662N.m（=N.mm，=00.855，=11.1，=0.95, =1）；取=38770 NN.m作作为计算算载荷。主动锥齿轮轮： =8399.8N.m（=00.9）。（2）齿轮轮疲劳寿寿命计算算时，齿齿轮计算算载荷为为：760 N.mm（=00.0115, =0.05, =00(因为=00.1995*330000*9.8/1140=40.95

13、所所以取=0)；主动锥齿轮轮：1655 N.m。（=0.9）3、主减速速器齿轮轮基本参参数的选选择：主减速器锥锥齿轮的的主要参参数有主主、从动动锥齿轮轮齿数和和、从动动锥齿轮轮大端分分度圆直直径、端端面模数数、齿面面宽、双双曲面齿齿轮副的的偏移距距、中点点螺旋角角、法向向压力角角等。1）齿数的的选择选择主、从从动锥齿齿轮齿数数时应考考虑如下下因素：（1）为了了磨合均均匀，、之间应应避免有有公约数数；（2）为了了得到理理想的重重合系数数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少少于400；（3）为了了啮合平平稳、噪噪声小和和具有高高的疲劳劳强度，对对于轿车车，一般般不少于于9；对于

14、于货车，一般不少于6；（4）当主主传动比比较大时时，尽量量使取得得少些，以以便得到到满意的的离地间间隙。当当6时，可取取最小值值并等于于5，但为为了啮合合平稳并并提高疲疲劳强度度常大于于5；当较小小时（33.55），可取取712。表2-1 汽车主主减速器器主动锥锥齿轮齿齿数传动比（zz2/z1）z1推荐z1允许范范围1.501.77514121661.752.00013111552.002.55011101332.503.000109113.003.550109113.504.000109114.004.55098104.555.08795.006.0007686.007.5506577.50

15、10.00556本设计范例例：根据据之前计计算得到到的主减减速器传传动比=5.113，查查表2-1取=7，=36，重重新计算算传动比比=5.14，返返回（22-6）、（22-7）和和（2-8）计计算得：38866N.mm 8400 N.m760NN.m 1644 N.m2）从动锥锥齿轮大大端分度度圆（也也称节圆圆）直径径和端面面模数对于单级主主减速器器，对驱驱动桥壳壳尺寸有有影响，大将影响桥壳离地间隙；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。可根据经验验公式初初选： (22-100)式中： 从动锥锥齿轮大大端分度度圆直径径(mmm)；直径系数数，一般般为133.015.3；从

16、动锥齿齿轮的计计算转矩矩(Nm)，。确定后，端端面模数数可由进行行计算，并并用下式式进行校校核（取取较小者者）： (2-111)式中：为模模数系数数（通常常为0.300.4）。表2-2 锥齿轮轮模数 （mmm）0.10.120.150.20.250.30.350.40.50.60.70.80.911.12551.251.37551.51.7522.252.52.7533.253.53.7544.555.566.578910111214161820222528303236404550注：1、表表中模数数指锥齿齿轮大端端端面模模数；2、该表适适用于直直齿、斜斜齿及曲曲面锥齿齿轮。本设计范例例：22

17、00mm（=14）； 6.111mm； 利利用（22-111）式校校核计算算得：6.229mmm（=0.4）； 对对照表22-2取取=6.0mmm（对于于螺旋齿齿轮端面面模数用用表示）；反算=2116mmm。3）从动锥锥齿轮齿齿面宽一般要求小小于100倍的端端面模数数。但是是齿面过过窄，轮轮齿表面面的耐磨磨性会降降低。从从动锥齿齿轮齿面面宽推荐荐值为：=0.1555 （22-122） 对对于主动动锥齿轮轮齿面宽宽通常较较从动锥锥齿轮齿齿面宽大大10%。本设计范例例：=333.448mmm。 =36.8mmm4）锥齿轮轮螺旋方方向从锥齿轮锥锥顶看，齿齿形从中中心线上上半部向向左倾斜斜为左旋旋，向

18、右右倾斜为为右旋。主主、从动动锥齿轮轮的螺旋旋方向是是相反的的。螺旋旋方向与与锥齿轮轮的旋转转方向影影响其所所受轴向向力的方方向，判判断轴向向力方向向时，可可以用手手势法则则，左旋旋齿轮的的轴向力力的方向向用左手手法则判判断，右右旋齿轮轮用右手手法则判判断；判判断时四四指握起起的旋向向与齿轮轮旋转方方向相同同，其拇拇指所指指方向则则为轴向向力的方方向如图图7所示示。当变变速器挂挂前进挡挡时，应应使主动动齿轮的的轴向力力离开锥锥顶方向向，这样样可使主主、从动动齿轮有有分离趋趋势，防防止轮齿齿卡死而而损坏。5）双曲面面齿轮副副偏移距及偏偏移方向向的选择择轿车、轻型型客车和和轻型载载货汽车车主减速速

19、器的值值，不应应超过从从动齿轮轮节锥距距的400%（接接近于从从动齿轮轮大端分分度圆直直径的220%）；而载货货汽车、越越野汽车车和公交交车等重重负荷传传动，则则不应超超过从动动齿轮节节锥距的的20%（或取取为的100%112%，一一般不超超过122%）。传传动比越越大则也也应越大大，大传传动比的的双曲面面齿轮传传动，可可达到的的20%300%，但但此时需需要检查查是否存存在根切切。双曲面齿轮轮的偏移移可分为为上偏移移和下偏偏移两种种。由从从动齿轮轮的锥顶顶向其齿齿面看去去，并使使主动齿齿轮处于于右侧，如如果主动动齿轮在在从动齿齿轮中心心线的上上方，则则为上偏偏移；在在从动齿齿轮中心心线下方方

20、，则为为下偏移移。如果果主动齿齿轮处于于左侧，则则情况相相反。图图8a、bb为下偏偏移，图图8c、dd为上偏偏移。本设计范例例：考虑虑到为轻轻型货车车，取=0.115=00.1552200=322.4mmm，并并采用主主动锥齿齿轮下偏偏移，考考虑到发发动机为为逆时针针旋转（输输出端），主主动锥齿齿轮选择择左旋，从从动锥齿齿轮选择择右旋。6）中点螺螺旋角螺旋锥齿轮轮和双曲曲面齿轮轮螺旋角角沿齿宽宽是变化化的，因因此，常常用齿面面宽中点点处的螺螺旋角来来表示，称称为中点点螺旋角角或名义义螺旋角角。 螺旋锥齿轮轮副的中中点螺旋旋角是相相等的，而而双曲面面齿轮副副由于存存在偏移移距，而而使其中中点螺旋

21、旋角不相相等，且且主动齿齿轮螺旋旋角要比比从动齿齿轮螺旋旋角大,两者之之差称为为偏移角角（如图图2所示示）。选择时，应应考虑它它对齿面面重合度度、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。 “格里森”制齿轮推荐用下式预选主动齿轮螺旋角的名义值： （22-133）式中：主主动齿轮轮名义（中中点）螺螺旋角的的预选值值； 、主、从从动齿轮轮齿数； 从动齿齿轮的分分度圆直直径； 双曲面面齿轮副副的偏移移距。对于双曲面面齿轮，所所得螺旋旋角名义义

22、值还需需按照选选用的标标准刀号号进行反反算，最最终得到到的螺旋旋角名义义值与预预选值之之差不超超过5。本设计范例例： 对于螺螺旋齿轮轮36。7）齿轮法法向压力力角的选选择格里森制齿齿轮规定定轿车主主减速器器螺旋锥锥齿轮选选用14430或166的法向向压力角角，载货货汽车和和重型汽汽车选用用20或22230的法向向压力角角；对于于双曲面面齿轮轿轿车选用用19的平均均压力角角，载货货汽车选选用22230的平均均压力角角。当8时，其其平均压压力角均均选用22115。本设计范例例： 螺旋锥锥齿轮=20。8）铣刀盘盘名义直直径的选选择刀盘名义直直径可按按从动齿齿轮分度度圆直径径直接按按表3选选取：表3

23、螺旋旋锥齿轮轮和双曲曲面齿轮轮名义刀刀盘半径径的选择择本设计范例例：由于于为2116mmm，故查查表3，选选择=995.225mmm。2. 3 螺旋锥锥齿轮几几何尺寸寸计算表4 格里里森制螺螺旋锥齿齿轮几何何尺寸计计算用表表（mmm）序号计算公式计算范例注 释17 小小齿轮齿齿数应不不少于66，用半半展成法法加工时时，按下下表选定定：/22.53456-8171513876236 齿齿数由及主减减速比确确定，但但和之间应应避免公公约数；对轿车车：+应在550660范围围内，而而载货汽汽车一般般要求40。36.0端面模数可可由进行行计算，并并用式（22-111）进行行校核后后查表22。433.4

24、88从动齿轮面面宽=00.1555，同同时10。520法向压力角角，轿车车1430或166，货车车20，重型型汽车22230。69.36 齿齿工作高高，其中中见表55、表66。710.3998 齿齿全高，其其中见表表5、表表6。890轴交角942小齿轮分度度圆直径径1011小齿轮节锥锥角1179大齿轮节锥锥角12110节锥距1318855周节14162大齿轮齿顶顶高，其其中见表表5、表表6。15774小齿轮齿顶顶高162.6588小齿轮齿根根高1787788大齿轮齿根根高1810388径向间隙19138小齿轮齿根根角204.56大齿轮齿根根角2111.566小齿轮面锥锥角2280.388大齿轮

25、面锥锥角239.62小齿轮根锥锥角2474.444大齿轮根锥锥角2557.2小齿轮外缘缘直径26216.66大齿轮外缘缘直径27106.55小齿轮节锥锥顶点至至齿轮外外缘距离离2819.4大齿轮节锥锥顶点至至齿轮外外缘距离离295.24大齿轮理论论弧齿厚厚，其中中见表773013.6小齿轮理论论弧齿厚厚31B0.2齿侧间隙BB，3236螺旋角33螺旋方向主动齿轮左左旋，从从动齿轮轮右旋。34旋转方向主动齿轮顺顺时针，从从动齿轮轮逆时针针。表5 载货货、公共共、牵引引汽车或或压力角角为200的其他他汽车螺螺旋锥齿齿轮的、和表6 用用展成法法或半展展成法加加工的汽汽车螺旋旋锥齿轮轮的、和表7 螺螺

26、旋锥齿齿轮的大大齿轮理理论弧齿齿后表8 “格里森森”制圆锥锥齿轮推推荐齿侧侧间隙BB2.5 主主减速器器锥齿轮轮强度计计算 轮轮齿损坏坏形式主主要有弯弯曲疲劳劳折断、过过载折断断、齿面面点蚀及及剥落、齿齿面胶合合、齿面面磨损等等。按发动机最最大转矩矩计算时时有： （22-155） 式中：发动机机最大转转矩，NN.mm； 变速器器传动比比，通常常取档及直直接档进进行计算算； 主动齿齿轮分度度圆直径径（mmm），对对于双曲曲面齿轮轮有：；对螺旋旋齿轮有有。按最大附着着力矩计计算时有有： （22-166） 式中：满载下下驱动桥桥上的静静载荷，N； 轮胎与与地面的的附着系系数，按按表100查得； 轮胎

27、的的滚动半半径，mm； 主减速速器从动动齿轮分分度圆半半径，mmm。许用的单位位齿长圆圆周力见表表10。 表10 许用单单位齿长长上的圆圆周力 参数类别轮胎与地面面的附着着系数档档档轿车8935363218930.85载货汽车142925014290.85公交车9822140.85牵引汽车5362500.65注：在现代代汽车设设计中，由由于材料料及加工工工艺等等制造质质量的提提高，计计算所得得的值允允许高出出表中数数据200%225%。本设计范例例： 对螺旋旋齿轮有有：按发动机最最大转矩矩计算有有：=442mmm;117994.77N/mmm，满满足设计计要求；按最大附着着力矩计计算有：156

28、65.44N/mmm11.2,满足设设计要求求。2、轮齿弯弯曲强度度：锥齿轮的计计算弯曲曲应力（NN/mmm2）为： （22-177）式中：锥锥齿轮轮轮齿的齿齿根弯曲曲应力(MPaa)；所计算齿齿轮的计计算转矩矩(N.m)；从动齿齿轮按=minn（）和计算算，主动动齿轮按按和计算（一一般由于于从动齿齿轮受力力较主动动齿轮大大，常只只校核从从动齿轮轮）；过载系数数，一般般取1；尺寸系数数，它反反映了材材料性质质的不均均匀性，与与齿轮尺尺寸及热热处理等等因素有有关，当当1.66mm时时，=(25.4)。 齿面载荷荷分配系系数，跨跨置式结结构：=1.001.11，悬臂臂式结构构：=11.1001.2

29、25；质量系数数，当轮轮齿接触触良好，齿齿距及径径向跳动动精度高高时，=1.00；所计算的的齿轮齿齿面宽(mm)；所讨论齿齿轮大端端分度圆圆直径(mm)；所计算齿齿轮的轮轮齿弯曲曲应力综综合系数数，取法法见图110-图图13。上述按或计计算的最最大弯曲曲应力不超超过7000MPPa；按按或计算的的疲劳弯弯曲应力力不不应超过过2100MPaa（破坏坏的循环环次数次）。图10 弯曲计计算用综综合系数数（平均均压力角角为199的双曲曲面齿轮轮）图11 弯曲计计算综合合系数（平平均压力力角为22230的双曲曲面齿轮轮）图12 弯曲计计算用综综合系数数（压力力角为220，轴交交角为990的螺旋旋锥齿轮轮

30、）图13 弯曲计计算用综综合系数数（压力力角为22230、轴交交角为990的螺旋旋锥齿轮轮）3、轮齿接接触强度度：锥齿轮轮齿齿的齿面面接触应应力为: (2-18)式中:锥锥齿轮轮轮齿的齿齿面接触触应力(MPaa)；主动齿轮轮计算转转矩（NN/m）； 主动锥齿齿轮大端端分度圆圆直径(mm)；取和的较较小值(mm)，通常常取从动动齿轮的的；尺寸系数数，它考考虑了齿齿轮尺寸寸对淬透透性的影影响，通通常取11.0；齿面品质质系数，它它取决于于齿面的的表面粗粗糙度及及表面覆覆盖层的的性质(如镀铜铜、磷化化处理等等)，对于于制造精精确的齿齿轮，取取1.00；综合弹性性系数，针针对钢齿齿轮取2232.6Nm

31、m；齿面接触触强度的的综合系系数，取取法见； 、见式(2-117)的说明明。主、从动齿齿轮的齿齿面接触触应力是是相同的的，按计计算的最最大接触触应力不应应超过228000MPaa，按计算算的疲劳劳接触应应力不应超超过17750MMPa（破破坏的循循环次数数次）。图14 接触强强度计算算用综合合系数（平平均压力力角为119的双曲曲面齿轮轮）图15 接触强强度计算算用综合合系数（平平均压力力角为22230的双曲曲面齿轮轮）图16 接触强强度计算算用综合合系数（压力角为为20、轴交交角为990的螺螺旋齿轮轮）4、齿轮尺尺寸的调调整：如果上述计计算所得得到的弯弯曲应力力和接触触应力超超过了他他们许用用

32、应力，则则应加大大齿轮尺尺寸，使使其计算算的应力力在许用用应力的的范围内内。加大大后的齿齿轮尺寸寸，可以以近似地地按照以以下两式式求得。 按弯曲强度度： （22-199）按接触强度度： （2-20）5、锥齿轮轮的材料料及热处处理：汽车主减速速器锥齿齿轮的工工作条件件非常恶恶劣，与与传动系系其它齿齿轮相比比较，具具有载荷荷大、作作用时间间长、变变化多、有有冲击等等特点。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（剥剥落）、磨磨损和擦擦伤等。它它是传动动系中的的薄弱环环节。锥锥齿轮材材料及热热处理应应满足如如下要求求：1）具有高高的弯曲曲疲劳强强度和表表面接触触疲劳强强度，齿齿

33、面具有有高的硬硬度以保保证有高高的耐磨磨性；2）轮齿芯芯部应有有适当的的韧性以以适应冲冲击载荷荷，避免免在冲击击载荷下下齿根折折断；3）锻造性性能、切切削加工工性能及及热处理理性能良良好，热热处理后后变形小小或变形形规律易易控制；4）选择合合金材料料时，尽尽量少用用我国矿矿藏量少少的元素素的合金金钢（如如镍、铬铬等），而而选用含含锰、钒钒、硼、钛钛、钼、硅硅等元素素的合金金钢；汽车主减速速器锥齿齿轮目前前常用渗渗碳合金金钢制造造，主要要有200CrMMnTii、20MMnVBB、20MMn2TTiB、20CCrMnnMo、22CCrNiiMo和和l 66SiMMn2WWMoVV等，经经过渗碳碳

34、、淬火火、回火火后，轮轮齿表面面硬度应应达到55864HHRC，而而心部硬硬度较低低，当端端面模数数8时为29945HHRC，当当端面模模数8时为32245HHRC。对对渗碳层层有如下下规定：当端面模数数5时，厚厚度为00.91.33mm=588时，厚厚度为11.01.44mm8时，厚厚度为11.21.66mm为改善新齿齿轮的磨磨合，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及精加加工后，作作厚度为为0.00050.0020mmm的磷磷化处理理或镀铜铜、镀锡锡处理。对对齿面进进行应力力喷丸处处理，可可提高225的的齿轮寿寿命。对对于滑动动速度高高的齿

35、轮轮，可进进行渗硫硫处理以以提高耐耐磨性。渗渗硫后摩摩擦因数数可显著著降低，即即使润滑滑条件较较差，也也能防止止齿面擦擦伤、咬咬死和胶胶合。2.6 主主减速器器轴承的的计算(略)本设计范例例：在进行轴承承计算前前可先进进行主动动齿轮轴轴的计算算，在进进行轴承承的选型型和强度度验算：图18 主动动齿轮轴轴简图由轴受到的的扭转应应力=3000MP，可可得：24.25mmm，选选取花键键轴基本本参数为为826mmm31mmm7mm（），花花键长度度63mmm。验算花键挤挤压强度度：49MPP，满足足小于5501100MMP的要要求。调调整为228mmm。主动齿轮轴轴承选择择：考虑虑到拆装装方便，应应

36、使，选则则轴承BB的型号号为3220077X(=35mmm)，轴轴承A的的型号为为3200/322X（=32mmm）。（轴承验算算略）其他部分（差差速器、半半轴、驱驱动桥壳壳等）的的设计计计算参见见过学迅迅主编的的汽车车设计。参考文献1 过过学迅，邓邓亚东.汽车设设计MM.北京：人民交交通出版版社，2200552 刘刘惟信.汽车设设计MM.北京：清华大大学出版版社，2200113 王王望予.汽车设设计MM.北北京：机机械工业业出版社社，200045 朱朱孝录.中国机机械设计计大典（第第4卷）M.江西：江西科科学技术术出版社社，200026 机机械工程程手册编编委会.机械工工程手册册（第二二版）M.北京：机械工工业出版版社，11996631