汽车主减速器的优化设计

1、汽车主减速器的优化设计摘要本文以汽车主减速比为设计变量，汽车动力性的要求做约束条件，对以汽车 燃油经济性所做的标函数进行求解，得到最佳匹配的主减速比。在此基础上， 以齿轮副最小体积和为目标函数，以齿轮的儿何约束和强度要求为约束函数，对 主减速器的双曲而齿轮结构参数进行优化，形成对汽车主减速器整体优化的设计 方法。在保证汽车动力性的同时，达到节能降耗，提高设计质量的目的。最g通 过设计实例，得证此优化方法的可行性。关键词：汽车主减速器；传动比；优化；双曲面齿轮abstractin this paper,the final drive ratio as design variables，the a

2、utomobile dynamic performance requirements as constraints，to solve the objective function with the automobile fuel economy is doing，we can get the best matching the main reduction ratio.on this basic .taking the minimum volume of gear pair and as objective function, the geometric constraints and the

3、 strength of gear as the constraints and the strength of gear as the constraint function,structure parameters of hypoid gear reducer is optimized ,the formation of design method for the overall optimization of the main reducer of automobile . to ensure the vehicle dynamic performance at the same tim

4、e,reduce the energy consumption,to improve the quality of the design objective. finally，through a design example，the feasibility of this method is the design objective .finally，through a design example，the feasibility of this method is totally card.keywords:automobile main reducer;transmission ratio

5、;optimization;hypoid gear绪论汽车主减速器是汽车驱动桥屮重耍的传力部件，同时也是汽车最关键的部件 之一，因此汽车的动力性、经济性以及噪声、寿命等诸多方而受主减速器的好坏 影响。然而主减速器设计中最重要的m题就是如何协调好各个零部件之间的关 系，并且合理优化匹配设计参数，从而得出达到满足使用要求的最优口标。以往 的主减速器优化设计大多是从某一角度考虑，或者单一的改善其中某一方面参 数，没冇综合相关参数。因此，本次设计结合以往的设计方式，提出针对汽车主 减速器整体的设计方法，实际就是通过对汽车主减速器传动比优选及主减速器双 曲面齿轮结构参数的优化，实现汽车主减速器参数的最佳

6、匹配，从而达到充分发 挥汽车整体性能。第一章、汽车主减速器传动比优化模型如何建立反映客观工程的实际数学模型是优化设计最关键的一步，因此在建 模吋要抓住主要矛盾，适当忽略不重要的冈素，尽量地简化问题，这样既可以节 省时问，乂可以得出优化结果。1.1主减速器齿轮的类型在前汽车上，主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型和减速型式的 不同来确定主动齿轮和从动齿轮的安置方法，螺旋锥齿轮主减速器和双曲面齿轮 主减速器采用得最普遍。图11 (a)螺旋锥齿轮 图12 (b)双曲面齿轮 螺旋锥齿轮其主、从动齿轮轴线和交于一点，交角是任意的，由于轮齿端面重叠的影响，最少保证了有两对以上的轮齿同时啮合，所以，螺旋

7、锥齿轮相对双 曲面齿轮能承受较大一点的负荷。因为它的轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而 是由齿的一端连续而平稳地转句另一端，这样就确保其工作吋的平稳，而且在汽 车高速运转吋，产生的噪声和振动也很微小的。双曲面齿轮(图b)其主、从动齿轮轴线不和交而呈空问交叉，其空问交叉 角一般都是采用90%主动齿轮轴相对于从动齿轮轴冇向上或向1的偏移，称为 上偏置或h扁置，这个偏移量简称偏移距。当偏移距大到一定程度就可以使一个 齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过，这样就能安装尺寸紧凑的支承在每个齿轮的两 边，这样就可以增强支承刚度，间接也提高齿轮的荞命。双曲面齿轮的偏移同样 使得从动齿轮的螺旋角小于主动齿轮的螺旋角，尽管

8、双曲面传动齿轮副的法向模 数和法向模数相等，但是端而模数和端而模数是不相等的。当主动齿轮的端而模 数或端面模数大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲而齿轮传动的主动齿轮比相 应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮冇更人的直径和更好的强度和刚度。当要求传动 比大而轮廓尺、j又有限吋，采用双曲面齿轮更为合理。如果保持w种传动的主动齿轮直径一样，则螺旋锥齿轮的直径就要比双曲面 从动齿轮的直径大，这对于主减速比4.5的传动有其优越性。当传动比小于2吋，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这吋选用螺旋锥齿 轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空问。由于双曲面主动齿轮螺旋角 的增大，还异致其进入啮合的

9、平均齿数耍比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲 面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲而齿轮 的偏移距还给汽车的总布置带来方便。例如，当主减速器釆用下偏置(这吋主动 齿轮为左旋)的双曲面齿轮时，可降低轿车传动轴的高度，从而降低了车湘地板 高度或减小了因设置传动轴通道而引起的地板凸起高度，进而可使轿车的外形高 度减小。像圆柱齿轮传动只在节点处一对齿廓表而为纯滚动接触而在其他啮合点 还伴随着沿齿廓的猾动一样，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动都宵这种沿齿廓方向的滑动。此外，双曲面齿轮传动还具冇沿齿长方h'd的纵h'd滑动。这种滑动冇利于唐合, 促使齿轮副沿整个齿面都

10、能较好地啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声。但双 曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点的温度升高，因而需要用专门的 双曲而齿乾油来润滑，且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达96%。其传动效率 与倔移距宥关，特别是与所传递的负荷大小及传动比宥关。负荷大时效率高。螺 旋锥齿轮也是一样，其效率可达99%。两种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏 感性木质上是相同的。如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺 旋角的平均值和同，则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大，而其从动齿 轮的螺旋角则比螺旋锥齿轮的小，因而双曲而主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的 大，而从动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的小。两种齿

11、轮都在同样的机床上加工， 加工成本基本相同。然而双曲面传动的小齿轮较大，所以刀盘刀顶距较人，因而 刀刃寿命较长。蜗杆蜗轮传动简称蜗轮传动，在汽车驱动桥上也得到了一定应用。在超重型 汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎之间的配合要求冇大的主减速 比（通常814）时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便，而采用其他齿轮时就 需要结构较复杂、轮廓尺寸及质量均较人、效率较低的双级减速。与其他齿轮传 动相比，它具有体积及质量小、传动比大、运转非常平稳、最为静寂无噪声、便 于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的布置、能传递大载荷、使用寿命长、传动 效率高、结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。其惟一

12、的缺点是耍用 昂贵的宥色金属的合金（青铜）制造，材料成木高，因此未能在大批量生产的汽车 上推广。1.2主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置 方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具奋较高使用荞命的重 要因素之一。现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式冇以下两种： 图13悬臂式 图14骑马式 一是悬臂式（上图左）：齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度，通常使w轴承支承中心问的距离齿轮齿面宽中点的 忌臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于等于 悬臂长。当采用一对

13、阏锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距 离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝pj,而大端朝外，以缩短跨距，从而増强 支承刚度。二是骑马式（上图右）：齿轮前、后w端的轴颈均以轴承支承，故乂称w端 支承式。骑马式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小， 约减小到悬臂式支承的1 / 30以下.而主动锥齿轮盾轴承的径向负荷比悬臂式的 要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左农。装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采川骑马式支承。似是骑 马式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构复杂，成本提高。轿车和装载质 景小丁，2t的货车，常采用结构简单、质量较

14、小、成本较低的悬臂式结构。1.3主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在支承 之间的分布而定。为了增加支承刚度，支承间的趾离应尽可能缩小。两端支承多 采用關锥滚子轴承，安装时应使他们的關锥滚了的大端相向朝内，小端相背朝外。 为了防止从动齿轮在轴句载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动 锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺、r较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承具 有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这一点当主减速器从动齿轮轴承 的尺、r大时极为重耍。向心推力轴承不需要调整，但仅见于某些小排量轿车的主 减速器中。只冇当采用直齿

15、或人字齿圆柱齿轮吋，由于无轴a力，双级主减速器 的从动齿轮才可以安装在向心球轴承上。轿车和轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精 度较高的紧配合m定在差建界壳的突緣上。这种方法对增强刚性效果较好，屮型 和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用宥幅式结构并宥螺栓或铆钉与差速器壳突 缘连结。1.4主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整支承主减速器齿轮的锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙和磨合期 间该间隙的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚 度特性及使用转速有关。主动锥齿轮轴承预紧度的调整，可通过精选网轴承内圈问的套筒k度、调整 垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫凡等

16、方法进行。近年来采用波形套筒调整轴 承预紧度极为方便，波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。1.5主减速器的减速型式主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级 贯通、主减速及轮边减速等。单级主减速器由于争级主减速器具有结构简申、质量小、尺十紧凑及制造成木低廉的优点， 广泛用在主减速比iq<7.6的各种屮、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也冇釆用蜗轮传动的。双级主减速器由w级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也姑著增加，因此 仅用于主减速比较大(7.6<ind2)且采用单级减速不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型

17、汽车上。以往在某些屮型载货汽车上虽有采用，但在新设计的 现代中型载货汽车上已很少见。双速主减速器的优缺点对于载荷及道路状况变化大、使用条件非常复杂的重型载货汽车来说，耍想 选择一种主减速比来使汽车在满载甚至牵引井爬陡坡或通过坏路面时k宥足够 的动力性，而在平直而良好的硬路面上平车空载行驶吋又冇较高的车速和满意的 娥料经济性，是非常w难的。为了解决这一矛盾，提高汽车对各种使用条件的遥 应性，有的重型汽车采用具有两种减速比并可根据行驶条件来选择捫位的双速主 减速器。它与变速器各档相配合，就可得到两倍丁变速器的档位。显然，它比仅 仅在变速器中设置超速档，即仅仅改变传动比而不增加档位数，更为宥利。 单

18、级贯通式主减速器(a)双曲面齿轮式(b)蜗轮蜗杆式图15单级贯通式主减速器在多桥驱动汽车的贯通桥上大都使用单级贯通式主减速器，最明显的优点就 是主减速器的质量较小并且尺、r紧凑，使桥壳、半轴等主要零件具宥互换性。它 又分为双曲面齿轮式和蜗轮式两种结构型式。双曲面齿轮式争级贯通式主减速器，是利用了双曲面齿轮传动主动齿轮轴线 和对于从动齿轮轴线的偏移，将一根贯通轴穿过中桥井通句后桥。但是受主动齿轮和偏移距的影响，加上a前主动齿轮的加工技术差，多作为轻型汽车的贯通式 驱动桥。蜗轮传动为布置贯通桥带来极人方便，ii其工作平滑无声，在结构质量 较小的情况下也可得到大的传动比，适于各种吨位贯通桥的布置和汽

19、车的总体布 置。但由于需用宵铜等有色金属为材料而未得到推广。双极贯通式主减速器(a)锥齿轮一圆柱齿轮式(b)圆柱齿轮一锥齿轮式图16双极贯通主减速器双极贯通式主减速器用于主减速比的中、重型汽车的贯通桥。锥齿轮一圆柱齿轮双级贯通式主减速器的特点是冇较大的总主减速比(因两级减速的减速 比均大于1)，但结构的高度尺、i大，特别是主动锥齿轮的工艺性差，而从动锥齿 轮又需要采用悬臂式安置，支承刚度差，拆装也不方便。与锥齿轮一圆柱齿轮式双级贯通式主减速器相比，圆柱齿轮一锥齿轮式双级贯通式主减速器的结构紧凑，高度尺、r减小，但其第一级的斜齿闢柱齿轮副的减 速比较小，有吋甚至等于1。为此，冇些汽车在采用这种结

20、构布置的同时，为了 加大驱动桥的总减速比而增设轮边减速器；而另些汽车则将从动锥齿轮的内孔 做成齿圈并装入一组行星齿轮减速机构，以增大主减速比。矿山、水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引 越野汽车及大型公共汽车等，要求宥高的动力性，而车速则可相对较低，因此其 传动系的低档总传动比都很大。在设计上述重型汽车、大型公共汽车的驱动桥吋, 为了使变速器、分动器、传动轴等总成不致冈承受过大转矩而使它们的尺寸及质 量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致了一些 重型汽车、大型公共汽车的驱动桥的主减速比往往要求很大。当其值大于12时, 则需采用单级（或双级）主减

21、速器附加轮边减速器的结构型式，将驱动桥的一部分 减速比分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。这样以来，不仅使驱动桥中 间部分主减速器的轮廓尺、r减小，加大了离地间隙，并可得到大的驱动桥减速比 （其值往往在1626左右），而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸 也可减小。但轮边减速器在一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂、成本提 高，因此只宥当驱动桥的减速比大于12时，才推荐采用。第二章、主减速器的基本参数选择与设计计算主减速比i。、驱动桥的离地问隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计吋就确定。2. 1主减速比的确定主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以

22、及当变速器处于最 高椚位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i。的选择应在汽车总体设计 吋和传动系的总传动比 一起由整车动力计算來确定。对利用在不同i。下的功率 t衡ih来研究i。对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择iq值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。对于具冇很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车來说，在给定发 动机®大功率pemax及其转速ny,的情况下，所选择的i。值应能保证这些汽车有尽a max(21)可能商的最a车速vamax。这时 = 0.377式中rf车轮的滚动半径，m;hp一最大功率吋的发动机转速，r / mi

23、n； i/变速器量高档传动比；vrtmax一汽车的最高车速，km/h;通常为1;对于其它汽车来说，为了使最高车速稍有下降从而得到足够的功率储备，i。一般选择比上式求得的至少大10%，即按下式选择：/0 = (0.377 0.472).(22)v“max v/，/ab式屮一分动器或加力器的高档传动比；。一轮边减速器传动比。按式(2-1)或式(2-2)求得的主减速比i0值，就可基木上确定主减速器的减速型式(单级、双级等以及是否需要轮边减速器)，丼使之与汽车总布置所耍求的离地 间隙相适应。2.2主减速齿轮计算载荷的确定通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这 两种情况下作用于

24、主减速器从动齿轮上的转矩(7、t/o的较小者，作为载货汽 车和越野汽车在强度计算屮用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即t,=jhg2 卿?;n lb1lb(23)(24)式中7；max发动机最大转矩(n.m);i7i由发动机到所计算的主减速器从动齿轮间的传动系最低档传动比：%传动系的传动效率（通常取z7t=0.9）;么一超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的 汽车取ko=；n该车的驱动桥数口；g2一满裁吋驱动桥上的静载荷；识一轮胎与路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车取85,对于越野汽车p = 1.0,对于安装专门防滑宽轮胎的高级轿车取0 = 1.25;

25、m2最大加速吋后轴负荷转移系数，一般乘用车为1. 21. 4,货车为1. 11.2；r,一车轮的滚动半径，m;一一分别为由所计算的主减速器从动齿轮到齿轮之问的传动效率和传动比。上面求得的计算载荷，是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ib公路车辆稳定，其正常持续转矩是根 据所谓平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩（n.m）为心=-（人 + 凡 + z）（2-5）ll8jllbn式中g。一汽车满载总重（n）;一道路滚动阻力系数，般轿车取0.0100.015;f/一平均爬坡能力系数，一般轿车取0.08;fz汽车性能系数：f，丄

26、16_0.195g“（26）. temax（当 m95g“ 彡 16 时,取fz=0）max对于主减速器主动齿轮，应将(23). (24)和(25)式分别除以主减 速比i。和传动效率 (对于螺旋锥齿轮z/6=0.95;对于双曲面齿轮，当i06时， z7ci=0.85,当 1<6 时，7(；=0.90)。对于木次设计：(1)齿轮最大应力计算时，齿轮计算载萜为：/人动齿轮：tc<1 -3870n.m ( i7l= i,xz0=6x5.12=30.72, k0 = l, n=l, 77t=0.9)；trv - 6562n.m ( g2 = 0.6xmt/ xg = 176407v.m n

27、.m , cp =0.85，m2=l.l, z/lb =0.95, ilb=l)；取l =3870 n.m作为计算载荷，主动锥齿轮：tt_=-839.8n.m ("g=0.9)o(27 )zo7c(2)齿轮疲劳寿命计算时，齿轮计算载荷为：tcf -760 n.m (f； =0.015, fh =0.05, f,.=0(因为 0195g“ =0.195*3000*9.8/14040.95 所以取f，=0);max主动锥齿轮：tzf «165 n.mo (；7g=0.9)第三章、主减速器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21和22、从动锥齿轮大 端分

28、度圆直径d2、端而模数m、齿而宽b2、双曲而齿轮副的偏移距e、屮点螺旋角/?、法句压力角汉等。3.1齿数的选择对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以 得到满意的驱动桥离地间隙。当吋，&的最小值可取为5,但为了啮合平稳 及提高疲劳强度，&最好大于5。当iq较小(如i(>=3.55)时，引可取为712,但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺、r太大而不能保证所耍求的桥卜*离地间 隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数z，22之间应避免宥公约数；为了得到理想的齿而重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40,对子轿车应不 少于50。表3-1汽车主减速

29、器主动锥齿轮齿数本设计范例：根据之前计算得到的主减速器传动比i。=5.13,查表2 1取 z,=7, z2=36,重新计算传动比i（> =5.14,返回（23）、（24）和（25）计算得：t. -3886n.mt. -840 n.mt;/- -760n.mtr/ « 164 n.m3.2节關直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩中：d2 =（32）式中d2从动锥齿轮的节圆直径，mm；kd2直径系数，取k=1316;t-计算转矩，n*m。3.3齿轮端面模数的选择d2选定可按式m=d，/z，算出从动锥齿轮大端端面橫数2并用卜*式校核:式中7；计算转矩，n<m；km模数系数，取/

30、cm=0.30.4。0.10.120.150.20.250.30.350.40.50.60.70.80.911.121.251.371.51.7522.252.52.7533.253.53.7544.555.566.578910111214161820222528303236404550表33锥齿轮模数本次设计:根据之前计算得到的主减速器传动比i0=5.b，查表2-1取21=7,22=36, 重新计算传动比i。=5.14，返冋(23)、(24)和(25)计算得：t «3886n.mt.«840n.mcztt/ -760n.mtz/-164n.m3.4齿面宽的选择汽车主减速器

31、螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽f(mm)推荐为: 、=1派(34)式中d2从动齿轮节圆直径，mm。直径系数，一般为13.015. 3;tt、一从动锥齿轮的计算转矩(n m)3.5双曲面齿轮的偏移距e轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的e值，不应超过从动齿轮节锥距a0的40%(接近于从动齿轮节圆直径12的20%);而载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷传动，e则不应超过从动齿轮节锥距a0的20% (或取e值为d: 的10%12%,且一般不超过12%)。3.6双曲面齿轮的偏移方向它是这样规定的，屮从动齿轮的锥顶m其齿面看去并使主动齿轮处于我侧， 这吋如果主动齿轮在从动齿轮屮心线上方吋，则

32、为上偏移，在下方吋则为下偏移。 双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向问有一定的关系：下偏移时主动齿轮 的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左 旋。3.7螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向t钃雋韆务膽图35螺旋方向与轴向力图36双曲面齿轮偏移和螺旋方向分为“左旋”与旋”两种。对着齿面看去，如果轮齿的弯曲方a从其小端至大端 为顺时针走向时，则称为右旋齿，反吋针吋则称为左旋齿。主、从动齿轮的螺旋 方向是不同的。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定 于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要 向齿轮的背面看去。而判断轴向力

33、的方向时，可以用手势法则，左旋齿轮的轴向 力的方h'd用左手法则判断；右旋齿轮的轴h'd力的方h'd用右手法则判断。判断吋仲 直拇指的指向为轴向力的方向，而其他手指握起来后的旋向就是齿轮旋转的方 向。3.8螺旋角的选择螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的。节锥齿线（节锥表而与齿廓表面的 交线）上任一点的螺旋角，是该点处的切线和节锥顶点与该点的连线之间的夹角。 螺旋锥齿轮与双曲而齿轮的螺旋角沿节锥齿线是变化的，齿而宽屮点处的螺旋角 称为齿轮的中点螺旋角或名义螺旋角。螺旋锥齿轮传动主、从动齿轮的中点螺旋 角或名义螺旋角是相等的。而双曲面齿轮传动，由于冇了偏移距而使主、从动齿

34、轮的名义螺旋角不等，且主动齿轮的大，而从动齿轮的小。选择齿乾的螺旋角吋，灰考虑到它对齿面(或纵向)重叠系数、轮齿强度和轴向力的大小宥影响。螺旋角 应足够人以使重叠系数不小于1.25。因重叠系数愈人传动就愈平稳噪声就愈低。 对轿车应21.51.8。当22.0吋可得到很好的结果。螺旋角过大吋会引起轴向力亦 过大，因此应有一个适当的范围。汽车主减速器锥齿轮的螺旋角多在35°40°, 轿车选择较大的值来保证有较大的重叠系数。货车通常取较小的值来防止轴向力 过大。3.9齿轮法向压力角的选择格里淼制规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用14°30'，或16°的法向压

35、力角； 载货汽车和重型汽车则放分别选用20°、22°30'的法向压力角。对于双曲而齿轮， 由于其主动齿轮轮齿两侧的法h'd压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽 车选用22°30'的平均压力角，轿车选用19°的平均压力角。当z$8时，其平均压 力角均选用21°15'。第四章、 算主减速器弧齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的强度计4.1单位齿长上的圆周力轮齿损坏形式主要冇弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿 面磨损等。按发动机最大转矩计算时有p =d'b2式屮p_单位齿长上的圆角力，n / mm

36、； 一主动齿轮分度圆直径 双曲面齿轮有：d' = m_z' = m、cos a丨;对螺旋齿轮有 =ocosyt/j按最大附着力矩计算时宥：2g”t. *(37)d2b2式屮：02满载下驱动桥上的静载荷，n;识一轮胎与地而的附着系数，按表10查得;一轮胎的滚动半径，h1;人一主减速器从动齿轮分度岡半径，mm。许用的单位齿长圆周力p见1表参数类别=2xl°3d2b2轮胎与地面的附着系数pi档ii档iii档轿车8935363218930.85载货汽车142925014290. 85公交车9822140. 85牵引汽车5362500.65表3-8许用单位齿k上的圆周力p4.2

37、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(n / mm2)为 式中7；齿轮的计算转矩，n-m,对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主k k k动齿轮上；人=一xlo3(4-1)kvmb2dj一锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(m pa);t一所计算齿轮的计算转矩(n.m);从动齿轮按tmin (h)和1计算，主动齿轮按t:和t=/计算(一般由于从动齿轮受力较主动齿轮大，常只校核从动 齿轮)；k0一过载系数，一般取1;k、一尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺、r及热处理等因 素有关，当州彡 1.6mm 时,kv=(m / 25.4)0,25 <>k,

38、w-齿而载荷分配系数,跨置式结构：k,w=1.01.1，悬臂式结构：k,w=1.101.25；kv质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，kv=1.0；b2 一所计算的也轮说面觉(m m);d一所讨论齿轮大端分度圆直径(mm);j一所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，见下表4一2上述按tt.或t_计算的最人弯曲应力cr不超过700mpa；按或.计算的疲劳弯曲应力o坏应超过210mpa (破坏的循环次数一6xl06次)0. 16 0. 20大圾轮综合系数j 0. 240. 280.320.362015105020 15 10 5 00.280.320.360.400.44小齿轮综合系数7

39、0. 24表4一2弯曲计算用综合系数j (平均ie力角为19°的双曲面齿轮)大齿轮巧曲计算用/0. 200.220.240.260.280.30 0.320.340.3620151050201510500.240.260.280.300.320. 34 0.360.380.40小齿轮弯曲计算用表4一3弯曲计算综合系数j （平均压力角为220 3（t的双曲面齿轮）4.3轮齿的接触强度计算圆锥齿轮与双曲面齿轮齿面的计算接触应（mpa）7 玉产人w，xlq?（4-4）7 d, kvb j式中7, 锥齿轮轮齿的齿面接触应力（mp。）；7；主动齿轮计算转矩（n/m）;一主动锥齿轮大端分度圆直径

40、（mm）; b取a和/?2的较小值（画），通常取从动齿轮的/?2;之一尺、i系数，它考虑了齿轮尺、i对淬透性的影响，通常取1.0;一齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖m的性质（如镀铜、磷化处理等），对于制造精确的齿轮，取1.0;ic,，一综合弹性系数，针对钢齿轮取232. 6n2 / mm；j 一齿面接触强度的综合系数，取值见表4-2主、从动齿轮的接触应力是和同的。当按日常行驶转矩计算时，许用接触应力为 1750mprt；当按计算转矩计算时，许用接触应力为2800mpfl。计算时应将上述 计算转矩换算到主动齿轮上。4.4主减速器齿轮的材料及热处理汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，

41、与传动系其他齿轮比较，它具有载荷 大、作用时问长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿板弯曲折断、 齿而疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应冇以 下要求：（1）具冇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，故边 表面应奋高的硬度；（2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载说下轮齿根部折 断；（3）钢材的锻造、切削与热处理等加工性能&好，热处理变形小或变形规律性 易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；（4）选择齿轮材料的合金元素吋要适应我国的情况。例如，为y节约镍、铬等 我w发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合

42、金结构钢系统。汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲而齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常 用的钢号宥 20crmnti, 22crmnmo, 20crnimo, 20mnvb 和 20mn2tib。用渗 碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度可高达hrc5864, 而芯部硬度较低，当端面模数m>8吋为hrc2945,当m<8吋为hrc3245。 对于渗碳层深度有如下的规定：当端面模数rr5时，为0.91.3mm; m>58时， 为1.01.4mm; m8时，为1.21.6mm。由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在 运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，關锥齿轮与双曲面齿轮副（或 仅大齿轮）在热处理及精加工（如磨齿或配对研磨）后均予以厚度为 0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零 件的公差尺寸，也不能代荇润滑。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25%。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性可进行渗硫处理。