广西科技大学主减速器设计

1、广西科技大学汽车与交通学院汽车设计课程设计题目: 汽车主减速器设计学 号： 姓 名： 专 业： 车 辆 工 程 班 级： 指导老师： 完成日期： 2016-1-17 第一章总体方案 1.1 车型参数.3. 1.2 概 述.4 1.3主减速器设计.5 1.3.1 主减速器结构方案分析.5 1.3.单级主减速器传动形式分析.5 1.4主减速器主、从动锥齿轮的支承方案.8 1.4.1主动锥齿轮的支承 .8 1.4.2 从动锥齿轮的支承选择.9 第二章 主减速器设计.11 2.1 按日常行驶转矩MGF确定从动锥齿轮计算.11 2.1.2 按发动机最大使用转矩来确定从动锥齿轮计算载荷MG.11 2.1.

2、3按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮计算载荷.122.2 锥齿轮主要参数的选择 .12 2.2.3 齿面宽b的选取.13 2.2.2从动锥齿轮大端节圆直径和端面模数的选择.13 2.2.1 主从动锥齿轮齿数Z1、Z2的选择 .132.2.7 主减速器齿轮的几何参数.14 2.2.螺旋角m的选择.14 2.2.6齿轮法向 压力角的选择.14 2.3.1单位齿长上圆周力.162.3.2 轮齿的弯曲疲劳强度计算.162.3.3 轮齿接触强度的计算.17第一章 总体方案设计1.1 车型参数本设计的车型：中型轿车 参考车型：君越2014款 2.0TSIDI精英技术型 型号：2.0TSIDI牌号：君越生产厂家

3、：上汽通用别克本设计车型的主要参数：外型尺寸（长宽高）：500518581500前后轮距：1580 /1576mm车重：1770 kg满载轴荷分配（前/后）（kg）：973/797最小离地间隙：163mm发动机最大扭矩：350/20005000（N.m/r/min）发动机最大功率： 187kw变速器速比：一档4.584，二档2.964，三档1.912，四档1.446，五档1.000，六档0.746主减速器速比：4.778轮胎类型与规格：235/50 R18 1.2 概 述驱动桥是位于传动系末端能改变来自变速器的转速和转矩，并将它们传递给驱动轮的机构。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和

4、驱动桥壳等组成，转向驱动桥还有等速万向节。另外，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力。主减速器： 主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。差速器：在两输出轴间分配转矩并保证两输出轴可能以不同的转速旋转。半轴：半轴是差速器与驱动轮之间传递扭矩的实心轴，其内端一般通过花键与半轴齿轮连接，外端与轮毂连接。驱动桥壳：支承汽车整体质量，并承受由车轮传来的由路面不平引起的反力和反力矩，并经悬架传递给支架或车身减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将发动机机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。在目前用于传递动力与运动的机

5、构中，减速器的应用范围相当广泛。几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船舶、汽车、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工机具及自动化生产设备，到日常生活中常见的家电，钟表等等.其应用从大动力的传输工作，到小负荷，精确的角度传输都可以见到减速器的应用，且在工业应用上，减速器具有减速及增加转矩功能。因此广泛应用在速度与扭矩的转换设备减速器和齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，因此，开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景1.3主减速器设计1.3.1 主减速器结构方案分析汽车的主减速器有单级主减速和双级主减速器，减速型式的选择与汽车的类型及使

6、用条件有关，有时也与制造厂已有的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比i0的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置型式等。主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、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。本车型采用单级主减速器，由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低等优点，因而广泛地用在主减速比i07.6的各种中小型汽车上。例如：轿车、轻型载货汽车都是采用单级主减速器，大多数中型轿车也采用这种型式。1.3.2 单级主减速器传动形式分析1.弧齿锥齿轮传动弧齿锥齿轮传动(图5-3a)

7、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53 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.双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动(图5-3b)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

8、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54)。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比 (5-1) 图5-4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54)。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 (5-2)式中，为双曲面齿轮传动比；、分别为主、从动齿轮平均分度圆半径。螺旋锥齿轮传动比为 (5-3)令，则。由于，所以系数K1，一

9、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

10、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

11、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

12、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。3圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动(图53c)一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥(图55)和双级主减速器贯通式驱动桥。图55 发动机横置且前置前驱动轿车驱动桥4蜗杆传动蜗杆(图53d)传动与锥齿轮传动相比有如下优点：1)在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比(可大于7)。2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。3)便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。4)能传递大的载荷，使用寿命长。5)结构简单，拆

13、装方便，调整容易。但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。表1-2从动轮的选择类型弧齿锥齿轮双曲面齿轮优点由于螺旋角较大，摩擦损失较小，传动效率高达99%，抗胶合能力强，轴承负荷小，润滑成本低。工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。两者尺寸相同时，此种齿轮传动比i0大，当i0一定且从动齿轮尺寸相同时，此类齿轮直径大，轮齿强度大，刚度大。当i0一定，主动齿轮尺寸相同，此类齿轮Hmin较大。此类齿轮有侧向滑动和纵向滑动，纵向滑动可使其运转平稳。12，重合度大，可提高传动平稳性和弯曲强

14、度。其主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。缺点同尺寸时传动比小，同传动比时齿轮强度和刚度较小。Hmin小。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。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，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。双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。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，选取弧齿锥齿轮1.4主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况

15、，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。1.4.1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5-13a)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

16、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513 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5-13b)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

17、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。参考所选车型属于微型货车且仅用于跑一般

18、运输，所需传递最大扭矩较小，因此主减速器主动锥齿轮采用悬臂式支承。1.4.2 从动锥齿轮的支承选择从动锥齿轮的支承(图5-13c)，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

19、面加设辅助支承(图5-14)。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5-15所示。图514 从动锥齿轮辅助支承 图515 主、从动锥齿轮的许用偏移量第二章 主减速器设计2.1 锥齿轮计算载荷的确定2.1.1 按日常行驶转矩MGF确定从动锥齿轮计算载荷2 （2-1）式中：Ga 汽车总质量（若有挂车，则要包括挂车的质量），该车是17346N；rr 车轮滚动半径，该车是0.3461m3；im 从动锥齿轮到驱动轮之间的减速比，该车为1；m 从动锥齿轮到驱动轮之间的传动效率，该车是98%4；n 驱动桥数目，该车取

20、1；fa 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常，轿车取0.08；载货汽车和城市公共汽车取0.050.09；长途公共汽车取0.060.10，越野汽车取0.090.30。该车取0.08汽车或汽车列车的性能系数： 性能系数，若发动机的最大使用转矩为Memax，N m;当 10-2 =0该车 =0道路滚动阻力系数，计算时轿车取f0.0100.015；载货汽车取0.0150.020；越野汽车取0.0200.035；该车取0.015=173460.3461 (0.08+0+0.015)/(10.981)=581.96 N m2.1.2 按发动机最大使用转矩来确定从动锥齿轮计算载荷MGe （2-2）式中：

21、 由于猛接离合器而产生的超载系数，该车取1；发动机最大转矩，此车为350 Nm 驱动桥数目，取1； 变速器一档传动比，该车4.584； 分动器速比，该车为1； 主减速器速比,取；4.778 发动机到主减速器的传动效率，取90%； 液力变矩器变矩系数，取1；=135014.58414.7750.90/1=6894.91 N m2.1.3按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮计算载荷MGS （2-3）式中： 单个驱动桥的最大轴载质量，该车为7979.8 =7810.6N； 汽车最大加速度时的驱动桥质量转移系数，查为1.32； 轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车， 取0.85； 车轮滚动半

22、径，为0.3461m； 主减速器从动锥齿轮到驱动轮之间的减速比，取1； 主减速器从动锥齿轮到驱动轮之间的传动效率，为0.98。=7810.61.30.850.3461/(0.981)=3048.05N m2.2 锥齿轮主要参数的选择能够表征齿轮副的参数有很多，主要参数有减速比（由总布置确定），主、从动齿轮齿数Z1、Z2，从动锥齿轮的节圆直径d2、端面模数ms，法向压力角on，螺旋角m等。2.2.1 主从动锥齿轮齿数Z1、Z2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i06时，z1的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，z1最好

23、大于5。当i0较小(如i0=3.55)时，引可取为712，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数z1，z2之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于轿车应不少于50。在选取齿数时，应根据减速比的值和齿轮加工方法确定主动齿轮齿数Z1，然后再选取Z2。根据以上的说法，此车所选Z1=9，Z2取43。2.2.2 从动锥齿轮大端节圆直径和端面模数的选择从动锥齿轮的节圆直径径（又叫分度圆直径）可以根据从动锥齿轮上的计算转矩按经验公式确定2：d2=KD （2-4）式中：d2从动锥齿轮大端节圆半径mm；KD2直径系数，取

24、1315.3（本车取15）从动锥齿轮上的计算转矩，取与中的最小值，Nmd2=KD2=217.49mm从动锥齿轮的节圆半径确定后，端面模数ms可按ms= d2/Z2计算得：ms= d2/Z2=5.06mm根据较核公式较核3：ms=Km （2-5）式中：Km模数系数，取0.30.4；（取0.4）从动锥齿轮上的计算转矩，取与中的最小值，Nm代入得ms=Km=5.80mm计算后得较核ms=5.80d2/Z2=5.06，故ms=6mm修正得 ：d2= ms*Z2=643=258mm2.2.3 齿面宽b的选取通常讲齿面宽，指从动大齿轮的齿面宽b2，螺旋锥齿轮副的小齿轮齿面宽b1较b2大10，齿面宽过宽并不

25、能增加轮齿的强度及寿命，反而由于加工原因，易引起齿根处应力集中，一般齿面宽取：b2=34.2667mm圆整为35mm，2.2.4弧齿锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向分为“左旋”与“右旋”两种。对着齿面看去，如果轮齿的弯曲方向从其小端至大端为顺时针走向时，则称为右旋齿，反时针时则称为左旋齿。主、从动齿轮的螺旋方向是不同的。弧齿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。螺旋方向的确定主要是根据所要求的轴向力的方向是离开锥顶，这样可以使齿轮啮合间隙有增大的趋势，不致于使轮齿卡死而损坏。因此，一般汽车主减速器的主动锥齿轮为左旋方向，从动锥齿轮为右旋。2.2.5 螺旋角

26、m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。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋角沿节锥齿线是变化的，齿面宽中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。选择齿乾的螺旋角时，应考虑到它对齿面(或纵向)重叠系数、轮齿强度和轴向力的大小有影响。螺旋角应足够大以使重叠系数不小于1.25。因重叠系数愈大传动就愈平稳噪声就愈低。对轿车应1.51.8。当2.0时可得到很好的结果。螺旋角过大时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

27、的螺旋角多在3540，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。该车选为39。2.2.6 齿轮法向 压力角的选择大压力角可增加齿轮的强度，减小齿轮不产生根切的最小齿数。但是对于尺寸小的齿轮，大压力角易致齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿面重合数下降。因此对于轻负荷工作的齿轮一般采用小压力角，以使齿轮运转平稳。格里森制规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用1430，或16的法向压力角；载货汽车和重型汽车则应分别选用20、2230的法向压力角。此车选用16。2.2.7 主减速器齿轮的几何参数表2-1主减速器齿轮的主要参数顺序项目计 算 公 式 及 值小齿轮大齿轮1齿数Z1=9

28、Z2=432端面模数ms=6mm3节圆直径d1= ms Z1=54mmd2= ms Z2=258mm4法向压力角on=165齿全高ht = ms H2=13.5mm6齿顶高=6mm= msa=6mm7齿根高h1=7.5mmh2= 7.5mm8径向间隙C= ht- hk=0.25mm9分锥角=1149=781010节锥距A0=131.80mm11齿面宽b=35mm12齿根角=315=31513根锥角=833=745514顶锥角=154=812615分度圆直径Da1=65.75Da2=260.4616大端螺旋角m=4317螺旋方向左右18端面重合度1.6219外锥高127.7721.1320侧隙B

29、=0.202.3主减速器锥齿轮轮齿强度的计算2.3.1单位齿长上圆周力主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用单位齿长圆周力来估算，即 Nmm F作用在轮齿上圆周力。 从动齿轮的齿面宽，在此取52.5mm。1）按发动机最大转速计算5 （2-6）式中： Memax发动机最大转矩，取350N/m；ig 变速器速比，取i1=4.778 ， i6=0.746；d1 主动齿轮节圆直径，取54mm；b 从动齿轮的齿面宽，取35mm，=2 3504.7780.746*1000/(5435)=1320.14 N/mm2）按驱动轮打滑计算： 式中G2一驱动桥对水平地面的负荷，N；该车为满载量为1770kg，所以为173

30、46N轮胎与地面的附着系数；该车为0.85rr轮胎的滚动半径，m；该车为0.3461d2主减速器从动齿轮节圆直径，mm。该车为258=2173460.850.34611000/(25835)=1130.22N/mm2.3.2 轮齿的弯曲疲劳强度计算 （2-7）式中： 弯曲应力，N/mm；M 所讨论的齿轮的计算转矩，Nm,对于从动齿轮，按MGe、MGs的较小者和MGF计算；对于主动齿轮，还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；K0 载荷系数，对于汽车K0=1；Ks 尺寸系数，它反映了材料的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当ms1.6mm时，Ks=(ms/25.4)0.25 ；此车为：0.70

31、Km 齿面载荷分配系数，对于悬臂式支承Km=1.101.25，对于跨置式支承，Km=1.01.1；该车为悬臂式支承，故选1.10Kv 质量系数，它与齿轮精度及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的影响有光关，接触好、周接及同心度准确时，取Kv=1；ms 端面模数，取6；b 所讨论的齿轮面宽；该车35Z 所讨论的齿轮的齿数； Z2=43J 所讨论的齿轮的轮齿弯曲应力的综合系数，计算弯曲应力用的综合系数，大齿轮取0.3，小齿轮取0.252按MGe、MGs两者的较小值计算从动锥齿轮的弯曲疲劳应力：=23048.0510.701.101000/（1635260.460.3）=286.06N/mm按MGF计

32、算：=2581.96 10。701.101000/（1635260.460.3）=54.62/mm主动锥齿轮的弯曲应力计算：=3048.059/43=637.96Nm=581.969/43=121.81Nm根据公式，按MGe、MGs两者的较小值计算是的最大弯曲应力，对于汽车主减速器齿轮，不应超过700 N/mm（或不超过材料强度极限的75%）；按MGF计算的弯曲应力不应超过210N/mm，破坏的循环次数为6106。计算得出的值为都不超过极限值，是合格的。2.3.3 轮齿接触强度的计算 （2-8）式中：Cp 综合弹性系数，对于钢制齿轮副，取Cp=234N/mm；d1 主动齿轮节圆直径，该车为54

33、mm；Mp 主动齿轮计算转矩，为MGF=121.81m，MG=637.96m；Ks 尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，取Ks=1；此车选为0.59Kf 表面品质系数，它取决于齿面最后加工的性质，一般情况下对于制造精确的齿轮取Kf=1；K0 载荷系数，对于汽车K0=1；Km 齿面载荷分配系数，对于悬臂式支承，Km=1.101.25，该车取1.12； Kv 质量系数，它与齿轮精度及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的影响有光关，接触好、周接及同心度准确是时，取Kv=1;b 齿面宽，取35mm；J 齿面接触强度的综合系数，取得0.13。 按MGF计算：=814.47N/mm按MGe、MGs两者的较小值计算： =1863.93N/mm主从动齿轮的接触应力是相等的。按最大转矩（MGe、MGs两者的较小值）计算时，许用接触应力为2810 N/mm；按日常行驶转矩MGF计算式1750 N/mm。由以上结果可知，所选的各项参数满足设计要求。结 束 语一转眼，合课程设计也接近的尾声.说起课程设计，我认为最重要的就是做好设计