汽车主减速器设计与研究

1、 第 页黄河科技学院毕业设计（论文） 引 言言汽车主减减速器总总成是汽汽车传动动系的重重要部件件之一,其功用用是降速速增矩(将输入入的转矩矩增大并并相应降降低转速速),并并可改变变发动机机转矩的的传递方方向,以以适应汽汽车的行行驶方向向。主减减速器总总成对装装配精度度的要求求很高,其制造造和装配配质量对对驱动桥桥乃至整整车的性性能有很很大的影影响。由于受到到传统制制造、装装配工艺艺和测控控手段限限制,主主减速器器的装配配质量往往往满足足不了高高质量汽汽车的要要求。近近年国内内许多车车桥生产产厂家先先后使用用了成套套制造设设备和主主减速器器柔性装装配线,使制造造和装配配质量有有了一定定的提高高,

2、但针针对其装装配精度度的检测测,目前前尚缺乏乏自动化化测控设设备。汽车主减减速器设设计与研研究1 基本本设计参参数1）.发发动机最最大功率率: 55 kw/rpmm 2）.发发动机最最大扭矩矩: 1611.7 NNm/rrpm3）.五五档手动动变速器器: 低速档档比: 6.008 4）.主主减速比比：4.48高高档速比比:1.005）.轮轮胎型号号:1885/775R116 （即即轮胎半半径3332.77mm) 6）.汽汽车总质质量: 4220000 kgg 2 驱动动桥简介介汽车驱动动桥位于于传动系系的末端端。其作作用主要要有增扭扭，降速速，改变变转矩的的传递方方向，并并合理的的将转矩矩分配

3、给给两个驱驱动车轮轮；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。驱动桥桥一般由由主减速速器，差差速器，半轴和和桥壳组组成。目前国内内大型车车桥生产产企业也也主要集集中在中中信车桥桥厂、东东风襄樊樊车桥公公司、济济南桥箱箱厂、汉汉德车桥桥公司、重庆红红岩桥厂厂和安凯凯车桥厂厂几家企企业。这这些企业业几乎占占到国内内大型车车桥900%以上上的市场场。设计驱动动桥时应应当满足足如下基基本要求求：1)选择择适当的的主减速速比，以以保证汽汽车在给给定的条条件下具具有最佳佳的动力力性和燃燃油经济济性。2)外廓廓尺寸小小，保证

4、证汽车具具有足够够的离地地间隙，以满足足通过性性的要求求。3)齿轮轮及其他他传动件件工作平平稳，噪噪声小。4)在各各种载荷荷和转速速工况下下有较高高的传动动效率。5)具有有足够的的强度和和刚度，以承受受和传递递作用于于路面和和车架或或车身间间的各种种力和力力矩；在在此条件件下，尽尽可能降降低质量量，尤其其是簧下下质量，减少不不平路面面的冲击击载荷，提高汽汽车的平平顺性。6)与悬悬架导向向机构运运动协调调。7)结构构简单，加工工工艺性好好，制造造容易，维修，调整方方便。3驱动桥桥结构形形式及选选择 驱动动桥的结结构型式式按工作作特性分分，可以以归并为为两大类类，即非非断开式式驱动桥桥和断开开式驱

5、动动桥。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，但可以以大大提提高汽车车在不平平路面上上的行驶驶平顺性性。3.1非非断开式式驱动桥桥普通非断断开式驱驱动桥，结构简简单、造造价低廉廉、工作作可靠，广泛用用在各种种载货汽汽车、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。他们的的具体结结构、特特别是桥桥壳结构构虽然各各不相同同，但是是有一个个共同特特点，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

6、动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断断开式驱驱动桥断开式驱驱动桥区区别于非非断开式式驱动桥桥的明显显特点在在于前者者没有一一个连接接左右驱驱动车轮轮的刚性性整体外外壳或梁梁。断开开式驱动动桥的桥桥壳是分分段的，并且彼彼此之间间可以做做相对运运动，所所以这种种桥称为为断开式式的。断开式驱驱动桥的的簧下质质量较小小，又与与独立悬悬挂相配配合，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，减小车车轮和车车桥上的的动载荷荷及零件件的损坏坏。但是是，由于于与其相相配

7、的独独立悬挂挂的结构构复杂，故这种种结构主主要见于于对行驶驶平顺性性要求较较高的一一部分轿轿车及一一些越野野汽车上上，且后后者多属属于轻型型以下的的越野汽汽车或多多桥驱动动的重型型越野汽汽车。由于本设设计车辆辆为小型型客车，所以选选用断开开式驱动动桥。4 主减减速器的的结构设设计4.1主主减速器器的齿轮轮类型及及选择a螺旋锥锥齿轮 b双曲曲面齿轮轮 cc圆柱齿齿轮传动动 d螺杆杆传动图1.11主减速速器的几几种齿轮轮类型主减速器器的齿轮轮有螺旋旋锥齿轮轮，双曲曲面齿轮轮（见图图1.22），圆圆柱齿轮轮和蜗轮轮蜗杆等等形式。在此选选用螺旋旋锥齿轮轮传动，其特点点是主、从动齿齿轮的轴轴线垂直直交于

8、一一点。由由于轮齿齿端面重重叠的影影响，至至少有两两个以上上的轮齿齿同时啮啮合，因因此可以以承受较较大的负负荷，加加之其轮轮齿不是是在齿的的全长上上同时啮啮合，而而是逐渐渐有齿的的一端连连续而平平稳的地地转向另另一端，所以工工作平稳稳，噪声声和振动动小。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，并加剧剧齿轮的的磨损和和使噪声声增大；但是当当主传动动比一定定时，主主动齿轮轮尺寸相相同时，双曲面面齿轮比比相应的的螺旋锥锥齿轮小小，从而而可以得得到更大大的离地地间隙，有利于于实现汽汽车的总总体布置置。另外外，螺旋

9、旋锥齿轮轮与双曲曲面锥齿齿轮相比比，具有有较高的的传动效效率，可可达999%。螺旋锥齿齿轮传动动； (b)双曲面面齿轮传传动图1.22 螺旋旋锥齿轮轮与双曲曲面齿轮轮传动本设计选选择格里里森式螺螺旋锥齿齿轮（弧弧齿），主从动动齿轮螺螺旋角相相等。4.2 主减速速器的减减速形式式为了满足足不同的的使用要要求，主主减速器器的结构构形式也也是不同同的（见见图1.3）。按参加减减速传动动的齿轮轮副数目目分，有有单级式式主减速速器和双双级式主主减速器器、双速速主减速速器、双双级减速速配以轮轮边减速速器等。双级式式主减速速器应用用于大传传动比的的中、重重型汽车车上。单单级式主主减速器器应用于于轿车和和一般

10、轻轻、中型型载货汽汽车。单单级主减减速器由由一对圆圆锥齿轮轮组成，具有结结构简单单、质量量小、成成本低、使用简简单等优优点。由于i00=4.486，所所以采用用单级主主减速器器。图1.33 单级级主减速速器（左左）、双双级主减减速器（右）4.3主主减速器器主减速速器主，从动锥锥齿轮的的支承形形式主动锥齿齿轮的支支承形式式可分为为悬臂式式和跨置置式两种种。悬臂臂式安装装通常在在负荷较较小的小小客车和和轻型载载荷汽车车上采用用，所以以本设计计采用悬悬臂式的的主动锥锥齿轮支支撑方式式（见图图1.44）。采用悬臂臂式安装装时，为为保证齿齿轮的刚刚度，主主动齿轮轮的轴颈颈应尽可可能的加加大，并并使两轴轴

11、承间距距b比悬悬臂距离离c大22.5倍倍以上，同时bb不能小小于所支支承的齿齿轮大端端节圆直直径的770%。图1.44 主动动锥齿轮轮悬臂式式从动锥齿齿轮采用用圆锥滚滚子轴承承支承（见图11.5）。为了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，以减小小尺寸cc+d。为了使使从动锥锥齿轮背背面的差差速器壳壳体处有有足够的的位置设设置加强强肋以增增强支承承稳定性性，c+d应不不小于从从动锥齿齿轮大端端分度圆圆直径的的70%。为了了使载荷荷能均匀匀分配在在两轴承承上，应应是c等于或或大于dd。图1.55 从动动锥齿轮轮支撑形形式5 主减减速器齿齿轮参数数设计与与强度校校核5.1主主减速

12、器器齿轮计计算载荷荷的确定定5.1.1按发发动机最最大转矩矩和最低低挡传动动比确定定从动锥锥齿轮的的计算转转矩Tce（NNm）：（1-11）式中：iiTL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；Ttpdd发动机机的输出出的最大大转矩，根据第第三章取取1611.7 Nm；T传传动系上上传动部部分的传传动效率率，在此此取0.93；n该汽汽车的驱驱动桥数数目在此此取1；Kd由由于猛结结合离合合器而产产生冲击击载荷时时的超载载系数，对于一一般的载载货汽车车，矿用用汽车和和越野汽汽车以及及液力传传动及自

13、自动变速速器的各各类汽车车取Kd=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； （1-2）式中：MM汽车满满载时的的总质量量，在此此取4220000kg；fP汽汽车的性性能系数数。所以根据据上式可可得： = 500.655166fp=-0.3346550 即即Kd=1.0由以上各各参数可可求Tcce：=40054.27NNm5.1.2按驱驱动轮打打滑转矩矩确定从从动锥齿齿轮的计计算转矩矩Tcs（NNm）： （1-3）式中：GG2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，预设后后桥所承承载2336922.3NN的负荷荷；轮胎胎对地面面的附着着系

14、数，对于安安装一般般轮胎的的公路用用车，取取=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，计算时时可取11.255；rr车车轮的滚滚动半径径，在此此滚动半半径为00.33327mm；LB，iLBB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00.9，由于没没有轮边边减速器器iLB取11.0。所以根据据上式可可得： = 774444.522Nm5.1.3按汽汽车日常常行驶平平均转矩矩确定从从动锥齿齿轮的计计算转矩矩Tcf（NNm）：对于公路路车辆来来说，使使用条件件较非公公路车辆辆稳定，其正常常持续的的转矩

15、根根据所谓谓的平均均牵引力力的值来来确定： （1-4）式中：GGa汽车满满载时的的总重量量，取4420009.88=4111600N；GT所所牵引的的挂车满满载时总总重量(N)，但仅用用于牵引引车的计计算,此此处为00；fR道道路滚动动阻力系系数，取取0.0012；fH汽汽车正常常行驶时时的平均均爬坡能能力系数数，对于于货车公公交车可可取0.050.009，在在此取00.077；fP汽汽车的性性能系数数在此取取0。所以根据据上式可可得： 即，TTcf=12247.67 Nm 注意意：当计计算锥齿齿轮最大大应力时时，计算算转矩取取前面两两种的较较小值，即；当当计算锥锥齿轮的的疲劳寿寿命时，取。5

16、.2主主减速器器锥齿轮轮的主要要参数选选择主减速器器锥齿轮轮的主要要参数有有主、从从动齿轮轮的齿数数z1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。5.2.1主、从动锥锥齿轮齿齿数z1和z2选择主、从动锥锥齿轮齿齿数时应应考虑如如下因素素：1）为了了磨合均均匀，zz1，z2之间应应避免有有公约数数。2）为了了得到理理想的齿齿面重合合度和高高的轮齿齿弯曲强强度，主主、从动动齿轮齿齿数和应应不小于于40。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商用用车z1一般不不小于66。4）主传传动比i

17、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）对于于不同的的主传动动比，zz1和z2应有适适宜的搭搭配。查阅资料料可知对对于传动动比为ii0=4.48的的汽车来来说，主主动齿轮轮的齿数数初选zz1=9，从动齿齿轮齿数数z2=400。5.2.2主、从动锥锥齿轮节节圆直径径及端面面模数的的选择对于单级级主减速速器，增增大尺寸寸d2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可根根据经验验公式初初选，即即： （1-55）式中：KKD2直径系系数，一一般取113.00166.0Tc从从动锥齿齿轮

18、的计计算转矩矩（Nm），为Tce和Tcs中的的较小者者所以Tcc =440544.277Nm。所以 d2=（113.00166.0）=（2207.32255.1）mmm初选d22=2330mmm 则则mt= d2/ zz2=2330/440=55.755mm查阅机机械设计计通用手手册，mt选取66，则dd2=2440mmm d1=mtz1=544mm同时，mmt还应满满足：= （1-6）式中：模模数系数数Km=（00.30.44）此处，mmt=（00.30.44）=（4.77866.388）。所以模数数mt =66符合条条件5.2.3 主主，从动动锥齿轮轮齿面宽宽b1和b2锥齿轮齿齿面过宽宽并

19、不能能增大齿齿轮的强强度和寿寿命，反反而会导导致因锥锥齿轮轮轮齿小端端齿沟变变窄引起起的切削削刀头顶顶面过窄窄及刀尖尖圆角过过小，这这样不但但会减小小了齿根根圆角半半径，加加大了集集中应力力，还降降低了刀刀具的使使用寿命命。此外外，安装装时有位位置偏差差或由于于制造、热处理理变形等等原因使使齿轮工工作时载载荷集中中于轮齿齿小端，会引起起轮齿小小端过早早损坏和和疲劳损损伤。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。对于从动动锥齿轮轮齿面宽宽b2，推荐荐不大于于节锥距距R的0.3倍，R=1233mmb200.3RR=366.9m

20、mm，而而且b2应满足足b210 mt=600mm，一般推推荐采用用：b2=00.1555 DD2=0.15552400=377.2mmm 取b2=366mm一般习惯惯使锥齿齿轮的小小齿轮齿齿面宽比比大齿轮轮稍大，使其在在大齿轮轮齿面两两端都超超出一些些，通常常小齿轮轮的齿面面加大110%较较为合适适，在此此取b1=400mm5.2.4中点点螺旋角角螺旋角沿沿齿宽是是变化的的，轮齿齿大端的的螺旋角角最大，轮齿小小端螺旋旋角最小小。弧齿锥齿齿轮副的的中点螺螺旋角是是相等的的，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，则也越大大，同时时啮合的的齿越多多，传动动越平稳

21、稳，噪声声越低，而且轮轮齿的强强度越高高，一般般应不小小于1.25，在1.522.0时时效果最最好，但但过大，会导致致轴向力力增大。汽车主减减速器弧弧齿锥齿齿轮的平平均螺旋旋角一般般为355400，在此此处取337。5.2.5螺旋旋方向图1.66齿轮的的螺旋方方向及轴轴向推力力主、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的轴轴向力的的方向，当变速速器挂前前进挡时时，应使使主动锥锥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的的趋势，防止轮轮齿因卡卡死而损损坏。所所以主动动锥齿轮轮选择为为右旋，从锥顶顶看为顺顺时针运运动，这

22、这样从动动锥齿轮轮为左旋旋，从锥锥顶看为为逆时针针，驱动动汽车前前进。法向压力力角加大压力力角可以以提高齿齿轮的强强度，减减少齿轮轮不产生生根切的的最小齿齿数，但但对于尺尺寸小的的齿轮，大压力力角易使使齿顶变变尖及刀刀尖宽度度过小，并使齿齿轮的端端面重合合度下降降，因此此对于轻轻负荷工工作的齿齿轮一般般采用小小压力角角可使齿齿轮运转转平稳，噪声低低。对于于弧齿锥锥齿轮，货车和和城市公公交车可可选用=200的压力力角。5.3 主减速速器圆弧弧锥齿轮轮的几何何尺寸计计算表1-11 主减减速器圆圆弧锥齿齿轮的几几何尺寸寸表序 号项 目计 算 公 式式计 算 结 果果1主动齿轮轮齿数z192主动齿轮轮

23、旋转方方向右旋3从动齿轮轮齿数z2404从动齿轮轮旋转方方向左旋5端面模数数m6mm6齿面宽bb1=440mmm，b22=366mm7齿顶高系系数0.8558顶隙系数数0.18889工作齿高高10.220mmm10全齿高h=111.333mm11法向压力力角=20012轴交角=90013节圆直径径d=mzzd1=554mmm，d22=2440mmm14分度锥角角1=aarcttan（z1/z2）2=990-11=112.6682=777.33215分锥距A=1223.001mmm16大端锥距距R123mmm17齿距P=mmP=188.855mm18齿顶高=7.332mmm，=22.888mm1

24、9齿根高=4.001 mmm，=8.445mmm20径向间隙隙c=c=1.13mmm21齿根角f1=1.887，f2=33.93322面锥角a1=1+f2a2=2+f1a1=16.6111a2=79.1923根锥角f1=1-f1，f2=2-f2f1=10.81，f2=773.33924齿顶圆直直径da1=68.28mmmda2=2411.266mm25齿根圆直直径df1=46.18mmmdf2=2366.299mm26外锥高Ak1=1188.399mmAk2=24.19mmm27齿侧间隙隙B=0.30550.40660.4mmm28螺旋角=3775.4 主减速速器锥齿齿轮强度度计算与与校核 在

25、完成成 主减减速器齿齿轮的几几何计算算之后，要验算算其强度度，以保保证其有有足够的的强度和和寿命以以及安全全可靠地地工作。齿轮的损损坏形式式常见的的有轮齿齿折断、齿面点点蚀及剥剥落、齿齿面胶合合、齿面面磨损等等。汽车车驱动桥桥的齿轮轮，承受受的是交交变负荷荷，其主主要损坏坏形式是是疲劳。其表现现是齿根根疲劳折折断和由由表面点点蚀引起起的剥落落。表11-2为为主减速速器许用用应力 。 表1-2 汽汽车主减减速器的的许用应应力计算载荷荷主减速器器齿轮的的许用弯弯曲应力力主减速器器齿轮的的许用接接触应力力差速器齿齿轮的许许用弯曲曲应力最大计算算转矩cceT，csTT中的较较小者70028000980

26、平均计算算转矩ccfT210.917500210.95.4.1单位位齿长上上的圆周周力在汽车主主减速器器齿轮的的表面耐耐磨性，常常用用其在轮轮齿上的的假定单单位压力力即单位位齿长圆圆周力pp(N/mm)来估算算，即： （1-7）式中：FF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从动齿齿轮的齿齿面宽，在此取取36mmm。1)按发发动机最最大转矩矩计算时时： （11-8）式中：TTtpdd发动机机输出的的最大转转矩，1161.7Nm；ig变变速器的的传动比比，6.0188； d1主主动齿轮轮节圆直直径，在在

27、此取554mmm.。将各参数数代入式式（1-8）得得：p=10001.14 N/mmm1.225pp2)按最最大附着着力矩计计算时： （1-99）式中：GG2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，对于后后驱动桥桥还应考考虑汽车车最大加加速时的的负荷增增加量，在此取取236692.3N；轮胎胎与地面面的附着着系数，在此取取0.885；rr轮轮胎的滚滚动半径径，在此此取0.33227m。将各参数数代入式式（1-9）得得：p= 115500.944N/mmm1.225pp5.4.2轮齿齿的弯曲曲强度计计算汽车主减减速器锥锥齿轮的的齿根弯弯曲应力力为： （11-100）Tz=TTc/(

28、ii0G) （11-111）式中：TTc该齿轮轮的计算算转矩，Nm，对对于从动动齿轮，Tc=miinTTce，TTcs和和Tcf，对对于主动动齿轮， Tc还要根根据式（6-111）换换算，G=0.95；K0超超载系数数；在此此取1.0；Ks尺尺寸系数数，反映映材料的的不均匀匀性，与与齿轮尺尺寸和热热处理有有关，当当m1.66时，在此0.770；Km载载荷分配配系数，悬置式式支承取取1.001.1，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动精度高高时，可可取1.0；b计算算齿轮的的齿面宽宽，mmm；z计算算齿轮的的齿数；m端面面模数，

29、mm；Jw计计算弯曲曲应力综综合系数数（或几几何系数数），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。计算弯弯曲应力力时本应应采用轮轮齿中点点圆周力力与中点点端面模模数，今今用大端端模数，而在综综合系数数中进行行修正。按图66.6选选取小齿齿轮的JJw100.2442，大大齿轮JJw200.1885。图6.66 弯曲曲计算用用综合系系数1）按照照Tc=miinTTce，Tcs计计算的最最大弯曲曲应力其中Tcc=40054.27 Nm，km=1代代入式（1-110）、（1-11）得：w1

30、=4977.688MPaa7000MPaa，w2=6611.86MMPa7000MPaa；2）按照照Tcf计算算疲劳接接触应力力其中Tcc =112477.677 Nm，km=1.1代入入式（11-100）、（1-111）得得：w1=1533.166MPaa，w2= 1888.366MPaa；所以基本本符合设设计要求求。5.4.3轮齿齿的表面面接触强强度计算算锥齿轮的的齿面接接触应力力为: （1-112）式中：TTz主动齿齿轮计算算转矩，Nm，根根据式（1-111可得得）； Cp材材料的弹弹性系数数，对于于钢制齿齿轮副取取2322.6NN1/22/mmm；Kf表表面质量量系数，决定于于齿面最最

31、后加工工的性质质（如铣铣齿，磨磨齿等），即表表面粗糙糙度及表表面覆盖盖层的性性质（如如镀铜，磷化处处理等）。一般般情况下下，对于于制造精精确的齿齿轮可取取1.00；JJ计计算接触触应力的的综合系系数（或或称几何何系数）。它综综合考虑虑了啮和和齿面的的相对曲曲率半径径、载荷荷作用的的位置、轮齿间间的载荷荷分配系系数、有有效尺宽宽及惯性性系数的的因素的的影响， 按图图1.77选取JJJ=0.1266。图1.77 接触触强度计计算用综综合系数数1）按照照Tc=miinTTce，Tcs计计算的最最大弯曲曲应力其中将TTc =440544.277 Nm，km=1.1代入入式（11-111）、（1-112

32、）得得：j= 24449.66MPaa28000MPPa；2）按照照Tcff计算疲疲劳接触触应力其中将TTc=12247.67NNm，km=1代代入式（1-111）、（1-12）得：j=113588.9MMPa28000MPPa；所以基本本符合设设计要求求。5.5 主减速速器锥齿齿轮的材材料 驱动桥桥主减速速器的工工作条件件是相当当繁重的的，与传传动系其其它齿轮轮相比，具有载载荷大、作用时时间长、载荷变变化多、带冲击击等特点点。其损损坏形式式主要有有轮齿根根部弯曲曲折断、齿面疲疲劳点蚀蚀、磨损损和擦伤伤等。根根据这些些情况，对驱动动桥齿轮轮的材料料应满足足如下的的要求：(1)具具有高的的弯曲疲

33、疲劳强度度和表面面接触疲疲劳强度度，以及及较好的的齿面耐耐磨性，故齿表表面应有有高的硬硬度。(2)齿齿轮芯部部应有适适当的韧韧性以适适应冲击击载荷，避免在在冲击载载荷下齿齿根折断断。(3)钢钢材的锻锻造、切切削与热热处理等等加工性性能良好好，热处处理变形形小或变变形规律律易控制制，以提提高产品品质量，缩短制制造时间间、减小小成本并并降低废废品率。(4)选选择合金金材料是是，尽量量少用含含镍、铬铬材料，而选用用含锰、钒、硼硼、钛、钼、硅硅等元素素的合金金钢。汽车主减减速器螺螺旋锥齿齿轮目前前都是用用渗碳合合金钢制制造，其其钢号主主要有220CrrMnTTi、220MnnVB、20MMnTiiB、

34、222CrrNiMMo和116SiiMn22WMooV。渗渗碳合金金钢有表表面能得得到含碳碳量较高高的硬化化层（一一般碳的的质量分分数为00.8%1.2%），具有有很高的的抗压性性和耐磨磨性，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。由于钢钢本身含含碳量较较低，使使锻造性性能和切切削加工工性能较较好。其其主要缺缺点是热热处理费费用较高高，表面面硬化层层以下的的基底较较软，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，便会引引起表面面硬化层层的剥落落。为改善新新齿轮的的磨合

35、，防止其其在运行行初期出出现早期期的磨损损、擦伤伤、胶合合或咬死死，锥齿齿轮在热热处理以以及精加加工后，作厚度度为0.00550.0200mm的的磷化处处理或镀镀铜、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，可进行行渗硫处处理以提提高耐磨磨性。此处选220CrrMnTTi。6 主减减速器轴轴承的计计算6.1锥锥齿轮齿齿面上的的作用力力锥齿轮在在工作过过程中，相互啮啮合的齿齿面上作作用有一一法向力力。该法法向力可可分解为为沿齿轮轮切向方方向的圆圆周力、沿齿轮轮轴线方方向的轴轴向力及及垂直于于齿轮轴轴线的径径向力。为计算作作用在齿齿轮

36、的圆圆周力，首先需需要确定定计算转转矩。汽汽车在行行驶过程程中，由由于变速速器挡位位的改变变，且发发动机也也不全处处于最大大转矩状状态，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，轴承的的主要损损坏形式式为疲劳劳损伤，所以应应按输入入的当量量转矩TTdz进行行计算。作用在在主减速速器主动动锥齿轮轮上的当当量转矩矩可按下下式计算算： （11-133）式中：TTtpdd发动动机最大大转矩，在此取取1611.7NNm；fi1，fi22fiR变速器器在各挡挡的使用用率，ffi1=220，ffi2=880；ig1，ig22igR变速器器各挡的的传动比比；fT1，fT22fTR变速器

37、器在各挡挡时的发发动机的的利用率率，可ffT1=fT2=660。=3433.522 NNm对于圆锥锥齿轮的的齿面中中点的分分度圆直直径： （1-114） （1-15）所以经计计算： d1m445.990mmm，d2m= 2044.022mm（1）齿齿宽中点点处的圆圆周力齿宽中点点处的圆圆周力（N）为为： （1-116）式中：TTdz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该该齿轮的的齿面宽宽中点处处的分度度圆直径径。则主动锥锥齿轮齿齿宽中点点处的圆圆周力： =144.977KN（2）锥锥齿轮的的轴向力力和径向向力图1.88 主动动锥齿轮轮齿面的的受力图

38、图如图1.8，主主动锥齿齿轮螺旋旋方向为为左旋，从锥顶顶看旋转转方向为为逆时针针，FN为作用用在节锥锥面上的的齿面宽宽中点AA处的法法向力，在A点点处的螺螺旋方向向的法平平面内，FT分解成成两个相相互垂直直的力FFN和Ff，FN垂直于于OA且且位于OOA所在在的平面面，Ff位于以以OA为为切线的的节锥切切平面内内。Ff在此平平面内又又可分为为沿切线线方向的的圆周力力F和沿节节圆母线线方向的的力Fs。F与Ff之间的的夹角为为螺旋角角，FT与Ff之间间的夹角角为法向向压力角角，这样样就有： （1-17） （1-18） （11-199）于是，作作用在主主动锥齿齿轮齿面面上的轴轴向力AA和径向向力R分

39、分别为： （1-220） （11-211）根据式（1-220）可可计算：360885.33N根据式（1-221）可可计算：=151100.5N6.2 主减速速器轴承承载荷的的计算轴承的轴轴向载荷荷就是上上述的齿齿轮的轴轴向力。但如果果采用圆圆锥滚子子轴承作作支承时时，还应应考虑径径向力所所应起的的派生轴轴向力的的影响。而轴承承的径向向载荷则则是上述述齿轮的的径向力力，圆周周力及轴轴向力这这三者所所引起的的轴承径径向支承承反力的的向量和和。当主主减速器器的齿轮轮尺寸，支承形形式和轴轴承位置置已确定定，则可可计算出出轴承的的径向载载荷。对于采用用悬置式式的主动动锥齿轮轮和从动动锥齿轮轮的轴承承径向

40、载载荷，如如图1.9所示示图1.99 主减减速器轴轴承的布布置尺寸寸 图1.10单单极主减减速器轴轴承的布布置尺寸寸(1)对对于主动动轴轴承承： 轴承承A，BB的径向向载荷分分别为： （1-22） （11-233）根据上式式已知FF=1449700N，FFaz=3660855.3NN，Frz=1151000.55N，aa=1330mmm，b=500mm，c=d=84mmm 所以以轴承AA的径向向力：=246689.38NN其轴向力力为0；轴承B的的径向力力：=59999.668N 轴轴承A、B的轴轴向载荷荷为：=0 当锥齿齿轮的节节圆直径径d1800mm时时，一般般采用整整体式结结构，所所以主

41、动动齿轮为为整体式式结构，.对于轴承承A、BB，由于于主动轴轴的尺寸寸以及轴轴承为标标准件的的限制，所以轴轴承A轴轴颈取dd=400mm，在此选选用3223088型轴承承；轴承承B取轴轴颈d=35mmm，在在此选用用323307型型轴承。 （1-224）在此径向向力R=2446899.388N 轴向力力A=3660855.3NN，e=1.55tgaa=0.5466,所以以A/RR=1.76e，所以以 X=0.4，YY=0.4coot=1.10。当量动载载荷： Q= （1-27）式中：ffd冲击载载荷系数数在此取取1.22。有上式可可得Q=1.2（00.4246689.38+1.11036008

42、5.3）=594483.50NN由于采用用的是成成对轴承承Cr=1.71CCr Crr=11150000N n=440000r/mmin =所以轴承承的使用用寿命由由式（11-244）和式式（1-27）可得；=2224.33h （2)对于从从动轴轴轴承： 初选选c=dd=844mm轴承C、D的径径向载荷荷分别为为 （1-228） （1-229）由于从动动齿轮的的轴向力力和径向向力分别别为=41880.220N=125503.1N 所以由（1-228）、（1-29）可得：轴承C、D的径径向力分分别为=118889.28NN =81666.339N轴承C、D的轴轴向力为为41800.200N 0可用受力力最大的的轴承CC来计算算，两轴轴承取相相同型号号。=41880.22/1118899.3=0.3352e , X=11,Y=0,所以=1118889.33N 224.3= C=4