輕型車主減速器設計（輕型商用車上的主減速器采用單級主減速器）
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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第1章 緒 論 1
1.1 國內外主減速器行業(yè)現狀和發(fā)展趨勢 1
1.2 本設計的目的和意義 2
1.3 本次設計的主要內容 2
第2章 主減速器的設計 3
2.1 主減速器的結構型式的選擇 3
2.1.1 主減速器的減速型式 3
2.1.2 主減速器齒輪的類型的選擇 4
2.1.3 主減速器主動錐齒輪的支承形式 6
2.1.4 主減速器從動錐齒輪的支承形式及安置方法 7
2.2 主減速器的基本參數選擇與設計計算 8
2.2.1 主減速比的確定 8
2.2.2 主減速器計算載荷的確定 9
2.2.3 主減速器基本參數的選擇 11
2.2.4 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算 15
2.2.5 主減速器雙曲面齒輪的強度計算 23
2.2.6 主減速器齒輪的材料及熱處理 27
2.3 主減速器軸承的選擇 28
2.3.1 計算轉矩的確定 28
2.3.2 齒寬中點處的圓周力 28
2.3.3 雙曲面齒輪所受的軸向力和徑向力 29
2.3.4 主減速器軸承載荷的計算及軸承的選擇 30
2.4 本章小結 34
第3章 差速器設計 35
3.1 差速器結構形式的選擇 35
3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 37
3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 38
3.4 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 38
3.4.1 差速器齒輪的基本參數的選擇 38
3.4.2 差速器齒輪的幾何計算 40
3.4.3 差速器齒輪的強度計算 42
3.5 本章小結 43
第4章 驅動半軸的設計 44
4.1 半軸結構形式的選擇 44
4.2 全浮式半軸計算載荷的確定 46
4.3 全浮式半軸的桿部直徑的初選 47
4.4 全浮式半軸的強度計算 47
4.5 半軸花鍵的計算 47
4.5.1 花鍵尺寸參數的計算 47
4.5.2 花鍵的校核 49
4.6 本章小結 50
結 論 51
參考文獻 52
致 謝 53
附錄A： 54
摘 要
本設計的任務是設計一臺用于輕型商用車上的主減速器，采用單級主減速器，該減速器具有結構簡單、體積及質量小且成本低等優(yōu)點，因此廣泛用于各種中、小型汽車上。例如，轎車、輕型載貨汽車都是采用單級主減速器，大多數的中型載貨汽車也采用這種形式。
根據輕型載貨汽車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速、發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數，選擇適當的主減速比。根據上述參數，再結合汽車設計、汽車理論、汽車構造、機械設計等相關知識，計算出相關的主減速器參數并論證設計的合理性。
它功用是：將輸入的轉矩增大并相應降低轉速；當發(fā)動機縱置時還具有改變轉矩旋轉方向的作用。
本設計主要內容有：主減速器的齒輪類型、主減速器的減速形式、主減速器主動齒輪和從動錐齒輪的支承形式、主減速比的確定、主減速器計算載荷的確定、主減速器基本參數的選擇、主減速器齒輪的材料及熱處理、主減速器軸承的計算、對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理、對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構、對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計、全浮式半軸計算載荷的確定、全浮式半軸的直徑的選擇、全浮式半軸的強度計算、半軸花鍵的強度計算。
關鍵詞: 主減速比；主動齒輪；從動齒輪；差速器；行星齒輪
ABSTRACT
The design task is to design for a light commercial vehicle on the main reducer, using a single-stage main reducer, the reducer is simple in structure, size and quality of small and low cost, it is widely used in a variety of small and medium-sized car. For example, car, li-
ght truck and are based on single-stage main reducer, the majority of medium-laden vehic-
les were also using this form.
According to the shape of light truck, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and the maximum speed, the engI-
ne's maximum power, maximum torque, displacement and other important parameters, se-
lect the appropriate The main reduction ratio. Based on the above parameters, combined w-
ith the car design, automotive theory, automobile construction, mechanical design and oth-
er related knowledge, to calculate the relevant parameters of the main reducer and demon-
strate the rationality of the design.
Its purpose is to: increase the input torque and lower speed; when the motor home also has a vertical change in the direction of the role of spin torque.
The main elements of design are: the main type of gear reducer, speed reducer forms the main, the main driving gear reducer and the driven bevel gear supporting the form of the determination of the main reduction ratio, the main reducer of the calculation to deter-
mine the load, the main reducer Basic parameters of the choice of the main reduce-rgear materials and heat treatment, the calculation of the main bearing reducer, pla-netary gear symmetric conical differential of the differential principle, symmetric co-ne of the structure of planetary gear differential, planetary symmetric cone different-ial gear design, the whole floating axle load calculation to determine the whole dia-meter floating axle option, all the strength of floating axle, the axle spline strength calculation.
Key words: The main reduction ratio; gear; driven gear; differential; Planetary Gear
第1章 緒 論
1.1 國內外主減速器行業(yè)現狀和發(fā)展趨勢
中國汽車主減速器產業(yè)是緊隨桑塔納等合資項目的國產化配套戰(zhàn)略成長起來的，發(fā)展時間不長。相比跨過公司，我國汽車主減速器企業(yè)多年來定位于汽車集團內部配套或服務于地方區(qū)域市場，國內競爭不充分，發(fā)展明顯滯后于整車。主要表現在以下幾個方面：一是市場競爭不充分，產業(yè)集中度低，企業(yè)規(guī)模效益普遍不高，不能適應零部件業(yè)規(guī)?；?、低成本的發(fā)展要求。二是受體系供應鏈條的限制，不同地區(qū)的主減速器供應體系之間的供應鏈互相不交叉。三是主減速器供應以外資或合資企業(yè)為主，本土企業(yè)的專業(yè)化水平不高，產品技術含量低。
國外汽車主減速器行業(yè)現狀：一是零部件市場投資集中，易于形成較大經濟規(guī)模，生產成本降低，利于實現通用化共享平臺；二是主減速器企業(yè)產品研發(fā)投入力度大，便于技術水平提升，形成與主機廠的同步開發(fā)能力；三是這種現象導致其他國家主減速器企業(yè)跨地區(qū)、跨集團的資產重組難以實現上規(guī)模、上水平的目標，其后果是其產品的技術水平、生產成本、產品質量以及營銷服務網絡等與跨國公司的差距進一步拉大。
?由于新的競爭環(huán)境的形成，以歐美日為代表的全球性汽車產業(yè)鏈正在逐步構成一個新型的汽車工業(yè)零整關系，我們可以清楚地看到世界汽車零部件企業(yè)正紛紛從整車企業(yè)中獨立出來， 這極大地改變了原有汽車產業(yè)的垂直一體化分工協作模式，零部件企業(yè)與整車企業(yè)形成了對等合作、戰(zhàn)略伙伴的互動協作關系。根據Ward's AutoWorld的最新調研表明，日本汽車業(yè)在近幾年來通過建立起一種以追求團隊精神和協調意識，運用戰(zhàn)略聯盟或外包的形式，加強與供應商和承銷商之間合作的新型零整體系顯得尤為富有成效。經由細致的功能與成本比較，研究自身優(yōu)勢所在，或有可能建立起的競爭優(yōu)勢，并集中力量發(fā)展這種優(yōu)勢；同時，從維護企業(yè)品牌角度研究企業(yè)的核心環(huán)節(jié)，保留并增強這些環(huán)節(jié)上的能力，把不具有優(yōu)勢的或非核心的一些環(huán)節(jié)分離出去，同時不斷尋求能與之達到協同的合作伙伴，共同完成價值鏈的全過程。日本企業(yè)的做法，擺脫了“縱向一體化”的負面影響，將資源得以外延，借助零部件企業(yè)的資源達到快速響應市場的目的，于是出現了這一新型的“橫向一體化”模式。
發(fā)展趨勢：世界汽車工業(yè)的全球化重組和我國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，使汽車主減速器產業(yè)處于快速變化的環(huán)境中，我國汽車主減速器企業(yè)在發(fā)展戰(zhàn)略的制定和實施過程中，還會不斷出現新的問題，對已有問題的認識也在不斷深化。這就要求我們與時俱進，開拓思想，不斷提高對問題的認識，及時調整對策措施，從容應對，使企業(yè)穩(wěn)步健康發(fā)展。
當今世界各國齒輪和齒輪減速器向著六高、二低、二化方向發(fā)展的總趨勢，即：高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高傳動效率；低噪聲、低成本；標準化和多樣化。由于計算機技術、信息技術和自動化技術的廣泛應用，齒輪減速器的發(fā)展將躍上新的臺階，從經濟指標、產業(yè)鏈、宏觀政策等多個角度刻畫汽車主減速器發(fā)展變化，洞察行業(yè)發(fā)展動向，精確把握發(fā)展規(guī)律，可見中國本土汽車主減速器存在巨大發(fā)展空間。因此，此題目的設計尤為重要。
1.2 本設計的目的和意義
?隨著加入WTO以來我國汽車市場的進一步開放，跨國汽車集團及零部件供應商紛紛調整了在華戰(zhàn)略，將過去相對獨立的“中國戰(zhàn)略”轉變?yōu)榉掀溟L遠利益和整體利益的“全球戰(zhàn)略”，中國市場逐步成為其“全球戰(zhàn)略”的重要組成部分，它們對中國市場的投資會進一步加大。可以預見，跨國汽車集團及核心零部件供應商對我國汽車產業(yè)的控制力會進一步增強。
主減速器是驅動橋的重要組成部分，其性能的好壞直接影響到車輛的動力性、經濟性。目前,國內減速器行業(yè)重點骨干企業(yè)的產品品種、規(guī)格及參數覆蓋范圍近幾年都在不斷擴展，產品質量已達到國外先進工業(yè)國家同類產品水平，完全可承擔起為我國汽車行業(yè)提供傳動裝置配套的重任，部分產品還出口至歐美及東南亞地區(qū)。由于計算機技術、信息技術和自動化技術的廣泛應用，主減速器將有更進一步的發(fā)展。對主減速器的研究能極大地促進我國的汽車工業(yè)的發(fā)展。
1.3 本次設計的主要內容
本設計的目標是設計一種輕型商用車的主減速器，本設計主要研究的內容有：主減速器的齒輪類型、主減速器的減速形式、主減速器主動齒輪和從動錐齒輪的支承形式、主減速比的確定、主減速器計算載荷的確定、主減速器基本參數的選擇、主減速器齒輪的材料及熱處理、主減速器軸承的計算、對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理、對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構、對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計、全浮式半軸計算載荷的確定、全浮式半軸的直徑的選擇、全浮式半軸的強度計算、半軸花鍵的強度計算。
第2章 主減速器的設計
根據輕型載貨汽車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速、發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數，選擇適當的主減速比。根據上述參數，再結合汽車設計、汽車理論、汽車構造、機械設計等相關知識，計算出相關的主減速器參數并論證設計的合理性。
2.1 主減速器的結構型式的選擇
主減速器的結構型式，主要是根據其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。
2.1.1 主減速器的減速型式
主減速器的減速型式分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。
(1)單級主減速器
如圖2.1所示為單級主減速器。由于單級主減速器具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點，廣泛用在主減速比i<7.6的各種中、小型汽車上。單級主減速器都是采用一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪，也有采用蝸輪傳動的。
圖2.1單極主減速器 圖2.2雙級主減速器
(2)雙級減速
如圖2.2所示為雙級主減速器。由兩級齒輪減速器組成，結構復雜、質量加大，制造成本也顯著增加，因此僅用于主減速比較大(7.60時可取=2.0；
——汽車滿載時的總質量在此取5455 ；
——該汽車的驅動橋數目在此取1；
——傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.9。
根據以上參數可以由(2.3）得：
==6211
（2）按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩
（2.4）
式中：
——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，在此取32550N，此
數據參考同類車型；
——輪胎對路面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，可以取
=0.85；對越野汽車取=1.0；對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取=1.25；在此取=0.85；
——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為7.50-16，則有其滾動半徑為
0.394m；
，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動
效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0。
所以由公式（2.4）得:
==12112
（3）按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩
對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉矩根據所謂的平均牽引力的值來確定：
（2.5）
式中：
——汽車滿載時的總重量，在此取54550N;
——所牽引的掛車滿載時總重量，N，但僅用于牽引車的計算；
——道路滾動阻力系數，對于載貨汽車可取0.015～0.020；在此取0.018；
——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，對于載貨汽車可取0.05～
0.09在此取0.07；
——汽車的性能系數在此取0；
，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效
率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0；
——該汽車的驅動橋數目在此取1；
——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為7.50-16，則有其滾動半徑
為0.394m。
所以由式（2.5）得：
==2101.5
2.2.3 主減速器基本參數的選擇
（1）主、從動錐齒輪齒數和
選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：
①為了磨合均勻，，之間應避免有公約數；
②為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不小于40；
③為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6；
④主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙；
⑤對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。
（2）從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數
對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。
可根據經驗公式初選，即
（2.6）
式中：——直徑系數，一般取13.0～16.0；
——從動錐齒輪的計算轉矩，，為和中的較小者取其值為6221；
由式（2.6）得：
=（13.0～16.0）=（239.09～294.27）；
初選=260 則齒輪端面模數=/=260/35=7.43
==357.43=260.05
（3）主，從動齒輪齒面寬的選擇
齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。
另外,由于雙曲面齒輪的幾何特性,雙曲面小齒輪齒面寬比大齒輪齒面寬要大。一般取大齒輪齒面寬=0.155=0.155260.05=38.09mm，小齒輪齒面寬=1.1=1.138.09=41.90mm
（4）小齒輪偏移距及偏移方向的選擇
載貨汽車主減速器的E值，不應超過從從動齒輪節(jié)錐距的20%（或取E值為d的10%~12%，且一般不超過12%）。傳動比愈大則E值也應愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距E可達從動齒輪節(jié)圓直徑的20％～30％。但當E大干的20％時，應檢查是否存在根切。
E=(0.1～0.12) =(0.1～0.12)260.05=26.01～31.20mm
初選E=30mm
雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種，如圖2.7所示：由從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側，這時如果主動齒輪在從動齒輪中心線上方時，則為上偏移，在下方時則為下偏移。其中a、b是下偏移，c、d是上偏移。雙曲面齒輪的偏移方向與其輪齒的螺旋方向間有一定的關系：下偏移時主動齒輪的螺旋方向為左旋，從動齒輪為右旋；上偏移時主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋。本減速器采用下偏移。
（a） （b）
（c） （d）
圖2.7 雙曲面齒輪的偏移方式
（5）螺旋角的選擇
雙曲面齒輪螺旋角是沿節(jié)錐齒線變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，齒面寬中點處的螺旋角稱為齒輪中點螺旋角。螺旋錐齒輪中點處的螺旋角是相等的。二對于雙曲面齒輪傳動，由于主動齒輪相對于從動齒輪有了偏移距，使主動齒輪和從動齒輪中點處的螺旋角不相等。且主動齒輪的螺旋角大，從動齒輪的螺旋角小。
選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。
汽車主減速器雙曲面齒輪大小齒輪中點處的平均螺旋角多為35°～40°。
主動齒輪中點處的螺旋角可按下式初選:
=++ （2.7）
式中：——主動輪中點處的螺旋角，mm；
，——主、從動輪齒數；分別為8，35；
——雙曲面齒輪偏移距, 30mm；
——從動輪節(jié)圓直徑，260.05mm；
由式（2.7）得:
=++=45.84
從動齒輪中點螺旋角可按下式初選:
——雙曲面齒輪傳動偏移角的近似值；
——雙曲面從動齒輪齒面寬為38.09mm；
=-=45.84°-=34.23°
、從動齒輪和主動齒輪中點處的螺旋角。
平均螺旋角===40.04°。
（6）螺旋方向的選擇
主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。如圖2.8所示，螺旋方向與雙曲面齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。
圖2.8 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力
（7）法向壓力角
加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數下降，對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側的法向壓力角不等，因此應按平均壓力角考慮，載貨汽車選用22°30′或20°的平均壓力角，在此選用20°的平均壓力角。
2.2.4 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算
（1）大齒輪齒頂角與齒根角
圖2.9 收縮齒兩種形式
標準收縮齒（a）和雙重收縮齒(b)各有其優(yōu)缺點，采用哪種收縮齒應按具體情況而定。雙重收縮齒的優(yōu)點在于能提高小齒輪粗切工序的效率。雙重收縮齒的輪齒參數，其大、小齒輪根錐角的選定是考慮到用一把使用上最大的刀頂距的粗切刀，切出沿齒面寬方向正確的齒厚收縮來。當大齒輪直徑大于刀盤半徑時采用這種方法是最好的，不是這種情況而要采用雙重收縮齒，齒高的急劇收縮將使小端的齒輪又短又粗。標準收縮齒在齒高方向的收縮好，但可能使齒厚收縮過多，結果造成小齒輪粗切刀的刀頂距太小。這種情況可用傾錐根母線收縮齒的方法或仔細選用刀盤半徑加以改善，即當雙重收縮齒會使齒高方向收縮過多，而標準收縮齒會使齒厚收縮過多時，可采用傾錐根母線收縮齒作為兩者之間的這種。
大齒輪齒頂角和齒根角為了得到良好的收縮齒,應按下述計算選擇應采用采用雙重收縮齒還是傾錐根母線收縮齒。
①用標準收縮齒公式來計算及
（2.8）
（2.9）
（2.10）
（2.11）
（2.12）
（2.13）
（2.14）
（2.15）
（2.16）
由（2.12）與（2.13）聯立可得:
（2.17）
（2.18）
（2.19）
（2.20）
（2.21）
式中： ,——小齒輪和大齒輪的齒數；
——大齒輪的最大分度圓直徑,已算出為260.05mm；
——大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑；
——在節(jié)錐平面內大齒輪齒面寬中點錐距mm；
——大齒輪齒面寬中點處的齒工作高；
——大齒輪齒頂高系數取0.15；
——大齒輪齒寬中點處的齒頂高；
——大齒輪齒寬中點處的齒跟高；
——大齒輪齒面寬中點處的螺旋角；
——大齒輪的節(jié)錐角；
——齒深系數取3.7；
——從動齒輪齒面寬。
所以：
43.820.73°
②計算標準收縮齒齒頂角與齒根角之和。
③ （2.22）
（2.23）
（2.24）
（2.25）由式（2.19）與（2.23）聯立可得:
（2.26）
——刀盤名義半徑,按表選取為114.30mm
——輪齒收縮系數
④當為正數時,為傾根錐母線收縮齒，應按傾根錐母線收縮齒重新計算及。
⑤按傾根錐母線收縮齒重新計算大齒輪齒頂角及齒跟角。 （2.27）
（2.28）
（2.29）
（2.30）
由式（2.27）與（2.28）聯立可得:
（2.31）
（2.32）
——大齒輪齒頂高系數取0.15
——傾根錐母線收縮齒齒根角齒頂角之和
（2）大齒輪齒頂高
（2.33）
（2.34）
——大齒輪節(jié)錐距
由式（2.33），（2.34）得：
（3）大齒輪齒跟高
（2.35）
——大齒輪齒寬中點處齒跟高
由式（2.35）得：
（4）徑向間隙
（5）大齒輪齒全高
（6）大齒輪齒工作高
（7）大齒輪的面錐角
（8）大齒輪的根錐角
（9）大齒輪外圓直徑
（10）小齒輪面錐角
（11）小齒輪的根錐角
（12）小齒輪的齒頂高和齒根高
齒頂高:
齒根高；
表2.2 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸參數表
序 號
項 目
符號
數值
1
主動齒輪齒數
8
2
從動齒輪齒數
35
3
端面模數
7.5
4
主動齒輪齒面寬
41.90 mm
5
從動齒輪齒面寬
38.09 mm
6
主動齒輪節(jié)圓直徑
60.00 mm
7
從動齒輪節(jié)圓直徑
262.5mm
8
主動齒輪節(jié)錐角
12.88°
9
從動齒輪節(jié)錐角
77.12°
10
節(jié)錐距
133.31mm
11
偏移距
30mm
12
主動齒輪中點螺旋角
45.84°
13
從動齒輪中點螺旋角
34.23°
14
平均螺旋角
40.04°
15
刀盤名義半徑
114.30mm
16
從動齒輪齒頂角
1.12°
17
從動齒輪齒根角
6.34°
18
主動齒輪齒頂高
5.75mm
19
從動齒輪齒頂高
1.77 mm
20
主動齒輪齒根高
7.26mm
21
從動齒輪齒根高
11.84mm
22
螺旋角
35°
23
徑向間隙
1.51mm
24
從動齒輪的齒工作高
11.5mm
25
主動齒輪的面錐角
18.81°
26
從動齒輪的面錐角
78.24°
27
主動齒輪的根錐角
11.52°
28
從動齒輪的根錐角
70.78°
29
最小齒側間隙允許值
0.175mm
2.2.5 主減速器雙曲面齒輪的強度計算
在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。
1、齒輪的損壞形式及壽命
齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下：
（1）輪齒折斷
主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。
①疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經受交變的彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產生初始的裂紋。隨著載荷循環(huán)次數的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。
②過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側間隙調節(jié)不當、安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時，往往會使一端（經常是大端）沿斜向產生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。
為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當的模數、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。
（2）齒面的點蝕及剝落
齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。
①點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。由于接觸區(qū)產生很大的表面接觸應力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現象就稱為點蝕。一般首先產生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的范圍內適當加大齒面寬也是一種辦法。
②齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。
（3）齒面膠合
在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造成的表面損壞現象和擦傷現象稱為膠合。它多出現在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現象的方法是改善潤滑條件等。
（4）齒面磨損
這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現象。規(guī)定范圍內的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。
汽車驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環(huán)次數均以超過材料的耐久疲勞次數。
2、實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸出轉矩Tec和最大附著轉矩Tcs并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應力，不能作為疲勞損壞的依據。
主減速器雙曲面齒輪的強度計算
（1） 單位齒長上的圓周力
在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即
N／mm (2.36)
式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩Temax和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N；
——從動齒輪的齒面寬，在此取38.09mm.
按發(fā)動機最大轉矩計算時
N／mm （2.37）
式中：——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取300；
——變速器的傳動比在此取4.3；
——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取59.43mm；
按式（2.36）得： N／mm
在現代汽車的設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數據的20%～25%。經驗算以上數據在許用范圍內。
（2）輪齒的彎曲強度計算
汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為
N/ （2.38）
式中：——該齒輪的計算轉矩，N·m,N·m;
——超載系數；在此取1.0;
——尺寸系數，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，
當ｍ時，，在此＝0.829
——載荷分配系數，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，＝1.00～
1.10式式支承時取1.10～1.25。支承剛度大時取最小值;
——質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳
動精度高時，可取1.0;
——計算齒輪的齒面寬38.09mm;
——計算齒輪的齒數8;
——端面模7.5mm;
——計算彎曲應力的綜合系數（或幾何系數），它綜合考慮了齒形系數、
載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數及慣性系數等對彎曲應力計算的影響。參照圖2.10取=0.28
圖2.10 計算用彎曲綜合系數
按N·m計算疲勞彎曲應力
＝135 N/< 210 N/
按 N·m計算疲勞彎曲應力
＝479 N/< 700 N/
所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。
(3) 輪齒的表面接觸強度計算
錐齒輪的齒面接觸應力為
N/ (2.39)
式中：——主動齒輪的計算轉矩；
——材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6/mm;
，，——見式(2.38)下的說明;
——尺寸系數，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經驗的
情況下，可取1.0;
——表面質量系數，決定于齒面最后加工的性質（如銑齒，磨齒等），
即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于
制造精確的齒輪可取1.0;
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