【文章內(nèi)容簡介】 ： 法向壓力角： （載重汽車）軸交角：節(jié)圓直徑：節(jié)錐角：節(jié)錐距： 周節(jié)：齒頂高：齒根高：徑向間隙：齒根角：面錐角： 根錐角：外圓直徑： 節(jié)錐頂點至齒輪外圓距離： 理論弧齒厚：齒側(cè)間隙：由表查得螺旋角： (1)齒輪計算轉(zhuǎn)矩 (24)(2)按驅(qū)動輪打滑扭矩確定齒輪計算轉(zhuǎn)矩 (25) (26)式中：——由于猛接觸離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，取1； ——液力變矩器變矩系數(shù)，取1； ——變速器一檔傳動比，=； ——分動器傳動比，取1； ——主減速器傳動比，=； ——發(fā)動機(jī)到主減速器從動齒輪的傳動效率，=； ——驅(qū)動橋數(shù)目，=1； ——滿載時驅(qū)動橋靜載荷； ——最大加速時，后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，=； ——輪胎附著系數(shù)，=； ——主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪間的傳動比，=； ——主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪間的傳動效率，=1； ——驅(qū)動橋重量轉(zhuǎn)移系數(shù)，取70%； ——動載重量轉(zhuǎn)移系數(shù)，； ——車輪滾動半徑。(3)初選從動圓柱齒輪的分度圓直徑初選：= 為與的較小者，取8735 Nm 所以：==mm齒輪模數(shù)：m=D2/z2=，m=7螺旋角一般取7176?！?2176。： β=12176。基圓柱螺旋角： 法面模數(shù)： =7端面模數(shù)： 法面壓力角： =20176。端面壓力角: 法面齒距: 端面齒距: 法面基圓齒距: 法面齒頂高系數(shù): =法面頂隙系數(shù): =分度圓直徑: 基圓直徑: 端面頂高系數(shù): 最少齒數(shù): 齒頂高: 齒根高: 齒頂圓直徑: 齒根圓直徑: 法面齒厚: 端面齒厚: 主動錐齒輪的支承形式有兩種：懸臂式和跨置式。(1)懸臂式：齒輪以其輪齒大端一側(cè)的軸頸懸臂式的支承于一對軸承的外側(cè)（如圖2所示）。(2)跨置式：齒輪前后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱為“兩端支承式”（如圖3所示）。圖2 懸臂式 圖3 跨置式裝于輪齒大端一側(cè)軸頸上的軸承，多采用兩個可以預(yù)緊以增強(qiáng)支承剛度的圓錐滾子軸承，其中位于驅(qū)動橋前部的通常稱為主動錐齒輪前軸承，后部緊靠齒輪背面的稱為主動錐齒輪后軸承；當(dāng)采用跨置式支承時，裝于齒輪小端一側(cè)軸頸上的軸承一般稱為導(dǎo)向軸承。本次設(shè)計主動錐齒輪采用懸臂式。為了減小懸臂長度和增加兩支承間的距離，以改善支承剛度，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了方便拆裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。完成螺旋錐齒輪的幾何參數(shù)計算后，還應(yīng)對其進(jìn)行強(qiáng)度計算，以保證主減速器錐齒輪有足夠的強(qiáng)度和壽命，能安全可靠地工作。汽車驅(qū)動橋的齒輪，承受的是交變負(fù)荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)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(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，／。 表1 汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力 N／mm計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力按式（21）、式（22）計算出的最大計算轉(zhuǎn)矩，中的較小者7002800980按式（23）計算出的平均計算轉(zhuǎn)矩1750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(zhuǎn)矩）有關(guān)，而與汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩和最大附著轉(zhuǎn)矩并不是使用中的持續(xù)載荷，強(qiáng)度計算時只能用它來驗算最大應(yīng)力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強(qiáng)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 (27)式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩 兩種載荷工況進(jìn)行計算，N； ——從動齒輪的齒面寬；按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算時： N／mm （28）式中：——發(fā)動機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取360Nm； ——變速器的傳動比； ——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取192mm. 按上式 按最大附著力矩計算時： N／mm （29）式中：——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷，對于后驅(qū)動橋還應(yīng)考慮汽車最大加速時的負(fù)荷增加量，在此取67914N； ——輪胎與地面的附著系數(shù)，； ——輪胎的滾動半徑，；按上式 在現(xiàn)代汽車的設(shè)計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數(shù)據(jù)的20%～25%。經(jīng)驗算以上兩數(shù)據(jù)都在許用范圍內(nèi)。其中上述兩種方法計算用的許用單位齒長上的圓周力[p]都為1865N/mm（2）輪齒的彎曲強(qiáng)度計算汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為 （2～10）式中：——該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，Nm?！　d系數(shù)；　——尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關(guān)，　　　　　　當(dāng)ｍ時，在此＝——載荷分配系數(shù)，取 =；——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高時?！嬎泯X輪的齒面寬，mm。——計算齒輪的齒數(shù)；——端面模數(shù)，mm?！嬎銖澢鷳?yīng)力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)?！镀嚬こ淌謨栽O(shè)計篇》按圖4選取①按T=min[，]計算時： 按上式 ②按T=計算時： 所以主減速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。圖4 彎曲計算用綜合系數(shù)(3) 輪齒的表面接觸強(qiáng)度計算　　錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 N/　　　 (211)式中：——主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩；　　　——材料的彈性系數(shù)， N/mm?！? ，——見式(210)下的說明； ——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，； ——表面質(zhì)量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質(zhì)（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，； ——計算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖5選取J= 圖5 接觸計算用綜合系數(shù)按上式主、從動齒輪的齒面接觸應(yīng)力相等。所以均滿足要求。以上公式（27）～（211）以及圖4，圖5均參考《汽車車橋設(shè)計》[1]經(jīng)過校合可知主減速器的主、從齒輪符合強(qiáng)度要求驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對于驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求：①具有較高的疲勞彎曲強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應(yīng)有高的硬度；②輪齒心部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；③鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易于控制，以提高產(chǎn)品的質(zhì)量、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率；④選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達(dá)到58～64HRC，而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù)〉8時為29～45HRC。由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對研磨）～～、鍍錫。這種表面不應(yīng)用于補(bǔ)償零