【文章內容簡介】 =；——從發(fā)動機到主減速器從動齒輪之間的傳動效率：=；——計算驅動橋數(shù)：n=1；（2）按驅動輪打滑扭矩確定從動輪計算轉矩 = （）式中：——后驅動橋在滿載狀態(tài)下的靜載荷：=40000N； ——汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)：=； ——車輪的滾動半徑：標準中輪胎外直徑1018mm，滾動半徑=；——輪胎與路面之間的附著系數(shù)：=； ——主減速器從動齒輪到車輪間的傳動比：=1； ——主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率：=；（3）按汽車日常行駛平均轉矩確定從動齒輪計算轉矩== (Nm) （）式中：——汽車總質量：=7100； ——道路滾動阻力系數(shù)：=； ——公路坡度系數(shù)：=； ——汽車性能系數(shù)：=0；在強度校核時取=min[,],即==m計算主動錐齒輪時，應將以上各式分別除以該對齒輪的減速比及傳動效率。 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇（1）主動錐齒輪齒數(shù)z1，從動齒輪齒數(shù)z2選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：為了磨合均勻,zz2之間應避免有公約數(shù)；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(shù)和應不小于40；為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于貨車，z1一般不少于6；當主傳動比i0較大時，盡量使z1取得小些，以便得到滿意的離地間隙；對于不同的主傳動比，z1和z2應有適宜的搭配。本次設計選擇z1=7，z2=44。（2）從動齒輪大端分度圓直徑D2,端面模數(shù)m對于單級主減速器，D2對驅動橋殼尺寸有影響，D2大將影響橋殼的離地間隙；D2小則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。 () 式中： ——直徑系數(shù)：=； ——計算載荷：=m； ——從動齒輪大端分度圓直徑； =(mm) ()校核模數(shù)： ()式中: km為模數(shù)系數(shù)，～，；計算得m=＞,所以合格.（3）主、從動錐齒輪齒面寬度bb2錐齒輪齒面設計過寬并不能使齒輪的強度和壽命增大，反而會引起因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄導致的切削刀頭頂面寬度過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓半徑，加大了應力集中，同時還降低了刀具的使用壽命。此外，在安裝時存在位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時載荷都集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早的損壞和產生疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間的減小。但是如果齒面過窄，輪齒表面的耐磨性又會降低。，而且b2應滿足b210 m，一般也推薦b2=。對于螺旋錐齒輪，b1一般比b2大10%。 (mm) () (mm) ()（4）中點螺旋角β選擇β時，必須要考慮它對齒面重合度、輪齒強度和軸向力大小的影響。中點螺旋角β越大，則齒面重合度也越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲也越低，而且輪齒的強度越高。汽車主減速器螺旋錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35176。～40176。貨車一般選用較小值以防止軸向力過大，通常取35176。螺旋方向為：主動左旋，從動右旋。（5）法向壓力角α法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，使得齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)減少。但是對于小尺寸的齒輪，壓力角過大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，本設計選取α=20176。30′。 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表項 目計 算 公 式計 算 結 果主動齒輪齒數(shù)Z17從動齒輪齒數(shù)Z244端面模數(shù)m齒面寬b= mm=工作齒高全齒高= mm法向壓力角=軸交角=90176。節(jié)圓直徑= mm= mm節(jié)錐角arctan=90176。=176。=176。周節(jié)t=t=節(jié)錐距A==取A=齒根高==齒頂高=徑向間隙c=c=齒根角=176。面錐角=176。=176。根錐角===176。=176。齒頂圓直徑===節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離==理論弧齒厚 == 主減速器錐齒輪的強度計算（1）單位齒長上圓周力按發(fā)動機最大轉矩計算：P= =( Nm) （） 式中： ——發(fā)動機最大轉矩：=390Nm； ——變速器傳動比：=； ——主動錐齒輪分度圓直徑：=m=； ——從動齒輪齒面寬：=；上式計算得：P=m＜[P]=1429Mpa，所以齒輪表面耐磨性合格。（2）齒輪的彎曲強度計算從動錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為：= (Mpa) （）式中： ——齒面載荷分布系數(shù)：=1； ——過載系數(shù)：一般取1； ——尺寸系數(shù)：=； ——質量系數(shù)：=1； ——齒輪齒面寬度：==；——從動錐齒輪分度圓直徑：=； ——綜合系數(shù)：=；計算得：=＜[]=700Mpa，所以，齒輪彎曲強度合格。（3）齒輪接觸強度計算錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為：= =(Mpa) （）式中： ——材料彈性系數(shù)：=／mm。 ——主動齒輪計算轉矩：； 按發(fā)動機最大轉矩計算=m； ——過載系數(shù)：=1； ——尺寸系數(shù)：=1； ——齒面載荷系數(shù)：=1； ——質量系數(shù)：=1； b——齒寬：b=min[、]；——齒面接觸應力的綜合系數(shù)：=； 計算得：=＜[]=2800Mpa。 主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的，經過上式校核，齒輪的接觸強度合格。 主減速器軸承的載荷計算 錐齒輪齒面上的作用力錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一個法向力。該法向力可以分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑，為了計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，變速器擋位需要不停的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉矩狀態(tài)，因而主減速器齒輪的工作轉矩處于經常的變化之中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩Td進行計算。+(Nm) （）式中：——發(fā)動機最大轉矩，在此取390Nm；　，…——變速器在各擋的使用率；%，2%，5%，15%，%；，…——變速器各擋的傳動比；，，1；，…——變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率；主、從動齒輪齒面寬中點處的分度圓直徑、 (mm) () (mm) ()（1）齒寬中點處的圓周力齒寬中點處的圓周力為： =(KN) () 式中： ——作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩，= Nｍ；——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑。（2）錐齒輪的軸向力和徑向力 主動錐齒輪齒面的受力圖，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針，法向力FT 作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處，在A點處螺旋方向的法平面內，F(xiàn)T可以分解成兩個相互垂直的力FN和Ff，F(xiàn)N垂直于OA并且位于∠OO′A所在平面，F(xiàn)f位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內。Ff在這個平面內又可分解為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力FS。F與Ff之間的夾角就是螺旋角β，F(xiàn)T與Ff之間的夾角就是法向壓力角α，于是就有： （） （） （）所以可以得出，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為：(N) （） (N) （） 錐齒輪軸承載荷的計算在確定了錐齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力之后，只要根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，就能夠求出軸承所受的載荷。軸承的軸向載荷就是上面所說的齒輪的軸向力。但若是采用圓錐滾子軸承作支承時，還應考慮到徑向力所引起的派生軸向力的影響。而軸承徑向載荷即為上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置都已經確定的狀況下，就能夠簡單的計算出軸承的徑向載荷。采用跨置式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承所承受的徑向載荷， 主減速器軸承的布置尺寸軸承A，B的徑向載荷分別為R= = =(N) （） = =(N) （）根據(jù)上式已知=，=，其中a=146mm ，b=92mm，c=54mm；所以軸承A的徑向力=。其軸向力為0。軸承B的徑向力=。 綜上所述：(1) 軸承A，采用圓柱滾子軸承N208E(內徑40，外徑80)。(2) 軸承B，是一對軸承，對于成對安裝的軸承組的計算當量載荷時徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y值按雙列軸承選用。在此選用30212型軸承。(3) 對于從動齒輪的軸承C，D的徑向力由計算公式較核，軸承C，D均采用30216(內徑80，外徑140)。 主減速器錐齒輪的材料[1]與傳動系其他齒輪比較,主減速器錐齒輪的工作相當繁重，它具有載荷大、作用時間長、載荷變化多、有沖擊等特點。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：