1、PAGE PAGE 28第一章 課程設(shè)設(shè)計的基基本內(nèi)容容及要求求1.1 課程設(shè)設(shè)計的基基本內(nèi)容容本課程設(shè)設(shè)計是根根據(jù)給定定的設(shè)計計參數(shù)和和要求，對某輕輕型貨車車整體式式單級主主減速器器及驅(qū)動動橋進行行設(shè)計，設(shè)計的的基本內(nèi)內(nèi)容包括括：1）根據(jù)據(jù)給定的的設(shè)計參參數(shù)及要要求，對對汽車主主減速器器進行詳詳細的結(jié)結(jié)構(gòu)設(shè)計計和參數(shù)數(shù)計算；2）對差差速器、半軸、驅(qū)動橋橋殼等進進行選型型設(shè)計；3）繪制制出主減減速器及及驅(qū)動橋橋的裝配配圖。已知給定定的設(shè)計計參數(shù)和和要求如如下（范范例）：汽車最大大總質(zhì)量量30000kg檔傳動動比1.711額定載重重量m12000kg后軸軸荷荷分配60%（滿載）發(fā)動機最最大扭矩矩

2、/轉(zhuǎn)速140NN.m/22000(r/mmin)車輪滾動動半徑0.3778m發(fā)動機最最大功率率Pemmax/轉(zhuǎn)速48kww/3600(r/mmin)最小離地地間隙1802200mm最大車速速100kkm/hh驅(qū)動方式式42變速器最最高檔（檔）傳傳動比1.0發(fā)動機布布置方式式FR變速器檔傳動動比6.0發(fā)動機旋旋轉(zhuǎn)方向向逆時針（輸出端端）檔傳動動比3.099第二章 整體式式單級主主減速器器設(shè)計2.1 主減速速器的結(jié)結(jié)構(gòu)形式式1、主減減速器齒齒輪的類類型：現(xiàn)代汽車車單級主主減速器器中多采采用螺旋旋錐齒輪輪和雙曲曲面齒輪輪兩種。（a） 螺旋錐錐齒輪 （b） 雙雙曲面齒齒輪圖1 主主減速器器齒輪類類型1

3、）螺旋旋錐齒輪輪如圖11（a）所示示，其主主、從動動齒輪軸軸線垂直直相交于于一點，且兩者者的螺旋旋角相等等，可知知螺旋錐錐齒輪的的傳動比比為：(2-11)式中：、螺旋錐錐齒輪主主、從動動齒輪的的平均分分度圓半半徑。2）雙曲曲面齒輪輪如圖11（b）所示示，主、從動齒齒輪軸線線偏移了了一個距距離，稱稱為偏移移距，（如圖22所示）。根據(jù)嚙合合面上法法向力相相等，可可求出主主、從動動齒輪圓圓周力之之比為： （2-22）式中：、雙曲面面齒輪主主、從動動齒輪的的圓周力力；、雙曲面面齒輪主主、從動動齒輪的的螺旋角角。圖2 雙雙曲面齒齒輪嚙合合時受力力分析雙曲面齒齒輪傳動動比為： （2-33）式中：、雙曲面面

4、齒輪主主、從動動齒輪的的圓周力力；、雙曲曲面齒輪輪主、從從動齒輪輪的螺旋旋角；、雙曲曲面齒輪輪主、從從動齒輪輪的平均均分度圓圓半徑令，則。由于，所以，通常為為1.22511.500。2、主減減速器減減速形式式：主減速器器的減速速形式主主要有單單級減速速、雙級級減速、雙速、單級貫貫通式、雙級貫貫通式和和輪邊減減速等形形式。單級主減減速器由由一對錐錐齒輪傳傳動，具具有結(jié)構(gòu)構(gòu)簡單、質(zhì)量小小、成本本低、使使用簡單單等優(yōu)點點，廣泛泛應用于于主減速速比7.6的各各種轎車車和輕、中型貨貨車上（對于雙雙曲面齒齒輪通常常要求6.55）；而而雙級減減速和雙雙速主要要用于重重型載貨貨汽車，貫通式式則用于于多橋驅(qū)驅(qū)動

5、的汽汽車。3、主減減速器主主動錐齒齒輪的支支承方式式：主動錐齒齒輪的支支承形式式可分為為懸臂式式支承和和跨置式式支承兩兩種。（a）懸懸臂式支支承 （b）跨置置式支承承圖3 主主動錐齒齒輪的支支承方式式（1）懸懸臂式支支承如圖圖3（a）所示示，其特特點是主主動錐齒齒輪軸上上兩圓錐錐滾子軸軸承的大大端向外外，以減減少懸臂臂長度，增加支支承距，提高支支承剛度度；為了了盡可能能地增加加支承剛剛度，支支承距應應大于22.5倍倍的懸臂臂長度，且應比比齒輪節(jié)節(jié)圓直徑徑的700還大大，另外外靠近齒齒輪的軸軸徑應不不小于尺尺寸。靠靠近齒輪輪的支承承軸承有有時也采采用圓柱柱滾子軸軸承，這這時另一一軸承必必須采用用

6、能承受受雙向軸軸向力的的雙列圓圓錐滾子子軸承。懸臂式式支承結(jié)結(jié)構(gòu)簡單單，但支支承剛度度較差，用于傳傳遞轉(zhuǎn)矩矩較小的的轎車、輕型貨貨車的主主減速器器。（2）跨跨置式支支承如圖圖3（bb）所示示，支承承強大高高,但加加工和安安裝不便便。通常常裝載質(zhì)質(zhì)量2噸噸以上的的貨車才才采用此此支承方方式。4、主減減速器從從動錐齒齒輪的支支承方式式及調(diào)整整：圖4 從從動錐齒齒輪的支支承方式式為了增加加支承剛剛度，兩兩軸承的的圓錐滾滾子大端端應向內(nèi)內(nèi)，以減減小尺寸寸。但應不小小于從動動錐齒輪輪大端分分度圓直直徑的770。為了使使載荷能能盡量均均勻分配配在兩軸軸承上，并讓出出位置來來加強連連接突緣緣的剛度度，應盡盡

7、量使尺尺寸等于于或大于于尺寸。為防止在在大負荷荷下會產(chǎn)產(chǎn)生較大大的變形形，常采采用輔助助支承裝裝置，如如圖5所所示，輔輔助支承承與從動動錐齒輪輪背面之之間的間間隙，應應保證偏偏移量達達到允許許極限時時能制止止從動錐錐齒輪繼繼續(xù)變形形。主、從動齒齒輪受載載變形或或移動的的許用偏偏移量如如圖6所所示。圖5 從從動錐齒齒輪的輔輔助支承承方式圖6 在在載荷作作用下主主減速器器齒輪的的容許極極限便移移量2. 22 主減減速器基基本參數(shù)數(shù)的選擇擇與計算算1、主減減速比的的確定：對于具有有很大功功率的轎轎車、客客車、長長途公共共汽車，尤其是是對競賽賽汽車來來說，在在給定發(fā)發(fā)動機最最大功率率的情況況下，所所選

8、擇的的值應能能保證這這些汽車車有盡可可能高的的最高車車速。這這時值應應按下式式來確定定： （2-44）式中：車輪的的滾動半半徑，mm；最大功功率時的的發(fā)動機機轉(zhuǎn)速，rminn；汽車的的最高車車速，kkmh；變速器器最高擋擋傳動比比，通常常為1。對于其他他汽車來來說，為為了得到到足夠的的功率儲儲備而使使最高車車速稍有有小降，主減速速比一般般應選得得比按式式(2-4)求求得的要要大100225，即按下下式選擇擇： （2-55）式中：分動器器或加力力器的高高檔傳動動比；輪邊減減速器傳傳動比。按式(22-4)或式(2-55)求得得的值應應與同類類汽車的的主減速速比相比比較，并并考慮到到主、從從動主減減

9、速齒輪輪可能有有的齒數(shù)數(shù)，對值值予以校校正并最最后確定定下來。本設(shè)計范范例中，、和都為11，根據(jù)據(jù)第四章章中采用用式（22-4）最小傳傳動比計計算結(jié)果果5.13，此值在在后面的的計算中中可根據(jù)據(jù)情況結(jié)結(jié)合式（2-55）適當當調(diào)整。(55.1336.442)2、主減減速齒輪輪計算載載荷的確確定：通常是將將發(fā)動機機最大轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩配以以傳動系系最低檔檔傳動比比時和驅(qū)驅(qū)動車輪輪打滑時時這兩種種情況下下作用于于主減速速器從動動齒輪上上的轉(zhuǎn)矩矩（）的的較小者者，作為為載貨汽汽車和越越野汽車車的計算算載荷，即： （2-66） （2-77）式中：發(fā)動機機最大轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩（NN.m）；由發(fā)動動機到主主減速器器從動齒齒輪間

10、的的傳動系系最低檔檔傳動比比；傳動系系的傳動動效率（通常取取=0.9）；超載系系數(shù)，對對于一般般的貨車車和客車車取=11；驅(qū)動橋橋數(shù)目；滿載時時驅(qū)動橋橋上的靜靜載荷（汽車最最大總質(zhì)質(zhì)量軸荷分分配）；輪胎與與路面的的附著系系數(shù)，對對于安裝裝一般輪輪胎的公公路用汽汽車取=0.885，對對于越野野汽車=1.00，對于于安裝專專門防滑滑寬輪胎胎的高級轎轎車取=1.225；最大加加速時后后軸負荷荷轉(zhuǎn)移系系數(shù)，一一般乘用用車為11.21.44，貨車為11.11.2；車輪滾滾動半徑徑；主減速速器從動動齒輪到到車輪間間的傳動動效率（通常取取0.995）；主減速速器從動動齒輪到到車輪間間的傳動動比。由（2-6）

11、、（2-7）求求得的計計算載荷荷是最大大轉(zhuǎn)矩，主要用用于錐齒齒輪最大大應力計計算，而而疲勞壽壽命計算算則需要要按汽車車日常行行駛的平平均轉(zhuǎn)矩矩在確定定計算載載荷： （2-88）式中：汽車滿滿載總重重（N）；道路滾滾動阻力力系數(shù)，一般轎轎車取00.01100.0015，貨車取取0.00150.0220，越越野車取取0.00200.0035；平均爬爬坡能力力系數(shù)，一般轎轎車取00.088，貨車車和城市市公交取取0.0550.009，長長途客車車取0.060.100，越野野車取00.0990.30； 汽車性性能系數(shù)數(shù)： （22-9） （當當16時時，取=0）對于主減減速器主主動齒輪輪，應將將（2-6

12、）、（2-7）和和（2-8）式式分別除除以主減減速比和和傳動效效率（對對于螺旋旋錐齒輪輪=0.95；對于雙雙曲面齒齒輪，當當6時時，=00.855，當6時，=0.90）。對于本設(shè)設(shè)計范例例：（1）齒齒輪最大大應力計計算時，齒輪計計算載荷荷為：從動錐齒齒輪：38770N.m（=65.112=330.772，=1, =1, =00.9）；65662N.m（=N.mm，=00.855，=11.1，=0.95, =11）；取=38870 N.mm作為計計算載荷荷。主動錐齒齒輪：=8399.8N.m（=00.9）。（2）齒齒輪疲勞勞壽命計計算時，齒輪計計算載荷荷為：7600 N.m（=0.0015, =

13、00.055, =0(因為=0.1195*30000*99.8/1400=400.955所以取取=0)；主動錐齒齒輪：1655 N.m。（=0.9）3、主減減速器齒齒輪基本本參數(shù)的的選擇：主減速器器錐齒輪輪的主要要參數(shù)有有主、從從動錐齒齒輪齒數(shù)數(shù)和、從動動錐齒輪輪大端分分度圓直直徑、端端面模數(shù)數(shù)、齒面面寬、雙雙曲面齒齒輪副的的偏移距距、中點點螺旋角角、法向向壓力角角等。1）齒數(shù)數(shù)的選擇擇選擇主、從動錐錐齒輪齒齒數(shù)時應應考慮如如下因素素：（1）為為了磨合合均勻，、之間應應避免有有公約數(shù)數(shù)；（2）為為了得到到理想的的重合系系數(shù)和高高的輪齒齒彎曲強強度，主主、從動動齒輪齒齒數(shù)和應應不少于于40；（3

14、）為為了嚙合合平穩(wěn)、噪聲小小和具有有高的疲疲勞強度度，對于于轎車，一般不不少于99；對于于貨車，一般不不少于66；（4）當當主傳動動比較大大時，盡盡量使取取得少些些，以便便得到滿滿意的離離地間隙隙。當6時，可取取最小值值并等于于5，但為為了嚙合合平穩(wěn)并并提高疲疲勞強度度常大于于5；當較小小時（33.55），可取取712。表2-11汽車主主減速器器主動錐錐齒輪齒齒數(shù)傳動比（z2/z1）z1推薦薦z1允許許范圍1.5001.7514121161.7552.0013111152.0002.5011101132.5003.001091113.0003.501091113.5004.001091114.

15、0004.50981004.55.008795.0006.007686.0007.506577.500100.000556本設(shè)計范范例：根根據(jù)之前前計算得得到的主主減速器器傳動比比=5.13，查表22-1取取=7，=366，重新新計算傳傳動比=5.114，返返回（22-6）、（22-7）和（22-8）計算得得：38886N.m 8400 N.m7600N.mm 1644 N.m2）從動動錐齒輪輪大端分分度圓（也稱節(jié)節(jié)圓）直直徑和端端面模數(shù)數(shù)對于單級級主減速速器，對對驅(qū)動橋橋殼尺寸寸有影響響，大將將影響橋橋殼離地地間隙；小則影影響跨置置式主動動齒輪的的前支承承座的安安裝空間間和差速速器的安安裝。

16、可根據(jù)經(jīng)經(jīng)驗公式式初選： (2-110)式中：從動錐錐齒輪大大端分度度圓直徑徑(mmm)；直徑系系數(shù)，一一般為113.00155.3；從動錐錐齒輪的的計算轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩(NNm)，。確定后，端面模模數(shù)可由由進行計計算，并并用下式式進行校校核（取取較小者者）： (2-11)式中：為為模數(shù)系系數(shù)（通通常為00.30.44）。表2-22 錐齒齒輪模數(shù)數(shù) （mmm）0.10.1220.1550.20.2550.30.3550.40.50.60.70.80.911.12251.2551.37751.51.75522.2552.52.75533.2553.53.75544.555.566.578910111214

17、161820222528303236404550注：1、表中模模數(shù)指錐錐齒輪大大端端面面模數(shù)；2、該表表適用于于直齒、斜齒及及曲面錐錐齒輪。本設(shè)計范范例：2200mm（=14）；6.111mmm； 利用（2-111）式式校核計計算得：6.229mmm（=0.4）；對照表22-2取取=6.0mmm（對于于螺旋齒齒輪端面面模數(shù)用用表示）；反算=2216mmm。3）從動動錐齒輪輪齒面寬寬一般要求求小于110倍的的端面模模數(shù)。但但是齒面面過窄，輪齒表表面的耐耐磨性會會降低。從動錐錐齒輪齒齒面寬推推薦值為為：=0.1155 （2-12） 對于主主動錐齒齒輪齒面面寬通常常較從動動錐齒輪輪齒面寬寬大100%

18、。本設(shè)計范范例：=33.48mmm。=36.8mmm4）錐齒齒輪螺旋旋方向從錐齒輪輪錐頂看看，齒形形從中心心線上半半部向左左傾斜為為左旋，向右傾傾斜為右右旋。主主、從動動錐齒輪輪的螺旋旋方向是是相反的的。螺旋旋方向與與錐齒輪輪的旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)方向影影響其所所受軸向向力的方方向，判判斷軸向向力方向向時，可可以用手手勢法則則，左旋旋齒輪的的軸向力力的方向向用左手手法則判判斷，右右旋齒輪輪用右手手法則判判斷；判判斷時四四指握起起的旋向向與齒輪輪旋轉(zhuǎn)方方向相同同，其拇拇指所指指方向則則為軸向向力的方方向如圖圖7所示示。當變變速器掛掛前進擋擋時，應應使主動動齒輪的的軸向力力離開錐錐頂方向向，這樣樣可使主主、從動

19、動齒輪有有分離趨趨勢，防防止輪齒齒卡死而而損壞。5）雙曲曲面齒輪輪副偏移距及偏偏移方向向的選擇擇轎車、輕輕型客車車和輕型型載貨汽汽車主減減速器的的值，不不應超過過從動齒齒輪節(jié)錐錐距的440%（接近于于從動齒齒輪大端端分度圓圓直徑的的20%）；而而載貨汽汽車、越越野汽車車和公交交車等重重負荷傳傳動，則則不應超超過從動動齒輪節(jié)節(jié)錐距的的20%（或取取為的100%112%，一般不不超過112%）。傳動動比越大大則也應應越大，大傳動動比的雙雙曲面齒齒輪傳動動，可達達到的220%30%，但此此時需要要檢查是是否存在在根切。雙曲面齒齒輪的偏偏移可分分為上偏偏移和下下偏移兩兩種。由由從動齒齒輪的錐錐頂向其其

20、齒面看看去，并并使主動動齒輪處處于右側(cè)側(cè)，如果果主動齒齒輪在從從動齒輪輪中心線線的上方方，則為為上偏移移；在從從動齒輪輪中心線線下方，則為下下偏移。如果主主動齒輪輪處于左左側(cè)，則則情況相相反。圖圖8a、b為下下偏移，圖8cc、d為為上偏移移。本設(shè)計范范例：考考慮到為為輕型貨貨車，取取=0.15=0.1152200=322.4mmm，并并采用主主動錐齒齒輪下偏偏移，考考慮到發(fā)發(fā)動機為為逆時針針旋轉(zhuǎn)（輸出端端），主主動錐齒齒輪選擇擇左旋，從動錐錐齒輪選選擇右旋旋。6）中點點螺旋角角螺旋錐齒齒輪和雙雙曲面齒齒輪螺旋旋角沿齒齒寬是變變化的，因此，常用齒齒面寬中中點處的的螺旋角角來表示示，稱為為中點螺螺

21、旋角或或名義螺螺旋角。 螺旋錐齒齒輪副的的中點螺螺旋角是是相等的的，而雙雙曲面齒齒輪副由由于存在在偏移距距，而使使其中點點螺旋角角不相等等，且主主動齒輪輪螺旋角角要比從從動齒輪輪螺旋角角大,兩兩者之差差稱為偏偏移角（如圖22所示）。選擇時，應考慮慮它對齒齒面重合合度、輪輪齒強度度和軸向向力大小小的影響響。越大大，則也也越大，同時嚙嚙合的齒齒數(shù)越多多，傳動動就越平平穩(wěn)，噪噪聲越低低，而且且輪齒的的強度越越高。一一般應不不小于11.255，在11.52.00時效果果最好。但是過過大，齒齒輪上所所受的軸軸向力也也會過大大。 “格里森森”制齒輪輪推薦用用下式預預選主動動齒輪螺螺旋角的的名義值值： （2

22、-13）式中：主動齒齒輪名義義（中點點）螺旋旋角的預預選值；、主、從動齒齒輪齒數(shù)數(shù)；從動齒齒輪的分分度圓直直徑；雙曲面面齒輪副副的偏移移距。對于雙曲曲面齒輪輪，所得得螺旋角角名義值值還需按按照選用用的標準準刀號進進行反算算，最終終得到的的螺旋角角名義值值與預選選值之差差不超過過5。本設(shè)計范范例：對對于螺旋旋齒輪36。7）齒輪輪法向壓壓力角的的選擇格里森制制齒輪規(guī)規(guī)定轎車車主減速速器螺旋旋錐齒輪輪選用11430或166的法向向壓力角角，載貨貨汽車和和重型汽汽車選用用20或22230的法向向壓力角角；對于于雙曲面面齒輪轎轎車選用用19的平均均壓力角角，載貨貨汽車選選用22230的平均均壓力角角。當

23、8時，其平均均壓力角角均選用用2115。本設(shè)計范范例：螺螺旋錐齒齒輪=220。8）銑刀刀盤名義義直徑的的選擇刀盤名義義直徑可可按從動動齒輪分分度圓直直徑直接接按表33選取：表3 螺螺旋錐齒齒輪和雙雙曲面齒齒輪名義義刀盤半半徑的選選擇本設(shè)計范范例：由由于為2216mmm，故故查表33，選擇擇=955.255mm。2. 33 螺旋旋錐齒輪輪幾何尺尺寸計算算表4 格格里森制制螺旋錐錐齒輪幾幾何尺寸寸計算用用表（mmm）序號計算公式式計算范例例注 釋17 小齒輪輪齒數(shù)應應不少于于6，用用半展成成法加工工時，按按下表選選定：/22.53456-8171513876236 齒數(shù)由由及主減減速比確確定，但但

24、和之間應應避免公公約數(shù)；對轎車車：+應在550660范圍圍內(nèi)，而而載貨汽汽車一般般要求40。36.0端面模數(shù)數(shù)可由進行行計算，并用式式（2-11）進行校校核后查查表2。433.448從動齒輪輪面寬=0.1155，同時10。520法向壓力力角，轎轎車14430或166，貨車車20，重型型汽車22230。69.366 齒工作作高，其其中見表表5、表表6。710.3398齒全高，其中見見表5、表6。890軸交角942小齒輪分分度圓直直徑1011小齒輪節(jié)節(jié)錐角1179大齒輪節(jié)節(jié)錐角12110節(jié)錐距1318885周節(jié)141622大齒輪齒齒頂高，其中見見表5、表6。157744小齒輪齒齒頂高162.655

25、8小齒輪齒齒根高1787778大齒輪齒齒根高1810338徑向間隙隙191388小齒輪齒齒根角204.566大齒輪齒齒根角2111.556小齒輪面面錐角2280.338大齒輪面面錐角239.622小齒輪根根錐角2474.444大齒輪根根錐角2557.22小齒輪外外緣直徑徑26216.6大齒輪外外緣直徑徑27106.5小齒輪節(jié)節(jié)錐頂點點至齒輪輪外緣距距離2819.44大齒輪節(jié)節(jié)錐頂點點至齒輪輪外緣距距離295.244大齒輪理理論弧齒齒厚，其其中見表表73013.66小齒輪理理論弧齒齒厚31B0.2齒側(cè)間隙隙B，3236螺旋角33螺旋方向向主動齒輪輪左旋，從動齒齒輪右旋旋。34旋轉(zhuǎn)方向向主動齒輪輪

26、順時針針，從動動齒輪逆逆時針。表5 載載貨、公公共、牽牽引汽車車或壓力力角為220的其他他汽車螺螺旋錐齒齒輪的、和表6 用展成成法或半半展成法法加工的的汽車螺螺旋錐齒齒輪的、和表7 螺旋錐錐齒輪的的大齒輪輪理論弧弧齒后表8 “格里森森”制圓錐錐齒輪推推薦齒側(cè)側(cè)間隙BB2.5 主減速速器錐齒齒輪強度度計算 輪齒損損壞形式式主要有有彎曲疲疲勞折斷斷、過載載折斷、齒面點點蝕及剝剝落、齒齒面膠合合、齒面面磨損等等。按發(fā)動機機最大轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩計算算時有： （2-115） 式中中：發(fā)動機機最大轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩，NN.mm；變速器器傳動比比，通常常取檔及直直接檔進進行計算算；主動齒齒輪分度度圓直徑徑（mmm），對對于雙曲曲

27、面齒輪輪有：；對螺旋旋齒輪有有。按最大附附著力矩矩計算時時有： （2-116） 式中中：滿載下下驅(qū)動橋橋上的靜靜載荷，N；輪胎與與地面的的附著系系數(shù)，按按表100查得；輪胎的的滾動半半徑，mm；主減速速器從動動齒輪分分度圓半半徑，mmm。許用的單單位齒長長圓周力力見見表100。表10 許用用單位齒齒長上的的圓周力力參數(shù)類別輪胎與地地面的附附著系數(shù)數(shù)檔檔檔轎車8935363218930.855載貨汽車車14299250142990.855公交車9822140.855牽引汽車車5362500.655注：在現(xiàn)現(xiàn)代汽車車設(shè)計中中，由于于材料及及加工工工藝等制制造質(zhì)量量的提高高，計算算所得的的值允許許高

28、出表表中數(shù)據(jù)據(jù)20%255%。本設(shè)計范范例：對對螺旋齒齒輪有：按發(fā)動機機最大轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩計算算有：=42mmm;117794.7N/mm，滿足設(shè)設(shè)計要求求；按最大附附著力矩矩計算有有：15665.44N/mmm11.2,滿足設(shè)設(shè)計要求求。2、輪齒齒彎曲強強度：錐齒輪的的計算彎彎曲應力力（N/mm22）為：（2-117）式中：錐齒輪輪輪齒的的齒根彎彎曲應力力(MPPa)；所計算算齒輪的的計算轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩(NN.m)；從動動齒輪按按=minn（）和計算算，主動動齒輪按按和計算（一般由由于從動動齒輪受受力較主主動齒輪輪大，常常只校核核從動齒齒輪）；過載系系數(shù)，一一般取11；尺寸系系數(shù)，它它反映了了材料性性質(zhì)的不

29、不均勻性性，與齒齒輪尺寸寸及熱處處理等因因素有關(guān)關(guān)，當1.66mm時時，=(25.4)。齒面載載荷分配配系數(shù)，跨置式式結(jié)構(gòu)：=1.01.11，懸臂臂式結(jié)構(gòu)構(gòu)：=11.1001.225；質(zhì)量系系數(shù)，當當輪齒接接觸良好好，齒距距及徑向向跳動精精度高時時，=11.0；所計算算的齒輪輪齒面寬寬(mmm)；所討論論齒輪大大端分度度圓直徑徑(mmm)；所計算算齒輪的的輪齒彎彎曲應力力綜合系系數(shù)，取取法見圖圖10-圖133。上述按或或計算的的最大彎彎曲應力力不不超過7700MMPa；按或計算的的疲勞彎彎曲應力力不不應超過過2100MPaa（破壞壞的循環(huán)環(huán)次數(shù)次）。圖10 彎曲曲計算用用綜合系系數(shù)（平平均壓力

30、力角為119的雙曲曲面齒輪輪）圖11 彎曲曲計算綜綜合系數(shù)數(shù)（平均均壓力角角為22230的雙曲曲面齒輪輪）圖12 彎曲曲計算用用綜合系系數(shù)（壓壓力角為為20，軸交交角為990的螺旋旋錐齒輪輪）圖13 彎曲曲計算用用綜合系系數(shù)（壓壓力角為為2230、軸交交角為990的螺旋旋錐齒輪輪）3、輪齒齒接觸強強度：錐齒輪輪輪齒的齒齒面接觸觸應力為為: (22-188)式中:錐齒輪輪輪齒的的齒面接接觸應力力(MPPa)；主動齒齒輪計算算轉(zhuǎn)矩（N/mm）；主動錐錐齒輪大大端分度度圓直徑徑(mmm)；取和的的較小值值(mmm)，通通常取從從動齒輪輪的；尺寸系系數(shù)，它它考慮了了齒輪尺尺寸對淬淬透性的的影響，通常取

31、取1.00；齒面品品質(zhì)系數(shù)數(shù)，它取取決于齒齒面的表表面粗糙糙度及表表面覆蓋蓋層的性性質(zhì)(如鍍銅銅、磷化化處理等等)，對于于制造精精確的齒齒輪，取取1.00；綜合彈彈性系數(shù)數(shù)，針對對鋼齒輪輪取2332.66Nmm；齒面接接觸強度度的綜合合系數(shù)，取法見見；、見式式(2-117)的說明明。主、從動動齒輪的的齒面接接觸應力力是相同同的，按按計算的的最大接接觸應力力不不應超過過28000MPPa，按按計算的的疲勞接接觸應力力不不應超過過17550MPPa（破破壞的循循環(huán)次數(shù)數(shù)次）。圖14 接觸觸強度計計算用綜綜合系數(shù)數(shù)（平均均壓力角角為199的雙曲曲面齒輪輪）圖15 接觸觸強度計計算用綜綜合系數(shù)數(shù)（平均

32、均壓力角角為22230的雙曲曲面齒輪輪）圖16 接觸觸強度計計算用綜綜合系數(shù)數(shù)（壓力角角為200、軸交交角為990的螺螺旋齒輪輪）4、齒輪輪尺寸的的調(diào)整：如果上述述計算所所得到的的彎曲應應力和接接觸應力力超過了了他們許許用應力力，則應應加大齒齒輪尺寸寸，使其其計算的的應力在在許用應應力的范范圍內(nèi)。加大后后的齒輪輪尺寸，可以近近似地按按照以下下兩式求求得。按彎曲強強度： （22-199）按接觸強強度： （2-220）5、錐齒齒輪的材材料及熱熱處理：汽車主減減速器錐錐齒輪的的工作條條件非常常惡劣，與傳動動系其它它齒輪相相比較，具有載載荷大、作用時時間長、變化多多、有沖沖擊等特特點。其其損壞形形式主要要有輪齒齒根部彎彎曲折斷斷、齒面面疲勞點點蝕（剝剝落）、磨損和和擦傷等等。它是是傳動系系中的薄薄弱環(huán)節(jié)節(jié)。錐齒齒輪材料料及熱處處理應滿滿足如下下要求：1）具有有高的彎彎曲疲勞勞強度和和表面接接觸疲勞勞強度，齒面具具有高的的硬度以以保證有有高的耐耐磨性；2）輪齒齒芯部應應有適當當?shù)捻g性性以適應應沖擊載載荷，避避免在沖沖擊載荷荷下齒根根折斷；3）鍛造造性能、切削加加工性能能及熱處處理性能能良好，熱處理理后變形形小或變變形規(guī)律律易控制制；4）選擇擇合金材材料