車橋設計(shèjì)培訓（三）1主減速齒輪載荷計算(jìsuàn)和參數選擇第一頁，共91頁。目錄(mùlù)主減速器齒輪基本參數的選擇與設計(shèjì)計算一、主減速器齒輪計算(jìsuàn)載荷的確定二、主減速器齒輪基本參數的選擇2.1主、從動齒輪齒數2.2從動錐齒輪節圓直徑和端面模數2.3螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪的齒寬2.4雙曲面小齒輪偏移距和偏移方向2.5

螺旋角β的選擇2.6

螺旋方向的選擇2.7

法向壓力角的選擇第二頁，共91頁。一、主減速器齒輪(chǐlún)計算載荷的確定由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩定性，因此要準確地算出主減速器齒輪的計算(jìsuàn)載荷是比較困難的。通常是將發動機最大轉矩配以傳動系最低擋傳動比時和驅動車輪在良好路面上開始滑轉時這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪的轉矩較小者，作為驗算被齒最大應力的計算(jìsuàn)載荷。即第三頁，共91頁。由(1-12)和(1-13)求得的計算載荷為最大轉矩，而不是正常持續轉矩，不能用它作為疲勞損壞的依據。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩定，其正常持續轉矩根據所謂平均比牽引力的值來確定，即主減速器從動(cóngdòng)齒輪的平均計算轉矩Tjm第四頁，共91頁。第五頁，共91頁。二、主減速器齒輪(chǐlún)基本參數的選擇1.主、從動(cóngdòng)齒輪齒數的選擇對于單級主減速器，根據主減速比i0選擇主減速器主、從動齒輪的齒數z1和z2。為了使磨合均勻(jūnyún)，z1、z2之間應避免有公約數；為了得到理想的齒面重疊系數，其齒數之和對于載貨汽車應不小于40，對于轎車應不小于50。當i0較大時，則盡量使z1取得小，以得到滿意的驅動橋離地間隙。對于普通的雙級主減速器來說，由于第一級的減速比i01比第二級的i02小些,這時，第一級主動錐齒輪的齒數z1可選得較大，約在9-15范圍內。第二級圓柱齒輪傳動的齒輪和可選在68±10范圍內。

對于雙曲面齒輪單級貫通式主減速器來說，通常其主動齒輪的最小齒數為8。Tip:齒面重疊系數:齒輪傳動過程中，同時嚙合齒輪的齒數第六頁，共91頁。第七頁，共91頁。2.從動(cóngdòng)錐齒輪節圓直徑及端面模數的選擇主減速器螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪從動(cóngdòng)齒輪的節圓直徑，可根據該齒輪的計算轉矩，按經驗公式選出：第八頁，共91頁。研究表明，主減速器齒輪主要與最大持續載荷有關(yǒuguān)，而與汽車壽命期間出現的峰值載荷關系不大第九頁，共91頁。3.螺旋(luóxuán)錐齒輪與雙曲面齒輪齒寬F的選擇通常推薦圓錐齒輪與雙曲面齒輪傳動從動齒輪的齒寬為其節錐距A0的0.3倍，即F=0.3A0，但不應超過端面模數m的10倍，即F≤10m。對于(duìyú)汽車工業，主減速器圓弧錐齒輪推薦采用：齒面寬過大和過小，都會降低齒輪的強度和壽命。齒面寬大于上述規定，不但不能提高(tígāo)齒輪的強度和耐久性，還會給制造帶來困難。另外齒面寬過大也會引起裝配空間的減小習慣是螺旋錐齒輪的小齒輪齒寬比大齒輪加大10%。雙曲面齒輪的幾何特性，小齒輪比大齒輪齒面寬要大。而汽車差速器行星齒輪的齒面寬比半軸的要小。第十頁，共91頁。4.雙曲面小齒輪偏移及偏移方向(fāngxiàng)的選擇在雙曲面齒輪傳動中，小齒輪中心線對大齒輪中心線的偏移距E的大小(dàxiǎo)及偏移方向是該傳動的重要參數第十一頁，共91頁。選擇E值時應考慮的問題：E值過大，將導致齒面縱向滑動(huádòng)增大，從爾引起齒面的早期磨損或擦傷；E值過小則不能充分發揮雙曲面齒輪的特點。對于轎車、輕型載貨汽車的主減速器來說，E值不應超過從動齒輪節錐距的40%；對中型及以上的載貨汽車等重負荷傳動，不應超過20%。傳動比愈大則偏移距E也應愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距E可達從動齒輪節圓直徑的200%-30%。但當偏移距E大于從動齒輪節圓直徑的20%時，應檢查是否存在根切。如圖所示，由從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主齒輪處于右側，這時如果(rúguǒ)主動齒輪在從動齒輪中心線上方，則為上偏移，反之下偏移。第十二頁，共91頁。2.5螺旋(luóxuán)角β的選擇螺旋(luóxuán)角β的定義見圖螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪的螺旋角β是齒線上任(shàngrèn)一點C處的切線T與該點和節錐頂點O的連線OL之間的夾角。齒面寬中點處的螺旋角，稱為齒輪的中點螺旋角，也就是名義螺旋角。螺旋錐齒輪的主、從齒輪的名義螺旋角是相等的，對于雙曲面齒輪，由于有了偏移距，所以它們是不相等的，而且主動齒輪的大。第十三頁，共91頁。選擇齒輪的螺旋角時，應考慮它對齒面重疊系數mF、輪齒強度和軸向力的大小的影響。螺旋角應足夠大以使mF不小于1.25。因mF愈大，傳動就愈平穩，噪音(zàoyīn)就愈低。螺旋角過大會引起軸向力亦過大，因此應有一個適當的范圍，以使齒輪的軸向力不太大而又得到盡可能大的重疊效果。汽車主減速錐齒輪的螺旋角（對雙曲面齒輪則是大、小齒輪中點螺旋角的平均值）多在35°-40°范圍內。在一般機械制造標準中推薦35°。F/m是齒面寬與模數之比第十四頁，共91頁。2.6螺旋(luóxuán)方向的選擇螺旋方向指的是輪齒節錐齒線的曲線彎曲方向，分為左旋和右旋。判斷方向時是從齒面錐頂對著其齒面看去，輪齒從小端到大端的走向(zǒuxiàng)為順時針則為右旋，反之為左旋。主從動齒輪的方向是不同的。齒輪傳動時產生的軸向力其方向取決于齒輪的螺旋(luóxuán)方向和旋轉方向。判斷齒輪旋轉方向為向齒輪背面看去。判斷軸向力方向用左右手法則。伸直拇指的指向為軸向力方向，其他手指握起來后的指向就是齒輪旋轉方向。第十五頁，共91頁。2.7法向壓力(yālì)角α的選擇加大壓力角可以提高輪齒的強度，減少齒輪不產生(chǎnshēng)根切的最小齒數。但對尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，使齒輪的重疊系數下降。對格里森制主減速器螺旋(luóxuán)錐齒輪來說，轎車選用14°30?或16°的法向壓力角，載貨汽車選用20°的壓力角；重型載貨汽車可選用22°30?的壓力角。對雙曲面齒輪來說，雖然大齒輪輪齒兩側齒形的壓力角是相等的，但小齒輪輪齒兩側的壓力角不相等，因此，其壓力角按平均壓力角考慮。在格里森制雙曲面齒輪傳動中，轎車選用19°平均壓力角；載貨汽車選用22°30?的平均壓力角。當小齒輪齒Z1≥8時，其平均壓力角則選用21°15?。第十六頁，共91頁。17主減速器從動齒輪計算載荷(zàihè):●T2je=(Temax*il*K0*ηT)/n=（250*5.441*3.273*1*0.95）/1＝4229.5(N·m)●T2jφ=(m2*G2*φ*Rr)/(ηLB*iLB)=（1*15533*0.8*0.364）/（0.95*1）＝4761.27(N·m)●T2jm=Rr*(Ga+Gt)*(fR+fH+fp)/(ηLB*iLB*n)=0.364*（26607+0）*（0.02+0.09+0）/（0.95*1*1）＝1121.42(N·m)上式中各參數值為：T2je—按發動機最大轉矩配以傳動系最低擋傳動比計算的從動齒輪載荷(zàihè)；T2jφ—按最大附著力計算的從動齒輪載荷(zàihè)；T2jm—按汽車日常行駛計算的從動齒輪平均計算載荷(zàihè)；P201示例(shìlì)：發動機HFC4DA1-2C最大功率（轉速）kW（r/min）85/3600最大扭矩（轉速）N.m（r/min）250/1800-2800后軸荷kg1585總質量kg2715變速箱速比I1=5.441i6=0.794輪胎滾動半徑R=0.364m后橋主減速比I0=3.273第十七頁，共91頁。●Temax—發動機最大轉矩，取值為250；●il—由發動機至所計算的主減速器從動(cóngdòng)齒輪之間的傳動系最低檔傳動比，即5.441*3.273＝17.81；●ηT—由發動機至所計算的主減速器從動(cóngdòng)齒輪之間的傳動效率，取ηT=0.95；●K0—由于“猛接合”離合器而產生沖擊載荷時的超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野車以及液力傳動及自動變速的各類汽車，取K0=1；當性能系數>0時，可取K0=2，或由實驗決定；此車取值為1.0●n—該汽車的驅動橋數目，此車取值為1；●G2—汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大載荷，取值為1585*9.8＝15533；●m2—汽車加速時的后橋質量轉移系數，此橋為1，其計算過程如下：m2=1+(Temax*il*ηT*hg)/(Rr*L*G2)=1+（250*5.441*3.273*0.95*0.364）/（0.364*3.43*1585*9.8）＝1上式中各參數值為：Rr—輪胎滾動半徑，此車為0.364m。hg—汽車滿載時的質心高度，此車為m。L—此車軸距，為m。第十八頁，共91頁。●φ—輪胎和地面的附著系數，此車取值為0.8。●Rr－輪胎滾動半徑，取值為0.364m。●ηLB、iLB—分別為由所計算的主減速器從動(cóngdòng)齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，取值為0.95、1.0。●Ga—汽車滿載總重量，取值為2715*9.8＝26607(N)；●Gt—所牽引的掛車的滿總重量，取值為0；●fR—道路滾動阻力系數，計算時對于轎車可取=0.010~0.015；對于載貨汽車可取0.015~0.020；對于越野汽車可取0.020~0.035。故取值為0.020；●fH—汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，通常對轎車取0.08；對載貨汽車和城市公共汽車取0.05~0.09；對長途公共汽車取0.06~0.10；對越野汽車取0.09~0.30。故取值為0.09；●fp—汽車或汽車列車的性能系數。取值為0；其算法如下：因為>16，故取=0通過比較T2je、T2jφ的大小，T2je比較小，所以用它來計算從動(cóngdòng)齒輪最大應力。第十九頁，共91頁。2、主減速器主動齒輪計算載荷:●T1je=T2je/(I0*η)=4229.5/（36/11*0.97）＝1332.31(N·m)●T1jφ=T2jφ/(I0*η)=4761.27/（36/11*0.97）＝1499.83(N·m)●T1jm=T2jm/(I0*η)=1121.42/（36/11*0.97）＝353.25(N·m)上式中各參數值為：T1je—按發動機最大轉矩配以傳動系最低擋傳動比計算的主動齒輪載荷；T1jφ—按最大附著力計算的主動齒輪載荷；T1jm—按汽車日常行駛(xíngshǐ)計算的主動齒輪平均計算載荷；I0－主減速器傳動比，取值為36/11；η－主減速器主被動齒輪的傳動效率，雙曲面齒輪取0.96～0.98，此處取值為0.97；第二十頁，共91頁。謝謝(xièxie)！第二十一頁，共91頁。\主減速器圓弧齒及延伸外擺線齒螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的幾何(jǐhé)尺寸計算和強度計算2014年9月19日第二十二頁，共91頁。主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸(chǐcun)計算主動齒輪齒數從動齒輪齒數端面模數齒面寬齒工作高齒全高法向壓力角軸交角節圓直徑周節節錐角節錐距齒頂高齒根高第二十三頁，共91頁。徑向間隙齒根角面錐角根錐角外圓直徑節錐頂點至齒輪外緣距離理論弧齒厚齒側間隙第二十四頁，共91頁。螺旋角螺旋方向在一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢驅動車輪小齒輪旋轉方向

向齒輪背面看去，通常主動齒輪為順時針，從動齒輪為反時針第二十五頁，共91頁。主減速器圓弧齒雙曲面齒輪(chǐlún)的幾何尺寸計算雙重收縮齒的有點在于能提高(tígāo)小齒輪粗切工序的效率。標準收縮齒在齒根方向的收縮好，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。這種情況可使用傾根錐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，可采用傾根錐母線收縮齒作為兩者之間的這種。第二十六頁，共91頁。延伸外擺線齒螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的幾何尺寸(chǐcun)計算延伸(yánshēn)外擺線錐齒輪，按其節錐齒線的平均曲率半徑和平均螺旋角的不同分為普通型螺旋錐齒輪和特性螺旋錐齒輪。第二十七頁，共91頁。主減速器圓弧齒及延伸外擺線齒螺旋(luóxuán)錐齒輪與雙曲面齒輪的強度計算在完成(wánchéng)主減速器齒輪的幾何計算之后，應驗算其強度，進行強度計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠地工作。在進行強度計算時，應首先了解齒輪的損壞形式。1.齒輪的損壞(sǔnhuài)形式（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。折斷多由齒根開始，因為齒根處輪齒的彎曲應力最大。{1}疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，輪齒根部經受交變的彎曲應力。{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，而引起齒輪的一次性突然折斷。第二十八頁，共91頁。為了(wèile)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。齒根圓角應盡可能加大，根部及齒面要光潔。（2）齒面的點蝕及剝落(bōluò)齒面的疲勞點蝕及剝落是滲碳齒輪的主要破壞形式，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要是由于表面(biǎomiàn)接觸強度不足而引起的。{1}點蝕：系輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞結果{2}齒面剝落：發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。（3）齒面膠合

在高壓和告訴滑磨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。（4）齒面磨損

系輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現象。第二十九頁，共91頁。2.主減速器圓弧齒及延伸外擺線(bǎixiàn)齒螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪的強度計算(1)”格里森”制圓弧齒螺旋(luóxuán)錐齒輪與雙曲面齒輪的強度計算{1}單位(dānwèi)齒長上的圓周力在汽車工業中，主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用在其輪齒上的假定單位壓力即單位齒長上的圓周力來估算，即N/mm式中；P——作用在齒輪上的圓周力，按發動機最大轉矩和最大附著力矩，兩種載荷工況進行計算，N；F——從動齒輪的齒面寬，mm第三十頁，共91頁。按發動機最大轉矩計算(jìsuàn)時：N/mm式中：——發動機最大轉矩；——變速器傳動比；——主動(zhǔdòng)齒輪節圓直徑。第三十一頁，共91頁。式中：——汽車滿載時一個驅動(qūdònɡ)橋給水平地面的最大負荷；對后驅動(qūdònɡ)橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增大量；——輪胎與地面的附著系數；——輪胎的滾動半徑；——主減速器從動齒輪節圓直徑。按最大附著力計算(jìsuàn)時：第三十二頁，共91頁。附著系數一擋二擋直接擋轎車8935363218930.85載貨汽車142925014290.85公共汽車9822140.86牽引汽車5362500.65許用單位(dānwèi)齒長上的圓周力在現代汽車設計中，由于材質及加工工藝等制造質量(zhìliàng)的提高，單位齒長上的圓周力有時高出表中數據的20%~30%。第三十三頁，共91頁。{2}輪齒的彎曲(wānqū)強度計算汽車(qìchē)主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪輪齒的計算彎曲應力為式中：——該齒輪的計算轉矩——超載系數——尺寸系數，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸與熱處理等有關。當端面模數時，——載荷分配(fēnpèi)系數，當兩個齒輪均用騎馬式支撐形式時，=1-1.1；當一個齒輪用騎馬式支撐時，=1.1-1.25。支撐剛度大時取小值；——質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好、周節及徑向跳動精度高時，可取第三十四頁，共91頁。F——計算齒輪(chǐlún)的齒面寬；Z——計算齒輪(chǐlún)的齒數；M——端面模數；J——計算彎曲應力用的綜合系數，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。第三十五頁，共91頁。{3}輪齒的齒面接觸(jiēchù)強度計算式中，——主動(zhǔdòng)齒輪最大轉矩；——主動(zhǔdòng)齒輪工作轉矩；——材料的彈性系數；——主動(zhǔdòng)齒輪節圓直徑；——尺寸系數，它考慮了齒輪尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經驗的情況下，可取1；第三十六頁，共91頁。——表面質量系數(xìshù)，決定于齒面最后加工的性質。一般情況下對于制造精確的齒輪可取1；F——齒面寬，取齒輪副中的較小值（一般為從動齒輪齒面寬）；J——計算接觸應力的綜合系數(xìshù)。{4}強度計算后齒輪尺寸(chǐcun)的調整如前所述，強度計算所得的彎曲應力(yìnglì)和接觸應力(yìnglì)應不超過它們的許用應力(yìnglì)，否則應加大齒輪尺寸，使其計算應力(yìnglì)在許用應力(yìnglì)的范圍內。加大后的齒輪尺寸，可近似地按以下兩式求得。第三十七頁，共91頁。按彎曲(wānqū)強度:按接觸(jiēchù)強度：式中：——加大尺寸的齒輪(chǐlún)的節圓直徑；——原試選的齒輪(chǐlún)的節圓直徑；——原試選的齒輪(chǐlún)的計算彎曲應力；——許用彎曲應力；——原試選的齒輪(chǐlún)的計算接觸應力；——許用接觸應力。第三十八頁，共91頁。(2)”奧利康”制延伸外擺線(bǎixiàn)齒螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的強度計算“奧利康”制延伸外擺線等高齒錐齒輪與“格里森”制圓弧線漸宿齒錐齒輪相比，雖然它們的齒制不同且各具特點，但在齒輪尺寸（節圓直徑、模數、齒面寬）及壓力角等相同的情況下，這兩種齒輪的彎曲強度和接觸強度也都是分別相近的。因此，有的資料中曾推薦過按通常圓弧齒錐齒輪的強度計算(jìsuàn)方法來進行延伸外擺線等高齒錐齒輪的強度計算(jìsuàn)。但這種齒輪也有其專屬的強度計算(jìsuàn)方法，分別介紹如下。（1）輪齒(lúnchǐ)的彎曲強度計算{1}輪齒齒面寬中點處圓周力的確定

圓周力的計算公式為第三十九頁，共91頁。式中，——主動(zhǔdòng)齒輪計算轉矩；——主動(zhǔdòng)齒輪齒面寬中點的分度圓半徑。其表達式為：其中(qízhōng)：為中點錐距，為主動齒輪節錐角。或其中：、、F分別(fēnbié)為節圓直徑、節錐角與齒面寬。第四十頁，共91頁。{2}輪齒齒面寬中點的極限(jíxiàn)彎曲載荷的確定輪齒齒面寬中點處的極限彎曲載荷是指使輪齒根部工作應力達到材料的抗拉強度極限而發生彎曲折斷時的輪齒齒面寬中點的極限圓周力或許用圓周力。在求極限彎曲載荷時，是將延伸外擺線齒錐齒輪比作一個輪齒齒面寬中點處的當量直齒圓柱齒輪，且假定圓周力由單齒傳遞。又將此一輪齒比作一個等強度體，它具有拋物線的外形并與輪齒齒廓相切。按材料力學等強度體的計算公式可知：，如果考慮(kǎolǜ)在圓周速度下動載荷的影響，則公式應乘以速度系數，故輪齒齒面寬中點的極限彎曲載荷為第四十一頁，共91頁。式中：F——該錐齒輪的實際齒面寬；——輪齒根部(ɡēnbù)危險截面齒厚；l——齒的彎曲有效齒高；——材料的抗拉強度極限；——速度系數，；v——主動齒輪齒面寬中點處分度圓上的圓周速度，其計算式為；——主動齒輪齒面寬中點的分度圓半徑；——主動齒輪轉速。第四十二頁，共91頁。鋼號20CrMnTi22CrMnMo20MnTiB20MnVB20Cr20CrMo滲碳鉻鎳鋼10001100115011008008001200齒輪材料(cáiliào)的抗拉強度極限{3}安全系數(ānquánxìshù)的確定第四十三頁，共91頁。由于計算極限彎曲載荷的公式(gōngshì)是在假設只有一對齒輪嚙合的條件下求出的，實際上延伸外擺線齒錐齒輪同時有幾對齒嚙合，因此，輪齒實際能承受的極限彎曲載荷大于按前述公式(gōngshì)計算所得的。另外，對于驅動橋齒輪來說，最大載荷不是持續載荷，所以安全系數殼取得較低。使用范圍轎車輕型載貨汽車重型載貨汽車拖拉機連續工作的固定式傳動許用安全系數2.0-4.01.3-2.00.9-1.51.5-3.03.5-5第四十四頁，共91頁。（2）輪齒的齒面接觸強度(qiángdù)計算及工作壽命計算錐齒輪的當量圓柱齒輪齒面之間的接觸(jiēchù)可看成是兩個假想圓柱體之間的接觸(jiēchù)，其接觸(jiēchù)應力為式中：v——泊松比，對剛制齒輪去0.3；——圓周力F——齒寬，應取齒輪副中較小的一個齒寬；——法向壓力角；——兩個(liǎnɡɡè)假想圓柱體的半徑；——主從動齒輪的彈性模量。第四十五頁，共91頁。主動齒輪(chǐlún)的工作壽命為：式中：為主動齒輪(chǐlún)轉速。對于汽車驅動橋主減速器齒輪，由于僅在部分時間承受最大載荷(zàihè)，因此其工作壽命通常可取。第四十六頁，共91頁。齒輪強度計算(jìsuàn)實例第四十七頁，共91頁。整車參數發動機最大功率（轉速）kW(r/min)85/3600發動機最大扭矩（轉速）N.m(r/min)250/1800-2800后軸荷kg1585總質量kg2715變速箱速比I1=5.441i6=0.794輪胎滾動半徑R=0.364m后橋主減速比I0=3.273齒輪參數項目主動齒輪被動齒輪材料20CrMnTi齒輪齒數Z11136端面模數ms6.3612主動齒輪偏置E30mm齒輪齒面寬度F41.05mm36mm平均壓力角a平均22.5°齒輪節圓直徑Df69.97mmf229mmP201第四十八頁，共91頁。式中：——發動機最大轉矩：250；——由發動機至所計算的主減速器主動齒輪(chǐlún)之間的傳動系最低檔傳動比，取值為5.441；——主動齒輪(chǐlún)節圓直徑：φ69.97mm。1.按發動機最大轉矩計算(jìsuàn)時（1檔）：一.單位(dānwèi)齒長上的圓周力“格里森”制圓弧齒螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的強度計算第四十九頁，共91頁。式中：——發動機最大轉矩：250；——由發動機至所計算的主減速器主動(zhǔdòng)齒輪之間的傳動系最高檔傳動比，取值為1；——主動(zhǔdòng)齒輪節圓直徑：φ69.97mm。2.按發動機最大轉矩計算(jìsuàn)時（直接檔）：一.單位(dānwèi)齒長上的圓周力第五十頁，共91頁。3.按最大附著(fùzhuó)力矩計算時：一.單位(dānwèi)齒長上的圓周力式中：——汽車滿載(mǎnzài)時一個驅動橋給水平地面的最大負荷：1585×9.8=15533N；——輪胎與地面的附著系數：0.85；——輪胎的滾動半徑：0.364m；——主減速器從動齒輪節圓直徑：φ229mm。第五十一頁，共91頁。附著系數一擋二擋直接擋轎車8935363218930.85載貨汽車142925014290.85公共汽車9822140.86牽引汽車5362500.654.許用單位(dānwèi)齒長上的圓周力在現代汽車(qìchē)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高出表中數據的20%~30%。第五十二頁，共91頁。二.輪齒的彎曲(wānqū)強度計算1.主動齒輪的彎曲(wānqū)強度計算：第五十三頁，共91頁。二.輪齒(lúnchǐ)的彎曲強度計算1.主動齒輪(chǐlún)的彎曲強度計算：Tj—主動齒輪的計算轉矩：按發動機最大轉矩計算：Tje=1332.20(N·m)驅動車輪滑轉時作用在主減的轉矩：Tjφ=1499.83(N·m)主減速器從動(cóngdòng)齒輪的平均計算轉矩：Tjm=353.25(N·m)Tj值取Tje、Tjφ較小者，取值為1332.20(N·m)。按平均計算轉矩，Tj取值為353.25(N·m)。第五十四頁，共91頁。二.輪齒(lúnchǐ)的彎曲強度計算1.主動齒輪的彎曲(wānqū)強度計算：K0—由于“猛接合”離合器而產生沖擊載荷時的超載(chāozài)系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野車以及液力傳動及自動變速的各類汽車，取K0=1。第五十五頁，共91頁。Ks—尺寸系數，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸、熱處理等有關(yǒuguān)。當端面模數時，Ks；當端面模數.時，Ks＝0.5mm。此橋主減模數為6.361；二.輪齒的彎曲(wānqū)強度計算1.主動(zhǔdòng)齒輪的彎曲強度計算：第五十六頁，共91頁。Km—載荷分配系數(xìshù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承形式時，.=1.00~1.10；當一個齒輪用騎馬式支承時，.=1.10~1.25。支撐剛度大時取小值；取值為1.10；此橋主動齒輪采用懸臂式支承型式，故取值為1.25；二.輪齒的彎曲(wānqū)強度計算1.主動齒輪的彎曲強度(qiángdù)計算：第五十七頁，共91頁。Kv—質量(zhìliàng)系數，Kv取=1；二.輪齒(lúnchǐ)的彎曲強度計算1.主動齒輪的彎曲(wānqū)強度計算：F—計算齒輪的齒面寬，F=41.05；Z—計算齒輪的齒數，Z=11；m—齒輪端面模數，m=6.361；第五十八頁，共91頁。二.輪齒(lúnchǐ)的彎曲強度計算1.主動齒輪的彎曲(wānqū)強度計算：J—計算主動齒輪彎曲應力用的綜合系數(xìshù)，它綜合考慮了齒形系數(xìshù)。主動齒輪取值為：0.322；從動齒輪取值為：0.27第五十九頁，共91頁。二.輪齒(lúnchǐ)的彎曲強度計算1.主動齒輪的彎曲強度(qiángdù)計算：按驅動橋的最大輸入轉矩和最大附著轉矩的較小者驗算(yànsuàn)齒根彎曲靜強度：第六十頁，共91頁。二.輪齒的彎曲強度(qiángdù)計算1.主動齒輪的彎曲(wānqū)強度計算：按平均計算轉矩驗算(yànsuàn)齒根彎曲疲勞強度：第六十一頁，共91頁。二.輪齒的彎曲強度(qiángdù)計算2.被動齒輪的彎曲(wānqū)強度計算：Tj—被動齒輪的計算(jìsuàn)轉矩：按發動機最大轉矩計算(jìsuàn)：Tje=4229.14(N·m)驅動車輪滑轉時作用在主減的轉矩：Tjφ=4761.27(N·m)主減速器從動齒輪的平均計算(jìsuàn)轉矩：Tjm=1121.42(N·m)Tj值取Tje、Tjφ較小者，取值為4229.14(N·m)。按平均計算(jìsuàn)轉矩，Tj取值為1121.42(N·m)。第六十二頁，共91頁。二.輪齒的彎曲強度(qiángdù)計算2.被動(bèidòng)齒輪的彎曲強度計算：按驅動橋的最大輸入轉矩和最大附著(fùzhuó)轉矩的較小者驗算齒根彎曲靜強度：第六十三頁，共91頁。二.輪齒的彎曲(wānqū)強度計算2.被動齒輪的彎曲強度(qiángdù)計算：按平均(píngjūn)計算轉矩驗算齒根彎曲疲勞強度：第六十四頁，共91頁。二.輪齒的彎曲強度(qiángdù)計算計算載荷主減速器齒輪的許用彎曲應力P201主齒P201被齒主減速器齒輪的許用接觸應力P201計算按Tjφ、Tje中較小者計算70040040928001737按平均計算轉矩Tjm計算210.91061081750894第六十五頁，共91頁。三.輪齒(lúnchǐ)的齒面接觸強度計算圓錐齒輪(chǐlún)與雙曲面齒輪(chǐlún)輪齒齒面的計算接觸應力為：Cp——材料(cáiliào)彈性系數，取232.6N/mm按發動機最大轉矩計算：Tje=1332.20(N·m)主減速器從動齒輪的平均計算轉矩：Tjm=353.25(N·m)表面質量系數：Kf=1第六十六頁，共91頁。三.輪齒的齒面接觸(jiēchù)強度計算圓錐齒輪與雙曲面齒輪輪齒(lúnchǐ)齒面的計算接觸應力為：J—計算主動(zhǔdòng)齒輪接觸應力用的綜合系數。此處取值為0.21；第六十七頁，共91頁。三.輪齒的齒面接觸(jiēchù)強度計算按驅動橋的最大輸入(shūrù)轉矩和最大附著轉矩的較小者驗算齒根彎曲靜強度：第六十八頁，共91頁。三.輪齒的齒面接觸(jiēchù)強度計算按平均計算轉矩驗算(yànsuàn)齒根彎曲疲勞強度：許用第六十九頁，共91頁。四.強度(qiángdù)計算后齒輪齒數的調整如前所述，強度計算所得的彎曲應力和接觸應力應不超過(chāoguò)它們的許用應力。否則應加大齒輪尺寸，使其計算應力在許用應力的范圍內。加大后的齒輪尺寸，可近似地按以下兩式求得：第七十頁，共91頁。四.強度計算后齒輪(chǐlún)齒數的調整按接觸(jiēchù)強度：按彎曲(wānqū)強度：第七十一頁，共91頁。“奧利康”制延伸外擺線等高齒錐齒輪(chǐlún)與“格里森”制圓弧線漸宿齒錐齒輪(chǐlún)相比，雖然它們的齒制不同且各具特點，但在齒輪(chǐlún)尺寸（節圓直徑、模數、齒面寬）及壓力角等相同的情況下，這兩種齒輪(chǐlún)的彎曲強度和接觸強度也都是分別相近的。因此，有資料中推薦按通常圓弧齒錐齒輪(chǐlún)的強度計算方法來進行延伸外擺線等高齒錐齒輪(chǐlún)的強度計算。“奧利康”制延伸外擺線齒螺旋(luóxuán)錐齒輪與雙曲面齒輪的強度計算但這種齒輪(chǐlún)也有其專屬的強度計算方法。第七十二頁，共91頁。五、主減速器渦輪傳動(chuándòng)計算1.渦輪的傳動(chuándòng)效率式中：φ——摩擦角，tanφ=μ；μ——摩擦系數，可取(kěqǔ)μ=0.02。蝸桿螺旋線升角：蝸桿齒距：蝸桿分度圓直徑：蝸桿齒數蝸桿特性系數，q值約為5~10范圍內。第七十三頁，共91頁。如果反向(fǎnxiànɡ)傳動，則效率為：式中：σ=90°-γ五、主減速器渦輪傳動(chuándòng)計算第七十四頁，共91頁。1.具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度。2.齒輪芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷(zàihè)，避免在沖擊載荷(zàihè)下輪齒根部折斷。3.鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能較好，熱處理變形小或變性規律易控制，以提高產品質量、縮短制造時間、減小生產成本并降低廢品率。4.選擇齒輪材料的合金元素時要適應我國的情況。例如，為了節約鎳、鉻等元素，我國發展了以錳、釩、欽、鉬、硅為主的合金結構鋼系統。六、主減速器齒輪(chǐlún)的材料及熱處理·對于驅動橋齒輪的材料及熱處理有以下(yǐxià)要求第七十五頁，共91頁。1.作用(zuòyòng)在主減速器主動齒輪上的力七、主減速器軸承(zhóuchéng)的計算總的軸向力：第七十六頁，共91頁。1.作用(zuòyòng)在主減速器主動齒輪上的力七、主減速器軸承(zhóuchéng)的計算齒面寬中點(zhōnɡdiǎn)的圓周力對于圓錐齒輪齒面寬中點分度圓直徑總的軸向力：對于雙曲面齒輪第七十七頁，共91頁。1.作用在主減速器主動(zhǔdòng)齒輪上的力七、主減速器軸承(zhóuchéng)的計算齒面寬中點(zhōnɡdiǎn)的圓周力對于圓錐齒輪齒面寬中點分度圓直徑總的軸向力：對于雙曲面齒輪第七十八頁，共91頁。1.作用(zuòyòng)在主減速器主動齒輪上的力七、主減速器軸承(zhóuchéng)的計算d1m——主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑;d2m——從