汽车驱动桥双级主减速器设计
代入数据算得
ζ
w主
=
2?1987.44?1?0.792121?1.051?10?10?50?14?0.273?10
3
=173N.m
按Mcf计算时：Mcf=2170.19N.m，所以 Mz=367.891N.m，以此数据代入计算 代入数据算得
ζ
w主cf
=
2?367.891?1?0.792121?1.051?10?10?50?14?0.273?10
3
= 32.02N.m
（2）对于从动齿轮：
按M=min[Mce、Mcs]计算时M=11724N.m
所以 ζ
w从
=
2?11724?1?0.792121?1.051?10?10?55?31?0.206?10
3
=555.26 N.m
按Mcf计算时，Mcf=2170.19 N.m
所以 ζ
w从cf
=
2?2170.19?1?0.792121?1.051?10?10?55?31?0.206?10
3
=102.78N.m
上述按min[Mce、Mcs]计算的最大弯曲应力都不超过许用应力700Mpa；按Mcf计算的疲劳弯曲应力都不超过许用应力210 Mpa，所以计算合格，破坏的循环次数为6?106；
5.2．3轮齿接触强度计算
锥齿轮轮齿的齿面接触应
ζw=
CpD12TzK0KsKmKKvbJJf?103 （5-7）
式中： D1—主动锥齿轮大端分度圆直径140mm； b—齿宽，b取b1和b2的较小值50m；
Ks—尺寸系数，它考虑齿轮尺寸对淬透性的影响，取Ks=1.0； Kf—齿面品质系数，取1.0；
Cp—综合弹性系数，钢对钢齿轮，Cp取232.6N/mm； JJ—齿面接触强度的综合系数，查图4-23取0.122； K0、Km、Kv—见公式（5-6）下说明
按T=min[Tce、Tcs]计算，取TZ=1987.44N.m
所以 ζw=
232.61402?1987.44?1?1?1.05?1?101?50?0.12231/2
=1374.27Mpa
按T= Tcf算时，TZ=367.891N.m
所以 ζ
wcf
=
232.61402?367.891?1?1?1.05?1?101?50?0.1223=591.27 Mpa
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汽车驱动桥双级主减速器设计
上述按min[Tce、Tcs]计算时的最大接触应力都不超过许用应力[2800]
Mpa，按Tcf计算时疲劳接触应力都不超过许用应力[1750] Mpa，主从齿轮的齿面接触应力是相同的。
5.2．4主减速器的润滑
主减速器轴承的润滑通常是在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速器壳体的内壁上设一专门的油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过进油孔至前轴承圆锥滚子的小端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盒中，使润滑油得循环。
5.3第二级斜圆柱齿轮设计计算
计算过程参考《机械设计》（高等教育出版社）
5.3．1选定精度等级、材料、齿轮及螺旋角。
1）减速器的功率比较大，故大、小齿都选用硬齿面。选大、小齿轮的材料均为40Cr，并渗碳后淬火，齿面硬度为56--62HRC;
2）选取精度等级。因为用表面淬火，齿轮的变形不大，不须磨削，初选其等级精度为8级精度（GB10095-88）；
3）所设计的总传动比为6.94，第一级的齿轮传动的传动比确定为31/14，第二级的传动比为6.938/（47/15）=3.133，初选第二级齿轮小齿轮齿数Z1=15，大齿轮齿数Z2=47；
4）选取螺旋角β。为了不使轴承过大的轴向力，斜齿圆柱齿轮传动的螺旋角β不宜选得过大，常在β=8o--20o之间选择，β=18o。
5.3．2按齿轮接触强度设计
1）由书中218页的公式（10-21）试算小齿轮的分度圆直径：
dlt?2KtT1?d?a?u?1ZHZE2() (5-8) u[?]H Kt—载荷系数，选Kt =1.6；
T1—第二级主动斜齿轮的转矩 ,T1=MCF=2170190N.mm； u—齿数比, u=47/15=3.133；
ZH—区域系数，已知标准斜齿轮的法面压力角 an=20o，由217页图10-30可查得ZH=2.375；
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汽车驱动桥双级主减速器设计
ZE — 材料的弹性影响系数，由201页的表10-6查得ZE=189.8MP；
εa—端面重和度是由于斜齿轮的倾斜和齿轮具有一定的轴向宽度，而使斜齿轮传动增加的一部分重合度。
εa={Z1?(tanat1?tanat)?Z2?(tanat2?tanat)}?(2?) αt=arctg(tanan/cos?)?20.943o
αat1=arcos[Z13cosαt/(Z1+23cosβ)]=34.020o； αat2=arcos[Z23cosαt/(Z2+23cosβ)]=25.633o；
εa={15?(tan34.02?tan20.943)?47?(tan25.633?tan20.943)}?(2?3.14)=1.395
[δ]H—许用 接触应力，[δ]H =（[δ]H1+[δ]H2）/2；
因为绝对尺寸、齿面粗糙度、圆周速度及润滑对实际所用齿轮的疲劳极限的影响不大，只考虑应力循环次数对疲劳极限的影响。
[δ]H=KHN3δ
Hl
m/s
疲劳强度安全系数 由于点蚀破坏发生只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能工作的后果所以取S=1。
N2=4031000031000/（233.143489）=1.3023108 小圆柱齿轮的工作应力循环次数 N1=N233.133=4.113108
由207页图10-19查得KHN1=1.095，KHN2=1.142；
由取齿面硬度中间值62HRC查得主从齿轮的接触疲劳强度极限； δ
Hlim1
=δ
Hlim2
=1500 Mpa；
Hlim1Hlim2
[δ]H1= KHN13δ[δ]H2= KHN23δ
/s=1642.51 Mpa， /s=1713.12 Mpa，
[δ]H=（[δ]H1+[δ]H2）/2=1677.75 Mpa;
φd—齿宽系数，根据205页的表10-7预取φd=0.8； 将上述所得的数据代入公式得小齿轮分度圆直径dlt：
dlt?2?1.6?21701900.8?1.393?3.133?12.375?189.82()=83.99mm
3.13311677.075
2）计算圆周速度
V=（3.143dlt3 nl）/（6031000） nl—小齿轮的转速
取汽车正常行驶的速度为60公里/小时小齿轮的转度60公里/小时=1000m/min 大齿轮的转速：
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汽车驱动桥双级主减速器设计
车轮的周长C=233.143rr=3.0709m ；
n2=1000/3.041=325.6 r/min，n1=n233=1020.2 r/min. V=（3.14373.6631020.2）/（6031000）=4.48m/s. 3）计算齿宽 b及模数mnt
b=φd3 dlt=0.8373.32=67.19； mnt= dlt3cosβ/Z1=5.325mm； h=2.2583mnt=11.9875mm； b/h=5.607；
4）计算纵向重合度ε
ε
β
β
：
=0.318φd Z1tanβ=1.2398；
5）计算载荷系数K：
KA—使用系数，根据P193表10-2，而且所设计的齿轮为中等冲击，原动机为多
缸内燃机，所以取KA=1.75；
KV—动载荷系数，根据P194的表10-8，而且所取的精度为8级，查得KV=1.17； Kа—齿间载荷分配系数，根据P195的表10-3，而且所取的精度为8级，所以 KH
а=KFа=1.4；
Kβ—由P196的表10-4知非分布的齿轮，根据差值法可以的当齿宽为58.66，精
度等级为8级时KHβ的值大约为KHβ=1.293；
K=1.7531.1731.431.298=3.72
6）按实际得载荷校正所算得的分度圆直径，得：
d1= dlt3(K/Kt) 3(1/3)=73.323(3.72/1.6)3(1/3)=111.2736
7）计算模数mn：
mn=（d13cosβ）/Z1=7.055mm.
5.3．3按齿面弯曲强度设计
齿面弯曲强度设计公式：
mn≥32kT1Y?cos22?dz1?a?YFaYsa[?]F (5-9)
根据KHβ查P198的图10-13查得KFβ=1.225 K=KA3KV3KFβ=1.7531.1731.431.225=3.577 Yβ—螺旋角影响系数，根据纵向重合度εа=1.24， YFа—齿形系数，由P200的表10-5知， ZV1=Z1/（cosβ）=17.44，
3
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汽车驱动桥双级主减速器设计
ZV2=Z2/（cosβ）3=54.65，
运用差值法得YFа1=2.944，YSа1=1.524， 运用差值法得YFа2=2.300，YSа2=1.715； 计算弯曲疲劳叙用应力： 由P208的图10-20d查得а
EF1
=а
EF2
=1000Mpa，
由P206的图10-18查得KFN1=0.86，KFN2=0.92；
当弯曲疲劳安全系数S=1.4时，根据P205的公式10-12得； [δ]F1= KFN13а [δ]F2= KFN23а
EF1EF2
/S=692.307； /S=707.692；
由上面的计算知计算大小齿轮得
（YFа13 YSа1）/[δ]F1=（2.94431.524）/614.26=0.0064807 （YFа23YSа2）/[δ]F2=（2.31131.707）/657.14=0.00552 因为小齿轮的较大，所以取（YFа3YSа）/[δ]F=0.0064807
mn≥{[233.5783136845030.853（cos18）2] 30.0064807/（0.831523 1.393）}1/3=6.757mm；
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数mn大于弯曲疲劳强度的计算模数，取 mn=7可以满足弯曲强度。
5.3．4几何尺寸计算
1） 计算中心距
a=(Z1+Z2) 3mn/(23cosβ)=228.18 将中心矩圆整为228mm。
按圆整后的中心距修正螺旋角β β=arcos[(Z1+Z2)3mn/(23a)]=17.87o 因β直改变不多，故参数ε 2）大小齿轮分度圆直径
d1=z1mn/cosβ=1537/cos18o=110.41mm,圆整为110mm, d2=z2mn/cosβ=4737/cos18o=345.95mm,圆整为346mm, 齿轮宽
b=?dd1=0.83110=88mm,故小齿轮齿宽为88+6=94mm,大齿轮齿宽为88mm.
33
а
、Kβ、ZH等不必修正。
