车辆工程毕业设计223重载汽车后驱动桥结构设计说明书(5)

Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm; K0，Kv，Km——见式(3-9)下的说明；

12Ks——尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，

可取1.0；

Kf——表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗

糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0

。它综合考虑了啮合齿面的相对J——计算接触应力的综合系数（或称几何系数）

曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图3-2选取J=0.115

232.62?10305?0.829?1.01?1?1?103按上式?j?=1445 〈1750 N/mm2

1081?75?0.115?4.444主、从动齿轮的齿面接触应力相等。所以均满足要求。

图3-2 接触计算用综合系数

3.2.5 主减速器齿轮的材料及热处理

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，

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作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：

①具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；

②轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断； ③钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率；

④选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。

汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi

用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到58～64HRC，而心部硬度较低，当端面模数m〉8时为29～45HRC。

由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.005～0.010～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。

对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25％。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。 3.2.6 主减速器轴承的计算

1．锥齿轮齿面上的作用力

锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。

为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩

Td进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算：

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?fT2?fT3?fTR??1??fT1????Td?Temax???fi2?ig2??fi3?ig3????fiR?igR??fi1?ig1100100100100100????????????3333????? (3-11) ????13式中：Temax——发动机最大转矩，在此取830N·m；

fi1，fi2?fiR——变速器在各挡的使用率，可参考表3-3选取； ig1，ig2?igR——变速器各挡的传动比；

fT1，fT2?fTR——变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表3-3选取；

表3-3 fi及fT的参考值

经计算Td为1164.8Ｎ·ｍ

对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径

d2m?d2?bsin?2 d1m?d2mz1 z2经计算d1m＝91.54mm d2m=406.82mm 式（3-11）参考《汽车车桥设计》。 (1) 齿宽中点处的圆周力

齿宽中点处的圆周力为

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2T N (3-12) dm式中：T——作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩见

F＝

式(3-11);

dm——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径. 按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 F=

（2）锥齿轮的轴向力和径向力

2?1164.8=25.45KN

91.54

图3-3 主动锥齿轮齿面的受力图

如图3-3，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，FT 为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，FT分解成两个相互垂直的力FN和Ff，FN垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力Fs。F与Ff之间的夹角为螺旋角?，FT与Ff之间的夹角为法向压力角?，这样就有：

F?FTcos?cos? （3-13）

FN?FTsin??Ftan?/cos? （3-14） FS?FTcos?sin??Ftan? （3-15）

于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为

Faz?FNsin??FScos??

F?tan?sin??sin?cos?? （3-16） cos?19

FRz?FNcos??FSsin??F?tan?cos??sin?sin?? （3-17） cos?25.45?103?tan22.5?sin12.628??sin35?cos12.628???20202N 式（3-16）可计算Faz??cos3525.45?103?tan22.5?cos12.628??sin35?sin12.628??=9662N 式（3-17）可计算FRz?cos35?式（3-12）～式（3-17）参考《汽车设计》。 2.主减速器轴承载荷的计算

轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷。

对于采用骑马式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图4-4所示

图3-4 主减速器轴承的布置尺寸

轴承A，B的径向载荷分别为 R

A

=

1a1a?F?b?2??FRZ?b?0.5FaZ?dm?2 （3-18）

RB??F?c?2??FRZ?c?0.5FaZ?dm?21134 （ 3-19 ）

根据上式已知FaZ=20202N，FRZ=9662N，a=134mm ，b=84mm，c=50mm 所以轴承A的径向力RA=

?25450?84?2??9662?84?0.5?20202?91.54?2

=15976N

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