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2、被动齿轮轮齿接触强度计算

当T=min[Tce，Tcs] 时，计算被动齿轮：

26299.9?29222N?m90% ??2342?29222?1?0.88?1?1?103?905Mpa?2500Mpaj5181?80?0.16

TZ1?查表得[

?j]=2800Mpa,故计算合格。

当T=Tcf时，计算被动齿轮：

TZ2?12789?14210N?m90%

32342?14210?1?0.88?1?10???631Mpa?1750Mpaj5181?80?0.16

查表得[

?j]=1750Mpa,故计算合格。

1.6.4 齿轮材料

汽车驱动桥铣齿轮的工作条件是相当严酷的，与传动系其它齿轮比较，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮往往是个薄弱环节。驱动桥齿轮材料应满足以下的要求：

1、具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有较高的耐磨性；

2、轮齿心部应有适当的韧性，以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断； 3、使用的钢材锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理变形小或者变形规律易控制。

汽车主减速器与差速器齿轮基本上都采用渗碳合金钢制造。常用的钢号有20CrMnTi，22CrMnMo，20MnVb和20MnVn2TiB。渗碳合金铜的优点是表面可得到含碳量很高的硬化层，有相当高的耐磨性和抗压性，而心部较软，有较好的韧性。因此，这种材料的抗弯强度、表面接触强度和承受冲击的能力都较高。由于钢本身的含碳量较低，所以其锻造性能及切削加工性能均较好。渗碳合金钢的主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与心部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。

近年来，采用精铸、精锻的锥齿轮在汽车主减速器中已有较多的使用，它具有省材

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料、生产率高、无切削或少切削等优点，但缺点是齿形精度较差。为改善新齿轮的磨合状况．防止其在运行初期出现早期磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮副 (或仅是大齿轮)在热处理及精加工(如磨齿或配对研磨)后均作厚度为0.005—0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种镀层不能用来补偿零件的公差尺寸，也不取代润滑。齿面喷九处理有可能提高寿命25％。对于滑动速度高的齿轮可进行渗硫处理，以提高其耐磨性。由于渗硫处理温度较低，所以齿轮不会产生变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死和胶合。 1.7 主减速器结构的设计 1.7.1 主减速器锥齿轮的支承

要使带有锥齿轮的主减速器的主、从动锥齿轮啮合状况良好，并且可靠而安静平滑地工作，除了与齿轮加工质量、齿轮的装配间隙调整、轴承型式选择以及主减速器整体的刚度有关外，还与齿轮的支承刚度有着密切的关系。支承刚度不够，则可能造成齿轮受载荷变形或者位置偏移，破坏啮合精度。

主动锥齿轮支承有两种型式：悬臂式支承和跨置式支承。

悬臂式支承如图a所示，其特点是主动锥齿轮轴上两个轴承的圆锥滚子大端向外，这样可以减小悬臂的长度a，增加支承间的距离b，以提高主动轴的支承刚度。在设计时，两轴承支承间距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，靠近齿轮的轴颈直径应不小于悬臂长度a。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递较小转矩的轿车、轻型货车的单级主减速器以及许多双级主减速器中。

跨置式支承如图b所示，其持点是锥齿轮的两端均用轴承支承，这样可以增加支承刚度，减少轴承负荷，提高齿轮的承载能力。但是因为主动齿轮和从动齿轮之间的空间很小，使主动齿轮小头的轴承尺寸受到限制，并且也给主减速器壳体的铸造和加工增加了困难。在主减速器需要传递较大的转矩的情况下，常采用跨置式支承型式。

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图1.6 动锥齿轮的支撑形式 a）悬臂式支撑 b)跨置式支承

本次设计选用悬臂式支承形式。因为它结构简单，制造成本低，在满足支撑载荷需要的同时，还减少了使用空间。轴承计算：

图1.7

求主动齿轮中点分度院直径d： 通过前面的程序可得公式：

d'?sin10.667?32.1662 (1.16)

因此d’=77.3mm

主动齿轮齿根圆直径：

df?d'?hcos??77.3?2?15.859?0.983?60mma1 (1.17)

所以主动齿轮的齿轮轴径 d=60mm, 故暂定a=38mm，b=97mm。

初选轴承30212，查相关手册得到轴承所需参数：

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d=60mm，T=23.75mm，D=110mm，A=20mm，?=15；

o所以可以求得x值：

x?tan?(A?d)?tan15o(10?22.5)?8.71mm22 (1.18)

为求轴承载荷须求得：

b’=a+x=38+8.71=46.71mm； (1.19) a’=b-2?x=97-2?8.71=79.58mm； (1.20) c’=a’+b’=46.71+79.58=126.29mm (1.21) 1.7.2 锥齿轮轴承的预紧

为了增加支承刚度，提高齿轮啮合的平稳性，对主减速器齿轮的圆锥滚子轴承应给予适当的预紧力。适当的预紧力可以消除安装的原始间隙，并防止磨合期间间隙的增大。如果轴承预紧力过大，会使轴承工作条件变坏，降低传动效率，加速轴承的磨损而缩短寿命，严重时还可能导致轴承过热而早期损坏。通常轴承预紧度的大小用轴承预紧后开始转动时的必要力矩，也就是摩擦力矩来衡量。预紧后的轴承摩擦力矩的最佳值应根据试验确定。货车主动钱齿轮圆钱滚子轴承的摩擦力矩一般为l—3N.m。

采用精选两端轴承内圈之间的套筒长度、调整轴承螺母的垫圈厚度等方法，可以进行主动锥齿轮轴承预紧力的调整。 1.7.3 锥齿轮上的受力

在工作过程中，弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮齿面上作用有一法向力，这个法向力可分解成三个分力：一个是沿齿轮切线方向的圆周力，另一个是沿齿轮轴线方向的轴向力，再一个是与齿轮轴线方向垂直的径向力：齿轮的其它力可以用作用在齿面宽中点处的圆周力来描述。

1、齿面宽中点处的圆周力

首先需要求出从动齿轮齿面宽中点处的分度圆直径，Dm2： (1.22)

式中 D2—从动齿轮齿面宽中点分度圆直径；

b2Dm2?D2?b2sin? 2

—齿面宽；

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