吉林大学本科生毕业设计
b2——从动锥齿轮的齿面宽，mm。
正如前面所提到的，，当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩应取
Tj?Tje，因此单位齿长圆周力应按发动机最大Tj?minT[e,?j，由于本设计中取]jT转矩计算：
Temaxig??103 p?D1b22
式中： Temax——发动机最大转矩，Ngm，已知Temax?180Ngm；
ig——变速器传动比，已知变速器一挡传动比ig?4.313；
?——发动机到万向传动轴之间的效率，取??0.9；
已知D1?z1ms=50.4mm； D1——主动锥齿轮中点分度圆直径，mm，
b2——从动锥齿轮的齿面宽，mm，已知b2?34mm。
代入数据得p?813.03N/mm，这个数值小于表3-32给出的许用值的1.25倍（893?1.25?1116.25N/mm），则其强度的大小满足要求。
2、轮齿弯曲强度
主减速器双曲面齿轮轮齿的齿根弯曲应力为
?w?2TjK0KsKm?103Kvbzms2Jw
式中： ?w——轮齿的齿根弯曲应力，MPa；
Ngm，对于从动齿轮为Tjc =3004.44Ngm和Tj——该齿轮的计算转矩，
Tmc =831.34Ngm，对于主动锥齿轮为Tjz =Tjc/i0=698.71Ngm和Tmz =Tmc/i0=193.33Ngm；
K0——过载系数，取K0?1；
Ks——尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸
第三章主减速器设计
及热处理等因素有关，当ms?1.6mm时Ks?45.04?0.667； 25.4
ms，本设计中ms?5.04，故25.4Ks?4
Km——齿面载荷分配系数，跨置式结构：Km?1.0~1.1，
悬臂式结构：Km?1.00~1.25，支承刚度大时取小值。本设计中对于主动锥齿轮
Km?1.15，对于从动锥齿轮Km?1.0；
Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、
周节及径向跳动精度高时，可取Kv?1；
b——齿轮的齿面宽，mm，已知主动锥齿轮b1?38mm，从动锥齿轮
b2?34mm；
z——齿轮的齿数，已知z1?10，z2?43；
ms——端面模数，已知ms?5.04mm；
Jw——弯曲应力综合系数，按图3-114，主动锥齿轮Jw?0.29，从
动锥齿轮Jw?0.25
代入数据得主动齿轮?wj=382.92MPa，?wm=165.95MPa；从动齿轮
?wj=431.69MPa，?wm=119.45MPa
上述按主动齿轮Tje、Tj?中较小值时，汽车主减速器中双曲面齿轮的许用弯曲应力为700MPa;按Tjm计算时，汽车主减速器中双曲面齿轮的许用弯曲应力为
210.9MPa。计算结果表明本轻型客车驱动桥设计中的双曲面齿轮设计满足疲劳弯曲强度条件。
3、轮齿接触强度
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在主减速器中双曲面锥齿轮的齿面接触应力可有下式来进行计算
?J?cpD12?TjK0KsKmKfKvbJJ?103
式中： ?J——轮齿的齿面接触应力，MPa；
cp——综合弹性系数，对钢制齿轮副取cp?232.6N/mm；
12D1——主动锥齿轮大端分度圆直径，mm，取主动锥齿轮齿宽中点
处分度圆直径Dm1与外圆直径D01的平均值，即D1?50.4?80.51?65.46mm
m和Tj——齿轮的计算载荷，Ngm，主动锥齿轮为Tjz =698.71Ng； Tmz =193.33Ngm。
K0——过载系数，取K0?1；
Ks——尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常Ks?1；
Km——齿面载荷分配系数，跨置式结构：Km?1.0~1.1，悬臂式结
Km?1.00~1.25，构：支承刚度大时取小值。本设计中对于主动锥齿轮Km?1.15；
Kf——齿面品质系数，取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性
质，对于制造精确的齿轮，通常取Kf?1.0；
Kv——质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，可
取Kv?1；
b——齿轮的齿面宽，mm，取齿轮副中的较小者b2?38mm；
JJ——接触应力综合系数，按图3-126，取JJ?0.21；
代入数据得?jj=2071.05MPa，?jm=1089.41MPa。
上述按Tje、Tj?计算的最大接触应力不超过2800MPa，按Tjm计算的疲劳弯曲应力不应超过1750MPa，破坏的循环次数为6?106次。计算结果表明本轻型客
第三章主减速器设计
车驱动桥设计中主减速器的双曲面齿轮设计满足疲劳弯曲强度条件。
2.5主减速器轴承的计算
1、锥齿轮齿面上的作用力
在主减速器主动锥齿轮的工作过程中，齿面啮合力对轴向力可以分解为切向
力，切向方向沿齿轮沿齿轮轴线垂直于径向力的齿轮轴。
（1）齿宽中点处的圆周力Fc
从动锥齿轮齿宽中点处的圆周力Fc为
2Tmc?103Fc?
Dm2
式中： Tmc——作用在从动齿轮上的转矩，Ngm，由于轴承的主要损坏形式是疲劳破坏，因此取汽车日常行驶平均转矩Tmc =831.34Ngm；
Dm2——从动锥齿轮齿宽中点处的分度圆直径，mm，已知
Dm2?185.346mm；
代入数据得Fc?8970.68N。 对于双曲面齿轮副：
Fz/Fc?cos?1/cos?2
式中： ?1——主动锥齿轮中点螺旋角，已知?1?47?808'；
?2——从动锥齿轮中点螺旋角，已知?2?29?703'；
Fz——作用在主动锥齿轮上的圆周力，N。
代入数据得Fz?6936.25N。 （2）锥齿轮的轴向力Fa和径向力FR
在前面的分析中，已确定主动锥齿轮左旋，并且从锥齿轮大端往小端看呈顺时针方向旋转。
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主动锥齿轮的轴向力
Faz?Fz(tan?1sin?1?sin?1cos?1) cos?1
从动锥齿轮的轴向力
Fac?Fc(tan?2sin?2?sin?2cos?2) cos?2主动锥齿轮的径向力
FRz?Fz(tan?1cos?1?sin?1sin?1) cos?1
从动锥齿轮的径向力
FRc?Fc(tan?2cos?2?sin?2sin?2) cos?2式中： Fz、Fc——主、从动锥齿轮的圆周力，N，已知Fz?6936.25N，
Fc?8970.68N；
?1、?2——主、从动锥齿轮中点螺旋角，已知?1?47?808'，
?2?29?703'；
从动锥齿轮齿廓表面的法向压力角，已知?1?21?15'，?2——主、?1、
?2?20?；
?1、?2——主、从动锥齿轮的节锥角，在计算主动齿轮受力时用面
锥角代之，计算从动齿轮受力时用根锥角代之，因此取?2?15.4642?，
?2?73.8297?。
代入数据得FAz=8322.93N,FAc=1990.26N;
FRz=1387.13N,FRc=5905.31N。
计算结果中，轴向力为正值表明力的方向远离锥顶，负值表示指向锥顶；径向力是正值表明力使该齿轮离开相啮合齿轮，负值表明力使该齿轮趋向相啮合齿