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Temax?ig?103 p?=339.286<893N/mm （2.8）
d1?F2ig——为一档传动比，取ig=3.967 按最大附着力矩计算时：
G2???rr?103p?=1424.6N/mm （2.9）
d2?F2 虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有893N/mm,可知，校核成功。
②轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力
?w(N/mm2)为
?w?式中：K0——超载系数1.0；
42?103?Tj?K0?KS?KmKv?F?z?m?J2 （2.10）
Ks——尺寸系数Ks=
m=0.586； 25.4 Km——载荷分配系数，取Km=1；
Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、节及径向跳动精
度高时，取1；
J——计算弯曲应力用的综合系数，见图2.1。
Tje作用下： 从动齿轮上的应力?w2=322.054MPa<700MPa；
'Tjm作用下： 从动齿轮上的应力?w2=209.32MPa<210.9MPa；
''当计算主动齿轮时，Tj/Z与从动相当，而J2?J1，故?w1
综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。
汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩Tjm有关，Tje或Tjm只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算
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依据。
（2）轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力?j（MPa）为：
?j?Cpd12?T1j?K0?Ks?Km?Kf?103Kv?F?J12 （2.11）
式中：Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm；
K0=1，Ks=1，Km=1，Kv=1；
相啮合齿轮的齿数
求综合系数的齿轮齿数J Kf——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； J—— 计算应力的综合系数，见图3.2所示。 ?jm=1750Mpa=[?]jm=1750MPa
?je=2745.473MPa<[?]je=2800MPa，故符合要求、校核合理。
大齿轮齿数
图2.1 弯曲计算用综合系数J
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小齿轮齿数2.5 主减速器齿轮的材料及热处理
汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求： （1）具有高的弯曲疲劳强度和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）轮齿芯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性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；
（4）选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如:为了节约镍、铬等我国发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。
汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号20CrMnTi,22CrMnMo，20CrNiMo,20MnVB，及20Mn2TiB，在本设计中采用了
20CrMnTi。
用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC58～64，而芯部硬度较低，当m≤8时为HRC32～45。
对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m≤5时，为0.9～1.3mm。
由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮副草热处理及精加工后均予以厚度为0.005～0.010～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，也
图2.2 接触强度计算综合系数K
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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，为了提高其耐磨性进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，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。
2.6 主减速器轴承的计算
设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。
（1）作用在主减速器主动齿轮上的力 齿面宽中点的圆周力P为
P?2T （2.12） dm式中：T——作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩T1d； dm——该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。
注：汽车在行驶过程中，由于变速器档位的改变，且发动机也不尽处于最大转矩状态，因此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是疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩T1d可按下式求得：
3T?TemaxfT53ff1[fg1(ig??T1)3?fg2(igⅡ?T2)3???fg（i?)4gⅣ100100100100? （2.13）
式中：fg1,fg2,?,fg4——变速器Ⅰ，Ⅱ，
75％；
?，Ⅴ档使用率为1％，3％，5％，16％，
igⅠ,igⅡ，?，igⅤ——变速器的传动比为3.967，3.848，3.656，3.071，0.856； fT1,fT2,?,fT4——变速器处于Ⅰ，Ⅱ，?，Ⅴ档时的发动机转矩利用率50％，
60％，70％，70％，60％。
对于螺旋锥齿轮
d2m?d2?Fsin?2=168.41（mm） （2.14）
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d1m?d2mZ1=26.947（mm） （2.15） Z2式中：d1m,d2m——主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； F——从动齿轮齿面宽，取F=35； ?2——从动齿轮的节锥角81.13；
计算得：P=19063.3N
螺旋锥齿轮的轴向力与径向力
主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针：
?A1?Pcos?Pcos?(tan??sin?1?sin??cos?1)=21729（N） （2.16）
R1?(tan??cos?1?sin??sin?1)=5367.54（N） （2.17）
从动齿轮的螺旋方向为右：
A2?Pcos?Pcos?(tan??sin?2?sin??cos?2)=6613.27（N） （2.18）
R2?(tan??cos?2?sin??sin?2)=17088.3（N） （2.19）
式中：?——齿廓表面的法向压力角20?；
?1,?2——主、从动齿轮的节锥角8.87?，81.13?。
（2）主减速器轴承载荷的计算 轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮轴向力。而轴承的径向载荷则是上述齿轮径向力、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、支承型试和轴承位置已确定，并算出齿轮的径向力、轴向力及圆周力以后，则可计算出轴承的径向载荷。
①骑马式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷 如图3.3（a）所示轴承A、B的径向载荷为
1(Pb)2?(Rb?0.5Ad1m)2=10957（N） （2.20） a1(Pc)2?(Rc?0.5Ad1m)2=13368.21（N） （2.21） RB?a RA?15