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第五章 驱动桥设计 二、主减速器主、从动齿轮的支承方案 1.主动锥齿轮的支承 （1）悬臂式：根据支反力确定靠近齿轮的轴承的受力 选用原则：刚度大，寿命长，调整方便，效率高，能承受双向轴向力 二、主减速器主、从动齿轮的支承方案 1.主动锥齿轮的支承 （2）跨置式： 优点：支承刚度大，承载能力大，偏转角为悬臂式1／30； 缺点：空间紧张，加工困难，多用于中、重型车 二、主减速器主、从动齿轮的支承方案 2.从动锥齿轮 轴承大端向里，以使(c+d)↓ 要求(c+d)≥70％D2，c≈d，承载合理，寿命接近 二、主减速器主、从动齿轮的支承方案 2.从动锥齿轮 加强刚度的措施： （1）将轴承预紧 （2）从动轴齿轮背面加辅助支承销 二、主减速器主、从动齿轮的支承方案 3.关于轴承的预紧 目的： （1）加强刚度 （2）消除安装出现的轴向间隙及磨合期间隙增大 预紧力用摩擦力矩来衡量1～3N?m 二、主减速器主、从动齿轮的支承方案 （二）锥齿轮啮合的调整 检验：齿面接触区、噪声、齿轮大端齿侧间隙（0.1～0.35mm） （三）润滑 加油孔 放油孔 通气塞 4.偏移距E的选择原则： 负荷小E可取大，反之则取小 E过大影响纵向滑动，过小不能发挥双曲面齿轮的特点；主传动比越大，E越大 一般，轿车、轻型货车：E ≤0.2D2 中重型货车、大客车：E ≤（0.1～0.2）D2 齿轮上下偏移的判断：从大齿轮锥顶看去，使小齿轮在右侧，小齿轮轴线在大齿轮轴线上侧为上偏移，下侧为下偏移；如果小齿轮在左侧，则相反。 5.中点螺旋角β的选择 影响： （1）εF轴向重合系数，εF1.25(1.5~2.0) （2）轴向力 （3）轮齿强度 中点螺旋角βm一般取值35～40° 6.螺旋方向 影响：轴向力方向 小端向左为左旋；向右为右旋，大小齿轮轮齿方向相反 6.螺旋方向 选择原则： 使汽车行驶时，主动锥齿轮所受的轴向力远离锥顶； 一般，主动锥齿轮左旋，大齿轮右旋。 7.法向压力角α 大压力角可以增加轮齿强度，减少齿数；容易使小齿轮齿顶变尖，降低齿轮端面重合系数。应合理选用： 三、主减速器锥齿轮强度计算 （1）单位齿长圆周力：p=F/b (N/mm) F—作用在齿轮上的圆周力 b—从动齿轮宽度 按发动机最大扭矩计算（公式5-11） 按轮胎最大附着力矩计算（公式5-12） 许用单位齿长的圆周力如表5-1，实际取值比表5-1高20～25％。 三、主减速器锥齿轮强度计算 （2）齿轮弯曲强度计算 （3）齿轮接触强度计算 （4）材料 要求： 弯曲疲劳强度、接触疲劳强度高，耐磨 芯部有一定的韧性 锻造性能、切削性能和热处理性能良好 少用我国比较缺少的金属材料 （一）计算载荷的确定 1.Temax和ig1确定（P114） Temax最大使用转矩=80％～90％最大转矩 （一）计算载荷的确定 2.按驱动轮打滑扭矩确定TGS （一）计算载荷的确定 3.按日常行驶平均转矩确定TGF §5-4差速器设计 三、粘性联轴器结构及在汽车上的布置 2.轮齿弯曲强度 齿根弯曲应力: 从动齿轮:按T=min[Tce，Tcs]计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按TcF计算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数为6×106。 3.轮齿接触强度 齿面接触应力 按min[Tce，Tcs]计算的最大接触应力不应超过2800MPa，按TcF计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa。 主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。 四、主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 1.锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮啮合齿面上作用的法向力可分解为：沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。 （1）齿宽中点处的圆周力 （2）锥齿轮的轴向力和径向力 轴向力Faz和径向力Frz 齿面上的轴向力和径向力 2.锥齿轮轴承的载荷 轴承上的载荷 五、锥齿轮的材料 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高的耐磨性。 2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。 3）锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。 4）选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。 汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WmoV等。 按结构特征可分为：齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等。 一、差速器结构形式选择 （一）对称锥齿轮式差速器 锁紧系数k: 差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比 普通锥齿轮差速器锁紧系数k=