汽车主减速器设计范文

主减速器设计 3.2 主减速器设计 3.2.1 主减速器的结构型式 主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 （1）主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮），或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮传动。 螺旋锥齿轮其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用90º交角的布置。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另—端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的。 双曲面齿轮如图其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都是采用90º。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至175％。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比i0≥4.5的传动有其优越性。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。 由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。例如，当主减速器采用下偏置(这时主动齿轮为左旋)的双曲面齿轮时，可降低轿车传动轴的高度，从而降低了车厢地板高度或减小了因设置传动轴通道而引起的地板凸起高度，进而可使轿车的外形高度减小。 像圆柱齿轮传动只在节点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其他啮合点还伴随着沿齿廓的滑动一样，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动都有这种沿齿廓方向的滑动。此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。这种滑动有利于唐合，促使齿轮副沿整个齿面都能较好地啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声。但双曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点的温度升高，因而需要用专门的双曲面齿乾油来润滑，且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达96％。其传动效率与倔移距有关，特别是与所传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮也是一样，其效率可达99％。两种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏感性本质上是相同的。如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺旋角的平均值相同，则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大，而其从动齿轮的螺旋角则比螺旋锥齿轮的小，因而双曲面主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的大，而从动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的小。两种齿轮都在同样的机床上加工，加工成本基本相同。然而双曲面传动的小齿轮较大，所以刀盘刀顶距较大，因而刀刃寿命较长。 蜗杆-蜗轮传动简称蜗轮传动，在汽车驱动桥上也得到了一定应用。在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎之间的配合要求有大的主减速比(通常8～14)时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便，而采用其他齿轮时就需要结构较复杂、轮廓尺寸及质量均较大、效率较低的双级减速。与其他齿轮传动相比，它具有体积及质量小、传动比大、运转非常平稳、最为静寂无噪声、便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的布置、能传递大载荷、使用寿命长、传动效率高、结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。其惟一的缺点是耍用昂贵的有色金属的合金(青铜)制造，材料成本高，因此未能在大批量生产的汽车上推广。 （2）主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种： 悬臂式 齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。 骑马式 齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。骑马式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1／30以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5~1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。 装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。但是骑马式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构复杂，成本提高。轿车和装载质量小于2t的货车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。 （3）主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度，支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这一点当主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极为重要。向心推力轴承不需要调整，但仅见于某些小排量轿车的主减速器中。只有当采用直齿或人字齿圆柱齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器的从动齿轮才可以安装在向心球轴承上。 轿车和轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差建界壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好，中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。 （4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转速有关。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整，可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便，波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。 (5)主减速器的减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 单级主减速器 由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比i0<7.6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。 双级主减速器 由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大(7.65的中、重型汽车的贯通桥。它又有锥齿轮—圆柱齿轮式和圆柱齿轮锥齿轮式两种结构型式。 锥齿轮—圆柱齿轮双级贯通式主减速器的特点是有较大的总主减速比(因两级减速的减速比均大于1)，但结构的高度尺寸大，特别是主动锥齿轮的工艺性差，而从动锥齿轮又需要采用悬臂式安置，支承刚度差，拆装也不方便。 与锥齿轮—圆柱齿轮式双级贯通式主减速器相比，圆柱齿轮—锥齿轮式双级贯通式主减速器的结构紧凑，高度尺寸减小，但其第一级的斜齿圆柱齿轮副的减速比较小，有时甚至等于1。为此，有些汽车在采用这种结构布置的同时，为了加大驱动桥的总减速比而增设轮边减速器；而另一些汽车则将从动锥齿轮的内孔做成齿圈并装入一组行星齿轮减速机构，以增大主减速比。 单级(或双级)主减速器附轮边减速器 矿山、水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等，要求有高的动力性，而车速则可相对较低，因此其传动系的低档总传动比都很大。在设计上述重型汽车、大型公共汽车的驱动桥时，为了使变速器、分动器、传动轴等总成不致因承受过大转矩而使它们的尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致了一些重型汽车、大型公共汽车的驱动桥的主减速比往往要求很大。当其值大于12时，则需采用单级(或双级)主减速器附加轮边减速器的结构型式，将驱动桥的一部分减速比分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。这样以来，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地间隙，并可得到大的驱动桥减速比(其值往往在16~26左右)，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。但轮边减速器在一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂、成本提高，因此只有当驱动桥的减速比大于12时，才推荐采用。 按齿轮及其布置型式，轮边减速器有行星齿轮式及普通圆柱齿轮式两种类型。 3.2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 主减速比i0、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。 1．主减速比i0的确定 主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比iT一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡田来研究i0对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pemax及其转速np，的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定： 式中rr——车轮的滚动半径，m； igh——变速器量高档传动比。 对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i0一般选择比上式求得的大10％~25％，即按下式选择： 式中iFh——分动器或加力器的高档传动比 iLB一一轮边减速器的传动比。 根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。 2．主减速齿轮计算载荷的确定 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩(Tje、Tjh)的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即 式中Temax——发动机量大转矩，N•m； iTL——由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； ——上述传动部分的效率，取 =0.9； K0——超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取K0=1； n——该车的驱动桥数目； G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说还应考虑到汽车加速时的负荷增大量； ——轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 =0.85；对越野汽车取 =1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取 =1.25； rr—一车轮的滚动半径，m； ， 一一分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比(例如轮边减速器等)。 上面求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tjm (N•m)为 式中Ga——汽车满载总重，N； GT——所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车； fR——道路滚动阻力系数，计算时轿车取fR＝0.010~0.015；载货汽车取0.015~0.020；越野汽车取0.020~0.035； fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常，轿车取0.08；载货汽车和城市公共汽车取0.05~0.09；长途公共汽车取0.06~0.10，越野汽车取0.09~0.30。 汽车或汽车列车的性能系数： fP——汽车或汽车列车的性能系数： 式中fP计算为负时，取0值。 当计算主减速器主动齿轮时，应将式（9-10）~（9-12）各式分别除以该齿轮的减速比及传动效率。 3．主减速器齿轮基本参数的选择 （1）齿数的选择 对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当i0≥6时，z1的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，z1最好大于5。当i0较小(如i0=3.5~5)时，引可取为7~12，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数z1，z2之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。对于普通的双级主减速器来说，由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些(通常i02／i01=1.4~2.0)，这时第一级主动锥齿轮的齿数可选得较大，约在9~15范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿数和可选在58~78的范围内。对于双曲面齿轮单级贯通式主减速器来说，通常主动齿轮的最小齿数为8。 （2）节圆直径的选择 可根据从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出： 式中 d2——从动锥齿轮的节圆直径，mm； Kd2——直径系数，取K=13~16； Tj——计算转矩，N•m。 （3）齿轮端面模数的选择 d2选定后，可按式m=d2/z2算出从动锥齿轮大端端面模数，并用下式校核： 式中Tj——计算转矩，N•m； Km——模数系数，取Km=0.3~0.4。 （4）齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽F(mm)推荐为： F=0.155d 2 式中d2——从动齿轮节圆直径，mm。 （5）双曲面齿轮的偏移距E 轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A0的40%(接近于从动齿轮节圆直径d 2的20%)；而载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷传动，E则不应超过从动齿轮节锥距A0的20%（或取E值为d：的10%~12%，且一般不超过12%）。传动比愈大则正也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径d2的20％～30％。但当E大干d2的20％时，应检查是否存在根切。 （6）双曲面齿轮的偏移方向 它是这样规定的，由从 动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。 （7）螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向 分为“左旋”与“右旋”两种。对着齿面看去，如果轮齿的弯曲方向从其小端至大端为顺时针走向时，则称为右旋齿，反时针时则称为左旋齿。主、从动齿轮的螺旋方向是不同的。 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要向齿轮的背面看去。而判断轴向力的方向时，可以用手势法则，左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断；右旋齿轮的轴向力的方向用右手法则判断。判断时伸直拇指的指向为轴向力的方向，而其他手指握起来后的旋向就是齿轮旋转的方向。 （8）螺旋角的选择 螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的。节锥齿线(节锥表而与齿廓表面的交线)上任一点的螺旋角，是该点处的切线和节锥顶点与该点的连线之间的夹角。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋角沿节锥齿线是变化的，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮的中点螺旋角或名义螺旋角。 螺旋锥齿轮传动主、从动齿轮的中点螺旋角或名义螺旋角是相等的。而双曲面齿轮传动，由于有了偏移距而使主、从动齿轮的名义螺旋角不等，且主动齿轮的大，而从动齿轮的小。选择齿乾的螺旋角时，应考虑到它对齿面(或纵向)重叠系数、轮齿强度和轴向力的大小有影响。螺旋角应足够大以使重叠系数不小于1.25。因重叠系数愈大传动就愈平稳噪声就愈低。对轿车应≥1.5～1.8。当≥2.0时可得到很好的结果。螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。汽车主减速器锥齿轮的螺旋角多在35°~40°，轿车选择较大的值来保证有较大的重叠系数。货车通常取较小的值来防止轴向力过大。 （9）齿轮法向压力角的选择 格里森制规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用14°30′，或16°的法向压力角；载货汽车和重型汽车则应分别选用20°、22°30′的法向压力角。对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用22°30′的平均压力角，轿车选用19°的平均压力角。当zl≥8时，其平均压力角均选用21°15′。 3.2.3 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算 1）单位齿长上的圆周力 式中p——单位齿长上的圆角力，N／mm； P——作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Teamx和最大附着力矩两种载荷工况进行计算； F—一从动齿轮的齿面宽，mm。 按发动机最大转矩计算时： 式中Temax——发动机最大转矩，N•m； ig——变速器传动比，常取1档及直接档进行计算； d1——主动齿轮节圆直径，mm。 对于多桥驱动汽车应考虑驱动桥数及分动器传动比。 按最大附着力矩计算时： 式中G2一—驱动桥对水平地面的负荷，N； ——轮胎与地面的附着系数； rr——轮胎的滚动半径，m； d2——主减速器从动齿轮节圆直径，mm。 许用单位齿长上的圆周力如下表。 许用单位齿长上的圆周力 按发动机最大转矩计算 按最大附着力矩计算 附着系数 1档 2档 直接档 轿车 893 536 321 893 0.85 货车 1429 250 1429 0.85 公共汽车 982 214 0.85 牵引汽车 536 250 0.65 2）轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 (N／mm2)为 式中Tj——齿轮的计算转矩，N•m，对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上； K0—一超载系数； Ks——尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m≥1.6mm时，Ks= ； Km——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km＝1.00~1.10；当一个齿轮用骑马式支承时，Km＝1.10~1.25。支承刚度大时取小值； Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取Kv＝1； F一—计算齿轮的齿面宽，mm； Z——计算齿轮的齿数； m——端面模数，mm； J—一计算弯曲应力用的综合系数，见图9—61～图9—64。 汽车主减速器齿轮的损坏形式主要是疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩有关，Tj或升Tjh只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。 3)轮齿的接触强度计算 圆锥齿轮与双曲面齿轮齿面的计算接触应力 (MPa)为 式中T1、T1max——分别为主动齿轮的工作转矩和最大转矩，N•m； Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N1/2／mm； d1——主动齿轮节圆直径，mm； Kf——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取Kf=1； F——齿面宽，mm，取齿轮副中的较小值(一般为从动齿轮齿面宽)； J一一计算接触应力的综合系数，可由图9—65一图9—68查取。 主、从动齿轮的接触应力是相同的。当按日常行驶转矩计算时，许用接触应力为1750MPa；当按计算转矩计算时，许用接触应力为2800MPa。计算时应将上述计算转矩换算到主动齿轮上。 3.2.4 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、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板弯曲折断、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。常用的钢号有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。 用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度可高达HRC58～64，而芯部硬度较低，当端面模数m>8时为HRC29~45，当m<8时为HRC32~45。 对于渗碳层深度有如下的规定：当端面模数m≤5时，为0.9~1.3mm；m>5～8时，为1.0~1.4mm；m>8时，为1.2~1.6mm。 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(或仅大齿轮)在热处理及精加工(如磨齿或配对研磨)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进行渗硫处理。渗硫处理时的温度低，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。 3.2.5 主减速器的润滑 主减速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润堵不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥浪子的小端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油能流进差速器，有的采用专门的导油匙。 为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的谓油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。加油孔应设置在加油方便之处，抽孔位置也决定了油面位置低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。

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