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1、原来两个财富值下的，现在只售 1 个财富值。1 主减速器的设计1.1 汽车的主要参数给定的参数如下：驱动型式：42；装载质量/t:6;总质量/t：11；发动机最大功率/KW 及转速/r/min:114-2600;发动机最大转矩/Nm 及转速/r/min：539-1600 ；主减速比 i0:4.44;轮胎型号：8.25R20；变速器传动比抵挡/高档：6.3/1;最高车速 km/h：105。满载轴荷分配：由于本设计采用的是 42 驱动、长头载货车，所以选定轴荷分配为前轴 25%，后轴为 75%2。轮胎半径：型号为 8.25R20，轮胎胎体直径为 8.25 英尺，轮辋直径为 20 英尺，所以半径为r
2、m6.40.55.81.2 主减速器结构形式的确定主减速器可以根据其齿轮类型、减速形式以及主、从动齿轮的支承形式的不同而分类。1.2.1 主减速器的轮齿类型的选择主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。单级主减速器通常采用螺旋锥齿轮或者双曲面齿轮传动。a 螺旋锥齿轮 b 双曲面齿轮 c 圆柱齿轮传动 d 蜗杆传动图 2.1 主减速器的几种齿轮类型（1）螺旋锥齿轮螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点。齿轮并不同时在全长上面啮合，而是逐渐从一端连续的转向另一端。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时在啮合，所以工作平稳、能够承受较大的符合、制造也简
3、单。但是在工作中噪声大，对啮合精度非常敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧的变坏，并伴随着磨损增大和噪声的增大。为了保证齿轮副的正确啮合，必须将支撑轴承预紧，提高其支撑刚度，增大壳体的刚度。 （2）双曲面齿轮双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。所以主动齿轮的螺旋角比从动齿轮较大一些。当螺旋锥齿轮和双曲面齿轮两种传动形式主从动齿轮外径、齿面宽以及主动齿轮齿数都相同时，双曲面齿轮由于主动齿轮的螺旋角的增大，使主动齿轮的节圆直径大约比螺旋锥齿轮大 20%左右。这样使得主动齿轮轴的轴颈相应的增大，
4、从而大大提高了齿轮啮合的刚度，提高了主动齿轮的使用寿命。双曲面齿轮传动由于齿轮轴线和从动齿轮的轴线偏移了一段距离，而引起齿面之间的纵向滑移，并且齿面间压力很大，所以对于润滑油有特殊的要求。双曲面齿轮的加工精度和装配精度相对都比较高。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的多，这对于主减速比 4.5 的传动更加有其优越性。当传动比小于 2 时，双曲面0i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，因为螺旋锥齿轮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
5、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 3。（3）圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动广泛的应用于发动机横置的前置前驱的乘用车驱动桥和双极主减速器驱动桥以及轮边差速器。(4)蜗杆传动与其他的齿轮传动形式相比，蜗杆传动有如下的优点：轮廓尺寸和质量小，并且可得到较大的传动比；工作的非常平稳且无噪声；便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置；能传递大的载荷，使用寿命长；结构简单并且拆装方便，容易调整。它的主要的缺点是要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。综上所述，考虑到制作成本及其本设计的传动比0 时可取dkpf=
6、2.0；dk（式 16Tgm0.95 0. Tgm.195-6eaxeaeax当当pf2.2）汽车满载时的总质量在此取 11000amgK0 所以 =1.0；pfdk传动系上传动部分的传动效率，在此取 0.9；T分动器传动比，取 1。fi根据以上参数可以由(2.1）得：=ceT5396.4.09Nm13569（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT（式 2.3）mrcsiG2式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷,2=11000100.75N=82500N；最大加速时后轴负荷转移系数，一般乘用车为 1.21.4，2货车为 1.11.2 此取 1.2；轮胎对路面的附着系数，
7、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；在此取 =0.85；车轮的滚动半径，为 0.46m；r主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率，此取 0.9；m主减速器从动齿轮到车轮间的传动比取 1。i所以由公式（2.3）得:= =43010mrcsiGT21.906.4258mN（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 cfT（式 2.4）)(miHRraCf ffniT式中：汽车满载时的总重量，在此取 11000N；aG道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此取 0.018；Rf汽车正常行驶
8、时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取H0.05 0.09 在此取 0.07；:汽车的性能系数在此取 0。if所以由式（2.4）得： )(miHRraCf ffniGT= =49487.018.90164mN=min , =13569N.m 作为计算载荷，主动锥齿轮：cTcse= =3396N.m； 。zGi01238zfT1.3.2 主减速器锥齿轮基本参数的选择（1）主、从动锥齿轮齿数 和1z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑以下因素：为了磨合均匀， ， 之间应避免有公约数；12为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于 40；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度
9、对于商用车 一般不小于 6；1z主传动比 较大时， 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；0i1z对于不同的主传动比， 和 应有适宜的搭配 5。2对于本设计，选定主动锥齿轮 =9，从动锥齿轮 =40。1z2z （2）从动锥齿轮大端分度圆直径 和端面模数 m2D对于单级主减速器， 对驱动桥尺寸有影响，增大尺寸 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小 又2 2D2D会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即2D（式 2.5）23DCKT式中： 直径系数，一般取 13.016.0，取 15；2D从动锥齿轮的计算转矩，为 13569 ；CTmN由式（2.5）得：=15 m
10、m=357.78mm，213569取整为 356,齿轮端面模数 = / =356/40=8.9mm。 s2Dz同时 满足 (式 2.6)sm3cmsTK模数系数（ 通常为 0.30.4）。K=9.54mm3cms取两个计算结果中的较小值并且取整为 =10mm，重新计算断面直径为s=400mm, =90mm。2D1（3）主，从动齿轮齿面宽 和 b2锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集
11、中于轮齿小端会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。从动锥齿轮齿面宽推荐 不大于它的节锥距的 0.3 倍,但同时也应该满足小于 10 倍的端面模数。从动2b锥齿轮齿面宽 推荐值为: =0.155 =0.155 400mm=62mm，对于螺旋锥齿轮齿轮 一般比 大22d1b210%。齿面宽 =1.1 =1.1 62=68mm。1（4）螺旋角 的选择螺旋锥齿轮和双曲面齿轮螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。螺旋锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器螺旋锥齿轮螺旋角或者双曲面齿轮的平均螺旋
12、角一般是 35 40，轿车选择较大的 以保证较大的 ，使运转平稳，噪声小；货车选择较小的 以防止F 轴向力过大，通常取 35。综上分析对于本设计范例选择螺旋角 =35。（5）螺旋方向的选择 图 2.4 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。如图 2.4 所示，从锥齿轮锥顶上看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响它的轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以当发动机旋转方向为逆时针时，采用的主动锥齿轮为左旋使轴向力离开锥顶方向。（6）法向
13、压力角加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但是对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降。所以对于轻载荷工作的齿轮一般采用小压力角，可以使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，轿车一般选用 14.5或者 16；货车的压力角为20；重型货车的压力角为 22.5。 在此选用 20的平均压力角。1.3.3 主减速器锥齿轮几何尺寸的计算表 2.1 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表序号 计算公式 数值 注 释1 1z9 小齿轮齿数2 240 大齿轮齿数3 m10mm 模数4 2b62mm 大齿轮齿面宽5 20 压力角6 1ghH16.5mm 齿
14、工作高 , 查表 2.2 取 1.65gh1H7 2m18.32mm 齿全高 , 查表 2.2 取 1.83228 90 轴交角 9 1dz90mm 小齿轮分度圆直径10 12arctn/12.68 小齿轮节锥角11 29077.32 大齿轮节锥角12 11/siAd205mm 节锥距13 3.46tm31.416 周节14 Kha23.8mm 大齿轮齿顶高 , 查表 2.2 取 0.382haK15 12g12.7mm 小齿轮齿顶高 116 1h 5.62mm 小齿轮齿根高续表 2.1序号 计算公式 数值 注 释17 22h 14.52mm 大齿轮齿根高18 gc1.82mm 径向间隙19
15、110artn/A157 小齿轮齿根角20 22ch4.05 大齿轮齿根角21 1016.73 小齿轮面锥角 22 12078.89 大齿轮面锥角23 1R11.11 小齿轮根锥角24 2273.27 大齿轮根锥角25 110coshd114.78mm 小齿轮外缘直径26 22401.67mm 大齿轮外缘直径27 011sinh197.21mm 小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离28 1022id41.29mm 大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离29 2ksSm8.6mm 大齿轮理论弧齿厚 ， 查表 2.3 取 0.862skS30 1t22.82mm 小齿轮理论弧齿厚31 35 螺旋角表 2.2 载货、公共、牵引汽车或压力角为 20 的其他汽车螺旋锥齿轮的 、 和1H2aK主动齿轮齿数 1z5 6 7 8 9 10 11从动齿轮最小齿数 2minz34 33 32 31 30 29 26法向压力角 20螺旋角 3540 35齿工作高系数 1H1.430 1.500 1.560 1.610 1.650 1.680 1
