到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图（1-3c）所示。
图1-3a-b从动锥齿轮辅助支承 图1-3c 主、从动锥齿轮的许用偏移量
8
第二章 主减速器设计
2.1 锥齿轮计算载荷的确定
2.1.1 按日常行驶转矩MGF确定从动锥齿轮计算载荷
［2］
MGF?Garr(fa?fi?f) （2-1） im?mn式中：Ga —— 汽车总质量（若有挂车，则要包括挂车的质量），该车是13818N；
rr —— 车轮滚动半径，该车是0.263m
［3］
；
im —— 从动锥齿轮到驱动轮之间的减速比，该车为1； ηm —— 从动锥齿轮到驱动轮之间的传动效率，该车是98%n —— 驱动桥数目，该车取1；
fa ——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。该车取0.05
汽车或汽车列车的性能系数：
m; fi —— 性能系数，若发动机的最大使用转矩为Memax，N ·当
GaGa??-2
?82时 fi??16?0.195??10
MemaxMemax??［4］
；
Ga?82时 fi=03
Memax该车fi =0
f——道路滚动阻力系数，计算时轿车取f＝0.010~0.015；载货汽车取
0.015~0.020；越野汽车取0.020~0.035；该车取0.015
MGF?Garr0.263 (0.05+0+0.015)/ (fa?fi?f)=13818×
im?mn(1×0.98×1)=246.06 N · m
9
2.1.2 按发动机最大使用转矩来确定从动锥齿轮计算载荷MGe
CMemaxKi1ifi0?Tn［2］
MGe? （2-2）
式中： C —— 由于猛接离合器而产生的超载系数，该车取1； m Memax——发动机最大转矩，此车为52.5 N·
n —— 驱动桥数目，取1；
i1 —— 变速器一档传动比，该车为3.428；
if —— 分动器速比，该车为1； i0 —— 主减速器速比,取5.125；
?T—— 发动机到主减速器的传动效率，取90%；
K —— 液力变矩器变矩系数，取1；
MGe?CMemaxKi1ifi0?Tn=1×52.5×1×5.125×1×3.428×0.90/1
=830 N · m
2.1.3按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮计算载荷MGS
MGS?［3］
??rrG2m2 （2-3） im?m式中：G2 —— 单个驱动桥的最大轴载质量，该车为745×9.8 =7301N；
? —— 汽车最大加速度时的驱动桥质量转移系数，m2?查为1.3m2［2］
；
? —— 轮胎与路面间的附着系数，? 取对于安装一般轮胎的公路用汽车，0.85；
； rr —— 车轮滚动半径，为0.263m2
im —— 主减速器从动锥齿轮到驱动轮之间的减速比，取1；
?m —— 主减速器从动锥齿轮到驱动轮之间的传动效率，为0.98。
10
MGS?
??rrG2m2=7301×0.85×0.263×1.3/(0.98×1)=2165.08N · m im?m2.2 锥齿轮主要参数的选择
能够表征齿轮副的参数有很多，主要参数有减速比i0（由总布置确定），主、从动齿轮齿数Z1、Z2，从动锥齿轮的节圆直径d2、端面模数ms，法向压力角αon，螺旋角βm等。
2.2.1 主从动锥齿轮齿数Z1、Z2的选择
［4］
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。在选取齿数时，应根据减速比的值和齿轮加工方法确定主动齿轮齿数Z1，然后再选取Z2。根据以上的说法，此车所选Z1=8，Z2取41。
2.2.2 从动锥齿轮大端节圆直径和端面模数的选择
从动锥齿轮的节圆直径径（又叫分度圆直径）可以根据从动锥齿轮上的计算转矩按经验公式确定
［2］
：
d2=KD3MG （2-4）
式中：d2——从动锥齿轮大端节圆半径mm； KD2——直径系数，取13～16（本车取16）
MG——从动锥齿轮上的计算转矩，取MGe与MGS中的最小值，N·m
d2=KD23MG=150.36mm
从动锥齿轮的节圆半径确定后，端面模数ms可按ms= d2/Z2计算得：
11
相关推荐：
loading