汽车单级主减速器及车桥设计指导书

图5 从动锥齿轮的辅助支承方式

图6 在载荷作用下主减速器齿轮的容许极限便移量

2. 2 主减速器基本参数的选择与计算 1、主减速比i0的确定：

对于具有很大功率的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率Pemax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：

i0?0.377rrnpvamaxigh （2-4）

式中： rr—车轮的滚动半径，m；

np—最大功率时的发动机转速，r／min；

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vamaxigH—汽车的最高车速，km／h；

—变速器最高挡传动比，通常为1。

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小降，主减速比i0一般应选得比按式(2-4)求得的要大10％～25％，即按下式选择：

i0?(0.377~0.472)rrnpvamaxighiFhiLB （2-5）

式中：iFh—分动器或加力器的高档传动比；

iLB—轮边减速器传动比。

按式(2-4)或式(2-5)求得的i0值应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到主、从动主减速齿轮可能有的齿数，对i0值予以校正并最后确定下来。

本设计范例中，igh、iFh和iLB都为1，根据第四章中采用式（2-4）最小传动比计算结果i0＝5.13，此值在后面的计算中可根据情况结合式（2-5）适当调整。(i0＝5.13—6.42)

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（Tce,Tcs）的较小者，作为载货汽车和越野汽车的计算载荷，即：

Tce?TemaxiTLK0?Tn （2-6）

Tcs?G2?m2rr'?LBiLB （2-7）

式中：Temax—发动机最大转矩（N.m）；

iTL—由发动机到主减速器从动齿轮间的传动系最低档传动比； ?T—传动系的传动效率（通常取?T=0.9）； K0—超载系数，对于一般的货车和客车取K0=1；

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n—驱动桥数目；

G2—满载时驱动桥上的静载荷（汽车最大总质量×轴荷分配）； ?—轮胎与路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车取

?=0.85，对于越野汽车?=1.0，对于安装专门防滑宽轮胎

的高级轿车取?=1.25；

m2'—最大加速时后轴负荷转移系数，一般乘用车为1.2～1.4，

货车为1.1～1.2；

rr—车轮滚动半径；

?LB—主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率（通常取0.95）； iLB—主减速器从动齿轮到车轮间的传动比。

由（2-6）、（2-7）求得的计算载荷是最大转矩，主要用于锥齿轮最大应力计算，而疲劳寿命计算则需要按汽车日常行驶的平均转矩在确定计算载荷TCf：

TCf?GarriLB?LBn(fR?fH?fi) （2-8）

式中：Ga—汽车满载总重（N）；

fR—道路滚动阻力系数，一般轿车取0.010～0.015，货车取0.015～

0.020，越野车取0.020～0.035；

fH—平均爬坡能力系数，一般轿车取0.08，货车和城市公交取

0.05～0.09，长途客车取0.06～0.10，越野车取0.09～0.30；

fi—汽车性能系数： fi?1100[16?0.195GaTemaz] （2-9）

（当

0.195GaTemaz≥16时，取fi=0）

对于主减速器主动齿轮，应将（2-6）、（2-7）和（2-8）式分别除以主减

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速比i0和传动效率?G（对于螺旋锥齿轮?G=0.95；对于双曲面齿轮，当i0＞6时，

?G=0.85，当i0＜6时，?G=0.90）。

对于本设计范例：

（1）齿轮最大应力计算时，齿轮计算载荷为：

从动锥齿轮：Tce≈3870N.m（iTL=i1?i0=6×5.12=30.72，K0=1, n=1,

?T=0.9）；

Tcs≈6562N.m（G2=0.6?ma?g?17640N.m，?=0.85，

m2=1.1，?LB'=0.95, iLB=1）；

取Tc=3870 N.m作为计算载荷。 主动锥齿轮： Tz=

Tci0?G≈839.8N.m（?G=0.9）。

（2）齿轮疲劳寿命计算时，齿轮计算载荷为：

Tcf≈760 N.m（fR=0.015, fH=0.05, fi=0

0.195GaTemaz(因为

=0.195*3000*9.8/140=40.95所以取fi=0)；

主动锥齿轮：Tzf≈165 N.m。（?G=0.9）

3、主减速器齿轮基本参数的选择：

主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径d2、端面模数m、齿面宽b2、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋角?、法向压力角?等。

1）齿数的选择

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： （1）为了磨合均匀，z1、z2之间应避免有公约数；

（2）为了得到理想的重合系数和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和

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