【正文】 齒輪齒數z1=15，從動圓柱齒輪齒數z2＝47。第二級圓柱齒輪傳動的齒數和可選在68177。 （47）主動錐齒輪的計算轉矩為 （48）＝＝式中 ，——主動錐齒輪的計算轉矩；——主傳動比，； ——主、從動錐齒輪間的傳動效率，雙曲面齒輪取85%。 ——輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用車，?。剑? ——車輪的滾動半徑，；，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比， 為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，. ＝＝ 按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒的Tcf TCF＝ （46）式中 Ft——為日常汽車行駛平均牽引力，Ft＝Ttgigi0ηt/,《汽車理論》P3；——車輪的滾動半徑，；——主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，；m——為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率，取92%；——該汽車的驅動橋數目在此取1； TCF ＝＝按其計算最大應力與同類汽車相比較，可以作為選擇齒輪主要參數的依據。 轉矩的計算按發(fā)動機最大轉矩和傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩 （43） 式中：——由于結合離合器而產生沖擊載荷時的超載系數，對于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取＝，當性能系數0時可取＝； （44） ——汽車滿載時的總質量在此取11648 ；所以 ＝＞16 ∴ ＝ ＝＜0 即＝——發(fā)動機的輸出的最大轉矩， 431；——液力變矩器變矩系數，＝1；——變速器一檔傳動比，＝；——分動器傳動比； ＝1——主減速器傳動比，＝；——發(fā)動機到主減速器從動錐齒輪之間的傳動效率，；——該汽車的驅動橋數目在此取1；由以上各參數可求＝＝ 轉矩計算按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩＝ （45）式中 ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，預設后橋所承載。這時i值應按下式來確定： （41）式中——車輪的滾動半徑， ＝igh——變速器量高檔傳動比，igh ＝1根據所選定的主減速比i0值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇i0值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。i0的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比i一起由整車動力計算來確定。汽車主減速器錐齒輪的切齒法有格里森和奧里康兩種方法，我們按照格里森齒制錐齒輪計算載荷。主、—2b所示?！?在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支承(—2a)。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70％。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。—b在本設計中，由于載荷量超過2噸，故采用跨置式?？缰檬街С兄械膶蜉S承都為圓柱滾子軸承，并且內外圈可以分離或根本不帶內圈。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。—a跨置式支承結構(—b)的特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。為了減小懸臂長度倪和增加兩支承間的距離b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂的軸向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。 主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。 第三章 雙級主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。主減速器也需要調整，調整方法參考東風EQ1090E主減速器的調整，第一級主動錐齒輪軸承預緊度用軸肩前面調整墊片8調整；軸向位置用調整墊片7移動軸承座10來調整；中間軸軸承預緊度及從動錐齒輪的軸向位置利用軸兩端軸承蓋處的墊片6和13調整；墊片厚度增減調整預緊度；墊片等量地從一邊調到另一邊調整從動錐齒輪的軸向位置。 (6)雙級主減速器的減速比為兩對齒輪副減速比的乘積。 (5)因有中間軸，故多了一套調整裝置。 (3)由于雙級減速，減小了從動錐齒輪的尺寸，其背面一般不需要止推裝置。圓柱齒輪多采用斜齒或人字齒，傳力干穩(wěn)。 —4雙級主減速器仿真圖1第二級從動齒輪；2差速器殼；3調整螺母；15軸承蓋；5第二級主動齒輪；13調整墊片；9第一級主動錐齒輪軸；10軸承座；11第一級主動錐齒輪；12主減速器殼；14中間軸；16第一級從動錐齒輪；17后蓋雙級主減速器主要有如下結構特點： (1)第一級為圓錐齒輪傳動，其調整裝置與單級主減速器類同。中間軸兩端通過錐形軸承支承在主減速器殼上，由于其右端靠近從動錐齒輪受力大，故該端的軸承大于左端的軸承。第一級從動錐齒輪16加熱后套在中間軸14的凸緣上并用鉚釘鉚緊。（—3b）—3bc）斜向布置：有利傳動軸布置和提高橋殼剛度（—3c）—3c—4所示的雙級主減速器仿真圖?！?ab）垂向布置：使驅動橋縱向尺寸減小，可減小萬向傳動軸夾角，但由于主減速器殼固定在橋殼的上方，不僅使垂向輪廓尺寸增大，而且降低了橋殼剛度，不利于齒輪工作。對一些載質量較大的載貨汽車和公共汽車，越野車來說，根據發(fā)動機特性和使用條件，要求主減速器具有較大的傳動比，由一對錐形齒輪構成的單級主減速器已不能保證足夠的離地間隙，這時則需要用兩對減速齒輪降速增矩的雙級主減速器。蝸桿傳動主要用于生產批量不大的個別重型多橋驅動汽車和具有高轉速發(fā)動機的大客車上。但是由于蝸輪齒圈要求用高質量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低（η＜)。4)能傳遞大的載荷，使用壽命長。2)在任何轉速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲。 圓柱齒輪傳動—3 圓柱齒輪傳動圓柱齒輪傳動(—3a)一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅動的轎車驅動橋(—3b)和雙級主減速器貫通式驅動橋。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對螺旋錐齒輪主動齒輪顯得過大，占據了過多空間，從而減小離地間隙，影響汽車的通過性，這時可選用螺旋錐齒輪傳動，因為后者具有較大的差速器可利用空間。一般情況下，采用雙曲面齒輪傳動更合理。（4)雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油，螺旋錐齒輪傳動用普通潤滑油即可。（2)齒面間大的壓力和摩擦功，可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠合能力較低。但是，雙曲面齒輪傳動也存在如下缺點：（1)沿齒長的縱向滑動會使摩擦損失增加，降低傳動效率。（6)雙曲面主動齒輪軸布置在從動齒輪中心上方，便于實現多軸驅動橋的貫通，增大傳動軸的離地高度。（4)雙曲面主動齒輪的變大，則不產生根切的最小齒數可減少，故可選用較少的齒數，有利于增加傳動比。（2)由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的大于從動齒輪的，這樣同時嚙合的齒數較多，重合度較大，不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30％。另外，雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下優(yōu)點：（1)在工作過程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側向滑動，而且還有沿齒長方向的縱向滑動。（2)當傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。由于，所以系數K1，～。雙曲面齒輪傳動比為 (22)式中，為雙曲面齒輪傳動比；、分別為主、從動齒輪平均分度圓半徑。在齒面寬中點處的螺旋角稱為中點螺旋角(—2b)。根據嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比 (21)—2b雙曲面齒輪副受力情況式中,FF2分別為主、從動齒輪的圓周力；ββ2分別為主、從動齒輪的螺旋角。 雙曲面齒輪傳動—2 雙曲面齒輪傳動雙曲面齒輪傳動(—2a)的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離E，此距離稱為偏移距。為了減少驅動橋的外輪廓尺寸，主減速器中基本不用直齒圓錐齒輪而采用螺旋錐齒輪。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。 螺旋錐齒輪傳動—1 螺旋錐齒輪傳動螺旋錐齒輪傳動()的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端。 雙級主減速器的齒輪類型主減速器的結構形式主要是根據齒輪類型、減速形式的不同而不同。d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。由于汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力。m 最高車速： ＝ km/h變速器前進檔最大速比： ＝驅動橋數目： n＝1主減速比： i0＝輪胎類型與規(guī)格：車輪滾動半徑：