【正文】 總質量（kg）9510滿軸荷分配（前／后）（kg）2600／6910發(fā)動機額定轉速下功率（kW/r/min）99／2800發(fā)動機最大扭矩（n*m/r/min）382／1600～1900變速器速比辦公類型與規(guī)格 2 主減速器設計 主減速器結構形式簡介及選擇主減速器的主要功用是將輸入的轉矩增大并相應降低車速，以及當發(fā)動機縱置時具有改變轉矩旋轉方向的作用。按參加減速傳動的齒輪副的數(shù)目，可分為單級式主減速器和雙級式主減速器，分別有一對和兩對齒輪機構。前者只有一對齒輪機構，一個傳動比，無擋位選擇；后者有兩個擋位可供駕駛員選用。（孫存真，）本設計主減速器形式為單級式主減速器，齒輪副結構為一對準雙曲面齒輪。 缺點：有軸向力、且方向不定，應避免方向指向錐頂；對嚙合精度敏感，要求制造和裝配精度高。缺點：。作用于主減速器從動齒輪上的轉矩(，)的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩是根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩為 （）式中：——汽車滿載總重量，N。；～；～，～；——汽車或汽車列車的性能系數(shù)： ()如果當時，取。 主減速齒輪基本參數(shù)的選擇（1）選擇主減速器的齒輪齒數(shù)選擇主、從動齒輪齒數(shù)時應參照以下原則[2]:①為了磨合均勻，之間應避免有公約數(shù)。③當主傳動比i0較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數(shù)取值小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙。參照以上原則，結合本設計主減速器比，取Z1=6，Z2=38。所以。對于汽車工業(yè)，主減速器圓弧錐齒輪推薦采用： （）式中： d2——從動齒輪節(jié)圓直徑，mm；取，小錐齒輪的齒面寬一般要比大錐齒輪的大10%，取。節(jié)錐距： （）那么偏移距，取E=35mm。雙曲面齒輪的偏移方向與其輪齒的螺旋方向間有一定的關系：下偏移時主動齒輪的螺旋方向為左旋，從動齒輪為右旋；上偏移時主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋。（4）螺旋角的選擇汽車主減速器錐齒輪的螺旋角（雙曲面齒輪是大、小齒輪中點螺旋角的平均值）多在范圍內。載貨汽車選用較小值以防止軸向力過大。的居多。（5）法向壓力角的選擇法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)，也可以使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低。30′或16176。、22176。本設計車型為中型載貨汽車，所以選取壓力角。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。例如，為了節(jié)約鎳、鉻等元素我國發(fā)展了以錳、釩、鈦、鉬、硅為主的合金結構鋼系統(tǒng)。其鋼號主要有：20CrMnTi、22CrNiMo、20CrNiMo、20MnVB和20Mn2TiB等[1]。 主減速器齒輪強度計算（1）單位齒長上的圓周力在汽車工業(yè)中，主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即： （）式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N；F——從動齒輪的齒面寬，mm。按最大附著力矩計算時： （）式中：——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，N；對于后驅動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量； ——輪胎與地面的附著系數(shù)，查表，??； ——輪胎的滾動半徑，查表，取——主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑。（2）輪齒的彎曲強度計算汽車主減速器準雙曲面齒輪的計算彎曲應力為：式中：——該齒輪的計算轉矩，；對于從動齒輪，按(見式（）和式（）兩者中較小者)和（見式（））計算，對于主動齒輪還需將上述計算轉矩換算到主動齒輪上；——超載系數(shù)； ——尺寸系數(shù)，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸與熱處理等有關。支承剛度大時取小值；——質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取=1；——計算齒輪的齒面寬，mm；——計算齒輪的齒數(shù)；——端面模數(shù)，mm；——計算彎曲應力用的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)、載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應力計算的影響。這里取。（3）輪齒的齒面接觸強度計算準雙曲面齒輪輪齒齒面的接觸應力為： （）式中：——主動齒輪最大轉矩，；——主動齒輪工作轉矩，；——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取；——主動齒輪節(jié)圓直徑，；——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對其淬透性的影響，在缺管經(jīng)驗的情況下，可??；——表面質量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質（如銑齒、磨齒、研齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質。它綜合地考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用位置、輪齒間的載荷分配、有效齒寬及慣性系數(shù)等因素的影響。常常將上式（）簡化為： （）式中：——主動齒輪計算轉矩，；按(見式（）和式（）兩者中較小者)和（見式（））計算，對于主動齒輪還需將上述計算轉矩換算到主動齒輪上；主減速器的許用接觸應力為，所以滿足強度要求。（左）和跨置式（右）本設計所選擇主動錐齒輪的支承形式為懸臂式。兩個軸承的圓錐滾子大端向內，以增加支承剛度，并且減小尺寸。并且為了使兩軸承能均勻承受載荷，應取c值等于或大于d值。該法向力可以分解為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力本設計所選主動錐齒輪螺旋方向為左旋，旋轉方向為逆時針， 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內，分解成兩個相互垂直的力和，垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內。與之間的夾角為螺旋角，與之間的夾角為法向壓力角，這樣有： () () ()所以，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為： () ()代入數(shù)值，計算得：作用在從動錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為： () ()代入數(shù)值，計算得： 說明：計算結果如軸向力為正，表明力的方向離開錐頂，負值表示指向錐頂；徑向力是正值，表明力使該齒輪離開相嚙合齒輪，負值表明力使該齒輪靠近相嚙合齒輪。軸承A、B的徑向載荷分別為 = () ()代入數(shù)值，解得：軸承A的徑向力= =軸承A的軸向力為0。選用B軸承為圓錐滾子軸承，型號30208，所承受的當量動載荷，取X=1，則P=1= ()式中： ——溫度系數(shù)。對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速為 () 式中：——輪胎的滾動半徑，m； ——汽車的平均行駛速度，km/h；對于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取35 km/h。= =169834h此軸承合格。軸承C和D選用圓錐滾子軸承，型號30211，同理，經(jīng)過校核，符合使用要求。最明顯的例子是：汽車在轉彎時，內、外側車輪在同一時間內所滾過的行程往往是有差別的，外側車輪的行程總要比內側的長。汽車差速器的結構形式很多，但應用得最廣泛的是對稱式圓錐行星齒輪差速器。 差速器的原理2—半軸齒輪；3—差速器殼；4—行星齒輪；5—行星齒輪軸；6—主減速器從動齒輪。A、B兩點分別為行星齒輪與兩半軸齒輪的嚙合點，行星齒輪中心點為C，A、B、C點到差速器旋轉軸線的距離均為。當行星齒輪除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時，嚙合點A的圓周速度，點B圓周速度。