【正文】 0i 范圍 （ ～ ） 初取 0i =10. 因為 ＜ 0i ＜ 12， 因此選用雙級主減速 器 。 主減速齒輪計算載荷的確定 通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（ jeT 、 ?jT ）的最小者，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。 由表 中可知， 把 maxeT =800(N m? )代入式 （ ） 得： jeT = TTLe KiT ???? 0m ax /n jeT =800 mN? ??? jeT =( mN? ) （ ） 9 各類汽車軸荷分配范圍如下 表 ： 表 驅(qū)動橋質(zhì)量分配系數(shù) 車型 空載 滿載 前軸 后軸 前軸 后軸 轎車 前置發(fā)動機前輪驅(qū)動 56%~66% 34%~44% 47%~60% 40%~53% 前置發(fā)動機后輪驅(qū)動 50%~55% 45%~50% 45%~50% 50%~55% 后置發(fā)動機后輪驅(qū)動 42%~59% 41%~50% 40%~45% 55%~60% 貨車 4 2后輪單胎 50%~59% 41%~50% 32%~40% 60%~68% 4 2后輪雙胎，長 頭、短頭車 44%~49% 51%~55% 27%~30% 70%~73% 4 2后輪雙胎，平頭車 49%~54% 46%~51% 32%~35% 65%~68% 6 4后輪雙胎 31%~37% 63%~69% 19%~24% 76%~81% 本文設計 車型為 4 2? 后輪雙胎 ，滿載時前軸的負荷在 32%～ 35%，取 34%；后軸為 65%～ 68%，取 66%。 對于公路車輛來說，使用條件較非公路 車倆穩(wěn)定 ，其正常持 轉(zhuǎn) 矩是根據(jù)所謂平均牽引力的值來確定的，即主加速器的平均計算轉(zhuǎn)矩為 jmT = )()(PHRLBLB rTa fffni rGG ???? ??? （ ） 式中： aG —— 汽車滿載總重 ； TG—— 所牽引的掛車滿載總重 ， N， 僅用于 牽引車取 TG =0； Rf —— 道路滾動阻力系數(shù)， 載貨汽車的系數(shù)在 ～ ；初選 Rf =； Hf —— 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。 r ， LBi ， LB? ， n ， maxeT 等見式（ ）（ ）下的說明。第二級圓柱齒輪的傳動齒數(shù)和可選在 68 10? 的范圍內(nèi)。則 0112 izz ?? =15 ?? 取 .332 ?z ，修正第一級的傳動比1201 zzi ? =；106843 ??? zz 。 3402 ?? zzi ，所以 133?z ， 554?z ，修正 3402 ?? zzi 節(jié)圓直徑的選擇 節(jié)圓直徑的選擇可 根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 （ 見式 ， 式 中 取兩者中較小的一個為計算依據(jù) ） 按經(jīng)驗公式選出： 32 2 jd TKd ?? （ ） 式中：2dK—— 直徑系數(shù)，取2dK=13～ 16； jT —— 計算轉(zhuǎn)矩， mN? ，取 ?jT ， jeT 中 較小的 ，第一級所承受的轉(zhuǎn)矩： jT =（ mN? ） （ ） 把式（ ）代進式（ ）中得到 ?d ～ ； 取 2d =330mm。 齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋 錐 齒輪齒 面 寬度為 ： F= 2d = 。判斷齒輪的旋轉(zhuǎn)方向是順時針還是逆時針時，要向齒輪的背面看去 。 一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢 [3]。 12 齒輪法向壓力角的選擇 根據(jù)格里森規(guī)定載貨汽車和重型汽車則應分別選用 20? 、 22? 03? 的法向壓力角。 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 主減速器螺旋錐齒輪 的幾何尺寸計算 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的 幾何尺寸的計 算 表 雙級 主減速器一級齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項目 計算公式 結(jié)果 1 主動齒輪齒數(shù) 1z 15 2 從動齒輪齒數(shù) 2z 33 3 端面模數(shù) m mm10 4 齒面寬 dF ? 5 齒工作高 mHhg ?? 1 mm17 6 齒全高 mHh ?? 2 7 法向壓力角 ?20?? 8 軸交角 ?90?? 9 節(jié)圓直徑 2211 。 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時： FdiTp ge????21013m ax = mN （ ） 按最大附著力矩計算時 ： FdrGp r?????210232 ? = mN （ ） 式中： 2G —— 后輪承載的重量，單位 N ； ? —— 輪胎與地面的附著系數(shù)，查 劉惟信版《汽車設計》 表 913， ? =； r —— 輪胎的滾動半徑， m ； 2d —— 從動輪的直徑， mm 。（ 1571 mN/ ～ 1756 mN/ ） 由于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，計算轉(zhuǎn)矩 mN 在允許范圍內(nèi)，因此校核成功。 m =10mm ； F —— 齒面寬度 ， mm ； z —— 齒輪齒數(shù)； T —— 齒輪所受的轉(zhuǎn)矩， mN? ； 主動錐齒輪 ? J —— 計算彎曲應力用的綜合系數(shù) 。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。根據(jù) 上面 計算出 來的 21, ww ?? 分別為 2mmN（ aMP ）、 2mmN （ aMP ），它們都小于 700 aMP ，所以校核成功 。 二級 圓柱 齒輪模數(shù)的確定 材料的選擇 及許用 應力的確定 齒輪所采用的鋼為 20CrMnTi 號鋼，用 滲碳淬火處理，齒面硬度為 56～ 62HRC，aHL im MP1500?? ， aFE MP860??[9] [查 馬秋生主編《機械設計基礎》圖 528]?！?20176。法向壓力角 ? = ?20 。取 1, ?? HF SS ；取 , ?? EH ZZ [查 馬秋生 主編 《 機械設計 基礎 》 圖 525]得： MP aMPS aFFEFF ][][ 21 ???? ??? MP aMPS aHH L imHH 150011500][][ 21 ???? ??? 齒輪的彎曲強度設計計算 ][2FSaFanF YYYYbdmKT ?? ?? ?? （ ） 式中： K —— 載荷系數(shù)，齒輪按 8 級精度制造取 ?K ； T—— 所計算齒輪受的轉(zhuǎn)矩； b—— 齒寬； d—— 計算齒輪的分度圓直徑； nm —— 模數(shù)； FaY —— 齒型系數(shù)，由當量齒數(shù)?31 coszzv ?=?16cos133=15，?32 coszzv ?= 6216cos553 ??可得 1FaY =； ?FaY [查馬秋生主編《機械設計基礎》表 56 得 ]； SaY —— 應力修正系數(shù)， 可得 1SaY =， ?SaY [查馬秋生主編《機械設計基礎》表 56 得 ]。 17 ?? = ?c 21 ?????? ???????? ?? zz = ?Y =+?? = 把已知數(shù)代入上式得： nm = 3 22 3 16c ?????? ??? = 由 馬秋生 主編《機械設計 基礎 》表 51 取 10?nm mm 。 表 正常齒標準斜齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸計算 名稱 代號 計算公式 齒頂高 ah ah = nan mh ? ，其中 1?anh 頂隙 c c = nn mc? ，其中 ?nc 齒根高 fh fh =ah +c = 齒高 h h =ah + fh = 分度圓直徑 d d = ?coszmn 頂圓直徑 ad ad =d +2ah =d +2 nm 根圓直徑 fd fd =d fh2 =d 中心距 a a= 2 21 dd? =?cos2 )( 21 zzmn ? ah = nan mh ? =10 mm ， c = nn mc? = mm ， fh = ah + c = nm = mm ，h = ah + fh = nm = ， ?1d ?cos1zmn = ， ?? ?cos 22 zmd n ，aa hdd 211 ?? = ， 2ad = ahd 22? = ， 1 0 .2 ??? nf mdd mm ，mmmdd nf ??? ， 齒寬 ???? d? ，為了安全把齒寬可取 盡量 大些，在這里取 mmb 140? 。 齒面 接觸 強度 校核 ][122 HHEH uubdKTZZZZ ?? ?? ????=1500 aMP （ ） 式中： EZ —— 材料彈性系數(shù)， EZ =； HZ —— 節(jié)點區(qū)域系數(shù)， HZ =； ?Z —— 螺旋角系數(shù)， ?Z = ?cos =； ?Z —— 接觸強度計算的重合度系數(shù)；????? ???? ???? )1(34Z = u —— 齒數(shù)比， ?u 主從 zz =； 主動齒輪的齒面接觸強度為： uubdKTZZZZ HEH 12 21 11 ??? ??? = ???? 23 ??? ??? = aMP aH MP1500][ ?? ? 主動齒輪的齒面接觸強度符合要求。根據(jù)上面的校核，一級和二級減速齒輪都滿足要求，校核成功。 運用 經(jīng)驗公式對一級、二級嚙合齒輪的齒數(shù)和模數(shù)進行設計，選擇齒輪所用的材料，并 根據(jù)經(jīng)驗 公式對所設計的齒輪進行校核 ， 使齒輪符合強度和剛度的要求 ，能夠合理運用 在 主減速器上 。影響軸承的主要外因是他的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，應先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。作用在主減速器主 動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn) 矩可按下式計算 ：313333332223111m a x 100100100100100 1 ?????????????????? ????????????????????????????? TRgRiRTgiTgiTgied fiffiffiffifTT ? （ ） 式中： maxeT —— 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，在此取 700 mN? ； 1if ， 2if … iRf —— 變速器在各擋的使用率，可參考表 選??； 1gi ， 2gi … gRi —— 變速器各擋的傳動比； 1Tf ， 2Tf … TRf —— 變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表 31 選?。? 表 if 及 Tf 的參考值 車 型 變速器 擋位 if Tf 轎車 公共汽車 載貨汽車 Ⅲ 擋 Ⅳ 擋 Ⅳ 擋 Ⅳ 擋帶超速擋 Ⅳ 擋 Ⅳ 擋帶超速擋 Ⅴ 擋 TK ＜ 80 TK ＞ 80 if Ⅰ 擋 Ⅱ 擋 Ⅲ 擋 Ⅳ 擋 Ⅴ 擋 1 9 90 1 4 20 75 16 2 6 27 65 1 4 15 50 ─ 1 3 11 85 7 59 ─ 1 3 5 16 75 21 超速擋 30 30 Tf Ⅰ 擋 Ⅱ 擋 Ⅲ 擋 Ⅳ 擋 Ⅴ 擋 超速擋 60 60 50 70 65 60 60 65 60 50 50 70 70 60 60 70 70 60 60 ─ 75 50 60 70 60 50 60 70 70 ─ 70 50 60 70 70 60 注：表中