锥齿轮-行星齿轮二级主减速器设计

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1、主减速器基本参数选择与计算载荷的确定第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮结构，取i01=4,io2=1.56一、锥齿轮计算＜一＞主减速器齿轮计算载荷的确定：1、按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩：J—计算转矩，N.m；Tg—发动机最大使用转矩，N.m,本车为850N.m；n—驱动桥数，本车为1；忌-由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；77T—从发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率，为0.9；k(}-rti于猛踩离合器而产生的动载荷系数1；帥-警尸制6一max0.195x166500850]<

2、0因此，K0=l其中K°=1,Teinax=85(),i/L=/jxf0I=7.034x4=2&136,%=0.9，n=1,850x28.136x1x0.9=21524N*〃2、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tm二G的.°j(p—.UilLBT^—计算转矩，N・m；G2—满载状态下一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N;嗫一汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，本车为1.1；鸭一轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的汽车，在良好路面上，鸭可取0.85；对于安装了防侧滑轮胎的轿车，y可取1.25；对于越野车，p变化较大，一般取

3、1或其它值。本车为0.85;?—车轮滚动半径，m；本车为0.448.，心一分别为由所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比；0=0.85其中G2=12000xgxm2=12000x10x13A2“LB==1・56rr=8.5x25.4x0.9+20x25.4一2=44&31mm,=35802N*m132000x0.85xxO.4480.9x1.563、按汽车Fl常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩心(/r+九+fp)Ga—汽车满载总重;力厂道路滚动阻力系数，载货汽车取0.015-0.020；九■汽车正常使用时的平

4、均爬坡能力系数，载货汽车取0.05-0.09；/p-汽车性能系数制6-時牛制6-max0.195x166500850]<0查(1)yp=o因此，K0=l其中Ga=mag=166500,/;=0.44&i坊=1.56,?7LB=0.9,n=l,fK=0.018,九=0.07,几=0166500X0.448㈣碍+007+0）=4675N*m1.56x0.9x1＜二＞锥齿轮主要参数的选择1、确定传动比及齿数（1）主、从动锥齿轮的齿数幻和•选择主从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1）为了使磨合均匀，Z1和勺之间应避免有公约数；2）为了得到理想

5、的齿面重叠系数，对于载重货车，主、从动齿轮齿数和应不小于40；3）为了啮合平稳，噪声小盒具有高的疲劳强度对于商用车勺一般不小于6；4）主传动比％较大时，幻尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。根据以上要求参考《汽车车桥设计》中表3-12取幻二10,勺二40z1+z2=50＞40厶=40/10=4,切=1・552、从动锥齿轮大端分度圆直径d?和端面模数m对锥齿-行星齿轮主减速器而言，从动锥齿轮的尺寸大小会影响驱动桥壳的离地间隙，并影响跨置式主动齿轮前支承架的位置和差速器的安装。弧齿锥齿轮传动和准双曲面齿轮传动的从动锥齿轮大端分度圆直

6、径①，可以根据从动齿轮上的最大转矩由以下经验公式初选：d产心前Kd=13-16T.=min[Ije,Tj（p]=21524V*m①=（13〜16）^21524=361〜445取如=440m=5k=440/40=11,取m=llZ2根据加=Km^Ty校核其中K加=0.3〜0.4片=min[Tje,7/^1=21524V*mm=（0.3〜0.4）^21524=8.3-11.18.3<11<11.1所以，模数校核合格。则d]=z,*m=10xll=llQnm=z2*m=40x11=4403、主、从动锥齿轮齿宽Fl、F2对从动锥齿轮F2=0

7、・155^=0.155x440=68.2且F<10m=10x11=110取F2=85对于主动锥齿轮F1=F2（1+10%）=85x1.1二93取F2=904、中点螺旋角0取0=35°5、螺旋方向主动齿轮左旋，从动齿轮右旋6、法向压力角a取a=20°序号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数Z1102从动齿轮齿数Z2403端面模数m11mm4齿面宽FFl=90F2=855工作齿高hs=h=17mm6全齿高h=H2m/z=20.768mm7法向压力角aa二20。8轴交角X为二90。9节圆直径d]=mzld2-m7^£=11Otnmd2=4

8、4(>?2m10节锥角/i=arctan勺/2=90°~y兀二14.036°*=75.946°11节锥距Ao==42sin/)2sin'Ao二227mm12周节t=3.1416〃34.56mm13齿顶高ff力i=hg—他f為=kam