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式中：Ga——汽车满载总重15100×9.81N=148131
GT——所牵引的挂车满载总重,N, 仅用于牵引车取GT=0；
fR——道路滚动阻力系数，货车通常取0.015～0.020，可初取fR =0.018； fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取0.05～0.09，可初取
fH=0.07；
fP——汽车性能系数
fP?0.195(Ga?GT)1[16?] (3.4) 100Temax当
0.195(Ga?GT)=48.39>16时，取fP=0
Temax2.6 主减速器齿轮参数的选择
1齿数的选择 对于普通双级主减速器，由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些(通常i01/ i02≈1.4～2.0)，这时，第一级主动锥齿轮的齿数z1可选的较大，约在9～15范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿数和，可选在68±10的范围内。
2节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩(见式3.2，式3.3并取两者中较小的一个为计算依据)按经验公式选出：
d2?Kd?3Tj=229.5～288.7mm (3.5)
2式中：Kd2——直径系数，取Kd2=13～16；
Tj——计算转矩，N?m，取Tj?，Tje中较小的，第一级所承受的转矩：
Tj=
Tjei02=12158.10（N?m）
计算得，d2=206.27～254mm ,初取d2=230mm。
3齿轮端面模数的选择 d2选定后，可按式m?d2/z2算出从动齿轮大端模数，并用下式校核
mt?Km?3Tj= 17.45
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4齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：F=0.155d2=38.75mm，可初取F2=40mm。
5螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。
6螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使mF?1.25。因mF愈大传动就愈平稳噪声就愈低。螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°。
2.7 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算
2.7.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算
主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把实用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。
主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表2.1。
表2.1 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算用表
序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 项 目 主动齿轮齿数 从动齿轮齿数 模数 齿面宽 工作齿高 全齿高 法向压力角 轴交角 节圆直径 计 算 公 式 计 算 结 果 11 23 10㎜ z1 z2 m b hg?H1m h?H2m b2=40㎜ hg?17㎜ h=18.88㎜ ? ? ?=22.5° ?=90° d1?110㎜ d=mz d2=230㎜ z1 z210 节锥角 ?1?arctan?2=90°-?1 ?1=27.47° ?2=62.53° 12
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序号 11 12 13 项 目 节锥距 周节 齿顶高 A0=计 算 公 式 计 算 结 果 A0=140.91㎜ t=31.416㎜ d1d2= 2sin?12sin?2t=3.1416 m ha1?hg?ha2 ha1=11.347mm ha2=5.66mm ha2?kam hf=h?ha c=h?hg 14 15 16 齿根高 径向间隙 齿根角 hf1=7.533mm hf2=13.22mm c=1.88㎜ hf?f?arctan A0?f1=3.06° ?f2=5.36° 17 面锥角 ?a1??1??f2；?a2??2??f1 ?a1=32.83° ?a2=65.59° ?f1=?1??f1 18 根锥角 ?f1=24.41° ?f2=57.17° da1=150.14㎜ da2=255.22㎜ Ak1=119.766㎜ Ak2=59.978㎜ ?f2=?2??f2 da1?d1?2ha1cos?1 19 齿顶圆直径 da2=d1?2ha2cos?2 Ak1?20 节锥顶点止齿轮外缘距离 d2?ha1sin?1 2d1Ak2??ha2sin?2 2s1?t?s2 21 理论弧齿厚 s1=27.38mm s2=10.32mm 0.356mm s2?Skm 22 23 齿侧间隙 螺旋角 B=0.305～0.406 ?
?=35° 2.7.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算
在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式
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及其影响因素。
螺旋锥齿轮的强度计算：
(1)主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 ①单位齿长上的圆周力
p?P (3.6) F 式中：p——单位齿长上的圆周力，N/mm;
P——作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩
两种载荷工况进行计算；
按发动机最大转矩计算时：
Temax?ig?103 p?=1019N/mm (3.7)
d1?F2按最大附着力矩计算时:
G2???rr?103p?=771N/mm (3.8)
d2?F2虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有1019 N/mm 可知，校核成功。
②轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力
?w(N/mm2)为
?w?2?103?Tj?K0?KS?KmKv?F?z?m?J2 (3.9)
式中：K0——超载系数1.0； Ks——尺寸系数Ks=4m=0.792121； 25.4 Km——载荷分配系数1.1~1.25；
Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳
动精度高时，取1；
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J——计算弯曲应力用的综合系数，见图3.1，J2?0.3,J1?0.35。
图3.1 弯曲计算用综合系数J
Tje作用下： 从动齿轮上的应力?w2=455.37MPa<700MPa；
'Tjm作用下： 从动齿轮上的应力?w2=125.36MPa<210.9MPa；
''当计算主动齿轮时，Tj/Z与从动相当，而J2?J1，故?w1
综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。
汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩Tjm有关，Tje或Tjm只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。
(2)轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力?j(MPa)为： ?j?Cpd12?T1j?K0?Ks?Km?Kf?103Kv?F?J (3.10)
12 Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm； 注：K0=1, Ks=1, Km=1.11, Ks=1
Kf——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1；
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