用它作为疲劳损坏依据。汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用车和越野车在高负荷低车速条件下工作，对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主减速器的平均计算转矩。
3、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tjm
Tjm=
(Ga?GT)?rr (fR?fH?fP) （3.3）
iLB??LB?n式中：Ga——汽车满载总重N, Ga=6000×9.8=58800N；
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，初取fR =0.015；
fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。初取fH=0.05； fP——汽车性能系数
fP?0.195(Ga?GT)1 [16?] （3.4）
100Temax当
0.195(Ga?GT)=57.04>16时，取fP=0。
TemaxTjm=
(Ga?GT)?rr58800?0.5(0.015?0.05?0)=1911N?m (fR?fH?fP)=
1?1?1iLB??LB?n3.2.2主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 （1）齿数的选择
根据主减速比确定：对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数z1取小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。
①.当i0≥6时，z1的最小取值可取5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，z1最好大于5；
②.当i0较小（i0＝3.5～5）时，z1可取为5～12，但这时常会因为主、从齿轮齿数太多，尺寸太大而不能保证所要求的离地间隙；
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③.为了磨合均匀，z1、z2之间应避免有公约数；
④.为了得到理想的齿面重叠系数，z1与z2之和应不小于40；
查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为5.1428，初定主动齿轮齿数z1=6，从动齿轮齿数z2=37。 （2）节圆直径的选择
根据从动锥齿轮的计算转矩（见式3.1，式3.2并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：
d2?Kd?Tj?265.09mm 取d2=266mm （3.5）
23式中：d2—从动锥齿轮的节圆直径，mm；
Kd2—直径系数，取K d2＝Kd2=13～16； TJ—计算转矩；取Tje与TjΦ中较小者： （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?Km3Tj?7.02 取mt=7mm
式中：Km——模数系数，取Km=0.3~0.4；
Tj——计算转矩，N?m，取Tje。 （4）圆锥齿轮从动齿轮的齿宽
F为其节锥距A0的0.3倍。对于汽车工业，主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用：
F=0.155d2=41.23mm，可初取F2=41mm。
一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取F1=45mm。 （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。
oo（6）螺旋角的选择格里森制推荐公式：?｀1?25?5?z1E?90o?。 z2d2式中：z1 ，z2 —主、从动齿轮齿数；
E—双曲面齿轮的偏移距，mm；对螺旋锥齿轮取E=0。
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在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°
（7）主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向。这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。
所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。
表3.1 齿轮的几何尺寸计算用表
序号 1 2 3 项 目 主动齿轮齿数 从动齿轮齿数 模数 计 算 公 式 计 算 结 果 6 37 7 z1 z2 m F1=41mm 4 齿面宽 F F2=45mm 5 6 7 8 9 工作齿高 全齿高 法向压力角 轴交角 节圆直径 hg?H1m h?H2m hg?9.17mm h=10.108mm ? ? d=mz ?=20° ?=90°d1?42mm d2=259mm z1 z210 节锥角 ?1?arctan?1=9.21° ?2=80.79°-?1 ?2=90°11 12 13 节锥距 周节 齿顶高 A0=d1d2= 2sin?12sin?2A0=131.19mm t=21.99mm t=3.1416 m ha1?hg?ha2 ha1=7.595mm ha2=1.575mm ha2?kam 14 15 齿根高 径向间隙 hf=h?ha c=h?hg hf1=2.513mm hf2=8.533mm c=0.938mm 20
序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 ?1=1.10° ?2=3.72°16 齿根角 hf??arctan A017 面锥角 ?a1??1??2；?a2??2??1 ?f1=?1??1 ?a1=12.93° ?a2=81.89° ?f1=8.11° ?f2=79.69°18 根锥角 ?f2=?2??2 da1?d1?2ha1cos?1 19 外圆直径 da1=79mm da2=d1?2ha2cos?2 da2=259.5mm ?01?20 节锥顶点止齿轮外缘距离 ?02d2?ha1sin?1 2d1??ha2sin?2 2?01=128.28mm ?02=19.44mm s1=16.39mm s2=5.6mm 0.2mm ?=35°s1?t?s2 21 理论弧齿厚 s2?Skm 22 23 齿侧间隙 螺旋角 B=0.178~0.228 ? 3.3主减速器锥齿轮的强度计算
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 按发动机最大转矩计算时：
Temax?ig?103 （3.6）
p?d1?F2式中：Temax——发动机输出的最大转矩，在此取245N?m；
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