1.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。 1.3.1 主动锥齿轮的支承

主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查阅资料、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1／30以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5～1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。

装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。本课题所设计的CA1120PK2L3货车装载质量为12t，所以选用跨置式。

图3-3从动锥齿轮支撑形式

1.3.2 从动锥齿轮的支承

从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图3-3示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。

1.4 主减速器锥齿轮设计

0

主减速比i0驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。 1.4.1主减速比i0的确定

主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡田来研究i0对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pamax及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定：

i0=0.377式中：

rrnpvamaxigh

rr——车轮的滚动半径，所选轮胎规格为7.5-16的子午线轮胎，其自由直径

d=810mm,因计算常数F=3.05，故滚动半径

rr=2?=

Fd3.05?8102?3.1416=0.3932m

igh——变速器量高档传动比。igh =1

对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i0一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：

1

i0=(0.377~0.472)式中：

rrnpvamaxighiFhiLB

i——分动器或加力器的高档传动比 iLB——轮边减速器的传动比。

根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。

把nn=4000r/n , vamax=95km/h , rr=0.3932m , igh=1代入式中 计算出 i0=6.242～7.814,选i0=6.43

1.4.2 按最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce

Tce=

式中：

Tce—计算转矩，Nm；

Temax—发动机最大转矩；Temax =186.2 Nm n—计算驱动桥数，1； if—变速器传动比，if=1； i0—主减速器传动比，i0=6.43； η—变速器传动效率，η=0.912； k—液力变矩器变矩系数，K=1；

Kd—由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1； i1—变速器最低挡传动比，i1=7.37；

kdTemaxki1ifi0η

n 2

代入式中，有：

Tce=8047.352 Nm

1.4.3 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs

G2m?2?rr Tcs= im?m

式中：

G2=满载状态下一个驱动桥上的静载荷，G2=0.8×58800=47040N；

m?2=1.1～1.2，取1.1；

?=0.85；

rr=0.3932m;

im=主减速器从动锥齿轮到车轮之间的传动比，取1；

?=主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，0.912；

m 代入式中，有：

Tcs=18962.59Nm

由上式求得的计算转矩。是作用到从动锥齿轮的最大转矩，计算转矩Tc应取前面两种的较小值，即Tc=min [Tce,Tcs] 主动锥齿轮计算转矩为

Tz=

TCio?G 式中：

i0—主传动比，i0=6.43；

?—主、从动齿轮间的传动效率，?=0.96；

GG 3