毕业论文(设计)载重汽车单级主减速器结构分析与设计

诚信声明

本人郑重声明：本论文及其研究工作是本人在指导教师的指导下独立完成的，在完成论文时所利用的一切资料均已在参考文献中列出。

本人签名：年月日

毕业设计任务书

设计题目：载重汽车单级主减速器结构分析与设计

系部：机械工程系专业：机械设计制造及其自动化学号：112011404

学生：指导教师（含职称）：（高工）

1．设计的主要任务及目标

通过调研和查阅相关资料文献，掌握汽车单级主减速器主要用途和工作原理。应用所学相关基础知识和专业知识，分析单级主减速器结构、载荷，对主要受力件强度进行计算分析，应用CAD三维造型或二维设计技术完成课题总成和关键零件结构设计和计算说明书，编写毕业设计论文。

2．设计的基本要求和内容

1）掌握单级主减速器的结构及工作原理。绘制结构简图和原理简图；

2）了解单级主减速器失效模式并分析原因；

3）了解主动齿轮材料及制造、热处理工艺；

4）绘制单级主减速器的总成图；

5）绘制主动齿轮图并计算主要结构参数；

6）编写毕业设计论文，总结设计取到的效果与体会，提出自己的论点和改进建议等。

3．主要参考文献

《汽车设计》、《汽车理论》、《汽车构造》、《机械工程设计手册》等。

4．进度安排

审核人：年月日

载重汽车单级主减速器结构分析与设计

摘要：载重汽车的主减速器是汽车后桥的最重要的部件之一，它的基本的

作用就是增大传动轴传递来的转矩，然后将转矩传递给左右的驱动轮。另外，驱动桥应能够承受来自于各个方向的力和力矩。主减速器就像是驱动桥的心脏，单级主减速器的主动齿轮与传动轴相连接，装置在减速器壳上，减速器

总成又装置在驱动桥壳上。从动齿轮与差速器外壳连成一体，并与主动齿轮

啮合。当主动锥齿轮转动时，即带动从动齿轮和差速器外壳一起转动，通过

两根半轴驱动车轮转动。由于主动齿轮齿数较少，从动齿轮齿数较多，所以

能实现较大的减速作用，很多汽车这种类型的单级主减速器。

本文参考了东风EQ1090E的车型，对主减速器的齿轮类型，减速形式，支撑形式进行了了分析比较；然后对主减速器的基本参数和尺寸进行了计算，后来对关键的零件进行了校核；最后完成了其他项目的设计，完善了主减速器的基本设计。

通过对本课题的研究，能够让我们更加了解汽车的构造对设计载重汽车也有一定的影响。

关键词：载重汽车；主减速器；设计

The Analysis and Design of Truck

Final Reduction Drive

Abstract：Single stage main reducer is one of the most important components of the car rear axle, it's fundamental fiction is to increase the transfer to the drive shaft torque, and the torque transmitted to the left and right wheels. In addition, the drive axle should be able to withstand the forces and moments from all directions. Main reducer is like the heart of the drive axle.Single stage main reducer’s main gear is connected to the transmission shaft,installed out of differential,and then installed on the drive axle. Differential housing integrally with the driven gear and meshed with the driving gear. When driving bevel gears, that is driven by rotation of the driven gear and differential housing together by two axle drive wheels turning. Because of less active gear, driven gear more, we are able to achieve a higher reduction effect, a lot of cars use this type of single-stage main reducer.

Refers to Dongfeng EQ1090E models,for the main types of gear reducer, reducer form, support form were compared and analyzed; then calculate the main reducer basic parameters and dimensions, then calculate the key parts of components;finally complete the design of other projects to improve the basic design of the main reducer.

Through this study, it makes us to understand the structure of the truck and also has some influence on the design of the truck.

Keywords: heavy truck; Final drive; Design.

目录

1 绪论 1

2 设计任务书 2

3 设计计算说明书 (5)

3.1 主减速器的结构形式的选择 (5)

3.1.1 主减速器的齿轮类型选择 (5)

3.1.2 主减速器的减速形式选择 (6)

3.1.3 主减速器主、从动双曲面齿轮的支承型式 (9)

3.2 主减速器基本参数的选择与计算载荷的确定 (11)

3.2.1车轮滚动半径和主减速比的确定： (11)

3.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定 (12)

3.2.3主减速器齿轮基本参数的确定 (14)

3.3主要计算 (19)

3.3.1 单位齿长上的圆周力 (19)

3.3.2轮齿的弯曲强度计算 (20)

3.3.3 轮齿的接触强度计算 (22)

3.4 主减速器轴承的计算 (23)

3.4.1 双曲面齿轮的轴向力和径向力计算 (23)

3.5 主减速器齿轮的材料及热处理 (25)

4使用说明书 (27)

4.1主要参数 (27)

4.2润滑使用及维修 (27)

4.3 产品图样的审查 (27)

4.4 标注件的使用情况 (28)

结论 (29)

参考文献 (30)

致谢 31

载重汽车单级主减速器的分析与设计

1 绪论

在载重汽车中，汽车的减速器是其中不可或缺的一部分，汽车减速器的性能的优良直接影响到了汽车的主要性能，对于载重汽车来说这些影响是巨大的。由于载重汽车的特殊性，需要满足当下载重汽车的高速，运行的高效率以及载重汽车的高收益。如果要满足以上几条，载重汽车有必须配备可靠的驱动桥，此时采用传动效率校稿的单级主减速器成为了当今载重汽车发展的主要潮流和趋势。本文首先确定了单级主减速器的主要减速形式，结合单级主减速器的主要数据，确定整体的设计方案，最后对主从动齿轮的强度进行校核和寿命校核。

为了能够让汽车平稳快速的行驶，载重汽车的驱动桥也在不断的改进。各是个杨的驱动桥都在不断的改进之中，不论是断开始驱动桥还是整体式驱动桥，它们的平稳性和通过性都有所增加。伴随着汽车工业的不断发展和进步，驱动桥的发展也是突飞猛进。相信在不久的将来，驱动桥的发展和设计只要通过数据就能够智能的得出其最优化的设计，自动生成二维三维模型，以达到较高效率、匹配较好的最佳方案。

汽车的驱动桥是其传动系统中的重要组成部分之一，驱动桥的设计是否合理关系到汽车能否合理、告诉、平稳的行驶。所以选择主减速器的减速比的时候要保证在这种条件下有最好的经济性和动力性：

(1) 驱动桥如果要充分利用汽车的牵引力，那么就必须解决汽车左右轮转矩分配的问题，有时候汽车行驶时就会出现左右车轮转矩分配不平衡的问题，必须要解决这些问题；

(2) 汽车离地有一定的高度保证汽车的通过性；

(3) 驱动桥要求其质量尽可能的降低，但必须保证各零部件的强度和刚度，这样就可以让汽车更加平顺的行驶；

(4) 驱动桥可以承受和传递在车轮上的各种转矩和力，使汽车能够平稳行驶；

(5) 驱动桥及其传动部件及其齿轮要求噪声小，工作稳定；

(6) 对于传动不见要求传动效率高，润滑良好；

(7) 结构不能过于复杂，拆装和调整方便；

(8) 设计时尽量保证“三化”。即零部件通用化、产品系列化和零件设计标准化的要求。

2 设计任务书

东风EQ1108G6D的整车参数见表2-1、发动机参数见表2-2、其他参数见表2-3：

表2-1 整车参数

主减速器就是后桥的关键，它的设计的性能好坏直接影响到了汽车后桥的平稳，噪音等方面。所以主减速器的设计非常重要，既要能够与整车相配合，又必须满足车本身的功能和其他性能的要求，设计的时候既要考虑传动系统与车辆的匹配性，又要考虑传动系统自身的刚度、强度，也就是说减速器好坏与发动机输出功率和扭矩，变速箱的传动性能直至整车承载能力都有这很大的关系。在特

殊的路面情况时，齿轮就会在路面上打滑，这种滑动对汽车是有害无益的，不仅增加了汽车动力的损耗，而且会导致汽车的转向性能和制动性能等有所降低，甚至可能发生事故。在汽车转向的时候，如果汽车只是由主减速器连接一根轴在连接两车轮，那么车轮在转弯是就只能够用相同的角速度转弯，就会发生打滑。如果用两根半轴连接两边的车轮，再用主减速器的从动齿轮经过差速器之后分别与驱动两边的车轮和半轴相连接，这样它们就可以用不同的角速度旋转，这样就可以使得两侧驱动轮保持纯滚动状态了，实现了对车轮的差速处理。现在将这种装在同一驱动桥两侧的驱动轮之间的差速装置称为轮间差速器。在多轴的驱动汽车的每个驱动桥之间，这种问题尤为突出。能够使多轴汽车适应不同的路面状况，是的驱动桥能够得到不同的角速度，因此应该在个驱动桥安装差速器。

3 设计计算说明书

3.1 主减速器的结构形式的选择

3.1.1 主减速器的齿轮类型选择

主减速器的齿轮传动有多种，弧齿锥齿轮传动，双曲面齿轮传动，圆柱齿轮传动和蜗轮蜗杆传动等形式。

1.弧齿锥齿轮传动

弧齿锥齿轮传动在机械传动中的应用非常多，汽车传动系统中也有很多地方应用了弧齿锥齿轮传动。弧齿锥齿轮有着非常明显的特征，那就是是主、从动齿轮的轴线相互垂直并且相交于一点，这是和其他的传动方式主要的区别点。在齿轮啮合的时候，一般情况下会有两对或以上的齿轮相互啮合，在这种情况下齿轮能够承受比较大的载荷，加之齿轮啮合的时候并不是在轮齿的全长上同时啮合，而是逐渐的由轮齿的一端向另一端进行啮合，因此在齿轮啮合的时候就能够保持工作的平稳，产生的噪声和振动就会相对来说比较少。但是弧齿锥齿轮要求对啮合精度很高，齿轮副锥顶如果一旦有不吻合的情况，那么就会使工作条件快速恶化，这是齿轮就会产生磨损和噪声，工作就不会平稳，容易对齿轮造成损坏。

2.双曲面齿轮传动

双曲面齿轮传动有着明显的特点，那就是主从动齿轮的交错轴线虽然相互垂直但是却不相交，而且还会有一定的距离，这个距离成为偏移距。如果偏移距是一个合理的数值的时候，就能够让一个齿轮轴经过另外一个齿轮轴的旁片，这样就会腾出一定的空隙。若如此做就可以在每个齿轮的两边安装尺寸合理的支承。这样做就能够提高支承的刚度、确保轮齿的正确啮合并且能够提升齿轮寿命，使得工作更加平稳。双曲面齿轮的从动齿轮的螺旋角一般情况下要小于主动齿轮（因为有螺旋距）。所以，双曲面齿轮传动的齿轮副的法向周节或法向模数一般可以相等，但是端面周节或端面模数一般是不相等的。主动齿轮的端面周节或端面模数要大于从动齿轮的。这样的情况下双曲面齿轮就能够拥有较大的直径，更好的轻度和刚度，这是对于螺旋锥齿轮来说主要的有点。其偏移距的大小和增大的程度挂钩。另外，因为这种传动主动齿轮的直径比较大，螺旋角也比较大，这样就会使得齿面的接触应力有所降低。因为偏移距有所不同，双曲面齿轮能够有

更高的接触应力，其负荷大约是螺旋锥齿轮的1.75倍。双曲面主动齿轮的螺旋角比较大，那么不产生根切的最少齿数就可以减少，我们就可以选择吃书少的齿轮，就可以提高传动比。如果有要求传动比大且要求尺寸较小时，我们使用双曲面齿轮就更加合理。对于常见的几种传动方式，主齿轮要求直径相同，对于主减速比i0大于等于4.5的传动来说，双曲面齿轮传动的从动齿轮会比螺旋锥齿轮更小，这时双曲面蠢动就具有了很大的优势。当传动比小于等于2时，双曲面主动齿轮的直径就会比螺旋锥齿轮更大，这时应该选用螺旋锥齿轮更加合理，此时前者就会占用较大的空间，而后者可以有更大的空间给予差速器有较大利用。

对于双曲面主动齿轮的螺旋角较大，这是在齿轮传动的时候就会有更多的齿轮进入啮合，所以双曲面齿轮传动相对于螺旋锥齿轮传动又具有工作平稳、产生噪声小以及强度较高等优点。双曲面齿轮的偏移距还能使汽车的总体布局更加合理。

3.圆柱齿轮传动

圆柱齿轮传动一般应用在发动机横置的前置前驱动车，一般是乘用车。常用于双级主减速器和轮边减速器。

4. 蜗杆传动

蜗轮-蜗杆传动简称蜗轮传动，在汽车上一般应用在驱动桥上。在大型载重汽车上，当汽车需要很大的主减速比时，这时有高速的发动机和相对的低车速和大轮胎配合的要求时，主减速器通常采用一级的蜗轮蜗杆传动较为合理，这是采用其他种类的传动结构就不能避免尺寸大、效率低，而且需使用双级减速。和其他的齿轮传动相比之下，它具有一系列的优点如体积小、质量低、传动比很高、运转平稳、噪声低、传动载荷大、使用寿命长、传递效率高、拆装方便、调整容易、便于在汽车中布置等。它的主要的缺点就是要使用青铜合金制造，期铜合金相对于一般齿轮材料成本较高，因而未能在大批量生产的汽车上广泛利用。

该驱动桥是为载重汽车所设计的，根据以上的分析和说明，该桥的主减速器的齿轮应该选用双曲面齿轮。

3.1.2 主减速器的减速形式选择

主减速器根据减速型式可以分为单级减速、单级贯通、双级减速、双速减速、双级贯通和主减速及轮边减速等等。

1.单级主减速器

单级主减速器主要优点就是结构较为简单，质量低，制造成本第，占用空间小，一般用在主减速比i

<7.0的各种中小型汽车上。单级主减速器一般采用一

对双曲面齿轮或者螺旋锥齿轮，也有的汽车采用涡轮蜗杆传动，但是这种传动造价较高。

2.单级贯通式主减速器

单级贯通式主减速器一般用在多桥驱动汽车贯通桥上。它的优点与单级主减速器的相似，都是质量小结构简单成本低。然而单级贯通式主减速器却可使中，后桥中的部分零件，如半轴、桥壳等零件具有互换性，使之能够替换。单级贯通式主减速器又可以分为两种结构型式，分别是双曲面齿轮式和蜗轮式。

双曲面齿轮式的单级贯通式主减速器，主要原理就是利用了双曲面齿轮传动中会有偏移距，能够让一根贯通轴直接通向后桥。但这种结构也有明显的缺点，主动齿轮的齿数不能过少，偏移距也不能过高，并且一般情况下主动齿轮的工艺性不好，主动齿轮最小齿数是只能达到8，所以主减速比的最大值最多只能达到5左右，因此多用在汽车的贯通式驱动桥，一般就是轻型汽车。当用于大型汽车的时候就需要增设轮边减速器或者加大分动器的传动比。

蜗轮蜗杆传动具有明显的优点，它能够为布置的贯通桥带来便利，而且其工作噪声小，能够得到较大的传动比并且占用的空间小，适于很多吨位贯通桥的布置及汽车的总体布置。但却因为要用青铜等有色金属是的并没有得到广泛推广。

3.双级主减速器

双级主减速器是由两级齿轮减速器组成，因此质量就会增加，结构也会变得

≤12)并更加复杂，制造成本也有明显的提升，因此一般用于主减速较大(7.0

且采用单级减速时不能达到这样的传动比或者离地间隙过小大型汽车上。以往在有的中型载货汽车上虽也有采用，但是在新的现代中型载货汽车上基本已经不出现了。这是因为随着科技的发展，发动机的功率会提高，车本身的质量也在不断减小，路面状况也在日趋完善，载货汽车正向着更加高速的方向发展，因此就需

要采用更加低的主减速比。

4.双速主减速器

有时候汽车的载荷及苦况变化较大，对于这种条件复杂的载重货车来说，要选择一种能够应对复杂路况甚至陡坡等的能够牵引汽车并保持充足的动力的减速器，在平直的路面上有能够保持高速，这是选择减速器时，是比较困难的。为了解决这些问题，有的重型汽车就采用了具有两种减速比并且驾驶员可以根据行驶条件来判断并且变化档位的双速主减速器。这种减速器与变速器各档相互配合，就能够得到不同的变速器的档位。很明显，它在变速器中设置超速档，即改变传动比却不增加档位数，对于这种汽车来说更加有利。然而用双速主减速器替代半衰期的超速档，会增加驱动桥的质量，增加制造成本，并且还要增设比较复杂的操纵装置，所以它可能会被多档变速器所替代。

5.双级贯通式主减速器

﹤5的中、重型汽车中的贯通桥。

双级贯通式主减速器一般用于主减速比i

它可以分为两种结构形式，一种是锥齿轮—圆柱齿轮式，另一种是圆柱齿轮锥齿轮式。

锥齿轮—圆柱齿轮式的双级贯通式主减速器的最大的特点就是有较大的总主减速比，其两级减速的减速比均大于1，然而这种减速器与其他的减速器相比较结构却较为复杂，占用的空间也较大，拆装也不更方便，因此不适合中小型车辆。

相对于圆柱齿轮—锥齿轮式的双级贯通式的主减速器来说，这种减速器的结构较小，各种尺寸也比锥齿轮—圆柱齿轮式的双级贯通式主减速器小得多，但是它的第一级斜齿圆柱齿轮副的减速却很小，会随着结构尺寸的变小而变小，甚至有时会达到1，这样就不能达到理想的减速效果。因此，有的汽车采用这种结构布置方式的同时，为了增大驱动桥的总减速比又增设了轮边减速器；而另一些汽车想要增大主减速比，又在从动锥齿轮的内孔做成齿圈而且还装入行星齿轮的减速机构，这样又能够使得总减速比得到提升。

6.单级(或双级)主减速器附轮边减速器

在大型工程等中所用到的重型汽车，这些汽车在行驶时并不需要太高的速

度，但是需要很高的动力性，要求能够有很大的动力是的载很重的货物，因此需要很大的传动比。在设计上述的重型汽车的驱动桥时，为了降低个传动部分的质量，就不能将全部的传发动比分配到各驱动部件上，应将尽可能大的传动比分配给驱动桥，这样就能够使各部件不必承受较大的转矩。这样就会导致一些重型汽车驱动桥的主减速比的要求较大。如果主减速比要大于12的时候，就应该采用这种结构，这样就由于能够将驱动桥上的部分减速比分配到轮边减速器等地方，这样就能够增加汽车的动力性。这样下来，可以节省下很大的空间，降低了主减速器所占用的空间，加大了驱动桥的减速比（大约在16至26之间），其它部件如差速器等所占用空间也可以减小，使的空间更加紧凑。但是一个这桥上就需要两个轮边减速器，这样就会让驱动桥的结构变得更加复杂，成本也会提高，因此一般只有在驱动桥的减速比要求大于等于12时，才会采用这种减速方式。

按照齿轮及其布置的型式，轮边减速器有两种类型，分别是普通圆柱齿轮式和行星齿轮式。

我们根据整车的性能等方面的参数以及主减速比(i =6.33﹤7.0)的情况决定选用单级主减速器。

3.1.3 主减速器主、从动双曲面齿轮的支承型式

（a）悬臂式支承（b）跨置式支承

图3-1 主减速器主动齿轮的支承形式及安置方法

1. 主动双曲面齿轮的支承

现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种，悬臂式与跨置式如图3-1所示。

（1）悬臂式

齿轮用它的轮齿大端的一侧的轴颈悬臂式支承在一对轴承上，这就是悬臂式的基本方式。在这之中最重要的就是支承的刚度，如果要让支承的刚度增加，那么两轴承支承中心间的距离就应该加长，一般会比齿轮齿面宽中点的悬臂长度还要长，一般是其的两倍长左右，该距离为确保刚度，还要比齿轮的节圆止境的0.7倍还要大，而且距离不能低于悬臂的长度。如果利用一对圆锥滚子轴承，为使降低悬臂长度和加大支承间的距离，就应该让两轴承的圆锥滚子的小端朝里，大端朝外，能够缩短跨距，可以使得增加支承的刚度。

（2）跨置式

跨置式又称为两端支承式，其原理就是齿轮前后两端都有轴承支承。这种支承方式能够使支承刚度增加，是的在载荷的作用下变形大大降低，能够减小到悬臂式的三十分之一左右．然而主动锥齿轮后的轴承的径向负荷能够比悬臂式的径向负荷要小4/5~6/7。齿轮的承载能力会比悬臂式的齿轮承载能力高10%左右。

一般情况下装载质量大约为2t以上的载重汽车的主减速器的主动齿轮一般是采用跨置式支承，这种支撑能够减小径向负荷，对于装载质量较重的汽车来说尤为有利。但跨置式支承加大了导向轴承支座，因此主减速器结构复杂，造成了成本提高。对于轿车和装载质量小于2t的货车来说，一般会采用悬臂式结构，具有质量小，成本较低，不需要过于复杂的结构等优点，对比2t以上的货车就不必减小径向载荷，能够节省很多。

对于东风EQ1108G6D的载质量为5t》2t,这是应该采用跨置式支承，能够传递较大的转矩。

2.从动双曲面齿轮的支承

由图3-2可知，c和d是载荷里支承两端的中心距离，这个距离决定了轴承的支承型式。而这里（c+d）的减小可以增加支承的刚度。两端支承一般采用圆锥滚子轴承，安装的时候应让它们的圆锥滚子的大端相向朝里，小端相背朝外。为了避免从动齿轮在轴向载荷影响下的偏移，圆锥滚子轴承也进行预紧。此时差速器的壳上装有从动双曲面齿轮轴承，尺寸会比较大，能够保证从动双曲面齿轮的刚度。球面圆锥滚子轴承具有自动调心的性能，因此对轴的倾斜的敏感度比较

低，这种情况当主减速器的从动齿轮轴承尺寸大时极为重要，轴如果发生略微的倾斜，球面圆锥滚子轴承基本不会发生影响。向心推力轴承有些时候并不需要进行调整，但是也就是只能在某些小排量的轿车的主减速器当中见到。采用直齿或者人字齿圆柱齿轮的时候，因为没有轴向力，所以双级主减速器的从动齿轮才能够安装在向心球轴承上。

(a)

(b)

图3-2 主减速器的从动锥齿轮的支承型式和安置方法

有幅式结构而且有螺栓或者铆钉与差速器壳的突缘连结一般应用在中型和重型汽车的主减速器之中，对于轻型汽车来说一般并不用这种机构。在中重卡的驱动桥中，想要降低在运行过程中由于轴承能力和支承刚度不够使得齿隙发生变化，产生噪音，增加磨损，就应该采用有大支承刚度的圆锥滚子轴承。

3.2 主减速器基本参数的选择与计算载荷的确定 3.2.1车轮滚动半径和主减速比的确定：

轮胎的型号为9.00R20-14PR ，是普通钢线子午线轮胎， 9——轮胎名义断面宽度， R ——子午线轮胎代号 20——轮辋的名义直径， r r

r r =220

4.2524.259?+?? mm = 482.6mm （3-1）

对于大功率的汽车来说，我们知道最大功率max e P 的的时候，通过我们所选

择的的0i 值就可以计算出汽车的最高车速max a v 。这时0i 值应按下式来确定

gh

a p r i v n r i max 0377

.0= （3-2）

式中： r r ——车轮的滚动半径，m ； p

n ——最大功率时的发动机转速，r ／min ； max a v ——汽车的最高车速，km ／h ；

gH

i ——变速器最高挡传动比，通常为1。

对于其他汽车来说，如果要获得足够的功率储备就会使得最高速度有所降低，主减速比0i 所选择的主减速比也会比上式稍微扩大，一般扩大10％～25％，即按下式选择：

LB

Fh gh a p r i i i v n r i max 0)

472.0~377.0(= （3-3）

式中：Fh i ——分动器或加力器的高档传动比；

LB i ——轮边减速器传动比。

按照以上两个式子所得的主减速比0i 的值与同类型的汽车的主减速比进行比较，结合主减速器的主动和从动齿轮的齿数，然后对主减速比0i 的值给予校正，最后可以按照下式进行计算

gh

a p r i v n r i max 0377

.0= i 0 (3-4）

3.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定

载重汽车在主减速器的从动齿轮的最大应力载荷的时候，一般是利用一下两种情况的最小值。

使用传动最低档的时候，此时发动机的最大转矩为Tje 。

（2）驱动车轮打滑时的转矩?j T

。

n K i T T T TL e je /0max η= （3-5）

LB

LB r

j i r G T ???=η??2 （3-6）

式中：Temax ——发动机量大转矩，N ·m ；

iTL ——由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；

T η——上述传动部分的效率，取T η=0.9；

K0——汽车的超载系数，对于一般的载重汽车来说取K0=1； n ——汽车的驱动桥的数目；

G2——汽车满载的时候一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N ；对后桥来说还应该考虑到汽车加速时的负荷的增大量；

?——轮胎对路面的附着系数

一般轮胎的公路用汽车，取?=0.8，越野汽车取?=1.0，安装专门的肪滑的宽轮胎的高级轿车取?=1.25；

rr ——车轮的滚动半径，m ；

LB η，LB i ——分别为由所计算的主减速器的从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比(例如轮边减速器等)，在这里取为1。

本文中：

n K i T T T TL e je /0max η==17132.66 NM （3-7）

LB

LB r

j i r G T ???=

η??2=26411.8 NM （3-8）

根据以上的式子所得出的计算在和为最大转矩，然而并不是汽车本身平时工作时的载荷，不能将它当作疲劳损坏的依据。不同的汽车类型不同，汽车行驶的环境也有所不同，简单的公式不能包括所有类型的汽车的状况。但是对于一般在公路上行驶的汽车来说，一般情况下要保持正常的形势所需要的正常的转矩要根据其平均的牵引力值来决定，对于复杂路况的汽车则不能这样计算。

即主减速器从动齿轮平均计算转矩jm T

为

jm T =

）（P H R LB LB G G f f f n

i r )(r

T a ++???+η m N ? （3-9） 式中：a G ——汽车满载总质量，N ；

T G ——所牵引挂车的满载总质量，仅用车挂车，N ； r r —— 车轮的滚动半径， m ；

LB i ，LB η——和上述相同；

R f ——道路滚动阻力系数，对轿车取0.010-0.015，对载货汽车取 0.015-0.020，对越野汽车取0.020-0.035， 在这里载货汽车取0.020； H f ——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，不同的汽车的爬坡系数均不同

轿车取0.08

载货汽车取0.05-0.09 长途公共汽车取0.06-0.10 越野汽车取0.09-0.30 在这里载重汽车我们取0.09； P f ——汽车或列车的性能系数。 P f =

])(195.016[1001

max

T a e T G G +- （3-10） 当

max

T a )

(195.0e T G G +>16时 P f 取为0

因为

max

T a )

(195.0e T G G +=33.93>16, 所以P f =0

所以jm T =

)09.0020.0(1

1106.4828.997703

+?????- = 5082.8m N ? （3-11）

3.2.3主减速器齿轮基本参数的确定

主减速器的双曲面齿轮的主要参数有

①主、从动双曲面齿轮齿数1z 和2z ②从动双曲面齿轮大端分度圆直径2d ③端面模数m ④齿面宽b2 ⑤双曲面齿轮副的偏移距E ⑥中点螺旋角β ⑦法向压力角α等。

1.齿轮齿数的选择

选择主、从动双曲面齿轮齿数时应考虑如下因素：

（1）为了使齿轮磨合均匀，那么1z 、2z 之间就应避免有公约数，否则就

会导致齿轮磨合不均，有时可能造成磨损或者与其他的轮齿不配合等情况；

（2）为了能够得到比较高的重合系数和比较高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数之和就不应该小于40，这样重合系数就会比较高了；

（3）为了保持啮合平稳、产生的噪声比较小，并且拥有比较高的疲劳强度，相对于轿车，1z 一般情况下不少于9；相对于货车，1z 一般情况下不少于6； （4）当主传动比较大的时候，就应该使1z 数值尽量取较小值，就可以得到想要的离地间隙，又可以得到较大的传动比。当0i ≥6时，1z 的最小值可以取到5，然而为了保持平稳的齿轮啮合并且得到较高的疲劳强度，一般取值都会大于5；当0i 较小的时候（3.5～5），1z 一般取值7～12。

根据主减速比0i =6.33，查表3-1，然后计算z2可得 1z =6，2z =37

这是我们重新计算传动比0i =6.17，带入原来的式（3-7）、（3-8）和（3-9）可以计算得：

Tje=16771 n.m ，

?

j T =26412 n.m ，

jm

T =5083 n.m

表3-1 汽车主减速器主动双曲面齿轮齿数

2.从动齿轮模数的选择

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