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发表于 6-5-2010 14:12:45
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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（如图3-2示）。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YC1090货车装载质量为5t，所以选用跨置式。
图3-3从动锥齿轮支撑形式
3.2.2 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。
3.3 主减速器锥齿轮设计
主减速比i 、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。
3.3.1 主减速比i 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。i 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i 下的功率平衡田来研究i 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i 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 及其转速 的情况下，所选择的i 值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速 。这时i 值应按下式来确定：
（3-1）
式中 ——车轮的滚动半径， =0.5m
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，i 一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：
（3-2）
式中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=3000r/n , =85km/h , r =0.5m , igh=1代入（3-1）
计算出 i =6.33
从动锥齿轮计算转矩Tce
Tce= （3-3）
式中：
Tce—计算转矩，Nm；
Temax—发动机最大转矩；Temax =430 Nm
n—计算驱动桥数，1；
if—变速器传动比，if=7.48；
i0—主减速器传动比，i0=6.33；
η—变速器传动效率，η=0.96；
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=1；
代入式（3-3），有：
Tce=10190 Nm
主动锥齿轮计算转矩T=1516.4 Nm
3.3.2 主减速器锥齿轮的主要参数选择
a)主、从动锥齿轮齿数z1和z2
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素；
为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。
查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为6.33，初定主动齿轮齿数z1=6，从动齿轮齿数z2=38。 |
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