Tje=200 ?36.9014 ?1 ?0.9/1=6675.46N?m
2、按驱动轮在良好路面上打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tj?
Tj??G2???rr （3.2）
?LB?iLB式中： G2——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但后桥来说还应考虑到
汽车加速时负腷增大量，可初取：
G2=G满×9.8=4100×9.8=40180N；
?——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取?=0.85；
对于越野汽车，取?=1.0；
rr——车轮滚动半径，0.405m；
?LB,iLB——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和
传动比，分别取0.96和1。
Tj??G2???rr40180?0.85?0.405==14408.29 N?m
?LB?iLB0.96?1通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（Tje,Tj?）的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。
由式（3.1），式（3.2）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能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
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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?当
Tjm=
0.195(Ga?GT)1 [16?] （3.4）
100Temax0.195(Ga?GT)=57.04>16时，取fP=0。
Temax(Ga?GT)?rr58800?0.405(0.015?0.05?0)=1612.4N?m (fR?fH?fP)=
0.96?1?1iLB??LB?n3.2.2 主减速器齿轮参数的选择
1、 主、从动齿数的选择
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，z1，z2之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车z1一般不小于6；主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。
主减速器的传动比为6.14，初定主动齿轮齿数z1=21，从动齿轮齿数z2=43。 2、从动锥齿轮节圆直径d2及端面模数mt的选择
根据从动锥齿轮的计算转矩（见式3.1和式3.2并取两式计算结果中较小的一个作为计算依据，按经验公式选出：
d2?Kd?Tj （3.5）
23式中：Kd2——直径系数，取Kd2=13～16；
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Tj——计算转矩，N?m，取Tj?，Tje较小的。取Tje=6675.46N?m。
计算得，d2=244.78～301.26mm，初取d2=301mm。
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?Tj （3.6）
式中：Km——模数系数，取Km=0.3~0.4；
Tj——计算转矩，N?m，取Tje。
3 mt?Km?Tj=(0.3~0.4)?6675.46=5.67~7.53 由GB/T12368-1990，取mt=7，满足校核。 所以有：d1=147mm d2=301mm。
3、螺旋锥齿轮齿面宽的选择
通常推荐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：
b2=0.155d2=46.66mm，可初取b2=50mm。
33一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b1=55mm。
4、螺旋锥齿轮螺旋方向
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。
5、 旋角?的选择
螺旋角?是在节锥表面的展开图上定义的，齿面宽中点处为该齿轮的名义螺旋角。
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螺旋角应足够大以使mF?1.25。因mF越大传动就越干稳，噪声就越低。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°。
6、法向压力角a的选择
压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于―格里森‖制主减速器螺旋锥齿轮来说，载货汽车可选用20°压力角。
7、主从动锥齿轮几何计算 计算结果如表3.1
表3.1 主减速器齿轮的几何尺寸计算用表
序号 1 2 3 4 5 6 7 8 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 计 算 公 式 计 算 结 果 21 43 7 z1 z2 m b b1=55mm b2=50mm hg?H1m h?H2m hg?10.92mm h=12.131mm ? ? d=mz z1 z2?=20° ?=90° d1?147mm d2=301mm 9 节圆直径 ?1?arctan10 节锥角 ?1=26.03° ?2=63.97°-?1 ?2=90°11 节锥距 A0=d1d2= 2sin?12sin?2A0=167mm - 21 -
序号 12 项 目 周节 计 算 公 式 t=3.1416 m 计 算 结 果 t=21.99mm ha1?hg?ha2 13 齿顶高 ha1=9.03mm ha2?kam ha2=1.89mm 14 齿根高 hf=h?ha c=h?hg hf1=3.101mm hf2=10.241mm c=1.211mm 15 径向间隙 16 齿根角 hf??arctan A0?1=1.065° ?2=3.51° ?a1=29.58° ?a2=65.035° ?f1=24.9° ?f2=60.128°17 面锥角 ?a1??1??2；?a2??2??1 18 根锥角 ?f1=?1??1 ?f2=?2??2 da1?d1?2ha1cos?1 da1=163mm 19 外圆直径 da2=d2?2ha2cos?2 da2=303mm ?01=146.5mm ?02=71.8mm s1=14.27mm s2=8.82mm 0.32mm ?=35°?01?20 节锥顶点止齿轮外缘距离 d2?ha1sin?1 2d1?ha2sin?2 2?02?21 理论弧齿厚 s1?t?s2 s2?Skm B=0.305~0.406 22 23 齿侧间隙 螺旋角 ?
3.2.3螺旋锥齿轮的强度计算
1、损坏形式及寿命
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