广东技术师范学院本科毕业设计
变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性以及主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量取决于主减速比i0的大小。而在汽车总体设计时，主减速比i0和传动系的总传动比一起由汽车的整车动力计算来确定。由于发动机的工作环境不同，汽车传动系的传动比可以采用优化设计，用发动机参数匹配出最优的传动系的传动比及主减速比i0，进而获得最佳的动力性和燃料经济性。
对于具有较大储备功率的轿车、客车和长途公共汽车，特别是对竞赛汽车，在给定发动机最大功率Pemax的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有理论上的最高车速
Vamax。这时i0值就按下式来确定：
rrnp （3.1） i0?0.377Vamaxigh
式中，rr—车轮的滚动半径，m；
np—最大功率时发动机的转速，5800r/min；
vamax—汽车的最高车速，取180km/h；
igh—变速器最高挡传动比，通常为1。
查阅思迪轿车的有关资料得：轮胎类型与规格：185/60R15
其中：185—断面宽（断面宽约185mm）； 60—扁平率（高宽比约为60%）； R—轮胎结构记号（子午线结构）；
15—表示适用轮辋直径[轮辋直径15inch(38.1mm)]；
所以自由半径rr?38.1?102?185?0.6?301.5mm?0.3015m
在实际分析中，有作动力学分析的静力半径rs与做运动学分析的rr，但是通常不计他们之间的差别，统称为车轮半径r。
i0?0.377rnp?amaxigh?0.3770.3015?5800?3.6626
180?1确定得出主减速比i0?3.6626。
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3.4.2 主减速器齿轮计算载荷的确定
在实际生活中，由于各种不同因素的影响下，无法完全计算出主减速器齿轮所承受的载荷。所以通常在设计中，将发动机最大转矩配以传动系统最低档传动比时、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?）中的较小者，作为计算中用以验算主减速器从动齿轮所承受的最大应力的计算载荷。即
Tje?TemaxiTLK0?T （3.2） n'G2m2?rr （3.3） Tj???LBiLB式中：Temax—发动机最大转矩，N·m；
iTL—由发动机至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—传动系上述传动部分的传动效率，取?T?0.9；
K0—由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货
汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取K0?1；当性能系数fp?0时，可取 K0?2，或由实验决定；
n—该汽车的驱动桥数目；
G2—汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷（对于驱动桥来说，应考虑到汽车最大加速时的负荷增大量），N；
'' m2—汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车：m2?1.2~1.4，商
'用车：m2?1.1~1.2；
?—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；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取??1.25；
rr—车轮的滚动半径，m；
?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减
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速比（例如轮边减速器）。 其中查资料的
Temax?143N?m；iTL?13.012；?T?0.90；
由后式计算可得K0?1；由于该车只有一个驱动桥，所以n?1；
由数据可得，满载质量Ga?1510?9.8?14798N；又因为汽车前置前驱切满载时前轴承受47%~60%，这里取 ，所以G2?Ga?60%?8878.8N；由于该轿车是安装为一般斜交轮胎公路用车，所以??0.85；查资料得：rr?0.3015m；?LB?0.96；由于该车无轮边加速器，所以iLB?1；
最后可得：Tje?TemaxiTLK0?T143?13.012?1?0.9??1674.64N?m n1'G2m2?rr8878.8?1.2?0.85?0.3015 Tj????3318.31N?m
?LBiLB0.96?1上两式求得的计算载荷是理论上的最大转矩，而在实际计算中，并不是正常持续转矩，不能用来作为疲劳损伤的依据。依据各个汽车类型不同，又有情况多变的行驶工况中，乘用车在高速轻载条件下工作，而越野车和矿用汽车则常在高负荷低车速条件下工作，没有一条简单的公式可算出正常持续使用过程中汽车的实际转矩。但相对公路车辆来说，因为使用环境和条件较为稳定，可以通过所谓平均牵引力的值确定正常持续转矩，即主减速器从动齿轮上的平均计算转矩Tjm为
Tjm?(Ge?Gm)rr (fr?fH?fp) （3.4）
iLB?LBn式中，Ge—汽车总重量，kN；
Gm—为挂车总质量，若无为0,N； rr—车轮的滚动半径，m；
fr—道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取0.010～0.015；对于载货汽车可取0.015～0.020；对城越野汽车可取0.020～0.035；
fH—汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08；对载货汽
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车和城市公共汽车取0.05～0.09；对长途公共汽车取0.06～0.10；对越野汽车取0.09～0.30；
fp—汽车或汽车列车的性能系数： fp?0.195(Ge?GT)?1? ?16?? （3.5）
100?Temax?当
0.195(Ge?GT)?16时，取fp?0；
TemaxiLB、?LB、n、Temax和等见前面的说明。
已知思迪数据，满载质量Ge?1510?9.8?14798kN；由于是轿车所以Gt?0；
0.195(Ge?GT)0.195(14798?0)??20.18?16所以fp?0；
Temax143Tjm?(Ge?Gm)rr(14798?0)?0.3015(fr?fH?fp)??(0.015?0.08?0) iLB?LBn0.98?1?1?432.5N?m3.4.3 驱动桥的离地间隙
由于本设计为轿车驱动桥设计，且采用广汽本田思迪车型，所以并且经由数据查表得离地间隙为150mm。
3.5主减速器渐开线斜齿圆柱齿轮设计计算表
表3.1 斜齿轮设计计算表格
计算（或选择）依项目 据 1．选齿轮精查[10] 度等级 大齿轮、小齿轮均选用查[14]续表2．材料选择 3.1-209 渗碳处理）硬度为58~62HRC 240HBS 单计算过程 位 选用7级精度 级 计算（或确定）结果 7 大齿轮、小齿20CrMnTi结构钢（淬火+回火+ 轮均为
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取ZZ1?21 1?(18~40)3．选择齿数Z Z 则ZZ1?312?iZ12?21?3.6626?76.91 Z个 Z2?77 U?2Z1取ZZU?3.672?77；U?2Z?3.6667 14．选取螺旋?＝8~20 取?＝15? 度 ?＝15? 角β 5．按齿面接触强度设计
（1）试选Kt Kt＝1.2~1.8 取Kt＝1.6 Kt＝1.6 (2)区域系数由[10]图10-30 ＝2.42 ZZHZH＝2.42 H 由[10]图10-26查 （3）?? ??????1???2?1?0.74 ?0.74?0.89 ???1.63 ??2?0.89 ?1.63(4)计算小齿4.325?105?1.18?105轮传递的转由上计算可知 TTjm1?i?o3.67 Nmm T1矩T1 ?1.18?105 (5)齿宽系数由[10]表10-7 ?Фd?0.7~1.15 ?d?0.80 d (6)材料的弹1性影响系数由[10]表10-6 ZE?189.82 MPaZE?189.8 ZE (7) 齿轮接由[10]图10-21c ?Hlim1?600 ?Hlim2?600触疲劳强度MPa由[10]图10-21d 极限??Hlim2?550 ?Hlim2?550 Hlim （8）应力循N1?60n1jL?N1?3.557?109由[10]式10-13 环次数?60?2900?1?8?365?7 N ?3.557?109N2?9.7?108
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