车辆与动力工程学院毕业设计说明书
i0应按下式来确定：
i0?0.377
rrnp (3-2)
vamaxigH
式中：rr—车轮的滚动半径，m；
nP—最大功率时的发动机转速，r/min； Vamax—汽车的最高车速，km/h； igH—变速器最高档传动比。
代入数据得i0=0.377?0.2032?5500?5.299。加大功率储备取i0为5.30。.
100?0.795二、主减速器齿轮计算载荷的确定
1、按发动机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，N?m；
kdTemaxki1ifi0?n (3-3)
Temax——发动机最大转矩:52.6N?m n——计算驱动桥数，n=1；
if——分动器传动比，if=1； i0——主减速器传动比，i0=5.30； η——变速器传动效率，取η=0.9； 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=3.652； 代入式（2-1）， 有：
Tce=916.29N?m
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2、按驱动桥打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs
'G2m2?rr Tcs? (3-4)
imηm式中：
G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，后桥所承载G2=
0.55×(660+750)×9.8=7599.9N的负荷（其中轴荷分配系数取0.55）；
'm2——汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车取1.2～1.4，商
用车取1.1～1.2。这里取m2=1.2；
'?——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车取?=0.85，对于越野汽车取1.0，对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25。这里取?=0.85；
rr——车轮的滚动半径，即0.286m；
?m，im——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动
效率和传动比，?m取0.9，由于没有轮边减速器im取1.0，
'G2m2?rr代入得：Tcs?=2463.38N?m
im?m3、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf
对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：
Tcf?Ga?rrim??m?n?fR?fH?fP? (3-5)
式中：Ga——汽车满载时的总重量，13818N；
对于轿车可取0.010~0.015；在此取0.012； fR——道路滚动阻力系数，
fH——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，在此取0.08；
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fp——汽车的性能系数在此取0；
?m——主减速器主动齿轮到车轮之间的效率，取0.9；
im——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，取1；
n——驱动桥数。 所以
Tcf?Ga?rrim??m?n?fR?fH?fP?
(3-6)
=403.98N?m 三、主减速器齿轮基本参数的选择
1、技术要求
（1)为了磨合均匀和得到理想的齿面重叠系数，应避免小齿轮根切和两齿轮齿数有公约数。
（2）为了得到理想的齿面重合度和高的齿轮弯矩强度，主、从动齿轮齿数和应不少于40。
（3）为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，对于乘用车Z1不小于9；对于商用车Z1一般不少于6。
（4）当主动比i0较大时，应尽量使Z1取得少些，以便得到满意的离地间隙。
（5）对于不同的主传动比，Z1和Z2应有适当的搭配。 2、齿数的选择
z1?9,z2?45
i0?z2?45?5.0
z19
3、从动齿轮大端分度圆直径D2和ms
根据经验公式初选
D2?kD23Tc13
(3-7)
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式中kD2为直径系数，一般取13.0~15.3，这里取14.0；Tc为从动锥齿轮的计算转矩，
Tc=min［Tce，Tcs］=916.29N?m；
代入数据得D2=135.98m
m由下式计算
s根据 (3-8)
ms=
D2Z2=3.02mm
取3.02mm。
另外ms还要满足用下式校核： 式中：
m?kTsm3c (3-9)
km—模数系数，取km=0.3～0.4；
代入得：ms=2.91～3.89，
m=3.5mm在此数值范围内，满足要求。
s4、主、从动齿轮的齿面宽b1和b2
对于从动锥齿轮齿面宽b2,推荐不大于其节锥矩A2的0.3倍,即
b2?0.3A2，b2亦应满足b2?10m。
汽车主减速器螺旋锥齿轮亦推荐b2?0.155D2，D2为从动锥齿轮大端分度圆直径。
b2=0.155D2=21.08mm 圆整为b2=22mm
一般螺旋锥齿轮副的小齿轮宽度比大齿轮宽度大10%，故小齿轮齿宽为24.2mm，圆整为b1=25mm.
5、螺旋角?m
螺旋角齿轮的螺旋角是延齿变化的。较齿大端的螺旋角最大，通常所说的锥齿轮螺旋角是指轮齿中点的螺旋角，螺旋角的大小影响轴向重合系数，
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轮齿的强度和轴向力大小，重合系数?r越大，同时参与啮合的齿数越多，传动愈平稳，噪音愈低。一般螺旋角过大，齿轮的轴向力也较大，因此，螺旋角应有一个适当的重合度系数，一般主减速器的螺旋角在35°~40°范围内，载重车为防止轴向力过大，一般采用35°螺旋角。（对于双曲面齿轮副，由于存在偏移距E,大小齿轮的螺旋角是不等的。其螺旋角为其平均值）。 设?m1-?m2=?为偏移角，平均螺旋角?=
???m1m22
?m1????2 ?m2????2
则主动齿轮螺旋角可按下式确定：?m1?250?50i0??33.720重合度就大，同时啮合的齿数也越多，传动就平稳，噪声低。但是?过大，齿轮上受的轴向力也会过大。初选?=35?。
6、螺旋角方向的确定
锥齿轮螺旋角方向的选择是根据设计要求的轴向力方向确定的，要求在前进档时，主动齿轮轴向力的方向应使小齿轮紧靠在支承上，即离开锥顶的方向，这也是由大小齿轮相互分离的趋势以防卡住。由于以上原因，一般若发动机为顺时针旋转，主减速器的主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。 7、法向压力角?
法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少不发生根切的最少齿数。轿
???车一般为19或20，本设计取?=19
主减速器圆弧锥齿轮几何参数计算
表3-1 主减速器准圆弧锥齿轮几何尺寸计算用表（mm）
序号 （1） （2） （3） （4）
项目 小齿轮齿数 大齿轮齿数
模数齿宽
代号
公式、数值 9 45 3.5
Z1
Z2
m
b1，b2
b1?25，b2?22
（5） 齿顶高
ha ha1?ha2?m?3.5
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