华东交通大学毕业设计
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，i0一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：
i0?(0.337~`0.472)rnuirp （3-2）
amaxgh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np=3000r/n , uamax=120km/h , rr =0.5m , igh =1代入（3-2） 计算出 i0=4.71~5.9，取i0=5.5
（2） 主减速器计算载荷的确定
1. 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce 从动锥齿轮计算转矩Tce
T式中：
ceKT=
demaxKi1ifi0?n （3-3）
Tce——计算转矩，N?m；
——发动机最大转矩；Temax =450 N?m
Tifemaxn——计算驱动桥数，n=1； ——分动器传动比，if=1； ——主减速器传动比，i0=5.5；
i0?——发动机到万向节传动轴传动效率，取?=0.93； K——液力变矩器变矩系数，K=1；
K1d——由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；
1i——变速器一挡传动比，i=7.64；
代入式（3-3），有：
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Tce=17585.37 N?m
2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs Tcs?G2?m'2rr/?m?im N?m （3-4）
式中 G2——汽车满载状态下一个驱动桥的静载荷，后桥所承载57750N的负荷; ?——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。
m'2——汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，取m'2=1.1 rr——车轮的滚动半径， rr=0.5m
?m——为所计算的主减速器主动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率，?m取0.96
由于没有轮边减im—— 为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动比，速器im取1.0
所以Tcs?G2?rr/?LB?iLB=
57750?1.1?0.85?0.5=28132.0N?m
0.96?1.03. 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?GT)rr?fR?fH?fP? N?m （3-5）
im??m?n式中：Ga——汽车满载时的总重量，105000N；
GT——所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；所以取0。
fR——道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.015~0.020；在此取0.015 fH——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.05~0.09在
此取0.07；
fp——汽车的性能系数在此取0；
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?m——主减速器主动齿轮到车轮之间的效率；?m取0.96
im——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；im=1 n——驱动桥数。n =1 所以 Tcf?(Ga?GT)rr?fR?fH?fP?
im??m?n105000?0.5?0.015?0.07?0?=4648.4N?m
1.0?0.96?14.主动锥齿轮的计算转矩为:
=
Tz?式中，
Ti?0cG （3-6）
Tz——为主动锥齿轮的计算转矩；
i0——为主传动比；
G?——为主，从动锥齿轮间的传动效率，计算时对于弧齿锥齿轮副，?G取95%，对
于双曲面齿轮副，在i0 ?6时，取85%。当i0?6时，?G取90%。
T=min[T，T]=17585.37N?m。
eccsc代入（3-6）得： 17585.37?3365.6N?m Tz=
5.5?0.953. 主减速器基本参数的选择
主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2、端面模数mt、主从动锥齿轮齿面宽b1和b2、中点螺旋角?、法向压力角?等。
1. 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： 1）为了磨合均匀，z1，z2之间应避免有公约数。
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2）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。
3）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。 4）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。 5）对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。
根据以上要求，这里取z1=8 z2=35，能够满足条件：z1+z2=43?40，此处传动比已由底盘整体设计确定。
2. 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数mt
对于单级主减速器，增大尺寸D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D2又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。
D2可根据经验公式初选，即
D2?KD23Tc （3-7）
KD2——直径系数，一般取13.0～15.3,此处取为14；
Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，N?m，为Tec和Tcs中的较小者。
所以 D2=14?317585.37=364mm 由公式得：ms=D2/z2=364/35=10.4mm
同时，ms还应满足：ms=Km3Tc （3-8） 其中Km为模数系数，取值范围是0.3~0.4.得：ms=（7.8~10.4），因此满足校核条件。 初步选取mt? 10mm，则D2=364mm 3. 主，从动锥齿轮齿面宽b1和b2
锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。
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对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于节锥A2的0.3倍，即b2?0.3A2，而且b2应满足b2?10mt，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：
b2?0.155D2=0.155?364=56.42mm 在此取55mm
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，通常使小齿轮的齿面比大齿轮大10%，在此取b1=60mm 4.中点螺旋角?
螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小。 弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选?时应考虑它对齿面重合度?，轮齿强度和轴向力大小的影响，?越大，则?也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，?应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但?过大，会导致轴向力增大。
汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，而商用车选用较小的?值以防止轴向力过大，通常取35°。
5. 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。
6. 法向压力角
法向压力角大一些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，并使齿轮的端面重合度下降。对于弧齿锥齿轮，乘用车的а一般选用14°30`或16°,商用车的а为20°或 22°33`
4 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算
由以上求出的模数和节圆半径根据相关公式可以求得圆弧齿轮的其他尺寸和其他的相关数据，现将各求得的数据和公式制成表格，表格如下：
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