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i0下的功率平衡田来研究i0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i0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Pamax及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定：

i0=0.377rrnpvamaxigh （3-1）

式中rr——车轮的滚动半径， rr=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，i0一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：

i0=(0.377~0.472)rrnpvamaxighiFhiLB （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 , vamax=85km/h , rr=0.5m , igh=1代入（3-1）

计算出 i0=6.33

从动锥齿轮计算转矩Tce

Tce=

kdTemaxki1ifi0η （3-3）

n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。

b）主、从动锥齿轮齿形参数计算

按照文献[3]中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1。 从动锥齿轮分度圆直径dm2=14310190=303.51mm 取dm2=304mm 齿轮端面模数m?d2/z2?304/38?8

表3-1主、从动锥齿轮参数

参 数 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿顶角 齿根角 符 号 d=mz 主动锥齿轮 64 从动锥齿轮 304 4.42 6.68 376 270 3°21′ 2°41′ ha=1.56m-h2;h2=0.27m 6.77 hf=1.733m-ha da=d+2hacosδ df=d-2hfcosδ θa 4.33 90 60 2°41′ 3°21′ hθf=arctan2 Rz1δ=arctan z2δa δf R=分锥角 14° 76° 顶锥角 根锥角 锥距 分度圆齿厚 齿宽 15°41′ 11°39′ 132 9 47 78°21′ 74°19′ 132 9 47 d 2sinδS=3.14mz B=0.155d2 c）中点螺旋角β

弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°～40°。货车选用较小的β值以保证较大的εF，使运转平稳，噪音低。取β=35°。 d）法向压力角α

法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可

以使齿轮运转平稳，噪音低。对于货车弧齿锥齿轮，α一般选用20°。

e) 螺旋方向

从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。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轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。 3.4 主减速器锥齿轮的材料

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、

作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：

a）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。

b）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。 c）锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。

d）选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。

汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%～1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。

为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。 3.5 主减速器锥齿轮的强度计算 3.5.1 单位齿长圆周力

按发动机最大转矩计算时

P=

2kdTemaxkigifηnD1b2×103 （3-4）

式中：

ig—变速器传动比，常取一挡传动比，ig=7.31 ；

D1—主动锥齿轮中点分度圆直径mm；D1=64mm

其它符号同前；

将各参数代入式（3-4），有：

P=856 N/mm

按照文献[1],P≤[P]=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。

3.5.2 齿轮弯曲强度

锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：

σw =

2Tk0kskm×103 （3-5）

kvmsbDJw式中：

σw—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；

T—齿轮的计算转矩，Nm； k0—过载系数，一般取1； ks—尺寸系数，0.682；

km—齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=1.25； kv—质量系数，取1；

b—所计算的齿轮齿面宽；b=47mm

D—所讨论齿轮大端分度圆直径；D=304mm Jw—齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.03；

对于主动锥齿轮， T=1516.4 Nm；从动锥齿轮，T=10190Nm； 将各参数代入式（3-5），有：

主动锥齿轮，σw =478MPa；

从动锥齿轮，σw =466MPa；

按照文献[1], 主从动锥齿轮的σw≤[σw]=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。 3.5.3 轮齿接触强度

锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：

σj=cpD12Tzk0kskmkf×103 （3-6）

kvbJj式中：

σj—锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；

D1—主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=64mm b—主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=47mm kf—齿面品质系数，取1.0；

cp—综合弹性系数，取232N1/2/mm； ks—尺寸系数，取1.0；

Jj—齿面接触强度的综合系数，取0.01；