（2）从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数m
对于单级主减速器，D2对驱动桥尺寸有影响，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 （式2.5）
式中：KD2——直径系数，一般取13.0～16.0，取15；
TC——从动锥齿轮的计算转矩，为13569N?m；
由式（2.5）得：
D2=15?13569mm=357.78mm，
取整为356,齿轮端面模数同时
ms=D2/z=356/40=8.9mm。
(式2.6)
ms满足 ms?Km3Tc
Km——模数系数（Km通常为0.3～0.4）。
ms?Km3Tc=9.54mm
取两个计算结果中的较小值并且取整为
ms=10mm，重新计算断面直径为
D2=400mm, D1=90mm。
（3）主，从动齿轮齿面宽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。
从动锥齿轮齿面宽推荐b2不大于它的节锥距的0.3倍,但同时也应该满足小于10倍的端面模数。从动锥齿轮齿面宽b2推荐值为:
b2=0.155d2=0.155?400mm=62mm，对于螺旋锥齿轮齿轮b1一般比b2大
10%。齿面宽b1=1.1b2=1.1?62=68mm。
（4）螺旋角?的选择
螺旋锥齿轮和双曲面齿轮螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。螺旋锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器螺旋锥齿轮螺旋角或者双曲面齿轮的平均螺旋角一般
是35°～40°，轿车选择较大的?以保证较大的F，使运转平稳，噪声小；货车选择较小的?以防止轴向力过大，通常取35°。
综上分析对于本设计范例选择螺旋角?=35°。 （5）螺旋方向的选择
?
图2.4 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力
主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。如图2.4所示，从锥齿轮锥顶上看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响它的轴向力的方向。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。
所以当发动机旋转方向为逆时针时，采用的主动锥齿轮为左旋使轴向力离开锥顶方向。 （6）法向压力角
加大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，但是对于尺寸小的齿轮，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。所以对于轻载荷工作的齿轮一般采用小压力角，可以使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，轿车一般选用14.5°或者16°；货车的压力角为20°；重型货车的压力角为22.5°。在此选用20°的平均压力角。 1.3.3 主减速器锥齿轮几何尺寸的计算
表 2.1 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表
序号 计算公式 数值 注 释 1 z1 9 小齿轮齿数 2 z2 m 40 大齿轮齿数 3 10mm 模数 4 b2 62mm 大齿轮齿面宽 5 ? hg?H1m 20° 压力角 齿工作高hg,H1查表2.2取1.65 齿全高h,H2查表2.2取1.832 轴交角? 6 16.5mm 7 h?H2m ? 18.32mm 8 90° 9 d1?mz1 90mm 小齿轮分度圆直径 10 ?1?arctanz1/z2 12.68° 小齿轮节锥角 11 ?2?90??1 A0?d1/2sin?1 t?3.1416m 77.32° 大齿轮节锥角 12 205mm 节锥距 13 31.416 周节 大齿轮齿顶高h2,Ka查表2.2取0.38 小齿轮齿顶高h1 小齿轮齿根高 ''14 h2?Kam h1?hg?h2 '3.8mm 15 12.7mm 16
h1??h?h1' 5.62mm 续表 2.1
序号 计算公式 数值 注 释 17 ???h?h2' h2c?h?hg ''?1?arctanh1/A0 14.52mm 大齿轮齿根高 18 1.82mm 径向间隙 19 1．57o 小齿轮齿根角 20 ''?2?arctanh2/A0 4.05° 大齿轮齿根角 21 ?01??1??2 ?02??2??1 16.73° 小齿轮面锥角 22 78.89° 大齿轮面锥角 23 ?R1??1??1 ?R2??2??2 d01?d1?2h1?cos?1 11.11° 小齿轮根锥角 24 73.27° 大齿轮根锥角 25 114.78mm 小齿轮外缘直径 26 ?cos?2 d02?d2?2h2?01?d2'?h1sin?1 2401.67mm 大齿轮外缘直径 27 197.21mm 小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离 28 ?02?d1'?h2sin?2 241.29mm 大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离 29 s2?Skm s1?t?s2 ?
8.6mm 大齿轮理论弧齿厚s2，Sk查表2.3取0.86 小齿轮理论弧齿厚 30 22.82mm 31 35° 螺旋角 `表2.2 载货、公共、牵引汽车或压力角为20o的其他汽车螺旋锥齿轮的H1、H2和Ka 主动齿轮齿数z1 从动齿轮最小齿数5 6 34 7 33 8 32 9 31 10 30 11 29 26 z2min 法向压力角? 螺旋角? 齿工作高系数H1 齿全高系数H2 大齿轮齿顶高系数20o 35°40° 1.430 1.588 0.160 1.500 1.666 0.215 1.560 1.733 0.270 1.610 1.788 0.325 1.650 1.832 0.380 1.680 1.865 0.435 1.956 1.882 0.490 35° 1.700 1.888 0.46+Ka 0.39?z表2.3 螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿厚Sk
6 0.911 0.803 0.748 0.715 7 0.957 0.818 0.757 0.729 8 0.975 0.837 0.777 0.777 9 0.997 0.860 0.828 0.828 10 1.023 0.888 0.884 0.883 11 1.053 0.948 0.946 0.945 2z1?2 z2 30 40 50 60
1.3.4 “格里森”制主减速器锥齿轮强度计算
在选好主减速器锥齿轮的主要参数后，可以根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，之后根据所确定的计算载荷经行强度验算，来保证锥齿轮有足够的强度和寿命。
齿轮损坏形式主要有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及其剥落、齿面胶合、齿面磨损等。 主减速器双曲面齿轮的强度计算
（1） 单位齿长上的圆周力
在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即
p?P (式2.7) b2式中：
P——作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩G2?rr 两种载荷工况进
行计算，N；
b2——从动齿轮的齿面宽。
按发动机最大转矩计算时
Temaxig?103p?d1b22 N／mm （式2.8）
式中：
Temax——发动机输出的最大转矩，在此取539N?m；
ig——变速器的传动比在此取6.3；
d1——主动齿轮节圆直径，在此取90mm；
2?539?6.3?1000?1217N90?62mm
按式（2.8）得：p?在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%～25%。经验算以上数据在许用范围内。