ms取整5
3.3.3主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2的计算
锥齿轮齿面过宽并不能增大的强度和寿命，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，轮齿表面的耐磨性换入轮齿的强度会降低，汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽b2
b2=0.155·D2=31.78mm （3-9） 一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取b1=1.1b2=34.96mm
3.3.4 中点螺旋角β的选择
双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的，选β时应考虑它对齿面重和度εF，
轮齿强度和轴向力的大小的影响，β越大，则εF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，εF应不小于1.25，在1.5~2.0之间时效果最好，但β过大，会导致轴向力增大
汽车主减速器双曲面齿轮副的平均螺旋角为35?~的β，应保证较大的εF，使运转平稳，噪声低
40?,而乘用车选用较大
“格里森”制推荐用下式来近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值
Z2E?90??44.67? （3-10） ?1'?25??5?Z1d2式中：
β1'——主动齿轮（名义）中心螺旋角的预选值； Z1，Z2——主、从动齿轮齿数； d2——从动轮的节圆直径； E——双曲面齿轮的偏移距。
预选β1'后，需用刀号来加以校正，首先要求近似刀号
近似刀号=
?f1??f220sin?'
11
hf1hf2(ha*?c*)m???0.0571722RRmZ1?Z2
2?f1??f2?arctan0.05717?3.2723??196.34'tan?f2?tan?f1?选择标准刀号14
?1'?arcsin(20?标准刀号)?45.48 （3-11）
?f1??f2对于双曲面齿轮传动，当确定了主动齿轮的螺旋角之后，可用下式近似地确定从动轮的名义螺旋角
?2??1???45.483518?9.506901?35.98?
式中：
ε——双曲面齿轮传动偏移角。
sin??式中：
E——双曲面齿轮的偏移距； d2 ——双曲面从动齿轮的节圆直径； b2——双曲面从动齿轮的齿面宽。
E （3-12）
(d22?b12)???1??22?40.73? （3-13）
3.3.5 双曲面齿轮副偏移距E
E值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤，E值过过小则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。E=0.1D2=20.5mm。 3.3.6 双曲面齿轮的偏移方向
双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。
3.3.7螺旋方向的确定
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从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上平部向左倾斜为左旋，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，这样可以使主、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，从锥顶看为向左倾斜，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看向右倾斜，驱动汽车前进。
3.3.8 法向压力角α
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。但对
于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶的变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降。对于双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但主动齿轮轮齿两侧的压力角是不等的。选取平均压力角时，乘用车为19°或者20°，本次设计取α=19°。
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4 主减速器双曲面锥齿轮强度计算
4.1 单位齿长圆周力的计算
按发动机最大转矩计算
P?2kdTemaxkigif??103?156.39N?m?[P]?893N?m （4-1）
nD1b2按驱动轮打滑的转矩计算2G2m2'?rr P??103?1126.30N?m （4-2）
D2b2im?m
4.2轮齿的弯曲强度计算
汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为
2Tck0kskm3?w??10 （4-3）
kvmsbDJw式中：
Tc——所计算的齿轮计算转矩； K0——过载系数，K0=1；
Ks——载荷分配系数，Ks=0.6661； Km——尺寸系数，Km=1.1； Kv——质量系数，Kv=1.0； ms——齿轮端面模数； D2——从动锥齿轮齿面宽；
Jw1——主动齿轮弯曲应力综合系数，Jw1=0.23； Jw2——从动齿轮弯曲应力综合系数，Jw2=0.26。 4.2.1 主动锥齿轮强度校核
（1） 以发动机最大转矩和传动系最低档速比所确定的主动锥齿轮的转矩Tze为计算扭矩来计算校核
?w1?504.00N/mm2?700N/mm2
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（2） 以汽车日常行驶平均转矩所确定的主动锥齿轮转矩Tzf为计算扭转来校核
?w2?154.36N/mm2?210N/mm2
4.2.2 从动锥齿轮强度校核
（1） 以发动机最大扭矩和传动系最低档速比所确定的从动锥齿轮的转矩Tce为计算扭矩来计算校核
?w1'?469.21N/mm2?700N/mm2
（2） 以汽车日常行驶平均转矩所确定的从动锥齿轮转矩Tcf为计算扭矩来校核
?w2'?135.33N/mm2?210N/mm2
4.3轮齿的表面接触强度计算
锥齿轮的齿面接触应力为
Cp?j?
D1式中：
2TzK0KmKf?103N/mm2 （4-4）
KvbJjTz——主动齿轮的计算转矩；
Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N0.5/mm； K0，Kv，Km，Ks——与4-3相同；
Kf——表面质量系数，对于制造精确的齿轮取1.0； Jj——计算接触应力的综合系数，Jj=0.175。
以发动机最大扭矩和传动系最低档速比所确定的主动锥齿轮的转矩Tze为计算来校核
Cp2Tck0kmkskf?103?jf??1995.49Mpa?[?j]?2800Mpa
D1kvbJj以汽车日常行驶平均转矩所确定的主动锥齿轮转矩Tzf为计算转矩来校核
Cp?je?D12Tck0kmkskf?103?1104.33Mpa?[?j]?1750Mpa
kvbJj主、从动轮的齿面接触应力是相同的。
4.4主减速器锥齿轮的材料选择
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