商用货车主减速器设计
5)对于不同的主传动比，Z1和Z2应有适宜的搭配。
3.2.2从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数
对于单级主减速器，D2对驱动桥壳尺寸有影响，D2大将影响桥壳的离地间隙；D2小则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
D2?KD3Tc
2式中，D2为从动锥齿轮大端分度圆直径（mm）；KD2为直径系数，一般为13.0～15.3；Tc为从动锥齿轮的计算转矩（N.m）。Tc=min[Tce,Tcs]
ms由下式计算
m?D/Zs22
式中，ms为齿轮端面模数。 同时，ms还应满足
ms?Km3Tc
式中，Km为模数系数，取0.3～0.4。
3.2.3主、从动锥齿轮齿面宽的
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宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，在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的减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。
对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于其节锥距A2的0.3倍，即b2≤0.3A2，而且b2应满足b2≤10ms，一般也推荐b2=0.155D2。对于弧齿锥齿轮，b1一般比
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b2大10%。
3.2.4双曲面齿轮副偏移距
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值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于乘用车和总质量不大的商用车，E≤0.2D2，且E≤40￠；对于总质量较大的商用车，E≤（0.10～0.12）D2，且E≤20￠。另外，主传动比越大，则E值也应越大，但应保证齿轮不发生根切。
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；在从动齿轮中心线的下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。图。3.1a、b为主动齿轮轴线下偏移情况，图3.1c、d为主动齿轮轴线上偏移情况。
图3.1 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向
（a)、（b)主动齿轮轴线下偏移 （c)、（d)主动齿轮轴线上偏移
3.2.5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，轮齿小端的螺旋角最小。
弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相
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等的，而且β1>β2,β1与β2之差称为偏移角?(图1.2)。
选择β时，应考虑它对齿面重合度?F、轮齿强度和轴向力大小的影响。β越大，则?F也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般?F应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好。但是β过大，齿轮上所受的轴向力也会过大。
汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为35°～40°。轿车选用较大的β值以保证较大的?F,使运转平稳，噪声低；货车选用较小声值以防止轴向力过大，通常取35°。
3.2.6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，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。
3.2.7法向压力角
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。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于轻负荷工作的齿轮一般采用小压力角，并使齿轮运转平稳，噪小低。对于弧齿锥齿轮，乘用车的α一般选用14°30′或16°；商用车的α为20°；重型货车：α为22°30′。对于双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相等的，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20°，商用车为20°或22°30′。现选取α为20°。
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四、锥齿轮主要参数计算
4.1车轮滚动半径
D?3.05（可根据轮胎规格6.0-15查表得=705mm） ?D0Dr2?0r0’所以rrD?3.05?0’2?=
705?3.05=335.66mm 2?4.2主减速比及主、从动锥齿轮齿数
i0?0.377rr?npVmaxi=0.377335.66?3000=4.75
80?1根据表4.1因为i0（4.5～5.0），所以Z1取8，则Z2=8×4.75=38 Z1与Z2无公约数且取整故Z2=37 所以i0=Z2/Z1=4.63
表4.1传动比与主动锥齿轮齿数选择
4.3主、从动锥齿轮大端分度圆直径
D2?KDTc32?=1334409.76=213.18mm
4.4齿轮端面模数
ms?D2/z2=213.18÷37=5.76
同时，ms还应满足
ms?Km3Tc=0.334409.76=4.92≤ms?D2/z2=213.18 ÷37=5.76成立
式中，Km为模数系数，取0.3～0.4。 取ms=6（汽车设计 表3-1 ） 则D1?m1?Z1?Z=6×8=48 D2?m12=6×37=222
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4.5主、从动锥齿轮齿面宽的确定
b2=0.155D2=0.155×222=33.3mm b1=b2（1+10%）=33.3×1.1=36.63mm
4.6双曲面小齿轮偏移距
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值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于乘用车和总质量不大的商用车，E≤0.2D2，且E≤40￠；对于总质量较大的商用车，E≤（0.10～0.12）D2，且E≤20￠。另外，主传动比越大，则E值也应越大，但应保证齿轮不发生根切。 E≤0.1D2=0.1×222=22.20mm 取E=22mm
4.7螺旋方向
主动锥齿轮螺旋方向采用左旋，从动锥齿轮螺旋方向采用右旋。
4.8法向压力角
法向压力角α取20°
五、锥齿轮强度计算
在选好主减速器锥齿轮的主要参数后，可根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度验算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。
轮齿损坏形式主要有弯曲疲劳折断，过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。
5.1单位齿长圆周力
主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用齿轮上的单位齿长圆周力来估算，即
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