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（2）节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式2.2，式2.3并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：
d2?Kd?Tj=220.8～287.6mm （2.5）
23式中：Kd2——直径系数，取Kd2=13～16；
Tj——计算转矩，N?m，取Tje,Tj?较小的。
计算得，d2=220.8～287.6mm，初取d2=250mm。
（3）齿轮端面模数的选择 d2选定后，可按式m?d2/z2算出从动齿轮大端模数，并用下式校核
mt?Km?Tj= 9.57
（4）齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：
F=0.155d2=38.75mm，可初取F2=40mm。
（5）螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。
（6）螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使mF?1.25。因mF愈大传动就愈平稳噪声就愈低。螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°。 2.2.2 主减速器齿轮计算载荷的确定
通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（Tje,Tj?）的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即
Tje?Temax?iTL?K0??T/n=30249 （N?m） （2.1）
Tj??G2???rr=51903（N?m） （2.2）
?LB?iLB3式中：Temax——发动机最大转矩700N?m；
iTL——由发动机到所计算的主加速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；
iTL=i0i1=6.293×7.63=48.01559
i1?G(fco?smax??s?inma?xrr)
Ttgmaix?0T根据同类型车型的变速器传动比选取i1=7.63
?T——上述传动部分的效率，取?T=0.9；
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K0——超载系数，取K0=1.0；
?——轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取?=0.85；对越野汽车取?=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取?=1.25；
rr——车轮的滚动半径，0.5194m； n——驱动桥数目1；
G2——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但后桥来说还应考虑到汽
车加速时负荷增大量，可初取：
G2=G满×9.81×60%=95932.21N
?LB,iLB——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减
速比，分别取0.96和1。
由式（3.1），式（3.2）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为 Tjm=
(Ga?GT)?rr(fR?fH?fP)=7985.12（N?m） （2.3）
iLB??LB?n式中：Ga——汽车满载总重15060×9.81N；
GT——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取GT=0；
fR——道路滚动阻力系数，货车通常取0.015～0.020，可初取fR =0.020； fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取0.05～0.09，可初取
fH=0.08；
fP——汽车性能系数
fP?当
0.195(Ga?GT)1 [16?] （2.4）
100Temax0.195(Ga?GT)=46.86>16时，取fP=0
Temax2.3 主减速器齿轮的材料及热处理
汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求： （1）具有高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；
（2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；
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（3）钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；
（4）选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如:为了节约镍、铬等我国发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。
汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号20CrMnTi,22CrMnMo，20CrNiMo,20MnVB，及20Mn2TiB，在本设计中采用了
20CrMnTi。
用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC58～64，而芯部硬度较低，当m≤8时为HRC32～45。
对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m≤5时，为0.9～1.3mm。
由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮副草热处理及精加工后均予以厚度为0.005～0.010～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。
对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25％。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。
2.4 主减速器螺旋锥齿轮的计算
2.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算
主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把实用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。
主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表2.1
表2.1主减速器锥齿轮的几何尺寸计算用表
序号 1 2 3 4 5 6 项 目 主动齿轮齿数 从动齿轮齿数 模数 齿面宽 工作齿高 全齿高 计算公式 计算结果 13 25 10㎜ z1 z2 m b b2=40㎜ hg?H1m h?H2m hg?17㎜ h=18.88㎜ 16
序号 7 8 9 黑龙江工程学院本科生毕业设计 项 目 法向压力角 轴交角 节圆直径 计算公式 计算结果 ? ? d=mz ?=22.5° ?=90°d1?130㎜ d2=250㎜ z1 z210 节锥角 ?1?arctan?1=27.47° ?2=62.53°A0=140.91㎜ t=31.416㎜ -?1 ?2=90°11 12 13 节锥距 周节 齿顶高 A0=d1d2= 2sin?12sin?2t=3.1416 m ha1?hg?ha2 ha1=11.347mm ha2=5.66mm ha2?kam 14 15 16 齿根高 径向间隙 齿根角 hf=h?ha c=h?hg hf1=7.533mm hf2=13.22mm c=1.88㎜ ?f1=3.06° ?f2=5.36°hf?f?arctan A017 面锥角 ?a1??1??f2；?a2??2??f1 ?a1=32.83° ?a2=65.59° ?f1=24.41° ?f2=57.17°18 根锥角 ?f1=?1??f1 ?f2=?2??f2 da1?d1?2ha1cos?1 19 齿顶圆直径 da1=150.14㎜ da2=d1?2ha2cos?2 Ak1?d2?ha1sin?1 2da2=255.22㎜ Ak1=119.766㎜ 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 Ak2?21 22 23 理论弧齿厚 齿侧间隙 螺旋角 d1?ha2sin?2 2Ak2=59.978㎜ s1=27.38mm s2=10.32mm 0.356mm ?=35°s1?t?s2 s2?Skm B=0.305～0.406 ? 2.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算
在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的
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强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。
螺旋锥齿轮的强度计算： 1、主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 （1）单位齿长上的圆周力
p?P （2.6） F式中：p——单位齿长上的圆周力，N/m;
P——作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩两种
载荷工况进行计算；
按发动机最大转矩计算时：
Temax?ig?103 p?=1775<1786.25N/mm （2.7）
d1?F2按最大附着力矩计算时：
G2???rr?103p?=2838 N/mm （2.8）
d2?F2虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有1775 N/mm 所以，校核成功。
（2）轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力
?w(N/mm2)为
?w?2?103?Tj?K0?KS?KmKv?F?z?m?J2 （2.9）
式中：K0——超载系数1.0；
4 Ks——尺寸系数Ks=
m=0.783； 25.4 Km——载荷分配系数1.1~1.25；
Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精
度高时，取1；
J——计算弯曲应力用的综合系数，J2?0.3,J1?0.35。
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