2006级车辆工程课程设计说明书
主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数z1和z2，从动锥齿轮大端分度圆直径D2、端面模数mt、主从动锥齿轮齿面宽b和b、中点螺旋角?、法向压力角?等。
121.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： 1）为了磨合均匀，z1，z2之间应避免有公约数。
2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。
3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车z1一般不小于6。 4）主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。 5）对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。
根据以上要求参考《汽车设计实用手册》[1]中表4-6-12 取z1=6，z2=35，
z1+z2=41〉40.
2.从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数
mt
对于单级主减速器，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 （2-5）
KD2——直径系数，一般取13.0～16.0
Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，N?m，为Tce和Tcs中的较小者
所以 D2=（13.0～16.0）311512.5=（293.5～361.3）mm 初选D2=315mm 则mt=D2/z=315/35=9mm
2根据mt=Km3Tc来校核m=9的选取是否合适，其中Km=（0.3～0.4）
s此处，mt=（0.3～0.4）311512.5=（6.77～9.03），因此满足校核。
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3. 主，从动锥齿轮齿面宽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。
对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于节锥A2的0.3倍，即b2?0.3A2，而且b应
2满足b2?10mt，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：
b2?0.155D2=0.155?315=48.825mm 在此取50mm 一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，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=55mm
4.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，轮齿小端螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选?时应考虑它对齿面重合度?，轮齿强度和轴向力大小的影响，?越大，则?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，?应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但?过大，会导致轴向力增大。
汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，而商用车选用较小的?值以防止轴向力过大，通常取35°。
5. 螺旋方向
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，从锥顶看为顺时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为逆时针，驱动汽车前进。
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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，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定载货汽车可选用20°的压力角。
2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算
表2-1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表
序 号 1 2 3 4 5 6 7 8 项 目 主动齿轮齿数 从动齿轮齿数 端面模数 齿面宽 齿工作高 齿全高 法向压力角 轴交角 计 算 公 式 z1 计 算 结 果 6 35 9mm b1=55mm b2=50mm hg=13.5mm z2 m b hg?H1?m h?H2?m h=15.0mm ? ? ?=20° ?=90° d1?54mm 9 节圆直径 d=mz d2=315mm ?1?arctanz1z2 10 节锥角 ?1=14° ?2=90°-?1 11 12 节锥距 周节 A0=d12sin?1?2=76° d2=2sin? 2 A0=159.79mm t=28.2744mm h1=11.565mm h2=1.935mm ''t=3.1416 m h1?hg?h2; '13 齿顶高 h2?Kam '14 齿根高 h1?h?h1; ''' h1''=3.435mm 8
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'''h2?h?h2 h2=13.065mm ''15 径向间隙 c?h?hg c=1.5mm ?1=1.231° ?1?arctan16 齿根角 h1''A0h2''?2?arctanA0 ?2=4.674° ?a1??1??2 17 面锥角 ?a1=14.402° ?a2??2??1 ?a2=81.503° ?R1?R1??1??1 18 根锥角 =8.497° ?R2??2??2 d01?d1?2h1cos?1 '?R2=75.598° d01=76.797 19 齿顶圆直径 d02?d2?2h2cos?2 d02=315.65 'x01?d22d12?h1sin?1 ?h2sin?2 ''x01=155.546° x02=25.093° 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 x02?s1?t?s2 s1=20.71mm s2=7.56mm 21 理论弧齿厚 s2?Skm 22 23 齿侧间隙 螺旋角 B=0.305～0.406 ? 0.4mm ?=35°
2.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算
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。
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1） 齿轮的损坏形式及寿命
齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下：
（1）轮齿折断
主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。
疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。 过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。
为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。
（2）齿面的点蚀及剥落
齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。
点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率
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