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轮，可以取这两种方法计算结果的较小值作为计算转矩。按第二种方法(日常行驶平均转矩)确定的计算载荷，可以用来进行锥齿轮的寿命计算。 1.3.2 主动锥齿轮的计算转矩Tz

当计算锥齿轮最大应力时，从动锥齿轮的计算转矩Tc取前两种计算转矩的最小值，即Tc=min[Tcs,Tcf]；当计算齿轮疲劳寿命时，Tc取Tcf.。 主动锥齿轮的计算转矩

TZ?TCi0?G?12789?3457.4N?M4.11?90% (1.8)

1.4 主减速器锥齿轮的参数选择 1.4.1 主、从动锥齿轮齿数的选择

进行主、从动锥齿轮齿数Z1、Z2的选择时，应考虑互相啮合齿轮的齿数间没有公约数，以保证在使用过程中主、从动齿轮的各齿之间都能互相啮合，起到自动磨合的作用。为了得到理想的重合系数和高的轮齿抗弯强度，大、小齿轮的齿数和应不少于40。在主减速器中，为了使齿轮啮合平稳、噪声小并且不会产生加工缺陷，对于轿车而言，小齿轮齿数Z1一般不小于9；对于货车而言，Z1一般不小于6。而且随着主传动比的减小，Z1应该逐渐加大。对应于轿车，货车的齿数和可以取得小一些，以得到较大的抗弯强度，但一般不应小于40。本次设计取Z1=9，Z2=37，符合上述要求。 1.4.2 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的选择

对单级主减速器而言，从动锥齿轮的尺寸大小会影响驱动桥壳的离地间隙，并影响跨置式主动齿轮前支承架的位置和差速器的安装。弧齿锥齿轮传动和准双曲面齿轮传动的从动锥齿轮大端分度圆直径D2，可以根据从动齿轮上的最大转矩由以下经验公式初选：

D2?KD23TG (1.9)

式中 D2—从动锥齿轮节圆直径，mm； Kd2—直径系数，取13—18； TG—计算转矩，N.m；

本次设计通过估算可以确定D2=518mm，以后的计算将检验其是否合理。 D2初选后，可按m＝D2／Z2算出锥齿轮大端的端面模数ms，端面模数还应满足：

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3ms?KmTG (1.10）

式中 Km—模数系数，取0.3---0.4。 本次设计模数定为14mm 1.4.3 准双曲面齿轮偏移距的选择

在准双曲面齿轮传动中，小齿轮偏移距E是准双曲面齿轮传动的重要参数。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，则不能发挥准双曲面齿轮的特点。在汽车主减速器中，对于轿车和轻型货车等轻负荷传动，可取较大的E值，E?0.2?D2；对于货车和大客车等负荷较大的传动，应取较小的值，E?（0.1—0.2）?D2。

本次设计将准双曲面齿轮偏移距定为55mm。 1.4.4 螺旋角及方向的选择 1、螺旋角

在弧齿锥齿轮节圆表面展开图上，齿线为一曲线，曲线上任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线OA之间夹角?称为螺旋角。螺旋角?是沿齿宽方向变化的，轮齿大端的螺旋角度最大，轮齿小端的螺旋角最小。在齿面宽中点处的螺旋角?m称为齿宽中点螺旋角，通常如不特殊指出位置，则螺旋角系指中点螺旋角?m。

弧齿锥齿轮副大、小齿轮的螺旋角是相等的。而准曲面齿轮副由于存在偏移距E，大、小齿轮的螺旋角是不等的。图为准双曲面齿轮传动的示意图，P点为节锥齿线上的齿面宽中点，TT线为以P点为切点的齿线的切线，TT线与主动齿轮轴线的夹角为

?m2．TT线与从动齿轮OP线的夹角为?m1，两个夹角分别为主、从动齿轮的螺旋角。显然，准双曲面齿轮副的主动齿轮螺旋角队比从动齿轮螺旋角

?m2大。

螺旋角的大小影响到轴向重合系数?F、齿轮的强度及轴向力的大小。 ?F愈大，传动愈平稳，噪声愈低，所以螺旋角应足够大，以使得?F不小于1.25，而当?F为1.5——2.0时效果最好。但螺旋角过大，齿轮上受的轴向力也会过大。因此，螺旋角应有一个适当的范围，以使齿轮的轴向力不会过大而又能得到最好的重合系数效果。汽车主减速器锥齿轮的螺旋角?m (对准双曲面齿轮则是前述大、小齿轮中点螺旋角的平均值)多在

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35——40度的范围内。轿车选用较大的值以保证较大的重合系数?F，使齿轮副运转平稳，噪声低；货车则选用较小的值，防止轴向力过大。本次设计螺旋角定为45度。

图1.2 准双曲面齿轮传动副的螺旋角 2、螺旋方向

图1.3 弧齿锥齿轮的旋转方向的轴向力

螺旋方向有左旋、右旋之分。如图所示，从圆锥齿轮锥顶看去，从中心线至齿轮大瑞，轮齿向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。在一对锥齿轮传功副中：主、从动齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向的选择应遵循一个基本原则，当汽车牵引行驶时，小齿轮

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受的轴向力的方向应离开锥顶点，也就是使主、从动齿轮互相斥离；否则，在经常出现高负荷的牵引行驶工况下，轴向力方向使两齿轮在啮合过程中越咬越紧，可能造成轮齿卡死。汽车主减速器小锥齿轮一般为左旋，而大锥齿轮为右旋。 1.4.5 法向压力角的选择

法向压力角?可以称为锥齿轮轮齿上凸面与凹面的平均压力角。增大压力角可以增加轮齿强度。并使齿轮不产生根切的最小齿数减少。但对尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖，并使齿轮端面重合系数下降。因此对于轻负荷工作的锥齿轮，一般采用小压力角，可获得运转平稳、噪声低的效果。

对于主减速器弧齿维齿轮，轿车选用1430’或16的压力角，货车选用20 的压力角，重型货车选用2230’的压力角。对于准双曲面齿轮，在压力角的选择上，更多地考虑齿轮工作的平稳性和安静性，而不绝对取决于强度的考虑。虽然大齿轮轮齿两侧的压力角相同，但小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的。因此，其压力角按两侧的平均压力角考虑。对于轿车，平均压力角选用19或20，对于货车，则选用2030’。本次设计选用的压力角为2030’。 1.4.6 大齿轮齿面宽：

????????F?0.155?D2?0.155?518?80 (1.11)

,?F?F（1+10%）=80?1.1=88 (1.12) 1.4.7 小齿轮齿面宽：

1.5 主减速器准双曲面的几何尺寸的设计计算

1.5.1 主减速器准双曲面的几何尺寸的设计计算：（因为主减速器准双曲面的几何尺寸需要重复计算多次，所以本次设计中应用C语言编写程序来完成计算，程序及结果见附录B）

1.5.2 主动齿CATIA建模

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