汽车驱动桥双级主减速器设计
第五章 主减速器齿轮基本参数的选择
对于普通的双级主减速器来说，由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些（通常i02/i01?1.4～2.0），这时第一级主动锥齿轮的齿数z1可选的较大，约在5～15范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿数和可选在68±10的范围内。
在本设计中，第一级主动锥齿轮齿数z1＝14，从动锥齿轮齿数z2＝31，传动比为i01＝Z1/Z2＝2.21428；第二级的传动比为3.1333，主动圆柱齿轮齿数z1=15，从动圆柱齿轮齿数z2＝47。
5.1第一级双曲面锥齿轮主要参数选择
5.1．1从动齿轮大端分度圆直径D2和端面模数m
D2可根据经验公式初选，即
D2?KD23Tc2 （5-1）
且 mt＝D2/z ms=Km3Tc （5-2）
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
Km—— 模数系数，取0.3～0.4，选0.4
所以 D2＝（13.0～16.0）311723.88＝（295.3～363.5）mm 初选D2＝310mm
则mt＝D2/z＝
231031＝10mm
ms = 9.08 取ms = 10。
5.1．2主，从动锥齿轮齿面宽b和b
12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。
24
汽车驱动桥双级主减速器设计
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应满足b2?10mt，对于汽车主减速器双曲面锥齿轮推荐采用：
2 b2?0.155D2=0.1553310=48.05mm 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
5.1．3双曲面齿轮副偏移距E
对于中、重型货车、越野车和大客车，E≤（0.10～0.12）D2且E≤20￠，主
传动比越大，则E也应越大。本设计取
E=35mm
5.1．4中点螺旋角?
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，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。
主动齿轮螺旋角的名义值用下式计算： β
’1
=25o+5o（Z2/Z1）+90o（E/d2） （5-3）
’1
代入数据算得β1′=46.23o通过双曲面锥齿轮几何尺寸计算用表计算β取 45°
平均中点螺旋角β在35o40o间选取，通过双曲面锥齿轮几何尺寸计算用表计算取β=35.58o
故β2′=31.82o，β1′=45o
5.1．5齿轮法向压力角的选择
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，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用22o30的平均压力角，中型客车选用22.5o平均压力角。
′
5.1．6铣刀盘名义直径2rd的选择
刀盘名义直径9-4查表选取rd =152.400mm《汽车设计》（清华大学出版社）。
25
汽车驱动桥双级主减速器设计
5.1．7主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算
主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算见表2-1 参考《汽车设计》（清华大学出版社）表9-12，在此仅列出生产图纸上需要的参数。 表2-1 序号 1 2 4 5 6 7 36 42 44 48 71 项目 小齿轮齿数 大齿轮齿数 大齿轮齿面宽 小齿轮轴线偏移距 大齿轮分度圆直径 刀盘名义半径 小齿轮节锥角 小齿轮中点螺旋角 大齿轮中点螺旋角 大齿轮节锥角 大齿轮节锥角顶点到小齿轮节锥轴线的距离 73 89 91 93 94 95 96 97 98 101 105 107 110 111 117 大齿轮节锥距 大齿轮齿顶角 大齿轮齿根角 大齿轮齿顶高 大齿轮齿根高 径向间隙 大齿轮齿全高 大齿轮齿工作高 大齿轮面锥角 大齿轮根锥角 大齿轮外圆直径 大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离 大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离 大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离 小齿轮面锥角 A0 θ2 δ2 h2’ h2’’ C h hg r02 rR2 d02 X02 Z0 Zr r01 175.936 1.167 5.697 2.912 16.817 2.254 19.729 14.563 62.931 56.067 312.75 81.28 0.659 1.667 32.62 名称 Z1 Z2 F E d2 rd r1 β1 β r2 Z 数值 14 31 50 35 310 152.4 27.789 45 31.82 61.764 -0.612 26
汽车驱动桥双级主减速器设计
121 131 133 135 141 143 146 147
小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离 小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离 小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离 小齿轮的外圆直径 小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离 小齿轮根锥角 最小齿侧间隙允许值 最大齿侧间隙允许值 G0 BR B1 d01 GR rR1 Bmin Bmax 2.63 147.712 111.185 192.435 3.791 26.451 0.216 0.295 5.2主减速器第一级双曲面齿轮的强度计算
5.2．1单位齿长上的圆周力
在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即
p?式中：
P——作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩G2?rr 两种载荷工况进行计算，N；
b2——从动齿轮的齿面宽，在此取50mm.
按发动机最大转矩计算时：
p?Temaxig?10d12b23Pb2 N／mm (5-4)
N／mm （5-5）
式中：Temax——发动机输出的最大转矩，在此取431N?m；
ig——变速器的传动比，ig=6.94； d1——主动齿轮节圆直径，在此取140mm. 按上式p?431?6.94?101402?503?854.61 N／mm
27
汽车驱动桥双级主减速器设计
根据《汽车设计》
表5-1 许用单位齿长上的圆周力[p]
在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%～25%。经验算以上数据都在许用范围内。上述方法计算用的许用单位齿长上的圆周力[p]都为982/mm2
5.2．2轮齿的弯曲强度计算
双曲面齿轮轮齿的弯曲应力的计算公式为： ζw=
2MK0KsKmKvmsbZJ2?103
（5-6）
式中：ζw—弯曲应力，N /mm2；
M —所讨论的齿轮上的计算转矩，N.m，对于从动齿轮，M=11723.88 N.m
和Mcf=2170.19N.m；对于主动齿轮，M=1987.44和Mcf=367.89N.m；
K0—超载系数，对于汽车K0=1；
Ks—尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因
素有关，当ms≥1.6mm时，Ks =（ms /25.4）0.25=0.792121； Km—齿面载荷分配系数，对于悬臂式支承，Km =1.0～1.25，主动齿轮，取
1.2；对于骑马式支承，Km =1.0～1.1，从动齿轮取1.05;
Kv—质量系数，它与齿轮精度及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的影
响有关，接触好，周节及同心度准确时，取Kv =1； ms—端面模数，10mm；
b—所讨论的齿轮的齿面宽,主动齿轮b=55mm；从动齿轮b=50mm; Z—所讨论的齿轮的齿数,z1=14,z2=31
J—所讨论的齿轮的轮齿弯曲应力的综合系数，查表4-19取J大齿轮J=0.206，小齿轮J=0.273；
(1)对于主动齿轮：
按M=min[Mce、Mcs]计算，M=11724N.m；所以Mz=1987.44 N.m，以此数据代入计算
28
