汽车主减速器设计项目说明指导书.doc

目 录摘 要IAbstractII第1章 绪 论11.1中国外主减速器行业现实状况和发展趋势11.2本设计目标和意义21.3此次设计关键内容2第2章 主减速器设计32.1主减速器结构型式选择32.1.1主减速器减速型式32.1.2主减速器齿轮类型选择42.1.3主减速器主动锥齿轮支承形式62.1.4主减速器从动锥齿轮支承形式及安置方法72.2主减速器基础参数选择和设计计算82.2.1主减速比确实定82.2.2主减速器计算载荷确实定92.2.3主减速器基础参数选择112.2.4主减速器双曲面齿轮几何尺寸计算152.2.5主减速器双曲面齿轮强度计算232.2.6主减速器齿轮材料及热处理272.3主减速器轴承选择282.3.1计算转矩确实定282.3.2齿宽中点处圆周力282.3.3双曲面齿轮所受轴向力和径向力292.3.4主减速器轴承载荷计算及轴承选择302.4本章小结34第3章 差速器设计353.1差速器结构形式选择353.2对称式圆锥行星齿轮差速器差速原理373.3对称式圆锥行星齿轮差速器结构383.4对称式圆锥行星齿轮差速器设计383.4.1差速器齿轮基础参数选择383.4.2差速器齿轮几何计算403.4.3差速器齿轮强度计算423.5本章小结43第4章 驱动半轴设计444.1半轴结构形式选择444.2全浮式半轴计算载荷确实定464.3全浮式半轴杆部直径初选474.4全浮式半轴强度计算474.5半轴花键计算474.5.1花键尺寸参数计算474.5.2花键校核494.6本章小结50结 论51参考文件52致 谢53附录A：54摘要本设计任务是设计一台用于轻型商用车上主减速器，采取单级主减速器，该减速器含有结构简单、体积及质量小且成本低等优点，所以广泛用于多种中、小型汽车上。比如，轿车、轻型载货汽车全部是采取单级主减速器，大多数中型载货汽车也采取这种形式。依据轻型载货汽车外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量和最高车速、发动机最大功率、最大扭矩、排量等关键参数，选择合适主减速比。依据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、汽车结构、机械设计等相关知识，计算出相关主减速器参数并论证设计合理性。它功用是：将输入转矩增大并对应降低转速；当发动机纵置时还含有改变转矩旋转方向作用。本设计关键内容有：主减速器齿轮类型、主减速器减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮支承形式、主减速比确实定、主减速器计算载荷确实定、主减速器基础参数选择、主减速器齿轮材料及热处理、主减速器轴承计算、对称式圆锥行星齿轮差速器差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器结构、对称式圆锥行星齿轮差速器设计、全浮式半轴计算载荷确实定、全浮式半轴直径选择、全浮式半轴强度计算、半轴花键强度计算。关键词: 主减速比；主动齿轮；从动齿轮；差速器；行星齿轮 ABSTRACTThe design task is to design for a light commercial vehicle on the main reducer, using a single-stage main reducer, the reducer is simple in structure, size and quality of small and low cost, it is widely used in a variety of small and medium-sized car. For example, car, li-ght truck and are based on single-stage main reducer, the majority of medium-laden vehic-les were also using this form.According to the shape of light truck, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and the maximum speed, the engI-ne's maximum power, maximum torque, displacement and other important parameters, se-lect the appropriate The main reduction ratio. Based on the above parameters, combined w-ith the car design, automotive theory, automobile construction, mechanical design and oth-er related knowledge, to calculate the relevant parameters of the main reducer and demon-strate the rationality of the design.Its purpose is to: increase the input torque and lower speed; when the motor home also has a vertical change in the direction of the role of spin torque.The main elements of design are: the main type of gear reducer, speed reducer forms the main, the main driving gear reducer and the driven bevel gear supporting the form of the determination of the main reduction ratio, the main reducer of the calculation to deter-mine the load, the main reducer Basic parameters of the choice of the main reduce-rgear materials and heat treatment, the calculation of the main bearing reducer, pla-netary gear symmetric conical differential of the differential principle, symmetric co-ne of the structure of planetary gear differential, planetary symmetric cone different-ial gear design, the whole floating axle load calculation to determine the whole dia-meter floating axle option, all the strength of floating axle, the axle spline strength calculation.Key words: The main reduction ratio; gear; driven gear; differential; Planetary Gear第1章 绪论1.1 中国外主减速器行业现实状况和发展趋势中国汽车主减速器产业是紧随桑塔纳等合资项目标国产化配套战略成长起来，发展时间不长。相比跨过企业，中国汽车主减速器企业多年来定在汽车集团内部配套或服务于地方区域市场，中国竞争不充足，发展显著滞后于整车。关键表现在以下多个方面：一是市场竞争不充足，产业集中度低，企业规模效益普遍不高，不能适应零部件业规模化、低成本发展要求。二是受体系供给链条限制，不一样地域主减速器供给体系之间供给链相互不交叉。三是主减速器供给以外资或合资企业为主，本土企业专业化水平不高，产品技术含量低。国外汽车主减速器行业现实状况：一是零部件市场投资集中，易于形成较大经济规模，生产成本降低，利于实现通用化共享平台；二是主减速器企业产品研发投入力度大，便于技术水平提升，形成和主机厂同时开发能力；三是这种现象造成其它国家主减速器企业跨地域、跨集团资产重组难以实现上规模、上水平目标，其后果是其产品技术水平、生产成本、产品质量和营销服务网络等和跨国企业差距深入拉大。 因为新竞争环境形成，以欧美日为代表全球性汽车产业链正在逐步组成一个新型汽车工业零整关系，我们能够清楚地看到世界汽车零部件企业正纷纷从整车企业中独立出来， 这极大地改变了原有汽车产业垂直一体化分工协作模式，零部件企业和整车企业形成了对等合作、战略伙伴互动协作关系。依据Ward's AutoWorld最新调研表明，日本汽车业在近几年来经过建立起一个以追求团体精神和协调意识，利用战略联盟或外包形式，加强和供给商和承销商之间合作新型零整体系显得尤为富有成效。经由细致功效和成本比较，研究本身优势所在，或有可能建立起竞争优势，并集中力量发展这种优势；同时，从维护企业品牌角度研究企业关键步骤，保留并增强这些步骤上能力，把不含有优势或非关键部分步骤分离出去，同时不停寻求能和之达成协同合作伙伴，共同完成价值链全过程。日本企业做法，摆脱了“纵向一体化”负面影响，将资源得以外延，借助零部件企业资源达成快速响应市场目标，于是出现了这一新型“横向一体化”模式。发展趋势：世界汽车工业全球化重组和中国汽车工业迅猛发展，使汽车主减速器产业处于快速改变环境中，中国汽车主减速器企业在发展战略制订和实施过程中，还会不停出现新问题，对已经有问题认识也在不停深化。这就要求我们和时俱进，开拓思想，不停提升对问题认识，立即调整对策方法，从容应对，使企业稳步健康发展。当今世界各国齿轮和齿轮减速器向着六高、二低、二化方向发展总趋势，即：高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率；低噪声、低成本；标准化和多样化。因为计算机技术、信息技术和自动化技术广泛应用，齿轮减速器发展将跃上新台阶，从经济指标、产业链、宏观政策等多个角度刻画汽车主减速器发展改变，洞察行业发展动向，正确把握发展规律，可见中国本土汽车主减速器存在巨大发展空间。所以，此题目标设计尤为关键。1.2 本设计目标和意义 伴随加入WTO以来中国汽车市场深入开放，跨国汽车集团及零部件供给商纷纷调整了在华战略，将过去相对独立“中国战略”转变为符合其长远利益和整体利益“全球战略”，中国市场逐步成为其“全球战略”关键组成部分，它们对中国市场投资会深入加大。能够预见，跨国汽车集团及关键零部件供给商对中国汽车产业控制力会深入增强。主减速器是驱动桥关键组成部分，其性能好坏直接影响到车辆动力性、经济性。现在,中国减速器行业关键骨干企业产品品种、规格及参数覆盖范围近几年全部在不停扩展，产品质量已达成国外优异工业国家同类产品水平，完全可负担起为中国汽车行业提供传动装置配套重担，部分产品还出口至欧美及东南亚地域。因为计算机技术、信息技术和自动化技术广泛应用，主减速器将有更深入发展。对主减速器研究能极大地促进中国汽车工业发展。1.3 此次设计关键内容本设计目标是设计一个轻型商用车主减速器，本设计关键研究内容有：主减速器齿轮类型、主减速器减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮支承形式、主减速比确实定、主减速器计算载荷确实定、主减速器基础参数选择、主减速器齿轮材料及热处理、主减速器轴承计算、对称式圆锥行星齿轮差速器差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器结构、对称式圆锥行星齿轮差速器设计、全浮式半轴计算载荷确实定、全浮式半轴直径选择、全浮式半轴强度计算、半轴花键强度计算。第2章 主减速器设计依据轻型载货汽车外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量和最高车速、发动机最大功率、最大扭矩、排量等关键参数，选择合适主减速比。依据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、汽车结构、机械设计等相关知识，计算出相关主减速器参数并论证设计合理性。2.1 主减速器结构型式选择主减速器结构型式，关键是依据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮安置方法和减速型式不一样而异。2.1.1 主减速器减速型式主减速器减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。(1)单级主减速器图2.1所表示为单级主减速器。因为单级主减速器含有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉优点，广泛用在主减速比i<7.6多种中、小型汽车上。单级主减速器全部是采取一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采取蜗轮传动。 图2.1单极主减速器 图2.2双级主减速器(2)双级减速图2.2所表示为双级主减速器。由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，所以仅用于主减速比较大(7.6<i12)且采取单级减速不能满足既定主减速比和离地间隙要求重型汽车上，本车不采取。(3)双速主减速器双速主减速器 用于载荷及道路情况改变大、使用条件很复杂重型载货汽车。会加大驱动桥质量，提升制造成本，并要增设较复杂操纵装置所以本车不采取。(4)单级贯通式主减速器、双级贯通式主减速器单级贯通式主减速器、双级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车上,本车为单桥驱动,所以不采取。(5)主减速器附轮边减速器 主减速器附轮边减速器应用于矿山、水利及其它大型工程等所用重型汽车，工程和军事上用重型牵引越野汽车及大型公共汽车等，本车不采取。总而言之，本车采取单级主减速器。2.1.2 主减速器齿轮类型选择在现代汽车驱动桥上，主减速器采取得最广泛是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。圆柱齿轮传动应用于发动机横置前置前驱动乘用车和双级主减速器驱动桥。在一些公共汽车、无轨电车和超重型汽车主减速器上，有时也采取蜗轮传动。 (a) (b) (c) (d)螺旋锥齿轮 双曲面齿轮 圆柱齿轮传动 蜗杆传动图2.3 主减速器多个齿轮类型（1）螺旋锥齿轮其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角能够是任意，但在绝大多数汽车驱动桥上，主减速齿轮副全部是采取90º交角部署。因为轮齿端面重合影响，最少有两对以上轮齿同时啮合，所以，螺旋锥齿轮能承受大负荷。加之其轮齿不是在齿全长上同时啮合，而是逐步地由齿一端连续而平稳地转向另端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小2。 （2）双曲面齿轮其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也全部是采取90º。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮偏移距。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁经过。这么就能在每个齿轮两边部署尺寸紧凑支承。这对于增强支承刚度、确保轮齿正确啮合从而提升齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮偏移距使得其主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角。所以，双曲面传动齿轮副法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等。主动齿轮端面模数或端面周节大于从动齿轮。这一情况就使得双曲面齿轮传动主动齿轮比对应螺旋锥齿轮传动主动齿轮有更大直径和愈加好强度和刚度。其增大程度和偏移距大小相关。另外，因为双曲面传动主动齿轮直径及螺旋角全部较大，所以相啮合齿轮当量曲率半径较对应螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间接触应力降低。随偏移距不一样，双曲面齿轮和接触应力相当螺旋锥齿轮比较，负荷可提升至175。双曲面主动齿轮螺旋角较大，则不产生根切最少齿数可降低，所以可选择较少齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采取双曲面齿轮更为合理。因为假如保持两种传动主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮要小，这对于主减速比i4.5传动有其优越性。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选择螺旋锥齿轮更合理，因为后者含有较大差速器可利用空间。因为双曲面主动齿轮螺旋角增大，还造成其进入啮合平均齿数要比螺旋锥齿轮对应齿数多，所以双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得愈加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮偏移距还给汽车总部署带来方便。（3）圆柱齿轮传动通常采取斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动轿车驱动桥，在此不采取。（4）蜗杆传动和锥齿传动相比，蜗杆传动有以下优点：在轮廓尺寸和结构质量较小情况下，可得到较大传动比（可大于7）； 在任何转速下使用均能工作得很平稳且无噪声； 便于汽车总部署及贯通式多桥驱动部署； 能传输大载荷，使用寿命长。不过因为蜗轮齿圈要求用高质量锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。在此不采取。像圆柱齿轮传动只在节点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其它啮合点还伴伴随沿齿廓滑动一样，螺旋锥齿轮和双曲面齿轮传动全部有这种沿齿廓方向滑动。另外，双曲面齿轮传动还含有沿齿长方向纵向滑动。这种滑动促进齿轮副沿整个齿面全部能很好地啮合，所以更促进其工作平稳和无噪声。但双曲面齿轮纵向滑动产生较多热量，使接触点温度升高，所以需要用专门双曲面齿乾油来润滑，且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达96。其传动效率和倔移距相关，尤其是和所传输负荷大小及传动比相关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮也是一样，其效率可达99。两种齿轮在载荷作用下对安装误差敏感性本质上是相同。假如螺旋锥齿轮螺旋角和对应双曲面主、从动齿轮螺旋角平均值相同，则双曲面主动齿轮螺旋角比螺旋锥齿轮大，而其从动齿轮螺旋角则比螺旋锥齿轮小，所以双曲面主动齿轮轴向力比螺旋锥齿轮大，而从动齿轮轴向力比螺旋锥齿轮小。两种齿轮全部在一样机床上加工，加工成本基础相同。然而双曲面传动小齿轮较大，所以刀盘刀顶距较大，所以刀刃寿命较长。 因为本车主减速器传动比大于5，且采取双曲面齿轮能够增大离地间隙，所以不采取螺旋锥齿。总而言之多种齿轮类型优缺点,本文设计轻型商用车主减速器采取双曲面齿轮。2.1.3 主减速器主动锥齿轮支承形式 在壳体结构及轴承型式已定情况下，主减速器主动齿轮支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并含有较高使用寿命关键原因之一,现在汽车主减速器主动锥齿轮支承型式有以下两种：（1）悬臂式 图2.4 悬臂式支承图2.4所表示，齿轮以其轮齿大端一侧轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。支承距离b应大于2.5倍悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径70%还大，另外靠近齿轮轴径应大于尺寸a。支承刚度除了和轴承开式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度相关以外，还和轴承和轴及轴承和座孔之间配合紧度相关。当采取一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间距离，应使两轴承圆锥滚子小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。其特点是结构简单，支承刚度较差，用于传输转矩较小轿车、轻型货车单级主减速器及很多双级主减速器中。 （2）跨置式图2.5所表示，齿轮前、后两端轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下变形大为减小，约减小到悬臂式支承130以下而主动锥齿轮后轴承径向负荷比悬臂式要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提升10%左右。 图2.5 跨置式支承装载质量较大汽车主减速器主动齿轮全部是采取跨置式支承。不过跨置式支承增加了导向轴承支座，使主减速器结构复杂，成本提升。乘用车和装载质量小商用车，常采取结构简单、质量较小、成本较低悬臂式结构。轻型货汽车,采取结构较为简单悬臂式支承，以降低其成本。 2.1.4 主减速器从动锥齿轮支承形式及安置方法图2.6 从动双曲面齿轮支承主减速器从动双曲面齿轮支承刚度依轴承形式、支承间距离和载荷在支承之间分布而定。为了增加支承刚度，支承间距离应尽可能缩小。两端支承多采取圆锥滚子轴承，安装时应使她们圆锥滚子大端相向朝内，小端相背朝外。为了预防从动齿轮在轴向载荷作用下偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。但为了增加支承刚度，应该减小尺寸cd；为了使载荷均匀分配，应尽可能使尺寸c等于或大于尺寸d。球面圆锥滚子轴承含有自动调位性能，对轴歪斜敏感性较小，这一点当主减速器从动齿轮轴承尺寸大时极为关键。向心推力轴承不需要调整，但仅见于一些小排量轿车主减速器中。只有当采取直齿或人字齿圆柱齿轮时，因为无轴向力，双级主减速器从动齿轮才能够安装在向心球轴承上。 总而言之，因为本车为轻型载货汽车，主减速器从动齿轮不宜采向心球轴承，应采取圆锥滚子轴承支承，并用螺栓和差速器壳突缘连结。 2.2 主减速器基础参数选择和设计计算2.2.1 主减速比确实定主减速比i0大小，对于主减速器结构型式、轮廓尺寸及质量大小影响很大。主减速比i0选择，应在汽车总体设计时和传动系总传动比（包含变速器、分动器和加力器、驱动桥等传动装置传动比）一起，由汽车整体动力计算来确定。正如传动系总传动比及其改变范围为设计传动系组成部分关键依据一样，驱动桥主减速比i0是主减速器设计依据，是设计主减速器时原始数据。传动系总传动比（其中包含主减速比i0），对汽车动力性、燃料经济性有很重大影响，发动机工作条件也和汽车传动系传动比（包含主减速比）相关。对于含有很大功率贮备轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率情况下，所选择i0值应能确保这些汽车有尽可能高最高车速。这时值应按下式来确定： =0.377 （2.1）式中：车轮滚动半径 ，在此选择轮胎型号为7.50-16，滚动半径为 0.394m； 最大功率时发动机转速， ； 汽车最高车速， ； 变速器最高级传动比，通常为1 。对于其它汽车来说，为了用稍微降低最高车速措施来得到足够功率贮备，主减速比通常应选得比按式（2.1）求得要大10%25%，即按下式选择： =（0.3770.472） （2.2）式中：变速器最高级（直接档或超速档）传动比； 分动器或加力器高级传动比； 轮边减速传动比。将已给出数据代入（2.2）:=（0.3770.472） =5.446.8 所求值应和同类汽车主减速比比较，并考虑到主、从动主减速齿轮有可能齿数，对值给予校正并最终确定=5.3 2.2.2 主减速器计算载荷确实定（1）按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮计算转矩 （2.3）式中 : 变速器一挡传动比，在此取4.3，此数据参考同类车型； 主减速器传动比在此取5.3；发动机输出最大转矩，在此取300，此数据参考同类车型；因为猛结合离合器而产生冲击载荷时超载系数，对于通常载货汽车，矿用汽车和越野汽车和液力传动及自动变速器各类汽车取=1.0，当性能系数>0时可取=2.0；汽车满载时总质量在此取5455 ；该汽车驱动桥数目在此取1；传动系上传动部分传动效率，在此取0.9。依据以上参数能够由(2.3）得：=6211（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮计算转矩 （2.4）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面最大负荷，在此取32550N，此数据参考同类车型； 轮胎对路面附着系数，对于安装通常轮胎公路用汽车，能够取=0.85；对越野汽车取=1.0；对于安装专门肪滑宽轮胎高级轿车取=1.25；在此取=0.85；车轮滚动半径，在此选择轮胎型号为7.50-16，则有其滚动半径为0.394m； ，分别为所计算主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间传动效率和传动比，取0.9，因为没有轮边减速器取1.0。所以由公式（2.4）得:=12112（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮计算转矩对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常连续转矩依据所谓平均牵引力值来确定： （2.5）式中：汽车满载时总重量，在此取54550N;所牵引挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车计算；道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.020；在此取0.018； 汽车正常行驶时平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.050.09在此取0.07；汽车性能系数在此取0；，分别为所计算主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间传动效率和传动比，取0.9，因为没有轮边减速器取1.0；该汽车驱动桥数目在此取1； 车轮滚动半径，在此选择轮胎型号为7.50-16，则有其滚动半径为0.394m。所以由式（2.5）得： =2101.52.2.3 主减速器基础参数选择（1）主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑以下原因：为了磨合均匀，之间应避免有条约数；为了得到理想齿面重合度和高轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应大于40；为了啮合平稳，噪声小和含有高疲惫强度对于商用车通常大于6；主传动比较大时，尽可能取得小部分，方便得到满意离地间隙；对于不一样主传动比，和应有适宜搭配。 （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，增大尺寸会影响驱动桥壳离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮前支承座安装空间和差速器安装。可依据经验公式初选，即 （2.6）式中：直径系数，通常取13.016.0；从动锥齿轮计算转矩，为和中较小者取其值为6221；由式（2.6）得： =（13.016.0）=（239.09294.27）；初选=260 则齿轮端面模数=/=260/35=7.43=357.43=260.05（3）主，从动齿轮齿面宽选择齿面过宽并不能增大齿轮强度和寿命，反而会造成因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引发切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这么不仅会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具使用寿命。另外，安装时有位置偏差或因为制造、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发轮齿小端过早损坏和疲惫损伤。另外，齿面过宽也会引发装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面耐磨性和轮齿强度会降低。 另外,因为双曲面齿轮几何特征,双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。通常取大齿轮齿面宽=0.155=0.155260.05=38.09mm，小齿轮齿面宽=1.1=1.138.09=41.90mm（4）小齿轮偏移距及偏移方向选择载货汽车主减速器E值，不应超出从从动齿轮节锥距20%（或取E值为d10%12%，且通常不超出12%）。传动比愈大则E值也应愈大，大传动比双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径2030。但当E大干20时，应检验是否存在根切。E=(0.10.12) =(0.10.12)260.05=26.0131.20mm初选E=30mm双曲面齿轮偏移可分为上偏移和下偏移两种，图2.7所表示：由从动齿轮锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时假如主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。其中a、b是下偏移，c、d是上偏移。双曲面齿轮偏移方向和其轮齿螺旋方向间有一定关系：下偏移时主动齿轮螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。本减速器采取下偏移。 （a） （b） （c） （d）图2.7 双曲面齿轮偏移方法（5）螺旋角选择双曲面齿轮螺旋角是沿节锥齿线改变，轮齿大端螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，齿面宽中点处螺旋角称为齿轮中点螺旋角。螺旋锥齿轮中点处螺旋角是相等。二对于双曲面齿轮传动，因为主动齿轮相对于从动齿轮有了偏移距，使主动齿轮和从动齿轮中点处螺旋角不相等。且主动齿轮螺旋角大，从动齿轮螺旋角小。 选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小影响，越大，则也越大，同时啮合齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿强度越高，应大于1.25，在1.52.0时效果最好，但过大，会造成轴向力增大。 汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处平均螺旋角多为35°40°。主动齿轮中点处螺旋角可按下式初选:=+ （2.7）式中：主动轮中点处螺旋角，mm；，主、从动轮齿数；分别为8，35；双曲面齿轮偏移距, 30mm；从动轮节圆直径，260.05mm；由式（2.7）得:=+=45.84从动齿轮中点螺旋角可按下式初选:双曲面齿轮传动偏移角近似值；双曲面从动齿轮齿面宽为38.09mm；=-=45.84°-=34.23°、从动齿轮和主动齿轮中点处螺旋角。平均螺旋角=40.04°。（6）螺旋方向选择主、从动锥齿轮螺旋方向是相反。图2.8所表示，螺旋方向和双曲面齿轮旋转方向影响其所受轴向力方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮轴向力离开锥顶方向，这么可使主、从动齿轮有分离趋势，预防轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这么从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。图2.8 双曲面齿轮螺旋方向及轴向推力（7）法向压力角 加大压力角能够提升齿轮强度，降低齿轮不产生根切最小齿数，但对于尺寸小齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合系数下降，对于双曲面齿轮，因为其主动齿轮轮齿两侧法向压力角不等，所以应按平均压力角考虑，载货汽车选择22°30或20°平均压力角，在此选择20°平均压力角。2.2.4 主减速器双曲面齿轮几何尺寸计算（1）大齿轮齿顶角和齿根角图2.9 收缩齿两种形式标准收缩齿（a）和双重收缩齿(b)各有其优缺点，采取哪种收缩齿应按具体情况而定。双重收缩齿优点在于能提升小齿轮粗切工序效率。双重收缩齿轮齿参数，其大、小齿轮根锥角选定是考虑到用一把使用上最大刀顶距粗切刀，切出沿齿面宽方向正确齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采取这种方法是最好，不是这种情况而要采取双重收缩齿，齿高急剧收缩将使小端齿轮又短又粗。标准收缩齿在齿高方向收缩好，但可能使齿厚收缩过多，结果造成小齿轮粗切刀刀顶距太小。这种情况可用倾锥根母线收缩齿方法或仔细选择刀盘半径加以改善，即当双重收缩齿会使齿高方向收缩过多，而标准收缩齿会使齿厚收缩过多时，可采取倾锥根母线收缩齿作为二者之间这种。大齿轮齿顶角和齿根角为了得到良好收缩齿,应按下述计算选择应采取采取双重收缩齿还是倾锥根母线收缩齿。用标准收缩齿公式来计算及 （2.8） （2.9） （2.10） （2.11） （2.12） （2.13） （2.14） （2.15） （2.16）由（2.12）和（2.13）联立可得: （2.17） （2.18） （2.19） （2.20） （2.21）式中： ,小齿轮和大齿轮齿数；大齿轮最大分度圆直径,已算出为260.05mm；大齿轮在齿面宽中点处分度圆半径；在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距mm；大齿轮齿面宽中点处齿工作高；大齿轮齿顶高系数取0.15；大齿轮齿宽中点处齿顶高；大齿轮齿宽中点处齿跟高；大齿轮齿面宽中点处螺旋角；大齿轮节锥角；齿深系数取3.7；从动齿轮齿面宽。所以： 43.820.73° 计算标准收缩齿齿顶角和齿根角之和。 （2.22） （2.23） （2.24） （2.25）由式（2.19）和（2.23）联立可得: （2.26） 刀盘名义半径,按表选择为114.30mm 轮齿收缩系数当为正数时,为倾根锥母线收缩齿，应按倾根锥母线收缩齿重新计算及。按倾根锥母线收缩齿重新计算大齿轮齿顶角及齿跟角。