汽车驱动桥设计说明书分析解析

汽车驱动桥设计
专业：车辆工程学号：20090310150104
学生姓名：胡阳指导老师：程老师
摘要
驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。

当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。

所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已成为未来重载汽车的发展方向。

本文参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计。

本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，全浮式半轴和整体式桥壳的强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。

本文不是采用传统的双曲面锥齿轮作为载重汽车的主减速器而是采用弧齿锥齿轮，希望这能作为一个课题继续研究下去。

关键字：载重汽车；驱动桥；单级减速桥；弧齿锥齿轮
The Designing of Rear Drive Axles
Abstract
Drive axle is the one of automobile for four important assemblies.It` performance directly influence on the entire automobile, especially for the heavy truck.Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, high efficiency, high benefit today`heavy truck, must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truck`developing tendency. This design following the traditional designing method of the drive axle. First, make up the main parts`structure and the key designing parameters; thus reference to the similar driving axle structure, decide the entire designing project ; fanially check the strength of the axle drive bevel pinion，bevel gear wheel, the differentional planetary pinion, differential side gear, full-floating axle shaft and the banjo axle housing, and the life expection of carrier bearing. The designing take the spiral bevel gear for the tradional hypoid gear, as the gear type of heavy truck`s final drive, with the expection of the question being discussed, further . Key words:heavy truck；drive axle；single reduction final drive；he spiral bevel gear
目录
摘要 (I)
Abstract (II)
1 前言 (7)
2 驱动桥的总体方案确定 (8)
2.1 驱动桥的结构和种类和设计要求 (8)
2.1.1 驱动桥的种类 (8)
2.1.2 驱动桥结构组成 (9)
2.1.3 驱动桥设计要求 (10)
2.2 设计车型主要参数 (10)
3 主减速器设计 (11)
3.1 主减速器结构方案分析 (11)
3.1.1单级主减速器 (11)
3.1.2 双级主减速器 (12)
3.2 主减速器齿轮的比较 (12)
3.2.1 弧齿锥齿轮传动 (12)
3.2.2 准双曲面齿轮传动 (12)
3.2.3 弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮的比较 (13)
3.3 主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法 (14)
3.3.1 主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择14
3.3.2 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择15
3.4 主减速比i0的确定 (15)
3.5 主减速器计算载荷的确定 (16)
3.5.1 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的
计算转矩 (16)
3.5.2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 (17)
3.5.3 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
(18)
3.6 主减速器锥齿轮主要参数选择 (18)
3.6.1 主、从动锥齿轮齿数z1、z2 (18)
3.6.2 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数m s (19)
3.6.3 主、从动锥齿轮齿面宽不b1和b2 (19)
3.6.4 螺旋角β (20)
3.6.5 螺旋方向 (20)
3.6.6 法向压力角α (20)
3.7 主减速器锥齿轮强度计算 (21)
3.7.1 单位齿长圆周力 (21)
3.7.2 轮齿的弯曲强度计算 (22)
3.7.3 齿轮接触强度 (23)
3.8 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 (24)
3.8.1 锥齿轮齿面上的作用力 (24)
3.8.2 锥齿轮轴承的载荷 (26)
3.8.3 锥齿轮轴承型号确定 (28)
3.9 主减速器齿轮材料及热处理 (30)
3.10 主减速器的润滑 (31)
3.11 本章小结 (31)
4 差速器设计 (32)
4.1 差速器结构形式选择 (32)
4.2 对称锥齿轮式差速器工作原理 (33)
4.3 对称锥齿轮式差速器齿轮的基本参数的选择 (34)
4.3.1 行星齿轮数n (34)
4.3.2 行星齿轮球面半径R b (34)
4.3.3 行星齿轮和半轴齿轮齿数z1和z2 (34)
4.3.4 行星齿轮和半轴齿轮节锥角及模数 (35)
4.3.5 行星齿轮轴用直径d及支承长度L (35)
4.4 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算 (37)
4.5 差速器齿轮的材料 (38)
4.6 本章小结 (38)
5 车轮传动装置设计 (39)
5.1 半轴的结构型式 (39)
5.1.1 半浮式半轴 (39)
5.1.2 3/4浮式半轴 (39)
5.1.3 全浮式半袖 (39)
5.2 半轴的设计与计算 (39)
5.2.1 全浮式半轴的计算载荷的确定 (39)
5.2.2 全浮半轴杆部直径的初选 (41)
5.2.3 全浮半轴强度计算 (41)
5.2.4 全浮式半轴花键强度计算 (42)
5.2.5 半轴材料与热处理 (43)
5.3 本章小结 (43)
6 驱动桥壳的设计 (44)
6.1 驱动桥壳的型式 (44)
6.2 桥壳的受力分析与强度计算 (45)
6.2.1 桥壳的静弯曲应力计算 (46)
6.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 (47)
6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 (48)
6.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 (50)
6.3 本章小结 (52)
参考文献 (53)
谢辞 (54)
附录A (55)
附录B (62)
华东交通大学毕业设计
1 前言
汽车驱动桥处于汽车传动系的末端，主要由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳组成。

其基本功用是将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降低转速、增大转矩；通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外侧车轮以不同转速转向。

驱动桥的类型有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种。

驱动车轮采用独立悬架时，应选用断开式驱动桥；驱动车轮采用非独立悬架时，则应选用非断开式驱动桥。

汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。

在一般汽车的机械式传动中，有了变速器(有时还有副变速器和分动器)还不能完全解决发动机特性和行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。

首先因为绝大多数的发动机在汽车上是纵向安置的，为使其转矩能传给左右驱动车轮，必须由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左右驱动车轮间的转矩分配问题和差速问题。

其次是因为变速器的主要任务仅在于通过选择适当的档位数及各档传动比，以使内燃机的转速一转矩特性能适应汽车在各种行驶阻力下对动力性与经济性的要求，而驱动桥主减速器(有时还有轮边减速器)的功用则在于当变速器处于最高档位(通常为直接档，有时还有超速档)时，使汽车有足够的牵引力、适当的最高车速和良好的燃油经济性。

为此，则要将经过变速器、传动轴传来的动力，经过驱动桥的主减速器进行进一步增大转矩，降低转速的变化。

因此，要想使汽车传动系设计的合理，首先必须恰当选择好汽车的总传动比，并恰当的将它分配给变速器和驱动桥。

后者的减速比称为主减速比。

当变速器处于最高档位时，汽车的动力性和燃油经济性主要取决于主减速比。

在汽车的总体布置设计时应根据该车的工作条件及发动机、传动系、轮胎等有关参数，选择合适的主减速比来保证汽车具有良好的动力性和燃油经济性。

采用优化设计方法可得到发动机与传动系数的最佳匹配。

由于发动机功率的提高，汽车整车质量的减小和路面状况的改善，主减速比有往小发展的趋势。

选择主减速比时要考虑到使汽车即能满足高速行驶的要求，又能在常用车速范围内降低发动机转速、减小嫌料消耗量，提高发动机寿命并改善振动及嗓声的特性等。

胡阳：汽车驱动桥设计
2 驱动桥的总体方案确定
2.1 驱动桥的结构和种类和设计要求
2.1.1 驱动桥的种类
驱动桥位于传动系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并合理的分配给左、右驱动车轮。

驱动桥分为断开式和非断开式两种。

（1）非断开式驱动桥
普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。

他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。

这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。

（2）断开式驱动桥
断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。

断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。

另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。

这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。

主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。

两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。

由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅资料，参照国内相关货车的设计,最后本课题选用非断开式驱动桥。

其结构示意图如图2-1所示：
华东交通大学毕业设计
1-半轴 2-差速器 3-主减速器 4-驱动桥 5-传动轴
图2-1 驱动桥示意图
2.1.2 驱动桥结构组成
在多数汽车中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴）及桥壳等部件如图2—2 所示。

图2-2 驱动桥的组成
胡阳：汽车驱动桥设计
2.1.3 驱动桥设计要求
(1)选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃
油经济性。

(2)外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。

(3)齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。

(4)在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。

(5)具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种
力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。

(6)与悬架导向机构运动协调。

(7)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。

2.2 设计车型主要参数
本次设计选择的整车性能参数：驱动形式：6×2后轮；轴距：3950mm；轮距前/后：1810/1800 mm 整备质量：4080kg；额定载质量：5000kg；前悬/后悬：1270/1915 mm；最高车速：120km/h；最大爬坡度：35%；长、宽、高：6910/2470/2455 mm；空载时前轴分配负荷45%，满载时前轴分配负荷26%；发动机型号：YC4E140-20；最大功率/转速：99.3/3000kW/rpm；最大转矩/转速：352.8/1200N·m/rpm；轮胎规格：9.00-20；离地间隙⋅ >280 mm；变速器传动比：7.31 4.31 2.45 1.54 1；倒档 7.66。

分析：
①发动机型号YC4E140-20
玉柴YC4E140-20
汽缸数：4
燃油种类：柴油
直列排量：4.257L
排放标准：国Ⅱ
最大输出功率：99.3kw 最大马力：143马力
最大扭矩：352.8N·m 额定功率转速：3000r/min
最大扭矩转速：1200r/min
发动机形式：立式、直列、水冷、
四冲程、直喷全负荷最低燃油消耗率：200g/kw.h
发动机净重：380kg
汽缸缸径：110mm
进气形式：增压中冷
②轮胎规格：9.00-20
轮胎为斜交胎。

9.00——轮胎断面宽9英寸（1英寸=25.4mm）；
20 ——所用轮辋外径或该轮胎内径为20英寸。

∴轮胎直径：922038
⨯+=英寸=965.2mm
∴
·
459.5
2
r
F d
r
π
==mm
3 主减速器设计
主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。

对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。

由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。

驱动桥中主减速器设计应满足如下基本要求：
a）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。

b）齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。

c）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。

d）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。

e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。

3.1 主减速器结构方案分析
图3-1 主减速器
3.1.1单级主减速器
单级主减速器的结构型式，由一对圆锥齿轮组成，其传动比主要根据汽车的动力性和燃料经济性的要求选定。

主减速器的传动比一般为 3.5—6.7，过大将使从动齿轮的尺寸增加，减小了离地间隙，降低了汽车的通用性。

3.1.2 双级主减速器
双级主减速器的结构，由第一级圆锥齿轮副和第二级圆锥齿轮副组成。

双级主减速器有两个作用，一是可以获得比较大的传动比，可以达到6～10；二是第二级从动齿轮的尺寸可以相应减小，从而减小主减速器壳的外形尺寸，增加离地间隙。

3.2 主减速器齿轮的比较
3.2.1 弧齿锥齿轮传动
一对弧齿锥齿轮啮合时，轮齿并不是在全长上啮合，而是从一端逐渐连续平稳地转向另一端，并有几个齿同时载荷，而且啮合平稳。

弧齿锥齿轮主动齿轮的螺旋角β1与从动锥齿轮的螺旋角β2是相等的，r 1、和r 2是主动齿轮和从动齿轮
的平均分度圆半径，那么弧齿锥齿轮的传动比为：
201
r i r = (1-1) 3.2.2 准双曲面齿轮传动
与弧齿锥齿轮传动有较大的不同，准双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线不相交，而是有一个偏移距E ，在啮合过程中除了有沿齿高方向的侧向滑动之外，还有沿齿长方向的纵向滑动。

准双曲面齿轮的主动齿轮螺旋角β1与从动齿轮螺
旋角β2是不相等的，如图所示，而且β1>β2。

利用啮合齿面上的法向力相等的 条
件，可以得出两个齿轮的切向力F 1和F 2的关系
2211
cos cos F F ββ= (1-2) 1r 和2r 是主动齿轮和从动齿轮的平均分度圆半径，那么准双曲面齿轮的传动比可以用下式表示：
222201111
cos cos F r r i F r r ββ== (1-3) 对比两式看出，在相同的尺寸下，准双曲面齿轮比弧齿锥齿轮有着更大的传动比。

反过来说，当传动比和主动轮的尺寸确定下来以后，准双曲面从动齿轮的直径比弧齿锥齿轮的直径小一些．可以使主减速器的离地间隙变大一些。

图3-2 双曲面齿轮副的受力情况
3.2.3 弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮的比较
图3-3 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮
如图3-3所示，弧齿锥齿轮工作噪声大，对啮合精度和装配精度比较敏感。

为保证齿轮副的正确啮合，必须预紧轴承，并提高轴承的支承刚体和壳体的刚度，若精度得不能满足，便会使齿轮磨损增大和噪声增大。

齿轮的工作条件急剧变坏。

弧齿锥齿轮制造简单、生产成本低。

准双曲面齿轮工作平稳且噪声较小，但是若偏移距E过大，则沿齿长方向的纵向滑动可以造成摩擦损失增加，降低传动效率。

准双曲面齿轮的齿面间压力和摩擦功都很大，可能导致油膜破坏和齿面间咬死，所以必须采用特殊的双曲面齿轮油，以改善油膜的强度，避免齿面烧结或咬死。

准双曲面齿轮主减速器的主动轴可以布置在从动齿轮中心平面的下方，降低万向节传动的高度，从而降低车身的高度；当采用贯通式驱动桥时，主动轴布置在从动齿轮中心平面的下方，可以增大传动轴的离地高度，提高汽车的通过性。

准双曲面齿轮制造复杂，生产成本高。

准双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的优缺点比较见下表：
表3-1 准双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的优缺点比较
特点准双曲面齿轮弧齿锥齿轮运转平稳性优良
抗弯强度提高30% 较底
接触强度高较底
抗胶合能力较弱强
滑动速度大小
效率约96% 约99%
对安装误差的敏感性取决于支撑刚度和刀盘直径同左轴承负荷小齿轮的轴向力大小齿轮的轴向力小
润滑油有多种添加剂的特种润滑油普通润滑油通过弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮的比较，本次设计选用弧齿锥齿轮传动作为主减速器。

又根据之后算到的传动比为4.33，可以确定为单级主减速器。

3.3 主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法
3.3.1 主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择
现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种：
（1）悬臂式
悬臂式支承结构如图3-4 所示，其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。

为了减小悬臂长度a 和增加两端的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。

悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转巨较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。

图3-4 锥齿轮悬臂式支承
（2）跨置式
跨置式支承的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承，这样可大大增加支撑刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。

此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。

但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承所需的轴承座，使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。

另外，因主从动齿轮之间的空隙很小，致
使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时布置不下或拆装困难。

图3-5 主动锥齿轮跨置式支承
由于本车是中型货车，并综合比较两种形式的特点，本设计选用悬臂式支撑方案。

3.3.2 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择
从动锥齿轮只有悬臂式一种支撑形式如图3-6所示。

图 3-6 从动齿轮支撑形式
本次设计主动锥齿轮采用悬臂式支撑（圆锥滚子轴承），从动锥齿轮采用悬臂式支撑（圆锥滚子轴承）。

3.4 主减速比i o 的确定
主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。

i 0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i 0一起由整车动力计算来确定。

可利用在不同i 0下的功率平衡田来研究i 0对汽车动力性的影响。

通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i 0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率P amax 及其转速n p 的情况下，所选择的i 0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速v amax 。

这时i 0值应按下式来确定：
0max 0.377r p
a gh r n i v i （3-1）
式中：r r ——车轮的滚动半径， r r =0.46m ；
gh i ——变速器量高档传动比。

gh i =1；
对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i 0一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：
0max (0.377~0.472)r p
a gh Fh LB r n i v i i i = （3-2）
式中： Fh i ——分动器或加力器的高档传动比。

本车无分动器；
LB i ——轮边减速器的传动比。

本车无轮边减速器；
根据所选定的主减速比i 0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、
双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。

把n n =3000r/min , amax v =120km/h , r r =0.46m , gh i =1代入（3-1）,计算得：
i 0=4.33
3.5 主减速器计算载荷的确定
3.5.1 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩
max 10d e f ce k T ki i i T n η
= （3-3）
式中： max e T ——发动机最大转矩。

max e T =352.8N ·m ；
n ——计算驱动桥数。

n =1；
f i ——分动器传动器。

本车无分动器；
0i ——主减速器传动比。

0i =4.33；
η——传动系上传动部分的传动效率。

η=0.9；
k ——液力变矩器变矩系数。

本车无液力变矩器；
d k ——由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般货
车，矿用汽车和越野车，d k =1；
⎪⎪⎭
⎪⎪⎬⎫⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧<>⎪⎭⎫ ⎝⎛=16T g m 0.195 016T g m 0.195 T g m 0.195-161001emax a emax a emax a 当当p f （3-4） 所以 0.19590809.8352.8
⨯⨯ =49.2>16 ∴ j f =0；o K =1.0；
1i ——变速器一档传动比。

1i =7.31；
计算得：
ce T =10050.24N ·m
3.5.2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
'22r cs m m
G m r T i ϕη= （3-5） 式中： 2G ——满载状态下一个驱动桥上的静载荷，本车满载时后轴分配负荷74%
∴2G =74%90809.865848.16N ⨯⨯=
'2m ——汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数。

本车不需要；
ϕ ——轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的公路汽车，取
ϕ=0.85
r r ——车轮的滚动半径。

r r =0.46m ；
m i ——主减速器从动轮到车轮之间的传动比，由于没有轮边减速器，
m i =1.0
m η ——主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率。

m η=0.9；
计算得：
cs T =28607.37 N ·m
3.5.3 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：
()() a T r cf R H P LB LB G G r T f f f i n
η++⋅⋅=+ （3-6） 式中：a G ——汽车满载时的总重量，88984N ；
T G ——所牵引的挂车满载时总重量，但仅用于牵引车的计算。

T G =0；
R f ——道路滚动阻力系数，
对于载货汽车可取0.015~0.020。

在此取0.015； H f ——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取
0.05~0.09。

在此取0.05；
p f ——汽车的性能系数，在此取0；
计算得：
cf T =2956.25 N ·m
由式（3-4）和式（3-5）求得的计算转矩，是作用到从动锥齿轮上的最大转矩，不同于式（3-6）求得的日常行驶平均转矩。

当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩c T 应取前面两种的较小值，即min[,]c ce cs T T T =；当计算锥齿轮疲劳寿命时，c T =cf T 。

3.6 主减速器锥齿轮主要参数选择
3.6.1 主、从动锥齿轮齿数z 1、z 2
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，12,z z 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1z 一般不小于6。

4）主传动比0i 较大时，1z 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，1z 和2z 应有适宜的搭配。

∵主减速器的传动比为4.33，
∴初定主动齿轮齿数1z =9，从动齿轮齿数2z =40。

3.6.2 从动锥齿轮大端分度圆直径D 2和端面模数m s
对于单级主减速器，增大尺寸2D 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小2D 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。

2D 可根据经验公式初选，即 322c D T K D = （3-7） 式中： 2D K ——直径系数，一般取13.0～15.3
Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，为Tce 和Tcs 中的较小者。

10050.24N ·m ；
所以2D =（13.0～15.3（280.54～330.18）mm
初选2D =305mm 则s m =2D /2
z =305/40=7.63mm 端面模数还应满足：
s m =3c m T K （3-8）
式中： m K ——模数系数。

取（0.3～0.4）；
计算得：
s m =（6.47～8.63）
∴在范围内，满足校核。

暂定s m =8mm 2D =320mm 。

3.6.3 主、从动锥齿轮齿面宽不b 1和b 2
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2b ，推荐不大于节锥2A 的0.3倍，即223.0A b ≤，而且2b 应满足t m b 102≤，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：
22155.0D b ==0.155⨯320=49.6mm 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1b =55mm 。

3.6.4 螺旋角β
螺旋角是沿节锥齿线变化的，大端的螺旋角0β较大，小端的螺旋角i β较小，齿面宽中点处的螺旋角为齿轮的名义螺旋角，以β表示。

螺旋角应足够大，以便齿面（或纵向）重合度F m 有较大值。

载货汽车F m 不小于1.25，轿车F m 为1.5～1.8。

当F m ≥2.0时可得到很好的结果。

但螺旋角较大时轴向力也较大。

汽车主减速器锥齿轮的螺旋角m β（对双曲面齿轮则是大、小齿轮螺旋角的平均值）多在35°～40°范围内，轿车应用较大值的，保证有较大的F m 使运转平稳、噪声低，载货汽车选用较小值，以防止轴向力过大，通常m β=35°。

3.6.5 螺旋方向
螺旋方向有左旋、右旋之分。

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。

3.6.6 法向压力角α
法向压力角α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14 30’或16 的压力角，货车选用20 的压力角，重型货车选用22 30’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。