汽车行业中型客车主减速器设计说明书.docx
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汽车行业中型客车主减速器设计说明书
【汽车行业】中型客车主减速器设计说明书
主减速器设计
Abstract:
Currently,carhaveeintoeveryfieldofhumansociety,especiallyintheindustrial,agricultural,mercialandinternationaltrade,nationaldefenceconstruction.
Onthemainreducer,itisanimportantponentofthecar,locatedintheterminalofvehicletransmissionsystem,alsoanimportantpartofthedriveaxle.Itsbasicfunctionisauniversaltransmissiondevicetransmitstheenginetorquethroughthemainreducer,reducespeed,increasetorque;theconicalgearpairchangingtorquetransmissiondirection.Theassemblyprecisionofmainreducerassemblypairishigh,themanufacturingandassemblyqualityofthedriveaxleandthevehiclehasacrucialroleindriveaxleandeventhecar.
Keywords:
automobile/mainreducer/conicalgearpair
摘要：
当前，汽车以进入人类社会的各个领域,尤其是工业、农业、商业与国际贸易、国防建设。
对主减速器而言，它是汽车的一个重要组成部分，位于汽车传动系统的末端，也是驱动桥中的一个重要部分，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，实现降低转速、增大转矩；通过圆锥齿轮副改变转矩的传递方向[2]。
主减速器的总成对装配精度要求很高，其制造与装配质量对驱动桥乃至整个汽车有至关重要的作用。
关键词：
汽车/主减速器/圆锥齿轮副
1绪论
1.1研究目的及意义
随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，主减速器的设计和制造工艺都在日益完善。
主减速器和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织专业化目标前进。
应采用能以几种典型的零部件，以不同方案组合的设计方法和生产方式达到主减速器产品的系列化或变形的目的，或力求做到将某一类型的主减速器以更多或增减不多的零件，用到不同的性能、不同吨位、不同用途的许多变形汽车上。
主减速器是汽车最重要的系统之一，是为汽车传输动力所设计的。
通过本课题设计，使我们对所学过的基础理论和专业知识进行一次全面的，系统的回顾和总结，提高我们独立思考能力和团结协作的工作作风。
1.2国内外研究现状及趋势
目前我国汽车产业在技术方面还很落后，离世界先进水平还有一段距离。
虽然中国汽车行业处在黄金期，但千万不能以为中国的汽车行业已经走到了世界的最前端，我们在发动机技术、新产品研发、新材料利用等方面还相对落后。
对于中国主减速器产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。
中国主减速器产业发展已到了岔口；中国驱动桥生产企业急需选择发展方向。
目前国产工业车辆主减速器的品种较单一，规格较少，供货周期较长,尤其是牵引车等批量较少的车辆，大多借用其它流动机械如叉车、装载机的主减速器，由于结构型式和工况要求不完全一致很难使整车的动力及传动系统达到理想的匹配要求，因而应大力提倡工业车辆主减速器的专业化、系列化生产。
从目前世界汽车产业的发展现状和趋势来看，大跨国公司的优势越来越明显，我国已经失去了独立发展民族汽车工业的国际环境，只有充分吸纳各国技术所长的合资合作才是降低研究开发成本、缩短新产品开发/生产周期、增强竞争力的现实有效途径。
而主减速器又是汽车传动系统的一个重要部分，它的质量情况也在一定程度上影响着整个汽车的质量，因此，我们应在结构合理的基础上，进一步优化使其结构紧凑、效率高、噪音小，同时还要考虑其经济性。
随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向发展以及路面条件的改善,近年来主减速比有减小的趋势,以满足高速行驶的要求。
为减小驱动轮的外廓尺寸,目前主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮。
实践和理论分析证明，螺旋锥齿轮不发生根切的最小齿数比直齿齿轮的最小齿数少。
显然采用螺旋锥齿轮在同样传动比下，主减速器的结构就比较紧凑。
此外，它还具有运转平稳、噪声较小等优点。
因而在汽车上曾获得广泛的应用。
近年来，准双曲面齿轮在广泛应用到轿车的基础上，愈来愈多的在中型、重型货车上得到采用。
在现代汽车发展中，对主减速器的要求除了扭矩传输能力、机械效率和重量指标外，它的噪声性能已成为关键性的指标。
噪声源主要来自主、被动齿轮。
噪声的强弱基本上取决于齿轮的加工方法。
区别于常规的加工方法，采用磨齿工艺，采用适当的磨削方法可以消除在热处理中产生的变形。
因此，与常规加工方法相比，磨齿工艺可获得很高的精度和很好的重复性。
汽车在行驶过程中的使用条件是千变万化的。
为了扩大汽车对这些不同使用条件的适应范围，在某些中型车辆上有时将主减速器做成双速的，它既可以得到大的主减速比又可得到所谓多档高速，以提高汽车在不同使用条件下的动力性和燃料经济性。
1.3本课题研究内容
HG1090型商用车的主减速器结构三维建模、主减速器齿轮的计算与校核、主减速器壳体的计算与校核、结构方案分析与优化。
主要设计参数：
额定装载质量5000Kg、最大总质量8930Kg、最高车速110Km/h、比功率15Kw/t、比转矩40Nm/t，设计时可参考解放CA1091型货车的参数。
（1）分析主减速器的性能要求和参数的选择；（要考虑到设计的可行性、安全性、经济性）
（2）根据前位同学选好的参数和设计好的结构进行绘制三维图形；
（3）对主要零部件结构强度校核、优化；（可以运用Solidworks进行应力\强度等分析）
（4）撰写驱动桥设计说明书；
2主减速器结构及工作原理简介
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。
主减速设计应满足如下基本要求：
（1）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。
（2）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。
（3）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。
（4）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。
（5）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。
3主减速器结构方案分析及选择
3.1结构形式选择
主减速器位适应使用要求发展有多种结构型式：
如单级主减速器、双级主减速器、双速主减速器和单级主减速器加轮边减速器。
（1）单级主减速器常由一对圆锥齿轮所组成。
这对锥齿轮的传动比是根据整车动力性和燃油经济性的要求来选定的。
它结构简单，质量轻，所以在可能条件下尽量采用单级主减速器的型式。
然而单级主减速器的传动比一般位3.5—6.7，太大的传动比将会使从动锥齿轮的尺寸过大，影响驱动桥壳下的离地间隙。
离地间隙越小，汽车通过性就越差，这也就限制了从动锥齿轮的最大尺寸。
（2）双级主减速器是由第一级圆锥齿轮副和第二级圆柱齿轮副或第一级圆柱齿轮副和第二级圆锥齿轮副所组成。
采用双级主减速器可达到两种目的：
一是可获得较大的传动比6---10，其二是采用双级减速器后，第二级的传动比可以小一些，由此第二级的从动齿轮尺寸在差速器安装尺寸允许情况下可相应减小，由此减少了桥壳的外形尺寸，增加了离地间隙。
而双级主减速器的重量及制造成本都比单级主减速器要高的多。
（3）双速主减速器内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。
汽车在良好路面上行驶时，使用较小的传动比，在困难的路上行驶或需要较大的牵引力（爬坡）时，则使用较大的传动比。
它与五挡变速器配合使用，可使汽车有十个档位，使汽车获得良好的使用性能，同时，该减速器的成本也相当高的。
（4）单级主减速器加轮边减速器：
越野车、重型矿用自卸车和重型货车需要减速比更大的驱动桥，同时也要很大的离地间隙，因此发展了轮边减速器。
于是驱动桥分成两次减速具有两个减速比----主减速器传动比和轮边减速器比。
相对这时的主减速器传动比要比没有轮边减速器的主减速器传动比要小的多。
其结果时驱动桥中央部分的外形尺寸减小很多，相对地增加了离地间隙。
同时，在主减速器后和轮边减速器前的零件如差速器、半轴等载荷大大减少，其零件尺寸也相应地减小。
它能缩短桥中心到连接传动轴凸缘间地距离，能减少传动轴地夹角。
当然，这种减速器结构复杂，制造装配精度要求高，成本自然也是普通主减速器的几倍。
对于本设计中，其传动比为6左右，因此我们采用单级主减速器。
汽车主减速器广泛采用的是螺旋圆锥齿轮，它包括圆弧齿锥齿轮、准双曲面齿轮、延摆线齿锥齿轮等多种形式。
圆弧齿锥齿轮传动，制造简单，广泛应用在汽车主减速器上，以对圆弧齿锥齿轮啮合时，轮齿并不在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端，并有几个齿同时参加啮合，所以它比直齿轮能承受更大地载荷，而且平稳无声。
但其对齿合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便使工作条件急剧变坏，伴随磨损、增大和噪声增大。
为保证齿轮副的正确齿合，必须将轴承顶紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。
圆弧齿锥齿轮一般采用格里森制。
双曲面齿轮传动与圆弧齿锥齿轮传动不同之处，在于主、从动轴线不相交而有一偏移距。
由于存在偏移距，从而主动齿轮螺旋角1与从动轮螺旋角2不等，且。
此时两齿轮切向力与之比，可根据啮合面上法向力彼此相等的条件求出。
设与分别为主、从动轮平均分度圆半径，双曲面的传动比为
对于圆弧齿锥齿轮传动，其传动比，令，则
系数一般为1.25~1.5。
这说明当双曲面齿轮尺寸与螺旋锥齿轮尺寸相当时，双曲面传动有更大的传动比，当传动比一定，从动轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比圆弧齿锥齿轮有较大直径，较高的齿轮强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度，当传动比和主动齿轮尺寸一定时，双曲线从动锥齿轮直径比相应螺旋齿轮为小，因而离地间隙较大。
双曲面齿轮副在工作过程中，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。
纵向滑动可改善齿轮的摩合过程，并使其工作安静平滑。
然而纵向滑动可使摩擦损失增加，降低传动效率，因而偏移距不应过大。
双曲面齿轮传动齿面间大的压力和大的摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死。
因此，双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和避免齿面烧结的特殊双曲面润滑油。
考虑到生产条件、材料问题、以及经济性问题，我们选择采用格里森螺旋锥齿轮。
3.2螺旋锥齿轮传动
图1螺旋锥齿轮传动
按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。
在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。
为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。
因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。
此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。
近年来，有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮传动。
准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。
当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。
东风EQ1090E型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。
但是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏。
为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。
主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图1示）。
螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。
另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。
为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。
4主减速器主、从动锥齿轮的支承方案
主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。
齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。
4.1主动锥齿轮的支承
图2主动锥齿轮跨置式
主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。
查阅资料、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构（如图2示）。
齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，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的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1/30以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5～1/7。
齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。
装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。
本课题所设计的HG1090货车装载质量为5t，所以选用跨置式。
图3从动锥齿轮支撑形式
4.2从动锥齿轮的支承
从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图3示）。
为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。
为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。
为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。
5主减速器锥齿轮设计
5.1主减速比i0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。
i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i0一起由整车动力计算来确定。
可利用在不同i0下的功率平衡田来研究i0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i0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及其转速的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。
这时i0值应按下式来确定：
（1）
式中——车轮的滚动半径，=1.018/2=0.509m
igh——变速器量高档传动比。
igh=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一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：
（2）
式中i——分动器或加力器的高档传动比
iLB——轮边减速器的传动比。
根据所选定的主减速比i0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nn=3000r/n,=110km/h,r=0.509m,igh=1代入
（1）
计算出i=5.24～6.55
根据相关文献可知，单级主减速器广泛应用在主减速比的各种中小型汽车，因此本设计采用单级主减速器，对于中型货车而言，通常采用螺旋锥齿轮，初步取。
5.2主减速器齿轮计算载荷的确定
通常是发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮齿轮上的转矩（、）的较小者，最为载货汽车和越野汽车在强度计算时用以验证主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。
即
（3）
（4）
式中：
、——计算转矩，N.m；
——发动机最大转矩；
——由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；
——上述传动部分的效率，取=0.9
——超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取=1；
n——该车驱动桥数目；
——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说还需考虑到汽车加速时的负荷增大量；
——轮胎对地面的附着系数，对于一个安装一般轮胎公路用汽车，取=0.85；对于越野汽车取=1；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车取=1.25；
——车轮的滚动半径，m；
——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比（例如轮边减速器等）
其中：
=408.93=357.2N.m=6.24=0.9=1n=1=6860*9.8N=0.85=0.509m=0.99=
代入式（3），有：
=2006.0N.m
=4896.7N.m
故
N.m
5.3主减速器锥齿轮的主要参数选择
5.3.1主减速器各级齿数的确定
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：
对于单级主减速器而言，当主减速器比较大时，应尽量使主动齿轮的齿数取小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。
当主减速比时，的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，最好大于5.当主减速比较小时，可取7～12，但这时常常会因主从动齿轮齿数太多，尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。
为了磨合均匀，主、从动齿轮之间的齿数尽量避免公约数；为得到理想的齿面重叠系数，器齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。
因此可以初步取，此时
5.3.2主、从动锥齿轮齿形参数计算
按照文献中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表1。
可根据从动锥齿轮的计算转矩按经验公式给出：
（4）
式中——从动锥齿轮的节圆直径，mm；
——直径系数，取；
——计算转矩，N.m，N.m；
故
=189mm
齿轮端面模数的选择
选定后，可按
（5）
算出从动锥齿轮大端的端面模数，并用下式校核：
（6）
式中：
——计算转矩，N.m，N.m；
——模数系数，取=0.4；
故
5.04
根据模数的优先等级，同时更好地满足强度要求初步取；
此时
齿面宽选择
汽车主减速器螺旋锥齿轮的从动齿轮轮齿面宽推荐为：
（7）
故取
螺旋锥齿轮的旋转方向
分为左旋和右旋两种。
对着齿面看去，如果轮齿的弯曲方向从其小端到大端为顺时针走向时，则称为右旋齿，反时针时则称为左旋齿。
主从动齿轮的螺旋方向是不同的。
螺旋锥齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。
判断齿轮的旋转方向是顺时针还时针时，要向齿轮的背面看去。
而判断轴向力的方向时，可以用手势法则，左旋的轴向力方向用左手定则，右旋用右手定则。
当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。
在本设计中，由于是单级主减速器，因此主动锥齿轮采用左旋，从动锥齿轮采用右旋。
螺旋角的选择
弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。
汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°～40°。
货车选用较小的β值，使运转平稳，噪音低。
取β=35°。
法向压力角
法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。
对于货车弧齿锥齿轮，一般选用=20°。
铣刀盘名义直径的选择
由于从动齿轮直径为，查表9-4可知取。
（表9-6、9-8、9-9可得）
表1主、从动锥齿轮参数
参数
符号
主动锥齿轮
从动锥齿轮
齿数
z
6
37
模数
m
6
6
节圆直径
d=mz
36
222
齿面宽
F
45
40
齿工作高
9
9
齿全高
9.996
法向压力角
20°
20°
轴立角
∑
90°
节锥角
=arctan
节锥距
91.74
113.03
周节
t=3.1416m
18.85
齿顶高
7.71
1.29
齿根高
2.286
8.706
径向间隙
0.996
齿根角
面锥角
根锥角
外圆直径
51.14
222.49
理论弧后齿
14.03
4.82
齿侧间隙
B
0.18（高精）
螺旋角
螺旋方向
左旋
右旋
5.3.3主减速器锥齿轮的强度计算
锥齿轮要安全可靠地工作，必须右足够的强度和寿命。
设计时，应根据其所受载荷尺寸大小验算其强度。
齿轮地损坏形式有很多，常见地主要右齿轮折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。
齿轮的使用寿命除与设计的正确与否有直接关系外，在实际生产中也往往是由于材料、加工精度、热处理、装配调试以及使用条件不当造成损坏的。
正确的设计只是减少或避免上述损坏地产生，强度计算是检验设计可靠性办法之一。
目前强度计算多是近似的方法，在汽车工业中确定齿轮强度的主要依据是台架及道路试验，以及齿轮在实际使用中对情况的判断，而计算可作设计参考。
随着计算机技术在汽车设计中的应用、试验设备与技术的发展，为有限寿命和有限元计算方法创造了条件，使计算更符合实际使用情况。
单位齿长圆周力
按发动机最大转矩计算时
（8）
式中：
——发动机最大转矩，=357.2N.m；
——变速箱传动比，常取1档进行计算，=6.24；
——主动轮节圆直径，取=88；
F——齿宽，F=70mm；
故将各参数代入式（8），有：
P=723.7N.mm
按照文献,P≤[P]=1429N/mm，锥齿轮的表面耐磨性能满足要求。
齿轮弯曲强度
锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：
（9）
式中：
——锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；
——齿轮的计算转矩，Nm；
——过载系数，一般取1；
——尺寸系数，档m≥1.5时，，m=8；
——齿面载荷分配系数，骑马式式结构，；
——质量系数，取1；
F——计算齿面宽，F=70mm；
Z——计算齿轮的齿数;
m——端面模数，mm;
J——计算弯曲应力的综合参数；（当z=11/60时，J=0.28/0.3）
对于主动锥齿轮，=2006/5.45=368.1N.m；从动锥齿轮N.m；
将各参数代入式（9），有：
主动锥齿轮，=353.6MPa；
从动锥齿轮，=328.4MPa；
按照文献,主从动锥齿轮的≤[]=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。
轮齿接触强度
锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：
（10）
式中：
——锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；
——主动齿轮的工作转矩，=368.1N.m;
——主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；=88mm
F——主、从动锥齿轮齿面宽较小值；F=70mm
——齿面品质系数，取1.0；
——综合弹性系数，取232.6N1/2/mm；
——尺寸系数，取1.0；
——齿面接触强度的综合系数，取0.16；
、、选择同式（9）
将各参数代入式（10），有：
=1433.18MPa
按照文献，≤[]=2800MPa，轮齿接触强度满足要求
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