汽车驱动桥双级主减速器设计
5.3．5第二级齿轮弯曲疲劳强度的校核
?F1?KHFt1YFa1Ysa1Y?b1mn?aKHFt2YFa2Ysa2Y?b2mn?a (5-10)
?F2? (5-11)
式中 ：Ft1=Mcf/r1=2170190/55; Ft2=Mcf/r2=2170190/173; 其他参数见前述。 代入数据算得：
ζF1=587.244Mpa<[ζF1]=692.307MPa ζF2=175.33Mpa<[ζF2]=707.692Mpa 所以，校核合格
齿根接触疲劳强度的校核：
?H?KFFt1u?1??ZH?ZE (5-12) bd1?au3.13?13.13?2.375?189.8
=
3.72?2170190/5594?110?1.393? =1652.93Npa<[ζH]=1677.75Mpa，校核合格。 斜圆柱齿轮参数表2-2
2-2表
项目 齿数 法向模数 压力角 螺旋角 分度圆直径 齿宽 精度等级 齿轮材料 110 94 8 40Cr 小齿轮 15 7 20o 17．87o 346 88 大齿轮 47
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第六章 轴承的设计及校核
6.1第一级齿轮轴承的计算
计算过程参考《汽车设计》（清华大学出版社）
6.1．1双曲面锥齿轮齿面上的作用力
1、对于双曲面锥齿轮的齿面中点的分度圆直径
d2m?d2?bsin?2 （6-1）
d1m?d2mz1z2 （6-2）
式中：D2为从动齿轮大端分度圆直径310mm；
b为从动齿轮齿面宽 50mm； γ2为从动齿轮节锥角61.764°。 经计算d1m＝120.11mm d2m=265.94mm 2、作用于主减速器锥齿轮上的力
齿宽中点处的圆周力： P1=
2T1Dm1 P2=P1cos?2cos?1 (6-3)
式中：P1、P2—主、从动齿面宽中点处的圆周力；
β1、β2—主、从动齿轮齿宽中点螺旋角，β1=45o ，β2=31.82o； dm1—主动锥齿轮齿宽中点分度圆直径，dm1=120.11mm;
T1—作用在主动锥齿轮上的当量转矩，由下列公式计算：
T1=Temax31/100[fg1(ig1fT2100)?fg2(ig23fT2100)?????fgR(igR3fTR100)] (6-4)
3式中：Temax—发动机最大转矩，431N2m;
fg1、fg2?fgR—变速器1，2?倒档使用率，参考表6—9查得： fg1=1，fg2=3，fg3=5，fg4=16，fg5=75，fgR=0.1；
ig1、ig2?igR —变速器各档传动比，分别为：7.31、4.31、2.45、1.54、1；
fT1、fT2?fTR—变速器处于各档位置时发动机转矩利用率，参考表9—15得
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它们的值分别为70、70、60、60、75;
代入数据算得T1=604.938 N2m;
所以 P1=10073.07N, P2=12104.37N;
6.1．2双曲面锥齿轮轴承载荷
主减速器双曲面齿轮的载荷计算公式见表5—1。参考《汽车现代设计方法》（人民交通出版社）
主动锥齿轴向力 轮 螺旋方向 旋转方向 QP?P1cos?1(tan?sin?1?sin?1cos?1) TP?P1cos?1(tan?cos?1?sin?1sin?1) 径向力 主动锥齿轮 主动锥齿轮 左旋 逆时针 计算结果 -5284.34 N 从动锥齿轮 10388.82N 从动锥齿轮 P2cos?2(tan?cos?2?sin?2sin?2) QG?P2cos?2(tan?sin?2?sin?2cos?2) TG?计算结果 6220.81N. -2952.65N 其中：?为双曲面齿轮平均压力角22.5o，?1为主动锥齿轮面锥角32.62o，?2为 从动锥齿轮根锥角56.067o，?1、?2为主、从动齿轮齿宽中点螺旋角，?1=45o，
?2=31.82o；P1、P2为主、从动齿面宽中点处的圆周力,P1=8482.5N,P2=10192.57N;
计算结果如轴向力是正值，则表示力的方向离开圆锥顶点，负值表示轴向力指向顶点；径向力是正值表示径向力使该齿轮离开相配齿轮，负值表示该齿轮趋向于相配齿轮。
主减速器轴承上的支承反力 参考《汽车现代设计方法》（人民交通出版社） P121表4-15其受力图如下：
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轴承A 径向力 (P1(a?b)a)?(2TP(a?b)aQp?QPdm12a)2 20190.59N 轴向力 轴承B 径向力 (P1baTPba -5284.34N 2)?(2?QPdm12a) 5238.41N 0 轴向力 轴承C 径向力 (P2dc?d)?(20 TGdc?d?QGdm22(c?d)QG ) 29646.59N 轴向力 轴承D 径向力 P2cc?dTGcc?d6220.81N ) 2()?(2?QPdm22(c?d)3421.59N 0 轴向力 0 表中：a=130mm,b=35mm,c=50mm,d=190mm,dm1=142.6mm,dm2=265.95mm,其他参数见 表5-1。
在计算轴承前先预选各轴承型号，其型号如下表： 表5-3
位置 主动齿轮前端A 主动齿轮后端B 中间齿轮轴C、D 轴承代号 30312 30315 30312 轴承规格 603130331 753160337 603130331 37
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6.2双曲面轴承型号的校核
对于单列圆锥滚子轴承 ，其当量动载荷可由下式计算：
轴承当量动载荷的计算过程参考《滚动轴承手应用册》，对于单列圆锥滚子轴承 ，其当量动载荷可由下式计算： （1） 轴承A
计算当量动载荷P
Fa=5284.34N , Fr=20190.59N
FaFr=
5284.3420190.59=0.26 FaFr查阅文献[2]，锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.35，故 轴承的额定动载荷Cr为170KN，所承受的当量动载荷Q=XFr+YFa）=20190.59N。 ?ftCr??所以有公式 L????fpQ????10 s (6-5) 6式中:ft——为温度系数，在此取1.0; fp——为载荷系数，在此取1.2。 10?1?170?10所以L=??1.2?20190.59?3????3?10=6.613108s 6此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速 n2为 2.66vamrr n2? r/min (6-6) 式中：rr——轮胎的滚动半径，0.489m vam——汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取30～35 km/h，在此取32.5 km/h。 所以有上式可得n2= 2.66?32.50.489=176.79 r/min 而主动锥齿轮的计算转速n1=176.7936.94=1226.92 r/min 所以轴承能工作的额定轴承寿命： Lh?L60nh (6-7) 式中: n——轴承的计算转速，1226.92r/min。 38
