載貨汽車驅(qū)動橋部分設計

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1、東風EQ1090E型載貨汽車驅(qū)動橋部分設計 車輛工程專業(yè) 張平( 099054065 ) 指導教師 童寶宏 副教授 摘要 本次設計為 EQ1090 載貨汽車驅(qū)動橋設計。汽車驅(qū)動橋作為汽車傳動系中一重要組成 部分，它設置在傳動系的末端，由主減速器、差速器、半軸和橋殼等組成。它將經(jīng)萬向傳 動裝置傳來的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅(qū)動車輪。它通過主減速器 的主、從動齒輪之間的配合，改變由傳動軸傳到主動齒輪上的轉(zhuǎn)速，使之在工作中實現(xiàn)增 大轉(zhuǎn)矩、降低轉(zhuǎn)速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向 [1] 。 本說明書中，根據(jù)給定的參數(shù)， 首先對主減速器進行設計。 主要是對主減速器的結(jié)構(gòu)， 以及幾何尺寸進

2、行了設計。主減速器的形式主要有單級主減速器和雙級主減速器。本次設 計采用的是雙級主減速器，第一級采用一對螺旋錐齒輪，第二級采用一對斜齒圓柱齒輪。 其次,對差速器的形式進行選擇，并對差速器齒輪的幾何尺寸進行了設計和計算。之后，對 半軸的尺寸、支承形式，以及橋殼的形式和特點進行了分析設計。接著，對齒輪的強度進 行了校核。最后對二級主減速器、差速器總成、半軸、輪胎做了三維模型，將它們裝配起 來，以分析設計與布置的合理性， 并通過 PRO/E 對裝配體進行運動仿真來了解運動速度情 況。 采用非斷開式驅(qū)動橋具有結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調(diào)整方便，工 作可靠等優(yōu)點。采用雙級主減速器，保證要

3、求的離地間隙和預定的傳動比。采用普通錐齒 輪差速器，結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便。 關鍵詞 : 驅(qū)動橋；主減速器；差速器；半軸；齒輪 Abstract This design of EQ1090 's medium truck drive axle is introdinuctheed graduation. As one of the major parts in the automobile transmission, the drive axle locates at the end of the transmission, which consists of main reduc

4、er, differential, half axle and drive axle case. Drive axle can pass the engine torque which is brought from universal joint to the drive wheel through main reducer, differential, half axle. The speed of the main drive gear is changed with the help of the cooperation of the main drive gear and drive

5、n gear. It can decelerate, increase the torque and change its transmitting direction in the proces[s1] . The main reducer is designed in this paper firstly accounting to the given parameters. Single and double reducers are the two major types of main reducer. The double-level main reducer is used i

6、n my article. The first level reduction uses one pair of spiral bevel gears. The second level reduction uses a pair of helical-spur gears. Secondly, the main form of differential are General symmetric cone planetary gear differential and Non-slip differential. The form of differential is chosen and

7、the geometry size of the differential gear is calculated. Thirdly, the size of half axle and its supporting form is analysis. Then, the intensity is checked up. Finally made a three-dimensional model of the tire, the two main gear, differential assembly, axle. They are assembledto analyze the ration

8、ality of design and layout and by PRO/E for assembly motion simulation to understand the situation velocity. Non-breakaway drive axle has a simple structure, good processing, easy to manufacture ,easy adjustment reliable work and so on using ordinary bevel gear differential, simple structure, smoot

9、h, easy to manufacture. keywords ： Drive axle； the main reducer；differential ；Axle；gear 總論 驅(qū)動橋一般由主減速器、差速器、半軸和驅(qū)動橋殼等組成。其功用是：將萬向傳動裝 置傳來的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩通過主減速器、 差速器、半軸等傳到驅(qū)動車輪， 實現(xiàn)降速、 增大轉(zhuǎn)矩； 通過主減速器圓錐齒輪副改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向；通過差速器實現(xiàn)兩側(cè)車輪差速作用，保證 內(nèi)、外車輪以不同轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)向。 汽車傳動系的首要任務是與發(fā)動機協(xié)同工作，以保證汽車在各種行駛條件下正常行駛 所必需的驅(qū)動力與車速，并使汽車具有良好的動力性與燃油經(jīng)濟型。在

10、一般汽車的機械式 傳動中，有了變速器還不能完全解決發(fā)動機特性與汽車行駛要求間的矛盾和結(jié)構(gòu)布置上的 問題。 首先，是因為絕大多數(shù)的發(fā)動機在汽車上是縱向安置的，為使其轉(zhuǎn)矩能傳給左、右驅(qū) 動車輪，必須經(jīng)由驅(qū)動橋的主減速器來改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，同時還得由驅(qū)動橋的差速器 來解決左、右驅(qū)動車輪間的轉(zhuǎn)矩分配問題和差速要求。 其次，是因為變速器的主要任務僅在于通過選擇適當?shù)臋n位數(shù)及各檔傳動比 ,以使發(fā)動 機的轉(zhuǎn)矩 ——轉(zhuǎn)速特性能適應汽車在各種行駛阻力下對動力性與經(jīng)濟性的要求。而驅(qū)動橋 主減速器的功用則在于當變速器處于最高檔位（通常為直接檔，有時還有超速檔）時，使 汽車有足夠的牽引力，適當?shù)淖罡哕囁俸土己玫?/p>

11、燃料經(jīng)濟性。為此，則需將通過變速器或 分動器經(jīng)萬向傳動裝置傳來的動力，通過驅(qū)動橋的主減速器，進行進一步增大轉(zhuǎn)矩，降低 轉(zhuǎn)速的變化。因此，要想使汽車傳動系設計得合理，首先必須選擇好傳動系的總傳動比， 并適當?shù)貙⑺峙浣o變速器和驅(qū)動橋。后者的減速比稱為主減速比。當變速器處于最高檔 位時，汽車的動力性及燃油經(jīng)濟性主要取決于主減速比。在汽車的總布置設計時，應根據(jù) 該車的工作條件及發(fā)動機、傳動系、輪胎等有關參數(shù)，選擇合適的主減速比來保證汽車具 有良好的動力性和燃料經(jīng)濟性。 差速器的功用是當汽車轉(zhuǎn)彎行駛或在不平路面行駛時，使左右驅(qū)動車輪以不同的角速 度滾動，以保證兩側(cè)驅(qū)動車輪與地面間作純滾動運動。 汽

12、車行駛過程中，車輪對路面的相對運動有兩種狀態(tài) —— 滾動和滑動，其中滑動又有 滑轉(zhuǎn)和滑移兩種。 汽車行駛時，左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的。左右兩輪胎內(nèi)的 氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩 輪接觸的路面條件不同，行駛阻力不等等。這樣，如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則 不論轉(zhuǎn)彎行駛或直線行駛，則不可避免地產(chǎn)生驅(qū)動輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，這不僅會加 劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉(zhuǎn)向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。 為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅(qū)動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅(qū)動橋兩 側(cè)車輪在行程不等時具有不

13、同的旋轉(zhuǎn)角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。 差速器是個差速傳動機構(gòu)，用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不 同的角速度轉(zhuǎn)動，用來保證各驅(qū)動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打 滑。差速器按其結(jié)構(gòu)特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。 驅(qū)動橋的傳動效率主要決定于其齒輪嚙合及軸承運轉(zhuǎn)是的摩擦損失和潤滑油的擾動、 飛濺引起的功率損失。除齒輪精度及支承剛度外，正確選擇潤滑油可減小齒面間的摩擦損 失，改善嚙合；除轉(zhuǎn)速影響外，正確選擇軸承的尺寸及型號、間隙或預緊度，改善潤滑等 是減小軸承摩擦損失的有效措施；除主減速器從動齒輪輪緣的寬度、切線速度及潤滑油黏 度

14、的影響外，選擇合理的油面高度，可控制潤滑油的擾動、飛濺引起的功率損失，這些都 是減小驅(qū)動橋的功率損失提高其傳動效率的主要方法。 隨著高速公路網(wǎng)狀況的改善和國家環(huán)保法規(guī)的完善，環(huán)保、舒適、快捷成為貨車市場 的主旋律。對整車主要總成之一的驅(qū)動橋而言，小速比、大扭矩、傳動效率高、成本低逐 漸成為貨車主減速器技術的發(fā)展趨勢 [3] 。 貨車發(fā)動機向低速大扭矩方向發(fā)展的趨勢，使得驅(qū)動橋的傳動比向小速比發(fā)展。為順 應節(jié)能、環(huán)保的大趨勢，貨車的技術性能在向節(jié)能、環(huán)保、安全、舒適的方面發(fā)展。因此， 要求貨車車橋也要輕量化、低噪聲、高效率、大扭矩、寬速比、長壽命和低生產(chǎn)成本。 對不同用途的汽車來說，驅(qū)動橋

15、的結(jié)構(gòu)形式雖然可以不同，但在使用中對他們的基本 要求卻是一致的。綜上所述，對驅(qū)動橋的基本要求可以歸納為以下幾點：所選擇的主減速 器比應滿足汽車在給定使用條件下具有最佳的動力性和經(jīng)濟性；當兩驅(qū)動車輪以不同角速 度轉(zhuǎn)動時，應能將轉(zhuǎn)矩平穩(wěn)且連續(xù)不斷地傳遞到兩個驅(qū)動車輪上；當左右兩驅(qū)動車輪的附 著系數(shù)不同時，應能充分利用汽車的牽引力；能承受和傳遞路面與車架或車廂之間的鉛垂 力、縱向力和橫向力及其力矩；驅(qū)動橋各零部件在強度高、剛性好、工作可靠及使用壽命 長的條件下，應力求做到質(zhì)量小，特別是非懸掛質(zhì)量應盡量小，以減小不平路面給驅(qū)動橋 的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性；輪廓尺寸不大，以便于汽車的總布置及與所

16、要求的 驅(qū)動橋離地間隙相適應；齒輪及其他傳動機件工作平穩(wěn)，無噪音或低噪音；驅(qū)動橋總成及 零部件的設計應能盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產(chǎn)品的系列化汽車變型的要 求；在各種載荷及轉(zhuǎn)速工況下有高的傳動效率；結(jié)構(gòu)簡單，修理、保養(yǎng)方便；機件工藝性 好，制造容易 [19] 。 第一章 EQ1090 載貨汽車驅(qū)動橋設計方案確定 1.1 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案的確定 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅(qū)動橋和斷開式驅(qū) 動橋。當驅(qū)動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅(qū)動橋；當驅(qū)動車輪采用獨立懸 架時，則應該選用斷開式驅(qū)動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅(qū)動橋；后者稱為獨立懸 架驅(qū)動

17、橋。 獨立懸架驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)叫復雜， 但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。 普通非斷開式驅(qū)動橋， 由于結(jié)構(gòu)簡單、 造價低廉、工作可靠， 廣泛用在各種載貨汽車、 客車和公共汽車上，在多數(shù)的越野汽車和部分轎車上也采用這種結(jié)構(gòu)。他們的具體結(jié)構(gòu)、 特別是橋殼結(jié)構(gòu)雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅(qū)動車輪 上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅(qū)動橋、驅(qū)動車輪及部分 傳動軸均屬于簧下質(zhì)量，汽車簧下質(zhì)量較大，對汽車平順性和降低動載荷不利。這是它的 一個缺點。 斷開式驅(qū)動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開 式的。它又總是與獨立懸掛

18、相匹配，故又稱為獨立懸掛驅(qū)動橋。這種橋的中段，主減速器 及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與 傳動軸及一部分驅(qū)動車輪傳動裝置的質(zhì)量均為簧上質(zhì)量。兩側(cè)的驅(qū)動車輪由于采用獨立懸 掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅(qū)動車輪的傳動裝置及 其外殼或套管作相應擺動。 本次設計為 EQ1090 型貨車驅(qū)動橋。由于非斷開式驅(qū)動橋與斷開式驅(qū)動橋相比，其形 式結(jié)構(gòu)簡單、成本低、維修和調(diào)整方面也很簡單，經(jīng)濟性好。所以，本次 EQ1090 中型貨 車驅(qū)動橋的設計采用非斷開式驅(qū)動橋 。 1.2 主減速器形式及選擇 主減速器的形式主要分為兩種：即單級式

19、主減速器和雙級式主減速器。 主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選用 弧齒錐齒輪傳動， 其特點是主、 從動齒輪的軸線垂直交于一點。 由于輪齒端面重疊的影響， 至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負荷，加之其輪齒不是在齒的全長 上同時嚙合，而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉(zhuǎn)向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振 動小。而弧齒錐齒輪還存在一些缺點，比如對嚙合精度比較敏感，齒輪副的錐頂稍有不吻 合就會使工作條件急劇變壞，并加劇齒輪的磨損和使噪聲增大；但是當主傳動比一定時， 主動齒輪尺寸相同時， 雙曲面齒輪比相應的弧齒錐齒輪小， 從而可以得到更大的離地間隙，有

20、利于實現(xiàn)汽車的總體布置。另外，弧齒錐齒輪與雙曲面錐齒輪相比，具有較高的傳動效 率，可達99%。 本次設計任務的總質(zhì)量為 9290kg,最小離地間隙為265mm。此時為滿足較大的主傳 動比，由一對錐齒輪構(gòu)成的單級主減速器，已滿足不了最小離地間隙的要求。所以，在本 次設計中，主減速器的形式采用雙級主減速器 [2]，縱向布置。如圖1.1所示。 圖1.1雙級主減速器布置形式 1?3主減速器齒輪的齒型 第一級傳動齒輪采用弧齒圓錐齒輪。因為采用了雙級主減速器，動力的傳遞由兩組齒 輪共同完成，考慮其成本，則不需采用雙曲面齒輪。 第二級傳動齒輪采用斜齒圓柱齒輪。因為此時動力傳遞為直線傳遞，所以只能選

21、取圓 柱齒輪，而又為保證自身的軸向位置，所以采用斜齒圓柱齒輪。 1.4雙級主減速器傳動比分配 一般情況下第二級減速比io2與第一級減速比io1之比值（io2/io1）約在1.4?2.0范圍內(nèi), 而且趨于采用較大的值，以減小從動錐齒輪的半徑及負荷并適應當增多主動錐齒輪的齒 數(shù)，使后者的軸徑適當增大以提高其支承剛度；這樣也可降低從動圓柱齒輪以前各零件的 負荷從而可適當減小其尺寸及質(zhì)量。在這里取 io/io1=1.5。則可算得: i°2 = * = =3.。81，修定總傳動比得 io = i?！睬?6.32& io1 2.o54 第二章 EQ1090載貨汽車主減速器設計 2.1汽

22、車弧齒圓錐齒輪設計 [1] 2.1.1主動錐齒輪計算載荷的確定 1）按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 Tje Te max* |TL * k。* 叮 Tje : n 式中： 353 必26 °.9 1 N M 1 = 14696.8N (2.1) Tje 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，單位 N?m； Temax 動機的輸出的最大轉(zhuǎn)矩，單位 N *m T emax =353N m; iTL 發(fā)動機至所計算的主減速器從動錐齒輪之間的傳動系的最低擋傳動比 iTL =i0 和=6.328 7.31 =46.

23、26 ； ko 由于猛結(jié)合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)， k°=1 ； □ 傳動系上述傳動部分的傳動效率，“ =0.9; n 驅(qū)動橋數(shù)目，n =1 ； 2）按驅(qū)動橋打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 Tj.. G2*a*rr*m 67914 漢 1.15 漢 0.85 匯 0.496 Tj n LB*iLB 1 X 1 = 32927.4N M (2.2) j 按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，單位 Nm； G2 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷， G2 =67914N ； a 胎附著系數(shù)，a =0.85； rr 輪的滾動半徑，rr =0.496m

24、； m 汽車最大加速度時的后橋負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)， m=1.15; LB 減速器從動齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率， LB=1 ； iLB 主減速器從動齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動比， 心=1 ； 3）按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動鏈齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 (Ga+Gr)沖 rr 91042 x 0 496 /o Tcf - - -(fr fh fj) (0.018 0.08)N M = 4425.37N M (2.3) i m ■■ n^ ■ n 1 ： 1 ： 1 m 滿載質(zhì)量，m =9290kg; 2 g 力加速度，g =9.8m/s ; G- 滿載時總重力，G-=91042

25、N ; Gt 車滿載總重力，0N ; fR ■滾動阻力系數(shù)，0.1-0.2, 取 0.018; 均爬坡能力系數(shù)，0.05-0.09之間，取0.08; 性能系數(shù)。取0 取Tjmin（Tje、T^p），即「m = 14696.8（N m）為強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪 最大應力的計算載荷。Tcf=4425.37N M為強度計算中用以驗算錐齒輪疲勞壽命的計算載 荷。 主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩：Tz= Tc i0 ng io 減速比 ng 主從動錐齒輪間的傳動效率，取 ng =0.9 當 T 二 min Tje,Tj_ —4696.8N M 時，T^ 2579.7 N

26、 M 當 Tc 二 J 時，Tz =776.8N M 2.1.2主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動齒輪的齒數(shù) Zi和Z2，從動錐齒輪大端分度圓直 徑D2、端面模數(shù)mt、主從動錐齒輪齒面寬bi和b2、中點螺旋角1、法向壓力角〉等。 1）主、從動錐齒輪齒數(shù)Zi和Z2 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素： 為了磨合均勻，Zi,Z2之間應避免有公約 數(shù)；為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應不小于 40；為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車 Zi—般不小于6;主傳動 比i0較大時，z1盡量取得小一些，以便得到滿意的

27、離地間隙；對于不同的主傳動比，z 和Z2應有適宜的搭配。又由 心=2.054,估取Zi=17，Z2=35 2）節(jié)圓直徑的選擇 節(jié)圓直徑的選擇可根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 （見式2.4,式2.5中取兩者中較小的一 個為計算依據(jù)）按經(jīng)驗公式選出： 式中：Kd 直徑系數(shù)，取Kd2 =12?16; (2.4) Tj 計算轉(zhuǎn)矩，N m，取Tj ；：,「e中較小的，第一級所承受的轉(zhuǎn)矩: Tje Tj _ i02 14696.8 N M =4770.14N M =3.081 (2.5) 把式（2.5）代進式（2.4）中得到d2 =202?269.3mm ;初取d

28、2=210mm。 3） 主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變 窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集 中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等 原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒 面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。 對于從動錐齒輪齒面寬 b＞，推薦不大于節(jié)錐A2的0.3倍，即b2乞0.3A2，而且b2應滿 足b2乞10mt，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用

29、： b2 = 0.155D2 一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一 些，通常小齒輪的齒面加大10%較為合適。 4） 中點螺旋角B 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，弧齒錐齒輪 副的中點螺旋角是相等的，選B時應考慮它對齒面重合度"F,輪齒強度和軸向力大小的影 響，B越大，則XF也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度 越高，XF應不小于1.25，在1.5?2.0時效果最好，但B過大，會導致軸向力增大。 汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為 35°?40°而商用車選用較小的B值以防止 軸向力過大，通常取

30、35° 5） 螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸 向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向， 這樣可使主、 從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看 為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅(qū)動汽車前進。 6）法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的 齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，一般對于 格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，規(guī)定重型載貨汽車可選用22.5的壓力角。載貨汽車

31、20° 查表得： 主動齒輪齒數(shù)：17 從動齒輪齒數(shù)：35 端面模數(shù)： d2 210 廠 m mm - 6mm Z2 35 齒面寬： F =0.155d2 =0.155 210 = 32.55mm取 40mm 齒工作咼： hg =Hjm=1.7 6 = 10.2mm 齒全高： h=H2m= 1.888 6 = 11.328mm 法向壓力角： ■■ - 20 （載重汽車） 軸交角： ' =90 節(jié)圓直徑： dr^m% 17 = 102mm d2=z2m = 35 6 = 210mm 節(jié)錐角： v Z1 17 一。 1 - arc

32、tan arcta n 26 Z2 35 Z2 35 2 - arctan arctan 64 Z1 17 節(jié)錐距： A d1 d2 102 201 一… A 116.3mm 2sin 1 2sin 2 2sin26 2sin64 周節(jié)： ^3.1416^3.1416 18.8496mm 齒頂咼： h2' = Kam 二 0.649 6 = 3.894mm hr =hg -h2‘ = 10.20 -3.894 二 6.306mm  齒根高： 0" = h「h,二 5.022mm hh" = h - h2‘ = 7.434mm 徑向間隙： e = h _

33、n = 1.128mm y 齒根角： 、 h/ 5.022 = r = arcta n arctan = 2.47 A0 116.3 、 丄IV 丄7.434門z 2 二 arctan arctan 3.66 A 116.3 面錐角： 01 = 1 、2 =26 3.66 二 29.66 02 = 2 、v =64 2.47 =66.47 根錐角： R1 = 1 = 26 -2.47 = 23.53 R2 i'2 -、2 =64 —3.66 =60.34 外圓直徑： d01 = d「2^'cos 102 2 6.306cos26 = 113.36mm d°2

34、= d2 2h2‘cos 2 = 210 2 3.894cos64 = 213.41mm 節(jié)錐頂點至齒輪外圓距離: d2 210 x01 - h| 'sin 1 6.306 sin 26 = 102.24mm 2 2 x02 = - h2 'sin 2 - 3.894 sin 64 = 47.50mm 2 2 理論弧齒厚： § = t - s2 二 20.4 - 5.1 = 15.3mm s2 = sk m = 0.850 6 = 5.10mm 齒側(cè)間隙： 由表查得B = 0.4mm 螺旋角： 35 22主減速器第二級圓柱齒輪設計 1）齒輪計算轉(zhuǎn)矩

35、 Tee 二 Kd T max k i1 if i0 一：一 n 基圓柱螺旋角: b 二 are tan(tanIF - cosaj =arctan(tan12 cos20 ) = 0.2 2) 按驅(qū)動輪打滑扭矩確定齒輪計算轉(zhuǎn)矩 Tcs=G2 m2：：. ：：Vr/(im m) =67914 1.1 0.85 0.496/(3.081 1) (2.7) = 10222.59N M 式中：Kd 由于猛接觸離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，取 1 ; K 液力變矩器變矩系數(shù)，取1； i1 變速器一檔傳動比，h=7.31; if 動器傳動比，取1； i。 減速器傳動比，i。=6.3

36、3； □ 發(fā)動機到主減速器從動齒輪的傳動效率， 口 =0.9； n 驅(qū)動橋數(shù)目，n =1; G2 滿載時驅(qū)動橋靜載荷，G2 = 67914N ； m2 最大加速時，后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)， m2=1.1 ； 輪胎附著系數(shù)，*=0.85； ) 主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪間的傳動比，im =3.081 ； 主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪間的傳動效率, =1 - m 1 ? rr 輪滾動半徑。 3) 初選從動圓柱齒輪的分度圓直徑 初選：D2 = kD2 3 Tc Tcd為Tce與Tcs的較小者，取10222.59 N m 所以：D2 = Kd2 310222.59 =

37、282.14「「347.24 mm,取 301mm 從動齒的齒數(shù)初取43，則主動齒輪的齒數(shù)為14 齒輪模數(shù)：m=D2/z2=301/43=7mm 所以，m=7mm 4) 斜齒圓柱齒輪設計幾何參數(shù) 螺旋角一般取7°?12° B =12° 法面模數(shù)： mn =7mm 端面模數(shù)： mt=mn/cos： =7/cos12 =7.16 法面壓力角： an=20° 端面壓力角 q =arctan(tanan/cos ：) =aretan(tan20 /cos12 ) =20.3 法面齒距： pn -二 mn = 3.14 7 = 22 端面齒距： pt =二 mt = 3

38、.14 7.16 = 22.48 法面基圓齒距： Pbn 二 pn cosan 二 22 cos20 二 20.673 法面齒頂咼系數(shù): * han =1 法面頂隙系數(shù)： cn = 0.25 分度圓直徑： d^ = Z1 mt =14 7.16=100.24 d2 = z2 g = 43 7.16 = 307.88 基圓直徑： db1=d1 cos： t =100.24 cos20.3 =94.01 db2=d2 cos ￡ =307.88 cos 20.3 =288.75 端面頂咼糸數(shù)： hat 二 han cos ： =1 cos12 =0.98 最少齒數(shù)：

39、 Zmin - 2 hat / sin at =2 0.98/sin 20.3 =5.56 齒頂咼： ha 二 m hat =7.16 0.98 = 7.017 齒根高： hf =mt (ht g)=7.16 (0.98 0.244) = 8.76 齒頂圓直徑： da1 =d1 2 ha =100.24 2 7.017 =114.27 da2 = d1 2 h^ 307.88 2 7.017 = 321.91 齒根圓直徑： df1=d1-2 hf=100.24 -2 8.76 = 82.72 df2 二d2-2 hf =307.88-2 8.76 = 290.36 法面

40、齒厚： Sn 二 /2 mn =3.14/2 7 =10.99 齒寬： b-）ddi=0.8 100.24 =80.19 2.3強度計算 2.3.1螺旋錐齒輪強度校核[10] 完成螺旋錐齒輪的幾何參數(shù)計算后，還應對其進行強度計算，以保證主減速器錐齒輪 有足夠的強度和壽命，能安全可靠地工作。 汽車驅(qū)動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞 折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為 20萬千米或以上時，其循環(huán)次數(shù)均以 超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅(qū)動橋齒輪的許用彎曲應力不超過 210.9MPa。表2.1給 出了汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應力數(shù)值。

41、 表2.1汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應力 MPa 計算載荷 主減速器齒輪的 許用彎曲應力 主減速器齒輪的 許用接觸應力 差速器齒輪的 許用彎曲應力 按式（2.1）、式（2.2）計算出的最大計 算轉(zhuǎn)矩Tje，Tjf中的較小者 700 2800 980 按式（2.3）計算出的平均計算轉(zhuǎn)矩 Tjm 210.9 1750 210.9 實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉(zhuǎn)矩）有關， 而與汽車預期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關系不大。汽車驅(qū)動橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩Tje和最大附 著轉(zhuǎn)矩Tjf并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應力， 不能

42、作為疲勞 損壞的依據(jù)。 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算 1）單位齒長上的圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓 周力來估算，即 P p N / mm （2.8） b2 式中：P――作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 Temax和最大附著力矩G^Tr兩種 載荷工況進行計算，N ; b2 從動齒輪的齒面寬； 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時： (2.9) Temaixg 10’ p N / mm d1b 才2 式中：Te max 發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取 353N?m； ig 變速器的傳動比; d1

43、 動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 102mm. 按上式 353 7.31 103 1264.9N / mm 102 “ 40 2 按最大附著力矩計算時: (2.10) G2 rr 103 “ / p N / mm d2 b2 2 式中：G2 ――汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷， 對于后驅(qū)動橋還應考慮汽車 最大加速時的負荷增加量，在此取 67914N; ――輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取 0.85; rr 按上式 輪胎的滾動半徑，在此取0.496m； 67914 0.85 0.496 1000 p 二 210 " X40 2 由于載貨汽車一檔的單位齒長

44、上的圓周力 = 6817.27N/mm p許=1427 N m （查《汽車設計課程設計指導 書》表2.1可知。式（2.10）所算出來的值小于 p許，所以符合要求，雖然附著力矩產(chǎn)生的 p很大，但由于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制 p最大只有1427 N m?？芍：顺晒?。 2）輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力 3 2 10 Tj Ko Ks Km w 二 Kv F d m J (2.11) 式中：T _ K0 Ks 該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N?m; —超載系數(shù)；在此取1.0; 一尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關,  當m

45、_ 1.6時, Km 荷分配系數(shù)，取=1.15； Kv 質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度 高時，可取1.0； b 算齒輪的齒面寬，mm； d 所討論的齒輪大端分度圓直徑，mm； m 面模數(shù)，mm; J 計算彎曲應力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)。由《汽 車設計課程設計指導書》選取，小齒為 0.26,大齒為0.24。 ①按Tj=min[0，口]計算時： 3 2 10 4779.4 1 0.697 1.15 1 40 210 6 0.26 2 2 = 584.70 N / mm 二 700N/mm (2.12)

46、 ②按Tj =Tcf計算時: (2.13) 3 2 10 4425.37 1 0.697 1.15  2 2 =190.36N/mm _210.3N/mm 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求 3）輪齒的表面接觸強度計算 錐齒輪的齒面接觸應力為 _ Cp 2TK0KsKmKf 103 (2.14) j 2 d 40 210 6 0.24 3.081 i KvbJ n/ mm 式中：T ——主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩； 1 Cp——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取 232.6N 2/ mm; K0，Kv，Km —— 見式（2-10）下的說明; Ks—

47、—尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下, 可取1.0； Kf ――表面質(zhì)量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質(zhì)（如銑齒，磨齒等） ，即表面粗 糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可 取 1.0； J ――計算接觸應力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲 率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響， 按圖2.1選取J=0.115 松叭合另-丙輪的肉數(shù) 圖2.1接觸計算用綜合系數(shù) 當按minTjeTj I計算時，代入數(shù)據(jù)，得 I. 3 232.6 2 2579.7

48、 0.697 1.15 1 1 103 102 , 1 40 0.115 = 2162.20Mpa ^2800Mpa (2.15) 當按Tcf計算時，代入數(shù)據(jù)，得 232.6 2 776.8 0.697 1.15 1 1 103 102 一 1 40 0.115 = 1186.4Mpa 乞 1750Mpa (2.16) 主、從動齒輪的齒面接觸應力相等，所以均滿足要求 經(jīng)過校合可知主減速器的主、從齒輪符合強度要求。 2?3?2斜齒圓柱齒輪彎曲強度校核 1）主、從動齒輪的彎曲強度計算得: F1 2KT1 bd1mn YFa1YSa1 2 1.4 4779.4 103

49、 80.19 100.24 7 2.054 2.96 1.55MPa -531.24Mpa 厲 I - 680Mpa (2.17) 2KT1 ,, YFa 2YSa2 bd2mn 2 1.4 4779.4 103 80.19 307.88 7 2.35 1.70MPa =309.35Mpa 一 bF」680Mpa (2.18) 齒輪的彎曲強度滿足要求。 2）齒面接觸強度計算: 2KT u 1 bd2 u 訂「h] =2200 MPa (2.19) 式中：ZE ――材料彈性系數(shù)，ZE =2.5； Zh ――區(qū)域系數(shù)，Zh =189.8； Zp ――

50、螺旋角系數(shù)，Z曠jcosB =0.98; u 齒數(shù)比，u =z從;z主=3.081; 主動齒輪的齒面接觸強度為： |2KT, u+1 匚 hi=ZeZhZ] 2 (2.20) Y bd1 u 2 1.4 4779.4 103 3.081 1 =2.5 189.8 cos16 2 MPa V 80.1S100.242 3.081 =2181.04MPa _[；「H] =2200MPa 主動齒輪的齒面接觸強度符合要求。 從動齒輪的齒面接觸強度為： 2KT2 u 1 2 2 H = Z e Z h Z ' \ bd 2 u (2.21) =2.5 189.8 .

51、 cos16 2 1.4 14696.8 103 80.19 307.882 3.081 1 3.081 MPa =1245.23MPa 十h] =2200MPa 從動齒輪的齒面接觸強度也符合要求。根據(jù)上面的校核，一級和二級減速齒輪都滿足 要求，校核成功 2.4主減速器齒輪的材料及熱處理 驅(qū)動橋齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用 時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點 蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對于驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要 求： 1、 具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強

52、度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表 面應有高的硬度； 2、 輪齒心部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷； 3、 鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易于控制, 以提高產(chǎn)品的質(zhì)量、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率； 4、 選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。 汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制 造，齒輪所采用的鋼為20CrM nTi 用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到58?64HRC, 而心部硬度較低，當端面模數(shù) m > 8時為29?45HRC。 由于

53、新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期的 磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對研磨）后均予 與厚度0.005?0.010?0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應用于補償零件的公 差尺寸，也不能代替潤滑。 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達 25%。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐 磨性，可以進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可以 顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。 2.5主減速器齒輪的支承 1）主動錐齒輪的支承形式有兩種：懸臂式和跨置式。 （1

54、）懸臂式：齒輪以其輪齒大端一側(cè)的軸頸懸臂式的支承于一對軸承的外側(cè)（如圖 2.2 所示）。 （2）跨置式：齒輪前后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱為 兩端支承式”（如圖2.3所 示）。 圖2.2懸臂式 裝于輪齒大端一側(cè)軸頸上的軸承，多采用兩個可以預緊以增強支承剛度的圓錐滾子軸 承，其中位于驅(qū)動橋前部的通常稱為主動錐齒輪前軸承，后部緊靠齒輪背面的稱為主動錐 齒輪后軸承；當采用跨置式支承時，裝于齒輪小端一側(cè)軸頸上的軸承一般稱為導向軸承。 本次設計主動錐齒輪采用懸臂式。 為了減小懸臂長度和增加兩支承間的距離，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的 大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠

55、近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由 另一軸承承受。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。 2）從動齒輪的支承形式 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖 2.4所示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐 滾子大端應向內(nèi)，以減小尺寸c d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置 設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的 70%。為了使 載荷能均勻分配在兩軸承上，應是 c等于或大于d。 2.6軸承的選擇和校核 圖2.4從動錐齒輪的支承型式 2.6.1主減速器錐齒輪上作用力的計算[1] 1）錐齒輪齒面上的作用力 錐齒輪在工作過程中，相

56、互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪 切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過程中，由于變速 器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常 變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉(zhuǎn)矩 算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩可按下 1 3 Td進行計 計算： Td 二 Te max 1 100 -c fi1 ig1 (2.22) 式中：Te max fi1， fi2 … '-fiR 變速器在各擋的使用率

57、，可參考表 2.2選??； ig1， ig2 … ? igR 變速器各擋的傳動比，分別為7.31; 4.31; 2.45; 1.51; 1; fT1， fT2 … -fTR -一變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率， 可參考表 2.2選取; 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，在此取353N m ; 轎車 公共汽車 載貨汽車 川擋 IV 擋 V擋 V擋帶 V擋 V擋帶 V擋 \ \變速器 Kt V Kt > 超速擋 超速擋 fi f\擋位'\ 80 80 表2.2 fi及fT的參考值

58、 I擋 1 1 0.8 2 1 1 0.5 0.5 n擋 9 4 2.5 6 4 3 3.5 2 fi 川擋 90 20 16 27 15 11 7 5 "擋 75 80.7 65 50 85 59 15 V擋 —— —— 77.5 超速擋 3

59、0 30 I擋 60 70 65 70 70 50 50 50 n擋 60 65 60 70 70 60 60 60 fT 川擋 50 60 50 60 60 70 70 70 "擋 60 50 60 60 60 70 70 V擋 —— —— 60 超速擋 75 70 注表中KT = 05，其中Temax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N m ； Ga —汽車總重力，kN。 經(jīng)計算Td為371.27N m。 2）齒寬中點處的圓周力

60、齒寬中點處的圓周力為 2T (2.23) (2.24) P = dm n 式中：T――作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩； dm 該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑；對于螺旋錐齒輪 d2m 7 -F sin 2 _ z1 、 dim — d 2m Z2 式中：dim,d2m ――主、從動齒面寬中點分度圓的直徑; F 從動齒輪齒寬； d2 ――從動齒輪節(jié)圓直徑； Zi,Z2 主、從動齒輪齒數(shù)； 2――從動齒輪的節(jié)錐角。 由式(2.24)可以算出：d1m = 84.52mm， d2m = 174.02mm。 按式（2?23）主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力Pi

61、=84普=8785.珈 主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 P2=R =8785.38N 3）錐齒輪的軸向力和徑向力 一級減速機構(gòu)作用在主、從動錐齒輪齒面上的軸向力 A和徑向力R分別為: A = P . tan ： sin sin cos cosp A2 = P2 一 tans in「s in cos cos Pi F Ri = cos : tan ： cos - sin : sin 由上面已知可得: P2 F R2 _ cos : tan： cos sin : sin (2.25) (2.26) (2.27) (2.28) 8785 38 tan2

62、0 sin 25.9 sin 35 cos25.9 i= 7238.80 N cos 35 8785.38 cos 35 tan20 sin 64.1 -sin 35 cos64.1 = 824.46N 由式（2.27）、（2.28）可算得: R =824.46N; R2 =7238.80N 二級減速齒輪齒寬中點處的圓周力為 2T P = d N 式中：T ――作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩 T =Tdi01=762.59N m ; d 該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑。 可算出 R 二P2 =2 762.59 =15215.28 N。 100.24 二級減速機構(gòu)

63、作用在二級主、從動齒輪面上的軸向力 A和徑向力R分別為: if if rf A = A2 = P1 tan P 科 殲 科 I R1 = R2 = P1 tan ： . cos ： P (2.29) (2.30) (2.31) 式中: 齒輪的螺旋角，2 =16 ; 把已知條件代入式(2.30)和式(2.31)可算出 Ai =A2 =

64、4362.91N,ri = R2 =5761.08“。 對上面軸向力，徑向力，圓周力求和的，一級減速機構(gòu)受力 F仁11.4KN,二級減速機 構(gòu)受力 F2=16.84KN。 2.6.2軸和軸承的設計計算 一級主動錐齒輪軸的設計計算：對于軸是用懸臂式支撐的，如圖 2.5所示，齒輪以其 齒輪大端一側(cè)的軸頸懸臂式地支承于一對軸承上。為了增加支承剛度，應使兩軸承的支承 中心距b比齒輪齒面寬中點的懸臂長度a大兩倍以上，同時尺寸b應比齒輪節(jié)圓直徑的70% 還大，并使齒輪軸徑大于懸臂長 a。為了減小懸臂長度a和增大支承間距b，應使兩軸承 圓錐滾子的小端相向朝內(nèi)，而大端朝外，以使 b拉長、a縮短，從而

65、增強支承剛度。由于 圓錐滾子軸承在潤滑時，潤滑油只能從圓錐滾子軸承的小端通過離心力流向大端，所以在 殼體上應該有通入兩軸承間的右路管道和返回殼體的回油道。 圖2.5 一級主動齒輪的支持型式 另外，為了拆裝方便，應使主動錐齒輪后軸承(緊靠齒輪大端的軸承)的支承軸徑大 于其前軸承的支持軸徑。 根據(jù)上面可算出軸承支承中心距 b > 70%d1=71.4mm，在這里取b = 75mm。 軸承的的選擇，在這里選擇主動錐齒輪后軸承為圓錐滾子軸承 30216型，此軸承的額定動 載荷Cr為160KN，前軸承圓錐滾子軸承30214型，此軸承的額定動載荷 為132KN。 由此可得到： b a

66、 二(—cos 1 a2 4)mm 2 式中：a2――軸承的最小安裝尺寸［由吳宗澤。羅圣國主編的《機械設計課程設計》書表 6-7 可查的 a2 =6mm］。 及 ^40cos25.^ 4 6=27.99mm取 a=29mm。 2?6?3主減速器齒輪軸承的校核 1）齒輪軸承徑向載荷的計算 (2.32) (2.33) b =75mm. 前后軸承的徑向載荷分別為: R前=.IP a I 亠 IR a -'0.5 A 1 i" b R后 = — <(P c) +(R c — 0.5A d1 ) b 根據(jù)上式已知 R=R1 =824.46N, A = A1 =7238.80N, R =8785.38N, a=29mm , c = a b = 104mm。 前軸承徑向力 R前=1 . 8795.38 29 2 824.46 29 -0.5 7238.80 102 2 =5723.55N 75 后軸承徑向力 R后 = 1 、、 8795.38 104 2 824.46 104 -0.5 7238.80 102 2 =12768.34N 75 2）軸承的校核 對