驱动桥及轮边减速器设计.doc

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1、摘 要 汽车后桥是汽车的主要部件之一，其基本的功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，再将转矩分配给左右驱动车轮，并使左右驱动车轮具有汽车行驶运动所要求的差速功能:同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载车身之间的铅垂力、纵向力，横向力及其力矩。其质量，性能的好坏直接影响整车的安全性，经济性、舒适性、可靠性。本文认真地分析参考了天龙重卡300双驱动桥，在论述汽车驱动桥运行机理的基础上，提练出了在驱动桥设计中应掌握的满足汽车行驶的平顺性和通过性、降噪技术的应用及零件的标准化、部件的通用化、产品的系列化等三大关键技术；阐述了汽车驱动桥的基本原理并进行了系统分析；根据经济、适用、舒适、安全可靠

2、的设计原则和分析比较，确定了重型卡车驱动桥结构形式、布置方法、主减速器总成、差速器总成、半轴、桥壳及轮边减速器的结构型式；并对制动器以及主要零部件进行了强度校核，完善了驱动桥的整体设计。通过本课题的研究，开发设计出适用于装置大马力发动机重型货车的双级驱动桥产品，确保设计的重型卡车驱动桥经济、实用、安全、可靠。关键词： 驱动桥 主减速器 差速器 轮边减速器AbstractDrive axle is one of the most important parts of automobile. The function is to increase the torque from drive sha

3、ft or from transmission directly, and then distribute it to left and right wheels which have the differential ability automobile needed when driving. And the drive axle has to support the vertical force, longitudinal force, horizontal force and their moments between road and frame or body. Its quali

4、ty and performance will affect the security, economic, comfortability and reliability.This article analyzes and refers to the drive axle of Tianlongtruck and the 300 drive axle of Hyundai seriously. Through the study of this topic, we can design the single driving axle devices that apply to the heav

5、y truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable. On talking about the running principal of driving axle ,the three key techno ledge about vehicle traveling on the ride and through, and noise reduction technology applicati

6、ons and the standardization of parts, components of the universal, Products such as the serialization that we should master to meet, it describes and has a systematic analysis on the basic principles of viecle drive axle.According to the design principles and analysis and comparison of economy, appl

7、ication, comfortability, safety and reliability , the heavy truck drive axle structure, layout ways, and the final drive assembly, differential assembly, the bridge case and axle structure can be determined; and the strength checking of brake parts, as well as major components improves overall desig

8、n of the driving axle.Through the study of this topic, we can design the single drive axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable.Keywords: Heavy truck Drive axle Final drive Differe

9、ntial目 录摘 要IAbstractII第1章 绪论1第2章 贯通桥主减速器设计22.1 主减速器的结构形式22.1.1 主减速器的齿轮类型22.1.2 主减速器的减速形式32.1.3 主减速器主从动锥齿轮的支承方案42.2 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定52.2.1 主减速器齿轮计算载荷的确定52.2.2 锥齿轮主要参数的选择72.2.3主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算102.2.4 主减速器锥齿轮的强度计算112.2.5 主减速器轴承载荷的计算202.3 主减速器齿轮的材料及热处理232.4 主减速器的润滑242.5 本章小结25第3章 贯通桥差速器设计263.1 对称式圆锥行星

10、齿轮差速器的差速原理263.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构273.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计283.3.1差速器齿轮的基本参数的选择283.3.2 差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算303.3.3 差速器齿轮的强度计算323.4 差速器齿轮的材料333.5 本章小结33第4章 半轴及贯通轴的设计344.1 概述344.2 全浮式半轴的设计与计算34421半轴的计算载荷的确定344.2.2半轴杆部直径的选择354.2.3半轴强度计算364.2.4花键轴的强度计算364.3半轴材料与热处理384.4 本章小结38第5章 轮边减速器设计405.1 概述405.2 轮边减速器各参数的选择415

11、.3 设计参数的优化425.4轮边减速器各齿轮强度校核435.5 本章小结45结 论46致 谢47参考文献48附 录149附 录250第1章 绪论汽车的驱动后桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，再将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动车轮有汽车行驶运动所要求的差速功能;同时，驱动后架或承载车身之间的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩。为了提高汽车行驶平顺性和通过性，现在汽车的驱动桥也在不断的改进。与独立悬架相配合的断开式驱动桥相对与非独立悬架配合的整体式驱动桥在平顺性和通过性方面都得到改进。驱动桥是汽车传动系统中主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车

12、使用性能的好环。因此，设计中要保证:所选择的主减速比应保证汽车在给定使用条件下有最佳的动力性能和燃料经济性：(1) 当左、右两车轮的附着系数不同时，驱动桥必须能合理的解决左右车轮的转矩分配问题，以充分利用汽车的牵引力；(2) 具有必要的离地间隙以满足通过性的要求；(3) 驱动桥的各零部件在满足足够的强度和刚度的条件下，应力求做到质量轻，特别是应尽可能做到非簧载质量，以改善汽车的行驶平顺性；(4) 能承受和传递作用于车轮上的各种力和转矩；(5) 齿轮及其它传动部件应工作平稳，噪声小；(6) 对传动件应进行良好的润滑，传动效率要高；(7) 结构简单，拆装调整方便。随着科技的发展，汽车行业也越来越被

13、重视，重型汽车的工作条件也越来越恶劣。近年来大多数重型汽车都向大功率和大扭矩方向发展，主要采取贯通式两级减速的驱动桥（主减速器和轮边减速器），以满足恶劣的工作环境。第2章 贯通桥主减速器设计2.1 主减速器的结构形式主减速器可根据齿轮类型、减速形式及主、从动齿轮的支撑形式不同分类。2.1.1 主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和涡轮蜗杆等形式。双曲面齿轮传动的特点是主从动齿轮的轴线相互垂直但不相交，且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离E，称为偏移距，如图2-1所示。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通过。这样就能在每个齿轮的两边

14、布置尺寸紧凄的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的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的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比

15、较，负荷可提高至175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，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，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比i04.5的传动有其优越性。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，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。图2-1 双曲面齿轮的偏移距和偏移方向由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作

16、得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。2.1.2 主减速器的减速形式主减速器的减速型式分为单级减速、双续减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。单级(或双级)主减速器附轮边减速器，矿山、水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等，要求有高的动力性，而车速则可相对较低，因此其传动系的低档总传动比都很大。在设计上述重型汽车、大型公共汽车的驱动桥时，为了使变速器、分动器、传动轴等总成不致因承受过大转矩而使它们的尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致了一些重型汽车、大型公共汽

17、车的驱动桥的主减速比往往要求很大。当其值大于12时，则需采用单级(或双级)主减速器附加轮边减速器的结构型式，将驱动桥的一部分减速比分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。这样以来，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地间隙，并可得到大的驱动桥减速比(其值往往在1626左右)，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。综合考虑整车成本和驱动桥的研发与制造成本及输入参数主减速比的实际情况，选择结构简单，体积小，质量轻，制造成本低的单级贯通式主减速器附轮边减速器。2.1.3 主减速器主从动锥齿轮的支承方案1. 主动锥齿轮的支承现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两

18、种，悬臂式与骑马式如图2-2所示。悬臂式齿轮一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用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的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。图2-2 主减速器主动齿轮的支承形式及安置方法（a）悬臂式支承 （b）骑马式支承骑马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130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1/51/7。齿轮

19、承载能力较悬臂式可提高10%左右。重型汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。但是骑马式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构复杂，成本提高。2. 从动锥齿轮的支承主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布即载荷离两端轴承支承中心间的距离c和d之比例而定。为了增强支承刚度，支承间的距离（c+d）应尽量缩小。然而，为了是从动锥齿轮背面的支承凸缘有足够的位置设置加强筋及增强支承的稳定性，距离（c+d）应不小于从动锥齿轮节圆直径的70。两端支承采用圆锥滚子轴承，安装时硬是它们的圆锥滚子大端朝内相向，小端朝外相背。为了是载荷能尽量均匀分布在两轴承上，并且让出位置来加强

20、从动锥齿轮联接凸缘的刚度，应尽量使尺寸c不小于尺寸d。在具有大主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承（图2-3）。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证当偏移量达到允许极限，即与从动锥齿轮背面接触时，能够制止从动锥齿轮继续偏移。主、从动齿轮在载荷作用下的偏移量许用极限值，如图2-4所示。图2-3 从动锥齿轮辅助支承 图2-4 主从动锥齿轮的许用偏移量此处删减NNNNNNNNNNNNNNNN字 需要整套设计请联系q：。表2-1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项 目计 算 公 式计 算 结 果1主

21、动齿轮齿数2从动齿轮齿数3模数4齿面宽=54mm=46mm5工作齿高12.8mm6全齿高=14.4mm7法向压力角=208轴交角 EMBED Aquation.3 =909节圆直径=72mm=296mm10节锥角arctan=90-=13.67=76.3311节锥距A=A=152.54mm12周节t=3.1416 t=25.13mm续表2-1主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项 目计 算 公 式计 算 结 果13齿顶高=6.414齿根高=815径向间隙c=c=1.6mm16齿根角=3.0117面锥角；=16.68=79.3418根锥角=10.66=73.3219外圆直径=84.43mm=

22、299mm20节锥顶点止齿轮外缘距离=146.49mm=29.78mm21理论弧齿厚=18.73mm=6.4mm2.2.4主减速器锥齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。1. 齿轮的损坏形式及寿命齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下：（1）轮齿折断主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经

23、受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往

24、会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。（2）齿面的点蚀及剥落齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产

25、生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下

26、来。（3）齿面胶合在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。（4）吃面磨损这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用

27、中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为20万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9Nmm。实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩Tec和最大附着转矩Tcs并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。2. 单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性

28、，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即： (2-5)式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，N； 从动齿轮的齿面宽。 按发动机最大转矩计算时： （2-6）式中：发动机输出的最大转矩，在此取1500 变速器的传动比12.11 主动齿轮节圆直径54 mm从动齿轮齿面宽46mm按上式等于10969.2Nmm按最大附着力矩计算时： （2-7）.式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取N； 轮胎与地面的附着系数，在此取0.85； 轮胎的滚动半径0.57m。按上式等于90

29、66.58Nmm。在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%25%。经验算以上两数据都在许用范围内。3. 轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 （2-8） 式中：该齿轮的计算转矩为8174.25Nm；超载系数；在此取1.0； 尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当时，在此等于1.0； 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.10式式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值； 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取1.0； 计算齿轮的齿数；端面模数

30、； 计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数。载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。按图五选取小齿轮的0.225，大齿轮0.195。按上式173 N/ 210.3 N/=199.7 N/210.3 N/ 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。4. 轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为 (2-9)式中：主动齿轮的计算转矩； 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6/mm；齿轮的齿面宽54； ，见前式的说明； 尺寸系数，它考虑了齿

31、轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1.0； 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0； 计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响。取0.225按上式=1679 1750 N/主、从动齿轮的齿面接触应力相等。所以均满足要求。5. 贯通桥一级圆柱斜齿轮参数的运算（1）选择齿轮数:Z1=Z2=23大、小齿轮均选-45钢，采用软齿面。小齿轮调质处理，齿面硬度为217255H

32、BS平均硬度为:236HBS大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBS平均硬度为190HBS，大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBS，在3050HBS范围内，选用8级精度。（2）齿轮传递的转矩 = （2-10）=.412.110.930.98=.72 式中:：传递的转矩,Nmm； 传动比 轴承效率，取=0.98 齿轮传动效率取=93(3)初选载荷系数 =1.6(4)取齿宽系数 =0.8(5)弹性系数 =189.8(6)齿数比 u=1(7)由公式 = (2-11) 得端面重合度 = =1.6(8)由公式 =0.138=0.1380.838=0.89 (9)重合度系数=0.82(10)螺旋角系数

33、=0.99(11)许用接触应力由式: 算得接触疲劳极限应力: (12)小、大齿轮的应力循环次数分别为： =.1.5610 (13)寿命系数 =1.0 (允许有局部点蚀)(14)安全系数 =1.0 = （15)初选齿轮分度圆直径 (2-12) =147.2（16）计算载荷系数 使用系数齿轮线速度如下式: (2-13) =10动载荷系数1.2 齿向载荷分布系数 1齿间载荷分配系数 1.4故:（17）确定模数 m=d/z=3.87=4（18）计算传动尺寸中心距 （2-14） =152取：d1=d2=155mm（19）修正螺旋角=11.296. 斜齿轮的强度计算（1） 校核齿根弯曲疲劳强度： 、 、

34、、重合度系数 螺旋角系数 （2）弯曲疲劳极限应力： 寿命系数 安全系数 故： 因为经过核算实用疲劳强度107.9许用应力，所以 满足弯曲疲劳强度。2.2.5 主减速器轴承载荷的计算轴承的计算主要是计算轴承的寿命。设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。1. 锥齿轮齿面上的作用力锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的

35、径向力。（1） 齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为： (2-15) 式中：作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩；该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力=41.73KN（2） 最齿轮的轴向力和径向力如图2-5，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F 为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，F分解成两个相互垂直的力F和，F垂直于OA且位于OOA所在的平面，位于以OA为切线的节锥切平面内。在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母 线方向的力。F与之间的夹角为螺旋角，F与之间的夹角为

36、法向压力角，这样就有： =Ftcos20cos37=55640 （2-16）所以 Ft=55640 =55640sin20 （2-17）所以 Fn=19030 =20251.3 （2-18）于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为：=19030sin20+20251.3 cos20=25538 （2-19）=19030cos20-20251.3sin20=10956.35 （2-20） 图2-5 主动锥齿轮齿面的受力图2. 主减速器轴承载荷的计算轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿

37、轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷。对于采用跨置式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图所示：图2-6 主减速器轴承的布置尺寸轴承A，B的径向载荷分别为：R= （2-21） （2-22）根据上式已知=25538N，=10956.35N，a=105mm ，b=35mm，c=70mm所以轴承A的径向力=13927.84N其轴向力为0轴承B的径向力R=18027.35N对于轴承A，只承受径向载荷所以有公式 (2-23)式中:为温度系数，在此取1.0；为载荷系数，在此取1.2。所以=3.2810s所以轴承能工作的额定轴承寿命：