主減速器的設(shè)計(jì)之打印稿

1、 題 目: 驅(qū)動(dòng)器主減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 小 組: 第三組 組 長(zhǎng): 李狀 組 員:張大猛 楊葉飛 張明 吳宇明 王飛 周藝偉陳衛(wèi)寧 專(zhuān) 業(yè): 車(chē)輛工程 班 級(jí): 車(chē)輛111 指導(dǎo)教師: 邱威 職稱: 講師 2014 年06月10日南京農(nóng)業(yè)大學(xué)教務(wù)處制目錄1主減速器的設(shè)計(jì)21.1汽車(chē)的主要參數(shù)21.2主減速器結(jié)構(gòu)形式的確定2主減速器的輪齒類(lèi)型的選擇2主減速器減速形式的選擇3主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案的選擇41.3主減速器基本參數(shù)的選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算5主減速齒輪計(jì)算載荷的確定5主減速器錐齒輪幾何尺寸的計(jì)算8“格里森”制主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算11主減速器錐齒輪軸承的計(jì)算13主減速器軸承的選擇和載荷的

2、計(jì)算14驅(qū)動(dòng)橋主減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)摘要：主減速器可根據(jù)齒輪類(lèi)型、減速器形式以及主、從動(dòng)齒輪的支承形式不同分類(lèi)關(guān)鍵詞：減速器；齒輪；傳動(dòng)；載荷；引文：通過(guò)此次對(duì)汽車(chē)主減速器的設(shè)計(jì)，我們掌握了1 主減速器的設(shè)計(jì)1.1 汽車(chē)的主要參數(shù)給定的參數(shù)如下：發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)CS475Q 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩【Nm / (r/min)】108/3200傳動(dòng)系傳動(dòng)比：一檔4.896 主減速比4.875驅(qū)動(dòng)輪類(lèi)型與規(guī)格 5.513汽車(chē)總質(zhì)量（kg） 2000 使用工況：城鄉(xiāng)1.2 主減速器結(jié)構(gòu)形式的確定主減速器可以根據(jù)其齒輪類(lèi)型、減速形式以及主、從動(dòng)齒輪的支承形式的不同而分類(lèi)。1.2.1 主減速器的輪齒類(lèi)型的選擇主減速器的齒輪

3、主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。單級(jí)主減速器通常采用螺旋錐齒輪或者雙曲面齒輪傳動(dòng)。a 螺旋錐齒輪 b 雙曲面齒輪 c圓柱齒輪傳動(dòng) 蝸桿傳動(dòng) 圖2.1 主減速器的幾種齒輪類(lèi)型（1）螺旋錐齒輪螺旋錐齒輪傳動(dòng)的主、從動(dòng)齒輪軸線垂直相交于一點(diǎn)。齒輪并不同時(shí)在全長(zhǎng)上面嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)的轉(zhuǎn)向另一端。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對(duì)以上的輪齒同時(shí)在嚙合，所以工作平穩(wěn)、能夠承受較大的符合、制造也簡(jiǎn)單。但是在工作中噪聲大，對(duì)嚙合精度非常敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會(huì)使工作條件急劇的變壞，并伴隨著磨損增大和噪聲的增大。為了保證齒輪副的正確嚙合，必須將支撐軸承預(yù)緊，提高其支撐剛度，

4、增大殼體的剛度。 （2）雙曲面齒輪雙曲面齒輪傳動(dòng)的主、從動(dòng)齒輪的軸線相互垂直而不相交。主動(dòng)齒輪軸相對(duì)于從動(dòng)齒輪軸有向上或向下的偏移，稱這個(gè)偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。所以主動(dòng)齒輪的螺旋角比從動(dòng)齒輪較大一些。當(dāng)螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪兩種傳動(dòng)形式主從動(dòng)齒輪外徑、齒面寬以及主動(dòng)齒輪齒數(shù)都相同時(shí)，雙曲面齒輪由于主動(dòng)齒輪的螺旋角的增大，使主動(dòng)齒輪的節(jié)圓直徑大約比螺旋錐齒輪大20%左右。這樣使得主動(dòng)齒輪軸的軸頸相應(yīng)的增大，從而大大提高了齒輪嚙合的剛度，提高了主動(dòng)齒輪的使用壽命。雙曲面齒輪傳動(dòng)由于齒輪軸線和從動(dòng)齒輪的軸線偏移了一段距離，而引起齒面之間的縱向滑移，并且齒面間壓力很大，所以對(duì)于潤(rùn)滑油有特殊的要

5、求。雙曲面齒輪的加工精度和裝配精度相對(duì)都比較高。當(dāng)要求傳動(dòng)比大而輪廓尺寸又有限時(shí)，采用雙曲面齒輪更為合理。因?yàn)槿绻３謨煞N傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪直徑一樣，則雙曲面從動(dòng)齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小的多，這對(duì)于主減速比4.5的傳動(dòng)更加有其優(yōu)越性。當(dāng)傳動(dòng)比小于2時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪相對(duì)于螺旋錐齒輪主動(dòng)齒輪就顯得過(guò)大，這時(shí)選用螺旋錐齒輪更合理，因?yàn)槁菪F齒輪具有較大的差速器可利用空間。由于雙曲面主動(dòng)齒輪螺旋角的增大，還導(dǎo)致其進(jìn)入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應(yīng)的齒數(shù)多，因而雙曲面齒輪傳動(dòng)比螺旋錐齒輪傳動(dòng)工作得更加平穩(wěn)、無(wú)噪聲，強(qiáng)度也高3。（3）圓柱齒輪傳動(dòng)圓柱齒輪傳動(dòng)廣泛的應(yīng)用于發(fā)動(dòng)機(jī)橫置的前置前驅(qū)的乘用車(chē)驅(qū)動(dòng)

6、橋和雙極主減速器驅(qū)動(dòng)橋以及輪邊差速器。(4)蝸桿傳動(dòng)與其他的齒輪傳動(dòng)形式相比，蝸桿傳動(dòng)有如下的優(yōu)點(diǎn)：輪廓尺寸和質(zhì)量小，并且可得到較大的傳動(dòng)比；工作的非常平穩(wěn)且無(wú)噪聲；便于汽車(chē)的總布置及貫通式多橋驅(qū)動(dòng)的布置；能傳遞大的載荷，使用壽命長(zhǎng)；結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單并且拆裝方便，容易調(diào)整。它的主要的缺點(diǎn)是要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動(dòng)效率較低。1.2.2 主減速器減速形式的選擇主減速器的減速形式可以分為單級(jí)減速、雙級(jí)減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、單級(jí)或者雙級(jí)減速配以輪邊減速等。減速形式的選擇主要取決于有動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性等整車(chē)性能所要求的主減速比的大小及其驅(qū)動(dòng)橋下的離地間隙；驅(qū)動(dòng)橋的數(shù)目及其布置的形式等

7、。如果只是就主減速比的大小選擇減速形式的影響，通常情況下當(dāng)主減速比<7.6時(shí)應(yīng)該采用單級(jí)主減速器。這只是推薦的范圍，在確定主減速器的減速形式時(shí)會(huì)有不同的選擇。由于本設(shè)計(jì)載貨汽車(chē)的主減速比不是很大，所以本設(shè)計(jì)采用單級(jí)主減速器。1.2.3 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案的選擇主減速器必須要保證主從動(dòng)齒輪有良好的嚙合狀況，才能夠使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質(zhì)量、齒輪的裝配調(diào)整以及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度有密切的關(guān)系。現(xiàn)在汽車(chē)主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承型式有以下兩種：（1）懸臂式圖2.2 懸臂式支承如圖2.2所示，懸臂式支承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是錐齒輪大端

8、一側(cè)有較長(zhǎng)的軸，并且在它的上面安裝一對(duì)圓錐滾子軸承。為了盡可能的增加支承的剛度，支承距離b應(yīng)大于2.5倍的懸臂長(zhǎng)度a，且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸a。支承剛度除了與軸承開(kāi)式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長(zhǎng)度有關(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關(guān)。當(dāng)采用一對(duì)圓錐滾子軸承支承時(shí)，為了減小懸臂長(zhǎng)度和增大支承間的距離，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內(nèi)，而大端朝外，以縮短跨距，從而增強(qiáng)支承剛度。懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，支承剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的主減速器上。 （2）跨置式圖 2.3 跨置式支承如圖2.3所示，跨置式支承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是在錐齒輪前、后兩端的軸頸均以

9、軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾?，又使軸承的負(fù)荷減小，齒輪的嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。但是跨置式支承增加了導(dǎo)向軸承支座，使主減速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高。乘用車(chē)和裝載質(zhì)量小的商用車(chē)，常采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量較小、成本較低的懸臂式結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)采用結(jié)構(gòu)較為簡(jiǎn)單的懸臂式支承，以降低其成本。1.3 主減速器基本參數(shù)的選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算1.3.1 主減速齒輪計(jì)算載荷的確定 除了主減速比及其驅(qū)動(dòng)橋的離地間隙以外，另一個(gè)原始參數(shù)是主減速器的齒輪的計(jì)算載荷。這里采用“格里森”制錐齒輪計(jì)算載荷的三種確定方法。（1）按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 （式2.1）

10、式中：變速器一擋傳動(dòng)4.896； 主減速器傳動(dòng)比在此取4.875； 發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取108； 由于猛接合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時(shí)的超載系數(shù)，對(duì)于一般的載貨汽車(chē)，礦用汽車(chē)和越野汽車(chē)以及液力傳動(dòng)及自動(dòng)變速器的各類(lèi)汽車(chē)取=1.0，當(dāng)性能系數(shù)>0時(shí)可取=2.0；（式2.2）汽車(chē)滿載時(shí)的總質(zhì)量在此取2000=0 所以=1.0；傳動(dòng)系上傳動(dòng)部分的傳動(dòng)效率，在此取0.9；分動(dòng)器傳動(dòng)比，取1。根據(jù)以上參數(shù)可以由(2.1）得：（2）按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 （式2.3）式中：汽車(chē)滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷, =2000Í9.8Í0.75N=1470

11、0N；最大加速時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，一般乘用車(chē)為1.21.4，貨車(chē)為1.11.2此取1.2； 車(chē)輪的滾動(dòng)半徑，為 0.295m； 主減速器從動(dòng)齒輪到車(chē)輪間的傳動(dòng)效率，此取0.9； 主減速器從動(dòng)齒輪到車(chē)輪間的傳動(dòng)比取1。所以由公式（2.3）得:(3)按汽車(chē)日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩其中為汽車(chē)日常行駛平均牽引力（N），與道路滾動(dòng)阻力系數(shù)和汽車(chē)正常行駛時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)有關(guān)，前者對(duì)于載貨汽車(chē)可取0.0150.020，在此取0.018；后者對(duì)于載貨汽車(chē)可取0.050.09在此取0.07。因此，=min,=2320N.m作為計(jì)算載荷，主動(dòng)錐齒輪： =501N.m。，主減速器錐齒輪基本參數(shù)的

12、選擇 （1）主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)和選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮以下因素：為了磨合均勻，之間應(yīng)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(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40；為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度對(duì)于商用車(chē)一般不小于6；主傳動(dòng)比較大時(shí)，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙；對(duì)于不同的主傳動(dòng)比，和應(yīng)有適宜的搭配5。對(duì)于本設(shè)計(jì)，選定主動(dòng)錐齒輪=9，從動(dòng)錐齒輪=44。 （2）從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)m對(duì)于單級(jí)主減速器，對(duì)驅(qū)動(dòng)橋尺寸有影響，增大尺寸會(huì)影響驅(qū)動(dòng)橋殼的離地間隙，減小又會(huì)影響跨置式主動(dòng)齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即 （式2.

13、5）式中：直徑系數(shù)，一般取13.015.3，取15；從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，為2320；由式（2.5）得： =15Ímm=198.6mm，取整為199,齒輪端面模數(shù) =199/44=4.5mm。 同時(shí)滿足 (式2.6) 模數(shù)系數(shù)（通常為0.30.4），取0.4。 =5.3mm取兩個(gè)計(jì)算結(jié)果中的較小值并且取整為=5mm，重新計(jì)算斷面直徑為=220mm , =45mm。（3）主，從動(dòng)齒輪齒面寬和 錐齒輪齒面過(guò)寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會(huì)導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過(guò)窄及刀尖圓角過(guò)小，這樣不但會(huì)減小了齒根圓角半徑，加大了集中應(yīng)力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時(shí)

14、有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時(shí)載荷集中于輪齒小端會(huì)引起輪齒小端過(guò)早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過(guò)寬也會(huì)引起裝配空間減小。但齒面過(guò)窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強(qiáng)度會(huì)降低。 從動(dòng)錐齒輪齒面寬推薦不大于它的節(jié)錐距的0.3倍,但同時(shí)也應(yīng)該滿足小于10倍的端面模數(shù)。從動(dòng)錐齒輪齒面寬推薦值為: =0.155D2=0.155176mm=27.28mm，取30，對(duì)于螺旋錐齒輪齒輪一般比大10%。齒面寬=1.1=1.130=33mm。（4）螺旋角的選擇螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。螺旋錐齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是相等的。汽車(chē)主減速器螺旋錐齒輪

15、螺旋角或者雙曲面齒輪的平均螺旋角一般是35°40°，轎車(chē)選擇較大的以保證較大的，使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲??；貨車(chē)選擇較小的以防止軸向力過(guò)大，通常取35°。綜上分析對(duì)于本設(shè)計(jì)范例選擇螺旋角=35°。（5）螺旋方向的選擇圖2.4 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力 主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。如圖2.4所示，從錐齒輪錐頂上看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響它的軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪的軸向力離開(kāi)錐頂方向，這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離的趨勢(shì)，防止輪齒因卡死而損壞。所以當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針時(shí)，

16、采用的主動(dòng)錐齒輪為左旋使軸向力離開(kāi)錐頂方向。（6）法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強(qiáng)度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但是對(duì)于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過(guò)小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降。所以對(duì)于輕載荷工作的齒輪一般采用小壓力角，可以使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。對(duì)于弧齒錐齒輪，轎車(chē)一般選用14.5°或者16°；貨車(chē)的壓力角為20°；重型貨車(chē)的壓力角為22.5°。1.3.2 主減速器錐齒輪幾何尺寸的計(jì)算表 2.1 主減速器錐齒輪的幾何尺寸參數(shù)表序號(hào)計(jì)算公式數(shù)值注 釋19小齒輪齒數(shù)244大齒輪齒數(shù)35mm模數(shù)430mm大齒輪齒面寬520

17、76;壓力角68.25mm齒工作高,查表2.2取1.6579.16mm齒全高,查表2.2取1.832890°軸交角945mm小齒輪分度圓直徑1011.56°小齒輪節(jié)錐角1178.44°大齒輪節(jié)錐角1290mm節(jié)錐距1315.708mm周節(jié)141.9mm大齒輪齒頂高,查表2.2取0.38156.35mm小齒輪齒頂高162.81mm小齒輪齒根高續(xù)表 2.1序號(hào)計(jì)算公式數(shù)值注 釋177.26mm大齒輪齒根高180.91mm徑向間隙19178º小齒輪齒根角204.6°大齒輪齒根角2116.16°小齒輪面錐角 2280.22°大齒輪面

18、錐角239.78°小齒輪根錐角2473.84°大齒輪根錐角2550.5mm小齒輪外緣直徑26220.76mm大齒輪外緣直徑27109.44mm小齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離2820.64mm大齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離294.3mm大齒輪理論弧齒厚，查表2.3取0.863011.41mm小齒輪理論弧齒厚3135°螺旋角表2.2 載貨、公共、牽引汽車(chē)或壓力角為20º的其他汽車(chē)螺旋錐齒輪的、和主動(dòng)齒輪齒數(shù)567891011從動(dòng)齒輪最小齒數(shù)34333231302926法向壓力角20º螺旋角 35°40°35°齒工作高系數(shù)1

19、.4301.5001.5601.6101.6501.6801.9561.700齒全高系數(shù)1.5881.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888大齒輪齒頂高系數(shù)0.1600.2150.2700.3250.3800.4350.4900.46+表2.3 螺旋錐齒輪的大齒輪理論弧齒厚z 67891011300.9110.9570.9750.9971.0231.053400.8030.8180.8370.8600.8880.948500.7480.7570.7770.8280.8840.946600.7150.7290.7770.8280.8830.9451.3.3 “格里森”

20、制主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算在選好主減速器錐齒輪的主要參數(shù)后，可以根據(jù)所選擇的齒形計(jì)算錐齒輪的幾何尺寸，之后根據(jù)所確定的計(jì)算載荷經(jīng)行強(qiáng)度驗(yàn)算，來(lái)保證錐齒輪有足夠的強(qiáng)度和壽命。齒輪損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過(guò)載折斷、齒面點(diǎn)蝕及其剝落、齒面膠合、齒面磨損等。 主減速器雙曲面齒輪的強(qiáng)度計(jì)算（1） 單位齒長(zhǎng)上的圓周力在汽車(chē)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(zhǎng)圓周力來(lái)估算，即 (式2.7)式中：p作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩 兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算，N； 從動(dòng)齒輪的齒面寬。 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) Nmm （式2.8）式中： 發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取

21、108； 變速器的傳動(dòng)比在此取4.896； 主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在此取45mm；按式（2.8）得：在現(xiàn)代汽車(chē)的設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長(zhǎng)上的圓周力有時(shí)提高許用數(shù)據(jù)的20%25%。經(jīng)驗(yàn)算以上數(shù)據(jù)在許用范圍內(nèi)。（2）輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算汽車(chē)主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為 N/ （式2.9） 式中：T該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩， =2320 N·m, 576.9 N·m； 超載系數(shù)；在此取1.0； 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(guān)， 當(dāng)時(shí)，在此為0.666；載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個(gè)齒輪均用騎馬式支承型式時(shí)，1.001.10跨置式支承時(shí)取1.101.25

22、。支承剛度大時(shí)取最小值； 質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，可取1.0； b計(jì)算齒輪的齒面寬30mm；D大齒輪直徑為220mm；m端面模5mm；J計(jì)算彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)、載荷作用點(diǎn)的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應(yīng)力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對(duì)彎曲應(yīng)力計(jì)算的影響。參照?qǐng)D2.8,取J=0.26。 圖2.5 計(jì)算用彎曲綜合系數(shù)J按576.9 N·m 計(jì)算疲勞彎曲應(yīng)力98.5 N/< 210 N/ 按2320N·m計(jì)算疲勞彎曲應(yīng)力396.2N/< 700 N/所以主減速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。(3

23、) 輪齒的表面接觸強(qiáng)度計(jì)算錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 (式2.10)式中：T主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩；材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取232.6/mm； ，見(jiàn)式(2.9)下的說(shuō)明； 尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對(duì)其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗(yàn)的情況下，可取1.0； 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(duì)于制造精確的齒輪可取1.0； J計(jì)算接觸應(yīng)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(duì)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2.9選取J=0.132。圖2.6 接觸

24、計(jì)算用綜合系數(shù)按計(jì)算： <2800N/按計(jì)算：所以所設(shè)計(jì)的主減速器齒輪滿足接觸強(qiáng)度要求。1.3.4 主減速器錐齒輪軸承的計(jì)算軸承的計(jì)算主要是計(jì)算軸承的壽命，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸初步選定軸承的型號(hào)之后驗(yàn)算軸承的壽命。影響主減速器壽命的主要外因是它的工作載荷和工作的條件，因此在驗(yàn)算軸承的壽命之前，首先應(yīng)該先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力，然后再求出軸承的反力以確定軸承載荷。 (式2.12)式中：T作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在減速器從動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩；該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑, 。 按(2.12)計(jì)算主減速器主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力 主減速器軸承的選擇和載荷的計(jì)算 當(dāng)計(jì)算出齒輪上所受的圓周力、軸向力和徑向力后，就可以由主減速器齒輪軸承的布置尺寸求出軸承所受的載荷。圖2.7 主減速器軸承的布置尺寸(1)主動(dòng)齒輪軸承的選擇與計(jì)算初選 a=90,b=50軸承A，B的徑向載荷分別為 （式2.13） （式2.14） 由于主動(dòng)齒輪的軸向力和徑向力分別為,所以由式（2.18）和（2.19）得: 軸承A的徑向力=27.4KN,軸承B的徑向力=30.9KN。 軸承A，B的軸向載荷分別為 按照當(dāng)量轉(zhuǎn)矩求出軸承的徑向載荷及軸向載荷以后，可以按照下式求軸承的當(dāng)