广东技术师范学院天河学院汽车设计课程设计
p?Fb
2式中，p为轮齿上单位齿长圆周力；F为作用在轮齿上的圆周力；b2为从动齿轮齿面宽。
按发动机最大转矩计算时
p??2kTkii??10nDbdemaxgf123
2?1?205?1?1?4.75?0.96?103?1.17?103N/mm＜[P]1?48?33.3式中，ig为变速器传动比；D1为主动锥齿轮中点分度圆直径(mm)；其它符号同前。
按驱动轮打滑转矩计算时
p2Gm?r?10Dbi?2?2495?9.8?60%?1.1?0.85?0.335?10??22r322mm’
?1.29?103N/mm＜[P]3222?33.3?1?0.96式中符号同前。
许用的单位齿长圆周力[p]见表5.1。在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，[p]有时高出表中数值的20％～25％。
表5.1 单位齿长圆周力许用值[p]
5.2轮齿弯曲强度
?式中，
W?2Tkkk? 10mkvDbJc0sm3sW?W为锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(MPa)；Tc为所计算齿轮的计算转矩
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(N·m)，对于从动齿轮，Tc=min[Tce,Tcs]和Tcf，对于主动齿轮，Tc还要按式(5-10)换算；k0为过载系数，一般取1；ks为尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当ms>=1.6mm时ks?(ms/25.4)0.25，当ms<1.6mm时，ks＝0.69；km为齿面载荷分配系数，跨置式结构：km＝1.0～1.1，悬臂式结构：km＝1.10～1.25；kv为质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，kv＝1.0；b为所计算的齿轮齿面宽(mm)；D为所讨论齿轮大端分度圆直径(mm)；参考文献[7]。
上述按min[Tce,Tcs]计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按Tcf计算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数为6x106。
JW为所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取法见
?W?2Tkkk?
10kvmDbJc0sm3sW
?2?4409.76?1?0.69?1?101?5.76?0.033?0.172?0.23?93.1MP＜?[w] 符合要求。
5.3轮齿接触强度
锥齿轮轮齿的齿面接触应力为
?式中，
J?C2Tkkkk?
10kbJDpz0smf31VJ?J为锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)；D1为主动锥齿轮大端分度
圆直径(mm)；b取b1和b2的较小值(mm)；ks为尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0；kf为齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质(如镀铜、磷化处理等)，对于制造精确的齿轮，ks取1.0；
Cp为综合弹性系数，钢对钢齿轮，Cp取232.6N1/2mm；JJ为齿面接触强度的
综合系数，取法见参考文献[11]；k0、km、kv见式(5-14)的说明。
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上述按min[Tce,Tcs]计算的最大接触应力不应超过2800MPa，按Tcf计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。 则
C??DJp12Tzk0kskmkf?10kbJVJ3?200.07?1?1?1?10 =232.6245.0833.04?0.251?3 =1135.7 N.m＜[?j] 符合要求
六、锥齿轮轴承载荷计算
6.1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线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。
6.1.1 齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力F为
F?2T Dm2T?Temax3fff1[fg1(ig1?T1)3?fg2(ig2?T2)3?fg3(ig3?T3)3???? 100100100100式中Temax—发动机最大转矩，N?m
fgi—变速器1、2、3、···、倒档使用率其值可参考表 igi—变速器1、2、3、···、倒档的传动比
fTi—变速器处于1、2、3、···、倒档时的发动机转矩利用率
查表可得fg1?1，fg2?3，fg3?5，fg4?16，fg5?75，
fT1?50，fT2?60，fT3?70，fT4?70，fT5?60，
分配变速器格挡的传动比，去五档传动比为ig5?1，则
ig4?4ig1，ig3?4ig1，ig2?4ig1，其中已知一档传动比为ig1?4.39，所以各档
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的传动比取为ig2?2.10，ig3?1.63，ig4?1.45，将数据代入上式可得
1506070[1?(4.39?)3?3?(2.10?)3?5?(1.63?)3100100100100T?373.4?3?170.00N?m7060?16?(1.45?)3?75?(1?)3100100
式中，T为作用在从动齿轮上的转矩；Dm2为从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式(5-17)确定，即
Dm2= D2?b2sin?2=213.18-33.04×0.97=180.91mm
Dm1?Dm2Z1Z2?180.91837?39.12mm
式中，D2为从动齿轮大端分度圆直径；b2为从动齿轮齿面宽；γ2为从动齿轮节锥角。
?1?arttanZ18?arttan?12.19 Z237?2?90??1?78.81?
所以F?2T2?205??2.27KN Dm2180.916.2锥齿轮的轴向力和径向力
6.2.1主动锥齿轮轴向力和径向力
轴向力 Faz?F(tan?sin??sin?cos?) cos?2.27(tan20sin12.19?sin35cos12.19)??1.34KN cos35F(tan?cos??sin?sin?) cos?2.27(tan20cos12.19?sin35sin12.19)?1.31KN cos35 ?径向力 FRz? ? 23
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6.2.2从动锥齿轮轴向力和径向力
轴向力 Fac?F(tan?sin??sin?cos?) cos?2.27(tan20sin77.81?sin35cos77.81)?1.31KN cos35F(tan?cos??sin?sin?) cos?2.27(tan20cos77.81?sin35sin77.81)??1.34KN cos35 ?径向力 FRc? ?注：公式中的节锥角γ在计算主动齿轮受力时用面锥角代之，计算从动齿轮受力时用根锥角代之。计算结果中，如轴向力为正值表明力的方向离开锥顶，负值表示指向锥顶；径向力是正值表明力使该齿轮离开相啮合齿轮，负值表明力使该齿轮趋向相啮合齿轮。当计算双曲面齿轮受力时，?为齿轮驱动齿廓的法向压力角。
6.3锥齿轮轴承的载荷
当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图6.2为单级主减速器悬臂式支撑的尺寸布置图，各轴承的载荷计算如下。
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