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Tje作用下： 从动齿轮上的应力?w2=455.37MPa<700MPa；
'Tjm作用下： 从动齿轮上的应力?w2=125.36MPa<210.9MPa；
''当计算主动齿轮时，Tj/Z与从动相当，而J2?J1，故?w1
综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。
汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩Tjm有关，Tje或Tjm只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。
2、轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力?j（MPa）为： ?j?Cpd12?T1j?K0?Ks?Km?Kf?103Kv?F?J （2.10）
12式中：Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm；
K0=1，Ks=1，Km=1.11，Ks=1；
Kf——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； J—— 计算应力的综合系数，J2=0.1875。 ?jm=666.7MPa<[?]jm=1750MPa
?je=2373.45MPa<[?]je=2800MPa，故符合要求、校核合理。
2.5 主减速器轴承的计算
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、作用在主减速器主动齿轮上的力 齿面宽中点的圆周力P为
P?2T （2.11） dm式中：T——作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩T1d； dm——该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。
注：汽车在行驶过程中，由于变速器档位的改变，且发动机也不尽处于最大转矩状态，因此主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式是疲
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劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩T1d可按下式求得：
3 T?TemaxfT53ff1[fg1(ig??T1)3?fg2(igⅡ?T2)3???fg（i?) （2.12） 4gⅣ100100100100式中：fg1,fg2,?,fg4——变速器Ⅰ，Ⅱ，?，Ⅴ档使用率为1％，3％，5％，16％，
75％；
igⅠ,igⅡ，?，igⅤ——变速器的传动比为7.63，4.27，2.61，1.59，1.00； fT1,fT2,?,fT4——变速器处于Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ档时的发动机转矩利用率50％，60％，
70％，70％，60％。
对于螺旋锥齿轮
d2m?d2?Fsin?2=214.51（mm） （2.13） d1m?d2mZ1=111.55（mm） （2.14） Z2式中：d1m,d2m——主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； F——从动齿轮齿面宽
? ?2——从动齿轮的节锥角62.53；
计算得：P=19063.3N
螺旋锥齿轮的轴向力与径向力
主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针：
A1?R1?Pcos?Pcos?（N） （2.16） (tan??sin?1?sin??cos?1)=21729
（N） （2.17） (tan??cos?1?sin??sin?1)=5367.54
从动齿轮的螺旋方向为右： A2? R2?Pcos?Pcos?（N） （2.18） (tan??sin?2?sin??cos?2)=6613.27
（N） （2.19） (tan??cos?2?sin??sin?2)=17088.3
式中：?——齿廓表面的法向压力角22.5?；
?1,?2——主、从动齿轮的节锥角27.47?，62.53?。
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图2.3主减速器主动锥齿轮的受力简图
2、主减速器轴承载荷的计算
轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮轴向力。而轴承的径向载荷则是上述齿轮径向力、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、支承型试和轴承位置已确定，并算出齿轮的径向力、轴向力及圆周力以后，则可计算出轴承的径向载荷。
（1） 悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷 如图2.4（a）所示轴承A、B的径向载荷为 RA? RB?1(Pb)2?(Rb?0.5Ad1m)2=10957（N） （2.20） a1(Pc)2?(Rc?0.5Ad1m)2=13368.21（N） （2.21） a 图2.4 主减速器轴承的布置尺寸
（a） （b）
其尺寸为：
悬臂式支撑的主动齿轮a=101.5，b=51，c=152.5;
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式中：P——齿面宽中点处的圆周力； A——主动齿轮的轴向力； R——主动齿轮的径向力；
d1m——主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。
（2）双级减速器的从动齿轮的轴承径向载荷 轴承C、D的径向载荷分别为 RC?1（N） （2.22） [0.5(Ad2m?A'd')?Re?R'f]2?[Pe?P'f]2=5305.9
g1[0.5(Ad2m?A'd')?Rc?R'k]2?[Pc?P'k]2=24561.4（N） （2.23） g RD?式中：P——齿面宽中点处的圆周力； A——从动齿轮的轴向力； R——从动齿轮的径向力；
P',A',R'——第二级减速斜齿圆柱齿轮的圆周力、轴向力和径向力； d'——第二级减速主动齿轮的节圆直径； d2m——从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。 P'?2T （2.24） d'A'?P'tan? （2.25） R'?P'ta?n/co?s （2.26）
式中：T——计算转矩；
?——斜齿圆柱齿轮的螺旋角；
?——法向压力角。
2.6 主减速器的润滑
主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主
减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油流进差速器，有的采用专门的倒油匙。
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为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的漏油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。
加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。
2.7 本章小结
本章根据所给参数确定了主减速器的参数，对主减速器齿轮计算载荷的计算、齿轮参数的选择，螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算并对主减速器齿轮的材料及热处理，轴承的预紧，主减速器的润滑等。
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