王顺昊：矿用车驱动系统设计及轮边减速器系统设计
?w?2?1399?0.779?1.1?103?98MPa1?8?117?75?0.345
按照文献[1], 主从动锥齿轮按min（Tje、Tj?）满足σw≤[σw]=700MPa，按Tcf计
算σw≤[σw]=210MPa轮齿弯曲强度满足要求。
2.5.3 轮齿接触强度
锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： ?cp2Tzk0kskmj?Dk×kf103 1vbJj式中：
?j—锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；
D1— 主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=117mm； b—主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=70mm kf—齿面品质系数，取1.0； c1/2p—综合弹性系数，取232.6N/mm；
ks—尺寸系数，取0.779；
Jj—齿面接触强度的综合系数，取0.24； Tz—主动锥齿轮计算转矩；Tz=1399N.m； k0、km、kv选择同上。
Tz=min（Tje、Tj?）=14572N?m和Tz=Tcf=4953N?m，对于主动齿轮，Tc=Tz=1399N?m
将各参数代入式 （2-10），有：
?232.62?14572?1?0.779?1?1
j1?1171?70?0.24?103?2775MPa ?232.62?4953?1?0.779?1?1j2??103?134M7Pa
1171?70?0.24
(2-10)
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辽宁工程技术大学毕业设计（论文）
按照文献，按min（Tje、Tj?）计算的最大接触应力不应超过?按Tcfj≤[?j]=2800MPa，
计算的疲劳接触应力不应超过 ?j≤[?j]=1750MPa 轮齿接触强度满足要求。
2.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算
2.6.1 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以及垂直于齿轮轴线的径向力。
1)齿宽中点处的圆周力F
F? 式中：
T—作用在从动齿轮上的转矩；
2TDm (2-11)
Dm—该齿轮齿面宽中点的分度圆直径；
T?Temax3f?1??f?f?f?????fg1?ig1?T1??fg2?ig2?T2??fg3?ig3?T3??fg4?ig4?T4?100?100?100?100??????100?3333???1376N?m??
式中：Temax—发动机最大转矩，在此取830N·m； f i fi1，fi2...fgRiR—变速器在各挡的使用率，可参考表2-2选取；
g1，ig2...iT2－变速器各挡的传动比；
TRT1，f...f－变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表2-2选取。
表2-2 fi及fT的参考值
Tab.2-2 The reference value of the fiandfT
fifT
档位 变速器
车型
I 挡
轿车 III挡
T公共汽车
IV挡带
载货汽车
IV挡带超速挡
V挡
IV挡 K<80 K>80
T IV挡 超速挡 IV挡
1 1 0.8 2 1 1 0.5 0.5
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fi
II 挡 III挡 IV 挡 V 挡 超速档
I 挡 II 挡 III 挡 IV 挡 V 挡 超速档
注：表中K
T=
9 90 60 60 70
4 20 75 70 65 60 60
2.5 16 80.7 65 60 50 50
6 27 65 70 70 60 60
4 15 50 － 70 70 60 60 － 75
3 11 85 50 60 70 60
3.5 7 59 － 30 50 60 70 70 － 70
2 5 15 77.5
50 60 70 70 60
fT
Temax，其中T0.1Gaemax－发动机最大转矩，
N?M，Ga－汽车总重力，KN。
由式文献得[1]Dm1、Dm2，即
Dm2?D2-b2si?n （2-12） m2?298 m Dm1?Dm2式中：
D2—从动齿轮大端分度圆直径；D2=360mm；
b2—从动齿轮齿面宽，b2=70mm；
z1cos?2?86mm (2-13)
z2cos?1?2—从动齿轮节锥角，?2?arctan(45/13)?73.890； ?1、?2—双曲面主、从动齿轮的螺旋角。 将各参数代入式(2-11)，有：
F1=32015N
对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。 2)锥齿轮的轴向力Faz和径向力FRz（主动锥齿轮）
作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力FRz分别为
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Faz?Ftaαnsinγ+Ftaβncoγs=27184Ncoβs (2-14) Ftaαncoγs-Ftaβnsinγ=3840Ncoβs (2-15)
FRz?从动锥齿轮齿面上的轴向力Fac和径向力FRc分别为
Fac?F(tan?sin??sin?cos?)?9197Ncos? (2-16) F(tan?cos??sin?sin?)?25985Ncos? (2-17)
FRc?2.6.2 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2-5为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:
图2-5单级主减速器轴承布置尺寸
Fig.2-5 Single-stage arrangement of the main reducer' bearing size
图2-5中各参数尺寸：
a=152mm，b=97mm，c=55mm，d=224mm，e=172mm，Dm2=298mm。
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由主动锥齿轮齿面受力简图（图2－6所示），得出各轴承所受的径向力与轴向力。
图2－6主动锥齿轮齿面受力简图
Fig.2-6 The force diagram of active bevel gear' tooth surface 轴承A、B：径向
Fr?1a(Fc)2?(FRzc?0.5FazDm1)?2532.3N 轴向力 ： Fa?Faz?27184N
轴承E：径向力
F1
r?a(Fb)?(FRzb?0.5F2azDm1)?9914N 轴承E为圆柱滚子轴承，所以 Fa?0N
轴承C：径向力
Fr?1a(Fc)2?(FRcc?0.5FacDm2)?24572N 轴向力： Fa= Faz 轴承D：径向力
F1r?a(Fe)2?(FRce?0.5FacDm2)?2249N 轴向力 Fa= 0 N (2-18)
(2-19)
(2-20) (2-21)
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