ig——变速器的传动比；

d1——主动齿轮节圆直径，在此取42mm.；

245?4,.71?103?1340.24 N／mm 按上式计算一档时：p?42?412245?1?103?284.55N／m。 直接档时：p?42?412按最大附着力矩计算时：

G2???rr?103p? （3.7）

d2?F2式中：G2——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58800N；

?——轮胎与地面的附着系数，在此取0.85； rr——轮胎的滚动半径，在此取0. 5m；

58800?0.85?0.5?103按上式p?=1838.13 N／mm。

129.5?41虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有1340.24N/mm可知，校核成功。

②轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力

?w(N/mm2)为

2?103TK0KSKm ?w? （3.8） 2KvBzmJ式中：σw——锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；

T——齿轮的计算转矩，N?m； K0——超载系数，一般取1； KS——尺寸系数，0.720；

Km——载荷分配系数，悬臂式结构，Km=1.25；

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Kv——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Kv =1；

B——所计算的齿轮齿面宽；B=41mm； z——计算齿轮的齿数； m——齿轮端面模数；m=7；

J——齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.03。

图3.1 弯曲计算用综合系数J

对于主动锥齿轮， T=1107.79 N?m；从动锥齿轮，T=6835.08N?m；

将各参数代入式（3.8），有：

主动锥齿轮，?w =548.34MPa； 从动锥齿轮，?w=540.61MPa；

主从动锥齿轮的σw≤[σw]=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。 按Tjm计算：主动锥齿轮弯曲应力?w1=153.31N／mm2<210N／mm2

从动锥齿轮弯曲应力?w2=153.39 N／mm2<210N／mm2

综上所述由表3.2，计算的齿轮满足弯曲强度的要求。 （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：

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32T1maKx0KsKmKf?10 ?j?Cpd1KvBJ3T1 （3.9） T1max式中：T1max——主动齿轮最大转矩，N?m；

T1——主动齿轮工作转矩，N?m；

d1——主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；d1=42mm

Kf——齿面质量系数，一般情况下，对于制造精确的齿轮可取Kf=1.0； Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm；

Ks——尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情 况下，可取KS=1； K0、Km、Kv选择同式（3.8） B——计算齿轮的齿面宽，B=41mm；

J——齿面接触强度的综合系数，取0.154，见图3.2所示；

小齿轮齿数

z1

图3.2 接触强度计算综合系数J

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齿轮的平均齿面接触强度：?jm=1641.02MPa<[?]jm=1750MPa 齿轮的最大齿面接触强度：?je=2711.39MPa<[?]je=2800MPa， 故符合要求、校核合理。

3.4主减速器的轴承计算

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 作用在主减速器主动齿轮上的力

如图3.3所示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径向力。

图3.3 主动锥齿轮工作时受力情况

为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故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为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩Td进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算[10]：

3333?fT2?fT3?fTR????1??fT1?????Td?Temax???fi2?ig2??fi3?ig3????fiR?igR??? (3.10) ?fi1?ig1?100??100??100?????100????100??13式中：Temax——发动机最大转矩，在此取201N·m；

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