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汽车主减速器设计说明书44资料内容仅供参考，如有不当或者侵权，请联系本人改正或者删除。摘 要汽车主减速器是汽车传动中的最重要的部件之一。它能够将万向传动装置产来的发动机转矩传给驱动车轮, 以实现降速增扭。本次设计的是有关十米高一级客车后桥主减速器设计总成。并要使其具有经过性。本次设计的内容包括有: 方案选择, 结构的优化与改进。齿轮与齿轮轴的设计与校核, 以及轴承的选用与校核。而且在设计过程中, 描述了主减速器的组成和差速器的差速原理和差速过程。方案确定主要依据原始设计参数, 对比同类型的减速器及差速器, 确定此轮的传动比, 并对其中重要的齿轮进行齿面接触和齿轮弯曲疲劳强度的校核。而对轴的设计过程中着重齿轮的布置, 并对其受最大载荷的危险截面进行强度校核, 轴承的选用力求结构简单且满足要求。主减速器及差速器对提高汽车行驶平稳性和其经过性有着独特的作用, 是汽车设计的重点之一。关键词: 主减速器; 差速器; 转速; 行星齿轮; 传动比AbstractAutomobil reduction final drive is one of the best impossible parts in automobile gearing. It can chang speed and driving tuist within a big scope .The problem of this design is ten meters passager car reduction final unit ,it s properly in common use . The design of scheme, the better design and improvement of structure ,the design and calibration of gear and gear shiftes , and the select of bearings , and also the design explain the construction of differential action .The ting of the scheme desierment main deside. The drive ratio of gear , according to orginal design parameter and constrasting the same type reduction final drive ang differential assay . It realize planet gear in the design of structure . It put to use alteration better gears transmission in the design of gear , and compare the root contact tired strength of some important gears and the face twirl tired strength . It eraphaize pay attention to the place of gears. Compare the strength of the biggest load dangraes section. It require structure simple and accord with demand in select of bearings .Key words : Reduction final , Differential , Rotational speed ,Plantet gear , Drive ratio 目 录摘要IAbstractII目 录III第1章 绪论1第2章 主减速器的结构形式22.1主减速器的齿轮类型22.2主减速器的减速形式22.3主减速器主、 从动锥齿轮的支承方案22.3.1主动锥齿轮的支承22.3.2从动锥齿轮的支承32.3.3主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整4第3章 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定53.1主减速器齿轮计算载荷的确定53.1.1按发动机最大转矩和最大抵挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce53.1.2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩63.1.3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩63.2锥齿轮主要参数的选择63.2.1主、 从动锥齿轮齿数Z1和Z273.2.2从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms73.2.3主、 从动锥齿轮齿面宽b1和b283.2.4双曲面齿轮副偏移距E83.2.5中点螺旋角93.2.6螺旋方向93.2.7法向压力角10第4章 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算114.1锥齿轮轮齿形状的选择114.2锥齿轮的几何尺寸计算11第5章 主减速器锥齿轮的强度计算145.1单位齿长圆周力145.2轮齿弯曲强度155.3轮齿接触强度16第6章 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算186.1锥齿轮齿面上的作用力186.1.1齿宽中点处的圆周力186.1.2锥齿轮的轴向力和径向力186.2锥齿轮轴承的载荷计算196.3锥齿轮轴承的寿命计算206.3.1 A轴承的寿命计算206.3.2 B轴承的寿命计算216.3.3 C、 D轴承的寿命计算21第7章 齿轮材料22第8章 对称式圆锥行星齿轮差速器设计238.1差速器齿轮主要参数选择238.1.1行星齿轮数n238.1.2行星齿轮球面半径Rb238.1.3行星齿轮和半轴齿轮齿数Z1和Z2238.1.4行星齿轮和半轴齿轮节锥角、 模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定248.1.5压力角248.1.6行星齿轮轴直径d及支承长度L248.2差速器轮齿的几何计算258.3差速器齿轮强度计算26第9章 驱动桥半轴设计279.1全浮式半轴计算279.2半轴的结构设计279.2.1全浮式半轴杆部直径设计279.2.2半轴杆部设计其它要求289.3半轴的强度校核289.3.1半轴的扭转应力289.3.2半轴花键的剪切应力289.3.3半轴花键的挤压应力29结 论30致 谢31参考文献32第1章 绪论驱动桥处于动力传动系的末端, 其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩, 并将动力合理的分配给左、 右驱动轮, 另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、 纵向力和横向力。驱动桥一般由主减速器、 差速器、 车轮传动装置和驱动桥壳。 汽车的主减速器是汽车传动系是汽车传动戏中的重要部件之一, 它能够将传动装置的扭矩传给驱动车轮, 事先降速以增大扭矩。本次设计的是主减速器总成。并要使其有一定的经过性。本次设计的内容包括有: 方案选择, 结构的优化设计与改进, 齿轮与齿轮州的设计与校核, 而且在设计过程中, 描绘了主减速器与差速器的组成以及差速器的原理和差速过程。方案的确定主要依据的是原始设计数据如齿轮的传动比, 对比同类型的减速器及差速器做设计; 结构设计中采用行星齿轮和移位锥齿轮传动, 并对其中的重要齿轮进行齿面接触和疲劳强度的校核; 而轴的设计中着重与齿轮的布置。并对其中最大载荷的危险截面进行了强度的校核。轴承的选用力求结构简单且满足要求。驱动桥是汽车最重要的系统之一, 是为汽车传输和分配动力所设计的。经过本课题设计, 使我们对所学过的基础理论和专业知识进行一次全面的, 系统的回顾和总结, 提高我们独立思考能力和团结协作的工作作风。为减小驱动轮的外廓尺寸,当前主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮。实践和理论分析证明, 螺旋锥齿轮不发生根切的最小齿数比直齿齿轮的最小齿数少。显然采用螺旋锥齿轮在同样传动比下, 主减速器的结构就比较紧凑。另外, 它还具有运转平稳、 噪声较小等优点。因而在汽车上曾获得广泛的应用。近年来, 双曲面齿轮在广泛应用到轿车的基础上, 愈来愈多的在轻、 中型、 重型货车上得到采用。汽车在行驶过程中的使用条件是千变万化的。为了扩大汽车对这些不同使用条件的适应范围, 在某些中型车辆上有时将主减速器做成双速的, 它既能够得到大的主减速比又可得到所谓多档高速, 以提高汽车在不同使用条件下的动力性和燃料经济性。第2章 主减速器的结构形式2.1主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、 双曲面齿轮、 圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。根据设计要求采用准双曲面齿轮传动。2.2主减速器的减速形式 主减根据减速形式特点不同, 主减速器分类为单级主减速器、 双级主减速器、 双速主减速器、 贯通式主减速器和单、 双级减速配轮边减速器。 由于单级主减速器具有结构简单、 质量小、 尺寸紧凑、 制造成本低等优点, 因而广泛应用于主传动比i07的汽车上。本设计要求的主减速器的传动比为5.571:1小于7, 故采用单级主减速器。2.3主减速器主、 从动锥齿轮的支承方案主减速器必须保证主、 从齿轮有良好的啮合状况, 才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合, 除与齿轮的加工质量、 齿轮的装配调整及轴承、 主减速器壳体的刚度有关以外, 还与齿轮的支承刚度有关。2.3.1主动锥齿轮的支承 主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。本设计中的客车最大质量为14500Kg2吨, 应该采用跨置式支承。因为在所传递较大的转矩的情况下悬臂式支承难以满足刚度的要求。 ( a) 悬臂式支承 ( b) 跨置式支承图1 主减速器锥齿轮的支承形式跨置式支承中的导向轴承都采用圆柱滚子轴承, 而且其内外圈能够分离, 以利于拆装。圆锥滚子轴承采用背对背反装, 而且尽可能减小良轴承间的距离, 增大支承轴径, 适当提高轴承的配合紧度。2.3.2从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式、 支承间的距离及载荷在轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度, 两轴承的圆锥滚子大端应向内, 以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳处有足够的位置设置加强筋, 以增强支承稳定性, c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上, 应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。图2 从动锥齿轮的支承方式在具有大主动传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中, 为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移, 在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙, 应保证当偏移量达到允许极限, 即与从动锥齿轮背面接触时, 能够制止从动锥齿轮继续偏移。主、 从动齿轮在载荷作用下的偏移量许用极限值, 如下图所示。支撑面与从动锥齿轮背面间的安装间隙应不大于0.25mm。图3 在载荷作用下主减速器齿轮的容许极限便移量 中型和重型汽车主减速器从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或者铆钉与差速器壳突缘连结。2.3.3主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整一般汽车以高档行驶时, 发动机的平均使用转矩大约不超过其最大转矩的70%。因此主减速器轴承的预紧值可取为发动机最大转矩时换算所得轴向力的30%。轴承预紧力的大小能够用轴承的摩擦力矩来检验, 其值一般为1至4N.m。大型、 重型车取大值。在此取3N.m。主动锥齿轮预紧度的调整, 可经过精选两轴承内圈内的套筒长度、 调整垫圈厚度、 轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。因主动锥齿轮采用跨置式支承, 故调整垫圈厚度较合适。在调整轴承预紧度之后, 还应进行主减速器齿轮的啮合调整。因齿面接触区和齿侧间隙的正确调整是保证齿轮正确啮合、 运转平稳、 延长齿轮寿命的重要条件。第3章 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定3.1主减速器齿轮计算载荷的确定 在设计中采用格里森制齿轮计算载荷的三种确定方法。3.1.1按发动机最大转矩和最大抵挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce (3.1)式中: fi-性能系数, 当16 取=0; -猛接离合器所产生的动载系数, 性能系数=0的汽车, Kd=1; i-变速器一档传动比为6.333; -主减速器传动比为5.571; -发动机到万向传动轴之间的传动效率为0.9; k-液力变矩器系数, 本设计中为手动变速器, 故k=1; n-计算驱动桥数, n=1; 计算得: =28260.20N.m3.1.2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 ( 3.2) 式中: -汽车在满载状态下一个驱动桥上的静载荷, 本设计中后桥为驱动桥, =95009.8=93100N ; -汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数, 取1.1; -轮胎与路面的附着系数, 对于安装一般轮胎的公路用汽车, 在良好的混凝土或沥青路上, 取0.85; -车轮滚动半径, 轮胎规格为11R22.5, =0.493m; 计算得: =41573.59N.m3.1.3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 ( 3.3) 当计算锥齿轮最大应力时, 计算转矩应取前两种的较小值, 即=min,=Tce=28260.20N.m当计算锥齿轮疲劳寿命时, 取 主动锥齿轮的计算转矩为=5636.37N.m 为主、 从动锥齿轮间的传动效率, 计算时对于双曲面齿轮副, 当6时, 取90%; 3.2锥齿轮主要参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、 从动锥齿轮齿数Z1和Z2、 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms、 主、 从动锥齿轮齿面宽b1和b2、 双曲面齿轮副的偏移距E、 中点螺旋角、 法向压力角等。3.2.1主、 从动锥齿轮齿数Z1和Z2选择主、 从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素: 1） 为了磨合均匀, Z1和Z2之间应避免有公约数。2） 为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度, 主、 从动齿轮和应不少于40 。3） 为了啮合平稳、 噪声小和具有高的疲劳强度, 对于商用车, Z1一般不小于6 。4） 主传动比i0较大时, Z1尽量取得少些, 以便得到满意的离地间隙。5） 对于不同的主传动比, Z1和Z2应有适宜的搭配。6） 对于双曲齿轮单级贯通式主减速器来说, 一般主动齿轮的最小齿数为8。 根据上述, 取Z1=8, Z2=iZ1=44.568, Z2取45。3.2.2从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms 对于单级主减速器, 增大尺寸D2会影响驱动驱动桥壳高度尺寸和离地间隙, 减小D2影响到跨置式主动齿轮的前支承座得安装空间和差速器的安装。D2可根据经验公式初选, 即 D2= ( 3.4) 式中: D2-从动齿轮大端分度圆直径( mm) ; -直径系数, 一般为13.015.3 ; -从动锥齿轮的计算转矩( N.m) ,=min, 。计算得D2=426.44mm。ms由下式计算, 即 =11 ( 3.5) 同时, ms还应满足 ( 3.6) 式中ms-模数系数, 取0.30.4计算得ms取值范围为9.1412.18, ms=9.48符合要求。3.2.3主、 从动锥齿轮齿面宽b1和b2 锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命, 反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小。这样, 不但减小了齿根圆角半径, 加大了应力集中, 还降低了刀具的使用寿命。另外, 安装时有位置偏差或由于制造、 热处理变形等原因, 使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端, 会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外, 齿面过宽也会引起装配空间减小。可是齿面过窄, 轮齿表面的耐磨性会降低。 对于从动锥齿轮齿面宽b2, 推荐不大于其节锥距A2的0.3倍, 即b20.3 A2=65.40mm, 而且b2应满足b210ms=94.8mm, 一般也推荐b2=0.155 D2。 因此b2=0.155 D2=0.155426.4466mm b1=1.1b2=72.06mm3.2.4双曲面齿轮副偏移距EE值过大将使齿面纵向滑动过大, 从而引起齿面早期磨损和擦伤; E值过小, 则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于总质量较大的商用车, E(0.100.12) D242.64451.728mm,且E20% A2=43.60mm。另外, 主传动比越大, 则E也应越大, 但应保证齿轮不发生根切。在本设计中E=45mm 。双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和小偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去, 并使主动齿轮处于右侧, 如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方, 则为上偏移; 在从动齿轮中心线下方, 则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧, 则情况相反。本设计中采用如图所示的方案, 主动锥齿轮相对从动锥齿轮呈下偏移布置。图4 双曲面齿轮的偏移3.2.5中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的, 轮齿大端的螺旋角最大, 轮齿小端的螺旋角最小。且双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的。选择时, 应考虑它对齿面重合度F、 轮齿强度和轴向力大小的影响。越大, 则F也越大, 同时啮合的齿数越多, 传动就越平稳, 噪声越低, 而且轮齿的强度越高。一般F应不小于1.25, 在1.52.0时效果最好。可是过大, 会导致轴向力增大。汽车主减速器双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为3540。商用车选用较小的值以防止轴向力过大, 一般取35。”格里森”制齿轮推荐用下式预选主动齿轮螺旋角的名义值: ( 3.7) 式中: -主动齿轮名义( 中点) 螺旋角的预选值; 、 -主、 从动齿轮齿数; -从动齿轮的分度圆直径; E-双曲面齿轮副的偏移距。对于双曲面齿轮, 所得螺旋角名义值还需按照选用的标准刀号进行反算, 最终得到的螺旋角名义值与预选值之差不超过5。3.2.6螺旋方向从锥齿轮锥顶看, 齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋, 向右倾斜为右旋。主、 从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向, 判断轴向力方向时, 能够用手势法则, 左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断, 右旋齿轮用右手法则判断; 判断时四指握起的旋向与齿轮旋转方向相同, 其拇指所指方向则为轴向力的方向如图7所示。当变速器挂前进挡时, 应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向, 这样可使主、 从动齿轮有分离趋势, 防止轮齿卡死而损坏。考虑到汽车发动机为顺时针旋转, 采用图a中的布置: 主动齿轮左旋, 从动齿轮右旋。主动锥齿轮从背面看为顺时针旋转, 从动锥齿轮从背面看为逆时针旋转。图5 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向图6 螺旋方向与轴向力3.2.7法向压力角 法向压力角大一些能够增加轮齿强度, 减少齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮, 压力角大易使齿顶变尖宽度过小, 并使齿轮端面重合度下降。因此, 对于小负荷工作的齿轮, 一般采用小压力角, 可使齿轮运转平稳, 噪声低。对于双曲面齿轮, 从动齿轮轮齿两侧的压力角是相同的, 但主动齿轮轮齿两侧的压力角是不等的。选取平均压力角时, 商用车为20或2230, 在此取=2230。 第4章 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算4.1锥齿轮轮齿形状的选择这里提出三种轮齿形状, 即双重收缩齿、 标准收缩齿和倾根锥母线收缩齿。根据汽车设计中表9-12中公式( 89) 知: 2=34.945138 ,2=233.786407,TR=0.189821为正数, 采用倾根锥母线收缩齿。 ( a) 标准收缩齿 ( b) 双重收缩齿图6 标准收缩齿与双重收缩齿4.2锥齿轮的几何尺寸计算根据汽车设计中表9-12给出的圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算步骤。计算得锥齿轮的几何尺寸如下: 小齿轮齿数Z1=8; 大齿轮齿数 Z2=45 ; 大齿轮齿面宽d=20.155D2=66mm ; 小齿轮轴线偏移距E=( 0.100.12) D2=45mm ; 大齿轮大端分度圆直径D2=426.44mm ; 刀盘名义半径rd=266.700(根据表9-4选择) ; 大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径Rm2=180.9461mm ; 小齿轮在吃面宽中点处的分度圆半径Rm1=39.4109mm ; 小齿轮节锥角1=114059 ; 小齿轮中点螺旋角1=4621 19; 大齿轮中点螺旋角2=321828; 大齿轮节锥角2=775852; 大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离=-0.8252mm ; 在节面内大齿轮齿面宽中点锥距Am=184.9975mm ; 大齿轮节锥距A0=217.9941mm ; 大齿轮在齿面宽中点处得齿顶高hm2=1.8862mm ,齿根高hm2=12.6247mm ; 倾根锥母线收缩齿的大齿轮齿顶角2T=0.82; 倾根锥母线收缩齿的大齿轮齿根角2T=4.66; 大齿轮的齿顶高h2=2.3597mm ; 大齿轮齿根高h2=15.3073mm ; 径向间隙C=1.9362mm ; 大齿轮的齿全高h=17.667mm ; 大齿轮齿工作高hg=15.7308mm ; 大齿轮的面锥角02=784813; 大齿轮的根锥角R2=732012; 大齿轮外圆直径d02=427.4226mm ; 大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离X02=43.9105mm ; 大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离Z0=-1.6086mm,( 负号表示该面锥顶点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间) ; 大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离ZR=1.6963mm ,( 正号表示该根锥顶点越过小齿轮轴线) ; 小齿轮的面锥角01=161116 ; 小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离G0=-1.9683mm , ( 负号表示该面锥顶点在小齿轮轮体与大齿轮轴线之间) ; 小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离BR=208.6932mm ; 小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离B1=138.4683mm ; 小齿轮的外圆直径d01=120.7249mm ; 小齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离=9.1434mm ,( 正号表示该根锥顶点越过小齿轮轴线) ; 小齿轮根锥角R1=105234 ; 在节平面内大齿轮内锥距Ai=151.9941mm。第5章 主减速器锥齿轮的强度计算在选好主减速锥齿轮的主要参数后, 可根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸, 而后根据所确定的计算载荷进行强度验算, 以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。轮齿损坏形式主要有弯曲疲劳折断、 过载折断、 齿面点蚀及剥落、 齿面胶合、 齿面磨损等。5.1单位齿长圆周力主减速器锥齿轮的表面耐磨性, 常见轮齿上的单位齿长圆周力来估算, 即 (5.1)式中, p为轮齿上的单位齿长圆周力( N/mm) ; F为作用在轮齿上的圆周力( N) ; b2为从动齿轮的齿面宽( mm) , b2=81.03mm 。 按发动机最大转矩计算 ( 5.2) 式中: Temax -发动机最大转矩( N.m) , Temax=890N.m ; ig-变速器传动比, 常取一档进行计算, 分别为6.333; D1-主动锥齿轮中点分度圆直径, D1=39.4109mm ; 计算得: 一档时p=1164.35N.m 1.6mm , ks=(ms/25.4)0.25=0.7816 ; Km-齿面载荷分配系数, 跨置式结构 : km=1.01.1 , km取1; Kv-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-所计算齿轮的齿面宽( mm) , b1=72.6mm , b2=66mm ; D-所讨论齿轮的大端分度圆直径( mm) , D1=120.02mm ,D2=426.44mm ; Jw-所计算齿轮的轮齿弯曲,根据图7, Jw1=0.28 , Jw2=0.24计算得: w1=689.87MPaw1 =700MPa w2=380.94MPa w2 =700MPa得出结论: 主、 从动锥齿轮的轮齿弯曲强度均符合强度要求。图7弯曲计算用综合系数, 用于平均压力角为2230, E/d2=0.10的双曲面齿轮5.3轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 (5.4)式中: -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=120.0245mm ; b- b1和b2中的较小值( mm) ,b=66mm ; ks-尺寸系数, 它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响, 一般取1.0 ; -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, 取1.0 ; Cp-综合弹性系数, 钢对钢齿轮: cp取232.6Nmm ; ko,km,kv与式(5-14)的相同 ; Jj-齿面接触强度的综合系数, Jj=0.1825根据图8取值 。 计算得: =1657.46MPa Lh=2857h,故A轴承满足寿命要求。6.3.2 B轴承的寿命计算对于B轴承, 在此并不是一个轴承, 而是一对轴承, 对于成对安装的轴承组的计算当量载荷时径向载荷系数X和轴向载荷系数Y值按双列轴承选用, e值与单列轴承相同。B轴承为圆锥滚子轴承采用3000型13系列, 代号为31314, 尺寸为701503825。31314轴承的基本额定动载荷Cr=193KN, 由于采用成对轴承Cr=1.7Cr=330.03KN 。=1.90e=0.4 则X=0.4, Y=1.6P2=XFr2+YFaz=0.415.58+1.629.64=53.66KN根据公式( 9-53) 计算得Lh=3677.53h Lh=2857h , 故B轴承满足寿命要求。6.3.3 C、 D轴承的寿命计算C、 D轴承为32218U, 尺寸为9016042.64034 , 额定动载荷Cr=262KN 。 Fd3=7.66KN Fd4=6.57KN , Fd3+ Fac=17.99KN Fd4=6.57KN 轴有向右移动的趋势; C、 D轴承面对面正装, 轴承D受压, 轴承C放松; C、 D的派生轴向力分别Fa3=Fd3=7.66KN Fa4=Fd3+Fac=17.99KN ; Fa3 Fr3 =0.3495e=0.42 p4=0.4Fr4+1.43Fa4=33.24KN 根据公式( 9-53) 计算的C轴承Lh3=187640.34h Lh=2857h D轴承Lh4=468402.22h Lh=2857h故C、 D轴承都满足寿命要求。