双级主减速器驱动桥.docx

1、双级主减速器驱动桥1前言本课题是对货车驱动桥的结构设计。故本说明书将以“驱动桥设计”内容对驱动桥及其要紧零部件的结构型式与设计计算作一一介绍。驱动桥的设计，由驱动桥的结构组成、功用、工作特点及设计要求讲起，详细地分析了驱动桥总成的结构型式及布置方式；全面介绍了驱动桥车轮的传动装置和桥壳的各类结构型式与设计计算方式。汽车驱动桥是汽车的重大总成，承载着汽车的满载簧荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，和冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还经受着反作使劲矩。汽车驱动桥结构型式和设计参数除对汽车的靠得住性与耐久性有重要阻碍外，也对汽车的行驶性能如动

2、力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳固性等有直接阻碍。另外，汽车驱动桥在汽车的各类总成中也是涵盖机械零件、部件、分总成等的品种最多的大总成。例如，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴及轮边减速器）、桥壳和各类齿轮。由上述可见，汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为普遍，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代机械制造工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，能够更好的学习并把握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技术。课题所设计的货车最高车速V85km/h,发动机标定功率（3000r/min）99kW，最大扭矩（12001400r/min）430

3、 Nm。他有以下两大难题，一是将发动机输出扭矩通过万向传动轴将动力传递到后轮子上，达到更好的车轮牵引力与转向力的有效发挥，从而提高汽车的行驶能力。二是差速器向两边半轴传递动力的同时，许诺两边半轴以不同的转速旋转，知足两边车轮尽可能以纯转动的形式作不等距行驶，减少轮胎与地面的摩擦。本课题的设计思路可分为以下几点：第一选择初始方案，采纳后桥驱动，因此设计的驱动桥结构需要符合中型货车的结构要求；接着选择各部件的结构形式；最后选择各部件的具体参数，设计出各要紧尺寸。所设计的货车驱动桥制造工艺性好、外形美观，工作更稳固、靠得住。该驱动桥设计大大降低了制造本钱，同时驱动桥利用保护本钱也降低了。驱动桥结构符

4、合货车的整体结构要求。设计的产品达到了结构简单，修理、保养方便；机件工艺性好，制造容易的要求。目前我国正在大力进展汽车产业,采纳后轮驱动汽车的平稳性和操作性都将会有专门大的提高。后轮驱动的汽车加速时，牵引力将可不能由前轮发出，因此在加速转弯时，司机就会感到有更大的横向握持力，操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一个优势，尽管由于构造和车型的不同，这种费用将会有专门大的不同。若是你的变速器出了故障，关于后轮驱动的汽车就不需要对差速器进行维修，可是关于前轮驱动的汽车来讲或许就有那个必要了，因为这两个部件是做在一路的。因尔后轮驱动必然会使得搭车加倍平安、舒适，从而带来可观的经济效益。2 整体方案论

5、证驱动桥处于动力传动系的结尾，其大体功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分派给左、右驱动轮，另外还经受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。驱动桥一样由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。驱动桥设计应当知足如下大体要求：a)所选择的主减速比应能保证汽车具有最正确的动力性和燃料经济性。b)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。d)在各类转速和载荷下具有高的传动效率。e)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽可能小，以改善汽车平顺性。 f)与悬架导向机构运动和谐，关于转向驱动桥，还应与转向机构运动和谐。

6、g)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。驱动桥的结构型式按工作特性分，能够归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采纳非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采纳独立悬架时，那么应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构叫复杂，但能够大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。 非断开式驱动桥一般非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作靠得住，普遍用在各类载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部份轿车上也采纳这种结构。他们的具体结构、专门是桥壳结构尽管各不相同，可是有一个一起特点，即桥壳是一根支

7、承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部份传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。驱动桥的轮廓尺寸要紧取决于主减速器的型式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确信的情形下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下，若是单级主减速器不能知足离地间隙要求，可该用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也能够将第二级减速齿轮作为轮边减速器。关于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，能够将一对圆柱齿轮组成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心

8、高度和车箱地板高度，以提高稳固性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车箱地板高度，在采纳圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的隔壁。在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采纳蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情形下能够取得大的传动比和工作滑腻无声的优势，而且对汽车的整体布置很方便。 断开式驱动桥断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，而且彼此之间能够做相对运动，因此这种桥称为

9、断开式的。另外，它又老是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车箱底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部份驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。双侧的驱动车轮由于采纳独立悬挂那么能够彼此致立地相关于车架或车箱作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的要紧因素，而汽车簧下部份质量的大小，对其平顺性也有显著的阻碍。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情形及对各类地形的适应性比较好，由此可大大地减

10、小汽车在不平路面上行驶时的振动和车箱倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其靠得住性及利用寿命。可是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构要紧见于对行驶平顺性要求较高的一部份轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。 多桥驱动的布置为了提高装载量和通过性，有些重型汽车及全数中型以上的越野汽车都是采纳多桥驱动，常采纳的有44、6六、88等驱动型式。在多桥驱动的情形下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力

11、经分动器传给各驱动桥，需别离由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，如此不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件专门是桥壳、半轴等要紧零件不能通用。而对88汽车来讲，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采纳贯通式驱动桥的布置型式。在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，而且各驱动桥不是别离用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。汽车前后两头的驱动桥的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。其优势是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的彼此通用性，而且简化了

12、结构、减小了体积和质量。这关于汽车的设计(如汽车的变型)、制造和维修，都带来方便。由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作靠得住，查阅资料，参照国内相关货车的设计,最后本课题选用非断开式驱动桥。其结构如图2-1所示： 1半轴 2圆锥滚子轴承 3支承螺栓 4主减速器从动锥齿轮 5油封 6主减速器主动锥齿轮 7弹簧座 8垫圈 9轮毂 10调整螺母 图2-1 驱动桥3 主减速器设计主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的要紧部件，它是依托齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变更力方向。由于汽车在各类道路上行使时，其驱动轮上要求必需具有必然的驱动力矩

13、和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，即可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。驱动桥中主减速器、差速器设计应知足如下大体要求：a）所选择的主减速比应能保证汽车既有最正确的动力性和燃料经济性。b）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。c）在各类转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动和谐。d）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。 主减速器结构方案分析主减速器的结构形式主若是依照齿轮类型、减速

14、形式的不同而不同。 螺旋锥齿轮传动 图3-1螺旋锥齿轮传动按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动要紧有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采纳简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采纳圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中大体不用直齿圆锥齿轮而采纳螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在一样的传动

15、比下主减速器结构较紧凑。另外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优势，汽车上取得普遍应用。最近几年来，有些汽车的主减速器采纳准双曲面锥齿轮（车辆行业中简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相较，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相关于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳固性。东风EQ1090E型汽车即采纳下偏移准双曲面齿轮。可是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力专门大，齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率

16、，必需采纳含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不许诺用一般齿轮油代替，不然将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低利用寿命。查阅文献1、2，经方案论证，主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图3-1示）。螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并非同时在全长上啮合，而是慢慢从一端持续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的阻碍，至少有两对以上的轮齿同时捏合，因此它工作平稳、能经受较大的负荷、制造也简单。为保证齿轮副的正确啮合，必需将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。 结构形式 为了知足不同的利用要求，主减速器的结构形式也是不同的。按参加减速传动的齿轮副数量分，有单级式主减速器和双级

17、式主减速器、双速主减速器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，假设其第二级减速器齿轮有两副，并分置于双侧车轮周围，事实上成为独立部件，那么称轮边减速器。单级式主减速器应用于轿车和一样轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、本钱低、利用简单等优势。查阅文献1、2，经方案论证，本设计主减速器采纳双级主减速器。其传动比i0一样小于等于7。 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中心必需保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们专门好地工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关之外，还与齿轮的支承

18、刚度紧密相关。 主动锥齿轮的支承图3-2主动锥齿轮跨置式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。查阅资料、文献，经方案论证，采纳跨置式支承结构（如图3-2示）。齿轮前、后两头的轴颈均以轴承支承，故又称两头支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的130以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采纳跨置式支承。本课题所设计的货车装载质量为5t，因此选用跨置式。图3-3从动锥齿轮支撑形式 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮采纳圆锥滚子轴承支

19、承（如图3-3示）。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。为了使从动锥齿轮反面的差速器壳体处有足够的位置设置增强肋以增强支承稳固性，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派在两轴承上，应是c等于或大于d。 主减速器锥齿轮设计 主减速比i、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车整体设计时就确信。 主减速比i的确信 主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小和当变速器处于最高级位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接阻碍。i的选择应在汽车整体设计时和传动系的总传动比i一路由整车动力计算来确信。可利用在不同i下的功率平稳

20、田来研究i对汽车动力性的阻碍。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最正确匹配的方式来选择i值，可使汽车取得最正确的动力性和燃料经济性。关于具有专门大功率储蓄的轿车、远程公共汽车尤其是竞赛车来讲，在给定发动机最大功率及其转速的情形下，所选择的i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时i值应按下式来确信： （3-1）式中车轮的转动半径， =igh变速器量高级传动比。igh =1关于其他汽车来讲，为了取得足够的功率储蓄而使最高车速稍有下降，i一样选择比上式求得的大1025，即按下式选择： （3-2）式中i分动器或加力器的高级传动比iLB轮边减速器的传动比。依照所选定的主减速比i0值，就可大体上确

21、信主减速器的减速型式（单级、双级等和是不是需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把nn=3000r/n , =85km/h , r= , igh=1代入（3-1）计算出 i=从动锥齿轮计算转矩TceTce= （3-3）式中：Tce计算转矩，Nm；Temax发动机最大转矩；Temax =430 Nmn计算驱动桥数，1；if变速器传动比，if= ；i0主减速器传动比，i0=；变速器传动效率，=；k液力变矩器变矩系数，K=1；Kd由于猛接聚散器而产生的动载系数，Kd=1；i1变速器最低挡传动比，i1=1；代入式（3-3），有： Tce=10190 Nm主动锥齿轮计算转矩T= N

22、m 主减速器锥齿轮的要紧参数选择a)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；为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和很多于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为，初定主动齿轮齿数z1=6，从动齿轮齿数z2=38。b）主、从动锥齿轮齿形参数计算按照文献3中的设计计算方式进行设计和计算，结果见表3-1。从动锥齿轮分度圆直径dm2=14= 取dm2=304mm齿轮端面模数表3-1主、从动锥齿轮参数参 数符 号主动锥齿轮从动锥齿轮分度圆直径d=mz48304齿顶高ha=;h2=齿根高hf=齿顶圆直径da=d+2ha

23、cos90376齿根圆直径df=d-2hfcos60270齿顶角a241321齿根角f=arctan321241分锥角=arctan1476顶锥角a15417821根锥角f11397419锥距R=132132分度圆齿厚S=99齿宽B=4747c）中点螺旋角弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一样为3540。货车选用较小的值以保证较大的F，使运转平稳，噪音低。取=35。d）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，也能够使齿轮运转平稳，噪音低。关于货车弧齿锥齿轮，一样选用20。e) 螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向

24、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阻碍其所受轴向力的方向。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，如此能够使主、从动齿轮有分离趋势，避免轮齿卡死而损坏。 主减速器锥齿轮的材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相较，具有载荷大、作历时刻长、转变多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应知足如下的要求：a）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。b）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，幸免在冲击载荷下齿根折断。c）锻造性能、切削加工性能

25、和热处置性能良好，热处置后变形小或变形规律易操纵。d）选择合金材料是，尽可能少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前经常使用渗碳合金钢制造，要紧有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优势是表面可取得含碳量较高的硬化层（一样碳的质量分数为%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这种材料的弯曲强度、表面接触强度和经受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其要紧缺点是热处置费用较高，表面硬化层以下的基底较软，

26、在经受专门大压力时可能产生塑性变形，若是渗碳层与芯部的含碳量相差过量，便会引发表面硬化层的剥落。为改善新齿轮的磨合，避免其在余兴初期显现初期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处置和精加工后，作厚度为的磷化处置或镀铜、镀锡处置。对齿面进行应力喷丸处置，可提高25%的齿轮寿命。关于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处置以提高耐磨性。 主减速器锥齿轮的强度计算 单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时P= （3-4） 式中： ig变速器传动比，常取一挡传动比，ig= ；D1主动锥齿轮中点分度圆直径mm；D=48mm其它符号同前；将各参数代入式（3-4），有：P=856 N/mm依照文献1,PP=1429 N

27、/mm，锥齿轮的表面耐磨性知足要求。 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： = （3-5）式中：锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；T齿轮的计算转矩，Nm；k0过载系数，一样取1；ks尺寸系数，；km齿面载荷分派系数，悬臂式结构，km=；kv质量系数，取1；b所计算的齿轮齿面宽；b=47mmD所讨论齿轮大端分度圆直径；D=304mmJw齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取；关于主动锥齿轮， T= Nm；从动锥齿轮，T=10190Nm；将各参数代入式（3-5），有： 主动锥齿轮， =478MPa；从动锥齿轮， =466MPa；依照文献1, 主从动锥齿轮的=700MPa，轮齿弯曲强度知足要求。 轮齿接

28、触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： j= （3-6）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=48mmb主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=47mmkf齿面品质系数，取；cp综合弹性系数，取232N1/2/mm；ks尺寸系数，取；Jj齿面接触强度的综合系数，取；Tz主动锥齿轮计算转矩；Tz=、km、kv选择同式（3-5）将各参数代入式 （3-6），有： j=2722MPa依照文献1，jj=2800MPa，轮齿接触强度知足要求。 主减速器锥齿轮轴承的设计计算 锥齿轮齿面上的作使劲锥齿轮在工作进程中，彼此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

29、方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力和垂直于齿轮轴线的径向力。a）齿宽中点处的圆周力F F= (3-7)式中：T作用在从动齿轮上的转矩；Dm2从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式（3-8）确信，即Dm2=D2-b2sin2 (3-8)式中：D2从动齿轮大端分度圆直径；D2=304mmb2从动齿轮齿面宽；b2=47mm2从动齿轮节锥角；2=76将各参数代入式(3-8)，有：Dm2=258mm将各参数代入式(3-7)，有： F=3000N关于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。b）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和径向力别离为Fa

30、z= (3-9)Frz= (3-10)将各参数别离代入式(3-9) 与式(3-10)中，有：Faz= 2752N，Frz=142N 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信后，依照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3-4为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:图3-4单级主减速器轴承布置尺寸图34中各参数尺寸：a=46mm，b=22mm，c=，d=，e=40,Dm2=304mm。由主动锥齿轮齿面受力简图（图3-5所示），得出各轴承所受的径向力与轴向力。 图3-5主动锥齿轮齿面受力简图轴承A：径向力Fr= （3-11） 轴向力Fa= Faz （3-12）将各参数代入式（3-11）与（3-12），有： Fr=3997N，Fa=2752N轴承B：径向力Fr= （3-13） 轴向力Fa= 0 （3-14）将各参数代入式（3-13）与（3-14），有： Fr=1493N，Fa=0N轴承C：径向力Fr= （3-15） 轴向力Fa= Faz （3-16）将各参数代入式（3-15）与（3-16），有： Fr=2283N，Fa=2752N轴承D：径向力Fr= （3-17） 轴向力Fa