双级主减速器设计 - 图文(6)

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以Tje计算得：?w=847.02 MPa<[?w]980 MPa

以Tjm计算得：?w=198.93MPa<[?w]210.9Mpa 综上所述，差速器齿轮强度满足要求。

3.3 本章小结

本章首先说明了差速器作用及工作原理，对对称式圆锥行星齿轮差速器的基本参数进行了必要的设计计算，对差速器齿轮的几何尺寸及强度进行了必要的计算，最终确定了所设计差速器的各个参数，取得机械设计、机械制造的标准值并满足了强度计算和校核。

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第4章 轴承的选择和校核

4.1主减速器锥齿轮上作用力的计算

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。

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：

?fT2?fTR??1??fT1???fT3??Td?Temax???fi2?ig2??fi3?ig3????fiR?igR??fi1?ig1100100100100100????????????3333????? （3.1） ????13 式中：Temax——发动机最大转矩，在此取700N?m；

fi1，fi2…fiR——变速器在各挡的使用率； ig1，ig2…igR——变速器各挡的传动比； 2、齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力为

P＝

2T N （3.2） dm 式中：T——作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩见式(3.1)；

dm——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径；对于螺旋锥齿轮

d2m?d2?Fsin?2?? z1? （3.3）

d1m?d2m?z2? 式中：d1m,d2m——主、从动齿面宽中点分度圆的直径； F——从动齿轮齿宽； d2——从动齿轮节圆直径； z1,z2——主、从动齿轮齿数； ?2——从动齿轮的节锥角。

由式（3.12）可以算出：d1m?92.79mm，d2m?253.06mm。

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?2?668.82按式（3.11）主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力P1==14415.78N

92.79??主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力P2=P1 =14415.78N。

3、锥齿轮的轴向力和径向力

一级减速机构作用在主、从动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为：

?A1?P1?tan?sin??sin?cos?? （3.4） cos?P? A2?2?tan?sin??sin?cos?? （3.5）

cos?P?R1=1?tan?cos??sin?sin?? （3.6）

cos?P?R2=2?tan?cos??sin?sin?? （3.7）

cos?

由上面已知可得：

?14415.78?tan20?sin20.14??sin35?cos20.14???11682.26N A1??cos35?13162.84?tan20?sin69.86??sin35?cos69.86??=2538.14N A2?cos35?由式（3.6）、（3.7）可算得：

??R1=2538.14N; R2=11682.26N

二级减速齿轮齿宽中点处的圆周力为

P＝

2T N （3.8） d式中：T——作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩T?Tdi01=1825.88N?m；

d——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。

??2?1825.88?23112.41N。 可算出P1?P2?158二级减速机构作用在二级主、从动齿轮面上的轴向力A和径向力R分别为：

???A1=A2=P1tan? （3.9） ???R1=R2=P1tanacos? (3.10)

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式中：?——齿轮的螺旋角，??16?；

??把已知条件代入式（3.9）和式（3.10）可算出A1=A2=6627.38N，??R1=R2=8751.24N。

4.2轴和轴承的设计计算

一级主动锥齿轮轴的设计计算：对于轴是用悬臂式支撑的，如图3-3所示，齿轮以其齿轮大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增加支承刚度，应使两轴承的支承中心距b比齿轮齿面宽中点的悬臂长度a大两倍以上，同时尺寸b应比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于或小于悬臂长a。为了减小悬臂长度a和增大支承间距b，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以使b拉长、a缩短，从而增强支承刚度。由于圆锥滚子轴承在润滑时，润滑油只能从圆锥滚子轴承的小端通过离心力流向大端，所以在壳体上应该有通入两轴承间的右路管道和返回壳体的回油道。

另外，为了拆装方便，应使主动锥齿轮后轴承（紧靠齿轮大端的轴承）的支承轴径大于其前轴承的支持轴径。

根据上面可算出轴承支承中心距b﹥70?=77mm，在这里取b?80mm。 轴承的的选择，在这里选择主动锥齿轮后轴承为圆锥滚子轴承30216型，此轴承的额定动载荷Cr为160KN，前轴承圆锥滚子轴承30214型，此轴承的额定动载荷Cr为132KN[14]

。

由此可得到：

ba?(cos?1?a2?4)mm

2式中：a2——轴承的最小安装尺寸[由殷玉枫主编的《机械设计课程设计》书表12-4

可查的a2?6mm]。

及a?50?cos20.14??4?6=33.47，mm取a=34mm。 24.3主减速器齿轮轴承的校核

1、齿轮轴承径向载荷的计算 轴承A、B的径向载荷分别为：

R前=

1b?P?a?2??R?a?0.5A?d1?2 (3.11)

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R后=

1b?P?c?2??R?c?0.5A?d1?2 (3.12)

???根据上式已知R=R1=2538.14N，A=A1=11682.26N，P1=14415.78N，a=34mm ，

b=80mm，c=a?b?114mm。

后轴承径向力

R前=

180180?14415.78?34?2??2538.14?34?0.5?11682.26?110?2=9267.07N

前轴承径向力

R后=

?14415.78?114?2??2538.14?114?0.5?11682.26?110?2=21011.51N

2、轴承的校核

对于前轴承，采用圆锥滚子轴承30214型，此轴承的额定动载荷Cr为132KN，在此径向力R=6403.38N，轴向力A=0N。

当量动载荷 Q=?XR?YA? (3.13) 式中X、Y， X?1、Y?0。

由式（3-18）可得当量动载荷Q=X·RA=1×9267.07=9267.07N 再由公式：

?ftCr?6??10 L??s (3.14) ?fpQ????式中：ft——为温度系数，在此取1.0；

fp——为载荷系数，在此取1.2。

?1?132?10?96?10所以 L=?=3.82×s ?10?1.2?9267.07???此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速n2为

n2?2.66vam r/min (3.15) rr3103式中：rr——轮胎的滚动半径，m；

vam——汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取30～35 km/h，在此取35 km/h。 所以由式（3-11）可得n2=

2.66?35=169.27r/min；

0.478而主动锥齿轮的计算转速n1=169.27 …… 此处隐藏：1435字，全部文档内容请下载后查看。喜欢就下载吧 ……