【正文】 L 就是行星齒輪在其軸上的支承長度。要立交，這時齒高系數(shù)為 1，而最少齒數(shù)是 13。 行星齒輪球面半徑 )(mmRB 的確定 圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑 BR ，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強度。例如，轉(zhuǎn)彎時外側(cè)的車輪的行程總要比內(nèi)側(cè)的長。 中間軸的校核 如圖 ， 由 第 3 章可知，從動錐齒輪受到的圓周力 NP ? ，軸向力NA ? ，徑向力 NR ? ； 主 動 圓 柱 齒 輪 受 到 的 圓 周 力?2P ，軸向力 NA 39。其軸的直徑為 85mm ，寬度為 27mm ； 第 7 段：花鍵軸，花鍵分度圓直徑為 68mm ，齒頂圓直徑為 72mm ，花 鍵軸寬為74mm ； 第 8 段：螺栓軸，螺栓直徑為 36。 根據(jù)上面所算得的數(shù)據(jù)代入式（ 316），（ 317）可得： 26 CR = DR = 軸承 C、 D 均選用 30222 型軸承，此軸承的額定動載荷 rC 為 315N， 0, ?? YX 求 得當量動載 ?Pd =? ?YAXR? == [5]。139。根據(jù)軸承和齒輪的尺寸，如下圖設(shè)計計算 c , gkfe , 。 所以由式 （ ）可得 2n = ? =； ； 而主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)速 1n ==。 軸承的的選擇， 在這里選擇 主動錐齒輪后軸承為圓錐滾子軸承 30217 型， 此軸承的額定動載荷 rC 為 178KN ， 前軸承圓錐滾子軸承 30219 型， 此軸承的額定動載荷 rC 為228KN [4]。1R = 39。 （12211 90,a rc t a n ??? ??? ?zz） 可以算出： ?md1 ， ?md2 。 20 第 3 章 軸承的選擇和校核 主減速器齒輪上作用力的計算 錐齒輪齒面上的作用力 設(shè)計時，通常 是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸初步選定軸承的型號，然后驗算軸承的 壽命。 雙級主減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇 正常齒標準斜齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸見表 。 斜齒圓柱齒輪的螺旋 角 ? 可選擇在 16176。 輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應(yīng)力 )/( 2mmNw? 為 14 JmzFK KKKTv mSjw ???? ?????? 203102? （ ） 式中： 0K —— 超載系數(shù) ； sK —— 尺寸系數(shù) （ ?m 時 sK =4=） ； mK —— 載荷分配系數(shù)，當一個齒輪用騎馬式支承型式時， mK ＝ ～ ；取 mK =； vK —— 質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取 1； m —— 端面模數(shù)， mm 。 螺旋角的選擇 螺旋角 ?35?? 。 取 68。該車滿載時的總質(zhì)量為 G = ，則可求得前后軸的軸荷 1G和 2G 1G = G? =? = （ ） 2G =? G =? = （ ） 把 已知 值代入式（ ） ， 可得 ?jT =LBLBri rG ???? ?2 ?jT = 11 3 ? ???? mN 10 ?jT =( mN? ) （ ） 取 )(m in 較小者、 ?jjej TTT ，即 ?minjT ( mN? )為強度計算 中用以驗算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算 載荷。對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇 0i 可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性 [2]。有些越野車也采用了這種結(jié)構(gòu)。但為了使從動錐齒輪背面的支承突緣有足夠的位置設(shè)置加強筋及增強支承的穩(wěn)定性，距離 c+d應(yīng)不小于從動錐齒輪節(jié)園直徑的 70％ .兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應(yīng)使它們的圓錐滾子大端相向超內(nèi)朝內(nèi)，而小端相背朝外。對于中等傳動比，兩種齒輪傳動均可采用。 螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。減速型式的選擇與汽車的使用類型及使用條件有關(guān)有時也與制造廠已有的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān)，但它主要取決于動力性、經(jīng)經(jīng)濟性等整車能所要求的主減速比的大小及驅(qū)動橋下的離地間隙、驅(qū) 動橋的數(shù)目及布置型式等 。 外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。所以設(shè)計新型的主減速器已成為了新的課題。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。 差速器 根據(jù)主減速器的設(shè)計和以往的經(jīng)驗借鑒 選取為結(jié)構(gòu)簡單、工作性能平穩(wěn)、制造方便的對稱式圓錐行星齒輪差速器。 全套圖紙，加 153893706 關(guān)鍵詞： 重型 載貨汽車；雙級主減速器； 差速器； 齒輪；校核 II ABSTRACT This design is designs a structure to the truck to be reasonable, work related reliable twostage main gear box. This twostage main gear box is posed of two level of gear reductions. Compares with the single stage main gear box, when the guarantee ground clearance is the same may obtain the very great velocity ratio, and also has the structure to be pact, the noise is small, service life long and so on merits. This article elaborated the twostage main gear box each ponents parameter putation and the selection process, and through putation examination. The design mainly includes: Main gear box structure choice, host, driven bevel gear39。 隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經(jīng)濟性日益成為人們關(guān)心的話題，這不僅僅只對乘用車，對于重型載貨汽車，提高其燃油經(jīng)濟性也是各商用車生產(chǎn)商來提高其產(chǎn)品市場競爭力的一個法寶，因為重型載貨汽車 所采用的發(fā)動機都是大功率，大轉(zhuǎn)矩的，裝載質(zhì)量在十噸以上的載貨汽車的發(fā)動機，最大功率在 140KW 以上，最大轉(zhuǎn)矩也在 700N? m 以上，百公里油耗是一般都在 34L 左右。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅(qū)動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右驅(qū)動車輪 的轉(zhuǎn)速雖相等而行程卻又不同的這一運動學(xué)上的矛盾，引起某一驅(qū)動車輪產(chǎn)生滑移或滑轉(zhuǎn)。 結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。按主減速器速比的變化可分為單速主減速器和雙速主減速器兩種。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預(yù)緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 主減速器主 、從動錐齒輪的支承方案 在殼體結(jié)構(gòu)及軸承型式已定的情況下，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法，對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確 嚙合 并具有較高使用壽命的重要元素之一。由于從動錐齒輪軸承是裝在差速器殼上，尺寸較大，足以保證剛度。 設(shè)計內(nèi)容 設(shè)計主要內(nèi)容包括：雙級主減速器和對稱式圓錐行星齒輪差速器各個零件參數(shù)的設(shè)計和校核過程。 對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而最高車速稍有下降， 0i 一般選得比上式求得的大 10%～ 25%.0i 范圍 （ ～ ） 初取 0i =10. 因為 ＜ 0i ＜ 12， 因此選用雙級主減速 器 。 r ， LBi ， LB? ， n ， maxeT 等見式（ ）（ ）下的說明。 齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋 錐 齒輪齒 面 寬度為 ： F= 2d = 。 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 主減速器螺旋錐齒輪 的幾何尺寸計算 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的 幾何尺寸的計 算 表 雙級 主減速器一級齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項目 計算公式 結(jié)果 1 主動齒輪齒數(shù) 1z 15 2 從動齒輪齒數(shù) 2z 33 3 端面模數(shù) m mm10 4 齒面寬 dF ? 5 齒工作高 mHhg ?? 1 mm17 6 齒全高 mHh ?? 2 7 法向壓力角 ?20?? 8 軸交角 ?90?? 9 節(jié)圓直徑 2211 。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。法向壓力角 ? = ?20 。 齒面 接觸 強度 校核 ][122 HHEH uubdKTZZZZ ?? ?? ????=1500 aMP （ ） 式中： EZ —— 材料彈性系數(shù)， EZ =； HZ —— 節(jié)點區(qū)域系數(shù)， HZ =； ?Z —— 螺旋角系數(shù)， ?Z = ?cos =； ?Z —— 接觸強度計算的重合度系數(shù)；????? ???? ???? )1(34Z = u —— 齒數(shù)比， ?u 主從 zz =； 主動齒輪的齒面接觸強度為： uubdKTZZZZ HEH 12 21 11 ??? ??? = ???? 23 ??? ??? = aMP aH MP1500][ ?? ? 主動齒輪的齒面接觸強度符合要求。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。 2R = 二級減速齒輪 齒寬中點處的圓周力為 ： P ＝ dT2 N （ ） 式中： T —— 作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩 01iTT d? = mN? ； d —— 該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑 。為了增加支承剛度，應(yīng)使兩軸 23 承的支承中心距 b 比齒輪齒面寬中點的懸臂長度 a 大兩倍以上，同時尺寸 b 應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的 70%還大，并使齒輪軸徑大于或小于懸臂長 a 。 主減速器齒輪軸承的校核 齒輪軸承徑向載荷的計算 軸承 A、 B 的徑向載荷分別為： 前R = ? ? ? ?212 dAaRaPb ????? () 24 后R = ? ? ? ?212 dAcRcPb ????? () 根據(jù)上式已知 R = 1R =， A = 1A =， 1P =， a =61mm ，b =110mm， c = ??ba 171mm。 若大修里程 S 定為 100000 公里，可計算出預(yù)期壽命即 hL39。139。239。 本章小結(jié) 本章主要是 對已設(shè)計的齒輪選取能夠 與其合理配合的軸承并校核。如圖 所示： 圖 中間軸的結(jié)構(gòu)尺寸 軸承選用 30222 號軸承、 其軸的各段尺寸為： 第 1 段：第一段與軸承 相 配合，軸承的小徑 寬度為 38mm ，小徑直徑為 110mm ，大徑直徑為 180， 其軸的直徑為 110mm ，軸的寬度為 41mm ； 第 2 段：其直徑設(shè)計為 128mm ，寬度為 36mm ； 第 3 段：二級主動齒輪 ，齒寬為 140 mm ，分度圓直徑為 ，齒頂圓為 ； 第 4 段：主要是為了使一級從動齒輪與二級主動齒輪之間有一定的距離，其設(shè)計尺寸為：寬 22mm，軸的直徑為 100mm； 第 5 段：一級從動輪凸臺，與其 一級 從動錐齒輪配合， 其 直徑為 200mm，軸寬為40mm； 第 6 段：與從動錐齒輪用螺栓連接的圓盤，其尺寸大小與和從動齒輪與它配合的尺寸相同，及軸的直徑為 240mm，軸寬為 22mm； 第 7 段：與第 1 段一樣和相同的軸承配合，并保證零件間的間隙，其設(shè)計尺寸為軸 寬為 52mm，軸的直徑為 110mm。 31 圖 中間軸受力圖 求出水平面上的彎矩并畫出彎矩圖： 70?? CAV RM 右 mmN? = mN? ）（左 657 6 1 3 2 ???? RRM DAV mmN? = mN? mmNRRM CBV ????? )651 3