【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 = =11 ()(4)差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角： ()式中：——行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。 再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的大端模數(shù)： = ()取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)4；式中：在前面已初步確定。 算出模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得： () 5壓力角 目前汽車差速器齒輪大都選用的壓力角，最少齒數(shù)可減至10，并且再小齒輪(行星齒輪)齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強(qiáng)度。 6行星齒輪安裝孔直徑及其深度L的確定 行星齒輪安裝孔與行星齒輪名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長(zhǎng)度。 =(mm) = mm ()式中：差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩24942； n——行星齒輪數(shù)4； ——行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x，mm. ，是半軸齒輪齒面寬中點(diǎn)處的直徑,l=64mm。 []——支承面的許用擠壓應(yīng)力，取為69MPa. 差速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算。 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算表序號(hào)項(xiàng) 目計(jì) 算 公 式 及 結(jié) 果1行星齒輪齒數(shù)2半軸齒輪齒數(shù)3模數(shù)4齒面寬=,取F=14 m m5齒工作高==6齒全高h(yuǎn)=+=7壓力角8軸交角9節(jié)圓直徑10節(jié)錐角11節(jié)錐距A===45mm12周節(jié)t==13齒頂高 14齒根高15徑向間隙16齒根角17面錐角18根錐角19外圓直徑20節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離21理論弧齒厚22齒側(cè)間隙(高精度)注:。 汽車差速器直齒錐齒輪切向修正系數(shù)(弧齒系數(shù))差速器齒輪主要進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算，而對(duì)于疲勞壽命則不予考慮,這是由于行星齒輪在差速器的工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，僅在左/右驅(qū)動(dòng)車輪有轉(zhuǎn)速差時(shí)行星齒輪和半軸齒輪之間有相對(duì)滾動(dòng)的緣故。 汽車差速器齒輪的彎曲應(yīng)力為 ()式中：T——差速器一個(gè)行星齒輪給予一個(gè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，； () n——差速器行星齒輪數(shù)目4； ——半軸齒輪齒數(shù)22； ——； ——； ——尺寸系數(shù)； ——； F——齒面寬22mm。 m——模數(shù)6； J——。 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J 以計(jì)算得：= MPa[]980 MPa以計(jì)算得：=[]綜上所述，差速器齒輪強(qiáng)度滿足要求。 本章小結(jié)本章首先說(shuō)明了差速器作用及工作原理，對(duì)對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的基本參數(shù)進(jìn)行了必要的設(shè)計(jì)計(jì)算，對(duì)差速器齒輪的幾何尺寸及強(qiáng)度進(jìn)行了必要的計(jì)算，最終確定了所設(shè)計(jì)差速器的各個(gè)參數(shù)，取得機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械制造的標(biāo)準(zhǔn)值并滿足了強(qiáng)度計(jì)算和校核。 第4章 軸承的選擇和校核錐齒輪齒面上的作用力錐齒輪在工作過(guò)程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。為計(jì)算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過(guò)程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動(dòng)機(jī)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。實(shí)踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算。作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計(jì)算：?。ǎ? 式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，在此取700； ，…——變速器在各擋的使用率； ，…——變速器各擋的傳動(dòng)比；齒寬中點(diǎn)處的圓周力齒寬中點(diǎn)處的圓周力為 ＝ N 　 （） 式中：——作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩見(jiàn)式()； ——該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑；對(duì)于螺旋錐齒輪 （） 式中：——主、從動(dòng)齒面寬中點(diǎn)分度圓的直徑； ——從動(dòng)齒輪齒寬； ——從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑； ——主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)； ——從動(dòng)齒輪的節(jié)錐角。由式（）可以算出：。按式（）主減速器主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力==主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力= =。 錐齒輪的軸向力和徑向力 一級(jí)減速機(jī)構(gòu)作用在主、從動(dòng)錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為： （） （）= （）= （）由上面已知可得：=由式（）、（）可算得：=。 =二級(jí)減速齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力為 ＝ N　 （）式中：——作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩=；——該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑。二級(jí)減速機(jī)構(gòu)作用在二級(jí)主、從動(dòng)齒輪面上的軸向力A和徑向力R分別為：== （）== () 式中：——齒輪的螺旋角，；把已知條件代入式（）和式（）可算出==，==。一級(jí)主動(dòng)錐齒輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算：對(duì)于軸是用懸臂式支撐的，如圖33所示，齒輪以其齒輪大端一側(cè)的軸頸懸臂式地支承于一對(duì)軸承上。為了增加支承剛度，應(yīng)使兩軸承的支承中心距比齒輪齒面寬中點(diǎn)的懸臂長(zhǎng)度大兩倍以上，同時(shí)尺寸應(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(zhǎng)。為了減小懸臂長(zhǎng)度和增大支承間距，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內(nèi)，而大端朝外，以使拉長(zhǎng)、縮短，從而增強(qiáng)支承剛度。由于圓錐滾子軸承在潤(rùn)滑時(shí)，潤(rùn)滑油只能從圓錐滾子軸承的小端通過(guò)離心力流向大端，所以在殼體上應(yīng)該有通入兩軸承間的右路管道和返回殼體的回油道。另外，為了拆裝方便，應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪后軸承（緊靠齒輪大端的軸承）的支承軸徑大于其前軸承的支持軸徑。根據(jù)上面可算出軸承支承中心距﹥70%=77，在這里取。軸承的的選擇，在這里選擇主動(dòng)錐齒輪后軸承為圓錐滾子軸承30216型，此軸承的額定動(dòng)載荷為160，前軸承圓錐滾子軸承30214型，此軸承的額定動(dòng)載荷為132[14]。由此可得到：式中：——軸承的最小安裝尺寸[由殷玉楓主編的《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》書表124可查的]。及=，取=34。齒輪軸承徑向載荷的計(jì)算軸承A、B的徑向載荷分別為： = ()= ()根據(jù)上式已知==，==，=，=34mm ，=80mm，=114mm。后軸承徑向力== 前軸承徑向力==軸承的校核對(duì)于前軸承，采用圓錐滾子軸承30214型，此軸承的額定動(dòng)載荷為132KN，在此徑向力=，軸向力=0N。當(dāng)量動(dòng)載荷 Q= ()式中、 、。由式（318）可得當(dāng)量動(dòng)載荷Q=XR=1=再由公式： s ()式中：——為溫度系數(shù)，；——為載荷系數(shù)。所以 ==s此外對(duì)于無(wú)輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋來(lái)說(shuō)，主減速器的從動(dòng)錐齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 r/min ()式中：——輪胎的滾動(dòng)半徑，m； ——汽車的平均行駛速度，km/h。對(duì)于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取35 km/h。所以由式（311）可得==；而主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速==。所以軸承能工作的額定軸承壽命： h () 式中： ——軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速，r/min。由上式可得軸承A的使用壽命=。若大修里程S定為100000公里，可計(jì)算出預(yù)期壽命即 = h () 所以==，＞，故軸承符合使用要求。對(duì)于后軸承，在此選用30216型型軸承，此軸承的額定動(dòng)載荷為160KN，在此徑向力=，軸向力=，所以=＞==，=。由式（311）可得當(dāng)量動(dòng)載荷Q=+=。所以軸承的使用壽命： ==s =＞所以軸承符合使用要求。，對(duì)于從動(dòng)圓錐齒輪的圓周力、徑向力、軸向力、由計(jì)算公式可知=，==，==，在這里我們把二級(jí)主動(dòng)齒輪與軸做成一體的，選擇軸承時(shí)應(yīng)與齒輪的外尺寸176相當(dāng)，選擇軸承為30316型，它的外直徑為170，剛好滿足要求，它的額定動(dòng)載荷為278。根據(jù)軸承和齒輪的尺寸，如下圖設(shè)計(jì)計(jì)算,。 雙級(jí)主減速器中間軸軸承載荷計(jì)算圖如上圖所示，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)和齒輪的尺寸可算得：，，,。所以，軸承C的徑向力：= ()軸承D的徑向力：= ()式中：,——第一級(jí)從動(dòng)齒輪受的圓周力，軸向力和徑向力； ——第一級(jí)減速?gòu)膭?dòng)錐齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑； ——第二級(jí)減速主動(dòng)齒輪（斜齒圓柱齒輪）的節(jié)圓直徑； ——第二級(jí)主動(dòng)齒輪受的圓周力，軸向力和徑向力。根據(jù)上面所算得的數(shù)據(jù)代入式（316），（317）可得：====對(duì)于軸承C，在此選用30316型軸承，此軸承的額定動(dòng)載荷為278KN，== 軸向力=，方向與第一級(jí)從動(dòng)齒輪的相反，所以軸承C不受軸向力，因此=0＜=，此時(shí)=1，=0。 由式（311）可得當(dāng)量動(dòng)載Q==1=[13]。所以軸承的使用壽命： ==s =＞所以軸承C符合使用要求。對(duì)于軸承D，在此選用30316型軸承，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得此軸承的額定動(dòng)載荷為278KN，= 在此軸承D的徑向力=，軸向力=，所以=﹥=，[15]。 由式（320）可得當(dāng)量動(dòng)載荷Q===，所以軸承的使用壽命： ==s =＞所以軸承D符合使用要求。 本章主要是對(duì)軸承的選取和對(duì)軸承的校核，通過(guò)齒輪的尺寸和與箱體的裝配關(guān)系，合理的選擇軸承的大小。在這一張中最主要的是考慮到主減速器的裝配關(guān)系，能讓齒輪和軸合適的裝配到箱體中，并滿足一定的裝配要求。并對(duì)其所用的軸承進(jìn)行強(qiáng)度校核是壽命計(jì)算，使其滿足此車的要求。 第5章 軸的設(shè)計(jì) 一級(jí)主動(dòng)齒輪軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)由上面所設(shè)計(jì)出來(lái)的齒輪的大小和軸承的大小，裝配時(shí)所要求的間隙等，參照現(xiàn)有車型對(duì)軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，如圖31，可得到主動(dòng)一級(jí)主動(dòng)齒輪的基本尺寸大小，并滿滿足其所要的要求。 一級(jí)主動(dòng)齒輪軸其軸的各段的尺寸為：第1段：主動(dòng)錐齒輪，其齒寬為36，大端分度圓直徑為75，齒頂圓直徑為87；第2段：這段與軸承配合，其小徑為40，大徑為80，小徑寬度為18，其軸的直徑為40，寬度為18；第3段：軸的直徑為40，寬度為28；第4段：軸直徑為35mm，寬度為14；第5段：大端直徑為32；第6段：軸直徑為38mm，寬度為35 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 對(duì)于中間軸的結(jié)構(gòu)，二級(jí)主動(dòng)齒輪和中間軸加工成一體，其上面還要有一個(gè)與一級(jí)從動(dòng)錐齒輪的裝配凸臺(tái)，兩個(gè)支承軸承和相應(yīng)要求的間隔[15]。： 其軸的各段尺寸為：第1段：第一段與軸承想配合，軸承的小徑寬度為35mm，小徑直徑為80mm，其軸的直徑為80mm，軸的寬度為35mm；第2段：這段為了滿足主減速器的殼體與零件之間的距離，其直徑設(shè)計(jì)為40mm，寬度為20mm；第3段：二級(jí)主動(dòng)齒輪，其它的結(jié)構(gòu)尺寸為，齒寬為57mm，分度圓直徑為72mm，齒頂圓為73mm；第4段：主要是為了使一級(jí)從動(dòng)齒輪與二級(jí)主動(dòng)齒輪之間有一定的距離，其設(shè)計(jì)尺寸為：周寬15mm，軸的直徑為40mm；第5段：軸直徑為44mm，寬度為26第6段：一級(jí)從動(dòng)輪凸臺(tái)，與其從動(dòng)錐齒輪配合，它的直徑與從動(dòng)齒輪的與其配合部分的尺寸相同，及直徑為75，軸寬為14mm；第7段：與從動(dòng)錐齒輪用螺栓連接的圓盤，其尺寸大小與和從動(dòng)齒輪與它配合的尺寸相同，及軸的直徑為111mm，軸寬為5mm；第8段：軸直徑為70mm，寬度為35 本章小結(jié) 通過(guò)設(shè)計(jì)的零件的結(jié)構(gòu)大小，軸與