【《16T載貨車輛單級主減速器設(shè)計》16000字（論文）】

16T載貨車輛單級主減速器設(shè)計目錄 1關(guān)鍵詞 21緒論 2 21.2車型參數(shù) 32方案論證 42.1概述 4 42.3主減速器設(shè)計 5 73主減速器設(shè)計 9 9 21 5主動齒輪軸的設(shè)計與校核 5.1軸承的選擇 5.2主減速器軸承校核 6汽車主減速器ug建模及裝配 6.1ug建模 35 40進行主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計，對主從動齒輪的支承的選擇，然后選擇合適的差速器類型并對行星齒輪和半軸齒輪和齒關(guān)鍵詞：主減速器，強度校核，差速器，UG1緒論1.1國內(nèi)外發(fā)展水平和前景全世界范圍內(nèi)的汽車數(shù)量越來越多.汽車企業(yè)充分顯示出其巨的經(jīng)效益和社會效技術(shù)不斷進步的時代.高頂尖科技在許多方面的應(yīng)用越來越普遍。機械系統(tǒng)的發(fā)展和機制或“奧利康”(Oerlikon)制螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。通過在雙級減速器中增加一對圓柱齒輪結(jié)構(gòu)來增大減速器的傳動比。如圖1.1為螺旋錐齒輪的結(jié)構(gòu)示意圖，從圖中1.2車型參數(shù)外形尺寸(長×寬×高):5610×2300×2380mm滿載軸荷分配(前/后):1994/4000kg變速器速比：1檔6.80,2檔4.27,3檔2.6,4檔1.59,5檔1.002方案論證驅(qū)動橋作為汽車傳動系中的主要總成之一。驅(qū)動橋的設(shè)計直接影響到汽車使用性驅(qū)動橋可根據(jù)其結(jié)構(gòu)不同來分為斷開式驅(qū)動橋和非斷開式驅(qū)動橋，結(jié)構(gòu)如題2.1所斷開式驅(qū)動橋，這樣可以有效的保證汽車運轉(zhuǎn)時運動的協(xié)調(diào)性。而采用非獨立懸架的的驅(qū)動輪經(jīng)常使用非斷開式驅(qū)動橋。圖2.1驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)示意圖2.3主減速器設(shè)計一、主減速器結(jié)構(gòu)方案分析汽車的主減速器通常分為單級主減速器和雙級主減速器兩種。較多因素影響減速器類型的選擇，如減速器制造商的制造水平、使用條件、汽車的類型等，但決定性因素為主減速比的大小以及驅(qū)動橋的數(shù)目、布置方式以及離地距離。根據(jù)研究對象的型號，通常選用的是單級主減速器。結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小、整體尺寸緊湊以及成本低等是單級主減速去的優(yōu)點，在主減速比小于7.6的各種型號的汽車上的到較為廣泛的應(yīng)用，如輕型載貨汽車等。二、單級主減速器傳動形式分析單級主減速器傳動形式按照結(jié)構(gòu)的不同可以分為以下四種：螺旋錐齒輪傳動、雙曲面齒輪傳動、圓柱齒輪傳動和蝸輪蝸桿傳動。它們的傳動形式如圖2.2所示。a)螺旋錐齒輪傳動b)雙曲面齒輪傳動c)圓柱齒輪傳動d)蝸桿傳動圖2.2單級主減速器傳動形式一)雙曲面齒輪傳動一定的距離E,這個距離被稱作偏移距。當E大于0時，主動齒輪的螺旋角β1將大于從動齒輪的螺旋角β2,使得該裝置的傳動比大于同等尺寸下的螺旋錐齒輪傳動裝置的二)螺旋錐齒輪傳動三)蝸桿蝸輪傳動蝸桿蝸輪的傳動比一般大于7,因此能傳遞較大的扭矩，并且具有結(jié)構(gòu)簡單，拆裝四)圓柱齒輪傳動通過對不同單級主減速器傳動形式的介紹，比較螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪的優(yōu)缺點，如表1.1所示，仔細思考，最后采用雙曲面齒輪為單級主減速器傳動形式。從動輪的選擇如表2.1:表2.1從動輪對比類型螺旋錐齒輪優(yōu)點較大的螺旋角使得有相對較小的摩擦損失，傳動效率高達99%,能有效抵抗低的潤滑成本。工作穩(wěn)定、能承受較大的負荷、制造也簡易。兩者尺寸一樣時，這類齒輪傳動比i0大，當i0一定且從動齒輪尺寸相同時，此類齒輪直徑大，輪齒強度大，剛度大。當i0一定，主動齒輪規(guī)格一樣，這時齒輪Hmin較大。此類齒輪有側(cè)向滑動和縱向滑動，縱向滑動可使其運轉(zhuǎn)平穩(wěn)。β1>β2,較大的重合度傳動平穩(wěn)性和彎曲強度的到進一步的提高。因主動齒輪較大，需要更大的刀盤刀頂距來加工，所以切削刃壽命較長。缺點相同尺寸時具有較小的傳動比，相同傳動比是具有的剛度較小。Hmin小。的嚙合精度，齒輪副錐有細微的誤差便會讓工作條件急劇變壞，同時增大磨損以及增大噪聲。在齒長的方向縱向滑動會增大摩擦損失是96%,齒面間產(chǎn)生較大的壓力和摩擦功，會致使油膜破壞和齒面燒結(jié)咬死，降低抗膠合能力。雙曲面主動齒輪因其軸向力較大，導致較大的軸承負荷。雙曲面齒輪傳動需選用能改善油膜強度和2.4主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主動輪與從動齒輪必須具有良好的嚙合狀況，才能確保主減速器正常的工作。而齒輪的正確嚙合不只與齒輪的加工精度、裝配調(diào)整以及各零部件的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度有關(guān)系。一、主動錐齒輪的支承方案主動錐齒輪的支承形式可劃為兩種，一種是懸臂支承，另一種是跨臂支承。懸臂支撐結(jié)構(gòu)如圖2-3a所示，將兩個錐形滾子軸承安裝在軸徑上，其中軸頸與錐齒輪大端連接，軸承圓錐滾子較大的一端朝外。這種安裝方式使得作用在錐齒輪的軸向力由遠離錐齒輪的軸承承受，另一個軸承需承受反向軸向力。增加了軸承間距b,減少了懸臂長度a,改善了支撐剛度。為了更好的增強支撐剛度，支撐距離b一般應(yīng)該不小于0.7倍的齒輪節(jié)圓直徑以及2.5倍的懸臂長度a,并且，懸臂長度a不能大于齒輪的軸徑。為了便于組裝與拆卸，遠離齒輪的軸承比另一個軸承的軸徑大。最終，軸承剛度不僅與軸承的形式、軸直徑的大小、支座之間的距離、懸臂的長度有關(guān)，還與軸承與軸、軸承與座孔之間的松緊度有關(guān)。a)主動錐齒輪懸臂式b)主動錐齒輪跨置式c)從動錐齒輪圖2-3主減速器錐齒輪的支承形式不同的支撐方式有不同的特點。懸臂式支承在三種支撐方式中結(jié)構(gòu)最簡單，但其支承剛度較差，因此懸臂式支承無法用于大扭矩的車型?？缰檬街С薪Y(jié)構(gòu)如圖2-3b所示，的分布關(guān)系影響裝置的支撐剛度。實際安裝中，為了通過減少(c+d)的尺寸提高裝置荷大小相等或接近，尺寸c與尺寸d應(yīng)盡可能的相等。減速器，設(shè)計的總方案布置如下示意圖2-4所示。3主減速器設(shè)計行設(shè)計時，為了提高汽車的行駛速度，其傳動比需要根據(jù)公式3-1進行計算。查輪胎GB9743-2015轎車輪胎得205/60R15V輪胎車輪的滾動半徑為304mm.汽車在發(fā)動機以最大轉(zhuǎn)矩輸出和傳動系統(tǒng)傳動比最小時狀態(tài)下運轉(zhuǎn)時齒輪的受載值和汽車在平穩(wěn)路況條件下行駛時車輪開始出現(xiàn)打滑時的受載值中較小的值作為汽車主減i---汽車最小傳動比；Ko---超載系數(shù)，根據(jù)實驗條件，通常選取1或2n---該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目φ---輪胎的附著系數(shù)，常用的輪胎取0.85,越野輪胎取1.0,防滑寬輪胎取1.25;nL,iB---分別為計算所得的主減速器從動齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動汽車或汽車列車的性能指數(shù)：通過上文計算出的Tce和Tcs均為理論計算的最大轉(zhuǎn)矩，而不是汽車正常行駛時的持續(xù)轉(zhuǎn)矩，因此無法直接將其當做齒輪發(fā)送疲勞損壞的參考依據(jù)。通常情況下，公里路況一般優(yōu)于其他路況，因此，公路用車的行駛過程異變相較于非公路用車更加的穩(wěn)定。對于穩(wěn)定行駛的汽車的持續(xù)轉(zhuǎn)矩可以通過汽車的牽引力計算，其主減速器從動輪的平均轉(zhuǎn)式中，fr---道路滾動阻力系數(shù)，日常轎車取fR=0.010-0.015;載貨汽車取0.0150.020;越野汽車取0.020-0.035;fa---汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，一般對轎車取0.08;載貨汽車和城市公共汽車取0.05-0.09;長途公共汽車取0.060.10;越野汽車取0.090.3。3、主減速器齒輪其本參數(shù)的選擇a)主、從動齒輪齒數(shù)的選擇根據(jù)計算所得出的°,查閱表：選用Z1=6Z2=39ib)從動錐齒輪節(jié)圓直徑及端面模數(shù)的選擇主減速器螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪從動齒輪的節(jié)圓直徑，可依照該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，按經(jīng)驗公式選出：式中：d?---從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm;從動錐齒輪節(jié)圓直徑d?選定后，可按算出大端端面模數(shù)，并用下式校核：式中：m---齒輪大端端面模數(shù)Ti---計算轉(zhuǎn)矩，(Tc、Tcs)取較小者m=K3/T=0.4×3/8751.6=8.2取端面模數(shù)m=8.5;c)螺旋錐齒輪與雙面齒輪齒寬F的選擇傳動的從動齒輪齒寬F一般為對于節(jié)錐的0.3倍且需要大于十倍的端面模數(shù)。關(guān)于汽車F?=0.155d2=0.155×331.5F1=55mmd)雙曲面小齒輪偏移距及方向的選擇器設(shè)計經(jīng)驗，對于小型汽車的偏移距一般小于0.4倍的從動齒輪節(jié)錐長度，且與0.2倍的從動輪節(jié)圓直徑相等或相近；對于中型汽車的偏移距一般小于0.2倍的從動齒輪節(jié)錐一個雙曲面齒輪的偏置的方向是由從動齒輪的錐頂與主動齒輪的相對位置關(guān)系決所以E=35mm35-45°之間。轎車理應(yīng)選用較大值，確保有更大的mF,讓運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音低。螺旋角式中：β1---主動齒輪為名義(中點)螺旋角的預(yù)選值；f)螺旋方向的選擇根據(jù)上文分析，雙曲小齒輪采用的是下偏移方式，因此對應(yīng)的主、從動齒輪分別為左旋和右旋。g)法向壓力的選擇依照雙曲面齒輪的結(jié)構(gòu)可以看出，大齒輪與小齒輪輪齒兩側(cè)齒形的壓力角存在著差異，因此壓力角的值根據(jù)大、小齒輪的壓力角的均值計算。在“格里森”制雙曲面齒輪傳動中，小型汽車的平均壓力角一般選用19°;中大型汽車的平均壓力角一般選用22.5°;當小齒輪的齒數(shù)大于8時，平均壓力角選用15°。雙曲面齒輪小齒輪兩側(cè)的壓力角在自然情況下不相等時，那么齒輪副在正反兩個方向旋轉(zhuǎn)時的嚙合線長度是一樣的。人為地改變壓力角讓兩者不相等時，可讓正、反兩個方向旋轉(zhuǎn)時的嚙合線長度不相等。為了進一步增大齒輪在嚙合時的嚙合線長度，通常采用減小小齒輪輪齒凹面壓力角的方式。通過減小壓力角可以增大齒輪間的重疊系數(shù)，從而提高了齒輪嚙合時的穩(wěn)定性，降低了傳動時產(chǎn)生的噪音。根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，在保證齒輪不出現(xiàn)根切的前提下，通過減小小齒輪齒凹面壓力角，可以大大提高裝置的傳動性能。并且為了防止由于軸向力大于驅(qū)動壓力而導致使得小齒輪被推向大齒輪情況的出現(xiàn)，驅(qū)動策的壓力角不能小于100。避免造成非工作面的壓力角過大，現(xiàn)在轎車用的“格里森”制雙曲面齒輪的平均壓力角為190。在這里按照經(jīng)驗公式得a=20°h)圓弧齒錐齒輪銑刀盤名義直徑的選擇經(jīng)過被切齒輪齒中間的假想同心圓的直徑被稱作“格里森”制(圓弧齒)螺旋錐齒輪與雙曲齒輪銑刀盤的名義直徑。在確定名義直徑的大小時，需要從兩個方向考慮：①齒向曲率的大小；②刀盤直徑的大小。工業(yè)上為了避免刀盤種類過多.導致刀盤成本的增加.已經(jīng)將刀盤標準化了。其中.每一種規(guī)格的刀盤可以加工一定尺寸范圍的圓弧錐齒輪下式可以初步得到刀盤名義直徑：式中：K---系數(shù)，選取0.9~1.1Ao,Am---分別為從動齒輪的節(jié)錐距和中點錐距，mm對于刀盤名義直徑的確定，可以根據(jù)公式3-10的計算值或動齒輪節(jié)圓直徑選擇表3-1中最接近的標準刀盤名義直徑。主減速器圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計算，依照下表進行計算：序號計算結(jié)果16小齒輪齒數(shù)z?應(yīng)不少于62大齒輪齒數(shù)z2:由z?及速比定，但z與z?間應(yīng)避免有公約數(shù)；對轎車：車及一般工業(yè)傳動：z?+z?>4034F大齒輪齒面寬F=0.155d?(汽車工業(yè))5E小齒輪軸線偏移距E:對轎車、輕型載貨汽車及一般工業(yè)傳動：E≤0.2d?或E≤0.4Ao,對載貨汽車、越野汽車、公共汽車：E=(0.1~0.12)d?6大齒輪分度圓直徑d2:按式(3-6)預(yù)選，7刀盤名義半徑rd:按式(3-10)估算2rd,按表3-1選取rd8β小齒輪螺旋角的預(yù)選值β?:按式(3-9)預(yù)選91徑小齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑齒輪收縮系數(shù)TR:當z?≤12時TR=0.02(1)+1.06;當z?>12時TR=1.30小齒輪節(jié)錐角小齒輪中點螺旋角β,極其靠近于(8)項的預(yù)選預(yù)選值大齒輪中點螺旋角β?大齒輪節(jié)錐角y? 見前面說明2左欄選擇左邊公式，右欄選擇右邊公式51(37)+(40)(67)左大齒輪節(jié)錐頂點和小齒輪軸線之間的距離，正(+)號表示該節(jié)錐頂點該節(jié)錐頂點位于大齒輪輪體與小齒輪軸線之間大齒輪節(jié)錐距2作高，系數(shù)k按z?查下表求得，但只有采用下列設(shè)計參數(shù)時，才使用“轎車"這欄的數(shù)值，否則都用“通壓力角之和[(78)項]為38?;小齒輪輪齒凹面的壓力角為12°或更大 輪齒兩側(cè)壓力角的總和，載貨汽車、雙重收縮齒：θ?=(84)大齒輪頂角θ?(單位為分):未來1用標準收縮齒的公式來計算θ?[見(89)項]及δ?[見(91)項];2計算∑δs=θ?+δ?標準收縮齒齒頂角與齒根角之和；(85)標準收縮齒：3計算△釋就是雙重收縮齒，故(89)、(91)角母線收縮齒齒根角之和),此時應(yīng)選擇傾根錐母線收縮齒，就是(89)(91)項應(yīng)依照傾根錐母線收縮齒公式計算—(89)標準收縮齒：大齒輪的齒根角(單位為分)采用哪一種收縮齒形的計算公式見上項注釋徑向間隙C為大齒輪在齒面寬中點處的工作齒高的15%再加上0.05大齒輪的面錐角大齒輪的根錐角大齒輪外圓直徑x?2=(106)一(93)(49)大齒輪外緣和小齒輪軸線之間的距離大齒輪面錐頂與到小齒輪軸線之間的距離，正(+)號表示該面錐頂點軸線之間大齒輪根錐頂點和齒輪軸線之間的距離，正(+)號表示該根錐頂點越錐頂點位于大齒輪輪體與小齒輪軸線之間小齒輪的面錐角小齒輪面錐頂點至大齒輪軸線的距大齒輪軸線，負(一)號表示該面錐間±(113)(67)右-(68)右左欄用公式前的正(+)號，右欄用公式前的負(一)號(68)左+(87)(68)右26)左小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離+(75)(126)右小齒輪輪面前緣至大齒輪軸線的距離小齒輪的外圓直徑 正(+)號表示該根錐頂點越過大齒輪軸線，負(一)號表示該根錐頂點位于小齒輪輪體與大齒輪軸線之間小齒輪根錐角輪齒折斷可以分為兩種情況。(1)在齒輪工作過程中，根據(jù)受力分析，齒根受到勞折斷。(2)由于沒有正常使用齒輪，結(jié)果讓齒輪長期處于過載工作狀態(tài)或長期受到最為經(jīng)常見到的滲碳齒輪失效形式是齒面的點蝕和脫落。在齒輪工作過程中，相互嚙合的表面會產(chǎn)生擠壓現(xiàn)象，由于長期受到擠壓作用或擠壓的壓力過大時，嚙合面會產(chǎn)生細微的疲勞裂紋，裂紋會隨著齒輪連續(xù)轉(zhuǎn)動沿表層不斷延伸直至最后脫落，形成麻點或斑坑。而麻點或斑坑的出現(xiàn)會破壞輪齒的工作表面，導致齒輪傳動不穩(wěn)定，并伴隨噪音，嚴重時使得齒輪無法工作，這種齒輪失效的形式叫做齒面的點蝕與脫落2、“格里森”制圓弧雙曲面齒輪的強度計算a)單位齒長上的圓周力：式中：P--單位齒長上的圓角力，N/mm;P--作用在齒輪上的圓周力，N,按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩T和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算；F--從動齒輪的齒面寬，mm.按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時：Ig--變速器傳動比，取I檔及直接檔進行計算，針對多橋驅(qū)動汽車應(yīng)考慮驅(qū)動橋數(shù)及分動器傳動比按最大附著力矩計算時：式中，G:--驅(qū)動橋?qū)λ降孛娴呢摵?N;rr輪胎的滾動半徑d2主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑mm。很多單位齒長上的圓周力[p](N/mm),見下表。如今設(shè)計汽車的時候，材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的不斷提高，單位齒長上的圓周力有時高出表數(shù)據(jù)的20%~25%。表3.3許用單位齒長上的圓周力[plN/mm參數(shù)汽車類別面的附著系數(shù)9I擋直接擋載貨汽車公共汽車牽引汽車一檔時：P=2×220×6.8×103/(51×50)=1173.3<8P=2×40000×0.304×0.85×1000/(331.5×50)=1764.1≤893×1.25=1786.25N/從動輪：主動輪：K0--超載系數(shù)，見式(3-2)下的說明，Km--荷分配系數(shù).在兩個齒輪均用騎馬式支承型式時.Km=1.00-1.10;當一個齒Kv--質(zhì)量系數(shù).針對于汽車驅(qū)動橋齒輪.在輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高Cp——綜合彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副，取Cp=232.6NL/mm;d1-—主動齒輪節(jié)圓直徑，該車為51mm;Ks——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性Km——齒面載荷分配系數(shù)，對于懸臂式支承，Km=1Kv——質(zhì)量系數(shù)，跟齒輪精度和齒輪分度圓上的切線速度對齒間載荷的影響有F——取b1和b2中的較小值，取50mm;按m計算：d)強度計算后齒輪尺寸的調(diào)整如此前所述，強度計算得到的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力不應(yīng)該超過它們的許用應(yīng)力，反之應(yīng)加大齒輪尺寸。使其計算應(yīng)力在許用應(yīng)力的范圍內(nèi)。齒輪尺寸在增大以后，可近似地按以下兩式求得。按彎曲強度：按接觸強度：若是依據(jù)日常行駛疲勞壽命來設(shè)計的齒輪，一般不滿足彎曲強度或解除強度的要求，可以按照以上兩式進行適當調(diào)整。經(jīng)過核算，設(shè)計的齒輪均符合要求。4差速器設(shè)計在差速器方案論證中，選用了普通錐齒輪式差速器，下面進行設(shè)計計算。4.1差速器齒輪主要參數(shù)的選擇[8]1、行星齒輪數(shù)目的選擇由主減速器傳來的輪矩要通過差速器分配給車輪，因此，差速器行星齒輪的齒數(shù)要根據(jù)所承載狀況來確定。選擇：計劃用4個行星齒輪2、行星齒輪球面半徑Rb的確定行星齒輪的安裝尺寸就是差速器行星齒輪的球面半徑Rb,實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐齒輪的節(jié)錐距，所以在一些方面它表明了差速器的強度，另外，Rb的大小也制約著差速器的尺寸大小。行星齒輪的球面半徑根據(jù)下面公式確定：Rb—一行星齒輪球面半徑。Kb一行星齒輪球面半徑系數(shù)，Kb=2.52～2.97,對有四個行星齒輪的轎車和貨車取小值所以Kb=2.52,Td——計算轉(zhuǎn)矩，取Tce、TCS中的較小值(N.m),參考某車型得Rb=73.3533mm;3、行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇讓行星齒輪的齒數(shù)盡可能的少，去得到略高的模數(shù)，來提高齒輪強度，然而不能少于10,半軸齒輪的齒數(shù)選擇在14~25,半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多位于1.5~2.0的范圍間，設(shè)計當中，初選半軸齒輪的齒數(shù)為z2=22,行星齒輪齒數(shù)取Z1=11;4、差速器錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪的分度圓直徑的初步確定行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角分別為γ1和γ2:錐齒輪大端端面模數(shù)m:行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)圓(分度圓)直徑d1和d2用下式計算：汽車差速器齒輪大多采用壓力角為250,齒高系數(shù)等于0.8的齒形。此種齒形的最少齒數(shù)可減少至10,同時在小齒輪不變尖的條件下經(jīng)過切響修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨向等強度，所以設(shè)計也采用250,作為差速器壓力角，即α6、行星齒輪軸直徑d及支承長度L的確定行星齒輪軸直徑(即行星齒輪安裝孔直徑)d接下式計算：寬中點處的平均直徑，d/2‘≈0.8d2;d2是半軸齒輪大端分度圓直徑d2=132mm,所以取d=33mm;行星齒輪在軸上的支承長度(行星齒輪安裝孔的深度)L=1.1d=36.64mm4.2差速器齒輪的幾何參數(shù)計算汽車差速器的行星齒輪以及半軸齒輪都采用直齒圓錐齒輪，幾何參數(shù)依據(jù)表4-1計序號名稱代號行星齒輪半軸齒輪1齒數(shù)Z2m63軸間夾角∑4節(jié)錐角Y5d67齒面寬b8周節(jié)t9h壓力角α徑向間隙C齒根角δ面錐角根錐角外圓直徑節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離理論弧齒厚S齒側(cè)間隙B弦齒厚弦齒高5.1軸承的選擇通常先根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計初步確定軸承的基本尺寸，對軸承壽命進行校核。須求出作用在齒輪上的力才能求出對軸承上的力和軸承上的反力。表5-1預(yù)選軸承數(shù)據(jù)序號型號名稱尺寸數(shù)量1主動錐齒輪后軸承12主動錐齒輪前軸承11、花鍵的設(shè)計圖5.1花鍵示意圖本次設(shè)計使用漸開線花鍵a)最小軸頸的計算代入數(shù)據(jù)計算得d>28.35mm名稱代號公式1m12分度圓壓力角a3齒數(shù)Z4理論工作齒高5分度圓直徑6基圓直徑7公稱直徑D8內(nèi)花鍵齒根圓直徑外花鍵齒根圓直徑9內(nèi)花鍵齒頂圓直徑外花鍵齒頂圓直徑內(nèi)花鍵齒的漸開線終點直徑外花鍵齒的漸開線終點直徑周節(jié)t分度圓弧齒槽寬Srb)花鍵的校核動連接：ψ:載荷分配不均系數(shù).與齒數(shù)有關(guān)ψ=0.7-0.8,齒數(shù)多取小。1:齒的工作長度.單位mm:h:齒側(cè)面的工作長度，漸開線花鍵：a=30°h=m;a=45°hdm花鍵平均直徑，單位為mm,漸開線花鍵dm=di,di為分度圓直徑，mm計算得到的σ,,對照機械設(shè)計西北工業(yè)大學第八版表6-2器主動螺旋錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩Tia依照下式求得：Temax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，220N.m;檔使用率，可近似取1,3,5,16,75is,ig2,…——變速器傳動比，分別為：7.51,4.27,2.60,1.59,1,Jn,Jn,…,Jm——變速器處于I,Ⅱ,Ⅲ,IV檔時的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩利用率，分別為50,60,70,70,603、螺旋錐齒輪受力分析圖5.2主動錐齒輪的受力根據(jù)主動錐齒輪的螺旋方向(左旋)和旋轉(zhuǎn)方向(順時針<從背面看>),可以確定螺旋錐齒輪的軸向力z及徑向力R為式中：P—一齒輪齒面寬中點的圓周力；β、β?——主、從動錐齒輪螺旋角；a1、α?——主、從動錐齒輪驅(qū)動齒廓法向壓力角；Y1、Y?——主、從動錐齒輪節(jié)錐角；錐齒輪齒面寬中點圓周力P為：T—一作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩Tdz,N.m;dm——該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑，mm;對于雙曲面齒輪：d?-—從動錐齒輪節(jié)圓直徑；F-—從動齒輪齒面寬；YR?——從動錐齒輪根錐角；z1、z2—一主、從動齒輪齒數(shù)；β1,β?——雙曲面主、從動齒輪的螺旋角。代入數(shù)據(jù)計算得：1、計算載荷的確定對于主減速器主動錐齒輪軸的強度校核主要是進行彎扭合成強度校核，其計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該是發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配與最低傳動比和驅(qū)動輪打滑時的計算轉(zhuǎn)矩的較小者，由前面章節(jié)的內(nèi)容已經(jīng)求出主動軸的計算載荷為前面已經(jīng)計算出在計算轉(zhuǎn)矩下主動圓錐齒輪的受力為：F,=9728.29N;Fa=10292.3N;F,=2、主動錐齒輪軸力學模型的建立根據(jù)主動錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，建立力學模型如圖3所示。再依照軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中F是經(jīng)過另加轉(zhuǎn)矩而平移至指向F軸線；2ae也應(yīng)該經(jīng)過另加彎矩而平移到作用于軸線(上述轉(zhuǎn)化在圖中均未畫出)。圖5-3主動錐齒輪力學模型示意圖求解軸承A、B支反力根據(jù)(圖10)的力學模型建立力、力矩平衡方程如下：根據(jù)式5-2式5-3的校核合格，得出軸在花鍵處為最小危險截面，而且校核已經(jīng)合根據(jù)軸的受力分析，分別按xy、xz平面計算各力產(chǎn)生的彎矩，同時依照計算結(jié)果作出xy平面上的彎矩MB和xz平面上的彎矩Mv。M——軸在計算截面上的合成彎矩；危險截面處M=1100×103N.mmFa-—軸在計算截面上的軸向載荷；截面F=10292NT——軸在計算截面上的扭矩；截面T=1346.4N.mm;[?]--軸的許用彎曲應(yīng)力，對于20CrMnTi,[σ]=365Mpa,6汽車主減速器ug建模及裝配此部分因涉及零件較多，因此省略掉，主要注重于下一節(jié)的裝配過程。運用UGNX4的裝配功能結(jié)合主、從動齒輪的裝配要求，進行模擬裝配，其裝配的大體過程如下：第一步：先把差速器的十字軸與四個行星齒輪及行星齒輪墊圈裝配在一起如圖6-1所示：圖6-2圖6-3第二步：接著把半軸齒輪和四個行星齒輪裝配在一起，調(diào)整各個齒輪使他們互相嚙合，如圖6-2圖6-3所示：圖6-4圖6-5圖6-6軸齒輪和差速器殼體之裝上去，并且用8個M12*80的螺栓緊固(因為零件相同，這里只畫出一個M16螺栓)如圖6-4圖6-5圖6-6:圖6-7第四步：將主減速器從動輪用8個M12*40的螺栓緊固(因為零件相同，這里只畫出一個M16螺栓)如圖6-7:圖6-8圖6-9并且緊固，并裝上主