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保持架的材料与结构对轴承的转速影响极大。
实体保持架比冲压保持架允许更高些的转速。
推力轴承的极限转速均很低。
当工作转速高时,若轴向载荷不十分大时,可以采用角接触球轴承承受纯轴向力。
若工作转速略超过样本中规定的极限转速,可以用提高轴承的公差等级,或者适当的加大轴承的径向游隙,选用循球润滑或油雾润滑,加强对循环油的冷却等措施来改善轴承的高速性能。
若工作转速超过极限转速较多,应选用特制的高速转动轴承。
便于拆装也是选择轴承类型时应考虑的个因素。
此外,轴承类型的选择还应考虑轴承装置整体设计的要求。
如轴承的配置使用要求游动要求等。
综合考虑以上因素,本次设计第轴后轴承为外座圈上带有止动槽的深沟球轴承。
此轴承承受径向载荷和第轴上的轴向载荷。
第二轴前后端采用带止动槽的圆锥滚子轴承。
变速器第二轴上常啮合齿轮与第二轴之间采用滚针轴承,在第二轴穿过壳体处采用圆柱滚子轴承以承受径向力,第二轴后部采用深沟球轴承支撑在轴承盖内。
轴承的校核初选轴承,代号时,时,.其中径向载荷,径向载荷系数,轴向载荷,计算轴承在各挡位时的支反力二轴受力分析图二轴受力分析图图中二轴前轴承对二轴作用力的作用点二轴后轴承对二轴作用力的作用点二轴前轴承对二轴的水平垂直作用力二轴后轴承对二轴的水平垂直轴向作用力挡二轴齿轮所受轴向力径向力切向力挡齿轮节圆半径各支承力的计算公式轴向载荷中间轴受力分析图中间轴受力分析图图中中间轴前轴承对轴作用力的作用点中间轴后轴承对轴作用力的作用点中间轴前轴承对轴的水平垂直作用力中间轴后轴承对轴的水平垂直作用力挡齿轮所受轴向力径向力切向力中间轴常啮合齿轮所受轴向力径向力切向力。
挡中间轴齿轮节圆半径中间轴常啮合齿轮节圆半径注设计时使与大致相等,故处轴向力可不计。
各支承力的计算公式轴向载荷轴受力分析图轴受力分析图图中轴前轴承对轴作用力的作用点轴后轴承对轴作用力的作用点二轴前轴承对轴作用力的作用点轴常啮合齿轮所受轴向力径向力切向力轴前轴承对轴的水平垂直作用力轴后轴承对轴的水平垂直轴向作用力二轴前轴承对轴的水平垂直作用力轴常啮合齿轮齿轮节圆半径。
各支承力的计算公式轴向载荷计算挂入挡非直接挡时各轴所受扭矩发动机输入的扭矩为,轴所受扭矩为,二轴所受扭矩为为该挡位传动比。
计算各齿轮所受切向力轴向力径向力常啮合齿轮切向力轴向力径向力为齿轮螺旋角,为齿轮法面啮合角。
挡齿轮切向力轴向力径向力为挡齿轮螺旋角为挡齿轮法面啮合角。
直接挡时各齿轮所受轴向力径向力切向力均为零。
计算各轴承的载荷代入上式,可求得各轴承在挡时的载荷。
计算各轴承的总当量动载荷计算各轴承在各挡位时的径向载荷及轴向载荷例如轴后轴承在挡时的径向载荷轴向载荷计算轴承在各挡位时的当量动载荷根据所选轴承型号,查表得到径向系数轴向系数。
计算公式计算轴承的总当量动载荷直接挡时各轴承的动载荷均为零,因此只计算挡的当量动载荷,并以挡所需转数作为预期寿命进行校核。
计算二轴后轴承的总当量动载荷二轴后轴承在挡的当量动载荷分别为,各挡转数的分配比例为。
根据损伤积累假说,轴承的总当量动载荷为ε轴承寿命指数球轴承ε计算轴的后轴承的总当量动载荷轴的后轴承的总当量动载荷为校核轴承寿命第轴前轴承在传递扭矩时,内外圈无相对运动,所承受的是静载荷,该轴承的选择与传动中其它部件的设计有关,本文不对其进行校核。
其余轴承的校核步骤如下计算各轴承挡时寿命计算公式ε其中轴承的额定动载荷。
计算各轴承在挡时所需寿命汽车轴承般以汽车大修里程作为其预期寿命。
在此里程中第二轴总转数总.为主减速,为车轮滚动半径。
第二轴后轴承在挡所需寿命为第轴后轴承在挡所需寿命为扭矩系数路程系数根据上述公式计算结果如下轴承在各挡位时的当量动载荷二轴后轴承ⅠⅡⅢⅣ中间轴前轴承ⅠⅡⅢⅣ中间轴后轴承ⅠⅡⅢⅣ轴后轴承ⅠⅡⅢⅣ各轴承总当量载荷表.二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承轴后轴承各轴承寿命转表.二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承轴后轴承各轴承所需寿命转表.二轴后轴承中间轴轴承轴后轴承因为各轴承寿命各轴承所需寿命,所以选用的轴承合格。
.变速器同步器的设计同步器的结构在前面已经说明,本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器,其结构如下图所示图锁环式同步器变速器齿轮滚针轴承结合齿圈锁环同步环弹簧定位销花键毂结合套如图,此类同步器的工作原理是换挡时,沿轴向作用在啮合套上的换挡力,推啮合套并带动定位销和锁环移动,直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。
之后,因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差,致使在锥面上作用有摩擦力矩,它使锁环相对啮合套和滑块转过个角度,并滑块予以定位。
接下来,啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触,使啮合套的移动受阻,同步器在锁止状态,换挡的第阶段结束。
换挡力将锁环继续压靠在锥面上,并使摩擦力矩增大,与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。
