【正文】 型貨 車驅(qū)動橋設計 。由于非斷開式驅(qū)動橋與斷開式驅(qū)動橋相比，其結構簡單、成本低、工作可靠，維修和調(diào)整方面也很簡單，驅(qū)動車輪又采用非獨立式懸架，所以本次設計采用非斷開式驅(qū)動橋。 驅(qū)動橋設計的基本要求 驅(qū)動橋設計的是否合理直接關系到汽車使用性能的好壞。因此，設計驅(qū)動橋時應當滿足如下基本要求： 1） 選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證汽車具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。 2） 外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性要求。 3） 齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 4） 在各種載荷和轉速工況下， 具有較高的傳動效率。 5） 保證足夠的強度和剛度條件下，盡可能降低質(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，以減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的行駛平順性。 本科生畢業(yè)設計（論文） 2 6） 結構應盡量簡單，維護方便機件工藝性好制造容易。 本科生畢業(yè)設計（論文） 3 第二章 驅(qū)動橋主減速器設計 主減速器的功用是將傳動軸輸入的轉矩增大并相應降低轉速，以及當發(fā)動機縱置時具有改變轉矩旋轉方向的作用。 主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。 主減速器一般根據(jù)所采用的齒輪型式、主動和從 動齒輪的裝置方法以及減速型式的不同而互異。 為了滿足不同的使用要求，主減速器的形式也不同。按參加減速傳動的齒輪副數(shù)目可分為單級主減速器和雙級主減速器。 單級主減速器多采用一對弧齒錐齒輪或雙曲面齒輪傳動，廣泛應用于主傳動比 0i ≤ 7 的汽車上。乘用車、質(zhì)量較小的商用車都采用單級主減速器，它具有結構簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、制造成本低等優(yōu)點；雙級主減速器是由兩級齒輪減速組成的主減速器，第一級是錐齒輪、第二級是圓柱齒輪傳動，與單級主減速器相比，保證有足 夠的離地間隙同時可得較大的傳動比， 0i 一般為 7～ 12。 圖 21 主減速器齒輪的支撐形式 本科生畢業(yè)設計（論文） 4 如圖 21所示，為雙曲面齒輪傳動 的主、從動齒輪的軸線相互垂直但不相交。主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一定距離 E ，這個距離稱為偏移距。由于 E 的存在，使主動齒輪螺旋角 1? 大于從動齒輪的螺旋角 2? 。根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動 齒 輪圓周力之比 1F / 2F = 1cos? / 2cos? 式中的 1F 、 2F 分別為主、從動齒輪的圓周力； 1? 、 2? 分別為主、從動齒輪的螺 旋角。（螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開圖上的齒線任意一點 A 的切線與該點和節(jié)錐頂點連線之間的夾角）。 圖 主減速器齒輪傳動形式 雙曲面齒輪的傳動比為si0= 2F 2r / 1F 1r =2r 2cos? /1r 1cos? （si0為雙曲面齒輪傳動比； 1r 、 2r 分別為主、從動輪平均分度圓半徑； 1F 、 F 2 為主從動齒輪圓周力 ）。 螺旋齒輪的傳動比Li0= 2r / 1r ，令 K = 2cos? / 1cos? ,則si0=KLi0。由于 1? 大于 2? ，所以系數(shù) K 大于 1，一般為 ～ 。 這說明： 1）當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪有更大的傳動比。 2）當傳動比一定時，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的齒輪強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 3）當傳動比一定時，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪較小，因而有較大的離地間隙 4）在工作工程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的 側向滑動，而且還有沿齒長方向的縱向滑動?？v向滑動可以改變論齒的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。 5）由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角，這樣同時嚙合的齒數(shù)多，重合度較大，不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強度提高約 30%。 6）雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑和螺旋角都很大，所以相嚙合齒輪的當量 本科生畢業(yè)設計（論文） 5 曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪大，其結果使齒面的接觸強度提高。 7）雙曲面齒輪主動齒輪的螺旋角變大，則不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)可減少，所以選用較少的齒數(shù)，有利于增加傳動比。 8）雙曲面 齒輪的主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大。因而切削刃壽命較長。 9）雙曲面主動齒輪軸布置在從動齒輪的中心上方，便于多軸驅(qū)動橋的貫通，增大傳動軸的離地高度。 但是，雙曲面齒輪也存在以下的缺點； 1）沿齒長方向縱向滑動也會 使 摩擦損失增加，降低傳動效率。雙曲面齒輪副傳動效率約為 96%，螺旋錐齒輪的傳動效率約為 99%。 2） 齒面間的壓力和摩擦功 可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠合能力降低。 3）雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承的負荷較大。 4）雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種 潤滑油，螺旋錐齒輪傳動用普通潤滑油即可。 雙曲面齒輪有一系列的優(yōu)點，所以本次設計采用雙曲面齒輪傳動。 現(xiàn)代汽車中主減速器 主動錐齒輪支承有兩種形式：懸臂式和跨置式支承。 如圖 23 所示。 跨置式支撐的結構特點是 在錐齒輪 兩端 的軸上均有軸承，這樣可大大增加支承 剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善。 因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此 外 ，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小， 可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可以減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置 式的支 承必須在主減速器殼體上有 支 承 導向軸承所需要的軸承 座，從而使主減速器殼體結構復雜?？缰檬街尾鹧b困難，導向軸承是 個易 損 壞的 一個 軸承。 懸臂式支承的結構特點是在錐齒輪大端一側有較長的軸，并在其上安裝一對圓錐滾子軸承。兩軸承的圓錐滾子的大端應朝外，這樣可以減小懸臂長度 a 和增加兩支承間的距離 b ，以改善支撐剛度。為了盡可能的地增加支承剛度，支承距離 b 應大于 倍的懸臂長度 a 。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承軸徑比另 本科生畢業(yè)設計（論文） 6 一軸承的支承軸徑大些。懸臂式支承結構簡單，支承剛度差，用于傳動轉矩較小的減速器上。 本次設計采用的是 跨置 式 。 從動錐齒輪的支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及載荷在軸承之間的分布比例有關。從動錐齒輪多采用圓錐滾子軸承，為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子軸承大端應向內(nèi)，以減小尺寸 c +d ；且距離 c +d應不小于從動齒輪大端分度圓直徑的 65%。為了使載荷均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸 c ≥ d 。 （ 1） （ 2） 圖 23 主減速器錐齒輪的支承形式 （ 1）懸臂式 （ 2）跨置式 為 了 減小在錐齒輪傳動 過程中產(chǎn)生的軸向力所引的齒輪軸的軸向位移，以提高軸 的支承剛度， 保證錐齒輪的正常嚙合 ， 裝配主減速器時，圓錐滾子軸承應有一定的裝配預緊度 。 但是過緊，則傳動效率低，且加速磨損。工程上用預緊力矩表示預緊度的大小。 預緊力矩的合理值應該依據(jù)試驗確定。對于主動錐齒輪軸承的 預緊 力矩一般為 1～ 3N m。 主動錐齒輪圓錐滾子軸承的預緊度 的調(diào)整 ， 可利用 調(diào)整墊片厚度的方法，調(diào)整時轉動叉形凸緣，如發(fā)現(xiàn)預緊度過緊則增加墊片的總厚度；反之減小墊片的總厚度。支承差速器殼的圓錐滾子軸承的預緊度的調(diào)整，可利用 軸承外側的調(diào)整螺母或主減速器殼與軸 承蓋之間的調(diào)整墊片來調(diào)整。 錐齒輪嚙合的調(diào)整是在圓錐滾子軸承預緊度 調(diào)整之后 進行的。它包括齒面嚙合印跡和齒側間隙的調(diào)整 。 （ 1） 齒面嚙合印跡的調(diào)整，首先在主動錐齒輪輪齒上涂以紅色顏料，然后用手使主動齒輪往復轉動，于是從動錐齒輪輪齒的兩工作面上便出現(xiàn)紅色印跡。若 本科生畢業(yè)設計（論文） 7 從動錐齒輪輪齒正轉和逆轉 工作面上的印跡位于齒高的中間偏于小端，并占齒面寬度并占齒面寬度的 60%以上，則為正確嚙合。正確嚙合的印跡位置可通過主減速殼與主動錐 齒輪 軸承座之間的調(diào)整墊片的總厚度而獲得。 （ 2） 嚙合間隙的調(diào)整方法是擰動支承 差速器殼的圓錐滾子軸承 外側的調(diào)整螺母 ，以改變從動錐齒輪的位置。輪齒嚙合間隙應在 ～ 。 為保持已調(diào)好的差速器圓錐滾子軸承預緊度不變，一端調(diào)整螺母擰入的圈數(shù)應等于另一端調(diào)整螺母擰出的圈數(shù)。 若間隙大于規(guī)定值，應使從動錐齒輪靠近主動錐齒輪，反之離開。 潤 滑 雙曲面齒輪工作時，齒面間有較大的相對滑動；且齒面間壓力很大，齒面油膜易被破壞，為減少摩擦，提高效率，必須使用含防刮傷添加劑的 雙曲面齒輪油。主減速器殼中所儲齒輪油，靠從動錐齒輪轉動時甩濺到各齒輪、軸和軸承上進行潤滑。為保證主動齒 輪軸前端的兩個圓準滾子軸承得到可靠潤滑，需在主減速器殼體中鑄出進油道和回油道。當齒輪轉動時，飛濺起的潤滑油從進油道通過軸承座的孔進入兩圓錐滾子軸承大端的潤滑油經(jīng)回油道流回主減速器內(nèi)。 加油孔應設在加油方便之處，放油孔應設在橋殼最低處。 差速器殼應開孔使?jié)櫥瓦M入，保證差速器齒輪和滑動表面的潤滑。 在主減速殼體上必須裝有通氣塞，以防止殼體內(nèi)溫度過高使氣壓過大導致潤滑油滲漏。 雙曲面錐齒輪的設計 主減速比的確定 ghapr iV nrim ax0? = 185 ?? = 式中 r —— 車輪的滾動半徑， rr =； ghi —— 變速器最高擋傳動比， igh=1； 再把對應的 np=3000r/n , maxaV =85km/h , ,代入（ 31） 計算出 i0 = 本科生畢業(yè)設計（論文） 8 根據(jù)計算結果和 與參考現(xiàn)有同類車型，并考慮將確定的主、從動主減速器齒輪齒數(shù)，確定 0i =。 故本設計采用單級主減速器。 主減速器齒輪計算載荷的確定 1).按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Ｔ ce niiikTkT fedce /01m a x ???????? mN? （ 21） 式中 dk —— 由于猛接合離合器而產(chǎn)生的動載荷系數(shù)， dk =1； maxeT —— 發(fā)動機的輸出的最大轉矩， 此數(shù)據(jù)參考 CA1091 車型 在此取430 mN? ； k—— 為液力變矩器變矩系數(shù)， k=1； 1i —— 是變速器最低檔傳動比， 1i =； fi —— 分動器 傳動比，在此取 1； 0i —— 主減速器傳動比 ，此前已算出 0i =； ? —— 變速器 傳動效率，在此取 ； n —— 該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取 1； 代入 以上各參數(shù)可求 Tce Tce = 1 ?????? = mN? 2).按驅(qū)動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 csT ? ?mmr irmGTcs ?? ?? /39。22 mN? （ 22） 式中 2G —— 汽 車 滿 載 時 一 個 驅(qū) 動 橋 給 水 平 地 面 的 最 大 靜載 荷，2G = ??? （ N） 。 239。m —— 為汽車最大加速時的后軸轉移負荷系 數(shù)，商用車 239。m =，在此取239。m =； ? —— 輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用車，取 ? =；對于越野汽車取 ；對于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取 ，此處 ? =； r —— 車輪的滾動半 徑，在此 選用輪胎型號為 ，滾動半徑為 ； m? ， mi —— 分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比 ， m? 取 ， 由于沒有輪邊減速器 mi 取 ； 代入數(shù)據(jù)算得 ?csT 56154? ? ? (1? )= mN? 。 本科生畢業(yè)設計（論文） 9 3).主動錐齒輪的計算轉矩 Tz Tz =GciTη0= ?= mN? 式中， Tc —— 為主動齒輪的前面從動齒輪計算轉矩中的較小值， Tc =； Gη —— 為主、從動錐齒輪間的傳動效率，對于雙曲面錐齒輪主減速器傳動比0i 7 時， Gη =； 0i —— 主減速器傳動比，此前已算出 0i =； 代入數(shù)據(jù)計算得到 Tz = mN? 。 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 主減速器 錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動齒輪的齒數(shù) 1z 和 2z ，從動錐齒輪大端分度圓直徑 2D 、端面模數(shù) tm 、主從動錐齒輪齒面寬 1b 和 2b 、中點螺旋角 ? 、法向壓力角 ? 等。 （ 1）齒數(shù)的選擇 1）為了磨合均勻， 1z 、 2z 之間應避免有公約數(shù)。 2）為了得到