【正文】 串聯(lián)布置的。 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式有多種，基本形式有三種如下： (1)中央單級減速驅(qū)動橋。 (2)中央雙級驅(qū)動橋。輪邊減速驅(qū)動橋較為廣泛地用于油田、建筑工 地、礦山等非公路車與軍用車上。這對于汽車的設(shè)計(jì) (如汽車的變型 )、制造和維修，都帶來方便 ]2[ 。驅(qū)動橋的設(shè)計(jì)是否合理直接關(guān)系到汽車使用性能的好環(huán)。其優(yōu)點(diǎn)是，不僅減少了傳動軸的數(shù) 量，而且提高了各驅(qū)動橋零件的相互通用性，并且簡化了結(jié)構(gòu)、減小了體積和質(zhì)量。在輪邊減速器中則常采用普通平行軸式布置的斜齒圓柱齒輪傳動或行星齒輪傳動。 本章小結(jié) 本章通過對驅(qū)動橋設(shè)計(jì)要求的分析，確定了總體方案，貫通式雙級減速驅(qū)動橋，其中，對 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式和主減速器的結(jié)構(gòu)型式的分析，還有半軸的選擇，分別確定各自的型式，做一個(gè)總體方案的確定。在雙級主減速器中，通 常還要加一對圓柱齒輪或一組行星齒輪。交角的布置。其 7 空間交叉角（即將一軸線平移，使之與另一軸線相交的交角）也都是采用 90176。這樣就能在每個(gè)齒輪的兩邊布置尺寸緊凄的支承。主動齒輪的端面模數(shù)或端面周節(jié)大于從動齒輪的。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應(yīng)力相當(dāng)?shù)穆菪F齒輪比較，負(fù)荷可提高至 175％ 。當(dāng)傳動比小于 2 時(shí)，雙曲面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大，這時(shí)選用螺旋錐齒輪更合理，因?yàn)楹笳呔哂休^大 的差速器可利用空間。其傳動效率與偏移距有關(guān)，特別是與所傳遞的負(fù)荷大小及傳動比有關(guān)。 由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，還導(dǎo)致其進(jìn) 入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應(yīng)的齒數(shù)多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動工作得更加平穩(wěn)、無噪聲，強(qiáng)度也高。 但是由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低。 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因素之 一。這樣也便于 結(jié)構(gòu)布置、軸承預(yù)緊度的調(diào)整及軸承潤滑。 （ 2） 騎馬式 如圖 (b)所示， 齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式。起碼是支承的導(dǎo)向軸承都采用圓柱滾子式的，并且其內(nèi)外圈可以分離（有時(shí)不帶內(nèi)圈），以利于拆裝。 在本設(shè)計(jì)中，由于 我們設(shè)計(jì)的重型載重汽車，由工作條件決定的 采用騎馬式支承。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時(shí)應(yīng)使它們的圓錐滾子大端相向朝內(nèi)，小端相背朝外。球面圓錐滾子軸承（見圖 （ b） ）具有自動調(diào)位的性能，對軸的歪斜的敏感性較小，這一點(diǎn)當(dāng)主減速器從動齒輪軸承的尺寸大時(shí)極為重要。這種方法對增強(qiáng)剛性效果較好，中型和重型汽車主減速從動錐齒輪多采用有輻式結(jié)構(gòu)并有螺栓或鉚釘與差速器殼突緣連結(jié)（見圖 （ c） ）。主減速器主、從動錐齒輪在載荷作用下的偏移量容許極限值見圖 。 主動錐齒輪軸承預(yù)緊度的調(diào)整，可通過精選兩軸承內(nèi)圈間的套筒長度、調(diào)整墊圈厚度、軸承與軸間之間的調(diào)整墊片等方法進(jìn)行。因該區(qū)段的曲線平坦而使軸承預(yù)緊度保持在規(guī)定范圍內(nèi)。主減速器從動錐齒輪軸承的預(yù)緊是用軸承外側(cè)的調(diào)整螺母、或差速器殼與軸承間的調(diào)整墊片、或主減速殼與軸承蓋間的調(diào)整墊片進(jìn)行調(diào)整?？刹捎迷鰷p主減速器殼與軸承座之間的調(diào)整墊片或增減主動錐齒輪與其后軸承間的調(diào)整墊片等方法對主動錐齒輪作軸向調(diào)整。由于單級主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點(diǎn)，廣泛用在主減速比 ?i 、小型汽車上。 (3)雙速主減速器 如圖 ， 用于載荷及道路狀況變化大、使用條件非常復(fù)雜的重型載貨汽車。這就導(dǎo)致了一些重型汽車、大型公共汽車的驅(qū)動橋的主減速比往往要求很大。 如圖 所示 為貫通式雙級主減速器 。 0i 的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)和傳動 14 系的總傳動比 Ti 一起由整車動力計(jì)算來確定。這時(shí) 0i 值應(yīng)按下式來確定： ghapr iV nrim a x0? () 式中 : r —— 車輪的滾動半徑， 東風(fēng) 300 輪胎為 ， 經(jīng)計(jì)算， 車論的滾動半徑為 ； 9R20,半徑為 ghi —— 變速器量高檔傳動比。 15 表 汽車驅(qū)動橋離地間隙 車 型 離地間 隙 /mm 轎 車 微 型 120~190 小 型 中 級 120~230 高 級 130~160 載貨汽車 微型、輕型 190~220 中 型 210~275 重型、超重型 230~345 越野汽車 微型、輕型 220~280 中型、重型 280~400 客 車 小 型 180~220 中型、大型 210~290 主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定 通常是將發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時(shí)和驅(qū)動車輪打 滑時(shí)這兩種情況下用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（ ceT ， csT ）的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強(qiáng)度計(jì)算中用以鹽酸主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷。 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 cfT 對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂的平均牽引力的值來確定： 17 ? ? ? ?pHRmm rTacf fffni rGGT ?????? ? () 式中 ： aG —— 汽車滿載時(shí)的總重量， 25000=245000N； TG —— 所牽引的掛車滿載時(shí)總重量， 40000=3920xxN，但僅用于牽引車的計(jì)算； Rf —— 道路滾動阻力系數(shù)， 計(jì)算時(shí)轎車取 ~； 載貨汽車可取~； 越野汽車取 ~； 在此取 Hf —— 汽車正常行駛時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車 和公共汽車 可取~ 在此取 ； Pf —— 汽車的性能系數(shù) ； ? ??????? ??m a xeTaP T GGf ,當(dāng) ? ? a x ??eTaT G 時(shí)，取 0?Pf ； ? ? m a x ???eTaT GG ，在此取 0； m? —— 主減速器主動齒輪到車輪之間的效率 ，取 ； mi —— 主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比； n —— 驅(qū)動橋數(shù)。 18 （ 3） 為 了 嚙 合平 穩(wěn) ，噪 聲 小和具有高的疲 勞強(qiáng) 度 對 于卡 車 1z 一般不小于 6。 節(jié)圓直徑的選擇 可根據(jù)從動錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（ ceT ， csT ，并取兩者中較小的一個(gè)為計(jì)算依據(jù)），按經(jīng)驗(yàn)公式選出。 齒輪端面模數(shù)的選擇 初選 D 后，按 mmzDmt 8 022 ??? () 參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》選取 ?tm 8mm ，則 2D =296mm 根據(jù) 3 cmt TKm ? 來校核 sm =8mm 選取的是否合適，其中 mK =（ ～ ） 此處， tm =3 =，因此滿足校核條件。但當(dāng) E 大于 2D 的 20%時(shí)，應(yīng)檢查是否存在根切。雙曲面齒輪的偏移方向與其齒輪的螺旋方向間有一定的關(guān)系：下偏移時(shí)主動齒輪的螺旋方向?yàn)樽笮?，從動齒輪為右旋；上偏移是主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋 ]9[ 。螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪在傳動時(shí)所產(chǎn)生的軸向力，其 20 方向決定于齒輪的螺旋方向和旋轉(zhuǎn)方向。 圖 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力 螺旋角的選擇 螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的。選擇齒輪的螺旋角時(shí)，應(yīng)考慮到它對齒面（或縱向）重疊系數(shù) Fm（如圖 所示）、輪齒強(qiáng)度和軸向力的大小有影響。 圖 齒面重疊系數(shù) Fm （當(dāng) 0 ?AF 時(shí)） “格里森”制推薦用下式，近 似的預(yù)選主動齒輪螺旋角的名義值： 212 90525 dEzz ???????? () 式中 ： ?? —— 主動錐齒輪名義（中點(diǎn)）螺旋角的預(yù)選值 21,zz —— 主、從動齒輪齒數(shù) 2d —— 從動齒輪的節(jié)圓直徑， mm 22 E—— 雙曲面齒輪的偏移距， mm 代入， ?? =176。 ??? 422 12 ??? 最后選用的 1? 與 ?1? 之差不得超過 5176。的平均壓力角，當(dāng) 1z ≥8 時(shí)，其平均壓力角均選用 21186。 可 用下式來初步估算刀盤的名義直徑： 2222202 s in)s in2(22 ?? mmd AAAkr ???? () 式中 ： K —— 系數(shù)，為使 dr2 為標(biāo)準(zhǔn)值， K 可在 ~ 范圍內(nèi)選取 mAA,0 —— 分別從動齒輪的節(jié)錐距和中點(diǎn)錐距， mm 2? — — 從動齒輪螺旋角 代入 1852 ?dr mm 按上式初步估算值選出其最接近的刀盤名義半徑的標(biāo)準(zhǔn)值，或按從動齒輪節(jié)圓直徑 2d 直接選取刀盤名義直徑。 ??????? ??cej TT 代入，取 A 為 199mm。雙重收縮齒的優(yōu)點(diǎn)在于能提高小齒輪粗切工序的效率。 這種情況可用傾錐根母線收縮齒的方法或仔細(xì)選用刀盤半徑 加以改善，即當(dāng)雙重收縮齒會使齒高方向收縮過多，而標(biāo)準(zhǔn)收縮齒會使齒厚收縮過多時(shí)，可采用傾錐根母線收縮齒作為兩者之間的折中。 (5) 大齒輪齒頂高 ?2h ? ? 2022 s in ?mm AAhh ????? () 220 ?dA ? () 式中 0A —— 大齒輪節(jié)錐距， ； ??h mm； (6) 大齒輪齒跟高 ?2h ? ? 2022 s in ?mm AAhh ????? () 式中 ?2mh —— 大齒輪齒寬中點(diǎn)處齒跟高 ??h (7) 徑向間隙 ??? gmhC () 26 其中， 222 c oszkRh mgm ?? =， s in 222 ?FdR m ?? =。 10 節(jié)錐距 0A 11 偏移距 E 12 主動齒輪中點(diǎn)螺旋角 1? 45176。 17 從動齒輪齒根角 2? 176。 27 主動齒輪的根錐角 1R? 176。 齒輪的損壞形式及壽命 齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等 。如果最高應(yīng)力點(diǎn)的應(yīng)力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產(chǎn)生初始的裂紋。此外，由于裝配的齒側(cè)間隙調(diào)節(jié)不當(dāng)、安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時(shí)，往往會使一端（經(jīng)常是大端）沿斜向產(chǎn)生齒端折斷。 （ 2） 齒面的點(diǎn)蝕及剝落 齒面的疲勞點(diǎn)蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報(bào)廢齒輪的 70%以上。一般首先產(chǎn)生在幾個(gè)齒上。在允許的范圍內(nèi)適當(dāng)加大齒面寬也是一種辦法。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。輪齒的膠合強(qiáng)度是按齒面接觸點(diǎn)的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤滑條件等。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進(jìn)行清洗是防止不正常磨損的有效方法。因此，驅(qū)動橋齒輪的許用彎曲應(yīng)力不超過 ／mm2 。 (a) 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)： 213m a x210bdiTp ge ?? () 式中 ： maxeT —— 發(fā)動機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取 gi —— 變速器的傳動比 1d —— 主動齒輪節(jié)圓直徑 168mm 2b —— 從動齒輪齒面寬 46mm 按上式等于 ／ mm (a) 按最大附著力矩計(jì)算時(shí)： 2232210bdrGp r ?? ? () 式中 ： 2G —— 汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動 橋給水平地面的最大負(fù)荷，對于后驅(qū)動橋還應(yīng)考慮汽車最大加速時(shí)的負(fù)荷增加量，在此取 127400N； ?—— 輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取 ； r —— 輪胎的滾動半徑 。 輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算 32 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為 JmzbK KKKTv ms???? ?????? 203102? () 式中 ： T —— 該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 為 計(jì)算彎曲應(yīng)力時(shí)本應(yīng)采用輪齒中點(diǎn)圓周力與中點(diǎn)端面模數(shù)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進(jìn)