【文章內(nèi)容簡介】 驅(qū)動橋的總體結(jié)構(gòu)設(shè)計 CA1095K2型貨車的驅(qū)動橋總體構(gòu)造為非斷開式驅(qū)動橋。其結(jié)構(gòu)主要 由驅(qū)動橋橋殼、主減速器、差速器和半軸組成，如圖 1所示。 驅(qū)動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，既是承載件又是傳力件，同時它又是主減速器、差速器及驅(qū)動車輪傳動裝置（如半軸）的外殼。 主減速器的功用是將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應(yīng)降低轉(zhuǎn)速，以及當(dāng)發(fā)動機(jī)縱置時還具有改變轉(zhuǎn)矩旋轉(zhuǎn)方向的作用。 差速器功用是當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎行駛或在不平路面上行駛時，使 左右驅(qū)動車輪以不同的角速度滾動，以保證兩側(cè)驅(qū)動輪與地面間作純滾動運(yùn)動。 半軸是在差速器與驅(qū)動輪之間傳遞動力的實(shí)心軸。 第 3 章 主減速器的設(shè)計 主減速器的結(jié)構(gòu)型式 主減速器 的形式 一般 是 根據(jù)所采用的齒輪形式、主 、 從動齒輪的 安裝 方法及減速形式的不同而 不同 。 在現(xiàn)代的汽車上， “ 格里森 ” (Gleason)制或 “ 奧利康 ” (Oerlikor)制的 圖 1 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)簡圖 螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪 是應(yīng)用最廣泛的主減速器的齒輪形式。 螺旋錐齒輪的主動齒輪和從動齒輪的軸線相交，由于 其齒輪端面重疊，同時嚙合的輪齒至少有兩對，所以其可以承受比較大的載荷，同時它的傳動很平穩(wěn)，即使是在高速轉(zhuǎn)動時也是僅有較小的振動和噪聲。 雙曲面齒輪的主要特點(diǎn)是主動齒輪和從動齒輪的軸線不相交 ，其空間夾角為 90o，主動輪的軸線相對從動齒輪軸線有一個偏移量，稱為雙曲面齒輪的偏移距。由于雙曲面主動齒輪的螺旋角大，其同時進(jìn)入嚙合的齒數(shù)要比螺旋齒輪多，使其工作比螺旋錐齒輪更加平穩(wěn)，噪聲更小，其強(qiáng)度也高。 綜上，在本設(shè)計中， 主減速器采用雙曲面錐齒輪傳動 。 主減速器的減速型式 主減速器的減 速型式主要 分為單級減速、單級貫通、雙級 減速、雙級貫通、 雙速減速等。 單級主減速器結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量及體積小，而且其制造成本低廉，故廣泛應(yīng)用于主減速比 i0 的各種中、小型汽車上。 如輕型貨車和轎車都采用單級主減速器；雙級主減速器有兩級齒輪，結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，質(zhì)量隨之增加，制造成本也明顯增加，故只有在主減速比較大且采用單級主減速器不能滿足其 需要的離地間隙時才采用雙級主減速結(jié)構(gòu)形式。本次設(shè)計的 CA1095K2 型載貨汽車的主減速比為 ，故選用單級主減速器。 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們 正常 的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。 主動錐齒輪的支承 （ 1） 懸 臂式支承 如圖 31 a)，齒輪以及其輪齒大端一側(cè)的軸頸懸臂式的支撐于一對軸承的外側(cè) ，支承剛度較小，這種支承方式一般用于齒輪一側(cè)沒有足夠的空間安置軸承和傳遞轉(zhuǎn)矩不大的場合。 （ 2） 騎馬式支承 如圖 31b)，齒輪前后兩端的軸頸均以軸承支承，故采用騎馬式支承時，可以使主動錐齒輪的 支承剛度大大增強(qiáng)。由于齒輪大端一側(cè)軸頸上的兩個圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動錐齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可以減小傳動軸夾角，有利于整車布置。特別是在傳遞較大轉(zhuǎn)矩的情況下，懸臂式支承難以滿足支承剛度的要求（如載貨質(zhì)量 2t以上的汽車，其主減速器主動錐齒輪都是采用騎馬式支承）。 本次所設(shè)計的載貨汽車的裝載質(zhì)量為 5 噸，為了增強(qiáng)承載能力和支承剛度，主動錐齒輪的支承采用騎馬式支承。 從動錐齒輪的支承 從動錐齒輪的支承如圖 31 c)所示，主減速器從動錐齒輪的支承剛度依軸承的型式、支承間的距離和載荷在軸承之間的分布即載荷離兩端軸承支承中心間的距離 c和 d之比例而定。 本次設(shè)計的中型載貨汽車已確定采用雙曲面齒輪式主減速器，故決定采用圓錐滾子軸承，從動錐齒輪采用無輻式結(jié)構(gòu)并用細(xì)牙螺釘以精度較高的緊配合固定在差速器殼的突緣上。 主減速器的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整 為了提高主減速器錐齒輪的支承剛度，改善齒輪嚙合的平穩(wěn)性，應(yīng)對支撐齒輪的圓錐滾子軸承進(jìn)行預(yù)緊。對于貨車，主動錐 齒輪圓錐滾子軸承的摩擦力矩一般為 1～ 圖 31 主減速器錐齒輪的支承形式 a) 主動錐齒輪懸臂式支承； b) 主動錐齒輪騎馬式支承； c) 從動錐齒輪的支承 3N m。主動錐齒輪軸承的預(yù)緊力的調(diào)整，可以利用精選兩軸承內(nèi)圈之間的套筒的長度、調(diào)整墊片厚度等方法進(jìn)行。從動錐齒輪圓錐滾子軸承的預(yù)緊力，靠軸承外側(cè)的調(diào)整螺母或主減速器與軸承蓋之間的調(diào)整墊片來調(diào)整。 在軸承預(yù)緊度調(diào)整之后，須進(jìn)行錐齒輪嚙合調(diào)整，以保證齒輪副嚙合印跡正常，并使齒輪大端處齒側(cè)間隙在適當(dāng)?shù)姆秶鷥?nèi)。主減速器錐齒輪正確的嚙合印跡位于齒高中部稍偏小端。 主減速器的設(shè)計和計算 主減速比的確定 主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)形式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變 速器處于最高擋位時汽車的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)型都有直接影響。主減速比的選擇應(yīng)在汽車整體設(shè)計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定 [9]。 (31) 式中 ,i0—— 主減速器的主減速比 ； rr—— 車輪滾動半徑， rr =； np—— 最大功率時的 發(fā)動機(jī) 轉(zhuǎn)速 ， np =2500r/min； vamax—— 汽車的 最高車速 ， vamax =90km/h； igh—— 變速器最高擋的傳動比， igh =。 由公式（ 31）可計算得 = 。通過與同類汽車的主減速比相比較，并且對值予以校正，再選取主減速器的主減速比。 主減速器齒輪計算載荷的確定 通常將發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低擋傳動比和驅(qū)動車輪打滑時這兩種情況下主減速器從動齒輪上的 轉(zhuǎn)矩的較小者，作為載貨汽車或越野汽車在強(qiáng)度計算中用以驗(yàn)算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷 [11]。即 (32) (33) 式中 ： —— 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， =560N m； —— 傳動系最低檔傳動比，； —— 由發(fā)動機(jī)到主減速器從動齒輪之間的傳動效率， =； —— 超載系數(shù)， =1； n—— 驅(qū)動橋數(shù)目， n=1； —— 汽車滿載時 一個 驅(qū)動橋給水平地面的最大 負(fù) 荷 ； =65513N fd—— 汽車的動撓度 ； fp— 汽車或汽車列車的性能系數(shù) ； —— 輪胎對路面的附著系數(shù)， =； —— 車輪的滾動半徑， =； —— 由主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪的傳動效率和 傳動 比， 由公式（ 32） 、 （ 33）可得 Tje= 21110 N m， Tjφ = N m TJ=(Tje ,Tjφ )min= 21110 N m 上邊所求得的計算載荷是最大轉(zhuǎn)矩 ， 而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞的 計算 依據(jù)。汽車的類型很多，行駛工況又非常復(fù)雜，沒有簡單的公式可 以 計算出汽車的正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩。但對公路汽車來說，使用條件 比 非公路汽車穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩是根據(jù)平均比牽引力的值來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩為 [10]： N m (34) 式中 ： —— 汽車滿載總重 量 ， =9410 =92218N； —— 所牽引的掛車滿載總重， =0； —— 道路滾動阻力系數(shù)， = ； —— 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù) ， =； —— 汽車的性能系數(shù)， ， 當(dāng) 16 時， 取 =0，因 （ 9410 +0） /560=16，故 fP=0；由公式（ 34）可得 計算轉(zhuǎn)矩 Tjm= m。 主減速器齒輪基本參數(shù)的計算 （ 1）齒數(shù)的選擇 取主動錐齒輪的齒數(shù) Z1=7，從動錐齒輪的齒數(shù) Z2=45。 修正 為 =。 （ 2） 節(jié)圓直徑的選擇 =(13～ 16) =～ 式中： —— 直徑系數(shù)，取 13~16。 取 =440 mm。 （ 3） 齒輪端面模數(shù)的選擇 齒輪的大端端面模數(shù)： mm 式中 ： —— 模數(shù)系數(shù)， =～ ； 21110N m 則 mm， 從而，本方案取 m= mm。 （ 4） 齒面寬的選擇 = 通常小齒輪的加大 10％較為合適，即 = （ 5） 雙曲面齒輪的偏移距 對于輕型載貨汽車，不應(yīng)超過從動齒輪節(jié)錐距 的 40％ (接近于從動齒輪節(jié)圓直徑的20％ )。即 = mm 取 E＝ 45mm。 （ 6） 雙曲面齒輪 的偏移方向 為降低主動錐齒輪和傳動軸的位置，降低地板凸包高度，從而使整個車身和整個重心降低，有利于提高行駛穩(wěn)定性，本方案采用下偏移。 （ 7） 雙曲面齒輪的螺旋方向 與下偏移相對應(yīng)，主動齒輪的螺旋方向?yàn)樽笮?，從動齒輪為右旋 [9]。 雙曲面齒輪偏移反方向的規(guī)定：由從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動齒輪位于右側(cè)，這時，如果主動齒輪在從動齒輪的中心線上方，則為上偏移，在從動齒輪中心線的下方，則為下偏移。 （ 8） 齒輪法向壓力角 α 的選擇 “ 格里森 ” 制規(guī)定，對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側(cè)的法向壓力角 不等，因此應(yīng)按平均壓力角考慮，載貨汽車多采用 22176。 30′的平均壓力角。本方案中，齒輪的法向壓力角取為 22176。 30′。 （ 9） 螺旋角 β 的選擇 式中， ， —— 主、從動齒輪齒 數(shù)， = 45， =7； E—— 雙曲面齒輪偏移距 E=45 mm； d2—— 從動 輪節(jié)圓直徑， d2= 440mm； 則 ， 本方案取 。 確定了小齒輪的螺旋角以后可用下式近似地確定大齒輪的名義螺旋角 ， 為偏移角近似值， sinε = = 則 ε =176。 β 2 —— 從動齒輪的名義螺旋角 β 2=β 1－ ε =176。 β 雙曲面齒輪傳動的平均螺旋角 小齒輪節(jié)圓直徑 =（ 7247。 45） 440（ 176。 247。 cos45176。 ） = 小齒輪模數(shù) m1=d1/Z1= 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的基本參數(shù)確定之后，計算用表 [15]進(jìn)行幾何尺寸計算。 計算得出 主減速器雙曲面齒輪的基本數(shù)據(jù) 如表 31 所示 。 表 31 主減速器雙曲面齒輪的基本數(shù)據(jù) 序號 參數(shù) 符號 計算數(shù)據(jù)（ mm） 1 小齒輪齒數(shù) Z1 7 2 大齒輪齒數(shù) Z2 45 3 大齒輪齒面寬 F 4 小齒輪軸線偏移距 E 45 5 大齒輪分度圓直徑 d2 440 6 刀盤明義半徑 rd 7 小齒輪中點(diǎn)螺旋角 8 大齒輪中點(diǎn)螺旋角 o 9 小齒輪節(jié)錐角 1 o 10 大齒輪節(jié)錐角 2 o 11 大齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)到小齒輪軸線的距離 z 12 大齒輪節(jié)錐距 A0 13 大齒輪的齒頂角 ’ 14 大齒輪的齒根角 ’ 15 大齒輪的齒頂高 16 大齒輪的齒根高 17 徑向間隙 C 18 大齒輪的齒全高 h 19 大齒輪的齒工作高 20 大齒輪的面錐角 02 o 21 大齒輪的根錐角 R2 o 22 大齒輪外圓直徑 d02 23 大齒輪外緣到小齒輪軸線的距離 x02 24 大齒輪面錐頂點(diǎn)到小齒輪軸線的距離 25 大齒輪根錐頂點(diǎn)到小齒輪軸線的距離 26 小齒輪的面錐角 01 o 27 小齒輪面錐頂點(diǎn)到大齒輪軸線的距離 28 小齒輪外緣到大齒輪軸線的距離 B0 29 小齒輪齒前緣到大齒輪軸線的距離 Bi 30 小齒輪外圓直徑 d01 31 小齒輪根錐頂點(diǎn)到大齒輪軸線的距離 32 小齒輪根錐角 R1 o 33 最小齒側(cè)間隙允許值 34 最大齒側(cè)間隙允許值 主減速器雙曲面齒輪的強(qiáng)度計算及校核 (1) 單位齒長上的圓周力 單位齒長上的圓周力 [11]： N/mm (36) 式中， p—— 單位齒長上的圓周力， N/mm；