【文章內容簡介】 高度尺寸減小，但其第一級的斜齒圓柱齒輪副的減速比較小，有時甚至等于 1。為此，有些汽車在采用這種結構布置的同時，為了加大驅動橋的總減速比而增設輪邊減速器；而另一些汽車則將從動錐齒輪的內孔做成齒圈并裝入一組行星齒輪減速機構，以增大主減速比。 單級 (或雙級 )主減速器附輪邊減速器 礦 山、水利及其他大型工程等所用的重型汽車，工程和軍事上用的重型牽引越野汽車及大型公共汽車等，要求有高的動力性，而車速則可相對較低，因此其傳動系的低檔總傳動比都很大。在設計上述重型汽車、大型公共汽車的驅動橋時，為了使變速器、分動器、傳動軸等總成不致因承受過大轉矩而使它們的尺寸及質量過大，應將傳動系的傳動比以盡可能大的比率分配給驅動橋。這就導致了一些重型汽車、大型公共汽車的驅動橋的主減速比往往要求很大。當其值大于 12 時，則需采用單級 (或雙級 )主減速器附加輪邊減速器的結構型式，將驅動橋的一部分減速比分配給安裝在輪轂 中間或近旁的輪邊減速器。這樣以來，不僅使驅動橋中間部分主減速器的輪廓尺寸減小，加大了離地間隙，并可得到大的驅動橋減速比 (其值往往在 16~26 左右 )，而且半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件的尺寸也可減小。但輪邊減速器在一個橋上就需要兩套，使驅動橋的結構復雜、成本提高，因此只有當驅動橋的減速比大于 12 時，才推薦采用。 按齒輪及其布置型式，輪邊減速器有行星齒輪式及普通圓柱齒輪式兩種類型。 綜合考慮整車成本和驅動橋的研發(fā)與制造成本及輸入參數主減速比 (i =)的實際情況，選擇結構簡 單，體積小，質量輕，制造成本低的單級主減速器。 主減速器主、從動錐齒輪的支承型式 主動錐齒輪的支承 在殼體結構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。 現在汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有以下兩種，懸臂式與騎馬式如圖 32 所示。 懸臂式 蘭州工業(yè)高等?？茖W校畢業(yè)論文 6 齒輪以其輪齒大端一側的軸頸懸臂式地支承于一對軸承上。為了增強支承剛度，應使兩軸承支承中心間的距離齒輪齒面寬中點的懸臂長度大兩倍以上，同時比齒輪 節(jié)圓直徑的 70%還大，并使齒輪軸徑大于等于懸臂長。當采用一對圓錐滾子軸承支承時，為了減小懸臂長度和增大支承間的距離，應使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內，而大端朝外，以縮短跨距，從而增強支承剛度。 圖 32 主減速器主動齒輪的支承形式及安置方法 （ a）懸臂式支承 （ b）騎馬式支承 騎馬式 齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式。騎馬式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的 1／ 30 以下．而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至 1/5~1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高 10%左右。 裝載質量為 2t 以上的汽車主減速器主動齒輪都是采用騎馬式支承。但是騎馬式支承增加了導向軸承支座，是主減速器結構復雜，成本提高。轎車和裝載質量小于 2t 的貨車，常采用結構簡單、質量較小、成本較低的懸臂式結構。 根據以上對比分析重型卡車的載荷較大 ,為了傳遞較大的轉矩該車后驅動橋主動錐齒輪的支承形式應該采用騎馬式支承。 從動錐齒輪的支承 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的距離 c 和 d(見圖 34（ a） )之比例而定。為了增強支承剛度，支承間的距離（ c+d）應盡量小。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使他們的圓錐滾子的大端相向朝內，小端相背朝外。為了防止從 動齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應預緊。由于從動錐齒輪軸承是裝在差速器殼上，尺寸較大，足以保證剛度。球面圓錐滾子軸承具有自動調位的性能，對軸的歪斜的敏感性較小，這一點當主減速器從動齒輪軸承的尺寸大時極為重要。向心推力軸承不需要調整，但僅見于某些小排量轎車的主減速器中。只有當采用直齒或人字齒圓柱齒輪時，由于無軸向力，雙級主減速 器的從動齒輪才可以安裝在向心球軸承上。 蘭州工業(yè)高等專科學校畢業(yè)論文 7 圖 33 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置方法 轎車和輕型載貨汽車主減速從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配合固定在差建界殼的突緣上。這種方法對增強剛性效果較好，中型和重型汽車主減速從動錐齒輪多采用有幅式結構并有螺栓或鉚釘與差速器殼突緣連結。 在重卡驅動橋中，為了減小在運行過程中因軸承能力和支承剛度不夠導致齒隙變化，產生噪音，增加磨損，采用具有較大支承剛度的圓錐滾子軸承。 主減速器的基本參數選擇與計算 主減速器計算載荷的確定 1 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: nKiTT ToTLece /m a x ????? （ 21） 式中 TLi —— 傳動系的最低擋傳動比，在此取 ，此數據此參考斯太爾 型； maxeT —— 發(fā)動機的輸出的最大轉矩 360 mN? ； T? —— 傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取 ； n —— 該汽車的驅動橋數目在此取 1； oK —— 由以上各參數可求 Tce Tce == mN? 2 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 csT ： LBLBr irGTcs ?? ?? /2 （ 22） 式中 2G —— 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷， 取 50000N ? —— 輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用車，取 ? =； r —— 車輪的滾動半徑，輪胎型號為 ，滾動半徑為 ； LB? ， LBi —— 分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比， LB? 取 ， LBi 取 所以 : mNTcs ??? ??? 3.按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 cfT 蘭州工業(yè)高等?？茖W校畢業(yè)論文 8 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)的轉矩根據所謂的平均牽引力的值來確定平均牽引力： ? ? )( PHRLBLBrTacf fffni rGGT ?? ????? （ 23） 式中： aG —— 汽車滿載時的總重量，此取 902021N； TG —— 所牽引的掛車滿載時總重量， 0N，但僅用于牽引車的計算； Rf —— 道路滾動阻力系數，對于載貨汽車可取 —— ；在此取 Hf —— 汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，對于載貨汽車可取 ~ 在此取 pf —— 汽車的性能系數，取 0； LB? ， LBi ， n—— 見式（ 21），（ 23）下的說明。 所以 ? ? )( PHRLBLBrTacf fffni rGGT ?? ????? ? ? ???? ?? = mN? 主減速器基本參數的選擇 1)主、從動錐齒輪齒數 1z 和 2z 選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素： 1為了磨合均勻， 1z ， 2z 之間應避免有公約數。 2為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒 數和應不小于 40。 3為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車 1z 一般不小于 6。 4主傳動比 0i 較大時， 1z 盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。 5對于不同的主傳動比， 1z 和 2z 應有適宜的搭配。 根據以上要求參考《汽車車橋設計》 [1]中表 312 表 313 取 1z =9 2z =40 2）從動錐齒輪大端分度圓直徑 2D 和端面模數 tm 對于單級主減速器，增大尺寸 2D 會影響驅動橋殼的離地間隙，減小 2D 又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 2D 可根據經 驗公式初選，即增大尺寸： 32 2 cD TKD ? （ 24） 2DK —— 直徑系數，一般取 ～ Tc —— 從動錐齒輪的計算轉矩， mN? ，為 Tce 和 Tcs 中的較小者，所以在此取Tc = mN? 2D =（ ～ ） 3 =（ ～ 382） mm 初選 2D =370mm 則 tm = 2D / 2z =370/40= 有參考《機械設計手冊》表中 tm 選取 9 ， 則 2D =360mm 根據 tm = 3 cm TK 來校核 sm =9 選取的是否合適，其中 mK =（ ～ ） 蘭州工業(yè)高等?？茖W校畢業(yè)論文 9 此處， tm =（ ～ ） 3 =（ ～ ），因此滿足校核。 3） .主，從動錐齒輪齒面寬 1b 和 2b 對于從動錐齒輪齒面寬 2b ，推薦不大于節(jié)錐 2A 的 ，即 22 Ab ? ，而且 2b 應滿足 tmb 102? ，對于汽車主 減速器圓弧齒輪推薦采用： 22 Db ? =? 428= 在此取 60mm 一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大 20%較為合適，在此取 1b =80mm 4）中 點螺旋角 ? 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選 ? 時應考慮它對齒面重合度 ? ，輪齒強度和軸向力大小的影響，? 越大，則 ? 也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，? 應不小于 ，在 ～ 時效果最好，但 ? 過大，會導致軸向力增大。 汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為 35176?！?40176。，而商用車選用較小的 ? 值以防止軸向力過大，通常取 35176。 5） . 螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以 主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。 6.) 法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，規(guī)定重型載貨汽車可選用 176。的壓力角。 主減速器錐齒輪強度的計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算后，應驗算其強度，進行強度計算，以保 證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠地工作。 齒輪的損 壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損。，齒輪的使用壽命除與設計的正確與否有直接關系外，在實際生產中也往往會由于材料、加工精度、熱處理、裝配調整以及使用條件的不當而發(fā)生損壞。但正確的設計應是減少或避免上述損壞的一項重要措施。強度驗算則是進行正確設計的一個方面。目前的強度計算多為近似計算，在汽車工業(yè)中確定齒輪強度的主要依據是臺架試驗及道路試驗，以及在實際使用中的情況，強度計算可供參考。 單位齒長上的圓周力 FPp /? （ 34） 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)動機最大轉矩 Teamx 和最大附著力 矩兩種載荷工況進行計算； F— 一從動齒輪的齒面寬， mm。 由于本文計算主、從動齒輪參數時以發(fā)動機最大轉距進行計算的，因此，計算圓周力時仍以發(fā)動機最大轉距計算，則 （ 35） 3max110( / 2)egTipdF????蘭州工業(yè)高等?？茖W校畢業(yè)論文 10 式中 maxeT —— 發(fā)動機最大轉矩， N m； ig—— 變速器傳動比，常取 1 檔及直接檔進行計算； d1—— 主動齒輪節(jié)圓直徑， mm。 對于多橋驅動汽車應考慮驅