【正文】 的左、右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉(zhuǎn)向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。軸承 B、軸承 C、軸承 D、軸承 E 強(qiáng)度都可按此方法得出，其強(qiáng)度均能夠滿足要求。P=fp（XF r+YFa） （321）將各參數(shù)代入式（321）中，有： P=7533N軸承應(yīng)有的基本額定動負(fù)荷 C′ rC′ r= （310h36tnLPf22）式中：ft—溫度系數(shù)，查文獻(xiàn)[4]，得 ft=1；ε—滾子軸承的壽命系數(shù)，查文獻(xiàn)[4]，得 ε=10/3；n—軸承轉(zhuǎn)速，r/min；L′ h—軸承的預(yù)期壽命，5000h；將各參數(shù)代入式（322）中，有；C′ r=24061N初選軸承型號查文獻(xiàn)[3]，初步選擇 Cr =24330N C′ r的圓錐滾子軸承 7206E。 圖 35 主動錐齒輪齒面受力簡圖軸承 A：徑向力Fr= （311）22azm1rzFD(+b)(a)????????? 軸向力Fa= Faz （312）將各參數(shù)代入式（311）與（312） ，有： Fr=3997N，F(xiàn) a=2752N軸承 B：徑向力Fr= （322azm1rzD(+b)(ab)????????????13） 軸向力Fa= 0 （314）將各參數(shù)代入式（313）與（314） ，有：貨車驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)設(shè)計第 14 頁 共 28 頁 Fr=1493N，F(xiàn) a=0N軸承 C：徑向力Fr= （322azmrDd+c(c)????????????15） 軸向力Fa= Faz （316）將各參數(shù)代入式（315）與（316） ，有： Fr=2283N，F(xiàn) a=2752N軸承 D：徑向力Fr= （322azm1rDc+cd(d)????????????17） 軸向力Fa= 0 （318）將各參數(shù)代入式（317）與（318） ，有： Fr=1745N，F(xiàn) a=0N軸承 E：徑向力Fr= （322azm1rDe+?????????19） 軸向力Fa= 0 （320）將各參數(shù)代入式（319）與（320） ，有： Fr=1245N，F(xiàn) a=0N貨車驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)設(shè)計第 15 頁 共 28 頁 錐齒輪軸承型號的確定軸承 A計算當(dāng)量動載荷 P==39查閱文獻(xiàn)[2]，錐齒輪圓錐滾子軸承 e 值為 ，故 e，由此得arFX=,Y=。圖 34 為單級主減速器的跨置式支承的尺寸布置圖:圖 34 單級主減速器軸承布置尺寸圖 3—4 中各參數(shù)尺寸：貨車驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)設(shè)計第 13 頁 共 28 頁a=46mm，b=22mm，c=，d=，e=40,D m2=304mm。將各參數(shù)代入式(38)，有：Dm2=258mm將各參數(shù)代入式(37)，有： F=3000N對于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的。該法向力可分解為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力以及垂直于齒輪軸線的徑向力。 輪齒接觸強(qiáng)度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為： σ j= （36）p3z0smf1vjc2Tk1DbJ式中：σ j—錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力，MPa；D1—主動錐齒輪大端分度圓直徑，mm；D1=64mmb—主、從動錐齒輪齒面寬較小值；b=47mmkf—齒面品質(zhì)系數(shù)，取 ；cp—綜合彈性系數(shù)，取 232N1/2/mm；ks—尺寸系數(shù)，取 ；Jj—齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，取 ；Tz—主動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩；Tz=k0、k m、k v選擇同式（35）將各參數(shù)代入式 （36） ，有： σ j=2722MPa按照文獻(xiàn)[1]，σ j≤[σ j]=2800MPa，輪齒接觸強(qiáng)度滿足要求。 主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計算 單位齒長圓周力按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算時P= （3demaxgf312kTiη0nDb4） 式中： ig—變速器傳動比，常取一擋傳動比，i g= ；D1—主動錐齒輪中點(diǎn)分度圓直徑 mm；D =64mm1其它符號同前；將各參數(shù)代入式（34） ，有：P=856 N/mm按照文獻(xiàn)[1],P≤[P]=1429 N/mm，錐齒輪的表面耐磨性滿足要求。對齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理，可提高 25%的齒輪壽命。其主要缺點(diǎn)是熱處理費(fèi)用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。因此，這類材料的彎曲強(qiáng)度、表面接觸強(qiáng)度和承受沖擊的能力均較好。汽車主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有貨車驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)設(shè)計第 10 頁 共 28 頁20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo 和 16SiMn2WMoV。c）鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。主減速器錐齒輪的材料應(yīng)滿足如下的要求：a）具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。 主減速器錐齒輪的材料 驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點(diǎn)。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受軸向力的方向。e) 螺旋方向從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。d）法向壓力角 α法向壓力角大一些可以增加輪齒強(qiáng)度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)，也可以使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪音低。貨車選用較小的 β 值以保證較大的 ε F，使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪音低。汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角的平均螺旋角一般為 35176。39′ 74176。41′ 78176。 76176。21′ 2176。41′ 3176。從動錐齒輪分度圓直徑 dm2=14 = 取 dm2=304mm3109齒輪端面模數(shù) 2/4/8mz??表 31 主、從動錐齒輪參數(shù)參 數(shù) 符 號 主動錐齒輪 從動錐齒輪分度圓直徑 d=mz 64 304齒頂高 ha=h2。查閱資料，經(jīng)方案論證，主減速器的傳動比為 ，初定主動齒輪齒數(shù) z1=6，從動齒輪齒數(shù) z2=38。根據(jù)所選定的主減速比 i0值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等以及是否需要輪邊減速器） ，并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應(yīng)。這時 i 值應(yīng)按下式來確定：v0 （3rpamxghn=.37vi1）式中 ——車輪的滾動半徑， = righ——變速器量高檔傳動比。通過優(yōu)化設(shè)計，對發(fā)動機(jī)與傳動系參數(shù)作最佳匹配0的方法來選擇 i 值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。i 的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和0傳動系的總傳動比 i 一起由整車動力計算來確定。 主減速器錐齒輪設(shè)計 主減速比 i 、驅(qū)動橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設(shè)計的原始數(shù)據(jù)，0應(yīng)在汽車總體設(shè)計時就確定。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)肋以增強(qiáng)支承穩(wěn)定性，c+d 應(yīng)不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的 70%。貨車驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)設(shè)計第 7 頁 共 28 頁圖 33 從動錐齒輪支撐形式 從動錐齒輪的支承從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖 33 示） 。裝載質(zhì)量為 2t 以上的汽車主減速器主動齒輪都是采用跨置式支承。跨置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(fù)荷比懸臂式的要減小至 1/5～1/7。查閱資料、文獻(xiàn)，經(jīng)方案論證，采用跨置式支承結(jié)構(gòu)（如圖 32 示） 。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質(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)。其傳動比 i0一般小于等于 7。單級主減速器由一對圓錐齒輪組成，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點(diǎn)。雙級式主減速器應(yīng)用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側(cè)車輪附近，實際上成為獨(dú)立部件，則稱輪邊減速器。 結(jié)構(gòu)形式 為了滿足不同的使用要求，主減速器的結(jié)構(gòu)形式也是不同的。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時捏合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負(fù)荷、制造也簡單。查閱文獻(xiàn)[1]、[2]，經(jīng)方案論證，主減速器的齒輪選用螺旋錐齒輪傳動形式（如圖 31 示） 。但是，準(zhǔn)雙曲面齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，齒面間有較大的相對滑動，且齒面間壓力很大，齒面油膜很容易被破壞。當(dāng)主動準(zhǔn)雙曲面齒輪軸線向下偏移時，可降低主動錐齒輪和傳動軸位置，從而有利于降低車身及整車重心高度，提高汽車行使的穩(wěn)定性。近年來，有些汽車的主減速器采用準(zhǔn)雙曲面錐齒輪（車輛行業(yè)中簡稱雙曲面?zhèn)鲃樱﹤鲃?。因為螺旋錐齒輪不發(fā)生根切（齒輪加工中產(chǎn)生輪齒根部切薄現(xiàn)象，致使齒輪強(qiáng)度大大降低）的最小齒數(shù)比直齒輪的最小齒數(shù)少，使得螺旋錐齒輪在同樣的傳動比下主減速器結(jié)構(gòu)較緊湊。在發(fā)動機(jī)橫置的汽車驅(qū)動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動機(jī)縱置的汽車驅(qū)動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準(zhǔn)雙曲面齒輪式傳動。 主減速器結(jié)構(gòu)方案分析主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。d）在保證足夠的強(qiáng)度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。