【正文】 著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展， 許多 重型汽車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，重型汽車產(chǎn)品不必像過去一樣，采用復(fù)雜的結(jié)構(gòu)提高其的通過性；與帶輪邊減速器的驅(qū)動橋相比，由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡化，單級減速驅(qū)動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性增加。裝于輪齒大端一側(cè)軸頸上的軸承，多采用兩個可以預(yù)緊以增加支承剛度的圓錐滾子軸承，其中位于驅(qū)動橋前部的通常稱為主動錐齒輪前軸承，其后部緊靠齒輪背面的那個齒輪稱為主動錐齒輪后軸承；當(dāng)采用騎馬 式支承時，裝于齒輪小端一側(cè)軸頸上的軸承一般稱為導(dǎo)向軸承。 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計計算 主減速器計算載荷的確定 5 1. 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 Ｔ ce nKiTT ToTLece /m a x ????? mN? （ 21） 式中 TLi —— 發(fā)動機至所計算的主減速器從動錐齒輪之間的傳動系的最低擋傳動比，在此取 ，此數(shù)據(jù)此參考 斯太爾 ； maxeT —— 發(fā)動機的輸出的最大轉(zhuǎn)矩， 此數(shù)據(jù)參考斯太爾 830 mN? ； T? —— 傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取 ； n —— 該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取 1； oK —— 由于猛結(jié)合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取 oK =，當(dāng)性能系數(shù) pf 0 時可取 oK =； ???????????????????????16T gm0 . 1 9 5 016T gm0 . 1 9 5 T gm0 . 1 9 5161 0 01e m a xae m a xae m a xa當(dāng)當(dāng)pf （ 22） am —— 汽車滿載時的總質(zhì)量在此取 20210 gK ； 所以 830 1020210?? =4716 ? pf =〈 0 即 oK = 由以上各參數(shù)可求 Tce Tce = 1 ???? = mN? 2. 按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 csT LBLBr irGTcs ?? ?? /2 mN? （ 23） 式中 2G —— 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷， 預(yù)設(shè)后橋所承載 130000N的負(fù)荷 。 r —— 車輪的滾動半徑，在此 選用輪胎型號為 ，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(qū)動車輪之間的 傳動效率和傳動比 ， LB? 取 ， 由于沒有輪邊減速器 LBi 取 6 所以 LBLBrcs irGT ?? ?? /2 = 52 00 00 ? ??= mN? 3. 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(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： ? ? mN )( ??????? PHRLBLB rTacf fffni rGGT ? （ 24） 式中： aG —— 汽車滿載時的總重量， 參考 斯太爾 ； TG —— 所牽引的掛車滿載時總重量， N，但僅用于牽引車的計算； Rf —— 道路滾動阻力系數(shù)，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(shù)，對于載貨汽車可取 ~ 在此取 pf —— 汽車的性能系數(shù)在此取 0； LB? ， LBi ， n—— 見式（ 21），（ 23）下的說明。 主減速器基本參數(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。 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(shù)和應(yīng)不小于40。 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。 7 根據(jù)以上要求參考《汽車車橋設(shè)計》 [1]中表 312 表 313 取 1z =9 2z =40 1z + 2z =49〉 40 2. 從動錐齒輪大端分度圓直徑 2D 和端面模數(shù) tm 對于單級主減速器，增大尺寸 2D 會影響驅(qū)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。 3. 主，從動錐齒輪齒面寬 1b 和 2b 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應(yīng)力，還降低了刀具的使用壽命。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。 對于從動錐齒輪齒面寬 2b ，推薦不大于節(jié)錐 2A 的 倍，即 22 Ab ? ，而且 2b 應(yīng)滿足 tmb 102? ，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用： 22 Db ? =?480= 在此取 75mm 一般習(xí)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 10%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(yīng)考慮它對齒面重合度 ? ，輪齒強度和軸向力大小的影 8 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(yīng)不小于 ，在 ～ 時效果最好，但 ? 過大，會導(dǎo)致軸向力增大?！?40176。 5. 螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。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(qū)動汽車前進。的壓力角。 8 軸交角 ? ? =90176。 1? 1? =176。 11 節(jié)錐距 A0 =11sin2 ?d =22sin2 ?d A0 = ㎜ 9 12 周 節(jié) t= m t= ㎜ 13 齒頂高 mhh aa *? ah = ㎜ 14 齒根高 fh =? ?mcha **? fh = ㎜ 15 徑向間隙 c= mc* c= ㎜ 16 齒根角 0arctan Ahff ?? f? = 176。 2a? =176。 2f? =176。 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 在 完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。 1） 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、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。折斷多數(shù)從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應(yīng)力最大。如果最高應(yīng)力點的應(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。在開始出現(xiàn)裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。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，往往會使一端（經(jīng)常是大端 ） 沿斜向產(chǎn)生齒端折斷。 為了防止輪齒折斷，應(yīng)使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當(dāng)?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理 質(zhì)量等。 （ 2）齒面的點蝕及剝落 齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的 70%以上。 ① 點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結(jié)果。一般首先產(chǎn)生在幾個齒上。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。在允許的范圍內(nèi)適當(dāng)加大齒面寬也是一種辦法。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。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。 （ 3）齒面膠合 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦?xí)r，因高溫、高壓而將金屬粘結(jié)在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤滑條件等。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的 。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)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。因此，驅(qū)動橋齒輪的許用彎曲應(yīng)力不超過 ／ mm2 .表 22給出了汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力數(shù)值。汽車驅(qū)動橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩 Tec 和最大附著轉(zhuǎn)矩 Tcs 并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應(yīng)力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。經(jīng)驗算以上兩數(shù)據(jù)都在許用范圍內(nèi)。 m。支承剛度大時取最小值。 b —— 計算齒輪的齒面寬， mm。 J —— 計算彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)。計算彎曲應(yīng)力時本應(yīng)采用輪齒中點圓周力與中點端面模數(shù)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進行修正。 13 圖 21 彎曲計算用綜合系數(shù) J (3) 輪齒的表面接觸強度計算 錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 bJK KKKTKdC vfmspj 301102 ??? N/ 2mm (210) 式中： T —— 主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩； pC—— 材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取 21N /mm。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取 J —— 計算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。所以均滿足要求。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。 汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。 由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配 對研磨）后均予與厚度 ～ ～ 的磷化處理或鍍銅、鍍錫。 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達 25％。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。 主減速器軸承的計算 1．錐齒輪齒面上的作用力 錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。 為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉(zhuǎn)矩。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩 dT 進行 15 計算。 m； 1if ， 2if ? iRf —— 變速器在各擋的使用率，可參考表 23 選取； 1gi ， 2gi ? gRi —— 變速器各擋的傳動比； 1Tf ， 2Tf ? TRf —— 變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表 23選??； 表 23 if 及 Tf 的參考值 經(jīng)計算 dT 為 (1) 齒寬中點處的圓周力 齒寬中點處的圓周力為 F ＝mdT2 N (212) 式中： T —— 作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩見 16 式 (211)。 fF 在此平面內(nèi)又可分為沿切線方向的圓周力 F 和沿節(jié)圓母線方向的力Fs 。 軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。 對于采用騎馬式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖 24所示 圖 24 主減速器軸承的布置尺寸 軸承 A， B的徑向載荷分別為 RA = ? ? ? ? 22 maZRZ dFbFbFa ????? （ 218） ? ? ? ? 22 maZRZB dFcFcFaR ?????? （ 219） 根據(jù)上式已知 aZF =20202N， RZF =9662N， a=134mm ， b=84mm， c=50mm 所以軸承 A的徑 向力 AR = ? ? ? ? 22 1 ?????? =15976N 其軸向力為 0 軸承 B的徑向力 RB = ? ? ? ? 22 1 ?????? =13364N （ 1）對于軸承 A，只承受徑向載荷所以采用圓柱滾子軸承 42608E，此軸承的額定動載荷Cr 為 ，所承受的當(dāng)量動載荷 Q=X 所以有公式 610?????????? ?QfCrfLpt s (220) 式中 :tf —— 為溫度系數(shù)，在此取 。 所以 L = 63103 10 ?????????