載重汽車驅(qū)動橋設(shè)計

1、載重汽軍驅(qū)動嬌設(shè)計摘要驅(qū)動橋作為汽車四大總成之一，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于載重汽車顯得尤為重要。當(dāng)采用大功率發(fā)動機輸出大的轉(zhuǎn)矩以滿足目前載重汽車的快速、重載的高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個高效、可靠的驅(qū)動橋。所以采用傳動效率高的單級減速驅(qū)動橋已成為未來重載汽車的發(fā)展方向。本文參照傳統(tǒng)驅(qū)動橋的設(shè)計方法進(jìn)行了載重汽車驅(qū)動驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu), 軸齒輪，全浮式半 不是采用傳統(tǒng)的雙曲 為一個課題繼續(xù)研究下橋的設(shè)計。本文首先確定主要部件的結(jié)構(gòu)型式和主要設(shè)計參數(shù)；然后參考類似確定出總體設(shè)計方案；最后對主，從動錐齒輪，差速器圓錐行星齒輪，半軸和整體式橋殼的強度進(jìn)行校核以及對支承軸承進(jìn)行了壽命校

2、核。本文面錐齒輪作為載重汽車的主減速器而是采用弧齒錐齒輪，希望這能作去。關(guān)鍵字：載重汽車；驅(qū)動橋；單級減速橋；弧齒錐齒輪AbstractDriveaxleistheoneofautomobilefourimportantassemblies.It、performancedircctlyinflucnccontheentireautomobile,cspcciallyfortheheavytruck.Bccauscusingthebigpowerenginewiththebigdrivingtorquesatisfiedtheneedofhighspeed,heavy-loaded，highef

3、ficiency,highbenefittodayheavytruck，mustexploitingthehighdrivenefficiencysinglereductionfinaldriveaxleisbecomingtheheavytruckdevelopingtcndcncy.Thisdesignfollowingthetraditionaldesigningmethodofthedriveaxle.First，makeupthemainpartsstructureandthekeydesigningparameters;thusreferencetothesimilardrivin

4、gaxlestructure,decidetheentiredesigningproject;faniallycheckthestrengthoftheaxledrivebevelpinion,bevelgearwheel，thedifferentionalplanetarypinion,differentialsidegear,full-floatingaxleshaftandthebanjoaxlehousing，andthelifeexpectionofcarrierbearing.Thedesigningtakethespiralbevelgearforthetradionalhypo

5、idgear，asthegeartypeofheavytrucksfinaldrive,withtheexpectionofthequestionbeingdiscussed,farther.Keywords:heavytruck；driveaxle；singlereductionfinaldrive；thespiralbevelgearII汽車驅(qū)動橋位于傳動系的末端。其基本功用荇先是增扭，降速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分配給左右驅(qū)動車輪；其次，驅(qū)動橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。驅(qū)動橋一般由

6、主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。對于重型載貨汽車來說，要傳遞的轉(zhuǎn)矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運輸較多的貨物，所以選杼功率較大的發(fā)動機，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而驅(qū)動橋在傳動系統(tǒng)中起著舉足輕重的作用。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經(jīng)濟(jì)性日益成為人們關(guān)心的話題，這不僅僅只對乘用車，對于載貨汽車，提高其燃油經(jīng)濟(jì)性也是各商用車生產(chǎn)商來提高其產(chǎn)品市場競爭力的一個法寶，因為重型載貨汽車所采用的發(fā)動機都是大功率，大轉(zhuǎn)矩的，裝載質(zhì)量在十噸以上的載貨汽車的發(fā)動機，最大功率在140KW以上，最大轉(zhuǎn)矩也在700N*m以上，百公里油耗是一般都在34升左右。為了降

7、低油耗，不僅要在發(fā)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。這就必須在發(fā)動機的動力輸出之后，在從發(fā)動機一傳動軸一驅(qū)動橋這一動力輸送環(huán)節(jié)中尋找減少能量在傳遞的過程中的損失。在這一環(huán)節(jié)中，發(fā)動機是動力的輸出者，也是整個機器的心臟，而驅(qū)動橋則是將動力轉(zhuǎn)化為能量的最終執(zhí)行齊。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采W性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅(qū)動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。近幾年重型車企業(yè)的產(chǎn)銷數(shù)據(jù)顯示，重卡市場的集中度正在進(jìn)一步提高。隨著缺陷汽車召回制度及歐III、歐IV排放標(biāo)準(zhǔn)的實施，加上原材料漲價等因素，重型車的研發(fā)、制造、銷售等環(huán)節(jié)的成本將有一定幅度的上升，因此，未來幾年內(nèi)，重型車市場

8、的盈利水平將會越來越低，重型車市場價格將會全面調(diào)整和適度下降。重卡未來幾年盈利水平的降低，在客觀上為重卡的重組創(chuàng)造了條件，所以設(shè)計新型的驅(qū)動橋成為新的課題。目前國內(nèi)重型車橋生產(chǎn)企業(yè)也主要集中在中信車橋廠、東風(fēng)襄樊車橋公司、濟(jì)南橋箱廠、漢德車橋公司、重慶紅巖橋廠和安凱車橋廠幾家企業(yè)。這些企業(yè)幾乎占到國內(nèi)重卡車橋90%以上的市場。2005、2006年這一格局依然不會有很大改觀。隨著重卡產(chǎn)銷持續(xù)上升，重卡車橋生產(chǎn)企業(yè)紛紛擴(kuò)大產(chǎn)能并實施技改項目。各重卡橋廠產(chǎn)能的提升，為重卡的發(fā)展打下了堅實的基礎(chǔ)。重卡熱銷，各廠家紛紛擴(kuò)大產(chǎn)能的同時，將加大優(yōu)勢資源的競爭能力。競爭的加劇必然造成巨頭的出現(xiàn)。衡量一個成功的

9、橋廠，其5萬根以上的產(chǎn)量是最低基準(zhǔn)線。在斯太爾平臺橋廠中，中國重汽橋箱廠、陜西漢德車橋有限公司、重慶紅巖橋廠、安凱橋廠產(chǎn)能有望在2004-2005年突破5萬根大關(guān)。按2004年重卡發(fā)展勢爻預(yù)測，10萬根的產(chǎn)能H標(biāo)，也并非是主要4家斯太爾重卡橋廠遙不可及的目標(biāo)?？梢灶A(yù)料在未來兩三年內(nèi)，主要重卡車橋企業(yè)的二期、三期技改將會全而完成，其重卡車橋國內(nèi)布局也將初步完成。為了適應(yīng)未來的發(fā)展需要，提高運輸效率，有關(guān)人士呼吁我國重卡企業(yè)必須轉(zhuǎn)變傳統(tǒng)的公路運輸概念，生產(chǎn)出適應(yīng)快速、長途、重載的高效率、高效益型重卡。我國現(xiàn)有的斯太爾驅(qū)動橋產(chǎn)品主要滿足中高檔重型汽車的需求,屬于典型的歐洲重型汽車產(chǎn)品的零部件結(jié)構(gòu)，這

10、決定了存在諸多缺點:傳動效率相對較低，油耗高長途運輸容易導(dǎo)致汽車輪載發(fā)熱，散熱效果差，為了防止過熱發(fā)生爆胎，不得不增加噴淋裝置使結(jié)構(gòu)相對復(fù)雜，導(dǎo)致產(chǎn)品價格高等。隨著公路網(wǎng)絡(luò)的不斷完善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，上述缺點在公路運輸重型汽車中日顯突出，據(jù)統(tǒng)計，歐美重型汽車采用該結(jié)構(gòu)的車橋產(chǎn)品呈下降趨勢，口本采用該結(jié)構(gòu)的產(chǎn)品更少。有關(guān)專家預(yù)測我國采m斯太爾驅(qū)動橋產(chǎn)品的合理比例是占整個重型汽車驅(qū)動橋的25%驅(qū)動橋的主流產(chǎn)品是單級減速驅(qū)動橋產(chǎn)品。未來重卡車橋?qū)⒂傻湫偷乃固珷栯p級減速驅(qū)動橋向單級橋方向發(fā)展。GB1589勺頒布實施，鼓勵中重卡向多軸化發(fā)展。國內(nèi)眾多重卡企業(yè)紛紛推出多軸卡車，這使承載軸的需求量

11、大增。承載軸的走俏，為各大橋廠提供了更大的市場空間。重型汽車車橋市場預(yù)測專家預(yù)測，在未來10年內(nèi)，客車的市場需求量僅僅是重型載貨汽車10%左右,市場空間不大，如果考慮轎車進(jìn)人家庭的影響，今后的大型客車場將逐步下降；岡此，各企業(yè)發(fā)展戰(zhàn)略的重點都放在重卡車橋上?？蛙囓嚇虍a(chǎn)品可以保留，用以滿足客車生產(chǎn)的需要。2005年及以后的幾年內(nèi)，重型汽車所需橋總成將會形成以下產(chǎn)品格局：公路運輸以10t及以上單級減速驅(qū)動橋、承載軸為主，工程、港口等用車以10t級以上雙級減速驅(qū)動橋為主。公路運輸車輛向大噸位、多軸化、大功率方向發(fā)展，使得驅(qū)動橋總成也向傳動效率高的單級減速方向發(fā)展。有關(guān)專家預(yù)測，未來我國的重型車橋產(chǎn)品

12、中75%勺驅(qū)動橋?qū)⑹菃渭夠?qū)動橋。而作為雙級減速的STR驅(qū)動橋?qū)^續(xù)鞏間工程車輛市場。設(shè)計驅(qū)動橋時應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求：1) 選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。2) 外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。3) 齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。4) 在各種載荷和轉(zhuǎn)速T:況下有較高的傳動效率。5) 具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質(zhì)ft尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路而的沖擊載荷，提高汽車的平順性。6) 與懸架導(dǎo)向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)。7) 結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整

13、方便。在本設(shè)計中還采用了AutoCAD和Pro/E繪圖軟件分別進(jìn)行了工程圖的繪制和實體造型，運用AutoCAD制了、行星齒輪軸、左、右殼以及傳動機構(gòu)半軸的零件圖，通過對AutoCAD的編輯工具與命令的運用，掌握了從AutoCAD基礎(chǔ)圖形的繪制一基礎(chǔ)零件的繪制一各類零件圖的創(chuàng)建與繪制的方法，并且理解了機械圖繪制的工作流程。另外還運用Pro/E繪圖軟件，運用初步的操作繪制出了主減速器的主、從動錐齒輪，差速器的行星齒輪、半軸齒輪等的實體造型，為今后更好的學(xué)和掌握各種應(yīng)用軟件和技能打下堅實的基礎(chǔ)。1驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案分析驅(qū)動橋的不同形式結(jié)構(gòu)特點根據(jù)橋殼與驅(qū)動橋的連接關(guān)系驅(qū)動橋分為非斷開式和斷開式驅(qū)動橋兩種

14、。1)非斷開式驅(qū)動橋非斷開式驅(qū)動橋是指主減速器和半軸裝在整體的橋殼內(nèi)，該形式的車橋和車輪只能隨路而的變化而整體上下跳動。非斷開式驅(qū)動橋多用在貨車和部分轎車的后橋上。2)斷開式驅(qū)動橋驅(qū)動橋采用獨立懸架時，兩側(cè)車輪和半軸可以隨路而的變化彼此獨立地相對于車架上下跳動，主減速器同定在車架上。這時驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)多用在斷開式驅(qū)動橋。斷開式驅(qū)動橋是指驅(qū)動橋制成分段，并用鉸鏈連接。這樣，車身不會隨車輪的跳動而跳動，提高車輛的平順性和舒適性。3由于要求設(shè)計的是13噸級的后驅(qū)動橋，要設(shè)計這樣一個級別的驅(qū)動橋，一般選用非斷開式結(jié)構(gòu)以與非獨立懸架相適應(yīng)，該種形式的驅(qū)動橋的橋殼是一根支撐在左右驅(qū)動車輪的剛性空心梁，一般是鑄

15、造或鋼板沖壓而成，主減速器，差速器和半軸等所有傳動件都裝在其中，此時驅(qū)動橋，驅(qū)動車輪都屬于簧下質(zhì)童。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。此是驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)中最為簡單的一種，是驅(qū)動橋的基本形式，在載重汽車中占主導(dǎo)地位。一般在主傳動比小于6的情況下，應(yīng)盡量采用中央單級減速驅(qū)動橋。目前的中央單級減速器趨于采用雙曲線螺旋傘齒輪，主動小齒輪采用騎馬式支承，有差速鎖裝置供選用。2）中央雙級驅(qū)動橋。在國內(nèi)目前的市場上，中央雙級驅(qū)動橋主要有2種類型：一類如伊頓系列產(chǎn)品，事先就在單級減速器中預(yù)留好空間，當(dāng)要求增大牽引力與速比時，可裝入I柱行星齒輪減速機構(gòu)，將原中央單級改成中央雙級驅(qū)動

16、橋，這種改制“三化”（即系列化，通W化，標(biāo)準(zhǔn)化）程度高，橋殼、主減速器等均可通用，錐齒輪直徑不變；另一類如洛克威爾系列產(chǎn)品，當(dāng)I要增大牽引力與速比時，需要改制第一級傘齒輪后，再裝入第二級圓柱直齒輪或斜齒輪，變成要求的中央雙級驅(qū)動橋，這時橋殼可通用，主減速器不通用，錐齒輪有2個規(guī)格。由于上述中央雙級減速橋均是在中央單級橋的速比超出一定數(shù)值或牽引總質(zhì)量較大時，作為系列產(chǎn)品而派生出來的一種型號，它們很難變型為前驅(qū)動橋，使用受到一定限制；因此，綜合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅(qū)動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅(qū)動橋存在。3） 中央單級、輪邊減速驅(qū)動橋。輪邊減速驅(qū)動橋較為廣泛地用于

17、油田、建筑工地、礦山等非公路車與軍用車上。當(dāng)前輪邊減速橋可分為2類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋；另一?類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅(qū)動橋。圓錐行星齒輪式輪邊減速橋。由圓錐行星齒輪式傳動構(gòu)成的輪邊減速器，輪邊減速比為罔定值2,它一般均與中央單級橋組成為一系列。在該系列中，中央單級橋仍具有獨立性，可單獨使用，需要增大橋的輸出轉(zhuǎn)矩，使?fàn)恳υ龃蠡蛩俦仍龃髸r，可不改變中央主減速器而在兩軸端加上閥錐行星齒輪式減速器即可變成雙級橋。這類橋勺中央雙級減速橋的區(qū)別在于：降低半軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，把增大的轉(zhuǎn)矩直接增加到兩軸端的輪邊減速器上，其“三化”程度較高。但這類橋W輪邊減速比為同定值2，因此，中央主減速器的尺寸

18、仍較大，一般用于公路、非公路軍用車。圓柱行星齒輪式輪邊減速橋。單排、齒圈同定式圓柱行星齒輪減速橋，般減速比在3至4.2之間。由于輪邊減速比大，因此，中央主減速器的速比一般均小于3，這樣大錐齒輪就可取較小的直徑，以保證重型汽車對離地問隙的要求。這類橋比單級減速器的質(zhì)量大，價格也要貴些，而且輪轂內(nèi)具有齒輪傳動，長時間在公路上行駛會產(chǎn)生大量的熱量而引起過熱；因此，作為公路車用驅(qū)動橋，它不如中央單級減速橋。綜上所述，由于設(shè)計的驅(qū)動橋的傳動比為4.444,小于6。況且由于隨著我國公路條件的改善和物流業(yè)對車輛性能要求的變化，重型汽車驅(qū)動橋技術(shù)巳呈現(xiàn)出向單級化發(fā)展的趨勢，主要是單級驅(qū)動橋還有以下幾點優(yōu)點：(

19、1) 單級減速驅(qū)動橋是驅(qū)動橋中結(jié)構(gòu)最簡單的?-種，制造丁藝簡單，成本較低,是驅(qū)動橋的基本類型，在重型汽車上占有重要地位；(2) 重型汽車發(fā)動機向低速大轉(zhuǎn)矩發(fā)展的趨勢，使得驅(qū)動橋的傳動比向小速比發(fā)展；(3) 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，重型汽車使用條件對汽車通過性的要求降低。因此，重型汽車不必像過去一樣，采用復(fù)雜的結(jié)構(gòu)提高通過性；(4) 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ft，易損件減少，可靠性提尚。單級橋產(chǎn)品的優(yōu)勢為單級橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產(chǎn)品設(shè)計的角度看,重型車產(chǎn)品在主減速比小于6的情況下，應(yīng)盡量選用單級減速驅(qū)動橋。所以此設(shè)計

20、采用單級驅(qū)動橋再配以鑄造整體式橋殼。圖1-lMcritor?單后驅(qū)動橋為中國重汽引進(jìn)的美國ROCKWELL司13噸級單級減速橋的外形閣。#圖1-1Meritor（美馳）單后期動橋2主減速器設(shè)計2. 1主減速器的結(jié)構(gòu)形式主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。3. 1.1主減速器的齒輪類型竹簡速器的齒輪有弧齒錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選W弧齒錐齒輪傳動，其特點是主、從動齒輪的軸線垂直交于一點。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負(fù)荷，加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸有齒的

21、一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉(zhuǎn)向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動小。而弧齒錐齒輪還存在一些缺點，比如對嚙合精度比較敏感，齒輪副的錐頂稍有不吻合就會使T作條件急劇變壞，并加劇齒輪的磨損和使噪聲增大；但是當(dāng)主傳動比一定時，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪比相應(yīng)的弧齒錐齒輪小，從而可以得到更大的離地間隙，有利于實現(xiàn)汽車的總體布置。另外，弧齒錐齒輪與雙曲面錐齒輪相比，具有較高的傳動效率，可達(dá)99%。4. 1.2主減速器的減速形式由于i=4.444 0 時可取1=2. 0;16-0.195 mag0.195 ， 16fp:100TenTemax當(dāng) 0.195A16Temaxma 汽車滿載時的總質(zhì)量在此取( 2- 2

22、)20000&所以0.i95x20000X10=4W830?fP=-0.3l0即1=1.0rce_830x9.01x1.0x0.9x4.444_n_Tce=29910.2N.m12. 按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩7；.,Tcs=Gi(pr/rjfJ人N-m(2-3)式中G2一汽車滿載時一個驅(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；(p輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用車，取p=0.85;對于越野汽車取1.0;對于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取1.25;-車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為12.00R20,滾動半徑為0.527m；ij舊

23、iL-分別為所計算的土減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪；tlYi的傳動效率和傳動比，/u取0.9,由于沒有輪邊減速器A1.0mn , a a /所以乃 5 = Gi“prJ rirr, i130000x0.85x0.527an=64703.90.9x1.03.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7V謂的對于公路車輛來說，使爪條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉(zhuǎn)矩根據(jù)所平均牽引力的值來確定：N-m(2-4)Tcf=皿JnjfR+fn+fp)ALB71LB17式中：G一汽車滿載時的總重量，參考斯太爾1291.260/N65車型在此取200000N；G一所牽引的掛車滿載時總重量，N,但僅用于牽引

24、車的計算；fR一道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.015K0.020;在此取0.018jb-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0.050.09在此取0.07fP-汽車的性能系數(shù)在此取0;rj舊ib,n一見式(2-1),(2-3)下的說明。所以lLB ALB nTcf = +G f1/R+ fn + fp),2QQ0Q0x0,5270.9xl.0xl(0.018 + 0.8 + 0)=10305.8N?2. 2. 2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)A和“，從動錐齒輪大端分度圓直徑i) 2、端面模數(shù)、主從動錐齒輪齒面寬和2會影響驅(qū)動橋殼的離地間

25、隙，減小D2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。02可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即D2=KDMTC(2-5)KD2直徑系數(shù)，一般取13.016.0Tc-從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N.m為Tee和Tcs中的較小者所以D2=(13.016.0)V29910.2=(403.5496.7)mm初選Z)2=/I50mm則=z：=450/40=11.25mm有參考機械設(shè)計手冊表23.4-3中選取12則D2=480/mw根據(jù)=來校核m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&=80/_4. 中點螺旋角螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒

26、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)考慮它對齒而重合度,輪齒強度和軸向力大小的影響，/?越大，則A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，s應(yīng)不小于1.25,在1.5K2.0時效果最好，但過大,會導(dǎo)致軸向力增大。汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35140,而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35o5. 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(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向，A變速器掛前進(jìn)擋時，應(yīng)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

27、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(jìn)。6. 法向壓力角加大！力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，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(shù)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22.5的壓力角。主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算表2-1主減速器防I弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表告口T一口41丁P項目計算公式計算結(jié)果1主動齒輪齒數(shù)Zi92從動齒輪齒數(shù)Z2403端面模數(shù)m12mm4齒ift寬b6,=80mm62=75mm5工作齒身lh:=2h:mh,=20.

28、4mm6呈齒圖h=2ha+ch=22.656mm7法向壓力角aa=22.58軸交角zZ=909節(jié)圓直徑d-mz二108腿A=480mm序號項H計算公式計算結(jié)果ro節(jié)錐用Z1=arctan/Z2,2二90。,=12.682A2=77.31811節(jié)錐距Kddi，AnA02sinAi2sm/iAo=245.97mm12周節(jié)t=3.1416mt:37.699mm13齒頂高h(yuǎn)a二h:m/z“=10.2mm14齒根hr=h+c)mhr=12.456mm15徑向間隙c=c*mc=2.256mm16齒根角Or-arctanAoOf=2.89917面錐角ya二,i+分2yu=15.581A2=80.21718根

29、錐用y/-y-Gf於2-yidfiXi=9.7832=74.41919齒貝圓直彼du=d-2hicosYda=l27.902mmda=484.479mm20節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離Aki-haismyi=237.761mm沁2=44.049mm21理論弧齒厚5|=tS2S2-Skm5,=27.38mm5,2=10.32mm22齒側(cè)間隙B=0.3050.4060.4mm23螺旋角P/?=352.2.4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(jìn)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。在進(jìn)行強度計算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。1)齒輪的損壞

30、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。它們的主要特點及影響閔素分述如下：(1)輪齒折斷主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。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。疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的彎曲應(yīng)力。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。隨著載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋不斷擴(kuò)大，最后導(dǎo)致輪齒部分地或整個地斷掉。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榛，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

31、面。過載折斷：由于設(shè)計不1或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然一次性的峰值載荷的沖山？，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的15性突然折斷。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。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。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)I的模數(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。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。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，

32、約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。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。由于接觸K產(chǎn)生很大的表面接觸應(yīng)力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開始，形成極小的齒面裂紋進(jìn)而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現(xiàn)象就稱為點蝕。一般首先產(chǎn)生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴(kuò)大凹坑的尺寸及數(shù)R,甚至?xí)饾u使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應(yīng)力。在允許的范圍內(nèi)適_加大齒面寬也是一種辦法。齒面剝落：發(fā)生

33、在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。F1坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。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滲碳齒輪熱處理不A使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。3) 齒面膠合在高樂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。它多出現(xiàn)在齒頂附近，在勺節(jié)錐齒線的垂直方向產(chǎn)生撕裂或擦傷痕跡。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)

34、象的方法是改善潤滑條件等。4) 齒面磨損這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應(yīng)予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使W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。汽車驅(qū)動橋的齒輪，承受的是交變負(fù)荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒 其循 210.20萬千米或以上時,超過根疲勞折斷和由表而點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為計算載荷王誠速爵齒輪的許用彎曲應(yīng)力王誠速命齒輪日勺許用接觸應(yīng)力左速爵齒輪日勺許用彎曲應(yīng)

35、力按式（2-1）、式（2-3）計算出日勺最大計算轉(zhuǎn)矩Tec,Tcs中的較小者7002800980按式（2-4）計算出的平均計算轉(zhuǎn)矩Tcf210.91750210.9實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要勺最大持續(xù)載荷（即平均計算轉(zhuǎn)矩）有2N/mm環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅(qū)動橋齒輪的許用彎曲應(yīng)力不9N/rmn2.表2-2給出了汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力數(shù)值。表2-2汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力關(guān)，而勺汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩Tcc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，2）主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算（1

36、）單位齒長上的圓周力在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單 齒長圓周力來估算，即式中:p N /（26）biP-作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Gicprr兩種載荷工況進(jìn)行計算，N;bi一主動齒輪的齒而寬，在此取 80mm.Tema/口最大附著力矩mm不能作為疲勞損壞的依據(jù)。19式中:n而一發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩,在此取 830 7V.W;按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)計算時:(2-7)7i403N/mm4變速器的傳動比;di -主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取108mm.w,上式/?=830x9.01x10 3= 1731M /N/mmAx802按最大附著力矩計算時:p_G2AXI。

37、3N/mm(2-8)7b22式中：G2汽車滿載時一個驅(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的負(fù)荷增加量，在此取130000N;(p輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85:AV輪胎的滾動半徑，在此取0.527mA130000x0.85x0.527xlO3,t7fee上式P=1619N/mm240x75x2在現(xiàn)代汽車的設(shè)計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力2P 都為1865N/mm2有時提高許用數(shù)據(jù)的20%K25%經(jīng)驗算以上W做據(jù)都在許用范圍內(nèi)。其中上述兩種方法計算用的許用單位齒長上的圓周力( 2) 輪齒的彎曲強度計算汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為

38、2x0 3xT-Ko-Ks-K,n a = ； -K， ? b ? z ? nT . JKT/ 2N/ mm(29)式中：T該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N-m;Ko超載系數(shù)；在此取1.0Ks尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關(guān)，1.6 時，上 ， 在此 & =V25.=4=0.829V25.4K,n載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，X；w=1.001. 10式式支承時取1.101.25。支承剛度大時取最小值。K，質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取1.0;b計算齒輪的齒面寬，mm;z計算齒輪的齒數(shù)；m端面模數(shù)，mm;J計算彎曲應(yīng)力的綜合系

39、數(shù)(或幾何系數(shù))，它綜合考慮了齒形系數(shù)。載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應(yīng)力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應(yīng)力計算的影響。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(jìn)行修正。按圖2-1選取小齒輪的7=0.225，大齒輪J=0.195.2xl03x10305.3x1x0.829x1.051x80x9x4.444x0.225x1222x103x10305.3x1x0.829xl.052Ix80x40x122x0.195y 2/ oin Q M/ 2199.7 Wmm -Y量轉(zhuǎn)矩可按下 式計算:_,f ?fTRY+ +?+ fiR IgR -卜100

40、L100JL100JL100JL100J(2-11)式中：一發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矢I,在此取830N-IH;fn,fa一變速器在各擋的使用率，可參考表2-3選??；,ini?R變速器各擋的傳動比；fn,frifm一變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表2-3選取;表2-3/及/r的參考值5HI冢nrn公終ivn汽搴na?ivn鼠M汽等IVOvn/?K?90颼?nWItinonMnhnvnmn1910420710,BLSIfSO.7i驀V45i4ISSC30!3n靡s0.SS.S759300,51S1577.S/tinonannavs嚶面BM60Wso706S6060ss60SOSOTO7040*070

41、7040?0一nso607060SO的7070一70SO60TO7060s.食中？其中氟最攵漢一汽t輾重力.kN?經(jīng)計算乃為1164.8N?m對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑chm=ch-bsinyidl/n-dhnZ2經(jīng)計算=91.54mmd2W=406.82mm式(2-11)參考汽車車橋設(shè)計1。(1)齒寬中點處的圓周力齒寬中點處的圓周力為2TF=-N(2-12)Clin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)矩見式(2-11)；dm-該齒輪而齒面寬中點處的分度圓直徑按上式主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力A,2x11648A45KN91.54(2)錐齒輪的軸向力

42、和徑向力37圖2-3主動錐齒輪齒面的受力圖如圖2-3，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向為逆時針，F(xiàn)r為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)r分解成兩個相互垂直的力F和F/,F垂直于0A且位于A所在的平面，朽位于以0A為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。丹在此平面內(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A。F與巧之間的夾角為螺旋角/?，F(xiàn)t?與巧之間的夾角為法I句J.+.Jj角a,這樣就有:F=frcosacos/7(2-13)FN-Frsina=Ftanor/c0sA(2-14)Fs=Frcosasin/3=FtanJ3(215)于是，作用在主動錐齒輪

43、齒面上的軸向力A和徑向力R分別為Faz二廠vsin/+Fscosy=cos(tanasin/+psinJ3cosy)(2-16)sin/? sin7)(2_17)FFrz=Fncosy-Fssmy=-(tanorcoscosP有式（2-16）可計算25.45x10*20202N(tan22.5sin12.628+sin35cos12.628。)=cos35有式（2-17）可計算frz=25,45x10(tan22.5cosl2.6280-sin350sinl2.628)=9662Ncos353式(2-12)K式(2-17)參考汽車設(shè)計2.主減速器軸承載荷的計算軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向

44、力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應(yīng)考慮徑向力所應(yīng)起的派生軸向力的影響。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。當(dāng)主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計算出軸承的徑向載荷。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，如閣2-4所示圖2-4主減速器軸承的布置尺寸軸承A, B的徑向載荷分別為 R廠，抑？柞2+ (Frz? b - Q.5FaZ ? dm、(2-18)RB=-V(F?cf+FRZ?c+0.5Faz?dmf(2-19)根據(jù)上式已知凡Z=20202NF/?z=9662N,a=134mm,b=84mm:=50mm所以軸承A的徑向力=V(25450x84)2+(9662x84-0.5x20202x91.54)2=15976