東風300貫通式驅動橋及輪邊減速器設計[雙級主減速器],雙級主減速器,東風,300,貫通,驅動,減速器,設計,雙級主 畢業(yè)設計（論文）成績評定表 學生姓名 葉佳茜 性別 女 院系 汽車與交通工程學院 專業(yè) 車輛工程 班級 07-7班 設計（論文）題目 東風300貫通式驅動橋及輪邊減速器設計 平時成績評分（開題、中檢、出勤） 指導教師姓名 職稱 指導教師 評分（X） 評閱教師姓名 職稱 評閱教師 評分（Y） 答辯組組長 職稱 答辯組 評分（Z） 畢業(yè)設計（論文）成績 百分制 五級分制 答辯委員會評語： 答辯委員會主任簽字（蓋章）： 院系公章： 年 月 日 注：1、平時成績（開題、中檢、出勤）評分按十分制填寫，指導教師、評閱教師、答辯組評分按百分制填寫，畢業(yè)設計（論文）成績百分制=W+0.2X+0.2Y+0.5Z 2、評語中應當包括學生畢業(yè)設計（論文）選題質量、能力水平、設計（論文）水平、設計（論文）撰寫質量、學生在畢業(yè)設計（論文）實施或寫作過程中的學習態(tài)度及學生答辯情況等內容的評價。 本科學生畢業(yè)設計 東風300貫通式驅動橋及輪邊 減速器設計 院系名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 B07-7班 學生姓名： 葉佳茜 指導教師： 紀峻嶺 職 稱： 副教授 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of Transfixion Type Driving Axle and Wheel Edges Reducer Candidate：Ye Jiaxi Specialty：Vehicle Engineering Class：B07-7 Supervisor：Associate Prof. Ji Junling Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 汽車驅動橋是汽車的主要部件之一，其基本的功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，再將轉矩分配給左右驅動車輪，并使左右驅動車輪具有汽車行駛運動所要求的差速功能:同時，驅動橋還要承受作用于路面和車架或承載車身之間的鉛垂力、縱向力，橫向力及其力矩。其質量，性能的好壞直接影響整車的安全性，經濟性、舒適性、可靠性。 本文認真地分析參考了天龍重卡300雙驅動橋，在論述汽車驅動橋運行機理的基礎上，提練出了在驅動橋設計中應掌握的滿足汽車行駛的平順性和通過性、降噪技術的應用及零件的標準化、部件的通用化、產品的系列化等三大關鍵技術；闡述了汽車驅動橋的基本原理并進行了系統分析；根據經濟、適用、舒適、安全可靠的設計原則和分析比較，確定了重型卡車驅動橋結構形式、布置方法、主減速器、差速器、半軸、橋殼及輪邊減速器的結構型式；并對制動器以及主要零部件進行了強度校核，完善了驅動橋的整體設計。 通過本課題的研究，開發(fā)設計出適用于裝置大馬力發(fā)動機重型貨車的雙級驅動橋產品，確保設計的重型卡車驅動橋經濟、實用、安全、可靠。 關鍵字：貫通軸；驅動橋；主減速器；差速器；輪邊減速器 ABSTRACT Drive axle is one of the most important parts of automobile. The function is to increase the torque from drive shaft or from transmission directly, and then distribute it to left and right wheels which have the differential ability automobile needed when driving. And the drive axle has to support the vertical force, longitudinal force, horizontal force and their moments between road and frame or body. Its quality and performance will affect the security, economic, comfortably and reliability. This article analyzes and refers to the drive axle of Tianlongtruck and the 300 drive axle of Hyundai seriously. Through the study of this topic, we can design the single driving axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable. On talking about the running principal of driving axle ,the three key techno ledge about vehicle traveling on the ride and through, and noise reduction technology applications and the standardization of parts, components of the universal, Products such as the serialization that we should master to meet, it describes and has a systematic analysis on the basic principles of vehicle drive axle. According to the design principles and analysis and comparison of economy, application, comfortably, safety and reliability , the heavy truck drive axle structure, layout ways, and the final drive assembly, differential assembly, the bridge case and axle structure can be determined; and the strength checking of brake parts, as well as major components improves overall design of the driving axle. Through the study of this topic, we can design the single drive axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable. Keywords: Heavy truck；Drive axle；Final drive；Differential; wheel edges reducer II 目 錄 摘要………………………………………………………………………………………...Ⅰ Abstract……………………………………………………...…………………………….Ⅱ 第1章 緒論………………………………………………………………………………1 1.1選題的背景…………………………………………………………………………1 1.2目的及意義…………………………………………………………………………1 1.3設計路線和設計內容………………………………………………………………2 第2章 總體方案設計………………….………………………………………………4 2.1驅動橋設計應滿足的基本要求……………………………………………………4 2.2驅動橋結構型式的選擇……………………………………………………………4 2.3主減速器結構型式的選擇…………………………………………………………5 2.4半軸的選擇…………………………………………………………………………5 2.5本章小結……………………………………………………………………………5 第3章 貫通橋主減速器設計…………………………………………………………6 3.1主減速器的結構型式………………………………………………………………6 3.1.1主減速器齒輪類型…………………………………………………………...6 3.1.2主減速器齒輪的支承方案…………………………………………………...8 3.1.3主減速器減速型式…………………………………………………………..12 3.2主減速基本參數選擇和計算載荷的確定………………………………………..13 3.2.1主減速比確定……………………………………………………………….13 3.2.2主減速器齒輪計算載荷確定……………………………………………….15 3.2.3主減速器齒輪幾本參數的選擇…………………………………………….17 3.3主減速器的幾何尺寸計算………………………………………………………..23 3.4主減速器齒輪的強度計算………………………………………………………..29 3.5減速器軸承的計算………………………………………………………………..34 3.5.1減速器計算轉矩的確定…………………………………………………….34 3.5.2齒輪受力形式……………………………………………………………….35 3.5.3錐齒輪受力形式…………………………………………………………….37 3.6主減速齒輪材料及熱處理………………………………………………………..42 3.7主減速器齒輪潤滑………………………………………………………………..43 3.8本章小結…………………………………………………………………………..43 第4章 差速器設計……………………………………………………………………44 4.1差速器結構型式的選擇…………………………………………………………..44 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器原理……………………………………………….46 4.3對稱式圓錐行星齒輪差速器結構………………………………………………..47 4.4對稱式圓錐行星齒輪差速器結構設計…………………………………………..47 4.4.1差速器基本參數選擇………………………………………………………..48 4.4.2差速器錐齒輪幾何尺寸計算………………………………………………..51 4.4.3差速器齒輪強度計算……………………………………………………….52 4.5差速器齒輪材料…………………………………………………………………..53 4.6本章小結…………………………………………………………………………..54 第5章 半軸及貫通軸設計…………………………………………………………..55 5.1 概述……………………………………………………………………………….55 5.2全浮式半軸的設計與計算………………………………………………………..58 5.2.1半軸計算載荷的確定……………………………………………………….58 5.2.2半軸桿部直徑的選擇……………………………………………………….59 5.2.3半軸強度校核……………………………………………………………….59 5.2.4 花鍵軸的強度計算…………………………………………………………60 5.3貫通軸的設計與計算……………………………………………………………..61 5.3.1貫通軸計算載荷的確定…………………………………………………….61 5.3.2貫通軸桿部直徑的選擇…………………………………………………….62 5.3.3貫通軸強度校核…………………………………………………………….62 5.4半軸材料與熱處理………………………………………………………………..62 5.5本章小結…………………………………………………………………………..63 第6章 輪邊減速器設計……………………………………………………………..64 6.1概述………………………………………………………………………………..64 6.2輪邊減速器型式選擇……………………………………………………………..64 6.3輪邊減速器各參數的選擇………………………………………………………..67 6.4輪邊減速器各齒輪強度校核……………………………………………………..67 6.4.1疲勞強度校核……………………………………………………………….67 6.4.2齒輪彎曲強度校核………………………………………………………….68 6.5本章小結…………………………………………………………………………..69 結論………………………………………………………………………………………...70 參考文獻………………………………………………………………………………….71 致謝………………………………………………………………………………………...72 附錄………………………………………………………………………………………...73 第1章 緒 論 1.1 選題的背景 2010年中國重卡輪邊減速器市場發(fā)展迅速，產品產出持續(xù)擴張，國家產業(yè)政策鼓勵重卡輪邊減速器產業(yè)向高技術產品方向發(fā)展，國內企業(yè)新增投資項目投資逐漸增多。投資者對重卡輪邊減速器行業(yè)的關注越來越密切，這使得重卡輪邊減速器行業(yè)的發(fā)展需求增大。 為了提高汽車行駛平順性和通過性，現在汽車的驅動橋也在不斷的改進。與獨立懸架相配合的斷開式驅動橋相對與非獨立懸架配合的整體式驅動橋在平順性和通過性方面都得到改進。 對于重型載貨汽車來說，要傳遞的轉矩較乘用車和客車，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，所以選擇功率較大的發(fā)動機，這就對傳動系統有較高的要求，而驅動橋在傳動系統中起著舉足輕重的作用。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經濟性日益成為人們關心的話題，這不僅僅只對乘用車，對于載貨汽車，提高其燃油經濟性也是各商用車生產商來提高其產品市場競爭力的一個法寶。為了降低油耗，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—傳動軸—驅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，而驅動橋則是將動力轉化為能量的最終執(zhí)行者。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設計新型的驅動橋成為新的課題。 1.2 目的及意義 為了提高裝載量和通過性，有些重型汽車及全部中型以上的越野汽車都是采用多橋驅動，常采用的有4×4、6×6、8×8等驅動型式。在多橋驅動的情況下，動力經分動器傳給各驅動橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅動汽車各驅動橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經分動器傳給各驅動橋，需分別由分動器經各驅動橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳動軸的數量增多，且造成各驅動橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對8×8汽車來說，這種非貫通式驅動橋就更難于布置了。 為了解決上述問題，現代多橋驅動汽車都是采用貫通式驅動橋的布置形式。 1.3 設計路線和設計內容 本課題的設計思路可分為以下幾點：首先選擇初始方案，東風300屬于重型貨車，采用后橋驅動附輪邊減速器，所以設計的驅動橋結構需要符合重型貨車的結構要求；接著選擇各部件的結構形式；最后選擇各部件的具體參數，設計出各主要尺寸。主減速采用雙級減速，主要是因為，貫通式的減速器，如果主減速器做成一級，又不能采取渦輪蝸桿傳動，會引起貫通軸與齒輪軸的干涉。 輪邊減速器一般為雙級減速驅動橋中安裝在輪轂中間或附近的第二級減速器采用輪邊減速器可以使中間主減速器的外形尺寸減小,保證車輛具有足夠的離地間隙,由于輪邊是最后的一級減速，其前面的半軸差速器及主減速器的從動輪等零件的尺寸都可以減小，由于采用輪邊減速器的驅動橋結構相對較復雜成本較高，只有當驅動橋總減速比大于12的工程機械、重型車和對離地間隙有特殊要求的越野車才推薦采用輪邊減速器。 在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內，并且各驅動橋不是分別用自己的傳動軸與分動器直接聯接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯布置的。汽車前后兩端的驅動橋的動力，是經分動器并貫通中間橋而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數量，而且提高了各驅動橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質量。這對于汽車的設計(如汽車的變型)、制造和維修，都帶來方便。 驅動橋的結構形式有多種，基本形式有三種如下： ?? (1)中央單級減速驅動橋。此是驅動橋結構中最為簡單的一種，是驅動橋的基本形式， 在載重汽車中占主導地位。一般在主傳動比小于6的情況下，應盡量采用中央單級減速驅動橋。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)中央雙級驅動橋。在國內目前的市場上，中央雙級驅動橋主要有2種類型：一類如伊頓系列產品，事先就在單級減速器中預留好空間，當要求增大牽引力與速比時，可裝入圓柱行星齒輪減速機構，將原中央單級改成中央雙級驅動橋，這種改制“三化”（即系列化，通用化，標準化）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品，當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值或牽引總質量較大時，作為系列產品而派生出來的一種型號，它們很難變型為前驅動橋，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動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅動橋存在。 (3)中央單級、輪邊減速驅動橋。輪邊減速驅動橋較為廣泛地用于油田、建筑工地、礦山等非公路車與軍用車上。 在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內，并且各驅動橋不是分別用自己的傳動軸與分動器直接聯接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯布置的。汽車前后兩端的驅動橋的動力，是經分動器并貫通中間橋而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數量，而且提高了各驅動橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質量。這對于汽車的設計(如汽車的變型)、制造和維修，都帶來方便。 第2章 總體方案的確定 隨著科技的發(fā)展，汽車行業(yè)也越來越被重視，重型汽車的工作條件也越來越惡劣。近年來大多數重型汽車都向大功率和大扭矩方向發(fā)展，主要采取貫通式兩級減速的驅 動橋，以滿足惡劣的工作環(huán)境。 2.1驅動橋設計應滿足的基本要求 驅動橋是汽車傳動系統中主要總成之一。驅動橋的設計是否合理直接關系到汽車使用性能的好環(huán)。因此，設計中要保證: （1）所選擇的主減速比應能滿足汽車在給定條件下具有最佳的動力性和燃料經濟性； （2）差速器在保證左、右驅動車輪能以汽車運動學所要求的差速滾動外并能將轉矩平穩(wěn)而連續(xù)不斷（無脈動）地傳遞給左右驅動車輪； （3）當左、右驅動車輪與地面的附著系數不同時，應能充分地利用汽車的牽引力； （4）能承受和傳遞路面和車架或車廂間的鉛垂力，縱向力和橫向力，以及驅動時的反作用力和制動時的制動力矩； （5）驅動橋各零部件在保證其強度、剛度、可靠性及壽命的前提下應力求減小簧下質量，以減小不平路面對驅動橋的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性； （6）輪廓尺寸不大以便于汽車的總體布置并與所要求的驅動橋離地間隙相適應； （7）齒輪與其他傳動機件工作平穩(wěn)、無噪聲； （8）驅動橋總成及零部件的設計應能盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產品的系列化及汽車變型的要求； （9）在各種載荷及轉速工況下有高的傳動效率； （10）結構簡單、維修方便，機件工藝性好，制造容易。 2.2驅動橋的結構型式選擇 在貫通式驅動橋的布置中，各橋的驅動軸布置在同一縱向鉛垂平面內，并且各驅動橋不是分別用自己傳動軸與分動器直接聯接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯布置的。汽車前后兩端的驅動橋（第一、第四橋）的動力，是經分動器并貫通中間橋（分別穿過第二，第三橋）而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數量，而且提高了各驅動橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質量。這對于汽車的設計、制造和維修、都帶來方便。 2.3主減速的結構型式選擇 （1）主減速器齒輪類型選擇 選擇雙曲面齒輪，目的是降低質心，相同尺寸下承載能力大，傳動平穩(wěn)。在雙級主減速器中，通常還要加一對圓柱齒輪或一組行星齒輪。在輪邊減速器中則常采用普通平行軸式布置的斜齒圓柱齒輪傳動或行星齒輪傳動。 （2）主減速器主從動齒輪的支撐形式選擇 主、從動齒輪的支撐形式，選擇騎馬式，相對于懸臂式，剛度大，載荷能力強。 （4）主減速器的減速型式選擇 主減速器設置成了兩級減速，主要是因為，貫通式的減速器，如果主減速器做成一級，又不能采取渦輪蝸桿傳動，會引起貫通軸與齒輪軸的干涉。 （5）主減速的調整 主減速器的調整是通過軸承預緊，錐齒輪嚙合 2.4半軸的選擇 半軸制成實心軸，利用全浮式支撐，目的是為了使半軸只承受轉矩，反力和彎矩由橋殼以及差速器殼承受。 2.5本章小結 本章通過對驅動橋設計要求的分析，確定了總體方案，貫通式雙級減速驅動橋，其中，對驅動橋的結構型式和主減速器的結構型式的分析，還有半軸的選擇，分別確定各自的型式，做一個總體方案的確定。 第3章 貫通橋主減速器設計 3.1 主減速器的結構型式 主減速器的結構型式，主要是根據齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而已。 3.1.1 主減速器的齒輪類型 主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和渦輪蝸桿等形式。 在現代汽車的驅動橋上，主減速器采用得最廣泛的是“格里森”制或“奧利康”制的螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。在雙級主減速器中，通常還要加一對圓柱齒輪或一組行星齒輪。在輪邊減速器中則常采用普通平行軸式布置的斜齒圓柱齒輪傳動或行星齒輪傳動。見圖（3.1） (a)螺旋錐齒輪 (b)雙曲面齒輪 (c)圓柱齒輪傳動 (d)蝸桿傳動 圖3.1 主減速器的幾種齒輪類型 (a)螺旋錐齒輪 其主、從動齒輪軸線相交于一點。交角可以是任意的，但在絕大多數的汽車驅動橋上，主減速齒輪副都是采用90o交角的布置。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受大的負荷。加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另—端，使得其工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時，噪聲和振動也是很小的。 (b)雙曲面齒輪 雙曲面齒輪如圖3.1（b）所示，其主、從動齒輪的軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角（即將一軸線平移，使之與另一軸線相交的交角）也都是采用90°。主動軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移，稱為上偏置或下偏置。這個偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距，如圖3.1所示。當偏移距大到一定程度時，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊凄的支承。這對于增強支承剛度、保證輪齒正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。雙曲面齒輪的偏移距使得其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。因此，雙曲面?zhèn)鲃育X輪副的法向模數或法向周節(jié)雖相等，但端面模數或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數或端面周節(jié)大于從動齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關。另外，由于雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當的螺旋錐齒輪比較，負荷可提高至175％。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，則不產生根切的最少齒數可減少，所以可選用較少的齒數，這有利于大傳動比傳動。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣，則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小，這對于主減速比的傳動有其優(yōu)越性。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大，這時選用螺旋錐齒輪更合理，因為后者具有較大的差速器可利用空間。 此外，雙曲面齒輪傳動還具有沿齒長方向的縱向滑動。這種滑動有利于磨合，促使齒輪副沿整個齒面都能較好的嚙合，因為更促使其工作平穩(wěn)和無噪聲。但雙曲面齒輪的縱向滑動產生較多的熱量，使接觸點升高，因而需要專門的雙曲面齒輪油來潤滑，且傳動效率比螺旋錐齒輪略低，達96％。其傳動效率與偏移距有關，特別是與所傳遞的負荷大小及傳動比有關。負荷大時效率高。兩種齒輪都在同樣的機床加工，加工成本基本相同。然而雙曲面?zhèn)鲃拥男↓X輪較大，所以刀盤頂距較大，因為刀刃壽命較長。 由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，還導致其進入嚙合的平均齒數要比螺旋錐齒輪相應的齒數多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動工作得更加平穩(wěn)、無噪聲，強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來方便。 (c)圓柱齒輪傳動 一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅動的轎車驅動橋，在此不采用。 (d)蝸桿傳動 與錐齒傳動相比，蝸桿傳動有如下優(yōu)點： (1)在輪廓尺寸和結構質量較小的情況下，可得到較大的傳動比（可大于7）； (2)在任何轉速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲； (3)便于汽車的總布置及貫通式多橋驅動的布置； (4)能傳遞大的載荷，使用壽命長。 但是由于蝸輪齒圈要求用高質量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低。在此不采用。 由于本車的主減速器傳動比大于5，且采用雙曲面齒輪可以增大離地間隙，降低質心，相同尺寸下承載能力大，傳動平穩(wěn)。綜上所述各種齒輪類型的優(yōu)缺點,本文設計的東風300主減速器采用雙曲面齒輪。 3.1.2 主減速器主從動錐齒輪的支承方案 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。 1、主減速器主動錐齒輪的支承型式及安置方法 現在汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有以下兩種： （1）懸臂式 如圖3.2(a)所示，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b齒輪齒面寬中點的懸臂長度a大兩倍以上，同時尺寸b應比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，并使齒輪軸徑大于或至小等于懸臂長a。當采用一對圓錐滾子軸承支承時，為了減小懸臂長度a和增大支承間的距離b，應使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內，而大端朝外，以使b拉長、a縮短，從而增強支承剛度。這樣也便于結構布置、軸承預緊度的調整及軸承潤滑。應注意，對圓錐滾子軸承來說，由于潤滑油只能從圓錐滾子的小端在離心力作用下流向大端，因此在殼體上應有通入兩軸承間的進油道及使?jié)櫥头祷貧んw的回油道。 另外，為了拆裝方便起見，應使主動錐齒輪后軸承（即緊靠齒輪大端的軸承）的支承軸徑大于其前軸承（即位于驅動橋前部的軸承）的支承軸徑，或名義尺寸雖同但公差有別。支承剛度也隨軸承與軸及軸承與座孔之間的配合進度的增加而增大。 （2）騎馬式 如圖3.2(b)所示，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。此外，由于大端一側的前軸承及后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，這有利于減小傳動軸夾角及整車布置。起碼是支承的導向軸承都采用圓柱滾子式的，并且其內外圈可以分離（有時不帶內圈），以利于拆裝。為了進一步增強剛度，應盡可能地減小齒輪大端一側的兩軸承間的距離，增大支承軸徑，適當提高軸承的配合緊度。 圖3.2 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 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，因為在傳遞較大的轉矩的情況下懸臂式支撐難以滿足支撐剛度的要求。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，加工成本提高。 在本設計中，由于我們設計的重型載重汽車，由工作條件決定的采用騎馬式支承。 2、主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置方法 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（見圖3.3）之比例而定。為了增強支承剛度，支承間的距離應盡量縮小。然而，為了使從動錐齒輪背面的支承凸緣有足夠的位置設置加強筋(一般不應少于6條,切應一直延伸到差速器軸承座近處)及增強支承的穩(wěn)定性，距離（）應不小于從動錐齒輪節(jié)圓直徑的70％。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內，小端相背朝外。為了使載荷能盡量均勻分布在兩個軸承上，并且讓出位置來加強從動錐齒輪連接凸緣的剛性，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸。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（見圖3.3（b））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（圖3.3（c））。只有當采用直齒或人字齒圓柱齒輪時，由于無軸向力，雙級主減速器從動齒輪才可以安裝在向心球軸承上（見圖3.3（d））。 圖3.3 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置方法 轎車和輕型貨車汽車主減速器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速器殼的突緣上（見圖3.3（a）（b））。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輻式結構并有螺栓或鉚釘與差速器殼突緣連結（見圖3.3（c））。 (a) (b) (c) 圖3.4 主減速器從動錐齒輪的止推裝置 當從動錐齒輪的徑向尺寸較大時，在大的負荷下會產生較大的變形，這是常采用能限制從動錐齒輪因受軸向力而產生便宜的止推裝置，對從動錐齒輪的外緣背面加以支承。圖3.4（a）（b）（c）分別為不可調整的（由銷及青銅止推板組成）、可調整的（由青銅止推塊及調整螺栓組成）和滾輪式的止推裝置結構圖。止推裝置的支承面位置應進行計算，其正確位置應使當從動錐齒輪在載荷作用下的偏移量達到容許極限時，即與從動錐齒輪背面接觸，以制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主減速器主、從動錐齒輪在載荷作用下的偏移量容許極限值見圖3.5。由該圖可知，支撐面與從動錐齒輪背面間的安裝間隙應不大于0.25mm。 圖3.5 在載荷作用下主減速器錐齒輪的容許極限偏移量 3、主減速的軸承預緊及齒輪嚙合調整 支承主減速器齒輪的圓錐滾子軸承需預緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。預緊力的大小與安裝形式，載荷大小，軸承剛度特性及使用轉速有關。 主動錐齒輪軸承預緊度的調整，可通過精選兩軸承內圈間的套筒長度、調整墊圈厚度、軸承與軸間之間的調整墊片等方法進行。近年來采用波形套筒調整軸承預緊度極為方便。波形套筒安裝在兩軸承內圈間或軸承與軸肩間。其上有波紋區(qū)或其他易產生軸向變形的部分。因該區(qū)段的曲線平坦而使軸承預緊度保持在規(guī)定范圍內。但每拆裝一次需在套的一端加裝一薄墊片，以使波形套再次在塑性區(qū)工作。波形套由冷撥低碳無縫鋼管制造。一個新的波形套拆裝3、4次就會因塑性太小而報廢。主減速器從動錐齒輪軸承的預緊是用軸承外側的調整螺母、或差速器殼與軸承間的調整墊片、或主減速殼與軸承蓋間的調整墊片進行調整。 在調整軸承預緊度之后，還應進行主減速器齒輪的嚙合調整。因齒面接觸區(qū)和齒側間隙的正確調整是保證齒輪正確嚙合、運轉平穩(wěn)和延長齒輪壽命的重要條件。為此，在齒輪支承的結構上應保證主、從動齒輪能進行軸向調整?？刹捎迷鰷p主減速器殼與軸承座之間的調整墊片或增減主動錐齒輪與其后軸承間的調整墊片等方法對主動錐齒輪作軸向調整。 3.1.3 主減速器的減速型式 主減速器的減速型式分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速器的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠已有的產品系列及制造條件有關，但它主要取決于由動力性，經濟性等整車性能所要求的主減速比的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數目及布置型式等。 (1)單級主減速器 如圖3.6所示為單級主減速器。由于單級主減速器具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點，廣泛用在主減速比7.6的各種中、小型汽車上。單級主減速器都是采用一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪，也有采用蝸輪傳動的。 圖3.6單級主減速器 圖3.7雙級主減速器 圖3.8雙速主減速器 (2)雙級減速 如圖3.7所示為雙級主減速器。由兩級齒輪減速器組成，結構復雜、質量加大，制造成本也顯著增加，因此僅用于主減速比較大()且采用單級減速不能滿足既定的主減速比和離地間隙要求的重型汽車上，本車不采用。 (3)雙速主減速器 如圖3.8，用于載荷及道路狀況變化大、使用條件非常復雜的重型載貨汽車。會加大驅動橋的質量，提高制造成本，并要增設較復雜的操縱裝置所以本車不采用。 (4)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，因為只有當驅動橋的減速比大于12時，才推薦采用。如圖3.9所示為貫通式雙級主減速器。 圖3.9 貫通式雙級主減速器 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的實際情況，選擇雙級貫通式主減速器附輪邊減速器。因為貫通式的減速器，如果主減速器做成一級，又不能采取渦輪蝸桿傳動，會引起貫通軸與齒輪軸的干涉。 3.2 主減速器基本參數選擇與計算載荷的確定 3.2.1 主減速比的確定 主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定。可利用在不同下的功率平衡圖來研究對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。 對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時值應按下式來確定： (3.1) 式中: ——車輪的滾動半徑，東風300輪胎為11.00R20，經計算，車論的滾動半徑為0.512m；9R20,半徑為0.484m ——變速器量高檔傳動比。=1 對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，一般選擇比上式求得的大10％～25％，即按下式選擇： (3.2) 式中:——車輛的滾動半徑，m；0.512m ——分動器或加力器的高檔傳動比；1 ——變速器最高檔傳動比；1 ——輪邊減速器的傳動比。1.21 根據所選定的主減速比值，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。 把=3000r/n , =95km/h , =0.512m, =1代入 計算出=（5.03~6.30） 根據表2.1選擇汽車驅動橋離地間隙 根據表3.1汽車驅動橋最小離地間隙為300mm。 表3.1 汽車驅動橋離地間隙 車 型 離地間隙/mm 轎 車 微 型 120~190 小 型 中 級 120~230 高 級 130~160 載貨汽車 微型、輕型 190~220 中 型 210~275 重型、超重型 230~345 越野汽車 微型、輕型 220~280 中型、重型 280~400 客 車 小 型 180~220 中型、大型 210~290 3.2.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下用于主減速器從動齒輪上的轉矩（，）的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以鹽酸主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。 1、按發(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 從動錐齒輪計算轉矩 (3.3) 式中: ——計算轉矩，； ——發(fā)動機最大轉矩；=1500； ——計算驅動橋數，2； ——由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；=12.11 ——上述傳動部分的效率，取=0.9； ——超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動的各類汽車取=1； 代入式，有： 當計算主減速器主動齒輪時，應將式除以該對齒輪的減速比及傳動效率，即主動錐齒輪計算轉矩，T=7742.51 2、按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩： (3.4) 式中：——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，后橋所承載13000×9.8N=127400N的負荷； ——輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用車，取=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GB516-82 9.0～20，則車論的滾動半徑為0.512m； ，——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，例如輪邊減速器，取0.9； 所以 58671.41 以上計算的轉矩是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩，不能作為疲勞損壞的依據。汽車的類型很多，行駛工況又非常復雜，轎車一般在高速輕載條件下工作，而礦用汽車和越野汽車則常在高負荷低車速條件下工作，沒有簡單的公式可算出汽車的正常持續(xù)使用轉矩。但對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩是根據所謂平均比牽引力的值來確定的。 3、按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 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： (3.5) 式中：——汽車滿載時的總重量，25000×9.8=245000N； ——所牽引的掛車滿載時總重量，40000×9.8N=392000N，但僅用于牽引車的計算； ——道路滾動阻力系數，計算時轎車取0.010~0.025；載貨汽車可取0.015~0.020；越野汽車取0.020~0.035；在此取0.016 ——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，對于載貨汽車和公共汽車可取0.05~0.09在此取0.07； ——汽車的性能系數；,當 時，??；，在此取0； ——主減速器主動齒輪到車輪之間的效率，取0.9； ——主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比； ——驅動橋數。在此取為2； 所以： =12473.71 3.2.3 主減速器齒輪基本參數的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動齒輪的齒數和、從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數、主從動錐齒輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。 1、齒數的選擇 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，，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卡車一般不小于6。 （4）主傳動比較大時，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，和應有適宜的搭配。 對于雙曲面齒輪貫通式主減速器來說，通常主動齒輪的最小齒數為8. 根據以上要求，這里取=9， =37，能夠滿足條件：+。 2、節(jié)圓直徑的選擇 可根據從動錐齒輪的計算轉矩（，，并取兩者中較小的一個為計算依據），按經驗公式選出。 可根據經驗公式初選，即 (3.6) 式中：——直徑系數，一般取13.0～15.3； ——從動錐齒輪的計算轉矩，，為和中的較小者。 所以 =（13.0～15.3）=14.0×=280mm。 初選=280mm。 3、 齒輪端面模數的選擇 初選D后，按 (3.7) 參考《機械設計手冊》選取 8，則=296 根據來校核=8選取的是否合適，其中=（0.3～0.4） 此處，=0.35×=8.21，因此滿足校核條件。 4、齒面寬的選擇 雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬F(mm)推薦為： =0.155296mm=46 (3.8) 主動齒輪齒面寬一般為，取mm。 5、雙曲面齒輪的偏移距 轎車，輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的值，不應超過從動齒輪的節(jié)錐距的40﹪（接近于從動齒輪節(jié)圓直徑的20％）；而載貨汽車，越野汽車和公共汽車等重負荷傳動，則不應超過從動齒輪節(jié)錐距的的20﹪（或取值為的10％~12％，且一般不超過12％）。傳動比越大則也應越大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距可達從動齒輪節(jié)圓直徑的20﹪~30﹪。但當大于的20%時，應檢查是否存在根切。. =（10％~12％）=29.6~35.52mm。綜上所述，初步取為32.72mm。 圖3.10 雙曲面齒輪的偏移距和偏移方向 (a) (b)主動齒輪左旋，從動齒輪右旋——下偏移 (c) (d)主動齒輪右旋，從動齒輪左旋——上偏移 6、雙曲面齒輪的偏移方向 它是這樣規(guī)定的，如圖3.10所示，由從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側，這時如果主動齒輪在從動齒輪中心線上方時，則為上偏移，在下方時則為下偏移。雙曲面齒輪的偏移方向與其齒輪的螺旋方向間有一定的關系：下偏移時主動齒輪的螺旋方向為左旋，從動齒輪為右旋；上偏移是主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋。 7、雙曲面齒輪的螺旋方向 分為“左旋”與“右旋”兩種。如圖3.11所示，對著齒面看去，如果齒輪的彎曲方向從其小端至大端為順時針走向時，則稱為右旋齒，反時針時則稱為左旋齒。主從動齒輪的螺旋方向是不同的。螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪在傳動時所產生的軸向力，其方向決定于齒輪的螺旋方向和旋轉方向。判斷齒輪的旋轉方向是順時針還是逆時針時，要向齒輪的背面看去。而判斷軸向力的方向時，可以用手勢法則，左旋齒輪的軸向力的方向用左手法則判斷；右旋齒輪的軸向力的方向用右手法則判斷。判斷時伸直拇指大的指向為軸向力的方向，而其他手指握起來后的旋向就是齒輪旋轉的方向。 圖3.11 雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向推力 8、螺旋角的選擇 螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的。如圖3.12所示，節(jié)錐齒線（節(jié)錐表面與齒廓表面的交線）上任一點C處的螺旋角，是該點處的切線T和節(jié)錐定點與該點的連線OL之間的夾角。螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋角沿節(jié)錐齒線是變化的，齒面寬中點處的螺旋角稱為齒輪的重點螺旋角或名義螺旋角。 圖3.12 螺旋角（在節(jié)錐表面的展開圖上） 雙曲面齒輪傳動由于有了偏移距而使主從動齒輪的名義螺旋角不等，且主動齒輪的大，而從動齒輪小。選擇齒輪的螺旋角時，應考慮到它對齒面（或縱向）重疊系數（如圖3.13所示）、輪齒強度和軸向力的大小有影響。螺旋角應足夠大以使≮1.25。因此愈大則傳動就愈平穩(wěn)噪聲就越低。螺旋角過大時會引起軸向力也過大，因此應有一個適當的范圍。 圖3.13 齒面重疊系數（當時） “格里森”制推薦用下式，近似的預選主動齒輪螺旋角的名義值： (3.9) 式中：——主動錐齒輪名義（中點）螺旋角的預選值 ——主、從動齒輪齒數 ——從動齒輪的節(jié)圓直徑，mm ——雙曲面齒輪的偏移距，mm 代入，=44.26° 預選后尚需要用刀號來加以校正。首先要求出近似刀號： (3.10) 式中：——主、從動齒輪的齒根角，以“分”表示。 (3.11) (3.12) 式中：——齒根高，=4.496mm, mm =11.616mm 求出 按近似刀號選取與其最接近的標準刀號（計有：0.5,1.5,2.5，3.5，……，20.5），然后按選定的標準代號反算螺旋角β： 算出 看圖3.13選擇，=45°， 最后選用的與之差不得超過5°。符合要求。 9、齒輪法向壓力角的選擇 對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側的法向壓力角不等，因此應按平均壓力角考慮，載貨汽車