車輛工程畢業設計-驅動橋及輪邊減速器設計-文庫吧

【正文】 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 i0≥ 的傳動有其優越性。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。 圖 21 雙曲面齒輪的偏移距和偏移方向 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、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。 主減速器的減速形式 主減速器的減速型式分為單級減速、雙續減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。 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 4 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。 綜合考慮整車成本和驅動橋的研發與制造成本及輸入參數主減速比的實際情況，選擇結構簡單，體積小，質量輕，制造成本低的單級貫通式主減速器附輪邊減速器。 主減速器主從動錐齒輪的支承方案 1. 主動錐齒輪的支承 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 22 所示。 懸臂式齒輪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。 5 圖 22 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。 重型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。 2. 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間的距離 c 和 d 之比例而定。為了增強支承剛度，支承間的距離（ c+d）應盡量縮小。然而，為了是從動錐齒輪背面的支承凸緣有足夠的位置設置加強筋及增強支承的穩定性，距離（ c+d）應不小于從動錐齒輪節圓直徑的 70％。兩端支承采用圓錐滾子軸承，安裝時硬是它們的圓錐滾子大端朝內相向，小端朝外相背。為了是載荷能盡量均勻分布在兩軸承上，并且讓出位置來加強從 動錐齒輪聯接凸緣的剛度，應盡量使尺寸 c 不小于尺寸 d。 在具有大主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支 6 承（圖 23）。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應保證當偏移量達到允許極限，即與從動錐齒輪背面接觸時，能夠制止從動錐齒輪繼續偏移。主、從動齒輪在載荷作用下的偏移量許用極限值，如圖 24 所示。 圖 23 從動錐齒輪輔助支承 圖 24 主從動錐齒輪的許用偏移量 主減速器基本參數選擇 與計算載荷的確定 主減速器齒輪計算載荷的確定 1. 按發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 Tce 從動錐齒輪計算轉矩 Tce Tce= d emax 1 f 0k T ki i i ηn （ 21） 式中： Tce— 計算轉矩， mN? ； Temax— 發動機最大轉矩； Temax =1500 mN? ； n— 計算驅動橋數， 2； if— 變速器傳動比， if=1； i0— 主減速器傳動比， i0=； η— 變速器傳動效率，取 η=； k— 液力變矩器變矩系數， K=1； Kd— 由于猛接離合器而產生的動載系數， Kd=1； 7 i1— 變速器最低擋傳動比， i1=； 代入式（ 21），有： Tce=1150011.= mN? 主動錐齒輪計算轉矩 T= mN? 2. 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 csT mmr irGTcs ?? ?? /2 mN? （ 22） 式中 2G —— 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? =；對于越野汽車取 ；對于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取 ； r —— 車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為 GB51682 ～ 20，則車論的滾動半徑為 ； m? ， mi —— 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 ； 所以 LBLBrcs irGT ?? ?? /2 = 740 0 ? ?? =38376 mN? 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 對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩定，其正常持續的轉矩根據所謂的平均牽引力的值來確定： ? ? mN )( ??? ???? PHRmmrTacf fffni rGGT ? （ 23） 式中： aG —— 汽車滿載時的總重量， 25400N； TG —— 所牽引的掛車滿載時總重量， 392021N，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 8 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 —— 汽車的性能系數在此取 0； m? —— 主減速器主動齒輪到車輪之間的效率； mi —— 主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比； n—— 驅動橋數。 所以： ? ? mN )( ??? ???? PHRmmrTacf fffni rGGT ? = ? ? )392021254000( ???? ?? = mN? 錐齒輪主要參數的選擇 主減 速器 錐齒輪 的主要 參數 有主、 從動齒輪 的 齒數 1z 和 2z 、 從動錐齒輪 大端分度 圓 直 徑 2D 、端面模 數 tm 、主 從動錐齒輪齒面寬 1b 和 2b 、中 點 螺旋角 ? 、法向 壓力 角 ? 等。 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 ，噪 聲 小和具有高的疲 勞強 度 對 于卡 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，這里取 1z =9 2z =37，能夠滿足條件： 1z +2z =46〉 40 9 2. 從動錐齒輪大端分度圓直徑 2D 和端面模數 tm 對 于雙 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 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 2D =（ ～ ） 3 . =3 . =280mm 初選 2D =280mm 則 tm = 2D / 2z =280/37= 參考《機械設計手冊》選取 ?tm 8mm ，則 2D =296mm 根據 tm = 3 cm TK 來校核 sm =8mm 選取的是否合適，其中 mK =（ ～ ） 此處， tm =3 =，因此滿足校核條件。 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，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。 對于從動錐齒輪齒面寬 2b ，推薦不大于節錐 2A 的 倍，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 ? =? 296=46mm 一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，通常使小齒輪的齒面比 10 大齒輪大 10%，在此取 1b = ?? %)101(2b 54mm 4. 中點螺旋角 ? 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，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 37176。 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。 6. 法向壓力角 法向壓力角大一些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，并使齒輪的端面重合度下降。對于弧齒錐齒輪這里取 а＝ 20176。 7. 偏心距 E 值過大將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷； E 值過小，則不能發揮雙曲面齒輪傳動的特點。一般對于乘用車和總質量不大的商用車，E；且 E40%A；對于總質量較大的商用車， E（ ~） D，且 E20%A。另外，主傳動比越大，則 E 也越大，但應保證齒輪不發生根切。 E=20%D=50。 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 表 21 主減 速器 圓 弧 錐齒輪 的幾 何尺 寸計 算用表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 1 主動齒輪齒數 1z ９ 2 從動齒輪齒數 2z ３７ 11 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 3 模數 m ８ 4 齒面寬 b 1b =54mm 2b =46mm 5 工作齒高 mhh ag *2? ?gh 6 全齒高 ? ?mchha **2 ?? h = 7 法向壓力角 ? ? =20176。 8 軸交角 ? EMBED ? =90176。 9 節圓直徑 d =m z ?1d 72mm 2d =296mm 10 節錐角 ?1?arctan21zz 2? =90176。 1? 1? =176。 2? =176。 11 節錐距 A0 =11sin2 ?d =22sin2 ?d A0 = 12 周節 t= m t= 續表 21 主減 速器 圓 弧 錐齒輪 的幾何尺 寸計 算用表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 13 齒頂高 mhh aa *? ah =㎜