车辆工程毕业设计论文-东风300贯通式驱动桥及轮边减速器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-东风300贯通式驱动桥及轮边减速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

从动锥齿轮的支承方案 在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之 一。 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种： （ 1） 悬臂式 如图 (a)所示，齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。 为了增强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离 b齿轮齿面宽中点的悬臂长度 a 大两倍以上，同时尺寸 b应比齿轮节圆直径的 70%还大，并使齿轮轴径大于或至小等于悬臂长 a。 当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度 a和增大支承间的距离 b，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以使 b 拉长、 a 缩短，从而增强支承刚度。 这样也便于 结构布置、轴承预紧度的调整及轴承润滑。 应注意，对圆锥滚子轴承来说，由于润滑油只能从圆锥滚子的小端在离心力作用下流向大端，因此在壳体上应有通入两轴承间的进油道及使润滑油返回壳体的回油道。 另外，为了拆装方便起见，应使主动锥齿轮后轴承（即紧靠齿轮大端的轴承）的支承轴径大于其前轴承（即位于驱动桥前部的轴承）的支承轴径，或名义尺寸虽同但公差有别。 支承刚度也随轴承与轴及轴承与座孔之间的配合进度的增加而增大。 （ 2） 骑马式 如图 (b)所示， 齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。 骑马式支承使支承刚度大 为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的 1/30 以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至 1/5 ~1/7。 齿轮承载能力较悬臂式可提高 10%左右。 此外，由于大端一侧的前轴承及后轴承之间的距离很小，可以缩短主动锥齿轮轴的长度，使布置更紧凑，这有利于减小传动轴夹 9 角及整车布置。 起码是支承的导向轴承都采用圆柱滚子式的，并且其内外圈可以分离（有时不带内圈），以利于拆装。 为了进一步增强刚度，应尽可能地减小齿轮大端一侧的两轴承间的距离，增大支承轴径，适当提高轴承的配合紧度。 图 主减速器主动齿轮的支承形式及安置方法 （ a） 悬臂式支承 （ b） 骑马式支承 装载质量为 2t 以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承，因为在传递较大的转矩的情况下悬臂式支撑难以满足支撑刚度的要求。 但是骑马式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构复杂，加工成本提高 ]5[。 在本设计中，由于 我们设计的重型载重汽车，由工作条件决定的 采用骑马式支承。 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的 分布即载荷离两端轴承支承中心间的距离 c 和 d（见图 ）之比例而定。 为了增强支承刚度，支承间的距离应尽量缩小。 然而，为了使从动锥齿轮背面的支承凸缘有足够的位置设置加强筋 (一般不应少于 6 条 ,切应一直延伸到差速器轴承座近处 )及增强支承的稳定性，距离（ dc ）应不小于从动锥齿轮节圆直径的 70％。 两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，小端相背朝外。 为了使载荷能尽量均匀分布在两个轴承上，并且让出位置来加强从动锥齿轮连接凸缘的刚性，应尽量使尺寸 c 等于或 大于尺 寸 d。 为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。 由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。 球面圆锥滚子轴承（见图 （ b） ）具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这一点当主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极为重要。 向心推力轴承不需要调整，但仅见于某些小排量轿车的主减速器中（图 （ c） ）。 只有当采用直齿或人字齿圆柱齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器从动齿轮才可以安装在向心球轴承上（见 10 图 （ d） ）。 图 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 轿车和轻型货车汽车主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差速器壳的突缘上（见图 （ a）（ b） ）。 这种方法对增强刚性效果较好，中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有辐式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结（见图 （ c） ）。 (a) (b) (c) 图 主减速器从动锥齿轮的止推装置 当从动锥齿轮的径向尺寸较大时，在大的负荷下会产生较大的变形，这是常采用能限制从动锥齿轮因受轴向力而产生便宜的止推装置，对从动锥齿轮的外缘背面加以支承。 图 （ a）（ b）（ c） 分别 为不可调整的（由销及青铜止推板组成）、可调整的（由青铜止推块及调整螺栓组成）和滚轮式的止推装置结构图。 止推装置的支承面位置应 11 进行计算，其正确位置应使当从动锥齿轮在载荷作用下的偏移量达到容许极限时，即与从动锥齿轮背面接触，以制止从动锥齿轮继续变形。 主减速器主、从动锥齿轮在载荷作用下的偏移量容许极限值见图。 由该图可知，支撑面与从动锥齿轮背面间的安装间隙应不大于。 图 在载荷作用下主减速器锥齿轮的容许极限偏移量 主减速的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。 预紧力的大小与安装形式，载荷大小，轴承刚度特性及使用转速有关。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整，可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴间之间的调整垫片等方法进行。 近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便。 波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。 其上有波纹区或其他易产生轴向变形的部分。 因该区段的曲线平坦而使轴承预紧度保持在规定范围内。 但每拆装一次需在套的一端加装一薄垫片，以使波形套再次在塑性区工作。 波形套由冷拨低碳无缝钢管制造。 一个新的波形套拆装 4 次就会因塑性太小而报废。 主减速器从动锥齿轮轴承的预紧是用轴承外侧的调整螺母、或差速器壳与轴承间的调整垫片、或主减速壳与轴承盖间的调整垫片进行调整。 在调整轴承预紧度之后，还应进行主减速器齿轮的啮合调整。 因齿面接触区和齿侧间隙的正确调整是保证齿轮正确啮合、运转平稳和延长齿轮寿命的重要条件。 为此，在齿轮支 承的结构上应保证主、从动齿轮能进行轴向调整。 可采用增减主减速器壳与轴承座之间的调整垫片或增减主动锥齿轮与其后轴承间的调整垫片等方法对主动锥齿轮作轴向调整。 主减速器的减速型式 12 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 减速器的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂已有的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性，经济性等整车性能所要求的 主减速比 0i 的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置 型式等。 (1)单级主减速器 如图。 由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比 i 、小型汽车上。 单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。 图 单 级 主减速器 图 双级主减速器 图 双速主减速器 (2)双级减速 如图 所示为双级主减速器。 由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大 ( i )且采用单级减速不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型汽车上，本车不采用。 (3)双速主减速器 如图 ， 用于载荷及道路状况变化大、使用条件非常复杂的重型载货汽车。 会加大驱动桥的质量，提高制造成本，并要增设较复杂的操纵装置 所以本 车不采用。 (4)单级（或双级）主减速器附轮边减速器 矿山、水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等，要求有高的动力性，而车速则可相对较低，因此其传动系的低档总传动比都很大。 在设计上述重型汽车、大型公共汽车的驱动桥时，为了使变速器、分动器、传动轴等总成不致因承受过大转矩而使它们的尺寸及质量过大，应将传 13 动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。 这就导致了一些重型汽车、大型公共汽车的驱动桥的主减速比往往要求很大。 当其值大于 12 时，则需采用单级 (或双级 )主减速器附加轮边 减速器的结构型式，将驱动桥的一部分减速比分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。 这样以来，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地间隙，并可得到大的驱动桥减速比 (其值往往在 16~26 左右 )，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。 但轮边减速器在一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂，成本提高，因为只有当驱动桥的减速比大于 12 时，才推荐采用 ]6[。 如图 所示 为贯通式双级主减速器。 图 贯通式 双级主减速器 综合考虑整车成本和驱动 桥的研发与制造成本及输入参数主减速比的实际情况，选择双级贯通式主减速器附轮边减速器。 因为 贯通式的减速器，如果主减速器做成一级，又不能采取涡轮蜗杆传动，会引起贯通轴与齿轮轴的干涉。 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 主减速比 0i 的确定 主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。 0i 的选择应在汽车总体设计时和传动 14 系的总传动比 Ti 一起由整车动力计算来确定。 可利用在不同下 0i 的功率平衡图来研究 0i对汽车动力性的影响。 通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择 0i 值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率 maxeP 及其转速 pn 的情况下，所选择的 0i 值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速 maxaV。 这时 0i 值应按下式来确定： ghapr iV nrim a x0 () 式中 : r —— 车轮的滚动半径， 东风 300 轮胎为 ， 经计算， 车论的滚动半径为 ； 9R20,半径为 ghi —— 变速器量高档传动比。 ghi =1 对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降， 0i 一般选择比上式求得的大 10％～ 25％ ，即按下式选择：  LBfhghapr iiiV nrim a x0~ () 式中 :r —— 车辆的滚动半径， m； Fhi —— 分动器或加力器的高档传动比； 1 ghi —— 变速器最高档传动比； 1 LBi —— 轮边减速器的传动比。 根据所选定的主减速比 0i 值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应 ]7[。 把 pn =3000r/n , maxaV =95km/h , r =, ghi =1 代入 计算出 0i =（ ~） 根据表 选择汽车驱动桥离地间隙 根据表 汽车驱动桥最小离地间隙为 300mm。 15 表 汽车驱动桥离地间隙 车 型 离地间 隙 /mm 轿 车 微 型 120~190 小 型 中 级 120~230 高 级 130~160 载货汽车 微型、轻型 190~220 中 型 210~275 重型、超重型 230~345 越野汽车 微型、轻型 220~280 中型、重型 280~400 客 车 小 型 180~220 中型、大型 210~290 主减速器齿轮计算载荷的确定 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打 滑时这两种情况下用于主减速器从动齿轮上的转矩（ ceT ， csT ）的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以盐酸主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 ceT 从动锥齿轮计算转矩 n KiTT TTLece 0m a x () 式中 : ceT —— 计算转矩， mN ； maxeT —— 发动机最大转矩； maxeT =1500 mN ； n —— 计算驱动桥数， 2； TLi —— 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；TLi = T —— 上述传动部分的效率 ，取  =； 0K —— 超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取 0K =1； 16 代入式，有： . ceT mN 当计算主减速器主动齿轮时，应将式除以该对齿轮的减速比及传动效率，即 主动锥齿轮 计算转矩 ， T= mN 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT ：。