ca1095k2型载货汽车驱动桥的设计(编辑修改稿)

ca1095k2型载货汽车驱动桥的设计(编辑修改稿)内容摘要：

驱动桥的总体结构设计 CA1095K2型货车的驱动桥总体构造为非断开式驱动桥。 其结构主要 由驱动桥桥壳、主减速器、差速器和半轴组成，如图 1所示。 驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置（如半轴）的外壳。 主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。 差速器功用是当汽车转弯行驶或在不平路面上行驶时，使 左右驱动车轮以不同的角速度滚动，以保证两侧驱动轮与地面间作纯滚动运动。 半轴是在差速器与驱动轮之间传递动力的实心轴。 第 3 章 主减速器的设计 主减速器的结构型式 主减速器 的形式 一般 是 根据所采用的齿轮形式、主 、 从动齿轮的 安装 方法及减速形式的不同而 不同。 在现代的汽车上， “ 格里森 ” (Gleason)制或 “ 奥利康 ” (Oerlikor)制的 图 1 驱动桥结构简图 螺旋锥齿轮和双曲面齿轮 是应用最广泛的主减速器的齿轮形式。 螺旋锥齿轮的主动齿轮和从动齿轮的轴线相交，由于 其齿轮端面重叠，同时啮合的轮齿至少有两对，所以其可以承受比较大的载荷，同时它的传动很平稳，即使是在高速转动时也是仅有较小的振动和噪声。 双曲面齿轮的主要特点是主动齿轮和从动齿轮的轴线不相交 ，其空间夹角为 90o，主动轮的轴线相对从动齿轮轴线有一个偏移量，称为双曲面齿轮的偏移距。 由于双曲面主动齿轮的螺旋角大，其同时进入啮合的齿数要比螺旋齿轮多，使其工作比螺旋锥齿轮更加平稳，噪声更小，其强度也高。 综上，在本设计中， 主减速器采用双曲面锥齿轮传动。 主减速器的减速型式 主减速器的减 速型式主要 分为单级减速、单级贯通、双级 减速、双级贯通、 双速减速等。 单级主减速器结构简单、质量及体积小，而且其制造成本低廉，故广泛应用于主减速比 i0 的各种中、小型汽车上。 如轻型货车和轿车都采用单级主减速器；双级主减速器有两级齿轮，结构较为复杂，质量随之增加，制造成本也明显增加，故只有在主减速比较大且采用单级主减速器不能满足其 需要的离地间隙时才采用双级主减速结构形式。 本次设计的 CA1095K2 型载货汽车的主减速比为 ，故选用单级主减速器。 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 主减速器必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们 正常 的工作。 齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。 主动锥齿轮的支承 （ 1） 悬 臂式支承 如图 31 a)，齿轮以及其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式的支撑于一对轴承的外侧 ，支承刚度较小，这种支承方式一般用于齿轮一侧没有足够的空间安置轴承和传递转矩不大的场合。 （ 2） 骑马式支承 如图 31b)，齿轮前后两端的轴颈均以轴承支承，故采用骑马式支承时，可以使主动锥齿轮的 支承刚度大大增强。 由于齿轮大端一侧轴颈上的两个圆锥滚子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，并可以减小传动轴夹角，有利于整车布置。 特别是在传递较大转矩的情况下，悬臂式支承难以满足支承刚度的要求（如载货质量 2t以上的汽车，其主减速器主动锥齿轮都是采用骑马式支承）。 本次所设计的载货汽车的装载质量为 5 吨，为了增强承载能力和支承刚度，主动锥齿轮的支承采用骑马式支承。 从动锥齿轮的支承 从动锥齿轮的支承如图 31 c)所示，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之比例而定。 本次设计的中型载货汽车已确定采用双曲面齿轮式主减速器，故决定采用圆锥滚子轴承，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。 主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 为了提高主减速器锥齿轮的支承刚度，改善齿轮啮合的平稳性，应对支撑齿轮的圆锥滚子轴承进行预紧。 对于货车，主动锥 齿轮圆锥滚子轴承的摩擦力矩一般为 1～ 图 31 主减速器锥齿轮的支承形式 a) 主动锥齿轮悬臂式支承； b) 主动锥齿轮骑马式支承； c) 从动锥齿轮的支承 3N m。 主动锥齿轮轴承的预紧力的调整，可以利用精选两轴承内圈之间的套筒的长度、调整垫片厚度等方法进行。 从动锥齿轮圆锥滚子轴承的预紧力，靠轴承外侧的调整螺母或主减速器与轴承盖之间的调整垫片来调整。 在轴承预紧度调整之后，须进行锥齿轮啮合调整，以保证齿轮副啮合印迹正常，并使齿轮大端处齿侧间隙在适当的范围内。 主减速器锥齿轮正确的啮合印迹位于齿高中部稍偏小端。 主减速器的设计和计算 主减速比的确定 主减速比对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变 速器处于最高挡位时汽车的动力性和燃油经济型都有直接影响。 主减速比的选择应在汽车整体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定 [9]。 (31) 式中 ,i0—— 主减速器的主减速比 ； rr—— 车轮滚动半径， rr =； np—— 最大功率时的 发动机 转速 ， np =2500r/min； vamax—— 汽车的 最高车速 ， vamax =90km/h； igh—— 变速器最高挡的传动比， igh =。 由公式（ 31）可计算得 =。 通过与同类汽车的主减速比相比较，并且对值予以校正，再选取主减速器的主减速比。 主减速器齿轮计算载荷的确定 通常将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比和驱动车轮打滑时这两种情况下主减速器从动齿轮上的 转矩的较小者，作为载货汽车或越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷 [11]。 即 (32) (33) 式中 ： —— 发动机最大转矩， =560N m； —— 传动系最低档传动比，； —— 由发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率， =； —— 超载系数， =1； n—— 驱动桥数目， n=1； —— 汽车满载时 一个 驱动桥给水平地面的最大 负 荷 ； =65513N fd—— 汽车的动挠度 ； fp— 汽车或汽车列车的性能系数 ； —— 轮胎对路面的附着系数， =； —— 车轮的滚动半径， =； —— 由主减速器从动齿轮到驱动轮的传动效率和 传动 比， 由公式（ 32） 、 （ 33）可得 Tje= 21110 N m， Tjφ = N m TJ=(Tje ,Tjφ )min= 21110 N m 上边所求得的计算载荷是最大转矩 ， 而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的 计算 依据。 汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，没有简单的公式可 以 计算出汽车的正常持续转矩。 但对公路汽车来说，使用条件 比 非公路汽车稳定，其正常持续转矩是根据平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩为 [10]： N m (34) 式中 ： —— 汽车满载总重 量 ， =9410 =92218N； —— 所牵引的挂车满载总重， =0； —— 道路滚动阻力系数， = ； —— 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数 ， =； —— 汽车的性能系数， ， 当 16 时， 取 =0，因 （ 9410 +0） /560=16，故 fP=0；由公式（ 34）可得 计算转矩 Tjm= m。 主减速器齿轮基本参数的计算 （ 1）齿数的选择 取主动锥齿轮的齿数 Z1=7，从动锥齿轮的齿数 Z2=45。 修正 为 =。 （ 2） 节圆直径的选择 =(13～ 16) =～ 式中： —— 直径系数，取 13~16。 取 =440 mm。 （ 3） 齿轮端面模数的选择 齿轮的大端端面模数： mm 式中 ： —— 模数系数， =～ ； 21110N m 则 mm， 从而，本方案取 m= mm。 （ 4） 齿面宽的选择 = 通常小齿轮的加大 10％较为合适，即 = （ 5） 双曲面齿轮的偏移距 对于轻型载货汽车，不应超过从动齿轮节锥距 的 40％ (接近于从动齿轮节圆直径的20％ )。 即 = mm 取 E＝ 45mm。 （ 6） 双曲面齿轮 的偏移方向 为降低主动锥齿轮和传动轴的位置，降低地板凸包高度，从而使整个车身和整个重心降低，有利于提高行驶稳定性，本方案采用下偏移。 （ 7） 双曲面齿轮的螺旋方向 与下偏移相对应，主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋 [9]。 双曲面齿轮偏移反方向的规定：由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮位于右侧，这时，如果主动齿轮在从动齿轮的中心线上方，则为上偏移，在从动齿轮中心线的下方，则为下偏移。 （ 8） 齿轮法向压力角 α 的选择 “ 格里森 ” 制规定，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角 不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车多采用 22176。 30′的平均压力角。 本方案中，齿轮的法向压力角取为 22176。 30′。 （ 9） 螺旋角 β 的选择 式中， ， —— 主、从动齿轮齿 数， = 45， =7； E—— 双曲面齿轮偏移距 E=45 mm； d2—— 从动 轮节圆直径， d2= 440mm； 则 ， 本方案取。 确定了小齿轮的螺旋角以后可用下式近似地确定大齿轮的名义螺旋角 ， 为偏移角近似值， sinε = = 则 ε =176。 β 2 —— 从动齿轮的名义螺旋角 β 2=β 1－ ε =176。 β 双曲面齿轮传动的平均螺旋角 小齿轮节圆直径 =（ 7247。 45） 440（ 176。 247。 cos45176。 ） = 小齿轮模数 m1=d1/Z1= 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的基本参数确定之后，计算用表 [15]进行几何尺寸计算。 计算得出 主减速器双曲面齿轮的基本数据 如表 31 所示。 表 31 主减速器双曲面齿轮的基本数据 序号 参数 符号 计算数据（ mm） 1 小齿轮齿数 Z1 7 2 大齿轮齿数 Z2 45 3 大齿轮齿面宽 F 4 小齿轮轴线偏移距 E 45 5 大齿轮分度圆直径 d2 440 6 刀盘明义半径 rd 7 小齿轮中点螺旋角 8 大齿轮中点螺旋角 o 9 小齿轮节锥角 1 o 10 大齿轮节锥角 2 o 11 大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离 z 12 大齿轮节锥距 A0 13 大齿轮的齿顶角 ’ 14 大齿轮的齿根角 ’ 15 大齿轮的齿顶高 16 大齿轮的齿根高 17 径向间隙 C 18 大齿轮的齿全高 h 19 大齿轮的齿工作高 20 大齿轮的面锥角 02 o 21 大齿轮的根锥角 R2 o 22 大齿轮外圆直径 d02 23 大齿轮外缘到小齿轮轴线的距离 x02 24 大齿轮面锥顶点到小齿轮轴线的距离 25 大齿轮根锥顶点到小齿轮轴线的距离 26 小齿轮的面锥角 01 o 27 小齿轮面锥顶点到大齿轮轴线的距离 28 小齿轮外缘到大齿轮轴线的距离 B0 29 小齿轮齿前缘到大齿轮轴线的距离 Bi 30 小齿轮外圆直径 d01 31 小齿轮根锥顶点到大齿轮轴线的距离 32 小齿轮根锥角 R1 o 33 最小齿侧间隙允许值 34 最大齿侧间隙允许值 主减速器双曲面齿轮的强度计算及校核 (1) 单位齿长上的圆周力 单位齿长上的圆周力 [11]： N/mm (36) 式中， p—— 单位齿长上的圆周力， N/mm；。