中型载货汽车驱动桥设计毕业设计说明书

中型载货汽车驱动桥设计毕业设计说明书内容摘要：

螺旋锥 齿轮一系列的优点，所以本次设计主减速器的齿轮采用 螺旋锥 齿轮传动（如图 31 示）。 螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。 另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。 为保证齿轮副的正 常 啮合，必须将支承轴承 进行 预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。 主减速器齿轮的支撑 现代汽车中主减速器主动锥齿轮支承有两种形式：悬臂 式和跨置式支承。 如图 32所示。 (1)悬臂式 （ 2）跨置式 图 32 主减速器锥齿轮的支承形式 跨置式支撑的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有 固定 轴承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善。 因 此，跨置式 齿轮的承载能力高于悬臂式。 此外，由于齿轮大端一侧轴颈上安装的圆锥滚子轴承之间的距离 相对较 小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可以减小传动轴夹角， 使 整车布置 更完美。 但抗胶合能力 高 低 轴向力 小 大 轴承寿命 大 小 润滑油 普通 特殊 传动比范围 i i 其他 加工容易热处理简单成本低 存在 E  w  21 沈阳建筑大学城市建设学院毕业设计（论文） 11 是跨置式的支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构 变得 复杂。 跨置式支撑拆装困难，导向轴承 也更容易 损坏。 悬臂式支承的结构特点是在锥齿轮大端一侧 安装个 较长的轴，并在其上安装一对圆锥滚子轴承。 两轴承的圆锥滚子的大端应朝外，这样可以减小悬臂长度 a 和增加两支承间的距离 b ， 使 支撑刚度 得到改善。 为了尽可能的地增加支承刚度，支承距离 b 应大于 倍的悬臂长度 a。 为了方便拆装， 要让 靠近齿轮的轴承轴径比另一轴承的支承轴径大些。 悬臂式支承结构 相对 简单，支承刚度差，用于传动转矩较小的减速器上。 从动锥齿轮的支承刚度 决定于 轴承的形式、支承间的距离及载荷在轴承之间的分布比例。 从动锥齿轮多采用圆锥滚子轴承，为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子轴承大端应向内，以减小尺寸 dc ，且 dc 距离应不小于从动齿轮大端分度圆直径的 65%。 为了使载荷均匀分配在两轴承上，应尽 量使尺寸 dc。 本次设计采用的是悬臂式，因为其结构简单，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器。 主减速器轴承的预紧 为了减小在锥齿轮传动过程中产生的轴向力 使 齿轮轴的轴向位移，以提高轴的支承刚度，保证锥齿轮的正常啮合，装配主减速器时，圆锥滚子轴承应有一定的装配预紧度。 但是过紧，则传动效率低，且加速磨损。 工程上用预紧力矩表示预紧度的大小。 预紧力矩的合理值应该依据试验确定。 对于主动锥齿轮轴承的预紧力矩一般为 1～ 3Nm。 主动锥齿轮圆锥滚子轴承的预紧度的调整，可利用调整垫片厚度的方法，调整转动叉形凸缘，如发现预紧度过紧则增加垫片的总厚度；反之减小垫片的总厚度。 支承差速器壳的圆锥滚子轴承的预紧度的调整，可利用轴承外侧的调整螺母或主减速器壳与轴承盖之间的调整垫片来调整。 锥齿轮啮合的调整 锥齿轮啮合的调整是在圆锥滚子轴承预紧度调整之后进行的。 它包括齿面啮合印迹和齿侧间隙的调整。 （ 1）齿面啮合印迹的调整，首先在主动锥齿轮轮齿上涂以红色颜料，然后用手 让 主动齿轮往复转动，于是在从动锥齿轮轮齿的两工作面上便出现红色印迹。 若从动锥 齿轮轮齿正转和逆转工作面上的印迹位于齿高的中间偏于小端，并占齿面宽度并占齿面宽度的60%以上，则为正确啮合。 正确啮合的印迹位置可通过主减速壳与主动锥齿轮轴承座之沈阳建筑大学城市建设学院毕业设计（论文） 12 间的调整垫片的总厚度而获得。 （ 2）啮合间隙的调整方法是拧动支承差速器壳的圆锥滚子轴承外侧的调整螺母，以改变从动锥齿轮的位置。 轮齿啮合间隙应在 ～ 范围内。 为保持已调好的差速器圆锥滚子轴承预紧度不变，一端调整螺母拧入的圈数应等于另一端调整螺母拧出的圈数。 如果 间隙大于规定值，应使从动锥齿轮靠近主动锥齿轮，反之离开。 润滑 螺旋锥 齿 轮工作时，齿面间 会存在 较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜易被破坏，为减少摩擦，提高效率，必须使用含有防刮伤添加剂的 螺旋锥 齿轮油。 主减速器壳中所储齿轮油，靠从动锥齿轮转动时甩溅到各齿轮、轴和轴承上进行润滑。 为保证主动齿轮轴前端的两个圆 锥 滚子轴承得到润滑，需在主减速器壳体中铸出进油道和回油道。 当齿轮转动时，飞溅起的润滑油从进油道通过轴承座的孔进入两圆锥滚子轴承大端的润滑油经回油道流回主减速器内。 加油孔应设在加油方便之处，放油孔应设在桥壳最低处。 差速器壳应开孔使润滑油进入，保证差速器齿轮和滑动表面的润滑。 在主减速壳体上必须装有通气塞，以防止壳体内温度过高使气压过大导致润滑油渗漏。 螺旋 锥齿轮的设计 ghapr iv nrim ax0 31 式中： r —— 车轮滚动半径； pn —— 发动机最高转速； maxav —— 最高车速； ghi —— 最高档传动比； 将数据代入 31 得： )112()41/5(30 i  沈阳建筑大学城市建设学院毕业设计（论文） 13 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速从动齿轮上的转矩（jeT、jT）的较小者，作为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机载荷，即 n iikiTkT fedce 01m ax 32 mmrcs i rmGT /22 33 式中： dk —— 猛 踏 离合器所产生的动载系数，对于性能系数 0pf 的汽车 1dk ； maxeT—— 发动机最大转矩； k —— 液力变矩器变矩系数； fi —— 分动器传动比；  —— 传动系传动部分的传动效率； n —— 该汽车的驱动桥目数； 2G —— 汽车满载时的最大负荷； /2m —— 最大加速度时汽车的后轴负荷转移系数；  —— 轮胎对地面的附着系数； r —— 车轮的滚动半径； mi —— 主加速器从动齿轮到车轮之间的传动比； m —— 主减速器主动锥齿轮到车轮之间的传动效率。 1/ ceT mN csT mN 沈阳建筑大学城市建设学院毕业设计（论文） 14 主动锥齿轮的计算转矩为： GiTT cz 0 34 式中： zT —— 为主动 螺旋锥 齿轮的计算转矩， mN ； 0i —— 为主传动比，取 ； G—— 为主、从动 螺旋锥 齿轮间的传动效率。 （计算时，对于 螺旋锥 齿轮副，G取 95%；对于双曲面齿轮副，当 6i0 时，G取 85%，当 6i0 时，G取 90%。 ） 代入 公 式 34 得： mNTz  (1)选择主、从动齿轮齿数时应考虑以下因素： ① 首先应根据0i的大小选择主减速器主、从动齿轮的齿数 1z 、 2z。 ② 为了使磨合均匀， 1z 和 2z 之间应避免有公约数。 ③ 为了得到理想的齿面重叠系数，主、从动齿轮齿数之和对于货车应不少于 40。 ④ 当 0i 较大时， 1z 则尽量取得小，以得到满意的驱动桥离地间隙。 反之，则取大。 ⑤ 对于不同的主传动比 0i ， 1z 和 2z 应有适当的搭配。 考虑以上因素后，选择主、从动齿轮齿数为： 151z ， 342z。 (2)从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择 主减速器 螺旋锥 齿轮从动齿轮的节圆直径，可根据该齿轮的计算转矩，按经验公式选出： 322 CD TKD  35 式中： 2D —— 从动锥齿轮的节圆直径； 沈阳建筑大学城市建设学院毕业设计（论文） 15 2DK —— 直径系数， 16~132 DK ； cT —— 计算转矩。 mmD 240 )16~13( 32   从动锥齿轮节圆直径 2D 选定后，可按 22 ZDm 计算锥齿轮的大端端面模数。 mmm 7 35 算出端面模数后可用下式校核： 3 cm TKm 36 式中： m —— 齿轮大端端面模数； mK —— 模数系数，取  mmK m ~ ； cT —— 从动齿轮计算转矩。  mmm ~0 6  ， 符合要求。 模数标准化取 mmm 7 (3)主、从动锥齿轮齿面宽 1b 和 2b 对于从动锥齿轮齿面宽 2b ， 推荐不大于其节锥距 2A 的 倍，即 22 Ab  ，而 且mb 102。 对于汽车工业，主减速器圆弧齿锥齿轮推荐采用 : 22 Db  37 式中： 2D —— 从动齿轮节圆直径。 mmb    mmbb 41101 2020  齿面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。 齿面宽大于上述规定，不但不能沈阳建筑大学城市建设学院毕业设计（论文） 16 提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难。 因为齿面宽的加大只能从延长小端着手，轮齿延长的结果使小端齿沟变窄，结果使切削刀头的顶面宽或刀盘刀顶距过窄及刀尖的圆角过小，这样不但减小了齿根圆角半径从而加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。 如果在安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时负荷集中于轮齿小端，则易引 起小端的过早损坏和疲劳。 另外，齿面宽过大也会引起装配空间的减小。 (5) 螺旋角  的选择 弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。 汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为  40~35。 轿车选用较大的  值以保证较大的  F，使运转平稳，噪音低。 取35 (6) 螺旋方向的选择 从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。 主 、 从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。 螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。 当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。 (7) 法向压力角  的选择 加大法向压力角可以提高轮齿的强度、减少齿轮不发生根切的最少齿数。 但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重叠系数下降。 所以对于轻负荷齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳、噪声低。 对于 螺旋锥 齿轮来说，虽然大齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但小齿轮两侧的压力角是不相等，因此，其压力角按平均压力角考虑。 在车辆驱动桥主减速器的“格里森”制 螺旋锥 齿轮传动中，中型载货汽 车选用 20176。 的平均压力角。 表 33 主、从动锥齿轮参数 名称 公式 结果 主动锥齿轮齿 数 1z 15 从动锥齿轮齿 数 2z 43 模数 2Dm / 2Z 7 沈阳建筑大学城市建设学院毕业设计（论文） 17 主动锥齿轮 齿面宽   2020 101 bb  41 从动锥齿轮齿面宽 22 Db  37 主动锥齿轮节圆直径 11 zmD  105 从动锥齿轮节圆直径 322 CD TKD  240 法向压力角  20176。 中心螺旋角  35176。 主减速器 螺旋 齿轮的强度 计算 (1)单位齿长圆周力 对于 中型 载 货 汽车， 主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用轮齿上的 单位齿长圆周力来。