汽车单级主减速器及车桥设计指导书

第一章课程设计的基本内容及要求

1.1 课程设计的基本内容

本课程设计是根据给定的设计参数和要求，对某轻型货车整体式单级主减速器及驱动桥进行设计，设计的基本内容包括：

1）根据给定的设计参数及要求，对汽车主减速器进行详细的结构设计和参数计算；

2）对差速器、半轴、驱动桥壳等进行选型设计；

3）绘制出主减速器及驱动桥的装配图。

已知给定的设计参数和要求如下（范例）：

第二章 整体式单级主减速器设计

2.1 主减速器的结构形式

1、主减速器齿轮的类型： 现代汽车单级主减速器中多采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮两种。

（a ） 螺旋锥齿轮 （b ） 双曲面齿轮

图1 主减速器齿轮类型

1）螺旋锥齿轮如图1（a ）所示，其主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，且两者的螺旋角21ββ和相等，可知螺旋锥齿轮的传动比为： l l ol r r i 12= (2-1) 式中：l r 1、l r 2—螺旋锥齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径。

2）双曲面齿轮如图1（b ）所示，主、从动齿轮轴线偏移了一个距离E ，称为偏移距， εββ，两者之差称为偏移角21>（如图2所示）。

根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比为：

2

121cos cos ββ=F F （2-2） 式中：1F 、2F —双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；1β、2β—双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角。

图2 双曲面齿轮啮合时受力分析

双曲面齿轮传动比为：

1

1221122cos cos ββs s s s os r r r F r F i == （2-3） 式中：1F 、2F —双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；

1β、2β—双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角；

s r 1、s r 2—双曲面齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径

令12cos /cos ββ=K ，则s s os r Kr i 12/=。由于21ββ>，所以1>K ，通常为

1.25～1.50。

2、主减速器减速形式：

主减速器的减速形式主要有单级减速、双级减速、双速、单级贯通式、双级贯通式和轮边减速等形式。

单级主减速器由一对锥齿轮传动，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点，广泛应用于主减速比0i ≤7.6的各种轿车和轻、中型货车上（对于双曲面齿轮通常要求0i ≤6.5）；而双级减速和双速主要用于重型载货汽车，贯通式则用于多桥驱动的汽车。

3、主减速器主动锥齿轮的支承方式：

主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。

（a）悬臂式支承（b）跨置式支承

图3 主动锥齿轮的支承方式

（1）悬臂式支承如图3（a）所示，其特点是主动锥齿轮轴上两圆锥滚子轴承的大端向外，以减少悬臂长度b，增加支承距a，提高支承刚度；为了尽可能地增加支承刚度，支承距a应大于2.5倍的悬臂长度b，且应比齿轮节圆直径的70％还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸b。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。悬臂式支承结构简单，但支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的主减速器。

（2）跨置式支承如图3（b）所示，支承强大高,但加工和安装不便。通常装载质量2吨以上的货车才采用此支承方式。

4、主减速器从动锥齿轮的支承方式及调整：

图4 从动锥齿轮的支承方式

为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸d

c+。但c+应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70％。为了使载荷能尽量均匀分配d

在两轴承上，并让出位置来加强连接突缘的刚度，应尽量使尺寸c 等于或大于尺寸d 。

为防止在大负荷下会产生较大的变形，常采用辅助支承装置，如图5所示，辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图6所示。

图5 从动锥齿轮的辅助支承方式

图6 在载荷作用下主减速器齿轮的容许极限便移量

2. 2 主减速器基本参数的选择与计算

1、主减速比0i 的确定：

对于具有很大功率的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率max e P 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max a v 。这时0i 值应按下式来确定：

gh a p

r i v n r i max 0377.0= （2-4）

式中： r r —车轮的滚动半径，m ；

p n —最大功率时的发动机转速，r ／min ；

max a v —汽车的最高车速，km ／h ；

gH

i —变速器最高挡传动比，通常为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小降，主减速比0i 一般应选得比按式(2-4)求得的要大10％～25％，即按下式选择：

LB Fh gh a p

r i i i v n r i max 0)472.0~377.0(= （2-5）

式中：Fh i —分动器或加力器的高档传动比；

LB i —轮边减速器传动比。

按式(2-4)或式(2-5)求得的0i 值应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到主、从动主减速齿轮可能有的齿数，对0i 值予以校正并最后确定下来。

本设计范例中，gh i 、Fh i 和LB i 都为1，根据第四章中采用式（2-4）最小传动比计算结果0i ＝5.13，此值在后面的计算中可根据情况结合式（2-5）适当调整。(0i ＝5.13—6.42)

2、主减速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作用于主减速器从动齿轮上的转矩（cs ce T T ,）的较小者，作为载货汽车和越野汽车的计算载荷，即：

n

K i T T T TL e ce η0max = （2-6） LB

LB r cs i r m G T η?'22= （2-7）

式中：max e T —发动机最大转矩（N.m ）；

TL i —由发动机到主减速器从动齿轮间的传动系最低档传动比； T η—传动系的传动效率（通常取T η=0.9）；

0K —超载系数，对于一般的货车和客车取0K =1；

n —驱动桥数目；

2G —满载时驱动桥上的静载荷（汽车最大总质量×轴荷分配）； ?—轮胎与路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车取

?=0.85，对于越野汽车?=1.0，对于安装专门防滑宽轮胎

的高级轿车取?=1.25；

'2m —最大加速时后轴负荷转移系数，一般乘用车为1.2～1.4，

货车为1.1～1.2；

r r —车轮滚动半径；

LB η—主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率（通常取0.95）； LB i —主减速器从动齿轮到车轮间的传动比。

由（2-6）、（2-7）求得的计算载荷是最大转矩，主要用于锥齿轮最大应力计算，而疲劳寿命计算则需要按汽车日常行驶的平均转矩在确定计算载荷Cf T ：

)(i H R LB LB r

a Cf f f f n i r G T ++=η （2-8）

式中：a G —汽车满载总重（N ）；

R f —道路滚动阻力系数，一般轿车取0.010～0.015，货车取0.015～

0.020，越野车取0.020～0.035；

H f —平均爬坡能力系数，一般轿车取0.08，货车和城市公交取

0.05～0.09，长途客车取0.06～0.10，越野车取0.09～0.30；

i f —汽车性能系数：

]195.016[1001emaz

a i T G f -= （2-9） （当emaz

a T G 195.0≥16时，取i f =0） 对于主减速器主动齿轮，应将（2-6）、（2-7）和（2-8）式分别除以主减速比0i 和传动效率G η（对于螺旋锥齿轮G η=0.95；对于双曲面齿轮，当0i ＞6时，G η=0.85，当0i ＜6时，G η=0.90）。

对于本设计范例：

（1）齿轮最大应力计算时，齿轮计算载荷为：

从动锥齿轮：ce T ≈3870N.m （TL i =01i i ?=6×5.12=30.72，0K =1, n =1, T η=0.9）；

cs T ≈6562N.m （2G =0.617640a m g ??=N.m ，?=0.85，'2m =1.1，LB η=0.95, LB i =1）；

取c T =3870 N.m 作为计算载荷。

主动锥齿轮： z T =G c

i T η0≈839.8N.m （G η=0.9）。

（2）齿轮疲劳寿命计算时，齿轮计算载荷为：

cf T ≈760 N.m （R f =0.015, H f =0.05, i f =0

(因为emaz

a T G 195.0=0.195*3000*9.8/140=40.95所以取i f =0)； 主动锥齿轮：zf T ≈165 N.m 。（G η=0.9）

3、主减速器齿轮基本参数的选择：

主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数1z 和2z 、从动锥齿轮大端分度圆直径2d 、端面模数m 、齿面宽2b 、双曲面齿轮副的偏移距E 、中点螺旋