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客车驱动桥减速器设计毕业论文1 主减速器设计1.1 主减速器结构方案分析1.1.1 单级主减速器单级主减速器的结构型式，由一对圆锥齿轮组成，其传动比主要根据汽车的动力性和燃料经济性的要求选定。

主减速器的传动比一般为3.5—6.7，过大将使从动齿轮的尺寸增加，减小了离地间隙，降低了汽车的通用性。

1.1.2 双级主减速器双级主减速器的结构，由第一级圆锥齿轮副和第二级圆锥齿轮副组成。

双级主减速器有两个作用，一是可以获得比较大的传动比，可以达到6—10；二是第二级从动齿轮的尺寸可以相应减小，从而减小主减速器壳的外形尺寸，增加离地间隙。

1.2 主减速器齿轮的比较1.2.1 弧齿锥齿轮传动一对弧齿锥齿轮啮合时，轮齿并不是在全长上啮合，而是从一端逐渐连续平稳地转向另一端，并有几个齿同时载荷，而且啮合平稳。

弧齿锥齿轮主动齿轮的螺旋角β1与从动锥齿轮的螺旋角β2是相等的，r 1、和r 2是主动齿轮和从动齿轮的平均分度圆半径，那么弧齿锥齿轮的传动比为：201ri r= (1.1) 1.2.2 准双曲面齿轮传动与弧齿锥齿轮传动有较大的不同，准双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线不相交，而是有一个偏移距E ，在啮合过程中除了有沿齿高方向的侧向滑动之外，还有沿齿长方向的纵向滑动。

准双曲面齿轮的主动齿轮螺旋角β1与从动齿轮螺旋角β2是不相等的，如图所示，而且β1>β2。

利用啮合齿面上的法向力相等的 条件，可以得出两个齿轮的切向力F 1和F 2的关系2211cos cos F F ββ=(1.2)r1和r2是主动齿轮和从动齿轮的平均分度圆半径，那么准双曲面齿轮的传动比可以用下式表示：cos22220cos1111F r riF r rββ==(1.3)对比两式看出，在相同的尺寸下，准双曲面齿轮比弧齿锥齿轮有着更大的传动比。

反过来说，当传动比和主动轮的尺寸确定下来以后，准双曲面从动齿轮的直径比弧齿锥齿轮的直径小一些．可以使主减速器的离地间隙变大一些。

图1.1 双曲面齿轮副的受力情况1.2.3 弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮的比较弧齿锥齿轮工作噪声大，对啮合精度和装配精度比较敏感。

为保证齿轮副的正确啮合，必须预紧轴承，并提高轴承的支承刚体和壳体的刚度，若精度得不能满足，便会使齿轮磨损增大和噪声增大。

齿轮的工作条件急剧变坏。

弧齿锥齿轮制造简单、生产成本低。

准双曲面齿轮工作平稳且噪声较小，但是若偏移距E过大，则沿齿长方向的纵向滑动可以造成摩擦损失增加，降低传动效率。

准双曲面齿轮的齿面间压力和摩擦功都很大，可能导致油膜破坏和齿面间咬死，所以必须采用特殊的双曲面齿轮油，以改善油膜的强度，避免齿面烧结或咬死。

准双曲面齿轮主减速器的主动轴可以布置在从动齿轮中心平面的下方，降低万向节传动的高度，从而降低车身的高度；当采用贯通式驱动桥时，主动轴布置在从动齿轮中心平面的下方，可以增大传动轴的离地高度，提高汽车的通过性。

准双曲面齿轮制造复杂，生产成本高。

准双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的优缺点比较见下表表1.1 准双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的优缺点比较通过弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮的比较，准双曲面齿轮工作平稳且噪声较小，且能降低离地间隙，所以本次设计选用准双曲面齿轮传动作为主减速器。

又根据传动比为4.11，可以确定为单级主减速器。

1.3 主减速器计算载荷的确定1.3.1 汽车主减速器锥齿轮的计算载荷有三种确定方法。

1、按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩T ce ：max 10max 1011125. 6.32 4.110.926299.9.K T k i i i d e i fT k T i i ce d e nN m N mηη===⨯⨯⨯⨯= (1.4) 式中 T ce —计算转矩，N.m ；T emax —发动机最大使用转矩，N.m ，本车为1125N.m ； N —驱动桥数，本车为1；i 1—变速器一档传动比，本车为6.32； i f —分动器传动比，本车没有分动器； i 0—主减速器传动比，本车为4.11；η—从发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率，为0.9；k —液力变矩器系数，本车没有液力变矩器；k d —由于猛踩离合器而产生的动载荷系数，对于液力自动变速器，k d =1;对于手操纵高性能赛车，k d =3；对于一般货车、矿用汽车和越野车，k d =1，本车为1；2、按驱动轮打滑转距确定从动锥齿轮计算转矩T cs ：11250100.850.483 1.1522590160.9G m r r T N m cs m ψη⨯⨯⨯⨯=== (1.5)T cs —计算转矩，N ·m ；G 2—满载状态下一个驱动桥上的静负荷，N, 本车为112500N; m 2—汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数, 本车为1.1；ψ—轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的汽车，在良好路面上，ψ 可取0.85；对于安装了防侧滑轮胎的轿车，ψ可取1.25；对于越野车，ψ变化较大，一般取1或其它值。

本车为0.85;rr —车轮滚动半径，m ；本车为0.483.m η—厂主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，90%；3、按日常行驶平均(当量)转矩确定从动锥齿轮计算转矩T cf ：性能系数max 1160.195100e Ga f j T =-（）(1.6)式中，Ga —汽车满载总重N ；当(0.195G a ／T emax )>16时，取f j ＝0。

计算得f j ＝0。

()150009.8(00.070.017)12789.T Ft r m g f f f cf r a j a N m =⨯=++=⨯⨯++=(1.7) 式中， F t —汽车日常行驶平均(当量)牵引力，N ； T cf —计算转矩，N ．m ；按上述第一种、第二种方法确定的计算转矩T ce 、T cs ，不是汽车日常行驶平均转矩，仅为锥齿轮的最大转矩，因而不能用来进行疲劳寿命计算，而只用作计算锥齿轮的最大应力。

然而这两种载荷确定方法仍很重要，按这两种方法计算的最大应力可以与同类汽车进行比较，也可作为选择锥齿轮主要参数的依据。

对于一个具体车辆的主减速器锥齿轮，可以取这两种方法计算结果的较小值作为计算转矩。

按第二种方法(日常行驶平均转矩)确定的计算载荷，可以用来进行锥齿轮的寿命计算。

1.3.2 主动锥齿轮的计算转矩T z当计算锥齿轮最大应力时，从动锥齿轮的计算转矩T c 取前两种计算转矩的最小值，即T c =min[T cs ,T cf ]；当计算齿轮疲劳寿命时，T c 取T cf .。

主动锥齿轮的计算转矩0127893457.44.1190%C Z GT T N Mi η===⨯(1.8)1.4 主减速器锥齿轮的参数选择1.4.1 主、从动锥齿轮齿数的选择进行主、从动锥齿轮齿数Z 1、Z 2的选择时，应考虑互相啮合齿轮的齿数间没有公约数，以保证在使用过程中主、从动齿轮的各齿之间都能互相啮合，起到自动磨合的作用。

为了得到理想的重合系数和高的轮齿抗弯强度，大、小齿轮的齿数和应不少于40。

在主减速器中，为了使齿轮啮合平稳、噪声小并且不会产生加工缺陷，对于轿车而言，小齿轮齿数Z 1一般不小于9；对于货车而言，Z 1一般不小于6。

而且随着主传动比的减小，Z 1应该逐渐加大。

对应于轿车，货车的齿数和可以取得小一些，以得到较大的抗弯强度，但一般不应小于40。

本次设计取Z 1=9，Z 2=37，符合上述要求。

1.4.2 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的选择对单级主减速器而言，从动锥齿轮的尺寸大小会影响驱动桥壳的离地间隙，并影响跨置式主动齿轮前支承架的位置和差速器的安装。

弧齿锥齿轮传动和准双曲面齿轮传动的从动锥齿轮大端分度圆直径D 2，可以根据从动齿轮上的最大转矩由以下经验公式初选：22D D K = (1.9)式中 D 2—从动锥齿轮节圆直径，mm ； K d2—直径系数，取13—18； T G —计算转矩，N.m ；本次设计通过估算可以确定D 2=518mm ，以后的计算将检验其是否合理。

D 2初选后，可按m ＝D 2／Z 2算出锥齿轮大端的端面模数m s ，端面模数还应满足：s m m K = (1.10）式中 K m —模数系数，取0.3---0.4。

本次设计模数定为14mm 1.4.3 准双曲面齿轮偏移距的选择在准双曲面齿轮传动中，小齿轮偏移距E 是准双曲面齿轮传动的重要参数。

E 值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤。

E 值过小，则不能发挥准双曲面齿轮的特点。

在汽车主减速器中，对于轿车和轻型货车等轻负荷传动，可取较大的E 值，E ≤0.2⨯D 2；对于货车和大客车等负荷较大的传动，应取较小的值，E ≤（0.1—0.2）⨯D 2。

本次设计将准双曲面齿轮偏移距定为55mm 。

1.4.4 螺旋角及方向的选择 1、螺旋角在弧齿锥齿轮节圆表面展开图上，齿线为一曲线，曲线上任意一点A 的切线TT 与该点和节锥顶点连线OA 之间夹角β称为螺旋角。

螺旋角β是沿齿宽方向变化的，轮齿大端的螺旋角度最大，轮齿小端的螺旋角最小。

在齿面宽中点处的螺旋角βm 称为齿宽中点螺旋角，通常如不特殊指出位置，则螺旋角系指中点螺旋角βm 。

弧齿锥齿轮副大、小齿轮的螺旋角是相等的。

而准曲面齿轮副由于存在偏移距E ，大、小齿轮的螺旋角是不等的。

图为准双曲面齿轮传动的示意图，P 点为节锥齿线上的齿面宽中点，TT 线为以P 点为切点的齿线的切线，TT 线与主动齿轮轴线的夹角为2m β．TT 线与从动齿轮OP 线的夹角为1m β，两个夹角分别为主、从动齿轮的螺旋角。

显然，准双曲面齿轮副的主动齿轮螺旋角队比从动齿轮螺旋角2m β大。

螺旋角的大小影响到轴向重合系数F ε、齿轮的强度及轴向力的大小。

F ε愈大，传动愈平稳，噪声愈低，所以螺旋角应足够大，以使得F ε不小于1.25，而当F ε为1.5——2.0时效果最好。

但螺旋角过大，齿轮上受的轴向力也会过大。

因此，螺旋角应有一个适当的范围，以使齿轮的轴向力不会过大而又能得到最好的重合系数效果。

汽车主减速器锥齿轮的螺旋角βm (对准双曲面齿轮则是前述大、小齿轮中点螺旋角的平均值)多在35——40度的范围内。

轿车选用较大的值以保证较大的重合系数F ε，使齿轮副运转平稳，噪声低；货车则选用较小的值，防止轴向力过大。

本次设计螺旋角定为45度。

图1.2 准双曲面齿轮传动副的螺旋角2、螺旋方向图1.3 弧齿锥齿轮的旋转方向的轴向力螺旋方向有左旋、右旋之分。

如图所示，从圆锥齿轮锥顶看去，从中心线至齿轮大瑞，轮齿向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。

在一对锥齿轮传功副中：主、从动齿轮的螺旋方向是相反的。

螺旋方向的选择应遵循一个基本原则，当汽车牵引行驶时，小齿轮受的轴向力的方向应离开锥顶点，也就是使主、从动齿轮互相斥离；否则，在经常出现高负荷的牵引行驶工况下，轴向力方向使两齿轮在啮合过程中越咬越紧，可能造成轮齿卡死。