【汽车行业类】汽车单级主减速器及车桥设计指导书

（汽车行业）汽车单级主减速器及车桥设计指导书

第壹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俩种。

（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壹点，且俩者的螺旋角相等，可知螺旋锥齿轮的传动比为：

(2-1)

式中：、—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壹个距离，称为偏移距，（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：

（2-2）

式中：、—双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；、—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：

（2-3）

式中：、—双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；

、—双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角；

、—双曲面齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径

令，则。由于，所以，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。

单级主减速器由壹对锥齿轮传动，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≤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≤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俩种。

（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俩圆锥滚子轴承的大端向外，以减少悬臂长度，增加支承距，提高支承刚度；为了尽可能地增加支承刚度，支承距应大于2.5倍的悬臂长度，且应比齿轮节圆直径的70％仍大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另壹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吨之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，俩轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸。但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在俩轴承上，且让出位置来加强连接突缘的刚度，应尽量使尺寸等于或大于尺寸。

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，辅助支承和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和计算

1、主减速比的确定：

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的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时值应按下式来确定：

（2-4）

式中：—车轮的滚动半径，m；

—最大功率时的发动机转速，r／min；

—汽车的最高车速，km／h；

—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，主减速比壹般应选得比按式(2-4)求得的要大10％～25％，即按下式选择：

（2-5）

式中：—分动器或加力器的高档传动比；

—轮边减速器传动比。

按式(2-4)或式(2-5)求得的值应和同类汽车的主减速比相比较，且考虑到主、从动主减速齿轮可能有的齿数，对值予以校正且最后确定下来。

本设计范例中，、和都为1，根据第四章中采用式（2-4）最小传动比计算结果＝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。(＝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俩种情况下作用

于主减速器从动齿轮上的转矩（）的较小者，作为载货汽车和越野汽车的计算载荷，即：（2-6）

（2-7）

式中：—发动机最大转矩（N.m）；

—由发动机到主减速器从动齿轮间的传动系最低档传动比；

—传动系的传动效率（通常取=0.9）；

—超载系数，对于壹般的货车和客车取=1；

—驱动桥数目；

—满载时驱动桥上的静载荷（汽车最大总质量×轴荷分配）；

—轮胎和路面的附着系数，对于安装壹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；

—最大加速时后轴负荷转移系数，壹般乘用车为1.2～1.4，

货车为1.1～1.2；

—车轮滚动半径；

—主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率（通常取0.95）；

—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：

（2-8）

式中：—汽车满载总重（N）；

—道路滚动阻力系数，壹般轿车取0.010～0.015，货车取0.015～

0.020，越野车取0.020～0.035；

—平均爬坡能力系数，壹般轿车取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；

—汽车性能系数：

（2-9）

（当≥16时，取=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和传动效率（对于螺旋锥齿轮=0.95；对于双曲面齿轮，当＞6时，=0.85，当＜6时，=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：≈3870N.m（==6×5.12=30.72，=1,=1,=0.9）；

≈6562N.m（=N.m，=0.85，=1.1，=0.95,=1）；

取=3870N.m作为计算载荷。

主动锥齿轮：=≈839.8N.m（=0.9）。

（2）齿轮疲劳寿命计算时，齿轮计算载荷为：

≈760N.m（=0.015,=0.05,=0

(因为=0.195*3000*9.8/140=40.95所以取=0)；

主动锥齿轮：≈165N.m。（=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、从动锥齿轮齿数和、从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、齿面宽、双曲面齿轮副的偏移距、中点螺旋角、法向压力角等。

1）齿数的选择