转向驱动桥主减速器设计_需要修改

8 转向驱动桥主减速器设计

8.1 主减速器的结构形式

8.1.1 确定主减速器传动比0i

在汽车总体设计时，就可以确定主减速比0i 、载荷和最小离地间隙。主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。本设计中，主传动比是已知确定的，其值111.40 i 。

8.1.2 确定主减速器型式

主减速器的结构形式较多，有单级、双级、双速、轮边减速器等。单级主减速器具有简单简单，质量小，容易制造，结构紧凑，成本低和效率高等优点，广泛应用于传动比小于7的中、小型汽车上。由已知，0i =4.44＜7，故而采用单级主减速器。如图8.1所示。

图8.1 中央单级主减速器

8.1.3 主减速器的齿轮类型

主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，准双曲面齿轮，圆柱齿轮等形式。准双曲面齿轮的小轮轴线相对于大轮轴线不相交也不平行，有下偏移和上偏移两种。这种结构可以使整车质心降低，提高了行车的稳定性。在工作中，准双曲面齿轮运转更加平稳，噪声较低，承裁能力高，其广泛应用于乘用车、轻型货车上。

所以，本设计选用准双曲面齿轮传动。

1—螺母; 2—后桥凸缘; 3—油封; 4—前轴承; 5—主动锥齿轮调整垫片;

6—隔套; 7—垫片; 8—位置调整垫片; 9—后轴承;10—主动锥齿轮

图8..2 主动锥齿轮及调整装置零件图

8.1.4 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式

图8.3 主动锥齿轮悬臂式支承图8.4 主动锥齿轮跨置式

图8.5 从动锥齿轮支撑形式

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。乘用车常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式，跨置式支承较悬臂式承载能力可提高10%左右（如图示），但结构较复杂，所以本设计采用悬臂式支承结构（如图2-3

示）。

从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2-5示）。两轴承的圆锥滚子大端相向朝内，以减小尺寸c+d 。为均匀分配载荷，一般c 等于或大于d 。

8.2主减速器的基本参数选择与设计计算

8.2.1主减速器计算载荷的确定

1.按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩ce T 从动锥齿轮计算转矩ce T

n

i i ki T K T f e d ce η

01max =

（2-2）

式中：

ce T —计算转矩，m N ⋅； max e T —发动机最大转矩，

max e T =210m N ⋅

n —计算驱动桥数目，n =1； f i —变速器传动比，f i

=1；

0i —主减速器传动比，0i =4.444； η—变速器传动效率，取η=0.9； k —液力变矩器变矩系数，k =1；

d K —猛接离合器而产生的动载系数，d K =1； 1i —变速器最低挡传动比，1i =3.545； 代入式（2-1），有： c

e T =2754.39m N ⋅

2.按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cs T

m m r i r G m T cs ⋅=ηϕ/2'

2 （2-3）

式中：

2G —汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，前桥所承的负荷2G =N 5.98248.92/2005=⨯；

ϕ—轮胎对地面的附着系数，在安装一般轮胎的汽车在良好的混凝土或沥青

路上，取0.85，对于安装防测滑轮胎的乘用车可取1.25，对于越野车一般取1.0，取ϕ=0.85；

r r —车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为205/55 R16，则车轮滚动半径为0.31595m ；

m '2——汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车m '

2=1.2〜1.4，取1.3；

m η—主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率，m η=0.95； m i —主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动比，m i =1； 可得：

m m r cs i r G m T ⋅=ηϕ/2'

2=1

95.03159.085.03.15.9824⨯⨯⨯⨯=3609.93m N ⋅

3.对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cf T

n

i r F T m m r

t cf η=

式中：

t F —汽车日常行驶平均牵引力，

j w i f t F F F F F +++=，等号后分别为滚动阻

力，坡度阻力，空气阻力，加速阻力，日常行驶忽略坡度阻力和加速阻力

N A C f G F F F a D a w f t 43.109615

.212

=⋅+⋅=+=μ

其中：

a G —整车重力，N G a 8.92005⨯=；

f —滚动阻力系数，计算时轿车取R f =0.010～0.015，载货汽车取0.015～0.020，越野汽车取0.020～0.035，取f =0.025；

D C —空气助力系数，D C ＝0.8；A 迎风面积，25.2mm A =；a μ—日常平均行驶车速，h km a /80=μ。 可得：

m N n

i r F T m m r

t cf ⋅==

36.346η 故：计算锥齿轮最大应力时，计算转矩[]m N T T T cs ce c ⋅==39.2754,min 主减速器主动齿轮的平均计算转矩为)(m N T z ⋅为： 按最大应力计算：

m N i T T G

c z ⋅=⨯=

=

45.7449

.0111.4391

.27540η

按疲劳寿命计算：

m N i T T G

cf z ⋅=⨯=

=

61.939

.0111.436

.3460η

8.2.2 主减速器基本参数的选择

主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数1z 和2z 、从动锥齿轮大端

分度圆直径2D 、端面模数t m 、主从动锥齿轮齿面宽1b 和2b 、中点螺旋角β、法

向压力角α等。

主、从动锥齿轮齿数1z 和2z

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：

1）为了磨合均匀，主、从动齿轮的1z 和2z 之间应避免有公约数。