雙級主減速器

摘要汽車主減速器是驅動橋最重要的組成部分， 其功用是將萬向傳動裝置傳來的 發(fā)動機轉矩傳遞給驅動車輪，是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件。 對發(fā)動機縱置的汽車來說， 主減速器還有改變動力傳輸方向的作用。 與國外相比， 我國的車用減速器開發(fā)設計不論在技術上、 制造工藝上， 還是在成本控制上都存 在不小的差距，尤其是齒輪制造技術缺乏獨立開發(fā)與創(chuàng)新能力，技術手段落后。 目前比較突出的問題是，行業(yè)整體新產品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低， 企業(yè)管理方式較為粗放， 相當比例的產品仍為中低檔次， 缺乏有國際影響力的產 品品牌， 行業(yè)整體散亂情況依然嚴重。 本課題設計的是中型客車雙級減速器， 它 由兩對齒輪副組成， i 0 較大，可以增大離地間隙，提高了汽車的通過性，本文首 先確定主要部件的結構型式和主要設計參數； 然后參考類似驅動橋的結構， 確定 出總體設計方案； 最后對主， 從動錐齒輪的強度進行校核以及對支承軸承進行了 壽命校核。 本文采用雙曲面錐齒輪作為中型客車的主減速器， 希望這能作為一個 課題繼續(xù)研究下去?？傮w來說，車用減速器發(fā)展趨勢和特點是向著六高、二低、二化方向發(fā)展， 即高承載能力、 高齒面硬度、 高精度、高速度、高可靠性、 高傳動效率，低噪聲、 低成本，標準化、多樣化。關鍵字： 中型客車 驅動橋 雙級減速橋 雙曲面錐齒輪I汽車驅動橋雙級主減速器設計AbstractThe automobile main gear box is the driving axle most important constituent, its fun cti on is the motor torque which tran smits the rotary tran smissi on device tran smits for actuates the wheel, is in the automobile power tran smissi on reduces the rotati onal speed, to in crease the torque the major comp onent. The automobile which vertical sets to the engine, the main gear box also has the cha nge power tran smissi on direct ion function. With overseas compares, our country's Che Yong reduction gear developme nt desig n, no matter tech ni cally, in fabricati on tech no logy has not the small disparity in the cost control, particularly the gear technique of manufacture lacks the in depe ndent developme nt andinno vati on ability, the tech no logical means is backward. At prese nt the quite prominent questi on is, professi on whole new product development ability is weak, the craft innovation and the managementlevel are low, the bus in ess man ageme nt way is more exte nsive, perspective's product still for the low scale, deficie nt had the intern atio nal in flue nce product brand, the professi on whole scattered in disorder situation is still serious. This topic is designed two-stage reducer medium-sized passenger car, which formed by the two pairs of gears, i0 greater ground cleara nce can be in creased to improve the car's pass ing ability, this paper identify the main components of the structure type and the main design parameters ; and then refer to a similar drive axle of the structure, determine the overall desig n scheme; Fin ally, the driv ing and drive n bevel gears and check the stre ngth of the life of the support ing beari ngs checked. In this paper, double-curved bevel gear reducer asthe main medium-sized passe nger car,hop ing that this will be pursued as a topic.Gen erally speak ing, thevehicle is turns toward six high, two low, two directi ons with the reduction gear trend of development and the characteristic to develop, n amely high beari ng capacity, high tooth face degree of hard ness, high accuracyhigh velocity, redundant reliability, high transmission efficiency, low noise, low cost, sta ndardizati on, diversificati on.Keywords: two-stage medium-sized passe ngercar axle hypoid bevel gear reducer BridgeII汽車驅動橋雙級主減速器設計目錄摘要 IAbstractn第一章緒論一.31.1 引言 31.2國內汽車驅動橋主減速器發(fā)展現狀 31.3本設計基本參數 5第二章 雙級主減速器結構方案分析 62.1雙級主減速器的齒輪類型 62.1.1 螺旋錐齒輪傳動 72.1.2 雙曲面齒輪傳動 82.1.3 圓柱齒輪傳動102.1.4蝸桿傳動 1.12.2主減速器的減速形式121 tt HI M MIM Bl !2.2.1雙級主減速器的目的 12 .2.2.2雙級主減速器傳動形式 122.2.3雙級主減速器布置形式 13.2.2.4雙級主減速器的結構 15第三章 雙級主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 17.3.1主動錐齒輪的支承 . .1.7.3.2從動錐齒輪的支承1.8.3.3關于軸承的預緊19.第四章 雙級主減速器齒輪載荷計算 20.4.1主減速比io的確定 204.2轉矩Tee的計算204.3轉矩Tes計算 214.4平均轉矩 Tef計算 224.5轉矩Tz計算22.第五章 主減速器齒輪基本參數的選擇 245.1第一級雙曲面錐齒輪主要參數選擇 .245.1 . 1從動齒輪大端分度圓直徑 D2和端面模數m245.1 . 2主，從動錐齒輪齒面寬b1和b2 245.1 . 3雙曲面齒輪副偏移距 E255.1 . 4中點螺旋角B255.1 . 5齒輪法向壓力角的選擇 255.1 . 6銑刀盤名義直徑2rd的選擇 255.1 . 7主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算265.2主減速器第一級雙曲面齒輪的強度計算 275.2 . 1單位齒長上的圓周力 275.2 . 2輪齒的彎曲強度計算 285.2 . 3輪齒接觸強度計算 295.2 . 4主減速器的潤滑 29 5.3第二級斜圓柱齒輪設計計算 30 .5.3 . 1選定精度等級、材料、齒輪及螺旋角 305.3 . 2按齒輪接觸強度設計 305.3 . 3按齒面彎曲強度設計 325.3 . 4幾何尺寸計算335.3 . 5第二級齒輪彎曲疲勞強度的校核34.第六章軸承的設計及校核356.1第一級齒輪軸承的計算 . . . 一. . 3.5.6.1 . 1雙曲面錐齒輪齒面上的作用力 356.1 . 2雙曲面錐齒輪軸承載荷 366.2雙曲面軸承型號的校核.38.第七章軸的設計及校核一417.1主減速器第二級減速斜齒圓柱齒輪載荷41.7.1 . 1第二級減速斜齒圓柱齒輪傳動的圓周力 417.1 . 2第二級減速斜齒圓柱齒輪傳動的軸向力 417.1 . 3第二級減速斜齒圓柱齒輪傳動的徑向力 417.2主減速器中間軸校核417.3主減速器主動錐齒輪軸校核 42.第八章 鍵的設計與校核一 448.1主動錐齒輪花鍵的設計 44.第九章總結與致謝47第一章緒論1.1引言本課題是設計汽車驅動橋雙級主減速器， 故本說明書將以“驅動橋雙級主減 速器設計”內容對驅動橋以及雙級主減速器的結構型式與設計計算作一一介紹。汽車驅動橋是汽車的重大總成，承載著汽車的滿載簧荷重及地面經車輪、車 架及承載式車身經懸架給予的鉛垂力、 縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷； 驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩， 橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅動橋結 構型式和設計參數除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。汽車主減速器是驅動橋最重要的組成部分， 故稱之為主減速器是由于它的減 速比是傳動系統(tǒng)中最大的，起到主要的降速增距作用，其功用是將萬向傳動裝置 傳來的發(fā)動機轉矩傳遞給驅動車輪，是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要 部件。對發(fā)動機縱置的汽車來說，主減速器還有改變動力傳輸方向的作用。 汽車 正常行駛時，發(fā)動機的轉速通常在20003000r/min左右，這樣高的轉速直接傳 到驅動輪上，汽車將達到幾百公里的時速，如果將這么高的轉速只靠變速箱來降 低下來，那么變速箱內齒輪副的傳動比則需要很大，齒輪的半徑也相應加大，也就是說變速箱的尺寸會加大。另外，轉速下降，扭矩必然增加，也加大了變速箱 與變速箱后一級傳動機構的傳動負荷。 所以，在動力向左右驅動輪分流的差速器 之前設置一個主減速器，可以使主減速器前面的傳動部件，如變速箱、分動器、 萬向傳動裝置等傳遞的扭矩減小，同時也減小了變速箱的尺寸和質量， 而且操控 靈敏省力。根據汽車分類標準(GB/3730.1-2001 )，車輛分為商用車和乘用車， 車輛總質量13T的商用車為重型汽車。對一些載質量較大的載貨汽車和公共汽 車來說，根據發(fā)動機特性和使用條件，要求主減速器具有較大的傳動比時， 需要 用兩組減速齒輪實現兩次減速增扭的雙級主減速器。1.2國內汽車驅動橋主減速器發(fā)展現狀目前我國正在大力發(fā)展汽車產業(yè)，尤其是中國加入 WTO以后，中國的汽車工 業(yè)迎來了新的機遇和挑戰(zhàn)，汽車工業(yè)將發(fā)生深刻的改變，中國汽車也將從封閉走 向開放，國外一些先進的汽車理念，也將會源源不段的輸入到中國汽車行業(yè)中來， 中國汽車工業(yè)逐漸成為世界汽車整體市場的一個重要組成部分。汽車工業(yè)的發(fā)展帶動了零部件及相關產業(yè)的發(fā)展，作為汽車關鍵零部件之一的車橋系統(tǒng)也得到相應的發(fā)展，各生產廠家基本上形成了專業(yè)化、系列化、批量化生產的局面。國際 間的技術合作交流，還有激烈的市場競爭不僅使得車橋的整體質量提高了，還使得各專業(yè)生產廠家增加車橋其附件的技術含量，所以，車橋系統(tǒng)中的減速器也隨著整車的發(fā)展不斷成長和成熟起來。隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展和國家環(huán)保法規(guī)的完善， 環(huán)保、舒適、快捷成為客車和貨車市場的主旋律。 對整車主要總成之一的驅動橋 而言，小速比、大扭矩、傳動效率高、成本低逐漸成為客車和貨車主減速器技術 的發(fā)展趨勢。產品上，國內卡車市場用戶主要以承載能力強、 齒輪疲勞壽命高、結構先進、 易維護等特點的產品為首選。目前己開發(fā)的產品，如作為陜汽重卡黃金產業(yè)鏈的 重要一環(huán)，漢德車橋是國內最大的斯太爾橋生產基地，也是國內主要的重型車橋生產企業(yè)之一。自20世紀80年代獨 家引進奧地利斯太爾橋生產技術以來，漢 德車橋緊跟行業(yè)發(fā)展步伐，2004年與德國MAN公司開展技術合作的485單級減 速驅動橋，一汽集團和東風公司的 13噸級系列車橋為代表的主減速器技術，都 是在有效吸收國外同類產品新技術的基礎上，針對國內市場需求開發(fā)出來的高性能、高可靠性、高品質的車橋產品。這些產品基本代表了國內車用減速器發(fā)展的 方向。通過整合和平臺化開發(fā)，目前國內市場形成了457、460、480、500等眾多成型穩(wěn)定產品，并被用戶廣泛認可和使用。設計開發(fā)上，CAD CAE CAM等計算機應用技術，以及 AUTO CADUG SolidWorks、PR/E等設計軟件先后應用于 主減速器的結構設計和齒輪加工中，有限元分析、數模建立、虛擬試驗分析等也 被采用;齒輪設計也初步實現了計算機編程的電算化。新一代減速器設計開發(fā)的 突出特點是：不僅在產品性能參數上進一步進設計上完全遵從模塊化設計原則， 產品配套實現車型的平臺化， 造型和結構更加合理，更宜于組織批量生產，更適 應現代工業(yè)不斷發(fā)展，更能應對頻繁的車型換代和產品系列化的特點，這些都對 基礎件產品提出愈來愈高的配套要求，需要在產品設計上不斷地進行二次開發(fā)和 持續(xù)改進，以滿足快速多變的市場需求。與國外相比，我國的車用減速器開發(fā)設計不論在技術上、 制造工藝上，還是 在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齒輪制造技術缺乏獨立開發(fā)與創(chuàng)新能 力，技術手段落后（國外己實現計算機編程化、電算化）。目前比較突出的問題是， 行業(yè)整體新產品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放， 相當比例的產品仍為中低檔次，缺乏有國際影響力的產品品牌，行業(yè)整體散亂情 況依然嚴重。這需要我們加快技術創(chuàng)新、技術進步的步伐，提高管理水平，加快 與國際先進水平接軌，開發(fā)設計適應中國國情的高檔車用減速器總成，由仿制到創(chuàng)新，早日縮小并消除與世界先進水平的差距。近幾年來，國內汽車生產廠家，如重汽集團、福田汽車、江淮汽車等通過與國外卡車巨頭，如沃爾沃、通用、五 十鈴、現代、奔馳、雷諾等進行合資合作，在車橋減速器的開發(fā)上取得了顯著的 進步。目前，上汽集團、東風、一汽、北汽等各大汽車集團也正在開展合作項目， 希望早日實與世界先進技術的接軌，爭取設計開發(fā)的新突破。總體來說，車用減速器發(fā)展趨勢和特點是向著六高、二低、二化方向發(fā)展， 即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高傳動效率，低噪聲、 低成本，標準化、多樣化，計算機技術、信息技術、自動化技術廣泛應用。從發(fā) 動機的大馬力、低轉速的發(fā)展趨勢以及商用車的最高車速的提升來看，公路用車橋減速器應該向小速比方向發(fā)展：在最大輸出扭矩相同時齒輪的使用壽命要求更 高（齒輪疲勞壽命平均可達50萬次以上）;在額定軸荷相同時，車橋的超載能力更 強；主減速器齒輪使用壽命更長、噪音更低、強度更大，潤滑密封性能更好；整體 剛性好，速比范圍寬。1.3本設計基本參數設計的車型：中型客車 參考車型：哈爾濱牌 HKC6978AH中型團體客車外型尺寸（長 漢寬漢高）：9680沢2480漢3000 后輪距：1800mm總質量：G = 11648kg滿載時后橋總質量：6989kg ,2 = 68492.2 N=118 kwnp = 3000 r/minTemax = 431 N2 mVamax = 79.7 km/h ig = 7.31=10= 6.949.00-20rr = 0.489(m)軸荷分配系數：后橋0.6 發(fā)動機標注額定功率：發(fā)動機最高轉速：發(fā)動機最大轉矩：最高車速：變速器前進檔最大速比： 驅動橋數目：n主減速比：i輪胎類型與規(guī)格：子午線胎 車輪滾動半徑：第二章雙級主減速器結構方案分析主減速器是汽車傳動系中減小轉速、 增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少 的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪 傳動以改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有 一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速 器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩 減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力。驅動橋中主減速器設計應滿足如下基本要求：a）所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經濟性。b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪 音小。c）在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構與動協調。d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。e）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。2.1雙級主減速器的齒輪類型主減速器的結構形式主要是根據齒輪類型、減速形式的不同而不同。按齒輪副結構型式分，主減速器的齒輪傳動主要有螺旋錐齒輪式傳動、雙曲 面齒輪式傳動、圓柱齒輪式傳動（又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉式齒 輪傳動即行星齒輪式傳動）和蝸桿蝸輪式傳動等形式。7汽車驅動橋雙級主減速器設計2.1.1螺旋錐齒輪傳動圖2.1 1螺旋錐齒輪傳動螺旋錐齒輪傳動（圖2.1-1）的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合， 所以它工作平穩(wěn)、能承受較大 的負荷、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍 有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副 的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。為了減少驅 動橋的外輪廓尺寸，主減速器中基本不用直齒圓錐齒輪而采用螺旋錐齒輪。因為螺旋錐齒輪不發(fā)生根切（齒輪加工中產生輪齒根部切薄現象， 致使齒輪強度大大 降低）的最小齒數比直齒輪的最小齒數少，使得螺旋錐齒輪在同樣的傳動比下主 減速器結構較緊湊。8汽車驅動橋雙級主減速器設計9汽車驅動橋雙級主減速器設計2.1.2雙曲面齒輪傳動圖2.1 2雙曲面齒輪傳動#汽車驅動橋雙級主減速器設計#汽車驅動橋雙級主減速器設計雙曲面齒輪傳動（圖2.1 2a）的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離E,此距離稱為偏移距。由于偏移距E的存在，使主動齒輪螺旋角'i大于從動齒輪螺旋角12 （圖54）。根據嚙 合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比(2-1)Ficos 細F2 cos 1'2圖2.1 2b雙曲面齒輪副受力情況式中,F 1> F2分別為主、從動齒輪的圓周力；B 1、B 2分別為主、從動齒輪的螺旋 角。螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開圖上的齒線任意一點 A的切線TT與該點 和節(jié)錐頂點連線之間的夾角。在齒面寬中點 處的螺旋角稱為中點螺旋角 (圖 2.1 2b)。通常不特殊說明，則螺旋角系指中點螺旋角。雙曲面齒輪傳動比為0s(2-2)F2r2r2 cos l'2F1 r1r1 cos | 式中，i0s為雙曲面齒輪傳動比；r,、r2分別為主、從動齒輪平均分度圓半徑。 螺旋錐齒輪傳動比i0L為ioL = (2-3)ri令K =cos %s生，則ios=Ki°L。由于B i>4，所以系數K>1, 一般為1.251.50。這說明：(1) 當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時， 雙曲面齒輪傳動有更大的傳動 比。(2) 當傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的螺旋錐 齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。(3) 當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪直徑比相應的螺 旋錐齒輪為小，因而有較大的離地間隙。另外，雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下優(yōu)點：(1) 在工作過程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側向滑動， 而且還 有沿齒長方向的縱向滑動。縱向滑動可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運 轉平穩(wěn)性。(2) 由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的 二大于從動齒輪的 訂， 這樣同時嚙合的齒數較多，重合度較大，不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的 彎曲強度提高約30%。(3) 雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當 量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪為大，其結果使齒面的接觸強度提高。(4) 雙曲面主動齒輪的變'-1大，則不產生根切的最小齒數可減少，故可選 用較少的齒數，有利于增加傳動比。(5) 雙曲面齒輪傳動的主動齒輪較大， 加工時所需刀盤刀頂距較大，因而切 削刃壽命較長。(6) 雙曲面主動齒輪軸布置在從動齒輪中心上方， 便于實現多軸驅動橋的貫 通，增大傳動軸的離地高度。布置在從動齒輪中心下方可降低萬向傳動軸的高度， 有利于降低轎車車身高度，并可減小車身地板中部凸起通道的高度。但是，雙曲面齒輪傳動也存在如下缺點：(1) 沿齒長的縱向滑動會使摩擦損失增加，降低傳動效率。雙曲面齒輪副傳 動效率約為96%，螺旋錐齒輪副的傳動效率約為 99%。(2) 齒面間大的壓力和摩擦功，可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠 合能力較低。(3) 雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。(4) 雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑 油，螺旋錐齒輪傳動用普通潤滑油即可。由于雙曲面齒輪具有一系列的優(yōu)點，因而它比螺旋錐齒輪應用更廣泛。一般情況下，當要求傳動比大于4.5而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪 傳動更合理。這是因為如果保持主動齒輪軸徑不變， 則雙曲面從動齒輪直徑比螺 旋錐齒輪小。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對螺旋錐齒輪主動齒輪顯得 過大，占據了過多空間，從而減小離地間隙，影響汽車的通過性，這時可選用螺 旋錐齒輪傳動，因為后者具有較大的差速器可利用空間。對于中等傳動比，兩種齒傳動均可米用。2.1.3圓柱齒輪傳動圓柱齒輪傳動(圖2.1 3a) 一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置 前驅動的轎車驅動橋(圖2.1 3b)和雙級主減速器貫通式驅動橋。圖2.1 3b發(fā)動機橫置且前置前驅動轎車驅動橋2.1.4蝸桿傳動蝸桿傳動（圖2.1 4）傳動與錐齒輪傳動相比有如下優(yōu)點：io = 6 14) o1）在輪廓尺寸和結構質量較小的情況下，可得到較大的傳動比（2）在任何轉速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲。3）便于汽車的總布置及貫通式多橋驅動的布置。4）能傳遞大的載荷，使用壽命長。5）結構簡單，拆裝方便，調整容易。但是由于蝸輪齒圈要求用高質量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低（n v0.96）。齒圈要求用高質量錫青銅制造，成本高。蝸桿傳動主要用于生產批量不大的個別重型多橋驅動汽車和具有高轉速發(fā) 動機的大客車上。2.2主減速器的減速形式主減速器的減速形式可分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單雙級貫通、 單雙級減速配以輪邊減速等，本課題主要是分析雙級主減速器的減速形式。2.2.1雙級主減速器的目的對一些載質量較大的載貨汽車和公共汽車，越野車來說，根據發(fā)動機特性和使用條件，要求主減速器具有較大的傳動比，由一對錐形齒輪構成的單級主減速 器已不能保證足夠的離地間隙，這時則需要用兩對減速齒輪降速增矩的雙級主減 速器。2.2.2雙級主減速器傳動形式整體式雙級主減速器主要有三種結構方案：a）第一級螺旋齒輪或雙曲面齒輪、第二級圓柱齒輪 （圖2.2 2a）a)圖 22 2ab）第一級行星齒輪、第二級螺旋或雙曲面齒輪（圖2.2 2b）c）第一級圓柱、第二級螺旋或雙曲面齒輪（圖2.2 2c）c)圖 2.2 2c2.2.3雙級主減速器布置形式a）縱向水平布置：使總成的垂向輪廓尺寸減小，從而降低汽車的質心高度，但 使縱向尺寸增加，用在長軸距汽車上可適當減小傳動軸長度，但不利于短軸距汽 車的總布置，會使傳動軸過短，導致萬向傳動軸夾角加大（圖2.2 3a）。nfc-i16汽車驅動橋雙級主減速器設計不利b）垂向布置：使驅動橋縱向尺寸減小，可減小萬向傳動軸夾角，但由于主減速 器殼固定在橋殼的上方，不僅使垂向輪廓尺寸增大，而且降低了橋殼剛度， 于齒輪工作。這種布置可便于貫通式驅動橋的布置。（圖22 3b）#汽車驅動橋雙級主減速器設計#汽車驅動橋雙級主減速器設計c ）斜向布置：有利傳動軸布置和提高橋殼剛度（圖2.2 3c）#汽車驅動橋雙級主減速器設計224雙級主減速器的結構圖2.2 4所示的雙級主減速器仿真圖。第一級為錐齒輪傳動，第二級為圓柱斜 齒輪傳動。第一級從動錐齒輪16加熱后套在中間軸14的凸緣上并用鉚釘鉚緊。 第二級主動圓柱齒輪與中間軸制成一體。 中間軸兩端通過錐形軸承支承在主減速 器殼上，由于其右端靠近從動錐齒輪受力大，故該端的軸承大于左端的軸承。圓柱從動齒輪夾在兩半差速器殼之間，用螺栓與差速器殼緊固在一起。圖2.2 4雙級主減速器仿真圖1-第二級從動齒輪；2-差速器殼；3-調整螺母；4、15-軸承蓋；5-第二級主動齒 輪；& 7、8、13-調整墊片；9-第一級主動錐齒輪軸；10-軸承座；11-第一級主動錐 齒輪；12-主減速器殼；14-中間軸；16-第一級從動錐齒輪；17-后蓋 雙級主減速器主要有如下結構特點:(1) 第一級為圓錐齒輪傳動，其調整裝置與單級主減速器類同。(2) 第二級為圓柱齒輪傳動。圓柱齒輪多采用斜齒或人字齒，傳力干穩(wěn)。人字齒 輪傳動消除斜齒輪產生軸向力的缺點。(3) 由于雙級減速，減小了從動錐齒輪的尺寸，其背面一般不需要止推裝置。(4) 主動錐齒輪后方的空間小，常為懸臂式支承。(5) 因有中間軸，故多了一套調整裝置。但第二級圓柱齒輪的軸向移動只能調整 齒的嚙合長度，使嚙合副互相對正，不能調整嚙合印痕和間隙。(6) 雙級主減速器的減速比為兩對齒輪副減速比的乘積。設第一級的減速比為i 第二級的減速比為i02，則雙級主減速器的總傳動比i。= ioi . i02。主減速器也需要調整，調整方法參考東風EQ1090E主減速器的調整，第一級主動 錐齒輪軸承預緊度用軸肩前面調整墊片 8調整；軸向位置用調整墊片7移動軸承 座10來調整；中間軸軸承預緊度及從動錐齒輪的軸向位置利用軸兩端軸承蓋處 的墊片6和13調整；墊片厚度增減-調整預緊度；墊片等量地從一邊調到另一 邊-調整從動錐齒輪的軸向位置。由于一般中重型載貨汽車和大型客車， 越野車需要較大的傳動比，增大離地 間隙，提高汽車通過性，所以本設計采用縱向水平布置的第一級螺旋齒輪、 第二 級圓柱齒輪的雙級主減速器。18汽車驅動橋雙級主減速器設計第三章 雙級主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況， 才能使它們很好地 工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量、裝配調整及軸承、主減速器殼 體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。3.1主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。懸臂式支承結構（圖3.1 a）的特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度倪和增加兩支承間的距離b,以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外， 使作用在齒輪上離開錐頂的軸 向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。 為了盡可能地增 加支承剛度，支承距離b應大于2.5倍的懸臂長度a,且應比齒輪節(jié)圓直徑的70% 還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸 a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸 承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。 靠近齒輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子 軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關以外，還與軸承與軸及 軸承與座孔之間的配合緊度有關。懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉矩較小的轎車、輕型貨車 的單級主減速器及許多雙級主減速器中。圖 3.1 a跨置式支承結構（圖3.1 b）的特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承， 這樣 可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載 能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸 承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動 軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸 承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。另外，因主、 從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布 置不下或使齒輪拆裝困難?？缰檬街С兄械膶蜉S承都為圓柱滾子軸承，并且內外圈可以分離或根本不帶內圈。 它僅承受徑向力，尺寸根據布置位置而定，是易 損壞的一個軸承。a b圖 3.1 b在本設計中，由于載荷量超過 2噸，故采用跨置式3.2從動錐齒輪的支承從動錐齒輪的支承（圖3.2 1），其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離 及軸承之間的分布比例有關。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承 剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的 70%。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應盡 量使尺寸c等于或大于尺寸do 、i F1圖 3.2 1在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支承 （圖3.2 2a）。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應保證偏移量達到允許 極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖3.2 2b所示a)b)圖3.2 2a從動錐齒輪輔助支承圖3.2 2b主、從動錐齒輪的許用偏移量3.3關于軸承的預緊（一）目的：（1）加強剛度（2）消除安裝出現的軸向間隙及磨合期間隙增大，預緊力用摩擦力矩來 衡量13N?m（二）錐齒輪嚙合的調整檢驗：齒面接觸區(qū)、噪聲、齒輪大端齒側間隙（0.10.35mn）（三）潤滑加油孔放油孔通氣塞第四章雙級主減速器齒輪載荷計算主減速比io、驅動橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設計的原始數據，應在汽車總體設計時就確定。汽車主減速器錐齒輪的切齒法有格里森和奧里康兩 種方法，我們按照格里森齒制錐齒輪計算載荷。4.1主減速比io的確定主減速比對主減速器的結構型式、 輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔 位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。i o的選擇應在汽車總體設計時和 傳動系的總傳動比i 一起由整車動力計算來確定。可利用在不同io下的功率平衡 來研究i o對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹 配的方法來選擇io值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā) 動機最大功率Pamax及其轉速"p的情況下，所選擇的i。值應能保證這些汽車有盡 可能高的最高車速Vamax。這時i 0值應按下式來確定：io=o.377V am ax I gh(4-1 )22汽車驅動橋雙級主減速器設計式中Pr 車輪的滾動半徑，rr = 0.527migh變速器量高檔傳動比，igh = 1根據所選定的主減速比io值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙 級等以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。(4-2)把 nn= 3000r/n， Vamax = 79.7km/h， rr = 0.489m, i gh = 1，代入計算出0.489 X 3000i o= 0.377= 6.9479 .71由于主傳動比較大，又要保證合適的離地間隙，因此采用雙級主減速器4.2轉矩Tce的計算按發(fā)動機最大轉矩和傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩TceKdTemax Sfi。#汽車驅動橋雙級主減速器設計(4-3)式中：Kd 由于結合離合器而產生沖擊載荷時的超載系數，對于一般的載貨23汽車驅動橋雙級主減速器設計Kd = 1.0 ,汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取 當性能系數fp>0時可取Kd = 2.0 ;、，mag當 0.195 - >16T emax、“mag當 0.19516T emax(4-4)1m ag I16 - 0.195 I 100 IT emax 丿fp0ma 汽車滿載時的總質量在此取11648Kg ;十、,11648 X9 8所以 0.195 = 51.65 > 164311二fp =16 - 51.65= -0.36 V 0 即 Kd = 1.0100Temax發(fā)動機的輸出的最大轉矩，431 N m ；K液力變矩器變矩系數，K = 1 ;J 變速器一檔傳動比，h = 7.31 ;if分動器傳動比；if = 1i。一一主減速器傳動比，i。= 6.94 ;發(fā)動機到主減速器從動錐齒輪之間的傳動效率，在此取0.9 ;n該汽車的驅動橋數目在此取 1;由以上各參數可求TceTce14317.316.940.9=19678.71 N24汽車驅動橋雙級主減速器設計#汽車驅動橋雙級主減速器設計4.3轉矩Tcs計算按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩TcsCSG?m2m(4-5)式中 G2 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，預設后橋所承載68492.2N的負荷；m2汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數，對于貨車：m2 : 1.11.2；一一輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用車，取二0.85 ；rr 車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為子午線胎9.00-20，滾動半徑為 0.489m；LB ，i LB分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，lb 取0.92，Ilb為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，取3.1331.68492.21 .1870.850.489Tcs =11723.88 N m0.923.1334.4平均轉矩Tcf計算按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒的TcfF rTcf=J(4-6)im mn式中Ft為日常汽車行駛平均牽引力，Ft二Ttgigi°n t/rr，汽車理論P3；rr 車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為子午線胎9.00-20，滾動半徑為 0.489m；im 主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，取3.133 ;m為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率，取92%n該汽車的驅動橋數目在此取1;12791 .960.489Tcf = 2170.19 N m3.1330.9214.5轉矩Tz計算按其計算最大應力與同類汽車相比較，可以作為選擇齒輪主要參數的依據。當計算錐齒輪最大應力時，計算轉矩 Tc取前面兩種計算中的較小值，即Tc= min：,%$ = 11723.88 N m ;(4-7 )主動錐齒輪的計算轉矩為26汽車驅動橋雙級主減速器設計27汽車驅動橋雙級主減速器設計TzTcG(4-8)11723.88=1987.44 N m6.9485 %式中，Tz 主動錐齒輪的計算轉矩;io主傳動比，為6.94 ；G 主、從動錐齒輪間的傳動效率，雙曲面齒輪取85%#汽車驅動橋雙級主減速器設計第五章主減速器齒輪基本參數的選擇對于普通的雙級主減速器來說，由于第一級的減速比i 01比第二級的i 02小些(通常i 02/i 01常1.42.0 ),這時第一級主動錐齒輪的齒數乙可選的較大，約在515范圍內。第二級圓柱齒輪傳動的齒數和可選在68± 10的范圍內。在本設計中，第一級主動錐齒輪齒數Z1 = 14，從動錐齒輪齒數 Z2= 31,傳動比為im =Z1/Z2 = 2.21428 ;第二級的傳動比為3.1333，主動圓柱齒輪齒數 乙=15，從動圓柱齒輪齒數Z2= 47 05.1第一級雙曲面錐齒輪主要參數選擇5.1 . 1從動齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數md2可根據經驗公式初選，即D 2 = K D23、Tc(5-1 )且 mt = d2/ Z2 m=Km3Tc(5-2)KD2直徑系數，一般取13.016.0Tc從動錐齒輪的計算轉矩，N m，為Tce和Tcs中的較小者Km 模數系數，取0.30.4，選0.4所以 D2 =( 13.0 16.0 )11723.88=(295.3 363.5 ) mm初選 D2 = 310mm貝U mt = d2 / Z2 = 310 = 10mm31m = 9.08 取 m = 10 05.1 . 2主，從動錐齒輪齒面寬b1和b2錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命， 反而會導致因錐齒輪輪齒小 端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差 或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄， 輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。對于從動錐齒輪齒面寬b2，推薦不大于節(jié)錐A2的0.3倍，即b2 _ 0.3A2，而 且b2應滿足b2遼10mt，對于汽車主減速器雙曲面錐齒輪推薦采用：b2 = 0.155 D 2 =0.1553 310=48.05 mm 在此取 50mm一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大 10%較為合適，在此取b1 =55mm5.1 . 3雙曲面齒輪副偏移距E對于中、重型貨車、越野車和大客車，E<( 0.100.12 ) D2且EW 20%主傳動比越大，則E也應越大。本設計取E=35mm5.1 . 4中點螺旋角1主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受 的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向， 這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪 選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時 針，驅動汽車前進。主動齒輪螺旋角的名義值用下式計算：B 1=25o+5o (Z2/Z1) +90o(E/d2)(5-3)代入數據算得B 1 =46.23。通過雙曲面錐齒輪幾何尺寸計算用表計算 B 1取45 ° 平均中點螺旋角B在35o40o間選取，通過雙曲面錐齒輪幾何尺寸計算用表計算 取 B =35.58 o故 B 2 =31.82o，B 1 =45o5.1 . 5齒輪法向壓力角的選擇加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數， 但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數下 降，對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側的法向壓力角不等，因此應按平均壓力角考慮，載貨汽車選用22o30的平均壓力角，中型客車選用 22.5o平均壓 力角。5.1 . 6銑刀盤名義直徑2rd的選擇刀盤名義直徑 9-4查表選取rd =152.400mm汽車設計(清華大學出版社)。5.1 . 7主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算見表2-1參考汽車設計（清華大學出版社）表9-12，在此僅列出生產圖紙上需要的參數。表2-1序號項目名稱數值1小齒輪齒數Z1142大齒輪齒數Z2314大齒輪齒面寬F505小齒輪軸線偏移距E356大齒輪分度圓直徑d23107刀盤名義半徑rd152.436小齒輪節(jié)錐角r127.78942小齒輪中點螺旋角3 14544大齒輪中點螺旋角331.8248大齒輪節(jié)錐角r261.76471大齒輪節(jié)錐角頂點到小齒輪節(jié)錐軸線的距離Z-0.61273大齒輪節(jié)錐距AO175.93689大齒輪齒頂角0 21.16791大齒輪齒根角S 25.69793大齒輪齒頂咼h2'2.91294大齒輪齒根高h2''16.81795徑向間隙C2.25496大齒輪齒全冋h19.72997大齒輪齒工作高hg14.56398大齒輪面錐角r 0262.931101大齒輪根錐角r R256.067105大齒輪外圓直徑d°2312.75107大齒輪外緣至小齒輪軸線的距離X0281.28110大齒輪面錐頂點至小齒輪軸線的距離Z00.659111大齒輪根錐頂點至小齒輪軸線的距離乙1.667117小齒輪面錐角r 0132.62121小齒輪面錐頂點至大齒輪軸線的距離G2.63131小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離Br147.712133小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線的距離B1111.185135小齒輪的外圓直徑d°1192.435141小齒輪根錐頂點至大齒輪軸線的距離G3.791143小齒輪根錐角r R126.451146最小齒側間隙允許值Bmin0.216147最大齒側間隙允許值Bmax0.2955.2主減速器第一級雙曲面齒輪的強度計算5.2 .1單位齒長上的圓周力在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單 位齒長圓周力來估算，即ppN/ mm(5-4)b 2式中：P作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩Temax和最大附著力矩G Tr兩種載荷工況進行計算，N;b2 從動齒輪的齒面寬，在此取 50mm.3T e max jg <10N /mm(5-5)按發(fā)動機最大轉矩計算時：d 1b22式中：Temax發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取 431N E ；ig 變速器的傳動比，ig =6.94 ;d1主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 140mm.按上式34316.9410P = 854 .61140502N / mm根據汽車設計表5-1許用單位齒長上的圓周力p汽車懇卜、J戶=丁,i*W* FG± *TV純胎與地囿的1 nU flS&3321&910+ B514292SOO盛5仝共汽車9820, 85華引W5362500- G5在現代汽車的設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數據的 20%-25%經驗算以上數據都在許用范圍內。上述方法計算用的許用單位齒長上的圓周力p都為982/mmi5.2 . 2輪齒的彎曲強度計算雙曲面齒輪輪齒的彎曲應力的計算公式為：(5-6)Z w=2MK10 3 K vms bZJ式中：Z w彎曲應力，N /mml;M所討論的齒輪上的計算轉矩，N.m,對于從動齒輪，M=11723.88 N.m