1、緒 論 .1 1.1 主減速器分析.2 1.1.1 單級主減速器.3 1.1.2 雙級主減速器.3 1.1.3 雙速主減速器.4 1.1.4 貫通式主減速器.4 1.2 差速器結構形式選擇.4 1.3 結構形式分析.6 1.4 驅動橋殼結構方案分析.7 1.4.1 可分式橋殼.7 1.4.2 整體式橋殼.7 1.4.3 組合式橋殼.8 1.5 汽車的主要參數.8 2 主減速器設計.9 2.1 主減速器結構分析.9 2.1.1 螺旋錐齒輪傳動.9 2.1.2 雙曲面齒輪傳動.9 2.1.3 圓柱齒輪傳動.11 2.1.4 蝸桿傳動.12 2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案.12 2.2.1

2、 主動錐齒輪的支承.12 2.2.2 從動錐齒輪的支承.13 2.3 主減速器錐齒輪主要參數選擇.14 2.3.1 主減速比 i0 的確定.14 2.3.2 主、從動錐齒輪齒數 z1 和 z2.15 2.3.3 從動錐齒輪大端分度圓直徑 2 D 和端面模數 ms.15 2.3.4 主、從動錐齒輪齒面寬 b1 和 b2.16 2.3.5 中點螺旋角 .16 2.3.6 螺旋方向.17 2.3.7 法向壓力角.17 2.4 主減速器錐齒輪強度計算.18 2.4.1 計算載荷的確定.18 2.4.2 主減速器錐齒輪的強度計算.19 2.5 主減速器錐齒輪和軸承的載荷計算.21 2.5.1 齒輪軸齒面

3、載荷與強度校核.21 2.5.2 錐齒輪軸承的載荷.26 2.6 錐齒輪的材料.29 3 差速器設計 .31 3.1 差速器齒輪主要參數選擇.31 3.2 差速器直齒錐齒輪的強度計算.35 4 車輪傳動裝置設計 .36 4.1 全浮式半軸計算.36 4.2 半軸的結構設計.37 5 驅動橋殼設計 .38 5.1 驅動橋殼強度分析計算.38 6 發動機的選擇.41 6.1 發動機最大功率和相應轉速.41 6.2 發動機最大轉矩 Temax 及相應轉速 nT.41 結 論 .43 參考文獻 .44 緒緒 論論 驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉 矩,并將動力合理地

4、分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間 的垂直力力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼 等組成。驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式密切相關。當車輪采用非獨立懸 架時，驅動橋應為非斷開式（或稱為整體式） ，即驅動橋殼是一跟連接左右驅動車輪 的剛性空心梁（圖 1.1） ，而主減速器、差速器及車輪傳動裝置（由左、右半軸組成） 都裝在它里面。當采用獨立懸架時，為保證運動協調，驅動橋應為斷開式，這種驅 動橋無剛性的整體外殼，主減速器及其殼體裝在車架或車身上，兩側驅動車輪則與 車架或車身作彈性聯系，并可彼此獨立地分別相對與車架或車身作上下擺動，車輪 傳動裝置采

5、用萬向節傳動（圖 1.2） 。為了防止運動干涉，應采用滑動花鍵軸或一種 允許兩軸能有適量軸向移動的萬向移動的萬向傳動機構。 1-后橋殼；2-差速器殼；3-差速器行星齒輪；4-差速器半軸齒輪；5-半軸； 6-主減速器從動齒輪齒圈； 7-主減速器主動小齒輪 圖圖 1.11.1 后輪驅動驅動橋的主要部件后輪驅動驅動橋的主要部件 輸入驅動橋的動力首先傳到主減速器主動小齒輪 7，經主減速器減速后轉矩增 大，再經差速器分配給左右兩半軸 5，最后傳至驅動車輪。 具有橋殼的非斷開式驅動橋結構簡單、制造工藝性好、成本低、工作可靠、維 修調整容易，廣泛應用于各種載貨汽車、客車及多數的越野汽車和部分小轎車上。 但整

6、個驅動橋均屬于簧下質量，對汽車平順性和降低動載荷不利。斷開式驅動橋結 構較復雜，成本較高，但它大大地增加了離地間隙；減小了簧下質量，從而改善了 行使平順性，提高了汽車的平均車速；減小了汽車在行使時作用于車輪和車橋上的 動載荷，提高了零部件的使用壽命；由于驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形 的適應性較好，大大增加了車輪的抗側滑能力；與之相配合的獨立懸架導向機構設 計得合理，可增加汽車的不足轉向效應，提高汽車的操縱穩定性。這種驅動橋在轎 車和高通過性的越野汽車上應用相當，比較可知，本設計采用非斷開式驅動橋比較 合適。 為了與獨立懸架相適應，驅動橋殼需要分為用鉸鏈連接的幾段，更多的是只保 留主減速

7、器殼（或帶有部分半軸套管）部分，主減速器殼固定在車架或車身上，這 種驅動橋稱為斷開式驅動橋。為了適應驅動輪獨立上下跳動的需要，差速器與車輪 之間的半軸也要分段，各段之間用萬向節連接。 1-主減速器；2-半軸；3-彈性元件；4-減振器；5-車輪；6-擺臂；7-擺臂軸 圖圖 1.21.2 斷開式驅動橋的構造斷開式驅動橋的構造 1.1 主減速器分析主減速器分析 主減速器的結構形式主要是根據齒輪類型、減速器形式不同而不同。主減速器 的齒輪主要有旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。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。 1.1.1 單

8、級主減速器單級主減速器 單級主減速器(圖 1.3)可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具 有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優點。但是其主傳動比扎不能太大，一 般7，進一步提高將增大從動齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動齒輪熱 0 i 0 i 處理困難。單級主減速器廣泛應用于轎車和輕、中型貨車的驅動橋中。雙面齒輪單 級主減速器用于貫通橋時應使 0 5i 圖圖 1.31.3 單級主減速器單級主減速器 1.1.2 雙級主減速器雙級主減速器 雙級主減速器與單級相比，在保證離地間隙相同時可得到大的傳動比，一般 0 i 為 712。但是尺寸、質量均較大，成本較高。它主要應用于中、重型貨

9、車、越野 車和大客車上。 在具有錐齒輪和圓柱齒輪的雙級主減速器中分配傳動比時，圓柱齒輪副和錐齒 輪副傳動比的比值一般為 1420，而且錐齒輪副傳動比一般為 1733，這 樣可減小錐齒輪嚙合時的軸向載荷和作用在從動錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時 可使主動錐齒輪的齒數適當增多，使其支承軸頸的尺寸適當加大，以改善其支承剛 度，提高嚙合平穩性和工作可靠性。 1.1.3 雙速主減速器雙速主減速器 雙速主減速器內由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動比。它與普通變速器相配合， 可得到雙倍于變速器的擋位。雙速主減速器的高低擋減速比是根據汽車的使用條件、 發動機功率及變速器各擋速比的大小來選定的。大的主減速比用于汽車

10、滿載行駛或 在困難道路上行駛，以克服較大的行駛阻力并減少變速器中間擋位的變換次數；小 的主減速比則用于汽車空載、半載行駛或在良好路面上行駛，以改善汽車的燃料經 濟性和提高平均車速。 1.1.4 貫通式主減速器貫通式主減速器 貫通式主減速器根據其減速形式可分成單級和雙級兩種。單級貫通式主減速器 具有結構簡單，體積小，質量小，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、 半軸等主要零件具有互換性等優點，主要用于輕型多橋驅動的汽車上。根據減速齒 輪形式不同，單級貫通式主減速器又可分為雙曲面齒輪式及蝸輪蝸桿式兩種結構。 對于中、重型多橋驅動的汽車，由于主減速比較大，多采用雙級貫通式主減速 器。根據齒輪的

11、組合方式不同，可分為錐齒輪一圓柱齒輪式和圓柱齒輪一錐齒輪式 兩種形式。 1.2 差速器結構形式選擇差速器結構形式選擇 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速 器，具有結構簡單、質量較小等優點，應用廣泛。 他又可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器 和強制鎖止式差速器等 1 普通錐齒輪式差速器 由于普通錐齒輪式差速器結構簡單、工作平穩可靠，所以廣泛應用于一般使用 條件的汽車驅動橋中。 圖 1.4 差速器 （圖 1.4）為其示意圖，圖中 0 為差速器殼的角速度；1、2 分別為左、右兩 半軸的角速度；To 為差速器殼接受的轉矩； 普通錐齒輪差速器的鎖緊系數是一般為 005015，兩半軸轉矩比 k

12、b=111135，這說明左、右半軸的轉矩差別不大，故可以認為分配給兩半軸的 轉矩大致相等，這樣的分配比例對于在良好路面上行駛的汽車來說是合適的。但當 汽車越野行駛或在泥濘、冰雪路面上行駛，一側驅動車輪與地面的附著系數很小時， 盡管另一側車輪與地面有良好的附著，其驅動轉矩也不得不隨附著系數小的一側同 樣地減小，無法發揮潛在牽引力，以致汽車停駛。 2 摩擦片式差速器 為了增加差速器的內摩擦力矩，在半軸齒輪 7 與差速器殼 1 之間裝上了摩擦片 2。兩根行星齒輪軸 5 互相垂直，軸的兩端制成 V 形面 4 與差速器殼孔上的 V 形面相 配，兩個行星齒輪軸 5 的 V 形面是反向安裝的。每個半軸齒輪背

13、面有壓盤 3 和主、 從動摩擦片 2，主、從動摩擦片 2 分別經花鍵與差速器殼 1 和壓盤 3 相連。 圖圖 1.51.5 摩擦片式差速器摩擦片式差速器 當傳遞轉矩時，差速器殼通過斜面對行星齒輪軸產生沿行星齒輪軸線方向的軸 向力，該軸向力推動行星齒輪使壓盤將摩擦片壓緊。當左、右半軸轉速不等時，主、 從動摩擦片間產生相對滑轉，從而產生摩擦力矩。這種差速器結構簡單，工作平穩， 可明顯提高汽車通過性。 3 強制鎖止式差速器 當一個驅動輪處于附著系數較小的路面時，可通過液壓或氣動操縱，嚙合接合 器(即差速鎖)將差速器殼與半軸鎖緊在一起，使差速器不起作用，這樣可充分利用 地面的附著系數采用差速鎖將普通錐

14、齒輪差速器鎖住，可使汽車的牽引力提高，從 而提高了汽車通過性。當然，如果左、右車輪都處于低附著系數的路面，雖鎖住差 速器，但牽引力仍超過車輪與地面間的附著力，汽車也無法行駛。 強制鎖止式差速器可充分利用原差速器結構，其結構簡單，操作方便。目前， 許多使用范圍比較廣的重型貨車上都裝用差速鎖。 1.3 結構形式分析結構形式分析 半軸根據其車輪端的支承方式不同，可分為牛浮式、浮式和全浮式三 3 4 種形式。 圖圖1 1. .6 6半半浮浮式式半半軸軸 半浮式半軸 (圖1.6a)的結構特點是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內 孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉矩外，其外端還承受由路面對車輪的 反

15、力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結構簡單，所受載荷較大，只用于轎車 和輕型貨車及輕型客車上。 浮式半軸(圖1.6b)的結構特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼 3 4 半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘聯 接。該形式半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用在轎車和 輕型貨車上。 全浮式半軸(圖 1.6c)的結構特點是半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相聯，而輪 轂又借用兩個圓錐滾子軸承支承在驅動橋殼的半軸套管上。理論上來說，半軸只承 受轉矩，作用于驅動輪上的其它反力和彎矩全由橋殼來承受。但由于橋殼變形、輪 轂與差速器半軸齒輪不同女、半軸法蘭平面相對其

16、軸線不垂直等因素，會引起半軸 的彎曲變形，由此引起的彎曲應力一般為 570MPa。全浮式半軸主要用于中、重 型貨車上。 1.4 驅動橋殼結構方案分析驅動橋殼結構方案分析 驅動橋殼大致可分為可分式、整體式和組合式三種形式。 1.4.1 可分式橋殼可分式橋殼 可分式橋殼由一個垂直接合面分為左右兩部分，兩部分通過螺栓聯接成一體。 每一部分均由一鑄造殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成，軸管與殼體用鉚釘連 接。這種橋殼結構簡單，制造工藝性好，主減速器支承剛度好。但拆裝、調整、維 修很不方便，橋殼的強度和剛 度受結構的限制，曾用于輕型 汽車上，現已較少使用。 1.4.2 整體式橋殼整體式橋殼 整體式橋殼的

17、特點是整個 橋殼是一根空心梁，橋殼和主 減速器殼為兩體。它具有強度 和剛度較大，主減速器拆裝、 調整方便等優點。 按制造工藝不同，整體式橋殼可分為鑄造式(圖 1.7a)、鋼板沖壓焊接式(圖 1.7b)和擴張成形式三種。鑄造式橋殼的強度和剛度較大，但質量大，加：上面多， 制造工藝復雜，主要用于中、重型貨車上。鋼板沖壓焊接式和擴張成形式橋殼質 量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產，廣泛應用于轎車和中、小型貨 a)鑄造式 b)鋼板沖壓焊接式 圖圖 1.71.7 整體式橋殼整體式橋殼 車及部分重型貨車上。 1.4.3 組合式橋殼組合式橋殼 組合式橋殼是將主減速器殼與部分橋殼鑄為一體，而后用無縫

18、鋼管分別壓入殼 體兩端，兩者間用塞焊或銷釘固定。它的優點是從動齒輪軸承的支承剛度較好，主 減速器的裝配、調整比可分式橋殼方便，然而要求有較高的加工精度，常用于轎車、 輕型貨車中。 1.5 汽車的主要參數汽車的主要參數 變速箱： 機械，5 檔同步，直接操縱，1 個倒檔。 性能（標準型輪胎和后橋速比時） 擋位 變速箱速比 最大速度 1 6.194 25 5 1.000 110 車輪/輪胎（標準） 車輪 5JK*16H 輪胎 6.50R16C 無內胎子午線輪胎 前輪胎： 單胎 后輪胎： 雙胎 發動機： 最大輸出功率 76/4000（KW/r/min） 最大扭矩 235/2000（N.m/r/min）

19、 車架寬： 862mm 最大截面積尺寸： 182*70*4mm 載重： 4.2t*70% 給定參數： 后輪載荷 2940N 輪距 1.4m 2 2 主減速器設計主減速器設計 2.1 主減速器結構分析主減速器結構分析 2.1.1 螺旋錐齒輪傳動螺旋錐齒輪傳動 螺旋錐齒輪傳動(圖 2.1a)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平穩地轉向另一端。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、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

20、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。 a)螺旋錐齒輪傳動 b)雙曲面齒輪傳動 c)圓柱齒輪傳動 d)蝸桿傳動 圖圖 2.12.1 主減速器齒輪傳動形式主減速器齒輪傳動形式 2.1.2 雙曲面齒輪傳動雙曲面齒輪傳動 雙曲面齒輪傳動（2.1b）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 距正的存在，使主動齒輪螺旋角大于從動齒輪螺旋 1 角 (2.2 圖)。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 圖 2.2 （2.1） 2 1 2 1 cos cos F F 式中

21、，、分別為主、從動齒輪的圓周力；、分別為主、從動齒輪的螺 F1F21 2 旋角。 螺旋角是指在錐齒輪節錐表面展開圖上的齒線任意一點A 的切線 TT 與該點和節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。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： （2.2） 1 1 2 2 11 22 0 cos cos r r rF rF is 式中，為雙曲面齒輪傳動比；、分別為主、從動齒輪平均分度圓半徑。 is0r1r2 螺旋錐齒輪傳動比為 ： （2.3） 1 2 r r iOL 令，則。由于，所以系數 K1，一般為 12 cos/cosK Ls Kii 00 21 12

22、5150。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 平穩性。 2)由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的大于從動齒輪的，

23、 1 2 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)雙曲綿主動齒輪的變大，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

24、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 45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

25、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，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，兩種齒輪傳動均可采用。 2.1.3 圓柱齒輪傳動圓柱齒輪傳動 圓柱齒輪傳動(圖 2.1c)一般采用斜齒輪，廣泛應用于發動機橫置且前置前驅動 的轎車驅動橋和雙級主減速器貫通式驅動橋。 2.1.4 蝸桿傳動蝸桿傳動 蝸桿(圖 2.1d)傳動與錐齒輪傳動相比有如下優點： 1)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(可大于 7)。 2)在任何轉速下使用均能工作得非常平穩且無噪聲。 3

26、)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。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動 機的大客車上。 2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工 作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質量、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。 2.2.1 主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承 a)主動錐齒輪懸臂式

27、 b)主動錐齒輪跨置式 c)從動錐齒輪 圖圖 2.32.3 主減速器錐齒輪的支承形式主減速器錐齒輪的支承形式 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 2.3a)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 a 和增加兩支承間的距離凸 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 25 倍的懸臂長度 a，且應比齒輪節圓直徑的 70還大，另外靠近齒輪的軸徑應不 小于尺寸 a。 為了方便拆

28、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。 跨置式支承結構(圖 2.3b)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

29、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。跨置式支承中的導向軸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。在需 要傳遞較大轉矩情況下，最好采用跨置式支承。 2.2.2 從動錐齒輪的支承從動錐齒輪的支承 從動錐齒輪的支承(圖 2.3c)，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

30、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 d。 圖圖 2.42.4 從動錐齒輪輔助支承從動錐齒輪輔助支承 圖圖 2.52.5 主、從動錐齒輪的許用偏移量主、從動錐齒輪的許用偏移量 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 2.4)。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

31、續變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如（圖 2.5） 所示。 2.3 主減速器錐齒輪主要參數選擇主減速器錐齒輪主要參數選擇 2.3.1 主減速比主減速比 i0 的確定的確定 對具有較大功率儲備的轎車，尤其是賽車，在給定發動機最大功率 Pemax 及其 轉速 np時，所選擇的 i0應能保證汽車有盡可能的最高速 Vamax，這時 i0由下式確定： （2.4） gh pr iVa nr i max 377 . 0 0 式中，i0 汽車主減速器的主減速比 rr 車輪的滾動半徑（m） np 為最大功率轉速（r/min） Vamax 純發動機驅動要求汽車達到的最高速度（km/h） igh 汽車變

32、速器最高擋傳動比 代入數據計算得： 44 . 4 0 . 1110 38003409 . 0 377 . 0 0 i 選擇減速器的形式： 由一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪組成；在前橫置發動機前輪驅動的汽車上則由 一對斜齒圓柱齒輪組成；對貫通式驅動橋也有采用蝸輪蝸桿傳動的。其結構簡單、 質量及體積小、造價低，廣泛用于主減速比的各種中、小型汽車及帶有輪邊 6 . 7 0 i 減速器的重型汽車，雙曲面齒輪單級主減速器用于貫通橋時應使。 5 0 i 主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動錐齒輪齒數 z1 和 z2、從動錐齒輪大端分 度圓直徑 D2 和端面模數、主、從動錐齒輪齒面寬 b1 和 b2、雙曲面齒輪副

33、的偏Mn 移距 E、中點螺旋角 、法向壓力角 等。 2.3.2 主、從動錐齒輪齒數主、從動錐齒輪齒數 z1 和和 z2 選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素： 1)為了磨合均勻,z1、z2 之間應避免有公約數。 2)為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不 小于 40。 3)為了嚙合平穩、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于貨車，z1 一般不少于 6。 4)當主傳動比較大時，盡量使 z1 取得小些，以便得到滿意的離地間隙。 0 i 5)對于不同的主傳動比， z1 和 z2 應有適宜的搭配。 取 11；取 49，=4.44= 1 Z 2 Z 1 2 Z Z 0 i 2.3.

34、3 從動錐齒輪大端分度圓直徑從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數和端面模數 m 2 D s 對于單級主減速器，D2 對驅動橋殼尺寸有影響，D2 大將影響橋殼的離地間隙； D2 小則影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 D2 可根據經驗公式初選 =120.13147.85 （2.5） 3 2 2 TKDc D 式中，D2 為從動錐齒輪大端分度圓直徑（mm） ；為直徑系數，一般為 2D K 13.015.3；Tc 為從動錐齒輪的計算轉矩（N m） 。Tc=minTce, Tcs 初取=136.2m 由下式計算 =3.405 2 D szDms 22/ 式中，m 為齒輪端面模數。 s

35、 同時，m 還應滿足 s =2.7723.696 （2.6） 3 TKmcms 式中，Km為模數系數，取 0.30.4。 2.3.4 主、從動錐齒輪齒面寬主、從動錐齒輪齒面寬 b1 和和 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寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓半 徑，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，在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的減小。但是齒面過窄， 輪齒表面的耐磨性會降低。 從動錐齒輪齒面

36、寬 b2 推薦不大于其節錐距 A2 的 0.3 倍，即 b2=0.3A2，而且 b2 應滿足 b22,1 與 2 之差稱為偏移角。 選擇 時，應考慮它對齒面重合度 F、輪齒強度和軸向力大小的影響。 越 大，則 F 也越大，同時嚙合的齒數越多，傳動就越平穩，噪聲越低，而且輪齒的 強度越高。一般 F 應不小于 1.25，在 1.52.0 時效果最好。但是 過大，齒輪 上所受的軸向力也會過大。 a)、b)主動齒輪軸線下偏移 c)、d)主動齒輪軸線上偏移 圖圖 2.62.6 雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向 汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為 轎車選用較大

37、的 值以保證較大的，使運轉平穩，噪聲低；貨車選用 00 3540: f 較小聲值以防止軸向力過大，通常取 35。 2.3.6 螺旋方向螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。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軸向力 的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、 從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。 2.3.7 法向壓力角法向壓力角 法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發生根切的最少齒數。但對 于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下 降。因此，對于

38、輕負荷工作的齒輪一般采川小壓力角， 町使齒輪運轉平穩，噪小 低。對于弧齒錐齒輪，轎車: 一般選用或 16；貨車: 為 20；重型貨 0 14 30 車: 為。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側壓力角是相同的，但小齒輪輪齒 0 22 30 兩側的壓力角是不等的，選取平均壓力角時，轎車為 19或 20，貨車為 20或 。這里取 0 22 30 03220 2.4 主減速器錐齒輪強度計算主減速器錐齒輪強度計算 2.4.1 計算載荷的確定計算載荷的確定 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，這里僅介紹格 里森齒制錐齒輪計算載荷的三種確定方法。 （1）按發動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒

39、輪的計算轉矩TCE =230 x6.194x1x0.9/1=1282.15 （2.7） n ii ikTk T fed ce 01max 式中，-為計算轉矩 230（N.m） ； maxe T -為猛接離合器所產生的動載系數，貨車： =1； d k d k -為發動機最大轉矩；n 為計算驅動橋數； maxe T -為變速器一檔傳動比； 1 i -為發動機到萬向傳動軸之間的傳動效率 0.9。 （2)按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 Tcs （2.8） 22 119070.85 0.3409 2347.09 1.5 0.98 r cs m m G mr T i 式中，Tcs-為計算轉矩（N

40、.m） ； G2-為滿載狀況下一個驅動橋上的靜載荷 11907（N） ； -為汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數，轎車：m2=1.21.4， 2 m 貨車：D=1.11.2； 2 m -為輪胎與路面間的附著系數 0.85； 為車輪滾動半徑 0.3409（m） ； r r 為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比 1.5； m i m為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率 0.98。 2.4.2 主減速器錐齒輪的強度計算主減速器錐齒輪的強度計算 在選好主減速器錐齒輪主要參數后， 表表 2.1 單位齒長圓周力許用值單位齒長圓周力許用值 p 單位齒長上的圓周力 按發動機最大轉矩計算時p 為： maxe

41、T （2.11） F d iT p ge 2 10 1 3 max 式中，變速器傳動比，常取一擋及直接擋的； g i 主動齒輪節圓直徑，mm。 1 d 代入數據計算得： 3 230 1 10 4091429 37.45 30 2 pN mmN mm 按最大附著力矩計算時p 為： （2.12 F d rG p r 2 10 1 3 2 參數按發動機最大轉矩計算時的P (Nmm-1) 按驅動輪打滑 轉 矩計算時的p /(N.mm-1) 輪胎與地 面 的附著系 數 汽車類別 一擋 二擋 直接擋 轎車 893 536 321 893 貨車 1429 - 250 1429 大客車 982 - 214 -

42、 085 牽引車 536 - 250 - 065 ） 式中，G2 汽車滿載時一個驅動橋給地面的最大負荷，N； 輪胎對路面的附著系數，安裝一般輪胎的公路用汽車取 =0.85； rr 車輪的滾動半徑，m； 代入數據計算得 （2.13） 3 11907 0.85 0.3409 10 13781429 166.84 30 2 pN mmN mm p- 常用做估算齒輪表面耐磨性，載貨汽車許用單位齒長上的圓周力 =1429， pmmN 2）輪齒彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為 （2.14） w v smj w JmZFK KKKT 2 0 3 102 滿足要求 ww 18.330 22 . 0 127

43、301 8 . 010 . 1 1158.1282102 2 3 式中，w為錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力(MPa)； T為所計算齒輪的計算轉矩(Nm)，對于從動齒輪，T=minTce,Tcs 和 Tcf，對于主動齒輪，T 還要按式換算； Ko為過載系數，一般取 1； Ks-為尺寸系數，它反映了材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理 等因素有關， 當 m .1.6mm 時，當 m 16mm 時， s 8 . 0) 4 . 25/( 25 . 0 mk ss s ks=05； Km-為齒面載荷分配系數，跨置式結構：km1011，懸臂式結構： km110125； Kv-為質量系數，當輪齒接觸良好，齒距及

44、徑向跳動精度高時， kr10；b-為所計算的齒輪齒面寬(mm)； D-為所討論齒輪大端分度圓直徑(mm)； Jw-為所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數 0.22。 上述按 minTce,Tcs計算的最大彎曲應力不超過=700MPa；按 Tcf 計算的疲 w 勞彎曲應力不應超過 210MPa，破壞的循環次數為 6x106。 3）輪齒接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為 （2.15） j V fmsj P j JFK KKKKT d C 3 01 1 102 3 232.62 220.1 1 0.8 1.1 1 10 805 701 30 0.22 jj MP 式中， 主動齒輪計算轉矩， （從動齒輪

45、按、兩者中較小者） ， 1 j T je T j T =220.1Nm； 1 j T 為錐齒輪輪齒的齒面接觸應力(MPa)； j D1為主動錐齒輪大端分度圓直徑(mm)； b取 b1 和 b2 的較小值(mm)； ks為尺寸系數，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取 10； kf為齒面品質系數，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質 (如鍍銅、磷化處理等)，對于制造精確的齒輪取 1； Cp為綜合彈性系數，鋼對鋼齒輪 Cp 取 2326N1/2mm； 為齒面接觸強度的綜合系數 0.22， ko=0.1、km=1.10 J J 1.00、kv=1。 上述按 minTce,Tcs計算的最大接觸

46、應力不應超過 2800MPa，按 Tcf 計算的疲 勞接觸應力不應超過 1750MPa。主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的. 2.5 主減速器錐齒輪和軸承的載荷計算主減速器錐齒輪和軸承的載荷計算 2.5.1 齒輪軸齒面載荷與強度校核齒輪軸齒面載荷與強度校核 錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解 為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向 力。 Fa Fr Ft 圖圖2.152.15主動錐齒輪齒面受力分析主動錐齒輪齒面受力分析 圖圖2.162.16單級主減速器軸承布置尺寸單級主減速器軸承布置尺寸 （1）齒輪的受力分析 （2.16 max

47、3 22 2347 8836.93 3.405 15.6 10 e t T FN dm ） （2.17）cos8836.93 0.364 0.973144.4 rt FFtgN: （2.18）tan3216.4tan20sin16.15677 at FFN （2）繪制齒輪軸的受力簡圖，如圖所示，由圖得，求 1 21.55Lmm 2 78.5Lmm 支座反力 水平面支反力：由，得：0 MC （2.19） 1212 ()0 tNH F LLFL: 21 1 2 ()9582.7(21.5578.5) 12213.4 78.5 t NH F LL FN L Fa Fr Ft FNH1FNV1 FNV

48、2 FNV2 Ft FNH1 FNH2 MH MH Fr FNV1 FNV2 Fa Ma MV MV M M T T Ma 圖圖 2.17 軸的載荷分布圖（軸的載荷分布圖（M，T 的單位為的單位為 Nm） 由，得：0 Y （2.20） 21 9582.7 12213.42630.7 NHtNH FFFN 垂直面支反力： 由，得：0 MC （2.21） 15.6 8836.93137856.108 2 a a F D M （2.22） 1221 ()0 NVra FLF LLM 21 1 2 ()3144.4(78.521.55) 15.6 8836.93 2251.5 78.5 ra NV F

49、 LLM FN L 由，得：0 Y （2.23） 21 3144.42251.5893 NVrNV FFFN （3）作彎矩圖： 水平面彎矩圖： H M （2.24） 11 8836.93 21.55190435 HNH MFLN mm 垂直面彎矩圖： V M （2.25） 1 3144.4 21.55 137856.10870094.29 Vra MF LMN mm : 合成總彎矩 M 圖： 2222 190435( 70094.29)202925.35 HV MMMN mm （2.26） （4）按彎扭合成應力校核軸的強度： 進行校核時，通常是校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 B

50、的強 度） 。當扭轉切應力為脈動循環變應力時，取，由(1)中公式 15-5 得，軸的計 = 0.6 算應力為： （2.27） 2 223 2 3 202925.350.6 2347 10 468.45 0.1 31.2 ca MaT MPa W 式中：軸的計算應力，單位為； ca MPa 軸所受的彎矩，單位為；MN mm: 軸所受的扭矩，單位為；TN mm: 軸的抗彎截面系數，單位為；W 3 mm 對稱循環變應力時軸的許用彎曲應力； 1 前已選定軸的材料為，由機械設計書中表 15-1 查得，因此20 rni C M T 1 525MPa ，故安全。 1ca （5）精確校核軸的疲勞強度 判斷危險

51、截面 在-截面上，既有較大的彎矩，又有扭矩，所以校核-截面。雖然- 截面承受的應力最大，但應力集中不大，而且軸徑最大，故-截面不必校核。只 校核-截面： 在-截面 抗彎截面系數為： 333 0.10.1 251562.5Wdmm （2.28） 抗扭截面系數為： 333 0.20.2 253125 T Wdmm （2.29） 彎矩 M 及彎曲應力為： 202925.35MN mm （2.30） 202925.35 129.87 1562.5 b M MPa W （2.31） 扭矩 T 及扭轉切應力為： 3 2347 10TN mm 3 2347 10 211.04 3125 T T T MPa

52、W （2.32） 軸的材料為，由機械設計書中表 15-1 查得，20 rni C M T1100 b MPa ，HBS = 5662。 1 525MPa850 s MPa 1 390MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按機械設計中附表 3-2 查 取。因為，經插值后可查得 2 0.08 25 r d 48 1.92 25 D d 1.69 1.38 又由機械設計書中附圖 3-1 可得軸的材料的敏性系數為 0.82q0.79q 故有效應力集中系數按(1)中式(附 3-4)為 1(1)1 0.82 (1.69 1)1.57kq （2.33） 1(1)1 0.79 (1.38 1)1.3

53、0kq （2.34） 由機械設計書中附圖 3-2 得尺寸系數 ；0.85 由機械設計書中附圖 3-3 得扭轉尺寸系數 ；0.91 軸按磨削加工，由機械設計書中附圖 3-4 得表面質量系數為 0.90 軸未經表面強化處理，即，則按(1)中式(3-12)及(3-12a)得綜合系數值為1 q 11.571 111.76 0.850.90 k K （2.35） 11.301 111.34 0.910.90 k K （2.36） 又由機械設計書中3-1 及3-2 得特性系數 ，取0.10.2 :0.1 ，取0.050.1 :0.05 于是，計算安全系數值，按式(15-6)(15-8)則得 ca S 1

54、525 2.29 1.76 129.870.1 0 am S K （2.37） 1 390 2.67 211.04211.04 1.340.05 22 am S K （2.38） 2222 2.29 2.67 1.741.5 2.292.67 ca S S SS SS : （2.39） 故可知其安全。 2.5.2 錐齒輪軸承的載荷錐齒輪軸承的載荷 當錐齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，根據主減速器 齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。（圖2.16）為單級主減速 器的懸臂式支承的尺寸布置圖。 1) 滾動軸承的選擇 軸承為圓錐滾子軸承，型號為 30204。查得基本額定動載荷

55、,，350 r CkN ，0.35e 1.7Y 型號 30205，基本額定徑向靜載荷 ， 0 293 r CkN0.37e 1.6Y 額定工作壽命。 10 10000 h Lh 2）壽命驗算 設軸承所受的支反力合力為，由軸的校核可知 1 R 2 R 水平方向支反力為： 1 11256.42 H RN 2 2400.71 H RN 垂直方向支反力為： 1 2251.51 V RN 2 893.42 V RN 支反力合力為： （2.40） 2222 111 11256.422251.5111478.97 HV RRRN （2.41） 2222 222 2400.71893.422561.55 HV

56、 RRRN 派生軸向力： （2.42） 1 1 1 12419.22 3376.71 22 1.7 d R FN Y （2.43） 2 2 2 2778.28 800.21 22 1.6 d R FN Y 則 軸右移 12 677.223376.714053.93868.21 add FFNFN 2 軸承成為“緊軸承” ，1 軸承成為“松軸承” 緊軸承 （2.44） 21 677.223376.714053.93 aad FFFN 松軸承 （2.45） 11 677.22 ad FFN 查得 在中等沖擊情況下取 載荷系數 5 . 1 p f 1 軸承： 則 （2.46） 1 1 677.22

57、0.060.35 11478.22 a F e R 1,0XY 111 ()1.5 11478.2217217.83 pa PfXRYFN （2.47） 2 軸承： 則 2 2 4329.93 1.560.37 2778.28 a F e R 0.4,1.4XY （2.50） 222 ()1.5 (0.4 2561.28 1.4 4053.93)10050.85 pa PfXRYFN （2.51） 因為 ，所以按軸承 1 的受力大小驗算。 21 PP 由(1)中表 13-4 查得 溫度系數 ，對于滾子軸承，。1 t f 3 10 6 10 10 60 tt h f C L nP （2.52）

58、10 6 3 101 26800 60 18017217.83 728500.62h 由于 ，故選用的型號為 30204 和 30205 軸承 1010 72850.6210000 hh LhLh 安全可靠，是適用的。 表表2 2. .3 3汽汽車車主主減減速速器器錐錐齒齒輪輪集集合合尺尺寸寸計計算算用用表表 項目結果 行星齒輪齒數 可以取 11 1 Z 半軸齒輪齒數 應不少于 49 2 Z 模數405 . 3 m 齒面寬 =13.62； 取 9 0 )30 . 0 25 . 0 (AF mF10 齒工作高 5. 448405 . 3 6 . 16 . 1 mhg 齒全高139 . 6 051

59、 . 0 788 . 1 mh 壓力角 一般汽車，0322 軸交角 90 節圓直徑 ； 11 37.45dmZ 22 166.84dmZ 節錐角 ；=77.35 65.12arctan 2 1 1 Z Z 12 90 節錐距 51.85 sin2sin2 2 2 1 1 0 dd A 周節697.101416 . 3 mt 齒頂高 ；34 . 5 21 hhh g449.0 )( 370.0 430.0 2 1 2 2 m Z Z h 齒根高 ；748 . 0 788 . 1 11 hmh64 . 5 788 . 1 22 hmh 徑向間隙 691 . 0 051 . 0 188 . 0 mh

60、hc g 齒根角 ； 501 . 0 arctan 0 1 1 A h 77 . 3 arctan 0 2 2 A h 面錐角 ； 42.16 2101 85.77 1202 根錐角 ； 15.12 111 R 58.73 222 R 外圓直徑 88.47cos2 11101 hdd42.167cos2 22202 hdd 理論弧齒厚 ；75 . 7 21 sts95 . 2 tan)( 2 212 mhh t s 齒側間隙采用格里森制圓錐齒輪推薦的齒側間隙 B=0.1524 弦齒厚 ；25 . 5 26 2 1 3 1 11 B d s ssx87 . 2 26 2 2 3 2 22 B d