【導讀】羆芅蚅羈羅莇蒈袇羄蒀蚄螃羄腿蒆蠆肅節(jié)螞薅肂莄蒅袃肁肄蝕衿肀芆蒃螅聿莈蝿蟻肈蒀薁羀肈膀莄袆肇節(jié)薀螂膆蒞莂蚈膅肄薈薄膄膇莁羃膃荿蚆衿膂蒁葿螅膂膁蚅蟻膁芃蕆罿膀莆蚃裊艿蒈蒆螁羋膈蟻蚇裊芀蒄薃襖蒂蝿。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。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。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。車市場對外開發(fā)，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。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。護等特點的產品為首選。被用戶廣泛認可和使用。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。目前，上汽集團、東風、一汽、北汽等各大汽車集團也正在開。更低、強度更大，潤滑密封性能更好；整體剛性好，速比范圍寬。

　　

【正文】 輪的偏移方式以及圓 柱齒輪副在錐齒輪副前后的布置位置等因素來確定錐齒輪的螺旋方向，所選的螺旋方向應使主、從動錐齒輪有相斥的軸向力。這種結構與前者相比，結構緊湊，高度尺寸減小，有利于降低車廂地板及整車質心高度。 單雙級減速配輪邊減速器 在設計某些重型汽車、礦山自卸車、越野車和大型公共汽車的驅動橋時，由于傳動系總傳動比較大，為了使變速器、分動器、傳動軸等總成所受載荷盡量小，往往將驅動橋的速比分配得較大。當主減速比大于 12 時，一般的整體式雙級主減速器難以達到要求，此時常采用輪邊減速器 (圖 310)。這樣，不僅使驅動橋的中間 尺寸減小，保證了足夠的離地間隙 ， 而且可得到較大的驅動橋總傳動比。另外，半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件由于所受載荷大為減小，使它們的尺寸可以減小。但是由于每個驅動輪旁均設一輪邊減速器，使結構復雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。 圓柱行星齒輪式輪邊減速器 (圖 310a)可以在較小的輪廓尺寸條件下獲得較大的傳動比，且可以布置在輪轂之內。作驅動齒輪的太陽輪連接半軸，內齒圈由花鍵連接在半軸套管上，行星齒輪架驅動輪轂。行星齒輪一般為 3～ 5 個均勻布置，使處于行星齒輪中間的太陽輪得到自動定心。圓錐行星 齒輪式輪邊減速器 (圖 310b)裝于輪轂的外側，具有兩個輪邊減速比。當換擋用接合輪 12 位于圖示位置時，輪邊減速器位于低擋；當接合輪被專門的操縱機構 13 移向外側并與側蓋 15 的花鍵孔內齒相接合，使半軸直接驅動輪邊減速器殼及輪轂時，輪邊減速器位于高擋。 沈陽 工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 19 圖 310 輪邊減速器 a)圓柱行星齒輪式 b)圓錐行星齒輪式 c)普通外嚙合圓柱齒輪式 1輪輞 2環(huán)齒輪架 3環(huán)齒輪 4行星齒輪 5行星齒輪架 6行星齒輪 7太陽輪 8鎖緊螺母 10螺栓 11輪轂 12接合輪 13操縱機構 14外圓錐齒輪 15側蓋 普通外嚙合圓柱齒輪式輪邊減速器，根據主、從動齒輪相對位置的不同，沈陽 工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 20 可分為主動齒輪上置和下置兩種形式。主動齒輪上置式輪邊減速器主要用于高通過性的越野汽車上，可提高橋殼的離地間隙；主動齒輪下置式輪邊減速器 (圖310c)主要用于城市公共汽車和大客車上，可降低車身地板高度和汽車質心高度，提高了行駛穩(wěn)定性，方便了乘客上、下車。 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，與齒輪的支承剛度密切相關。 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 311a)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 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。 圖 311 主減速器錐齒輪的支承形式 a)主動錐齒輪懸臂式 b)主動錐齒輪跨置式 c)從動錐齒輪 沈陽 工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 21 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 。 跨置式支承結構 (圖 311b)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。 從動錐齒輪的支承 從動錐齒輪的支承 (圖 311c)，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 d。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 312)。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 313 所示。 沈陽 工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 22 圖 312 從動錐齒輪輔助支承 圖 313 主、從動錐齒輪的許用偏移量 沈陽 工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 23 第 4 章 單級主減速器的設計 結構設計 主減速器 齒輪 的類型 雙曲面齒輪與弧齒錐齒輪相比具有一下優(yōu)點 ： 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。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。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。 在工作過程中，可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。，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%。 根據這些優(yōu)點，主減速器齒輪選取雙曲面齒輪。 主、從動齒輪的支承方案 主 動錐齒輪傳遞的轉矩不是很大，所以我們選取懸臂式 支承，這樣既保證了支承剛度又能使結構簡單，方便制造。 從動錐齒輪的支承選擇跨置式的，這種支承可以增大支承剛度，使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善。 基本參數選擇與計算載荷的確定 齒輪計算載荷的確定 按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩 ceT ： n iikiTKT fedce ?01m ax? (41) 沈陽 工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 24 式中 ， ceT 為計算轉矩 (N m)； dK 為猛接離合器所產生的動載系數 ， 液力自動變矩器 ： dK =1， 具有手動操縱的機械變速器的高性能賽車 ： dK =3， 一般情況下取 dK =2。 本文取 dK =2； maxeT 為發(fā)動機最大轉矩 ， maxeT = N m， k 為液力變矩器變矩系數 ， k = ； 1i 為低擋傳動比 ， 1i = ； fi 為分動器傳動比 ，fi =； oi 為總傳動比 ， oi =； ? 為傳動效率， ? =； n 為計算驅動橋數 ；n =2。 帶入公式得 ： mNT ce ????????? 主動錐齒輪的計算轉矩為 ： Gcz iTT ?0? (42) 式中 ， zT 為主動錐齒輪的計算轉矩 ( mN? )； cT 為從動錐齒輪的計算轉矩既cT = ceT ； 0i 為主傳動比 ； G? 為主、從動錐齒輪間的傳動效率 。 計算時，對于弧齒錐齒輪副 ， G? 取 95%； 對于雙曲面齒輪副 ， 當 0i 6 時 ， G? 取 85%，當 0i ≤6時， G? 取 90%。 本文取 90%。 將各數據代入公式得 ： mNT Z ???? 錐齒輪主要參數的選擇 、從動錐齒輪齒數 1z 、 2z 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， 1z 、 2z 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少于 40。 沈陽 工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 25 3)為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于轎車， 1z 一般不少于9；對于貨車， 1z 一般不少于 6。 4)當主傳動比主。較大時，盡量使 1z 取得少些，以便得到滿意的離地間隙。 5)對于不同的主傳動比， 1z 和 2z 應有適 宜的搭配 [16]。 2D 和端面模數 m 對于單級主減速器， 2D 對驅動橋殼尺寸有影響， 2D 大將影響橋殼離地間隙；2D 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。 2D 可 根據經驗公式初選 322 cD TKD ? (43) 式中， 2D 為從動錐齒輪大端分度圓直徑 (mm)； 2DK 為直徑系數，一般為～ ，本文取 ； cT 為從動錐齒輪的計算轉矩 (N m)。 sm 由下式計算 22 zDms ? (44) 式中， sm 為齒輪端面模數。 同時， sm 還 應滿足 3 cms TKm ? (45) 式中， mK 為模數系數，取 ～ ，本文取 。 把所有數據代入相應公式得 ： mmD 32 ??? 沈陽 工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 26 3 ???sm ，取 sm = 把 2D 、 sm 代入 (44)中得： mmz ?? ，取 2z =38，則 mmz ?? ，取 1z =12 、從動錐齒輪齒面寬 1b 和 2b 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，不但減小了齒根圓角半徑，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 。 從動錐齒輪齒面寬 2b 推薦不大于其節(jié)錐距 2A 的 倍，即 2b ≤ 2A ,而 2b 應滿足 2b ≤10ms， 一般也推薦 2b = 2D ， 2b =? =。 對于螺旋錐齒輪， 1b 一般 2b 比大 10%。因此本文中取 。 主減 速器錐齒輪的強度校核 齒輪彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為 30 102 ??wsvmsw bD Jmk kkTk? (45) 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( mN? )，對于從動齒輪， ?T cT ，對于主動齒輪， T 還要按式 (42)換算； 0k 為過載系數，一般取 1； sk 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 sm ≥ 時， sk =( ) ，當 sm 時，sk =； mk 為齒面載荷分配系數，跨置式結構： mk =～ ，懸臂式結構：mk =～ ； vk 為質量系數，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，沈陽 工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 27 vk =； 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)；． w j 為所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數，取法見 圖 41。 上述按 ?? csce TT ,min 計算的最大彎曲應力不超過 700MPa；按 cFT 計算的疲勞彎曲應力不應超過 210MPa，破壞的循 環(huán)次數為 6106? [17]。 圖 41 彎曲計算綜合系數 wj 本文取 0k =1， mk =， vk =， sk =( ) =， 從圖 41 知主動錐齒輪 wj 為 ，從動錐齒輪 wj 為 ，把 這些數據代入上式得： 主