中型客车主减速器设计说明书综述

1、 人类社会的各个领域，尤其是工业、农业、商业与国际贸易、国防建 设。对主减速器而言，它是汽车的一个重要组成部分，位于汽车传动系统的末端， 是驱动桥中的一个重要部分，其基本功用是将万向传动装置传来的发动机转矩通减速器，实现降低转速、增大转矩；通过圆锥齿轮副改变转矩的传递方向2 O主减速器的总成对装配精度要求很高，其制造与装配质量对驱动桥乃至整个 随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，主减速器的设计和制造工艺都在日益善。主减速器和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益 “零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织专业化目标应采用能以几种典型的零部件，以不同方案组合的设

2、计方法和生产方式达到也汽完 主减速器产品的系列化或变形的目的，或力求做到将某一类型的主减速器以更多或 增 是汽车最重要的系统之一，是为汽车传输动力所设计的。通过本课题设 计，使我们对 目前我国汽车产业在技术方面还很落后，离世界先进水平还有一段距离。虽然 国汽车行业处在黄金期，但千万不能以为中国的汽车行业已经走到了世界的最前我们在发动机技术、新产品研发、新材料利用等方面还相对落后。对于中国主减速器产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构 理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国 要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、破坏力大；企业总体

3、规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。 对自然资源产业发展已到了岔口；中国驱动桥生产企业急需选 择发展方向。目 前国产工业车辆主减速器的品种较单一，规格较少，供货周期较长，尤其是牵引 车等批量较少的车辆， 大多借用其它流动机械如叉车、装载机的主减速器，由于 结构型式和工况要求不完全一致很难使整车的动力及传动系统达到理想的匹配要 求，因而应大力提倡工业车辆主从目前世界汽车产业的发展现状和趋势来看，大跨国公司的优势越来越明显，国已经失去了独立发展民族汽车工业的国际环境，只有充分吸纳各国技术所长的合作才是降低研究开发成本、缩短新产品开发 / 生产周期、增强竞争力的现实 有效途径。而主减速器又是

4、汽车传动系统的一个重要部分，它的质量情况也在一定 响着整个汽车的质量，因此，我们应在结构合理的基础上，进一步优化使 随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向发展以及路面条件的改善，近年来 为减小驱动轮的外廓尺寸，目前主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮。实践和理分析证明，螺旋锥齿轮不发生根切的最小齿数比直齿齿轮的最小齿数少。显然采 旋锥齿轮在同样传动比下，主减速器的结构就比较紧凑。此外，它还具有运转噪声较小等优点。因而在汽车上曾获得广泛的应用。近年来，准双曲面齿轮 用到轿车的基础上，愈来愈多的在中型、重型货车上得到采用。在现代汽车发展中，对主减速器的要求除了扭矩传输能力、机械效率和重量指外，它的噪声性

5、能已成为关键性的指标。噪声源主要来自主、被动齿轮。噪声的标基本上取决于齿轮的加工方法。区别于常规的加工方法，采用磨齿工艺，采用磨削方法可以消除在热处理中产生的变形。因此，与常规加工方法相比，磨汽车在行驶过程中的使用条件是千变万化的。为了扩大汽车对这些不同使用条 的适应范围，在某些中型车辆上有时将主减速器做成双速的，它既可以得到大的速比又可得到所谓多档高速，以提高汽车在不同使用条件下的动力性和燃料经件 HG1090 型商用车的主减速器结构三维建模、主减速器齿轮的计算与校核、主减速器壳体的计算与校核、结构方案分析与优化。主要设计参数：额定装载质量 (要考虑到设计的可行性、安 全 主减速器是汽车传动

6、系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的 可使主减速器前 可使其尺寸及质量减 (2) 外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪(3) 在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。(4) 在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。 主减速器位适应使用要求发展有多种结构型式：如单级主减速器、双级主减速 器、双速主减速器和单级主减速器加轮边减速器。(1) 单级主减速器常由一对圆锥齿轮所组成。这对锥齿轮的传动比是根据整 动力性和燃油经济性的要求来选定的。它结构简单，质量轻，所以在可能条件下音 将会使从动锥齿轮的尺寸过大，影响驱动桥壳下

7、的离地间 (2) 双级主减速器是由第一级圆锥齿轮副和第二级圆柱齿轮副或第一级圆柱 轮副和第二级圆锥齿轮副所组成。采用双级主减速器可达到两种目的：一是可获大的传动比 6-10 , 其二是采用双级减速器后，第二级的传动比可以小一 些，由此第二级的从动齿轮尺寸在差速器安装尺寸允许情况下可相应减小，由此减 少了桥壳的外形尺寸，增加了离地间隙。而双级主减速器的重量及制造成本都比单 级主减速器要高的(3) 双速主减速器内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。汽车在良好路面行驶时，使用较小的传动比，在困难的路上行驶或需要较大的牵引力 (爬坡)时，则使用较大的传动比。它与五挡变速器配合使用，可使汽车有十个档位，使

8、汽 (4) 单级主减速器加轮边减速器：越野车、重型矿用自卸车和重型货车需要速比更大的驱动桥，同时也要很大的离地间隙，因此发展了轮边减速器。于是驱 动桥分成两次减速具有两个减速比主减速器传动比和轮边减速器比。相对这时 的主减速器传动比要比没有轮边减速器的主减速器传动比要小的多。其结果时驱 动 桥中央部分的外形尺寸减小很多，相对地增加了离地间隙。同时，在主减速器后和 轮边减速器前的零件如差速器、半轴等载荷大大减少，其零件尺寸也相车 角。当然，这种减 速器结构复杂，制造装配精度要求高，成本自然也是普通主 汽车主减速器广泛采用的是螺旋圆锥齿轮，它包括圆弧齿锥齿轮、准双曲面齿 圆弧齿锥齿轮传动，制造简单

9、，广泛应用在汽车主减速器上，以对圆弧齿锥齿啮合时，轮齿并不在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端，并有轮齿同时参加啮合，所以它比直齿轮能承受更大地载荷，而且平稳无声。但其对 度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便使工作条件急剧变坏，伴随磨损、增大大。为保证齿轮副的正确齿合，必须将轴承顶紧，提高支承刚度，增大壳 体刚度。圆双曲面齿轮传动与圆弧齿锥齿轮传动不同之处，在于主、从动轴线不相交而有 12 o此时两齿轮切向力乜与，之比，可根据啮合面上法向力彼此相等的条件求 出。 设与丿分别为主、从动轮平均分度圆半径，双曲面的传动比严为 双曲面传动有更大的传动比，当传动比一定，从动轮尺寸相同时，双曲面主

10、动齿轮 圆弧齿锥齿轮有较大直径，较高的齿轮强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度，当 比和主动齿轮尺寸一定时，双曲线从动锥齿轮直径比相应螺旋齿轮为小，因而双曲面齿轮副在工作过程中，除了有沿齿高方向的侧向滑动之外，还有沿齿长向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的摩合过程，并使其工作安静平滑。然而纵动可使摩擦损失增加，降低传动效率，因而偏移距 E 不应过大。双曲面齿轮传 大的压力和大的摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死。因此，双曲 面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和避免齿面烧结的特殊双曲面润滑油。考虑到生产条件、材料问题、以及经济性问题，我们选择采用格里森螺旋锥齿 按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动

11、主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面 齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传 在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发 机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿动锥度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传 主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点， 近年来，有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮传动。准双曲面锥齿轮传动与 圆

12、锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更 轴线向 下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车 齿轮。但是 , 准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力 很大，齿面油 膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加 剂的双曲面齿轮 油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨 从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端 稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿 合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。为保证齿轮副的正必须将支承轴承预紧，提高支承

13、刚度，增大壳体刚度。 4 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度 有 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。查阅资料、文经方案论证，采用跨置式支承结构（如图 2示）。齿轮前、后两端的轴颈均承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷 作用下的变 装载质量为 2t 以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。本课题所 从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图 3示）。为了增加支承刚度，两轴承 的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸 c+

14、do为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体 处有足够 70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于 do 5 主减速器锥齿 在汽车总体设计时和传动系的总传动比 i。一起由整车动力计算来确 定。可利用在不同 i。下的功率平衡田来研究 i。对汽车动力性的影响。通过优化 设计，对发动机与传动 对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率严 及其转速丿的情况下，所选择的 i。值应能保证这些汽车有尽可能 高 的最高车速 o这时 i 值应按下式来确定： vamaxx gh 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下 一般2 等以及是否需要轮边减速器）

15、，并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适 应。 24? 6.55根据相关文献可知，单级主减速器广泛应用在主减速比 汽 车，因此本设计采用单级主减速器，对于中型货车而言，通 5. 2 主减速器齿轮计算载荷的确定 通常是发动机最大转矩配以传动系 最低档传动比时和驱动打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮齿轮上的转 式中: K o超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的 轮胎对地面的附着系数，对于一个安装一般轮胎公路用汽车，取二 LB , iLB 分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和 (例如轮边减速器等 ) 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：对于单级主

16、减速器而言，当主减速器比较大时，应尽量使主动齿轮的齿数取小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。 大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从 量避免公约数；为得到理想的齿面重叠系数，器齿数之和对 按照文献中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表 动齿轮之间的齿数尽 于载货汽车应不少于 40, ch =189mm齿轮端面模数的选择 ch选定 后，可按 故 根据模数的优先等级，同时更好地满足强度要求初步取 m 8 ; 螺旋锥齿轮的旋转方向 分为左旋和右旋两种。对着齿面看去，如果轮齿的弯曲方向从其小端到大端 顺时针走向时，则称为右旋齿，反时针时则称为左旋齿。主从动齿轮的螺旋方 螺旋锥齿轮在传动

17、时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转 向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还时针时，要向齿轮的背面看去。而判断轴为方的方向时，可以用手势法则，左旋的轴向力方向用左手定则，右旋用右手定 则。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使 主、从动齿 轮在本设计中，由于是单级主减速器，因此主动锥齿轮采用左旋，从动锥齿轮 弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的采 法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可 以使齿轮 运转平稳，噪音低。对于货车弧齿锥齿轮，一般选用 =20o 0C 厉0C 厉 C C C 0o6LO

18、0000T 1XI E8 O8C X X )X XIIALA C x t + A*s 岂1? 3XAX3A a 吕 輕恤u=u H 锥齿轮要安全可靠地工作，必须右足够的强度和寿命。设计时，应根据其所 受 齿面磨损等。齿轮的使用寿命除与设计的正确与否有直接关系外，在实际生 的设计只是减少或避免上述损坏地产生，强度计算是检验设计可靠性 前强度计算多是近似的方法，在汽车工业中确定齿轮强度的主要依 试验，以及齿轮在实际使用中对情况的判断，而计算可作设计参据是台架及道 路考。随着计算机 技术在汽车设计中的应用、试验设备与技术的发展，为有限寿命 和有限元计算方法创 按发动机最大转矩计算时 要求。齿轮弯曲强

19、度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 : 式中: Kv质量系数，取 1； Z- 计算齿轮的齿数 ； ；（ 按照文献，主从动锥齿轮的 ow=700MPa,轮齿弯曲强度满足要 求。 主动齿轮轴的直径计算 通过上述计算和应力分析可知，齿轮参数选择远远满足使用要求，故进行如下优化。木艮据标 ） 单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时 ig -变速箱传动比，常取 1档进行计算，二 6? 24； ；（ 按照文献，主从动锥齿轮的 OwW ow=700MPa,轮齿弯曲强度满足要 求。 3 202090 2 2Ao 2.6168 B 主减速器锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷 大、作用时间长、变

20、化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄 具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的 齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。 锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规 选择合金材料是，尽量少用含鎳、辂呀的材料，而选用含猛、锐、硼、 汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有耐律 高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲 度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使 性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下较软，在

21、承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量 强 为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为 0. 005? 0. 020mm的磷化处理或铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高 25%的齿轮寿命。对于滑动根据以上要求，我们选用 20CrMnTi 的渗碳合金钢作为主减速器锥齿轮的材镀料。它的优点是表面扌恩扣得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为 0. 8%- 1. 强 度、表面接触强度和承受冲击的能力较好。由于较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用高，表面硬化层以下的基层较软，在 承

22、受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会 引起为改善新齿轮的磨合，防止其在运动初期岀现早期的磨损、擦伤、胶合或咬锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高 在齿轮热处理时，考虑到从动齿轮轮齿的使用频率比主动齿轮轮齿要低，为了均衡零件的使用寿命及经济性，我们可以使从动齿轮的硬度弱小于主动齿轮。主动 动力装置驱动圆弧螺旋锥齿轮的小齿轮，由小齿轮带动从动大齿轮。在工作齿 面上有一法向力。它分解成三个方向的分力：一个沿齿轮的切线方向称为切向力或 圆周力，一个沿齿轮轴线方向的称为轴向力，另一个与齿轮轴垂直的称为径向力。 齿轮的法向力与作用在齿面宽中点

23、处的圆周力有关。对于圆锥齿轮副来说，作用在主动、从动齿轮上的圆周力大小是一样的，方 相反；主动齿轮径向力与从动齿轮轴向力大小相等，方向相反；同样，主动齿 为确定齿面宽中点处的圆周力，首先要计算处从动齿轮齿面宽中点处 Dm2 P cos 主动齿轮左旋逆时针转动时 (汽车倒退 )： 计算结果如果轴向力是正值表明力的方向由小端到大端 ; 负值表明轴向力方向由大端到小端。径向力是正值表明径向力使该齿轮指向圆锥中心，负值表明径向力 44 4 44 4 主动齿轮轴和从动齿轮轴及轴承的确定 主动齿轮轴的直径计算 结合主动齿轮分度圆直径及 故前轴颈“班，后轴颈在机械设计手册中选择圆锥滚子轴承 30308和 确

24、定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图 3-4为 主动齿轮轴各轴承的载荷轴向力 径向力 主动齿轮径向力合力 承A E 器養蚩量动载荷 P斥斗齿圆柱喩仑囲肇滚冷瞬导 e值为 0. 37 , Q 轴承应有的基本额定动负荷 C 有.有所选择 30312圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选 30313轴承，经检 验能 进行结构设计时，必须与制造和使用修理密切结合起来。结构设计时如对结构 任何齿轮加工质量的好坏，在很大程度上决定于齿轮外形设计，所以设计时必考虑影响齿轮加工质量、经济效果等的重要因素。所设计的齿轮应当避免产生 跨越式小齿轮设有前轴颈以便安装前轴承，如果齿数选得少则

25、齿根圆直径也 而轴颈却需要一定的尺寸，这时需要注意在小齿轮设计时必须避免刀具干 涉，而把轴承座前端有一段螺纹，用来锁定轴承及凸缘，其固定方法是要使齿轮在作用向力时，螺栓不承受拉伸力。为了防止螺栓螺母松动，应采取取措施将其锁住锁紧垫片、用开口销螺母锁紧，而螺栓则由齿轮凸台的边缘予以止动。齿轮 缘上时，支承的凸缘应有足够得刚度。所以差速器壳前盖上一般有增强刚 为保证锥齿轮副能正常啮合，于齿轮装配后，对齿轮副需要检验调整，以保证 齿轮副的啮合痕迹正常。为此，在设计时应考虑齿轮的调整装置，本设计中，主 通过两处调整垫片和弹性波形套以及大螺母综合调整，调整好后，将螺母垫 轴颈槽（事先加工好得槽）锁死；从

26、动齿轮得调整是要利用其支承轴承外 侧的垫片为防止主减速器和轴壳内由于温度高使壳内部气压加大而引起漏油，常在主减速器上装有通气塞，通气塞得位置应比较隐蔽而不易为油溅及处。加油孔应设在加油方便的地方，油孔位置应使油面的高度位置。放油孔的位置应设在轴壳的最低点，以便在换油时能把油放尽。但是也不能把25 油塞突处轴壳点太多，这样在汽车通过障碍时，油塞极易碰落，从而齿轮，轴 承和对于主动锥轮轴上的后轴承的润滑应特别注意，该轴承距齿轮较远是无法采 用飞溅润滑的，为使后轴承润滑，需要设法引润滑油到达轴承处，于是常在从动齿轮的前端近小齿轮处的主减速器壳体上设有油道，使油道直通后轴承，靠齿轮 溅出来的油，流入似油杯的油口，使润滑油流到后轴承处，最后一个锥滚子轴 锥顶朝外，它起着向外泵油的作用，所以在主