广东技术师范学院天河学院汽车设计课程设计
上采用。
1.2.4贯通式主减速器
贯通式主减速器根据其减速形式可分成单级和双级两种。单级贯通式主减速器具有结构简单，体积小，质量小，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性等优点，主要用于轻型多桥驱动的汽车上。
根据减速齿轮形式不同，单级贯通式主减速器又可分为双曲面齿轮式及蜗轮蜗杆式两种结构。双曲面齿轮式单级贯通式主减速器是利用双曲面齿轮副轴线偏移的特点，将一根贯通轴穿过中桥并通向后桥。但是这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的限制，而且主动齿轮工艺性差，主减速比最大值仅在5左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱动桥上。当用于大型汽车时，可通过增设轮边减速器或加大分动器速比等方法来加大总减速比。蜗轮蜗杆式单级贯通式主减速器在结构质量较小的情况下可得到较大的速比。它使用于各种吨位多桥驱动汽车的贯通式驱动桥的布置。另外，它还具有工作平滑无声、便于汽车总布置的优点。如蜗杆下置式布置方案被用于大客车的贯通式驱动桥中，可降低车厢地板高度。
对于中、重型多桥驱动的汽车，由于主减速比较大，多采用双级贯通式主减速器。根据齿轮的组合方式不同，可分为锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮一锥齿轮式两种形式。锥齿轮一圆柱齿轮式双级贯通式主减速器可得到较大的主减速比，但是结构高度尺寸大，主动锥齿轮工艺性差，从动锥齿轮采用悬臂式支承，支承刚度差，拆装也不方便。圆柱齿轮一锥齿轮式双级贯通式主减速器的第一级圆柱齿轮副具有减速和贯通的作用，有时仅用作贯通用，将其速比设计为1。在设计中应根据中、后桥锥齿轮的布置、旋转方向、双曲面齿轮的偏移方式以及圆柱齿轮副在锥齿轮副前后的布置位置等因素来确定锥齿轮的螺旋方向，所选的螺旋方向应使主、从动锥齿轮有相斥的轴向力。这种结构与前者相比，结构紧凑，高度尺寸减小，有利于降低车厢地板及整车质心高度。
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商用货车主减速器设计
二、主减速器主、从动锥齿轮的支承方案
主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。
2.1主动锥齿轮的支承
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。
图2.1 主减速器锥齿轮的支承形式
a)主动锥齿轮悬臂式 b)主动锥齿轮跨置式 c)从动锥齿轮
悬臂式支承结构(图2.1a)的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a和增加两支承间的距离凸b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70％还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。
跨置式支承结构(图2.1b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传
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动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。
2.2从动锥齿轮的支承
从动锥齿轮的支承(图2.1c)，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。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+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c十d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70％。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承(图2.2)。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图2.3所示。
图2.2 从动锥齿轮辅助支承 图2.3 主、从动锥齿轮的许用偏移量
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三、主减速器锥齿轮主要参数选择与计算载荷的确定
3.1主减速器齿轮计算载荷的确定
汽车主减速器有格里森和奥利康两种切齿方法，这里介绍格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。
3.1.1按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩
TcekT?demaxkiii?n1f0
式中，Tce为计算转矩（N.m）；kd为猛接离合器所产生的动载系数，货车：
kd=1；Temax为发动机最大转矩；n为计算驱动桥数；i1为变速器一档传动比；η
为发动机到万向传动轴之间的传动效率。（汽车设计 表4-1）
取kd=1，k=1，i1=4.39，n=1，if=1，i0=4.75，?=98% 则
TcekT?demaxkiii?n1f0=
1?205?1?4.39?1?4.75?0.98=4409.76N.m
13.1.2按驱动轮打滑转矩确定
Gm?rT?i?’22csmmr
式中，Tcs为计算转矩（N.m）；G2为满载状况下一个驱动桥上的静载荷（N）；m2为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车：m2=1.2～1.4，商用车：m2=1.1～1.2；D=1.1～1.2；?为轮胎与路面间的附着系数；rr为车轮
’’’滚动半径（m）；im为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；?m为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率。（汽车设计 表4-1）
取m2=1.1，?=0.85，rr=0.335，im=1，?=95%
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则
Gm?rT?i?’22csmmr=
2495?9.8?60%?1.1?0.85?0.335=4846.58 N.m
1?0.953.1.3主动齿轮计算转矩为
Tz?Ti?0cG
式中，Tz为主动锥齿轮的计算转矩（N.m）；i0为主传动比；?为主、从
G动锥齿轮间的传动效率，计算时对于弧齿追齿轮副，?G取95%，对于双曲面齿轮副，当i0＞6时，?G取85%，当i0≤6时，?G取90%。 则
TT??iz0cG4409.76?1031.52 N.m
4.75?0.93.2锥齿轮主要参数的选择
主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms、主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋角β、法向压力角α等。
3.2.1主、从动锥齿轮齿数
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, Z1、Z2之间应避免有公约数。
2)为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。
3)为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于货车，Z1一般不少于6。
4)当主传动比i0较大时，尽量使Z1取得小些，以便得到满意的离地间隙。
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