8 转向驱动桥主减速器设计8.1 主减速器的结构形式8.1.1 确定主减速器传动比0i在汽车总体设计时，就可以确定主减速比0i 、载荷和最小离地间隙。

主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。

本设计中，主传动比是已知确定的，其值111.40 i 。

8.1.2 确定主减速器型式主减速器的结构形式较多，有单级、双级、双速、轮边减速器等。

单级主减速器具有简单简单，质量小，容易制造，结构紧凑，成本低和效率高等优点，广泛应用于传动比小于7的中、小型汽车上。

由已知，0i =4.44＜7，故而采用单级主减速器。

如图8.1所示。

图8.1 中央单级主减速器8.1.3 主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，准双曲面齿轮，圆柱齿轮等形式。

准双曲面齿轮的小轮轴线相对于大轮轴线不相交也不平行，有下偏移和上偏移两种。

这种结构可以使整车质心降低，提高了行车的稳定性。

在工作中，准双曲面齿轮运转更加平稳，噪声较低，承裁能力高，其广泛应用于乘用车、轻型货车上。

所以，本设计选用准双曲面齿轮传动。

1—螺母; 2—后桥凸缘; 3—油封; 4—前轴承; 5—主动锥齿轮调整垫片;6—隔套; 7—垫片; 8—位置调整垫片; 9—后轴承;10—主动锥齿轮图8..2 主动锥齿轮及调整装置零件图8.1.4 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式图8.3 主动锥齿轮悬臂式支承图8.4 主动锥齿轮跨置式图8.5 从动锥齿轮支撑形式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。

乘用车常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式，跨置式支承较悬臂式承载能力可提高10%左右（如图示），但结构较复杂，所以本设计采用悬臂式支承结构（如图2-3示）。

从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2-5示）。

两轴承的圆锥滚子大端相向朝内，以减小尺寸c+d 。

为均匀分配载荷，一般c 等于或大于d 。

8.2主减速器的基本参数选择与设计计算8.2.1主减速器计算载荷的确定1.按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩ce T 从动锥齿轮计算转矩ce Tni i ki T K T f e d ce η01max =（2-2）式中：ce T —计算转矩，m N ⋅； max e T —发动机最大转矩，max e T =210m N ⋅n —计算驱动桥数目，n =1； f i —变速器传动比，f i=1；0i —主减速器传动比，0i =4.444； η—变速器传动效率，取η=0.9； k —液力变矩器变矩系数，k =1；d K —猛接离合器而产生的动载系数，d K =1； 1i —变速器最低挡传动比，1i =3.545； 代入式（2-1），有： ce T =2754.39m N ⋅2.按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cs Tm m r i r G m T cs ⋅=ηϕ/2'2 （2-3）式中：2G —汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，前桥所承的负荷2G =N 5.98248.92/2005=⨯；ϕ—轮胎对地面的附着系数，在安装一般轮胎的汽车在良好的混凝土或沥青路上，取0.85，对于安装防测滑轮胎的乘用车可取1.25，对于越野车一般取1.0，取ϕ=0.85；r r —车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为205/55 R16，则车轮滚动半径为0.31595m ；m '2——汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车m '2=1.2〜1.4，取1.3；m η—主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率，m η=0.95； m i —主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动比，m i =1； 可得：m m r cs i r G m T ⋅=ηϕ/2'2=195.03159.085.03.15.9824⨯⨯⨯⨯=3609.93m N ⋅3.对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cf Tni r F T m m rt cf η=式中：t F —汽车日常行驶平均牵引力，j w i f t F F F F F +++=，等号后分别为滚动阻力，坡度阻力，空气阻力，加速阻力，日常行驶忽略坡度阻力和加速阻力N A C f G F F F a D a w f t 43.109615.212=⋅+⋅=+=μ其中：a G —整车重力，N G a 8.92005⨯=；f —滚动阻力系数，计算时轿车取R f =0.010～0.015，载货汽车取0.015～0.020，越野汽车取0.020～0.035，取f =0.025；D C —空气助力系数，D C ＝0.8；A 迎风面积，25.2mm A =；a μ—日常平均行驶车速，h km a /80=μ。

可得：m N ni r F T m m rt cf ⋅==36.346η 故：计算锥齿轮最大应力时，计算转矩[]m N T T T cs ce c ⋅==39.2754,min 主减速器主动齿轮的平均计算转矩为)(m N T z ⋅为： 按最大应力计算：m N i T T Gc z ⋅=⨯==45.7449.0111.4391.27540η按疲劳寿命计算：m N i T T Gcf z ⋅=⨯==61.939.0111.436.3460η8.2.2 主减速器基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数1z 和2z 、从动锥齿轮大端分度圆直径2D 、端面模数t m 、主从动锥齿轮齿面宽1b 和2b 、中点螺旋角β、法向压力角α等。

主、从动锥齿轮齿数1z 和2z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，主、从动齿轮的1z 和2z 之间应避免有公约数。

2）对于单级主减速器，主传动比0i 较大时，使主动齿轮1z 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。

3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车1z 一般不小于6。

当60≥i 时，1z 的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，1z 最好大于5。

当0i 较小(如0i =3.5～5)时，可取为7～12。

4）为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于乘用车应不少于50。

5）对于不同的主传动比，1z 和2z 应有适宜的搭配。

本车的主减速比为4.111，根据以上要求，,参考文献[5]表3-10、3-13后选用取1z =10，则11.4110111.42=⨯=z ，取2z =41，能够满足条件：+1z 50512≥=z 1.从动锥齿轮大端分度圆直径2D 的选择对于单级主减速器，增大尺寸2D 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小2D 又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

2D 可根据经验公式初选，即322c D T K D = （2-4）式中：2D K —直径系数，一般取13.0～15.3；c T —从动锥齿轮的计算转矩)(m N ⋅，[]m N T T T cs ce c ⋅==39.2754,min 。

所以2D =（13.0～15.3）32754.39⨯=（182.23～214.47）mm根据该式可知从动锥齿轮大端分度圆直径的取值范围为（182.23～214.47）mm ，参考文献[5]中推荐当以Ⅰ挡传递max e T 时，节圆直径2D 应大于或等于以下两式算得数值中较小值：mm i i T D g e 191111.4545.3210346.0346.00max 21=⨯⨯=≥mm r G D r 17831595.05.982485.0346.085.0346.022=⨯⨯=≥即在本设计中需使mm D 1802≥当以直接传递max e T 时，2D 则需满足以下条件mm i T d e 169111.4210574.0574.00max 2=⨯⨯=≥初选2D =197mm2.从动锥齿轮端面模数t m 的选择由t m =2D /2z =197/41=4.805mm ，参考《机械设计手册》初选取=t m 5mm 。

根据t m =3c m T K 来校核=t m 5mm 选取的是否合适，其中m K =（0.3～0.4）此处t m =（0.3～0.4）3391.2754=（4.2～5.6）因此满足校核条件。

所以，取=t m 5mm ，则2D =205mm ，1D =50mm 。

3.主、从动锥齿轮齿面宽1b 和2b对于从动锥齿轮齿面宽2b ，推荐不大于节锥2A 的0.3倍，即223.0A b ≤，而且2b 应满足t m b 102≤，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：22155.0D b ==0.155⨯205=31.775mm取整=2b 32mm通常使小齿轮的齿面比大齿轮大10%，所以1b =1.12b =35.2mm ，取1b =36mm 。

4.螺旋方向主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。

当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向。

这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。

所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为顺时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为逆时针。

5.法向压力角对于双曲面齿轮，从动齿轮两侧压力角是相同的，但主动齿轮轮齿两侧压力角不等。

选取平均压力角时，乘用车为19°或20°。

取主动锥齿轮︒=20α，从动锥齿轮︒=19α。

6.双曲面齿轮副偏移距E选择双曲面齿轮的偏移距E 时，对小轿车、轻型载重汽车的主减速器来说，E 不应超过从动齿轮节锥距0A 的40％(接近于从动齿轮节圆直径D 2的20％)，传动比越大则偏移距E 也应愈大，但当偏移距E 大于从动齿轮节圆直径的20％时，应检查根切是否存在。

则mm D E 75.30%202=⋅≤，取mm E 30=双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。

由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧。

如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。

如果主动齿轮处于左侧，则情况相反，图2—6a 、b 为主动齿轮轴线下偏移情况，图2—6c 、d 为主动齿轮轴线上偏移情况。

本设计取双曲面齿轮主动锥齿轮为下偏移。

图2-5 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向a ），b ）主动齿轮轴线下偏移c ），d ）主动齿轮轴线上偏移7.中点螺旋角β一般β越大，则ε也越大，同时啮合的齿越多，噪声越低，传动越平稳，，而且轮齿的强度越高，ε应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但β过大，会导致轴向力增大，乘用车选用较大的β以保证较大的ε。

汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，而商用车选用较小的β值以防止轴向力过大。