-
学
院
名
课程论文
主减速器的设计
指导教师
称
专
业
名
称
摘
要
汽车主减速器作为汽车驱动桥中重
要的传力部件，是汽车最关键的部件之
一。
它承担着在汽车传动
系中减小转速、
增大扭矩的作用，
同时在动力向左右驱
动轮分流的差速器之前设置一个主减速器，
可以使主减速器前面的传动部
件，
如
变速箱、
分动器、
万向传动装置等传递的扭矩减小，
同时也减小了变速箱的尺寸
和质量，
而且操控灵敏省力。
汽车主减速器结构多种多
样，
主要是根据其齿轮类
型、
主动齿轮
和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。
按照主减速器齿
轮的类型分为：
螺旋锥齿轮和双曲面齿轮；
按照主减速器主动
锥齿轮的支承型式
及安置方法分为：悬臂式和跨置式；按照主减速器减速形式分为：单级
减速、双
级减速、
双速减速、
贯通式主
减速器和轮边减速等。
主减速器设计的好坏关系到
汽车的动力性
、经济性以及噪声、寿命等诸多方面。如何协调好各方关系、合理
匹配设计参数，
以达到满足使用要求的最优目标，
是主减速器设计中最重要的问
题。
关键词
：中型客车
主减速器
圆锥齿轮
主减速器的设计
1
、汽车的主要参数
车型
中型货车
驱动形式
FR4
×
2
发动机位置
前置、纵置
最高车速
U
max
=90km/h
最大爬坡度
i
max
≥
28%
汽车总质量
m
a
=9290kg
满载时前轴负荷率
25.4%
外形尺寸
总长
L
a
×总宽
B
a
×总高
H
a
=6910
×
24
70
×
2455mm
3
轴距
L=3950mm
前轮距
B
1
=1810mm
后轮距
B
2
=1800mm
迎风面积
A
≈
B
1
×
H
a
空气阻力系数
C
D
=0.9
轮胎规格
9.00
—
20
或
9.
0R20
离合器
单片干式摩擦离合器
变速器
中间轴式、五挡
下面参数为参考资料所得：
发动机最大功率及转速
114Kw-2600r/min;
发动机最大转矩及转速
539Nm-1600r/min
；
主减速比
i
0
=4.44;
< br>变速器传动比抵挡
/
高档
6.3/1
轮胎半径：型号为
9.0R20
< br>，轮胎胎体直径为
9.0
英尺，轮辋直径为
20
英尺，所
以半径为
汽车满载时质量
14t
r
r
?
?
9
.
0
?
2
?
20
?
< br>?
2
.5
4
?
0
.
48
m
2
2
、主减速器结构形式的确定
主减速器可以根据其齿轮类型、
减速形式以及主、
从动齿轮的支承形式的不
同而分类。
2.1
、主减速器的轮齿类型的选择
主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、
双曲面齿轮、
圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形
式。单级主减速器通常采用螺旋锥齿轮或者双曲面齿
轮传动
[1]
。
a
弧齿锥齿轮
b
双曲面齿轮
c
圆柱齿轮传动
d
蜗杆传动
图
2.1
主减速器的几种齿轮类型
（
1
）、弧齿锥齿轮
螺
旋锥齿轮传动的主、
从动齿轮轴线垂直相交于一点。
齿轮并不同
时在全长
上面啮合，
而是逐渐从一端连续的转向另一端。
由于轮齿端面重叠的影响，
至少
有两对以上的
轮齿同时在啮合，
所以工作平稳、
能够承受较大的符合、
制造也简
单。
但是在工作中噪声大，
对啮合精度非常敏感，
齿轮副锥顶稍有不吻合便会使
工作条件急剧的变坏，
并伴随着磨损增大和噪声的增大。
为
了保证齿轮副的正确
啮合，必须将支撑轴承预紧，提高其支撑刚度，增大壳体的刚度。<
/p>
（
2
）、双
曲面齿轮
双曲面齿轮传动的主、
从动
齿轮的轴线相互垂直而不相交。
主动齿轮轴相对
于从动齿轮轴有
向上或向下的偏移，
称这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。
所
以主动齿轮的螺旋角比从动齿轮较大一些。
当螺旋锥齿轮和双曲
面齿轮两种传动
形式主从动齿轮外径、
齿面宽以及主动齿轮齿数
都相同时，
双曲面齿轮由于主动
齿轮的螺旋角的增大，使主动齿
轮的节圆直径大约比螺旋锥齿轮大
20%
左右。这
样使得主动齿轮轴的轴颈相应的增大，
从而大大提高了齿轮啮合的刚度，
提高了
主动齿轮的使用寿命。
双曲面齿轮传
动由于齿轮轴线和从动齿轮的轴线偏移了一
段距离，
而引起齿面
之间的纵向滑移，
并且齿面间压力很大，
所以对于润滑油有
特殊的要求。
双曲面齿轮的加工精度和装配精度相对都比较高。
当要求传动比大
而轮廓尺寸又有限时，
采用
双曲面齿轮更为合理。
因为如果保持两种传动的主动
齿轮直径一
样，
则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小的多，
这对于
主减
速比
i
0
≥
4.5
的传动更加有其优越性。当传动比小于
2
时，双曲面主动齿轮相对
于螺旋锥齿轮主动齿轮就显
得过大，
这时选用螺旋锥齿轮更合理，
因为螺旋锥齿
轮具有较大的差速器可利用空间。
由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，
还导致其
进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，
因而双曲面齿轮传动比螺旋
锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度
也高
[3]
。
（
3
）、圆柱齿轮传动
圆柱齿轮传动广泛的应用于发动机横置的前置前驱的乘用车驱动桥和双极
主
减速器驱动桥以及轮边差速器。
（
4
）、蜗杆传动
与其他的齿轮传动形式
相比，蜗杆传动有如下的优点：轮廓尺寸和质量小，
并且可得到较大的传动比；
工作的非常平稳且无噪声；
便于汽车的总布置及贯通
式多桥驱动的布置；能传递大的载荷，使用寿命长；结构简单并且拆装方便，容
易调
整。它的主要的缺点是要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传
动效率较低。
综上所述，
考虑到制作成本及其本设
计的传动比
<4.5
，
所以本设计采用
螺旋
锥齿轮。
2.2
、主减速器减速形式的选择
<
/p>
主减速器的减速形式可以分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、单级
或者双级减速配以轮边减速等。
减速形式的选择主要取决于有动力性、
燃油经济
性等整车性能所要求的主减速比的大小及其驱动桥下的离地
间隙；
驱动桥的数目
及其布置的形式等。
如果只是就主减速比的大小选择减速形式的影响，
通常情况
下
当主减速比
i
0
<7.6
时应该采用单级主减速器。
这只是推荐的范围，
在确
定主减
速器的减速形式时会有不同的选择。
< br>由于本设计载货汽车的主减速比不是很大，所以本设计采用单级主减速器。
2.3
、主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择
主减速器必须要保证主从动齿轮有良好的啮合状况，
才能够使它们很好的工
作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整以及轴承、主减
速器壳体的刚度有关以外，
还与齿轮的支承刚度有密切的关系。
现在汽车主减速
器主动锥齿轮的支承型式有以下两种
[2]
：
（
1
）悬臂式
图
2.2
悬臂式支承
如图
2.2
所示，
悬臂式支承的结构特点是锥齿轮大端一侧有较
长的轴，
并且
在它的上面安装一对圆锥滚子轴承。为了尽可能的
增加支承的刚度，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
。支承刚度除了与轴承开式、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。
当采用一对圆
锥滚子轴承支承时，
为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，
应使两轴承圆锥滚
< br>子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。悬臂式支承
结
构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的主减速器上。
（
2
）跨置式
图
2.3
跨置式支承
如图
2.3
所示，
跨置式支承的结构特点是在锥齿轮前、
后两端的轴颈均以轴
承支承，
故又称两端支承
式。
跨置式支承使支承刚度大为增加，
又使轴承的负荷
减小，
齿轮的啮合条件改善，
因此齿轮的承载能
力高于悬臂式。
但是跨置式支承
增加了导向轴承支座，
使主减速器结构复杂，
成本提高。
乘用车和装载
质量小的
商用车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。
本设计采用结构较为简单的悬臂式支承，以降低其成本。
3
、主减速器基本参数的选择与设计计算
3.1
、主减速齿轮计算载荷的确定
除了主减速比及其驱动桥的离地间隙以外，
另一个原始参数是主减速器的齿
轮的计算载荷。这里采用“格里森”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挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩
T
< br>ce
T
ce
?
K
d
?
T
e
max
?
i
1
?
i
f
?
i
0
?
?
T
（式
2.1
）
式中：
[3]
n
i
1
——变速器一挡传动
6.3
；
<
/p>
i
0
——主减速器传动比在此取
4.44
；
T
e
max
——发动机的输出的最大转矩，在
此取
539
N
?
m
；
k
d
——由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，
对于一般
的载货
汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽
< br>车取
k
d
=1.0
，当性能系数
f
p
>0
时可取
k
d
=2.
0
；
?
1<
/p>
?
?
m
a
g
?
m
a
g
16
-
0.195
当
0.195
?
16
?
?
?
?
?
100
?
?
T
emax
?
T
emax<
/p>
f
p
?
?
?
（式
2.2
）
m
a
g
?
0
当
0.195
?
16
?
?
?
T
emax
?
?
m
a
——汽车满载时的总
质量在此取
14000kg
f
p
<0
所以
k
d
=1.0
< br>；
?
T
——传动系上传动部分的传动效率，在此取
0.9
；
i
f
——分动器传动
比，取
1
。
根据以上参数可以由
(2.1
）得：
T
ce
=
1<
/p>
?
539
?
1<
/p>
?
6.3
?
1<
/p>
?
4.44
?
0
.9
N
?
m
?
13569
N
?
m
1
3.1.2
< br>、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
T
cs<
/p>
'
G
2
?
m
2
r
r
T
cs
?
?
m
i
m
（式
2.3
）
式中：
G
2
——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷
,
G
2
=14
000
?
10
?
0.746N=104440N
；
m
2
'
——最大加速时后轴负荷转移系
数，一般乘用车为
1.2
～
1.4
，
货车为
1.1
～
1.2
此取
1.2
；
?
——轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取
?
=0.85
；对越野汽车取
?<
/p>
=1.0
；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级
轿车取
?
=1.25
；在此取
?
=0.85
；
r
r
——车轮的滚动半径，为
0.48m
；
?
m
——主减速器从动齿轮到车轮间的
传动效率，此取
0.9
；
i
m
——主减速器从动齿轮到车轮间的传动比取
1
。
所以由公式（
2.3
）
得
:
'
G
2
?
m
2
r
r
104440
?
0
.8
5
?
1
.2
?
0
.4
8
T
cs
?<
/p>
=
?
568815
N
?
m
?
m
i
m
0
.9
?
1
3.1.
3
、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
T
cf
T
Cf
?
（式
2.4
）
G
a
r
r
(
f
R
?
f
H
?
f
i
< br>)
i
m
?
m
n
式中：
G
a
——汽车满载时的总重量，在此取
14000
0N
；
f
R
——道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取
0.015~0.0
20
；在此取
0.018
；
f
H
——汽车正常行驶
时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取
0.05
0.09
在此取
0.07
；
f
i
—
—汽车的性能系数在此取
0
。
所以由式（
2.4
）得：
G
a
r
r
T
Cf
?
(
f
R
?
f
H
?
f
i
)
i
m
?
m
n
=
140000
?
0
< br>.4
8
?
0
.0
18
?
0
.0
7
?
?
6571
N
?
m
1
?
0
.9
?
1
T
c
=min[
T
cs
,
T
ce
]=13569N.m<
/p>
作为计算载荷，主动锥齿轮：
<
/p>
T
z
=
T
c
i
0
?
G
=3396N.m
；
T
zf
?
1238
N
?
m
。
3.2
、主减速器锥齿轮基本参数的选择
3.2.1
、主、从动锥齿轮齿数
z
1
和
z
2<
/p>
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑以下因素：
①为了磨合均匀，
z
1
，
z
2
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<
/p>
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商用车
z
1
一般不小于
6
；
④主传动比
i
0
较大时，
z
1
尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；
⑤对于不同
的主传动比，
z
1
和
< br>z
2
应有适宜的搭配
[5]
。
对于本设计，选定主动锥齿轮
z
1
=9
，从动锥齿轮
z
2
=40
。
3.2.2
、从动锥齿轮大端分度圆
直径
D
2
和端面模数
< br>m
对于单级主减速器，
D
2<
/p>
对驱动桥尺寸有影响，增大尺寸
D
2
会影响驱动桥壳
的离地间隙，减小
D
2
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。
D
2
可根据经验公式初选，即
D
< br>2
?
K
D
2
3
T
C
（
式
2.5
）
式中：
K
D
2
——直径系数，一般取
13.0
～
16
.0
，取
15
；
T
C
——从动锥齿轮的计算转矩，为
13569
N
?
m
；
由式（
2.5
）得：
D
< br>2
=15
?
13569
mm=357.78mm
，
< br>取整为
356,
齿轮端面模数
m
s
=
D
2
/
z
=356/40=8.9mm
。
同
时
m
s
满
足
m
s
?
K
m
3
T
c
(
式
2.6)
K
m
——模数系数（
K
m
通常为
0.3
～
0.4
）。<
/p>
m
s
?
K
m
3
T
c
=9.54mm
取两个计算结果中的较小值并且取整为
m
s
=10mm
，重新计算断面直径为
D
2
=400mm,
D
1
=90mm
。
由式（
2.5
）得：
D
2
=15
?
13569
mm=357.78mm
，
取整为
356,
齿轮端面模数
m
s
=
D
2
/
z
=356/40=8
.9mm
。
同
时
m
s
满
足
m
s
?
K
m
3
T
c
(
式
2.6)
K
m
——模数系数（
K
m
通常为
0.3
～
0.4
）。<
/p>
m
s
?
K
m
3
T
c
=9.54mm
取两个计算结果中的较小值并且取整为
m
s
=10mm
，重新计算断面直径为
D
2
=400mm,
D
1
=90mm
。
3.2.3
、主，从动齿轮齿面宽<
/p>
b
1
和
b
2
锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度
和寿命，
反而会导致因锥齿轮轮齿小
端齿沟变窄引起的切削刀头
顶面过窄及刀尖圆角过小，
这样不但会减小了齿根圆
角半径，加
大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差
或由于制造、
热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端会引起轮齿小
端过
早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，
轮齿表面的耐
磨性和轮齿的强度会降低
[4]
。
从动锥齿轮齿面宽推荐
b
2
不大于它的节锥距的
0.3
倍
,
但同时也应该满足小
于
10
倍
的
端<
/p>
面
模
数
。
从
动
锥
齿
轮
齿
面
宽
b
2
推
荐
值
为
:
b
2
=0.155
d
2
=0.155
?
400mm=62mm
，对于螺旋锥齿轮齿轮
b
1
一
般比
b
2
大
1
0%
。齿面
宽
b
1
=1.1
b
2
=1.1
?
62=68mm
。
3.2.4
、螺旋角
?
的选择
螺旋锥齿轮和双曲面齿
轮螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，
轮齿小端的螺旋角最小。
螺旋锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。
汽车主减速器螺
旋锥齿轮螺旋角或者双曲面齿轮的平均螺旋角一般是
35
°
～
40
°，轿车选择较
大的
?
以保证较大的
?
F
，使运转平稳，噪声小；货车选择较小的
?
以防止轴向
力过大，通常取
35
°。<
/p>
综上分析对于本设计范例选择螺旋角
?
=35
°。
3.2.5
、螺旋方向的选择
图
2.4
双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力
主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。如图
2.4
所示，从锥齿轮锥顶上看，
齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，
向右倾斜为右旋。
螺旋方向与锥齿轮的旋
转方向影
响它的轴向力的方向。
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。<
/p>
所以当发动机旋转方向为逆时针时，
采
用的主动锥齿轮为左旋使轴向力离开
锥顶方向
[5]
。
3.2.6
、法向压力角
加大压力角可以提高齿轮的强度，
减少齿轮不产生根切的最小齿数，
但是对
于尺寸小的齿轮，
大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，
并使齿轮的端面重叠<
/p>
系数下降。
所以对于轻载荷工作的齿轮一般采用小压力角，
可以使齿轮运转平稳，
噪声低。
对于弧齿锥齿
轮，
轿车一般选用
14.5
°或者
16
°；
货车的压力角为
< br>20
°；
重型货车的压力角为
2
2.5
°。在此选用
20
°的平均压力
角
[6]
。
3.3
、主减速器锥齿轮几何尺寸的计算
表
2.1
主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表
序号
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
计算公式
数值
9
40
10mm
62mm
20
°
16.5mm
18.32mm
90
°
90mm
12.68
°
77.32
°
205mm
注
释
小齿轮齿数
大齿轮齿数
模数
大齿轮齿面宽
压力角
齿工作高
h
g
,
H
1
查表
2.2
取
1.65
齿全高
h
,
H
2
查表
2.2
取
1.832
轴交角
?
小齿轮分度圆直径
小齿轮节锥角
大齿轮节锥角
节锥距
z
1
z
2
m
b
2
?
h
g
?
H
1
m
h
?
H
2
m
?
d
1
?
mz
1
?
1
?
arctan
z
1
/
z
2
?
2
?
90
?
?
1
A
0
?
d
1
/
2sin
?
1
-
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