轿车驱动桥设计 - 图文(3)

金陵科技学院学士学位论文 第3章 主减速器的设计

齿轮轴线相互平行，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。它工作平稳、能承受较大的负荷。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。

（2） 结构形式

按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器。在双级主减速器中，若第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称为轮边减速器。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆柱齿轮（或者一对圆锥齿轮）组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。本设计主减速器采用单级主减速器，其传动比i0一般小于等于7。

图3.2（a） 发动机横置主减速器

图3.2（b） 发动机横置主减速器

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金陵科技学院学士学位论文 第3章 主减速器的设计

3.1.2 主减速器主、从动斜齿圆柱齿轮的支承方案

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关外，还与齿轮的支承刚度相关。

（1）主动斜齿圆柱齿轮的支承

图3.3 主动齿轮跨置式

主动斜齿圆柱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、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构（如图3.3示）。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，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1/30以下．而主动斜齿圆柱齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5～1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。

（2）从动斜齿圆柱齿轮的支承

图3.4 从动齿轮支撑形式

从动斜齿圆柱齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图3.4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+d。为了使从动斜齿圆柱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+d应不小于从动斜齿圆柱齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。

3.2主减速器的基本参数选择与设计计算

3.2.1主减速器计算载荷的确定

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

i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。

动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡来研究i0对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0值，使汽车获得最佳动力性和燃料经济性。

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在给定发动机最大功率Pamax及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定：

i0?0.377式中：

rr——车轮的滚动半径，给定轮胎型号为195/65R15，所以可知rr=0.317m igh——变速器最高档传动比。igh=0.726

rrnpvamaxigh

根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。 把np=4000r/n , vamax=195km/h , rr=0.317m , igh=0.726代入

计算出 i0=3.377

（1）按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动齿轮的计算转矩Tce

Tce?式中：

Tce——计算转矩，N?m

Temaxi1i0kd?n （3-1）

Temax——发动机的输出的最大转矩，在此取161N?m；

?——发动机到万向传动轴之间的传动效率，在此取0.9；

k——液力变矩器变矩系数，k=[(k0-1)/2]+1, k0最大变矩系数，k在此取1；

i1——变速器一挡传动比，在此取2.816；

if——分动器传动比，在此取1；

i0——主减速器传动比 ，在此取3.377；

n——该汽车的驱动桥数目在此取1；

Kd——由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，取Kd=1.0，当性能系数

fp>0时可取Kd=2.0；

?1??mag?mag16-0.195 当0.195?16?????100??Temax?Temaxfp??? （3-2）

mag?0 当0.195?16???Temax??此处，仅计算fp=0，即Kd=1.0 由以上各参数可求Tce

161?2.816?3.377?0.9=1378N?m …… 此处隐藏：113字，全部文档内容请下载后查看。喜欢就下载吧 ……