载重汽车驱动桥主减速器设计

月doi ：10．3969／j．issn．1673－3142．2009．10．012

载重汽车驱动桥主减速器设计

李红渊，李萍锋

（太原理工大学齿轮车辆工程系，山西太原030024）

摘要：首先简要介绍了载重汽车及其驱动桥的发展，主减速器功用、总体构造和结构形式。然后选择了部分零、部件的参数，并对主要的零部件进行了设计和计算。驱动桥是参考斯太尔重型载重汽车驱动桥设计的。关键词：主减速器；驱动桥；载重汽车；双曲面弧齿锥齿轮中图分类号：U463．218

文献标识码：B

文章编号：1673-3142（2009）10-0043-03

Design on the Main Reducer of a Heavy Truck Drive Axle

LI Hong－yuan ，LI Ping－feng

（Department of Vehicle Engineering ，Taiyuan University of Technology ，Taiyuan 030024，China ）

Abstrac t ：The development of heavy trucks and the drive axle are briefly introduced．Then the function ，overall structure and construction style of the main reducer are presented．The parameters of the components of them are selected according to some references properly．The components ，including shafts ，gears ，bearings and so on ，are designed and calculated．The drive axle designed in this paper is consulted from the STR heavy truck．

Keywords ：main reducer ；drive axle ；heavy truck ；hypoid spiral bevel gears

农业装备与车辆工程

AGRICULTURAL EQUIPMENT &VEHICLE ENGINEERING

2009年第10期（总第219期）

No．102009（Totally 219）收稿日期：2009－07－21

作者简介：李红渊（1983－），男，山西长治人，太原理工大学车辆工程系在读硕士研究生，研究方向：汽车现代设计理论与方法。

引言

根据汽车分类标准（GB/3730.1-2001），车辆分为商用车和乘用车，车辆总质量大于14t 的商用车为重型汽车。汽车工业的发展带动了零部件及相关产业的展,作为汽车关键零部件之一的车桥系统也得到相应的发展，各生产厂家基本上形成了专业化、系列化、批量化生产的局面。主要表现在以下几个方面：（1）国际间的技术合作提高了车桥的整体质量；（2）重型载重汽车的发展牵动了车桥向重载方向发展；（3）激烈的市场竞争使得各专业生产厂家不得不从增加车桥及其附件的技术含量的方向上增加车桥的竞争力。

1主减速器概述

汽车的驱动桥位于传动系的末端，其基本功用

是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右车轮，并使左、右车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载式车身之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩。

驱动桥总成的结构型式，按其总体布置来说共

有3种：普通的非断开式驱动桥、带有摆动半轴的非断开式驱动桥和断开式驱动桥。普通的非断开式驱动桥，由于其结构简单、造价低廉、工作可靠，最广泛地应用在各种载货汽车及公共汽车上。鉴于此，本设计拟采用普通的非断开式驱动桥。

2

主减速器设计

2.1

主减速器的结构型式

在现代汽车的驱动桥上，应用最广泛的主减速

齿轮型式是“格里森”制或“奥利康”制螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。本设计拟采用双曲面齿轮，其特点是主、从动齿轮的轴线不相交而呈空间交叉90°夹角。这对于增强支承刚度，保证齿轮正确啮合，从而提高齿轮寿命大有益处。另外，由于双曲面齿轮传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径比相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径大，其结果是齿面间的接触应力降低。

2.2主减速器的基本参数选择与设计计算本设计选择了主减速比i 0=4.8，由于汽车的类

型很多，行驶工况又非常复杂，对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩T jm 为

T jm =(G a +G T )r r i LB ηLB n

(f R +f H +f P )N ·m

43··

2009年第10期农业装备与车辆工程

式中G a ———

汽车满载总重量，N ；G T ———所牵引的挂车的满载总重量，N ；r r ———车轮的滚动半径，m ；f R ———

道路滚动阻力系数；f H ———汽车正常使用时的平均爬坡能力系数；f P ———汽车或汽车列车的性能系数。

T jm =2132.7N ·m

2.3主减速器齿轮几何尺寸计算

（1）主、从动齿轮齿数的选择：参考STR 载重

汽车所推荐的基本参数，初取Z 1=21,Z 2=29

（2）从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择按经验公式：d 2=K d 2T jm

3

姨此外，对于螺旋锥齿轮或双曲面齿轮来说，节圆直径d 2应大于或等于以下两式算得数值中的较大值：

d 2≥0.346T

e max i g 1i 0姨=401．5m m d 2≥0.574T e max i 0姨=238．4m m

最后，按模数第一系列取优先值14，则

d 2=mz 2=406mm＞401．5m m （3）齿轮齿宽F 的选择

对于汽车工业，主减速器圆弧齿锥齿轮推荐采用：F =0.155d 2

（4）螺旋角的选择：β1=45°，β2=35°

（5）螺旋方向的选择：本设计中所选主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。

（6）法向压力角的选择：重型载货汽车可选用

20°30′的压力角。

（7）圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择

2r d =2K 2A 02

-A m 2

(2-sin 2β)姨+A m sin β2=304.8

“格里森”制（圆弧齿）双曲面齿轮常用的两种轮齿形状，即双重收缩齿、标准收缩齿。如图1所示。

2.4主减速器齿轮强度的计算（1）单位齿长上的圆周力

p =P =1040N/m （2）轮齿的弯曲强度计算

σw =2×103

T j K 0K s K m K V Fzm 2

J

=73.23≤210.9N/mm 2

（3）轮齿的齿面接触强度计算

σw =C P

1

2T 1max K 0K s K m K f ×103

V 姨

T 11max

3

姨

=1592.4＜1750N/mm 2

3

主减速器轴承的计算

3.1

作用在主减速器主、从动齿轮上的力（见表1）

3.2轴承载荷的计算

主动齿轮外(A)、内轴承(B)，从动齿轮左(C)、右

(D)轴承的径向载荷分别如下：

R A =1a

(Pb )2+(Rb -0.5Ad 1m )2姨=10177N

R B =25825N ；R C =6591.1N ；R D =5807.5N 3.3

轴承当量载荷及寿命

依据《滚动轴承应用手册》选取轴承型号及参数依次为：

A 轴承：31317型,

B 轴承：30321型，

C 轴承：30320型，

D 轴承：30320型

Q =XR+YA ；L ＝f t

C

f P Q

≤≤ε

×106

；L h

=L

60

n

Q A =11031.11N ，L hA =2.27×104h ；Q B =17290.31N ，L hB =2.11×104h ；

图2

载重车桥主减速器装配工程图

主动齿轮

从动齿轮

轴向力

A 1=P cos β(tan αsin γ-sin βcos γ)

=4094．3N A 2=P cos β(tan αsin γ+sin βcos γ)

=4010.7N

径向力

R 1=P cos β(tan αcos γ+sin βsin γ)

=11513.6N

R 2=P cos β(tan αcos γ-sin βsin γ)

=-2050N

表1

主、从动齿轮上的力

（下转第47页

）

44··

Q C=9455N，L h C=1.67×104h；

Q D=9768.6N，L hD=1.62×104h

4装配工程图

装配工程图见图2。

5主减速器的润滑

主减速器及差速器的齿轮及其轴承，均应有良好润滑，否则极易引起早期磨损。其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承，润滑条件差，其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现，而必须采取加强润滑的专门措施。这样，不仅可使轴承得到良好润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不会因润滑油有压力而漏油和损坏。6结论

本文依据斯太尔车桥基本参数对主减速器进行了设计计算以及校核，理论上达到了使用要求，其中锥齿轮选用双曲面弧齿锥齿轮，主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径比相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径大，从而使齿面间的接触应力降低。

参考文献

[1]刘惟信.汽车车桥设计（汽车设计丛书）［M］.北京：清华大学出版

社，2004.

[2]陆涛.斯太尔重型载重汽车维修手册［M］.北京：金盾出版社.2005.

[3]莫思剑.浅析我国商用车车桥的发展现状及趋势［J］.装备制造技

术.2005，（1）.

发生。

3.2.2解决方法

（1）为了解决LPG发动机冷启动困难,可以在起动时先启用柴油预热；第二代LPG发动机系统采用计算机控制,柴油起动暖机后可自动切换到LPG系统。

（2）另外,为保证可靠点火,应适当减小白金间隙,加大火花塞间隙,提高点火能量。

3.3发动机仓温度过高

3.3.1原因

（1）LPG发动机多采用较大压缩比和稀薄燃烧技术。在较大压缩比的情况下,LPG发动机工作的热效率比柴油发动机高,燃烧温度也高。

（2）LPG发动机排气系统后处理装置的温度比柴油机要高许多,排气系统后处理装置的高温,势必会导致发动机仓温度的升高。

（3）LPG燃气发动机的工作温度通常比柴油发动机高5－10℃左右,但目前改装的LPG公交车仍使用原来发动机的冷却水箱。由于水箱的容积比较小,发动机温度升高后,相对来说水箱的散热面积不足,散热效果较差,所以造成LPG燃气发动机水温升高,进而导致发动机仓温度升高。

3.3.2解决方法

（1）对排气系统进行隔热处理。为了解决排气系统在工作时的高温状态,可考虑在催化器、排气管、消声器等部件与发动机仓之间采取隔热措施,如加装隔热板(铁板夹石棉板)。

（2）改进冷却水箱的结构。改装成LPG燃气发动机后,由于发动机温度较高,水箱的冷却能力达不到要求。应精确计算LPG燃气发动机所需要的水箱散热面积,并综合考虑安装空间,加大水箱的容积及散热面积。

（3）提高冷却风扇的转速。由于冷却风扇的转速不能满足LPG发动机的抽风要求,所以应考虑改变皮带轮的尺寸,提高传动系统的传动比。

参考文献

[1]袁守利等.LPG车用发动机技术的现状和发展展望[J].能源技术,

2007,28(3):154-156.

[2]赵猛等.LPG发动机的研究现状和发展前景[J].柴油机设计与制

造,2007,15(1):1-6.

[3]张凤杰.LPG公交车发动机仓温度过高的改进措施[J].汽车维修,

2007，(10):22-23.

[4]蒋炎坤等.LPG/汽油双燃料发动机性能与排放特性研究［J］.华中

科技大学学报(自然科学版),2005,33(5):70-73.

[5]元广杰,杜德兴,张鹏等.柴油机双燃料复合燃烧的最佳运行范围

研究［J］.内燃机工程,2002,23(1):56-59.

[6]刘卫等.广州市液化石油气公交出租车综合管理手册,2007,1(1):

30-42.

（上接第44页）

47

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