小汽车减速器的发展

2023年11月26日发(作者：2012年本田雅阁)

小汽车减速器的发展

第1章 引言

1.1课题研究的目的及意义

汽车主减速器是驱动桥最重要的组成部分，其功用是将万向传动装置传来的

发动机转矩传递给驱动车轮，是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。

对发动机纵置的汽车来说，主减速器还有改变动力传输方向的作用。汽车正常行

驶时，发动机的转速通常在200至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变

速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需要很大，齿轮的半径也相应

加大，也就是说变速箱的尺寸会加大。另外，转速下降，扭矩必然增加，也加大

了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，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。

[1]

1.2汽车主减速器发展现状

改革开放以来，中国的汽车工业得到了长足发展，尤其是加入WTO以后，

我国的汽车市场对外开发，汽车工业逐渐成为世界汽车整体市场的一个重要组成

部分。同样，车用减速器也随着整车的发展不断成长和成熟起来。

[3]

随着高速公路网状况的改善和国家环保法规的完善，环保、舒适、快捷成为

客车和货车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、

传动效率高、成本低逐渐成为客车和货车主减速器技术的发展趋势。

产品上，国内卡车市场用户主要以承载能力强、齿轮疲劳寿命高、结构先进、

易维护等特点的产品为首选。目前己开发的产品，如陕西汉德引进德国撇N公

司技术的485单级减速驱动桥，一汽集团和东风公司的13吨级系列车桥为代表

的主减速器技术，都是在有效吸收国外同类产品新技术的基础上，针对国内市场

需求开发出来的高性能、高可靠性、高品质的车桥产品。这些产品基本代表了国

内车用减速器发展的方向。通过整合和平台化开发，目前国内市场形成了457、

460、480、500等众多成型稳定产品，并被用户广泛认可和使用。设计开发上，

CAD、CAE、等计算机应用技术，以及AUTOCAD、UG16、CATIA、等设计软

件先后应用于主减速器的结构设计和齿轮加工中，有限元分析、数模建立、虚拟

试验分析等也被采用，齿轮设计也初步实现了计算机编程的电算化。新一代减速

1

器设计开发的突出特点是：不仅在产品性能参数上进一步进设计上完全遵从模块

化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批

量生产，更适应现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特

点，这些都对基础件产品提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地进

行二次开发和持续改进，以满足快速多变的市场需求。

与国外相比，我国的车用减速器开发设计不论在技术上、制造工艺上，还是

在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齿轮制造技术缺乏独立开发与创新能

力，技术手段落后(国外己实现计算机编程化、电算化)。目前比较突出的问题是，

行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，

相当比例的产品仍为中低档次，缺乏有国际影响力的产品品牌，行业整体散乱情

况依然严重。这需要我们加快技术创新、技术进步的步伐，提高管理水平，加快

与国际先进水平接轨，开发设计适应中国国情的高档车用减速器总成，由仿制到

创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距。近几年来，国内汽车生产厂家，

如重汽集团、福田汽车、江淮汽车等通过与国外卡车巨头，如沃尔沃、通用、五

十铃、现代、奔驰、雷诺等进行合资合作，在车桥减速器的开发上取得了显著的

进步。目前，上汽集团、东风、一汽、北汽等各大汽车集团也正在开展合作项目，

希望早日实与世界先进技术的接轨，争取设计开发的新突破。

总体来说，车用减速器发展趋势和特点是向着六高、二低、二化方向发展，

即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率，低噪声、

低成本，标准化、多样化，计算机技术、信息技术、自动化技术广泛应用。从发

动机的大马力、低转速的发展趋势以及商用车的最高车速的提升来看，公路用车

桥减速器应该向小速比方向发展：在最大输出扭矩相同时齿轮的使用寿命要求更

高(齿轮疲劳寿命平均可达50万次以上)；在额定轴荷相同时，车桥的超载能

[4]

力更强;主减速器齿轮使用寿命更长、噪音更低、强度更大，润滑密封性能更好；

整体刚性好，速比范围宽。

[5]

1.3课题研究的内容

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。例如：

1.3.1主减速器齿轮的类型

在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿

轮。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮），或

2

一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动

或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时

也采用蜗轮传动。

[6]

1.3.2主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法

在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置

方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重

要因素之一。

[7]

现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种：

（1）悬臂式

齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚

度，应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时

比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。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。

（2）跨置式

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。而主动锥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。装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿

轮都是采用跨置式支承。但是跨置式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构

复杂，成本提高。轿车和装载质量小于2t的货车，常采用结构简单、质量较小、

[8]

成本较低的悬臂式结构。

1.3.3主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整

支承主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间

该间隙的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度

特性及使用转速有关。

主动锥齿轮轴承预紧度的调整，可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整

垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴

承预紧度极为方便，波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。

[9]

1.3.4主减速器的减速型式

主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级

贯通、主减速及轮边减速等。

[10]

3

正如上面我们看的一样，减速器的类型很多，那么每种类型的主减速器都适

用什么类型的车呢？是不是有种减速器是完美无缺的？本课题就是来解决这些

问题的。其实每种类型都有它的优缺点，我们本课题要研究的内容就是要通过分

析设计，在齿轮副抗疲劳强度、主减速器噪声、制造成本、整体尺寸等方面，找

出不同类型的减速器的优缺点。了解了他们的优缺点后我们就能更好更充分的利

用它们，为汽车优化设计提供方便。

第2章 汽车主减速器概述

2.1主减速器的功用

汽车主减速器是驱动桥最重要的组成部分，其功用是：

1）将万向传动装置传来的发动机转矩传递给驱动车轮；

2）减小汽车传动系中的转速、增大扭矩的主要部件；

3）当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用；

[11]

2.2主减速器的分类

按参加减速传动的齿轮副数目分，可分为单级式主减速器和双级式主减速

器。除了一些要求大传动比的中、重型车采用双级主减速器外，一般微、轻、中

型车基本采用单级主减速器。

1、双级减速器

可以分为整体式和分开式两种:

a)整体式主减速器。双级主减速器中的两级减速机构装在一个壳体内称整体

式主减速器。

b)分开式主减速器。双级式主减速器中的第一级主减速器与第二级主减速器

分开，并且各装在一个单独的壳体内，称分开式主减速器。当第一级主减速器安

装在汽车左、右轮中部时称中央减速器。

当主减速器传动比较大时，为保证汽车具有足够的离地间隙，这时则需采用

双级主减速器。双级减速器多了一个中间过渡齿轮，主动椎齿轮左侧与中间齿轮

的伞齿部分啮合，伞齿轮同轴有一个小直径的直齿轮，直齿轮与从动齿轮啮合。

这样中间齿轮向后转，从动齿轮向前转动。中间有两级减速过程。 双级减速由

于使车桥体积增大，过去主要用在发动机功率偏低的车辆匹配上，现在主要用于

低速高扭矩的工程机械方面。

在双级式主减速器中，若第二级减速在车轮附近进行，实际上构成两个车轮

处的独立部件，则称为轮边减速器。这样作的好处是可以减小半轴所传递的转矩，

有利于减小半轴的尺寸和质量。轮边减速器可以是行星齿轮式的，也可以由一对

圆柱齿轮副构成。当采用圆柱齿轮副进行轮边减速时可以通过调节两齿轮的相互

位置，改变车轮轴线与半轴之间的上下位置关系。这种车桥称为门式车桥，常用

于对车桥高低位置有特殊要求的汽车

5

2、单级减速器

单级减速器就是一个主动椎齿轮(俗称角齿)，和一个从动伞齿轮(俗称盆角

齿)，主动椎齿轮连接传动轴，顺时针旋转，从动伞齿轮贴在其右侧，啮合点向

下转动，与车轮前进方向一致。由于主动锥齿轮直径小，从动伞齿轮直径大，达

到减速的功能。

按减速齿轮副结构型式分，可分为圆柱齿轮式、圆锥齿轮和准双曲面齿轮等

型式。

①圆柱齿轮。它的结构简单、加工容易，常用斜齿圆柱齿轮。圆柱齿轮多用

在发动机横置时的主减速器，轮边减速或者双级主减速器中。

②弧齿锥齿轮。它的传动特点是主动齿轮轴线与从动齿轮轴线相互垂直交于

一点。此外，工作时同时啮合的齿数多，故工作平稳、噪声小、承载能力大。对

安装精度要求高，运用于发动机纵置的场合。

③双曲面齿轮。它的传动特点是主动齿轮轴线与从动齿轮轴线相互垂直而不

相交。主动齿轮轴线相对于从动齿轮轴线向上(下)偏移一距离E，称偏移距。相

同条件下即传动比一定，从动齿轮相同时双曲面齿轮有较高的强度，同时啮合的

齿数多，工作平稳噪声小。利用两齿轮轴线允许偏移的特点可以调节汽车质心位

置或提高离地间隙，改善汽车在坏路面上的通过能力。为防止使用中齿面过快磨

损，必须用特种润滑油。目前这种齿轮广泛应用在发动机纵置时的驱动桥中。

④蜗轮蜗杆。它的工作非常平稳可靠、无噪声，轮廓尺寸及质量均小，可以

得到大些的传动比。还有结构简单、拆装方便等优点。它的缺点是传动效率低。

蜗轮蜗杆式减速器适用于发动机纵置场合，但应用较少。

2.3 主减速的组成

不同系列的主减速器的结构是不一样的。老的汽车结构教材上一般都以东风

140的主减速器为蓝本，而实际上东风140的主减速器结构也比较经典，可以代

表大多数汽车主减速器的结构。以东风140的主减速器为例，其主要结构为：主

动锥齿轮、从动锥齿轮、轴承座、减速器壳总成和差速器总成，其中，差速器总

成是由差速器壳总成、十字轴、行星齿轮、半轴齿轮、行星齿轮垫片和半轴齿轮

垫片构成。 东风140的主减速器代表了大多数单后桥主减速器的结构，但是现

在的重卡有很多都采用了贯通桥，贯通桥主减速器与上述结构相比有很大的差

异。

6

第3章 主减速器的对比分析

3.1主减速器结构方案分析

主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。

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。

3.1.1螺旋锥齿轮传动

螺旋锥齿轮传动(图3-1a)的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同

时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面

重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的

负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有

不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。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。

图3-1 主减速器齿轮传动形式

a)螺旋锥齿轮传动 b)双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传动 d)蜗杆传动

3.1.2双曲面齿轮传动

双曲面齿轮传动(图3-1b)的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动

齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E，此距离称为偏移距。由于偏

[13]

移距E的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角(图3-2)。根据啮

?

12

?

合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比。

8

Fcos

11

?

(3-1)

?

Fcos

22

?

其中，F、F分别为主、从动齿轮的圆周力；

12

β、β分别为主、从动齿轮的螺旋角。

12

图3-2双曲面齿轮副受力情况

螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点A的切线TT与该点

和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角(图3-2)。

通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。

双曲面齿轮传动比：

i??

0s

Frrcos

2222

?

(3-2)

Frrcos

1111

?

式中，为双曲面齿轮传动比；、分别为主、从动齿轮平均分度圆半径。

i

0s

rr

12

螺旋锥齿轮传动比为：

i

0L

i?

0L

r

2

（3-3）

r

1

令，则。由于>，所以系数K>1，一般为

K?coscos

??

21

i?Ki

0s0L

?

12

?

1.25~1.50。

这说明：

1）当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动

比。

2）当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥

9

齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。

3）当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺

旋锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。

另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点：

1）在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还

有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运

转平稳性。

2）由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的大于从动齿轮的，

?

12

?

这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的

弯曲强度提高约30%。

3）双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当

量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。

4）双曲面主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用

?

1

较少的齿数，有利于增加传动比。

5）双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切

削刃寿命较长。

[14 ]

6）双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯

通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，

有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。

但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：

1）沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传

动效率约为96%，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99%。

2）齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶

合能力较低。

3）双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。

4）双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，

螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。

由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。

一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮

传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺

旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得

过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速

器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。

10

3.1.3圆柱齿轮传动

圆柱齿轮传动(图3-1c)一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱

动的轿车驱动桥(图3-3)和双级主减速器贯通式驱动桥。

3.1.4蜗杆传动

蜗杆(图3-1d)传动与锥齿轮传动相比有如下优点：

1)在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比(可大于7)。

2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。

3)便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。

4)能传递大的载荷，使用寿命长。

5)结构简单，拆装方便，调整容易。

但是由于蜗轮齿圈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。

蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发

动机的大客车上。

主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、

单双级减速配以轮边减速等。

11

图3-3 发动机横置且前置前驱动轿车驱动桥

3.1.5单级主减速器

单级主减速器(图3-4)可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，

具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比不能太大，

i

0

一般≤7，进一步提高将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿

ii

00

轮热处理困难。

单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。

12

图3-4 单级主减速器

3.1.6双级主减速器

双级主减速器(图3-5)与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动

比，但是由于两级齿轮减速器组成，结构复杂，质量加大，制造成本也显著增加，

因此仅用于主减速比较大(7.6≤12)且采用单级减速不能满足既定的主减速比

0

和离地间隙要求的重型汽车上。以往在某些中型载货汽车上虽有采用，但在新设

计的现代中型载货汽车上已很少见。这是由于随着发动机功率的提高、车辆整备

质量的减小以及路面状况的改善，中等以下吨位的载货汽车往具有更高车速的方

向发展，因而需采用较小主减速比的缘故。

13

图3-5双级主减速器

整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮

(图3-6a)；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为

锥齿轮(图3-6b)；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮(图3-6c)。对于第一级为

锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平(图3-6d)、斜向(图

3-6e)和垂向(图3-6f)三种布置方案。

纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，

但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距

汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大。垂向布置使驱动桥

纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，

不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可

便于贯通式驱动桥的布置。斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。

在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减速器中分配传动比时，圆柱齿轮副和锥

齿轮副传动比的比值一般为1.4~2.0，而且锥齿轮副传动比一般为1.7~3.3，这样

可减小锥齿轮啮合时的轴向载荷和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时

14

可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，以改善其支承

刚度，提高啮合平稳性和工作可靠性。

图3-6双级主减速器布置方案

3.1.7双速主减速器

双速主减速器(图3-7)内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。它与普通变

速器相配合，可得到双倍于变速器的挡位。双速主减速器的高低挡减速比是根据

汽车的使用条件、发动机功率及变速器各挡速比的大小来选定的。大的主减速比

用于汽车满载行驶或在困难道路上行驶，以克服较大的行驶阻力并减少变速器中

间挡位的变换次数；小的主减速比则用于汽车空载、半载行驶或在良好路面上行

驶，以改善汽车的燃料经济性和提高平均车速。

对于载荷及道路状况变化大、使用条件非常复杂的重型载货汽车来说，要想

选择一种主减速比来使汽车在满载甚至牵引井爬陡坡或通过坏路面时具有足够

的动力性，而在平直而良好的硬路面上单车空载行驶时又有较高的车速和满意的

然料经济性，是非常困难的。为了解决这一矛盾，提高汽车对各种使用条件

[15]

的适应性，有的重型汽车采用具有两种减速比并可根据行驶条件来选择档位的双

速主减速器。它与变速器各档相配合，就可得到两倍于变速器的档位。显然，它

比仅仅在变速器中设置超速档，即仅仅改变传动比而不增加档位数，更为有利。

当然，用双速主减速器代替半衰期的超速档，会加大驱动桥的质量，提高制造成

本，并要增设较复杂的操纵装置，因此它有时被多档变速器所代替。

双速主减速器可以由圆柱齿轮组(图3-7a)或行星齿轮组(图3-7b)构成。圆柱

齿轮式双速主减速器结构尺寸和质量较大，可获得的主减速比较大。只要更换圆

柱齿轮轴、去掉一对圆柱齿轮，即可变型为普通的双级主减速器。行星齿轮式双

15

速主减速器结构紧凑，质量较小，具有较高的刚度和强度，桥壳与主减速器壳都

可与非双速通用，但需加强行星轮系和差速器的润滑。

图3-7 双速主减速器

a)圆柱齿轮式 b)行星齿轮式

1-太阳轮 2-齿圈 3-行星齿轮架 4-行星齿轮 5-接合齿轮

对于行星齿轮式双速主减速器，当汽车行驶条件要求有较大的牵引力时，驾

驶员通过操纵机构将啮合套及太阳轮推向右方(图示位置)，接合齿轮5的短齿与

固定在主减速器上的接合齿环相接合，太阳轮1就与主减速器壳联成一体，并与

行星齿轮架3的内齿环分离，而仅与行星齿轮4啮合。于是，行星机构的太阳轮

成为固定轮，与从动锥齿轮联成一体的齿圈2为主动轮，与差速器左壳联在一起

的行星齿轮架3为从动件，行星齿轮起减速作用，其减速比为(1+a)，a为太阳轮

齿数与齿圈齿数之比。在一般行驶条件下，通过操纵机构使啮合套及太阳轮移到

左边位置，啮合套的接合齿轮5与固定在主减速器壳上的接合齿环分离，太阳轮

1与行星齿轮4及行星齿轮架3的内齿环同时啮合，从而使行星齿轮无法自转，

行星齿轮机构不再起减速作用。显然，此时双速主减速器相当于一个单级主减速

器。

双速主减速器的换挡是由远距离操纵机构实现的，一般有电磁式、气压式和

电一气压综合式操纵机构。由于双速主减速器无换挡同步装置，因此其主减速比

的变换是在停车时进行的。双速主减速器主要在一些单桥驱动的重型汽车上采

用。

16

3.1.8贯通式主减速器

贯通式主减速器(图3-8，图3-9)根据其减速形式可分成单级和双级两种。分

别是单级贯通式主减速器和双级贯通式主减速器。

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(图3-8a)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。

螺杆式单级贯通式主减速器(图3-8b)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。

17

图3-8 单级贯通式主减速器

a) 双曲面齿轮式 b)蜗轮蜗杆式

18

图3-9 双级贯通式主减速器

a)锥齿轮一圆柱齿轮式 b)圆柱齿轮一锥齿轮式

1-贯通轴 2-轴间差速器

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(图3-9a)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(图

3-9b)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

19

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。

3.1.9单双级减速配轮边减速器

在设计某些重型汽车、矿山自卸车、越野车和大型公共汽车的驱动桥时，由

于传动系总传动比较大，为了使变速器、分动器、传动轴等总成所受载荷尽量小，

往往将驱动桥的速比分配得较大。当主减速比大于12时，一般的整体式双级主

减速器难以达到要求，此时常采用轮边减速器(图3-10)。这样，不仅使驱动桥的

中间尺寸减小，保证了足够的离地间隙，而且可得到较大的驱动桥总传动比。另

外，半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件由于所受载荷大为减小，使它们的

尺寸可以减小。但是由于每个驱动轮旁均设一轮边减速器，使结构复杂，成本提

高，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较困难。

圆柱行星齿轮式轮边减速器(图3-10a)可以在较小的轮廓尺寸条件下获得较

大的传动比，且可以布置在轮毂之内。作驱动齿轮的太阳轮连接半轴，内齿圈由

花键连接在半轴套管上，行星齿轮架驱动轮毂。行星齿轮一般为3～5个均匀布

置，使处于行星齿轮中间的太阳轮得到自动定心。圆锥行星齿轮式轮边减速器(图

3-10b)装于轮毂的外侧，具有两个轮边减速比。当换挡用接合轮12位于图示位

置时，轮边减速器位于低挡；当接合轮被专门的操纵机构13移向外侧并与侧盖

15的花键孔内齿相接合，使半轴直接驱动轮边减速器壳及轮毂时，轮边减速器

位于高挡。

20

图3-10 轮边减速器

a)圆柱行星齿轮式 b)圆锥行星齿轮式 c)普通外啮合圆柱齿轮式

1-轮辋 2-环齿轮架 3-环齿轮 4-行星齿轮 5-行星齿轮架 6-行星齿轮

7-太阳轮 8-锁紧螺母 9、10-螺栓 11-轮毂 12-接合轮 13-操纵机构

14-外圆锥齿轮 15-侧盖

普通外啮合圆柱齿轮式轮边减速器，根据主、从动齿轮相对位置的不同，可

分为主动齿轮上置和下置两种形式。主动齿轮上置式轮边减速器主要用于高通过

性的越野汽车上，可提高桥壳的离地间隙；主动齿轮下置式轮边减速器(图3-10c)

主要用于城市公共汽车和大客车上，可降低车身地板高度和汽车质心高度，提高

了行驶稳定性，方便了乘客上、下车。

21

3.2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，与齿轮的支承刚度密切相关。

3.2.1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。

悬臂式支承结构(图3-11a)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。为了减小悬臂长度倪和增加两支承间的距离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。

图3-11 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

悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车

的单级主减速器及许多双级主减速器中。

跨置式支承结构(图3-11b)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

22

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。

3.2.2从动锥齿轮的支承

从动锥齿轮的支承(图3-11c)，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+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3-12)。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3-13所示。

图3-12 从动锥齿轮辅助支承

23

图3-13 主、从动锥齿轮的许用偏移量

24

第4章 单级主减速器的设计

4.1结构设计

4.1.1主减速器齿轮的类型

双曲面齿轮与弧齿锥齿轮相比具有一下优点：

当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。

当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较

大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。当传动比一定，

主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮为小，因而有较

大的离地间隙。

在工作过程中，可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。，重

合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30%。

根据这些优点，主减速器齿轮选取双曲面齿轮。

4.1.2主、从动齿轮的支承方案

主动锥齿轮传递的转矩不是很大，所以我们选取悬臂式支承，这样既保证了

支承刚度又能使结构简单，方便制造。

从动锥齿轮的支承选择跨置式的，这种支承可以增大支承刚度，使轴承负荷

减小，齿轮啮合条件改善。

4.2基本参数选择与计算载荷的确定

4.2.1齿轮计算载荷的确定

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

ce

(4-1)

式中，为计算转矩(N·m)；为猛接离合器所产生的动载系数，液力自

TK

ced

动变矩器：=1，具有手动操纵的机械变速器的高性能赛车：=3，一般情

KK

dd

况下取=2。本文取=2；为发动机最大转矩，=47.7 N·m，为

KK

dd

TT

emaxemax

k

液力变矩器变矩系数，=1.7 ；为低挡传动比，=3.6 ；为分动器传动比，

k

i

1

i

1

i

f

i

f

=0.857；为总传动比，=3.2；为传动效率，=0.9；为计算驱动桥数；

ii

oo

?

?

n

25

T?

ce

KTkiii

demax1f0

?

n

n

=2。带入公式得：

T??720.5N?m

ce

2?47.7?1.7?3.6?0.857?3.2?0.9

2

主动锥齿轮的计算转矩为：

T?

z

T

c

i

0G

?

(4-2)

式中，为主动锥齿轮的计算转矩()；为从动锥齿轮的计算转矩既

T

z

N?m

T

c

T=T；i为主传动比；为主、从动锥齿轮间的传动效率。计算时，对于弧

cce0G

?

齿锥齿轮副，取95%；对于双曲面齿轮副，当>6时，取85%，当≤6

??

G0G0

ii

时，取90%。本文取90%。将各数据代入公式得：

?

G

T??250.2N?m

Z

720.5

3.2?0.9

4.2.2锥齿轮主要参数的选择

1.主、从动锥齿轮齿数、

zz

12

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，、之间应避免有公约数。

zz

12

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

不少于40。

3)为了啮合平稳、，噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，一般不少于9；

z

1

对于货车，一般不少于6。

z

1

4)当主传动比主。较大时，尽量使取得少些，以便得到满意的离地间隙。

z

1

5)对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。

zz

12

[16]

2.从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数

D

2

m

对于单级主减速器，对驱动桥壳尺寸有影响，大将影响桥壳离地间隙；

DD

22

D

2

小则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

D?KT

2D2c

3

(4-3)

26

式中，为从动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；为直径系数，一般为

DK

2D2

13.0～15.3，本文取15.2；为从动锥齿轮的计算转矩(N·m)。

T

c

m

s

由下式计算

m?

s

D

2

式中，为齿轮端面模数。

m

s

同时，m还应满足

s

z

2

(4-4)

m?KT

smc

3

(4-5)

式中，为模数系数，取0.3～0.4，本文取0.4。把所有数据代入相应公式

K

m

得：

D?15.2?720.5?136.3mm

2

3

m?0.4?720.5?3.58

s

3

，取=3.6

m

s

把、代入(4-4)中得：

D

2

m

s

z??37.8mmz??11.87mm

21

136.338

，取=38，则，取=12

zz

21

3.63.2

3.主、从动锥齿轮齿面宽和

bb

12

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宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根

圆角半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，在安装时有位置

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的减小。但

是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。

从动锥齿轮齿面宽推荐不大于其节锥距的0.3倍，即≤0.3,而应

bAbAb

22222

满足≤10ms，一般也推荐=0.155，=0.155136.3=31.7。对于螺旋锥齿

bbDb

2222

?

轮，一般比大10%。因此本文中取29.3。

bb

12

27

4.3主减速器锥齿轮的强度校核

4.3.1齿轮弯曲强度

锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为

?

w

??10

2Tkkk

0sm

3

(4-5)

kmbDJ

vsw

式中，为锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(MPa)；为所计算齿轮的计算转矩

?

w

T

()，对于从动齿轮，，对于主动齿轮，还要按式(4-2)换算；为过

N?m

T?T

Tk

c0

载系数，一般取1；为尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸

k

s

及热处理等因素有关，当m≥1.6mm时，k=()，当m<1.6mm时，

sss

m25.4

s

0.25

kkk

smm

=0.5；为齿面载荷分配系数，跨置式结构：=1.0～1.1，悬臂式结构：

kk

mv

=1.10～1.25；为质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，

k

v

=1.0；b为所计算的齿轮齿面宽(mm)；D为所讨论齿轮大端分度圆直径

(mm)；．为所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取法见图4-1。

j

w

上述按计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按计算的疲劳

minT,T

??

cecs

T

cF

弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数为

6?10

6

[17]

。

图4-1弯曲计算综合系数

j

w

本文取=1，=1.0，=1.0，=()，从图4-1知主动锥

kkkk

0mvs

3.625.4

0.25

=0.614

齿轮为0.24，从动锥齿轮为0.21，把这些数据代入上式得：

jj

ww

28

主动锥齿轮弯曲强度

2?250.2?1?0.614?1

?10?284.2MPa?700MPa?

3

1?3.6?29.3?42.7?0.24

?

w

1

计算应力小于许用应力所以可靠。

从动锥齿轮弯曲强度

2?720.5?1?0.614?1

?10?406.4MPa?700MPa?

3

1?3.6?21.12?136.3?0.21

?

w

2

计算应力小于许用应力所以可靠。

4.3.2轮齿接触强度

锥齿轮轮齿的齿面接触应力为

?

j

??10

c2Tkkk

pZ0mf

Dkbj

1vj

3

(4-6)

式中，为锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)；为主动锥齿轮大端分度

?

j

D

1

圆直径(mm)；b取和的较小值(mm)；为尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对

bb

12

k

s

淬透性的影响，通常取1.0；为齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及

k

f

表面覆盖层的性质(如镀铜、磷化处理等)，对于制造精确的齿轮，取1.0；为

kc

fp

综合弹性系数，钢对钢齿轮，取232.6N／mm,为齿面接触强度的综合系

cj

pj

12

数；、、见式(4-5)的说明。

kkk

0mv

上述按计算的最大接触应力不应超过2800MPa，按计算的疲劳接触应

TT

ccF

力不应超过1750MPa。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。

计算得：

?

j

???75.6MPa?2800MPa

232.62?250.2?1?1?1?1

42.71?21.12?0.123

计算应力小于许用应力所以可靠。

29

4.4绘图

尺寸确定以后就可以绘制装配图，通过以上尺寸及轮廓等的确定画出单级主

减速器的装配图如下图4-2所示。另外本设计还对双级主减速器和双速主减速器

进行了设计，设计过程与单级同理，设计后所绘制的装配图分别如下图4-3和4-4

所示。

图4-2单级主减速器

30

图4-3双级主减速器

图4-4双速主减速器

32

33