2 单级主减速器结构方案分析
2.1 主减速器的功用
(1) 使发动机传给驱动轮的转速降低，转矩增大。
(2) 改变发动机传动驱动轮转矩短的传递方向（采用纵置发动机）。
2.2 主减速器的结构形式
主减速器可根据齿轮类型，减速形式以及主、从动齿轮的安装及支承方式
的不同分类。
2.2.1 主减速器的齿轮类型选择
主减速器齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和涡轮蜗杆等形式，运用最为广泛的是弧齿锥齿轮好双曲面齿轮，一般情况下，当主减速器比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更为合理，而当传动比小于2.0时，双曲面齿轮传动的主动齿轮相对于弧齿锥齿轮传动的主动齿轮显的过大，此时选用弧齿锥齿轮更合理，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，本次设计的主减速器传动比为4.55，故采用双曲面轮齿。
2.2.2 主减速器的减速形式选择
本次设计主要考虑汽车的动力性和经济性，所以根据主减速器比i0可选用单级主减速器和双级主减速器。
单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点，因而广泛应用于主传动比i0≤7的汽车上。
双级主减速器于单级主减速器相比，双级主减速器在保持离地间隙相同时，可得到大的传动比，i0一般为7~12；但其尺寸、质量均较大，结构复杂，制造成本也显著增加，因此主要应用在总质量较大的商用车上。本次设计的主减速器的传动比为4.55，故采用单级主减速器。
2.3 主减速器主、从动轮的支承方案 2.3.1 主锥齿轮的支承
主锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承，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，在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式。本次设计发动机的最大转矩为157N·m，故采用悬臂式支承。
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2.3.2 从动锥齿轮支承
从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式，支承间的距离及载荷在轴承之间的分布比例有关，从动锥齿轮多采用圆锥滚子轴承支承。
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3 主减速器的基本参数选择与设计计算.
3.1 主减速器计算载荷的确定
采用格里森齿制齿轮计算载荷的三种确定方法
(1) 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce T式中：
i0——主减速器传动比，i0=4.55； i1——主减速器一档传动比，i1=4.218； if——分动器传动比，if=1；
η——发动机到万向传动轴之间的传动效率，η=0.9； kd——接离合器所产生的动载系数，fj?0.195mag?16得kd=1； Temaxce?kd·k·Temax·i1·if·i0·??2711.82N?m （3-1）
nk——液力变矩器变矩系数，k=[(k0-1)/2]+1，k0为最大变矩系数（k0=1）； n——驱动桥数，n=1； Temax——发动机最大转矩。
(2) 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮转矩Tcs
式中：
G2——满载状态下一个驱动桥的静载荷，G2=ma*9.8*0.55=11346N； rr——车轮滚动半径，rr=195*80%+14*25.4/2 mm=333.8mm； m2——汽车最大加速度时的后轴负载荷转移系数，m2=1.2； Φ——轮胎与路面间的附着系数，Φ=0.85； im——主减速器从动轮之间的传动比，im=1； ηm——主减速器到车轮间的传动效率，ηm=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Tcf
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Tcs?G2m2?rr?4292.5N?m （3-2）
im?m
式中：
Tef?Garr(fim?mnR?fH?fi) （3-3）
Ga——汽车满载总质量；
fR——道路滚动阻力系数(轿车fR=0.010~0.015)； fH——平均爬坡能力系数（轿车取0.08）； fi——汽车性能系数，
0.195(Ga?Gr)?16时，fi=0。
Temax代入公式可得：Tcf=782.11N·m
当计算锥齿轮最大应力时Tc=min[Tce,Tcs]； 当计算锥齿轮的疲劳寿命时Tc=Tcf。
3.2 主动锥的计算转矩Tz
Tz?Tci0?G （3-4）
Tz——主动齿轮的计算转矩； i0——主减速比；
ηG——主、从动锥齿轮间的传动效率，双曲面齿轮副取0.9。
(1) 按发动机的最大转矩Tce和传动系最低档速比确定的主动锥齿轮的计算转矩 Tze=622.23N·m
(2) 按驱动轮打滑转矩Tcs确定的主动锥齿轮的计算转矩 Tzs=1143.46N·m
(3) 按汽车日常行驶平均转矩Tcf确定的主动锥齿轮的计算转矩 Tzf=190.57 N·m
3.3主减速器锥齿轮的主要参数选择 3.3.1 主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2的确定
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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，Z1、Z2之间应避免有公约数。
② 为了的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 应不少于40 。
③ 为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车，Z1一般不少于9；对于商用车，Z1一般不少于6。
④ 主传动比i。较大时，Z1尽量取的少些，以便得到满意的离地间隙。 ⑤ 对于不同的主传动比，Z1、Z2之间应避免有公约数。
为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9，主减速器的传动比为4.55，初定主动齿轮齿数Z1=9，从动齿轮齿数Z2=41。 重新计算传动比i0
Z2i0??4.56 （3-5）
Z13.3.2 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms
对于单级主减速器，增大尺寸
D2由经验公式初选
D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会
影响跨置式主动轮的前支承座的安装空间和差速器的安装
D2?KD23Tc?209.33mm （3-6）
D2——从动锥齿轮的大端分度圆半径； KD2——直径系数，取15（一般为13.0~15.3）； Tc——计算转矩， Tc=Tc=min[Tce,Tcs]=2717.78N·m；
ms的选择：
式中：
Km——模数系数，Km=0.35(取0.3~0.4)；
Tc——计算转矩，Tc=Tc=min[Tce,Tcs]=2717.78N·m。
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ms?D2?5.11 （3-7） Z2ms?Km3Tc?4.88 （3-8）