哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
级贯通式主减速器的结构紧凑，高度尺寸减小，但其第一级的斜齿圆柱齿轮副的减速比较小，有时甚至等于1。为此，有些汽车在采用这种结构布置的同时，为了加大驱动桥的总减速比而增设轮边减速器；而另一些汽车则将从动锥齿轮的内孔做成齿圈并装入一组行星齿轮减速机构，以增大主减速比。
单级(或双级)主减速器附轮边减速器
矿山、水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等，要求有高的动力性，而车速则可相对较低，因此其传动系的低档总传动比都很大。在设计上述重型汽车、大型公共汽车的驱动桥时，为了使变速器、分动器、传动轴等总成不致因承受过大转矩而使它们的尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致了一些重型汽车、大型公共汽车的驱动桥的主减速比往往要求很大。当其值大于12时，则需采用单级(或双级)主减速器附加轮边减速器的结构型式，将驱动桥的一部分减速比分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。这样以来，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地间隙，并可得到大的驱动桥减速比(其值往往在16~26左右)，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。但轮边减速器在一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂、成本提高，因此只有当驱动桥的减速比大于12时，才推荐采用。
按齿轮及其布置型式，轮边减速器有行星齿轮式及普通圆柱齿轮式两种类型。
综合考虑整车成本和驱动桥的研发与制造成本及输入参数主减速比(i =5.286<7.6)的实际情况，选择结构简单，体积小，质量轻，制造成本低的单级主减速器。
3.1.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承型式
1 主动锥齿轮的支承
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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。
现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种，悬臂式与骑马式如图3-2所示。
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。
图3-2 主减速器主动齿轮的支承形式及安置方法
（a）悬臂式支承 （b）骑马式支承
骑马式
齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。骑马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。
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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骑马式支承。但是骑马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、成本较低的悬臂式结构。
根据以上对比分析重型卡车的载荷较大,为了传递较大的转矩该车后驱动桥主动锥齿轮的支承形式应该采用骑马式支承。 2 从动锥齿轮的支承
主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布即载荷离两端轴承支承中心的距离c和d(见图3-4（a）)之比例而定。为了增强支承刚度，支承间的距离（c+d）应尽量小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。为了防止从
动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这一点当主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极为重要。向心推力轴承不需要调整，但仅见于某些小排量轿车的主减速器中。只有当采用直齿或人字齿圆柱齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器的从动齿轮才可以安装在向心球轴承上。
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图3-3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法
轿车和轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差建界壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好，中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。
在重卡驱动桥中，为了减小在运行过程中因轴承能力和支承刚度不够导致齿隙变化，产生噪音，增加磨损，采用具有较大支承刚度的圆锥滚子轴承。
3.2 主减速器基本参数的选择与计算载荷的确定
3.2.1主减速器齿轮计算载荷的确定
通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩(Tje、Tjh)的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即
Tje?TemaxiTLK0?T/n （3-1）
Tjh?G2???rr （3-2）
?LB?iLB式中Temax——发动机最大转矩，N·m；
iTL——由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；
?T——上述传动部分的效率，取?T=0.9；
K0——超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取K0=1；
n——该车的驱动桥数目；
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G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说还应考虑到汽车加速时的负荷增大量；
?——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?=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取?=1.25；
rr—一车轮的滚动半径，m；
?LB，iLB一一分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比(例如轮边减速器等)。
本文中Tje?TemaxiTLK0?T/n （3-3） =
1700?6.0?5.286?1?0.9=24262.74 NM
2 Tjh?G2???rr1300?9.8?0.85?0.56==60642.2 NM
?LB?iLB1?13.2.2 主减速器齿轮基本参数的确定
后桥主、从动齿轮的齿数根据整车匹配参数计算给定Z1=7, Z2=37，其它参数取发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时作用在从动齿轮的扭矩与汽车驱动轮打滑时作用在从动齿轮上的扭矩中的最小值。因此，根据以上计算结果，取发动机引起的扭矩Tc=24262.74 NM
根据计算结果齿轮参数如3-2所示:
表 3-2 主从动齿轮参数表 齿轮参数 齿数 主动齿轮 7 从动齿轮 37
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