第三章主减速器设计
器的结构更加的节凑布置更为合理，空间能够更有效的利用。
3、圆柱齿轮传动
圆柱齿轮传动普遍用于发动机横置的前置前驱乘用车的驱动桥、双级主减速器驱动桥以及轮边减速器。此时为了提高传动性能，齿轮皆应采用斜齿轮。
4、蜗杆传动
蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别总质量较大的多桥驱动汽车和具有高转速发动机的客车上。
综上各种因素，本轻型客车驱动桥设计的主减速器齿轮型式选择为选用双曲面齿轮更为合适。
1.2主减速器的减速形式
主减速器的中型式具体分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、单（双）级减速配以轮边减速等。汽车类型、使用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动轴数和布置形式以及主减速比i0都会成为影响减速形式选择的因素。凡是当主减速比i0≤7.6（针对贯通式驱动桥i0≤5）时，应选用单级减速；当7.6≤i0≤12时，应选用双级减速；当i0＞12并且需要较大的离地间隙时，需配以轮边减速。
本次设计轻型客车要求的主减速比为4.3，并且小于7.6，所以选用单级主减速器。
1.3主减速器主动锥齿轮的支承方案
就是在驱动桥桥壳结构和轴承的型式早就确定的情况下，齿轮的支承刚度也会影响主减速器齿轮的啮合精度。，使汽车有足够的牵引力、适当的最高车速和良好的燃料经济性，为此需要通过驱动桥的主减速器进一步的增大转矩降低转速。目下当今汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式具体可以分为以下两种。
5
吉林大学本科生毕业设计
图 3-3
1、悬臂式支承
悬臂式支承（见图3-3（a））的结构特征在于在锥齿轮大端一侧有较长的轴，然后在其上安装一对相互对置能够抵消轴向力的圆锥滚子轴承。通常为了以改善支承刚度，会采取减小悬臂长度a和增加两支承间的距离b的措施，同时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轴径比另一轴承的支承轴径大些。支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度大小有关外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。悬臂式支承结构简单，但支承刚度较差，主要用于传递转矩较小的主减速器上。
2、跨置式支承
跨置式（见图3-3（b））支撑的结构在锥齿轮在轴两端装有轴承，可以大大提高轴承的刚度，降低了轴承的负荷，提高齿轮啮合条件，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。另外，由于齿轮大端一侧轴径上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，这样可以缩短主动齿轮轴的长度，会使布置更紧凑，同时可减小传动轴夹角，更加有利于整车的布置。但是跨置式支承也存在一些缺点，就是必须在主减速器壳体上布置支承导向轴承所需要的轴承座，这是由此使得主减速器
第三章主减速器设计
壳体结构复杂，加工成本提高。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，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。通常只有在需要传递较大转矩情况下，才会考虑选择采用跨置式支承。
因此，本次设计为轻型客车驱动桥设计中主减速器主动齿轮选用悬臂式支撑，轴承的具体位置尺寸的选择将在后面计算轴承寿命的时候给出。
1.4主减速器从动锥齿轮的支承方案
从动锥齿轮的支承方式多采用骑马式支承如上图3-3（c），并且从动锥齿轮的轴承大多数的情况下都是采用圆锥滚子轴承支承的。在这个结构中为了获得较大的支承刚度，通常会采取这个措施：就是两个轴承的圆锥滚子大端通常向内，以减小尺寸c和d，目的是为了增加支承刚度。从载荷分布的角度来看，为使载荷能均匀分配在两轴承上，设计时要尽量使尺寸c不要小于尺寸d，c与d的具体尺寸可参见后续的轴承校核部分。
第二节主减速器的基本参数选择与设计计算
2.1从动锥齿轮计算载荷的确定
由于本设计是轻型客车的驱动桥设计，按照经验是将发动机的最大转矩同时用传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时，在两种情况中主减速器从动齿轮上的转矩（Tje、Tj?）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
G2m'2?rrTj??
?LBiLB式中： Temax——发动机最大转矩，题目已知Temax?180Ngm；
K0——本设计为轻型客车选取K0?1；
?T——最低挡时由发动机至主减速器从动齿轮之间的传动效7
吉林大学本科生毕业设计
率，取?T?0.9；
n——驱动桥数目，取n?1；
G2——汽车满载时一个驱动桥的静载荷，N，题目已知
G2?15582N；
'm2——汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车为1.2~1.4，
'商用车为1.1~1.2。本设计为轻型客车设计选取m2?1.3；
?——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取??0.85；对于越野汽车，??1.0；对于安装专门的防滑轮胎的高级轿车，计算时可取??1.25。本设计为轻型客车取??0.85；
rr——车轮的滚动半径，m，由轮胎型号195/70R15得rr?0.351m；
?LB、iLB——分别为主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，?LB?0.95，iLB?1；
代入数据算得Tje=3004.44Ngm、Tj?=5926.65Ngm。
由上式所求得数据不能用次计算转矩作为疲劳损坏的计算转矩。正常情况对于公路车辆而言，当计算主减速器主从动锥齿轮疲劳寿命的时候，应该按照以下所算转矩为计算转矩Tjm，即
Tjm?GarriLB?LBn(fR?fH?fP)
式中： Ga——汽车满载总重量，N，题目已知Ga?2650?9.8?25970N；
fR——道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取0.010~0.015；对
于载货汽车可取0.015~0.020；对于载货汽车可取0.020~0.035。本设计为轻型客
车的驱动桥设计所以选取fR?0.013；
n——驱动桥数目，取n?1；
第三章主减速器设计
?LB、iLB——分别为主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，?LB?0.95，iLB?1；
fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对于轿车取0.08；对
于载货汽车和城市公共汽车取0.05~0.09；对于长途公共汽车取0.06~0.10；对
于越野汽车可取0.09~0.30。本设计为轻型客车取fH?0.08；
fP——汽车的性能系数：
fP?0.195Ga1[16?] 100Temax 当
0.195Ga?16时，取fP?0，代入数据算得Temax0.1G9a5fP?0。 =28.?13，则16Temax代入本设计的具体数据算可得Tjm=831.34Ngm
2.2主减速器齿轮基本参数的选择
1、主、从动锥齿轮齿数z1和z2的选择
本设计的参数中已经给定主减速比i0=4.3。为了使磨合均匀，z1和z2应互为质数；同时为了得到比较好的齿轮的重叠系数，主从动齿轮的齿数之和对于卡车数量应不少于40个，汽车应不低于50；当主减速比i0较大时，z1取值小些，为的是得到满意的驱动桥离地间隙。
本设计中已给定主减速比i0=4.3，最小离地间隙H0=185mm，选取z1=10，
z2=z1i0=10?4.3=43。
2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms的选取
9