本科毕业设计说明书
图2-5 主动锥齿轮骑马式支承
2)、主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择
图2-6 从动齿轮支撑形式
本次设计主动锥齿轮采用悬臂式支撑（圆锥滚子轴承），从动锥齿轮采用骑马式支撑（圆锥滚子轴承）。
2.4 差速器结构方案的确定
差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。
本次设计选用：普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。
2.5 半轴形式的确定
驱动车轮的传动装置置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。如图2-7所示，根据半轴外端支撑形式分为半浮式，3/4浮式，全浮式。
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（a）半浮式 （b）3/4浮式 （c）全浮式
图2-7 半轴支撑形式
全浮式半轴的外端和以两个轴承支撑于桥壳的半轴套管上的轮毂相联接，由于其工作可靠，广泛应用于轻型及以上的各类汽车上。
根据相关车型及设计要求，本设计采用全浮半轴。
2.6 桥壳形式的确定
桥壳的结构型式大致分为可分式，组合式整体式三种。 1)、可分式桥壳 2)、组合式 3)、整体式桥壳
本次设计驱动桥壳就选用可分式桥壳。
在此确定了主减速比，用以确定其它参数。对主减速器型式确定中主要从主减速器齿轮的类型、主减速器的减速形式、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择、从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择，从而确定逐步给出驱动桥各个总成的基本结构，分析了驱动桥各总成结构组成。基本确定了驱动桥四个组成部分主减速器、差速器、半轴、桥壳的结构。
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本科毕业设计说明书 3 主减速器设计
3.1概述
主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，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后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。
3.2主减速器齿轮参数的选择与强度计算
3.2.1主减速器齿轮计算载荷的确定
1)、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Tje
Tje?Temax?iTL?K0??T/n （3-1）
式中：Temax——发动机量大转矩，147N·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iTL=i0i1=6.53×6.32=41.270
?——上述传动部分的效率，取?T=0.9
Kd——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Kd=1； n——该车的驱动桥数目；该车采用发动机后置后驱ｎ为1。 Tje=147?41.270 ?1 ?0.9/1=5460.021 N·m
2)、按驱动轮在良好路面上打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tj?
Tj??G2???rr （3-2）
?LB?iLB式中： G2——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；可初取：
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本科毕业设计说明书 G2=G满×9.8=2340×9.8=22932N；
?——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，取?=1.0；
rr——车轮滚动半径，0.391m；
?LB,iLB——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
率和传动比，分别取0.96和1。
Tj??G2???rr=22932×0.85×0.391/(0.96×1)=7621.437 N?m。
?LB?iLB3)、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tjm
Tjm=
(Ga?GT)?rr(fR?fH?fP) （3-3）
iLB??LB?n式中：Ga——汽车满载总重N, Ga=3345×9.8=32781N；
GT——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取GT=0；
fR——道路滚动阻力系数，计算时轿车取fR＝0.010～0.015；载货汽车
取0.015～0.020；越野汽车取0.020～0.035；该车取fR =0.015；
fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常，轿车取0.08；载货
汽车和城市公共汽车取0.05～0.09；长途公共汽车取0.06～0.10，越野汽车取0.09～0.30。该车取fH=0.05；
fP——汽车性能系数fP?0.195(Ga?GT)1（3-4） [16?]
100Temax当
0.195(Ga?GT)=43.485>16时，取fP=0。
Temax- 9 -
本科毕业设计说明书 Tjm=
(Ga?GT)?rr(fR?fH?fP)
iLB??LB?n=37281×0.391×(0.015+0.05+0)/(1×0.96×1)=986.976 N·m
3.2.2 主减速器齿轮参数的选择
1)、 主、从动齿数的选择
本车的主减速比为6.53，选用Z1=6，Z2=40；实际主减速比为6.67；的选择
d2?Kd?Tj 根按经验公式选出：（3-5）
23式中：Kd2——直径系数，取Kd2=13～16；
Tj——计算转矩，N?m，取Tj?，Tje较小的。取Tje=5460.021N·m 。
计算得，d2=228.915～282.742mm，初取d2=280mm。
d2选定后，可按式m?d2/z2算出从动齿轮大端模数为7，并用下式校核
mt?Km?Tj （3-6）
式中：Km——模数系数，取Km=0.3~0.4；
3Tj——计算转矩，N?m，取Tje=5460.021N·m，
mt?Km?Tj=5.28~7.04。由GB/T12368-1990，取mt=7mm，满足校核。 所以有：d1=42mm d2=280mm。
3)、螺旋锥齿轮齿面宽的选择
汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽B(mm)推荐为： B=0.155d2 =0.155?280=43.4mm
式中：d2——从动齿轮节圆直径，280mm。并且B要小于10m 即62.2mm。 考虑到齿轮强度要求取50mm。小锥齿轮的齿面宽取55mm。
4)、螺旋锥齿轮螺旋方向
主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其
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