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，因而广泛应用与主传动比i0?7的汽车上。例如，乘用车、总质量较小的商用车都采用单机主减速器。
双级主减速器的主要结构特点是由两级齿轮减速组成的减速器。与单级主减速器相比，双级主减速器在保证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务用车上。
轮边减速器通常应用于重型货车、越野车或大型客车上；双速减速器多用于多用途货车和半挂车，从而适用于复杂的使用条件；贯通式主减速器主要应用于中型多轴驱动汽车。与综上介绍相结合，本设计题目为轻型客车驱动桥设计，而不是载重货车或者越野车，因此采用单级主减速器已经足够了。
3.1.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案
主动锥齿轮的支撑形式可以分为悬臂式支撑和跨置式支撑两种。
悬臂时支撑机构的特点实在锥齿轮的大端一侧采用较场的轴颈，其上安装量个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度和增加两轴承只见的距离，以改善支撑刚度，应该是两个圆锥滚子轴承的大端朝外，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，而反向轴向力则幽灵一个轴承承受。悬置式支撑机构简单，支撑刚度较差，用于传递扭矩较小的轿车，轻型货车的单级逐渐速器中。
a 悬臂式支撑 b 跨置式支撑 c 从动锥齿轮支撑形式
图3.2 主减速器锥齿轮的支撑形式
跨置式支撑结构的特点是在锥齿轮的两端均由轴承支撑，这样可以大大增加支撑刚度，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圆锥磙子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使不止更加紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支撑必须在主减速器壳体上有支撑导向轴承所需的导向轴承座，从而使主减速器壳体制造结构复杂，加工成本提高。另为，因主从动锥齿轮之间的空间很小，以致使主动齿轮轴得到向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或者使齿轮拆装困难。跨置式支撑中的导向轴承为圆柱磙子轴承，并且内外全可以分离，他仅仅承受径向力，此村根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。
由于本设计是轻型客车的驱动桥，所传递的扭矩较小，采用悬臂式支撑已经足够，这样可以式结构简单，布置容易，成本降低。
从动齿轮的支撑刚度与轴承的形式，支撑间的距离级轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥磙子轴承支撑。为了增加支撑刚度，两圆锥磙子轴承的大端应向内，以减少轴
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承之间的距离。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体有足够的空间来布置加强筋以增加支撑稳定性，轴承之间的距离应该不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能尽量平均的分配在两侧的轴承上，应尽量使从东锥齿轮两侧轴承的距离相等或是从动锥齿轮距离左侧轴承的距离大于右侧轴承的距离。 3.2 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 3.2.1锥齿轮主要参数的选择
注：以下各项的计算中，Tc?min[Tce,Tcs]?3262nm （1）主、从动锥齿轮齿数选择
选取原则：
①Z1?Z2?40；②Z1、Z2、避免有公约数；③Z1不小于6。 所以选Z1?8,Z2?37符合这些要求。 （2）从动轮大端分度圆直径D2和端面模数ms D2?KD23Tc?14?33262?207.63mm
KD2：直径系数，取为14。
ms?D2?5.6mm Z2同时还应该满足：ms?km3Tc?0.3776?33262?5.6mm （3）齿面宽度
齿面过宽，会导致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；齿面过窄，会引起齿轮表面的耐磨性降低。
b1、b2必须满足如下条件：
①b2?0.3A2，b2?10ms ②b1一般比b2大10%
经验公式估算:F?0.155d2?0.155?207.63?32.18mm，最后取齿面宽度为32.2mm。 （4）双曲面齿轮副偏移距E
如果E过大使齿轮纵向滑移过大，引起齿面早期磨损，E过小不能发挥双曲面齿轮的优点。对于乘用车和总质量不大的商用车，E应满足E?0.2D2且E?0.4A2，其中A2为从动锥齿轮节锥距，计算公式参看差速器行星齿轮节锥距计算。
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0.2D2?0.2?207.63?41.5mm ，0.4A2?43.7464mm
所以，取E?40mm，下偏移，即由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，主动齿轮在从动齿轮中心线的下方。
图3.3 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向
a、b主动齿轮轴线下偏移 c、d主动齿轮轴线上偏移
（5）中点螺旋角?
?越大，则重合度越大，轮齿强度越大，啮合齿数越多，传动平稳。 ?越小，齿轮上所受的轴向力越大，轴承载荷越大，轴承寿命缩短。
E40?1'?25??5?Z2Z?90???25??5??4.625?90???53?5'
1d2207.63 （6）螺旋方向
选用原则：挂前进当时，齿轮轴向力为离开锥顶的方向，使主从动齿轮有分离的趋势，防止齿轮卡死。
选取主动齿轮左旋（从锥顶看，齿形从中心线上半部分向右倾斜）。 （7）法向压力角?的选择
法向压力角大一些可以增加齿轮强度，减少不发生根切的最小齿数。 过大易使齿顶变尖，端面重合度降低。 选取??22?30'。
3.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定
（1）主减速比的选择 i0?0.377?rrnpvmaxigh?0.377?0.338?4000?4.248
120?16
rr：车轮滚动半径0.338M
np：发动机输出功率最大时主轴转速4000rmin
vmax：最高车速120km/h igh：变速器最高档速比1
i0一般加大10%—25%，为了得到足够的储备功率，取加大10%，则i0=4.248×110%=4.672。
由于：Z1?8,Z2?37，
因此最终选择：i0?Z2Z2?37/8?4.625。 （2）从动齿轮计算载荷的确定 ①按发动机最大转矩计算：
Tce?kdTemaxki1ifi0?n?176?4.452?4.625?1?0.9?3262Nm
1kd：猛接离合器所产生的动载系数
Temax：发动机的最大转矩
k:液力变矩器变距系数，k???k0?1?2??1，k0为最大变矩系数
i1：变速器一档传动比
if：分动器传动比
i0：主减速器的减速比
?：发动机到驱动桥之间的传动效率
n：计算驱动桥数
②按驱动轮打滑：
G2m?2?rr1300?9.8?0.85?1.2?0.338 Tcs???4392nm
im?m1?1G2:满载状态下的后桥静载荷
'：最大加速度时的后轴负荷系数 m2?：轮胎与路面间的附着系数
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rr：轮胎的滚动半径
im：主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比
?m：主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率
③按汽车日常行驶平均转矩确定的从动轮的计算的转矩Tcf：
Tcf?G?(fR?fH?fP)?rr2650?9.8?0.338?(0.015?0.008?0)??834nm
iL??L?n1?1?1G：汽车满载总重
fR：道路的滚动阻力系数
fH：汽车正常使用的平均爬坡能力 fP：汽车在爬坡时的加速能力系数
?L：轮边传动效率 n：计算驱动桥数
（3）主动齿轮的计算转矩Tz
Tz?Tci0?G
Tc：从动齿轮的计算转矩 i0：主减速器的减速比
?G：主从动齿轮间的传动效率，取90%
按发动机的最大扭矩和传动系最低档速比确定的主动锥齿轮的计算转矩：
TZe?Tce3262??735nm i0?G4.625?0.90 按驱动轮打滑转矩确定的主动锥齿轮的计算转矩：
TZs?Tcs4392??989nm i0?G4.625?0.90 按汽车日常行驶平均转矩确定的主动锥齿轮的计算转矩：
TZf?
TcF834??188nm i0?G4.625?0.908