王顺昊：矿用车驱动系统设计及轮边减速器系统设计
2 主减速器设计
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。
2.1 主减速器结构方案分析
主减速器可根据齿轮类型、减速形式以及主、从动齿轮的支承不同分类。
2.1.1 主减速器的齿轮类型
按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。
弧齿锥齿轮传（如图2-1）的特点是主、从动齿轮的轴线垂直相交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐由齿的一端连续儿平稳地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小，但弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大。
为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。
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辽宁工程技术大学毕业设计（论文）
图2-1弧形锥齿轮传动
Fig.2-1transmission of the arc bevel gear
双曲面齿轮传动的特点是主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移以距离E，称为偏移距。此偏移距使主动齿轮的轮旋角?1大于从动齿轮的螺旋角?1，并将?1与?2之差称为偏移角?。
与弧齿锥齿轮传动相比较，双曲面齿轮传动具有以下优点：有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮（车辆行业中简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。东风EQ1090E型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命[2]。 1)圆柱齿轮传动
圆柱齿轮传动广泛用于发动机横置的前置前驱动乘用车驱动桥和双级主减速器驱动桥以及轮边减速器。此时，齿轮皆应采用斜齿轮。 2)蜗杆传动
与其他齿轮传动形式传动相比蜗杆传动具有以下优点：轮廓尺寸及质量小，并可获得较大的传动比（通常i0=8 ~14）；工作非常平稳，无噪声；便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动布置；可以传递大的载荷，使用寿命长；结构简单，拆装方便，调整容易。其主要缺点是涡轮齿圈要求使用昂贵的有色金属（青铜）制造，材料成本高；此外，传动效率较低。
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。
2.1.2 主减速器的减速形式
为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。
按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双速主减速
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器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。
查阅文献，本设计为矿山用车驱动桥系统设计及轮边减速器设计。因此，本设计主减速器采用单级主减速器并带有轮边减速器的驱动桥。其传动比i0=3.272。
2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案
主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。
2.2.1 主动锥齿轮的支承
主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承(如图2-2)和跨置式支承两种(图2-3)。由资料、文献得，本设计采用跨置式支承结构。跨置式支承的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承，这样可以增加支承刚度，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相对安装的圆锥滚子轴承之间距离较小，可以缩短主动锥齿轮轴的长度使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，使主 减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，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。跨置式支承中的导
图2-2 主动锥齿轮悬臂式支承
Fig.2-2 The bevel gear bearing cantilever's way
向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内、外圈可以分离或根本不带内圈，它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。
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图2-3主动锥齿轮跨置式
Fig.2-3 The bevel gear bearing Cross-Purchase's way
齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置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。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。
2.2.2 从动锥齿轮的支承
从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2-4示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。
图2-4 从动锥齿轮支撑形式 Fig.2-4 Driven bevel gear support form
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2.3 主减速器锥齿轮设计
主减速比i0、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。
2.3.1 主减速器锥齿轮的设计计算及主要参数选择
1)主减速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、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?Temax?iTL?K0??T/n?1766?2.46?3.727?0.9/1?14572N?MTj?? (2-1)
G2???rr47700?9.8?1?0.874??75659N?M?LB?iLB0.9?6 (2-2)
2)按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf
对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：
Tcf?Ft?rr30600?0.874??4953N?MiLB??m?n6?0.9?1 (2-3)
当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc应取前面两种的较小值Tc=min（Tje、Tj?）；当计算锥齿轮疲劳寿命时Tc取Tcf。
3)主动锥齿轮的计算转矩[1][2]为
Tz?Tci0?G?4953?139N9?M3.727?0.95 (2-4)
式中：
iTL—有发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低的传动比。iTL=2.46;
K0—超载系数，对于一般载货汽车、矿用车和越野车以及液力传动的各类汽车取，
K0=1。
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