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1.2 主要涉及内容及方案
其主要的内容为有：1.主减速比的计算；2.主减速比的分配；3.一级齿轮传动机构的设计和校核；4.二级齿轮传动的设计和校核；5.轴承的选择和校核；6.轴的选择。为了达到增大离地间隙和柱减速器的功能要求，在这些内容中最重要的是如何合理的分配好主减速比。在这个过程中，只有反复的通过计算，不断调整一、二级的减速比。
主要方案：运用齿轮传动原理，先用圆锥齿轮改变其转矩的方向，并同时达到减速增扭的目的。让后再通过圆柱齿轮副最终达到我们自己所需要的速度和扭矩。
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第2章 主减速器的结构设计与校核
2.1设计题目的主要参数
技术参数：
发动机最大功率 Pemax kW/np (r/min) 250/2700(3000) 发动机最大转矩 Temax N·m/nr (r/min) 1460/1600 装载质量 kg 31000 汽车总质量 kg 15100 最大车速 km/h 120 最小离地间隙 mm >180 轮胎(轮辋宽度-轮辋直径) 英寸 12.0－20
2.2主减速比的确定
主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比iT一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡图来研究i0对汽车动力性的影响。对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性[5]。
对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pemax及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定： i0?0.377rrnpvamaxigh （2.2）
式中 rr——车轮的滚动半径,rr=
dr=0.6m，单位m； 2 igh——变速器最高档传动比； vamax——最高车速；
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np——发动机最大功率时的转速。
对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而最高车速稍有下降，i0一般选得比上式求得的大10%～25%，即按下式选择：
i0=（0.377～0.472） 式中 rr——车轮的滚动半径，m； igh——变速器最高档传动比；
iFH——分动器和加力器的最高档传动比； iLB——轮边减速器的传动比。
本设计中没有分动器和加力器，所以iFH=1；也没有轮边减速器，所以iLB=1。按以上两式求得的i0值应该与同类汽车的相应值作比较，并考虑到主、从动主减速器齿轮可能有的齿数，将i0值予以校正并最后确定下来。由式（2.2）得，取功率储备系数为0.472，即：
i0=0.472
rrnpvamaxighiFHiLBrrnpvamaxighiFHiLB （2.3）
（2.4）
把rr=0.6m、np=3000r/min、vamax=120、iFH=1、iLB=1、igh=0.9代入式（2.4）中，算的i0=7.8。并与同类汽车比较也传动比也相差不大，最终确定i0=7.8因为i0大于了7.6，所以得采用双级主减速器。
2.3主减速器结构方案确定
1主减速器齿轮的类型 螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。本次设计采用螺旋锥齿轮。 2主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 本次设计选用： 主动锥齿轮：悬臂式支撑(圆锥滚子轴承) 从动锥齿轮：骑马式支撑(圆锥滚子轴承) 3从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择
从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相
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向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器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固定在差速器壳的凸缘上[5]。 4主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整
支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30％。
主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用波形套筒，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。
5主减速器的减速形式
主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。
本次设计采用双级减速，主要从传动比及它是载重量超过6t的重型货车和保证离地间隙上考虑。
2.4 差速器的选择
差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。
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。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。但对于本设计的车型来说只选用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器即可。
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
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2.5 主减速齿轮计算载荷的计算
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=53496 (N?m) (3.1)
Tj??G2???rr=96935(N?m) (3.2)
?LB?iLB式中：Temax——发动机最大转矩1460N?m；
iTL——由发动机到所计算的主加速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；
iTL=i0i1=7.8×5.2=40.56
i1?G(fco?smax??s?inma?xrr)
Ttgmaix?0T根据同类型车型的变速器传动比选取i1=7.64 ?T——上述传动部分的效率，取?T=0.9； K0——超载系数，取K0=1.0； n——驱动桥数目1；
G2——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但后桥来说还应考虑到汽
车加速时负荷增大量，可初取：
G2=G满×9.81×60%=182466n
?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减
速比,分别取0.96和1;
由式(3.1)，式(3.2)求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为
Tjm=
(Ga?GT)?rr(fR?fH?fP)=48579(N?m) (3.3)
iLB??LB?n10