课程论文主减速器的设计指导教师学院名称专业名称摘要汽车主减速器作为汽车驱动桥中重要的传力部件，是汽车最关键的部件之一。

它承担着在汽车传动系中减小转速、增大扭矩的作用，同时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，可以使主减速器前面的传动部件，如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，同时也减小了变速箱的尺寸和质量，而且操控灵敏省力。

汽车主减速器结构多种多样，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。

按照主减速器齿轮的类型分为：螺旋锥齿轮和双曲面齿轮；按照主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法分为：悬臂式和跨置式；按照主减速器减速形式分为：单级减速、双级减速、双速减速、贯通式主减速器和轮边减速等。

主减速器设计的好坏关系到汽车的动力性、经济性以及噪声、寿命等诸多方面。

如何协调好各方关系、合理匹配设计参数，以达到满足使用要求的最优目标，是主减速器设计中最重要的问题。

关键词：中型客车主减速器圆锥齿轮主减速器的设计1、汽车的主要参数车型 中型货车驱动形式 FR4×2发动机位置 前置、纵置最高车速 U max =90km/h最大爬坡度 i max ≥28%汽车总质量 m a =9290kg满载时前轴负荷率 25.4%外形尺寸 总长L a ×总宽B a ×总高H a =6910×2470×2455mm 3轴距 L=3950mm前轮距 B 1=1810mm后轮距 B 2=1800mm迎风面积 A ≈B 1×H a空气阻力系数 C D =0.9轮胎规格 9.00—20或9.0R20离合器 单片干式摩擦离合器变速器 中间轴式、五挡下面参数为参考资料所得：发动机最大功率及转速 114Kw-2600r/min;发动机最大转矩及转速 539Nm-1600r/min ；主减速比 0i =4.44;变速器传动比抵挡/高档 6.3/1轮胎半径：型号为9.0R20，轮胎胎体直径为9.0英尺，轮辋直径为20英尺，所以半径为()m 48.024.522020.9≈⨯+⨯=r r汽车满载时质量 14t 2、主减速器结构形式的确定主减速器可以根据其齿轮类型、减速形式以及主、从动齿轮的支承形式的不同而分类。

2.1、主减速器的轮齿类型的选择主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。

单级主减速器通常采用螺旋锥齿轮或者双曲面齿轮传动[1]。

a 弧齿锥齿轮b 双曲面齿轮c 圆柱齿轮传动d 蜗杆传动图2.1 主减速器的几种齿轮类型（1）、弧齿锥齿轮螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点。

齿轮并不同时在全长上面啮合，而是逐渐从一端连续的转向另一端。

由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时在啮合，所以工作平稳、能够承受较大的符合、制造也简单。

但是在工作中噪声大，对啮合精度非常敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧的变坏，并伴随着磨损增大和噪声的增大。

为了保证齿轮副的正确啮合，必须将支撑轴承预紧，提高其支撑刚度，增大壳体的刚度。

（2）、双曲面齿轮双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交。

主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。

所以主动齿轮的螺旋角比从动齿轮较大一些。

当螺旋锥齿轮和双曲面齿轮两种传动形式主从动齿轮外径、齿面宽以及主动齿轮齿数都相同时，双曲面齿轮由于主动齿轮的螺旋角的增大，使主动齿轮的节圆直径大约比螺旋锥齿轮大20%左右。

这样使得主动齿轮轴的轴颈相应的增大，从而大大提高了齿轮啮合的刚度，提高了主动齿轮的使用寿命。

双曲面齿轮传动由于齿轮轴线和从动齿轮的轴线偏移了一段距离，而引起齿面之间的纵向滑移，并且齿面间压力很大，所以对于润滑油有特殊的要求。

双曲面齿轮的加工精度和装配精度相对都比较高。

当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。

因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小的多，这对于主减速比i≥4.5的传动更加有其优越性。

当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对0于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为螺旋锥齿轮具有较大的差速器可利用空间。

由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高[3]。

（3）、圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动广泛的应用于发动机横置的前置前驱的乘用车驱动桥和双极主减速器驱动桥以及轮边差速器。

（4）、蜗杆传动与其他的齿轮传动形式相比，蜗杆传动有如下的优点：轮廓尺寸和质量小，并且可得到较大的传动比；工作的非常平稳且无噪声；便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置；能传递大的载荷，使用寿命长；结构简单并且拆装方便，容易调整。

它的主要的缺点是要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。

综上所述，考虑到制作成本及其本设计的传动比<4.5，所以本设计采用螺旋锥齿轮。

2.2、主减速器减速形式的选择主减速器的减速形式可以分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、单级或者双级减速配以轮边减速等。

减速形式的选择主要取决于有动力性、燃油经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及其驱动桥下的离地间隙；驱动桥的数目及其布置的形式等。

如果只是就主减速比的大小选择减速形式的影响，通常情况下当主减速比i<7.6时应该采用单级主减速器。

这只是推荐的范围，在确定主减速器的减速形式时会有不同的选择。

由于本设计载货汽车的主减速比不是很大，所以本设计采用单级主减速器。

2.3、主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择主减速器必须要保证主从动齿轮有良好的啮合状况，才能够使它们很好的工作。

齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整以及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度有密切的关系。

现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种[2]：（1）悬臂式图2.2 悬臂式支承如图2.2所示，悬臂式支承的结构特点是锥齿轮大端一侧有较长的轴，并且在它的上面安装一对圆锥滚子轴承。

为了尽可能的增加支承的刚度，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。

支承刚度除了与轴承开式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。

当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。

悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的主减速器上。

（2）跨置式图 2.3 跨置式支承如图2.3所示，跨置式支承的结构特点是在锥齿轮前、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，又使轴承的负荷减小，齿轮的啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。

但是跨置式支承增加了导向轴承支座，使主减速器结构复杂，成本提高。

乘用车和装载质量小的商用车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。

本设计采用结构较为简单的悬臂式支承，以降低其成本。

3、主减速器基本参数的选择与设计计算3.1、主减速齿轮计算载荷的确定除了主减速比及其驱动桥的离地间隙以外，另一个原始参数是主减速器的齿轮的计算载荷。

这里采用“格里森”制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。

3.1.1、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ce T [3] η=⨯⨯⨯⨯⨯ce max 10d e f TT K T i i i n（式2.1）式中： 1i ——变速器一挡传动6.3；0i ——主减速器传动比在此取4.44；max e T ——发动机的输出的最大转矩，在此取539m N ⋅；d k ——由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取d k =1.0，当性能系数p f >0时可取d k =2.0；⎪⎪⎭⎪⎪⎬⎫⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧<>⎪⎭⎫ ⎝⎛=16T g m 0.195 016T g m 0.195 T g m 0.195-161001emax a emax a emax a 当当p f （式2.2）a m ——汽车满载时的总质量在此取14000kgp f <0 所以d k =1.0；T η——传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；f i ——分动器传动比，取1。

根据以上参数可以由(2.1）得：ce T =15391 6.31 4.440.91N m ⨯⨯⨯⨯⨯⨯⋅13569≈m N ⋅ 3.1.2、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cs T mr cs i r m G T m '22ηϕ= （式2.3）式中：2G ——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷,2G =14000 10 0.746N=104440N ；'2m ——最大加速时后轴负荷转移系数，一般乘用车为1.2～1.4，货车为1.1～1.2此取1.2；ϕ——轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取ϕ=0.85；对越野汽车取ϕ=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取ϕ=1.25；在此取ϕ=0.85；r r ——车轮的滚动半径，为 0.48m ；m η——主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率，此取0.9； m i ——主减速器从动齿轮到车轮间的传动比取1。

所以由公式（2.3）得:m r cs i r m G T m '22ηϕ==≈⨯⨯⨯⨯1.908.40.215.80104440568815m N ⋅ 3.1.3、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cf T )(m i H R m r a Cf f f f ni r G T ++=η （式2.4）a G ——汽车满载时的总重量，在此取140000N ；R f ——道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.015~0.020；在此取0.018；H f ——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取 0.050.09在此取0.07；i f ——汽车的性能系数在此取0。

所以由式（2.4）得：)(m i H R m r a Cf f f f ni r G T ++=η =()≈+⨯⨯⨯7.0018.001.9018.401400006571m N ⋅ c T =min[cs T ,ce T ]=13569N.m 作为计算载荷，主动锥齿轮：z T =G ci T η0=3396N.m ；≈⋅1238zf T N m 。