由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。
一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。
单级主减速器由一对圆锥齿轮、，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。
鉴于单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。双曲面齿轮优点突出，所以采用的是双曲面齿轮单级减速器。
2.2 主减速器主从动锥齿轮的支承方案选择主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，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和跨置式支承两种。
悬臂式支承结构(图2-3a)的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度倪和增加两支承间的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，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，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，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。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、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。
图2-3 主减速器锥齿轮的支承形式
a)主动锥齿轮悬臂式 b)主动锥齿轮跨置式 c)从动锥齿轮
悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。
跨置式支承结构(图2-3b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，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的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，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，从而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。
在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。本设计例题是主减速器传递转矩较小的货车，因此采用悬臂式支承结构。
2.2.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承(图2-3c)，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。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％。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承(图2-4)。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图2-5所示。
图2-4 从动锥齿轮辅助支承 图2-5 主、从动锥齿轮的许用偏移量
2.3 主减速器的基本参数选择和设计计算 2.3.1 主减速比的确定 )为设计传动系组成部分的重要依据一样，驱动桥的主减速比是主减速器的设计依据，是设计主减速器时的原始参数。传动系的总传动比(其中包括，主减速比i0)，对汽车的动力性、燃料经济性有非常重大的影响，发动机的工作条件也和汽车传动系的传动比(包括主减速比)有关。可采用优化设计方法对发动机参数与传动系的传动比以及主减速比i0进行最优匹配。
（2-4） ——车轮的滚动半径，m； ——最大功率时的发动机转速，r／min； ——汽车的最高车速，km／h； ——变速器最高挡传动比，通常为1。 的办法来得到足够的功率储备，主减速比i0一般应选得比按式(6-1)求得的要大10％～25％，即按下式选择： (2-5) ——变速器最高挡(直接挡或超速挡)传动比； ——分动器或加力器高挡传动比； ——轮边减速器传动比。按式(2-4)或式(2-5)求得的i0值应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到主、从动主减速齿轮可能有的齿数，信捷职称论文写作发表网，对i0值予以校正并最后确定下来。
2.3.2 主减速器齿轮计算载荷确定除了主减速比i0及驱动桥离地间隙外，另一项原始参数便是主减速器齿轮的计算载荷。由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。这里采用格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。
(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
(2-6)式中，——计算转矩(N·m)；
——计算驱动桥数；
——主减速器传动比；
——变速器一挡传动比；
——分动器传动比；
——发动机到万向传动轴之间的传动效率；
——最大变矩系数；
——发动机最大转矩（N·m）；
Kd——猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器Kd=1，手动操纵的机械变速器高性能赛车Kd=3，性能系数fi=0的汽车Kd=1；fi>0的汽车Kd=2或由经验选定。其计算公式如下：
注： 选取参看下表
表2-1 n与if选取表
车 型
高挡传动比 的关系
4×4
/21
/2
2
6×6
/32
/3
3
(2)按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
(2-7)式中，——计算转矩(N·m)；
——满载状态下一个驱动桥上的静载荷（N）；
——汽车最大加速度时的后轴负载荷转移系数，乘用车： 1.2～1.4，商用车：1.1～1.2；
——轮胎与路面间的附着系数，在安装一般轮胎的汽车在良好的混凝土或沥青路上，取0.85，对于安装防侧滑轮胎的乘用车可取1.25，对于越野车一般取1.0；
——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；
——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从动锥齿轮的计算转矩Tcf
(2-8)式中，Tcf——计算转矩(N·m)；
Ga——汽车满载总重量；
fR——道路滚动阻力系数，对于轿车可取0.010~0.015；对于货车可取0.015~0.020；对于越野车可取0.020～0.035
fH——平均爬坡能力系数，对于轿车可取0.08；对于货车和公共汽车可取0.05~0.09；长途公共汽车可取0.06～0.10对于越野车可取0.09～0.30
fi——汽车性能系数，取值同前。其它参数同前。
用式(6-3)和式(6-4)求得的计算转矩是从动锥齿轮的最大转矩，不同于用式(6-5)求得的日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩；当计算锥齿轮的疲劳寿命时，取Tcf。
主动锥齿轮的计算转矩为
(2-9)式中，——主动锥齿轮的计算转矩(N·m)；
——主传动比；
取95％；对于双曲面齿轮副，当取85％，当取90％。
结合本设计，按照式（2-6）计算Tce：
n=1，i0=2.95，i1 =4，没有分动器则if = 1，η = 0.9，k =1，Temax=285 N·m，性能系数fi=0则Kd=1，代入式（2-6）得：
Tce=1513.35 N·m
按式（2-7）计算驱动轮打滑转矩确定的从动锥齿轮计算转矩Tcs：
Tcs=4781.3 N·m
当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc=min[Tce ,Tcs]=9726.5 N·m
按式（2-8）计算按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf：
各参数取值表
fR
fH
fi
ma
ηm
0.030
0.15
0
2115
0.95
则代入式（2-8）可得：Tcf=723.885 N·m
2.3.3 主减速器锥齿轮基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径等。
1）主、从动锥齿轮齿数z1和z2
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：
（1）为了磨合均匀，z1、z2之间应避免有公约数。
（2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少于40。
（3）为了啮合平稳、，噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，z1一般不少于9；对于货车，z1一般不少于6。
（4）当主传动比较大时，尽量使取得少些，以便得到满意的离地间隙。当i0≥6时，z1可取最小值并等于5，但为了啮合平稳并提高疲劳强度常大于5；当i0较小时（3.5～5），z1可取7～12。
（5）对
