摘要
汽车主减速器是汽车传动中的最重要的部件之一。它能够将万向传动装置产来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现降速增扭。
本次设计的是有关十米高一级客车后桥主减速器设计总成。并要使其具有通过性。本次设计的内容包括有：方案选择，结构的优化与改进。齿轮与齿轮轴的设计与校核，以及轴承的选用与校核。并且在设计过程中，描述了主减速器的组成和差速器的差速原理和差速过程。
方案确定主要依据原始设计参数，对比同类型的减速器及差速器，确定此轮的传动比，并对其中重要的齿轮进行齿面接触和齿轮弯曲疲劳强度的校核。而对轴的设计过程中着重齿轮的布置，并对其受最大载荷的危险截面进行强度校核，轴承的选用力求结构简单且满足要求。
主减速器及差速器对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用，是汽车设计的重点之一。
关键词：主减速器；差速器；转速；行星齿轮；传动比
Abstract
Automobil reduction final drive is one of the best impossible parts in automobile gearing. It can chang speed and driving tuist within a big scope .
The problem of this design is ten meters passager car reduction final unit ,it’ s properly
in common use . The design of scheme, the better design and improvement of structure ,the design and calibration of gear and gear shiftes , and the select of bearings , and also the design explain the construction of differential action .
The ting of the scheme desierment main deside. The drive ratio of gear , according to orginal design parameter and constrasting the same type reduction final drive ang differential assay . It realize planet gear in the design of structure . It put to use alteration better gears transmission in the design of gear , and compare the root contact tired strength of some important gears and the face twirl tired strength . It eraphaize pay attention to the place of gears. Compare the strength of the biggest load dangraes section. It require structure simple and accord with demand in select of bearings .
Key words : Reduction final , Differential , Rotational speed ,Plantet gear , Drive ratio
目录
摘要 ...................................................................... I Abstract ................................................................. II 目录 ................................................................... III 第1章绪论 .. (1)
第2章主减速器的结构形式 (2)
2.1主减速器的齿轮类型 (2)
2.2主减速器的减速形式 (2)
2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 (2)
2.3.1主动锥齿轮的支承 (2)
2.3.2从动锥齿轮的支承 (3)
2.3.3主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 (4)
第3章主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 (5)
3.1主减速器齿轮计算载荷的确定 (5)
3.1.1按发动机最大转矩和最大抵挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce .. 5
T (5)
3.1.2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
cs
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
T (6)
Cf
3.2锥齿轮主要参数的选择 (6)
3.2.1主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2 (6)
3.2.2从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数m s (7)
3.2.3主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2 (7)
3.2.4双曲面齿轮副偏移距E (8)
3.2.5中点螺旋角 (8)
3.2.6螺旋方向 (9)
3.2.7法向压力角α (10)
第4章主减速器锥齿轮的几何尺寸计算 (11)
4.1锥齿轮轮齿形状的选择 (11)
4.2锥齿轮的几何尺寸计算 (11)
第5章主减速器锥齿轮的强度计算 (14)
5.1单位齿长圆周力 (14)
5.2轮齿弯曲强度 (15)
5.3轮齿接触强度 (16)
第6章主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 (18)
6.1锥齿轮齿面上的作用力 (18)
6.1.1齿宽中点处的圆周力 (18)
6.1.2锥齿轮的轴向力和径向力 (18)
6.2锥齿轮轴承的载荷计算 (19)
6.3锥齿轮轴承的寿命计算 (20)
6.3.1 A轴承的寿命计算 (20)
6.3.2 B轴承的寿命计算 (20)
6.3.3 C、D轴承的寿命计算 (21)
第7章齿轮材料 (22)
第8章对称式圆锥行星齿轮差速器设计 (23)
8.1差速器齿轮主要参数选择 (23)
8.1.1行星齿轮数n (23)
8.1.2行星齿轮球面半径R b (23)
8.1.3行星齿轮和半轴齿轮齿数Z1和Z2 (23)
8.1.4行星齿轮和半轴齿轮节锥角、模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 (24)
8.1.5压力角α (24)
8.1.6行星齿轮轴直径d及支承长度L (24)
8.2差速器轮齿的几何计算 (25)
8.3差速器齿轮强度计算 (26)
第9章驱动桥半轴设计 (26)
9.1全浮式半轴计算 (27)
9.2半轴的结构设计 (27)
9.2.1全浮式半轴杆部直径设计 (27)
9.2.2半轴杆部设计其他要求 (28)
9.3半轴的强度校核 (28)
9.3.1半轴的扭转应力 (28)
9.3.2半轴花键的剪切应力 (28)
9.3.3半轴花键的挤压应力 (29)
结论 (30)
致谢 (31)
参考文献 (32)
第1章绪论
驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理的分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳。
汽车的主减速器是汽车传动系是汽车传动戏中的重要部件之一，它能够将传动装置的扭矩传给驱动车轮，事先降速以增大扭矩。
本次设计的是主减速器总成。并要使其有一定的通过性。本次设计的内容包括有：方案选择，结构的优化设计与改进，齿轮与齿轮州的设计与校核，而且在设计过程中，描绘了主减速器与差速器的组成以及差速器的原理和差速过程。
方案的确定主要依据的是原始设计数据如齿轮的传动比，对比同类型的减速器及差速器做设计；结构设计中采用行星齿轮和移位锥齿轮传动，并对其中的重要齿轮进行齿面接触和疲劳强度的校核；而轴的设计中着重与齿轮的布置。并对其中最大载荷的危险截面进行了强度的校核。轴承的选用力求结构简单且满足要求。
驱动桥是汽车最重要的系统之一，是为汽车传输和分配动力所设计的。通过本课题设计，使我们对所学过的基础理论和专业知识进行一次全面的，系统的回顾和总结，提高我们独立思考能力和团结协作的工作作风。
为减小驱动轮的外廓尺寸,目前主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮。实践和理论分析证明，螺旋锥齿轮不发生根切的最小齿数比直齿齿轮的最小齿数少。显然采用螺旋锥齿轮在同样传动比下，主减速器的结构就比较紧凑。此外，它还具有运转平稳、噪声较小等优点。因而在汽车上曾获得广泛的应用。近年来，双曲面齿轮在广泛应用到轿车的基础上，愈来愈多的在轻、中型、重型货车上得到采用。
汽车在行驶过程中的使用条件是千变万化的。为了扩大汽车对这些不同使用条件的适应范围，在某些中型车辆上有时将主减速器做成双速的，它既可以得到大的主减速比又可得到所谓多档高速，以提高汽车在不同使用条件下的动力性和燃料经济性。
第2章主减速器的结构形式
2.1主减速器的齿轮类型
主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。根据设计要求采用准双曲面齿轮传动。
2.2主减速器的减速形式
主减根据减速形式特点不同，主减速器分类为单级主减速器、双级主减速器、双速主减速器、贯通式主减速器和单、双级减速配轮边减速器。
由于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，因而广泛应用于主传动比i0≤7的汽车上。本设计要求的主减速器的传动比为5.571:1小于7，故采用单级主减速器。
2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案
主减速器必须保证主、从齿轮有良好的啮合状况，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、齿轮的装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度有关。
2.3.1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。本设计中的客车最大质量为14500Kg>2吨，应该采用跨置式支承。因为在所传递较大的转矩的情况下悬臂式支承难以满足刚度的要求。
（a）悬臂式支承（b）跨置式支承
图1 主减速器锥齿轮的支承形式
跨置式支承中的导向轴承都采用圆柱滚子轴承，并且其内外圈可以分离，以利于拆装。圆锥滚子轴承采用背对背反装，并且尽可能减小良轴承间的距离，增大支承轴径，适当提高轴承的配合紧度。
2.3.2从动锥齿轮的支承
从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及载荷在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处有足够的位置设置加强筋，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，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。
图2 从动锥齿轮的支承方式
在具有大主动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。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证当偏移量达到允许极限，即与从动锥齿轮背面接触时，能够制止从动锥齿轮继续偏移。主、从动齿轮在载荷作用下的偏移量许用极限值，如下图所示。支撑面与从动锥齿轮背面间的安装间隙应不大于0.25mm。
图3在载荷作用下主减速器齿轮的容许极限便移量中型和重型汽车主减速器从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或者铆钉与差速器壳突缘连结。
2.3.3主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整
通常汽车以高档行驶时，发动机的平均使用转矩大约不超过其最大转矩的70%。因此主减速器轴承的预紧值可取为发动机最大转矩时换算所得轴向力的30%。轴承预紧力的大小可以用轴承的摩擦力矩来检验，其值通常为1至4N.m。大型、重型车取大值。在此取3N.m。主动锥齿轮预紧度的调整，可通过精选两轴承内圈内的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。因主动锥齿轮采用跨置式支承，故调整垫圈厚度较合适。在调整轴承预紧度之后，还应进行主减速器齿轮的啮合调整。因齿面接触区和齿侧间隙的正确调整是保证齿轮正确啮合、运转平稳、延长齿轮寿命的重要条件。
第3章 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定
3.1主减速器齿轮计算载荷的确定
在设计中采用格里森制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大抵挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce
n i i ki T k T f e d ce η01max =
(3.1)
式中：f i -----性能系数，当max 195.0e a T G <16时， ]195.016[1001max
e a i T m
f -= 当max
195.0e a T G ≥16时，取i f =0 其中a m 为汽车满载质量，a m =14500Kg T emax =890N.m
max
195.0e a T G =31.13>16 取i f =0； d k -----猛接离合器所产生的动载系数，性能系数i f =0的汽车，K d =1； i 1-----变速器一档传动比为6.333；
0i -----主减速器传动比为5.571；
η-----发动机到万向传动轴之间的传动效率为0.9；
k -----液力变矩器系数，本设计中为手动变速器，故k=1；
n -----计算驱动桥数， n=1；
计算得：ce T =28260.20N.m
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
LB LB r cs i r m G T η?2
2'=
（3.2）
式中：2G -----汽车在满载状态下一个驱动桥上的静载荷，本设计中后桥为
驱动桥，2G =9500×9.8=93100N ；
'2m -----汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，取1.1；
?-----轮胎与路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，
在良好的混凝土或沥青路上，?取0.85；
r r -----车轮滚动半径，轮胎规格为11R22.5，r r =0.493m ；
计算得：cs T =41573.59N.m
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 n i r F T
m m
r t Cf η= （3.3） 当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩c T 应取前两种的较小值，
即c T =min [ce T ,cs T ]=T ce =28260.20N.m
当计算锥齿轮疲劳寿命时，c T 取Cf T 主动锥齿轮的计算转矩为G o c z i T T η==5636.37N.m G η为主、从动锥齿轮间的传动效率，计算时对于双曲面齿轮副，当0i <6时，G η取90%；
3.2锥齿轮主要参数的选择
主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数Z 1和Z 2
、从动锥齿轮大端分度圆直径D 2和端面模数m s 、主、从动锥齿轮齿面宽b 1和b 2
、双曲面齿轮副的偏移距E 、中点螺旋角β、法向压力角α等。
3.2.1主、从动锥齿轮齿数Z 1和Z 2
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，Z 1和Z 2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，对于商用车，Z 1一般不小
于6 。
4） 主传动比i 0较大时，Z 1尽量取得少些，以便得到满意的离地间隙。
5） 对于不同的主传动比，Z 1和Z 2应有适宜的搭配。
6） 对于双曲齿轮单级贯通式主减速器来说，通常主动齿轮的最小齿数为8。 根据上述，取Z 1=8，Z 2=iZ 1=44.568，Z 2取45。
3.2.2从动锥齿轮大端分度圆直径D 2和端面模数m s
对于单级主减速器，增大尺寸D 2会影响驱动驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小D 2影响到跨置式主动齿轮的前支承座得安装空间和差速器的安装。
D 2可根据经验公式初选，即
D 2=32c D T K
（3.4）
式中：D 2-----从动齿轮大端分度圆直径（mm ）；
2D K -----直径系数，一般为13.0～15.3 ；
c T -----从动锥齿轮的计算转矩（N.m ）,c T =min [ce T ,cs T ] 。
计算得D 2=426.44mm 。
m s 由下式计算，即
22Z D m s ==11 （3.5）
同
时，m s 还应满足3c m s T K m =
（3.6） 式中m s -----模数系数，取0.3～0.4
计算得m s 取值范围为9.14～12.18，m s =9.48符合要求。
3.2.3主、从动锥齿轮齿面宽b 1和b 2
锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因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。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏
差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。
对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于其节锥距A2的0.3倍，即b2<0.3 A2=65.40mm，而且b2应满足b2<10m s=94.8mm，一般也推荐b2=0.155 D2。
因此b2=0.155 D2=0.155×426.44≈66mm b1=1.1b2=72.06mm
3.2.4双曲面齿轮副偏移距E
E值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于总质量较大的商用车，E≦(0.10～0.12) D2≦42.644～51.728mm,且E≦20% A2=43.60mm。另外，主传动比越大，则E也应越大，但应保证齿轮不发生根切。在本设计中E=45mm。
双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和小偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。本设计中采用如图所示的方案，主动锥齿轮相对从动锥齿轮呈下偏移布置。
图4双曲面齿轮的偏移
3.2.5中点螺旋角β
螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。且双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的。
、轮齿强度和轴向力大小的影响。β选择β时，应考虑它对齿面重合度ε
F
越大，则ε
也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮F
应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好。但是β过大，齿的强度越高。一般ε
F
会导致轴向力增大。
汽车主减速器双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为35°～40°。商用车选用较小的β值以防止轴向力过大，通常取35°。
“格里森”制齿轮推荐用下式预选主动齿轮螺旋角的名义值： 2
12190525d E z z ?+?+?=‘β （3.7）
式中：'1β-----主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值；
1z 、2z -----主、从动齿轮齿数；
2d -----从动齿轮的分度圆直径；
E -----双曲面齿轮副的偏移距。
对于双曲面齿轮，所得螺旋角名义值还需按照选用的标准刀号进行反算，最终得到的螺旋角名义值1β与预选值'1β之差不超过5°。
3.2.6螺旋方向
从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向，判断轴向力方向时，可以用手势法则，左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断，右旋齿轮用右手法则判断；判断时四指握起的旋向与齿轮旋转方向相同，其拇指所指方向则为轴向力的方向如图7所示。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。
考虑到汽车发动机为顺时针旋转，采用图a 中的布置：主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。主动锥齿轮从背面看为顺时针旋转，从动锥齿轮从背面看为逆时针旋转。
图5双曲面齿轮的偏移和螺旋方向
图6 螺旋方向与轴向力
3.2.7法向压力角α
法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于小负荷工作的齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但主动齿轮轮齿两侧的压力角是不等的。选取平均压力角时，商用车为20°或22°30′，在此取α=22°30′。
第4章主减速器锥齿轮的几何尺寸计算
4.1锥齿轮轮齿形状的选择
这里提出三种轮齿形状，即双重收缩齿、标准收缩齿和倾根锥母线收缩齿。根据《汽车设计》中表9-12中公式（89）知：θ2=34.945138′ ,δ2=233.786407′,△T R=0.189821为正数，采用倾根锥母线收缩齿。
（a）标准收缩齿（b）双重收缩齿
图6 标准收缩齿与双重收缩齿
4.2锥齿轮的几何尺寸计算
根据《汽车设计》中表9-12给出的圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算步骤。
计算得锥齿轮的几何尺寸如下：
小齿轮齿数Z1=8；大齿轮齿数Z2=45 ；
大齿轮齿面宽d=20.155D2=66mm ；
小齿轮轴线偏移距E=（0.10～0.12）D2=45mm；
大齿轮大端分度圆直径D2=426.44mm；
刀盘名义半径r d=266.700(根据表9-4选择) ；
大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径R m2=180.9461mm；
小齿轮在吃面宽中点处的分度圆半径R m1=39.4109mm；
小齿轮节锥角γ1=11°40′59″；
小齿轮中点螺旋角β1=46°21 ′19″；
大齿轮中点螺旋角β2=32°18′28″；
大齿轮节锥角γ2=77°58′52″；
大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离=-0.8252mm；
在节面内大齿轮齿面宽中点锥距A m=184.9975mm；
大齿轮节锥距A0=217.9941mm ；
大齿轮在齿面宽中点处得齿顶高h′m2=1.8862mm ,齿根高h″m2=12.6247mm；
倾根锥母线收缩齿的大齿轮齿顶角θ2T=0.82°；
倾根锥母线收缩齿的大齿轮齿根角δ2T=4.66°；
大齿轮的齿顶高h2′=2.3597mm ；
大齿轮齿根高h2″=15.3073mm ；
径向间隙C=1.9362mm；
大齿轮的齿全高h=17.667mm ；
大齿轮齿工作高h g=15.7308mm；
大齿轮的面锥角γ02=78°48′13″；
大齿轮的根锥角γR2=73°20′12″；
大齿轮外圆直径d02=427.4226mm；
大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离X02=43.9105mm；
大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离Z0=-1.6086mm,（负号表示该面锥顶点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间）；
大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离Z R=1.6963mm ,（正号表示该根锥顶点越过小齿轮轴线）；
小齿轮的面锥角γ01=16°11′16″；
小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离G0=-1.9683mm，（负号表示该面锥顶点在小齿轮轮体与大齿轮轴线之间）；
小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离B R=208.6932mm ；
小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离B1=138.4683mm ；
小齿轮的外圆直径d01=120.7249mm；
小齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离=9.1434mm ,（正号表示该根锥顶点越过小齿轮轴线）；
小齿轮根锥角γR1=10°52′34″；
在节平面内大齿轮内锥距A i=151.9941mm。
第5章 主减速器锥齿轮的强度计算
在选好主减速锥齿轮的主要参数后，可根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度验算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。
轮齿损坏形式主要有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。
5.1单位齿长圆周力
主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算，即 2
b F p =
(5.1)
式中，p 为轮齿上的单位齿长圆周力（N/mm ）；F 为作用在轮齿上的圆周力（N ）；b 2为从动齿轮的齿面宽（mm ），b 2=81.03mm 。
按发动机最大转矩计算
321max 102?=
b nD i ki T k p f g e d η
（5.2） 式中：T emax -----发动机最大转矩（N.m ），T emax =890N.m ；
i g -----变速器传动比，常取一档进行计算，分别为6.333；
D 1-----主动锥齿轮中点分度圆直径，D 1=39.4109mm ；
计算得：一档时p=1164.35N.m <[1.2p]=1178.4N.m
在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，[p]有时高出表中数值的20%～25%。
5.2轮齿弯曲强度
锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 320102?=
W s v m s c w DJ b m k k k k T σ （5.3）
式中：ζw ----- 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力（MPa ） ；
T c ----- 所计算齿轮的计算转矩（N.m ）,对于从动齿轮：c T =min [ce T ,cs T ]
=28260.20N.m ,对于主动齿轮，c T =T Z =5636.37N.m
K 0-----过载系数，一般取1,即k 0=1 ；
K s -----尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处
理等因素有关,当m s ≥1.6mm 时，k s =(m s /25.4)0.25 。本设计中
m s =9.48>1.6mm , k s =(m s /25.4)0.25=0.7816 ；
K m -----齿面载荷分配系数，跨置式结构 ：k m =1.0～1.1 , k m 取1； K v -----质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时,k v =1.0 ； b -----所计算齿轮的齿面宽（mm ），b 1=72.6mm , b 2=66mm ； D -----所讨论齿轮的大端分度圆直径（mm ）,
D 1=120.02mm ,D 2=426.44mm ；
J w -----所计算齿轮的轮齿弯曲,根据图7， J w1=0.28 ，J w2=0.24
机械设计减速器设计说明书 系别： 专业： 学生姓名： 学号： 指导教师： 职称：
目录 第一部分拟定传动方案 (4) 第二部分电机动机的选择传动比的分配 (5) 2.1 电动机的选择 (5) 2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (6) 第三部运动和动力分析........................... 第四部分齿轮设计计算.. (13) 4.1 高速级齿轮传动的设计计算 (13) 4.2 低速级齿轮传动的设计计算.............................. 第五部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计 (25) 5.1 输入轴的设计 (25) 5.2 中间轴的设计 (30) 5.3 输出轴的设计 (35) 第六部分齿轮的结构设计及键的计算 (41) 6.1输入轴齿轮的结构设计及键选择与校核 (41) 6.2 中间轴齿轮的结构设计及键选择与校核 (41) 6.3 输出轴齿轮的结构设计及键选择与校核 (41) 第七部分轴承的选择及校核计算 (42)
7.3 输出轴的轴承计算与校核 (43) 设计小结 (49) 参考文献 (50) 第一部分拟定传动方案 1.1．初始数据 1.工作要求；设计一带式运输机上的传动装置，工作中有轻微振动，经常满载工作，空载启动，单向运转，单班制工作（每天8小时）运输带运输带容许误差为5%。减速器为小批量生产，使用年限为5年。 2.工况数据：F=2000N D=300mm V=1m/s 1.2. 传动方案特点
1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有一定的刚度。 3.确定传动方案：考虑到电机转速较高采用二级直齿圆柱齿轮减速器，。 备选方案 方案一： 对场地空间有较大要求，操作较为便捷 方案二： 对场地要求较小，操作不便 1.3方案分析
汽车单级主减速器及差速器的结构设计 与强度分析毕业论文 第一章绪论 1.1 选题的背景与意义 通过学校的实习我对汽车的构造及各总成的原理有了一定的了解，同时结合以前课堂学习的理论知识，对于进行汽车一些总成的设计有了一定的理论基础，现选择课题内容为对BJ2022汽车的使用性能的驱动桥（主减速器及差速器）进行设计。通过本课题可以进一步加深对汽车构造、汽车设计及汽车各总成的工作原理，特别是本课题驱动桥中的主减速器及差速器与半轴的认识和了解；同时经过设计过程，了解学习一些现代汽车工业的新设计方法及新技术，对于即将从事汽车行业工作的我也是一种锻炼，为即将的工作做铺垫。 1.2 研究的基本内容 1.2.1 主减速器的作用 汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。而主减速器是在汽车传动系中起降低转速，增大转矩作用的主要部件。当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。它是依靠齿数少的齿轮带齿数多的齿轮来实现减速的，采用圆锥齿轮传动则可以改变转矩旋转方向。汽车正常行驶时，发动机的转速通常比较高，如果将很高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需要很大，齿轮的半径也相应加大，也就是说变速箱的尺寸会加大。另外，转速下降，扭矩必然增加，也加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，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。 1.2.2 主减速器的工作原理 从变速器或分动器经万向传动装置输入驱动桥的转矩首先传到主减速器，主减速器的一对齿轮增大转矩并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩的旋转方向。 1.2.3 国内主减速器的状况 现在国家大力发展高速公路网，环保、舒适、快捷成为汽车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为汽车主减速器技术的发展趋势。 在产品上，国内汽车市场用户主要以承载能力强、齿轮疲劳寿命高、结构先进、易维护等特点的产品为首选。目前己开发的产品，如陕西汉德引进德国撇N 公司技术的485单级减速驱动桥，一汽集团和东风公司的13吨级系列车桥为代表的主减速器技术，都是在有效吸收国外同类产品新技术的基础上，针对国内市场需求开发出来的高性能、高可靠性、高品质的车桥产品。这些产品基本代表了国内车用减速器发展的方向。通过整合和平台化开发，目前国内市场形成了457、460、480、500等众多成型稳定产品，并被用户广泛认可和使用。设计开发上，CAD、CAE等计算机应用技术，以及AUT优AD、UG16、CATIA、proE等设计软件先后应用于主减速器的结构设计和齿轮加工中，有限元分析、数模建立、虚拟试验分析等也被采用;齿轮设计也初步实现了计算机编程的电算化。新一代减速器设计开发的突出特点是:不仅在产品性能参数上进一步进设计上完全遵从模块化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特点，这些都对基础件产品提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地进行二次开发和持续改进，以满足快速多变的市场需求。
安徽理工大学继续教育学院 毕业设计 题目二级直齿圆柱齿轮减速器 系别 专业机械电子工程 班级 09 姓名汪凡凯 学号 指导教师 日期 2011年5月
摘要 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用。齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护简便，因而应用极为广泛。 本设计讲述了带式运输机的传动装置——二级圆柱齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的评述，选择齿轮减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容）。运用AutoCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。 关键词：齿轮啮合轴传动传动比传动效率
目录 1、引言 (1) 2、电动机的选择 (2) 2.1. 电动机类型的选择 (2) 2.2．电动机功率的选择 (2) 2.3．确定电动机的转速 (2) 3、计算总传动比及分配各级的传动比 (4) 3.1. 总传动比 (4) 3.2．分配各级传动比 (4) 4、计算传动装置的传动和动力参数 (5) 4.1.电动机轴的计算 (5) 4.2.Ⅰ轴的计算(减速器高速轴) (5) 4.3.Ⅱ轴的计算(减速器中间轴) (5) 4.4.Ⅲ轴的计算(减速器低速轴) (6) 4.5.Ⅳ轴的计算(卷筒轴) (6) 5、传动零件V带的设计计算 (7) 5.1.确定计算功率 (7) 5.2.选择V带的型号 (7) 5.3.确定带轮的基准直径d d1 d d2 (7) 5.4.验算V带的速度 (7) 5.5.确定V带的基准长度L d 和实际中心距a (7) 5.6.校验小带轮包角ɑ 1 (8)
主减速器设计 3.2 主减速器设计 3.2.1 主减速器的结构型式 主减速器的结构型式，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。 （1）主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮），或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮传动。 （2）主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种： 悬臂式 齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。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。 （3）主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度，支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。 轿车和轻型载货汽车主减速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合固定在差建界壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好，中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。 （4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器齿轮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。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转速有关。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整，可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便，波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。 (5)主减速器的减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 单级主减速器 由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广
目录 一、设计任务书 (1) 初始数据 (1) 设计步骤 (2) 二、传动装置总体设计方案 (2) # 传动方案特点 (2) 计算传动装置总效率 (3) 三、电动机的选择 (3) 电动机的选择 (3) 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (4) 四、计算传动装置的运动和动力参数 (5) 五、V带的设计 (5) 六、齿轮传动的设计 (8) : 高速级齿轮传动的设计计算 (8) 低速级齿轮传动的设计计算 (12) 七、传动轴和传动轴承及联轴器的设计 (15) 高速轴的设计 (15) 中速轴的设计 (20) 低速轴的设计 (26) 八、键联接的选择及校核计算 (31) 高速轴键选择与校核 (31) ~ 低速轴键选择与校核 (31) 九、轴承的选择及校核计算 (31) 高速轴的轴承计算与校核 (31) 中速轴的轴承计算与校核 (32) 低速轴的轴承计算与校核 (33) 十、联轴器的选择 (33)
十一、减速器的润滑和密封 (34) 减速器的润滑 (34) | 减速器的密封 (35) 十二、减速器附件及箱体主要结构尺寸 (35) 附件的设计 (35) 箱体主要结构尺寸 (37) 设计小结 (38) 参考文献 (38) … 一、设计任务书 初始数据 设计带式运输机的传动装置，连续单向运转，工作中有轻微震动，空载启动，运输带允许误差为5%。工作年限：8年，每天工作班制：1班制，每年工作天数：300天，每天工作小时数：8小时。三相交流电源,电压380/220V。 装置总体设计方案 2、电动机的选择 3、计算传动装置的运动和动力参数 4、V带的设计 5、齿轮传动的设计 | 6、传动轴和传动轴承及联轴器的设计 7、键联接的选择及校核计算 8、轴承的选择及校核计算
任务书 毕业设计（论文）题目： 汽车轮边减速器设计 毕业设计（论文）要求及原始数据（资料）： 要求： 1.根据原始数据和有关资料，进行文献检索、调查研究工作； 2.综合应用所学基础理论和专业知识，制定最佳设计方案； 3.所设计的轮边减速器总成应满足1250型载重车的各项性能要求； 4.设计图纸要求布局合理，正确清晰，符合国家制图标准及有关规定； 5.毕业设计说明书要求内容完整、层次清晰、文理通顺，具体按照太原理工大学毕业论文规范 撰写； 6.通过毕业设计，掌握轮边减速器的结构型式、设计方法； 7.独立按时完成毕业设计所承担的各项任务。 原始数据（资料）： 1、质量参数：(kg) 载质量整备质量总质量挂车质量半挂鞍座质量 12000 7000 19000 35000 11000 尺寸参数： (mm) 外形尺寸5980×2500×3030 轴距3400 接近角/离去角(度) 18/32 车箱内部尺寸轮距2027/1820 最小离地间隙240 2、其它参数： 1)、最高车速：98km/h 2)、最大爬坡度(%)：30 3)、车轮及轮胎：12.00R20 4)、轴数：2 毕业设计（论文）主要内容： 1.结合4190型牵引车的相关参数及结构特点，进行轮边减速器总成的设计； 2.确定轮边减速器的结构类型； 3.确定轮边减速器总成的主要性能参数； 4.轮边减速器总成的设计、计算、分析、制图； 5.其他相关零部件的设计； 6.结合本课题查阅并翻译1万印刷符合的英文资料； 7.模拟申请专利一份 8.编写设计说明书。
学生应交出的设计文件（论文）： 1. 轮边减速器总成图纸一套； 2.毕业设计说明书。（按太原理工大学学生毕业论文撰写规范写） 主要参考文献（资料）： 1吉林大学汽车工程系编著.汽车构造(下册) 第五版. 北京：人民交通出版社2王望予.汽车设计(第4版).北京：机械工业出版社 3 机械设计手册(上.中册).北京：化学工业出版社 4(日)武田信之著.方泳龙译.载货汽车设计.北京：人民交通出版社 5高维山.驱动桥.北京：人民交通出版社 6 QC/T 265-2004《汽车零部件编号规则》 专业班级学生 要求设计（论文）工作起止日期2011-3-21---2011-6-17 指导教师签字日期2011-3-21 教研室主任审查签字日期 系主任批准签字日期
兰州工业学院学院 毕业设计 题目二级直齿圆柱齿轮减速器系别机电工程学院 专业机械设计与制造 班级机设 姓名***** 学号****** 指导教师**** 日期2013年12月
设计任务书 题目： 带式运输机传动系统中的二级直齿圆柱齿轮减速器设计要求： 1：运输带的有效拉力为F=2500N。 2：运输带的工作速度为V=1.7m/s。 3：卷筒直径为D=300mm。 5：两班制连续单向运转（每班8小时计算），载荷变化不大，室内有粉尘。6：工作年限十年（每年300天计算），小批量生产。 设计进度要求： 第一周拟定分析传动装置的设计方案： 第二周选择电动机,计算传动装置的运动和动力参数： 第三周进行传动件的设计计算，校核轴，轴承，联轴器，键等： 第四周绘制减速器的装配图： 第五周准备答辩 指导教师（签名）：
摘要 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用。齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护简便，因而应用极为广泛。 本设计讲述了带式运输机的传动装置——二级圆柱齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的评述，选择齿轮减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容）。运用AutoCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。 关键词：齿轮啮合轴传动传动比传动效率
目录 1、引言 (1) 2、电动机的选择 (2) 2.1. 电动机类型的选择 (2) 2.2．电动机功率的选择 (2) 2.3．确定电动机的转速 (2) 3、计算总传动比及分配各级的传动比 (4) 3.1. 总传动比 (4) 3.2．分配各级传动比 (4) 4、计算传动装置的传动和动力参数 (5) 4.1.电动机轴的计算 (5) 4.2.Ⅰ轴的计算(减速器高速轴) (5) 4.3.Ⅱ轴的计算(减速器中间轴) (5) 4.4.Ⅲ轴的计算(减速器低速轴) (6) 4.5.Ⅳ轴的计算(卷筒轴) (6) 5、传动零件V带的设计计算 (7) 5.1.确定计算功率 (7) 5.2.选择V带的型号 (7) 5.3.确定带轮的基准直径d d1 d d2 (7) 5.4.验算V带的速度 (7) 5.5.确定V带的基准长度L d 和实际中心距a (7) 5.6.校验小带轮包角ɑ 1 (8)
引言 汽车主减速器总成是汽车传动系的重要部件之一,其功用是降速增矩(将输入的转矩增大并相应降低转速),并可改变发动机转矩的传递方向,以适应汽车的行驶方向。主减速器总成对装配精度的要求很高,其制造和装配质量对驱动桥乃至整车的性能有很大的影响。 由于受到传统制造、装配工艺和测控手段限制,主减速器的装配质量往往满足不了高质量汽车的要求。近年国内许多车桥生产厂家先后使用了成套制造设备和主减速器柔性装配线,使制造和装配质量有了一定的提高,但针对其装配精度的检测,目前尚缺乏自动化测控设备。
汽车主减速器设计与研究 1 基本设计参数1）.发动机最大功率: 55 kw/rpm 2）.发动机最大扭矩: 161.7 Nm/rpm 3）.五档手动变速器: 低速档比: 6.08 4）.主减速比：4.48高档速比:1.00 5）.轮胎型号:185/75R16 （即轮胎半径332.7mm) 6）.汽车总质量: 42000 kg
2 驱动桥简介 汽车驱动桥位于传动系的末端。其作用主要有增扭，降速，改变转矩的传递方向，并合理的将转矩分配给两个驱动车轮；而且，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器，差速器，半轴和桥壳组成。 目前国内大型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些企业几乎占到国内大型车桥90%以上的市场。 设计驱动桥时应当满足如下基本要求： 1)选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。 2)外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。 3)齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。 4)在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。 5)具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩； 在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。 6)与悬架导向机构运动协调。 7)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。
机械设计课程设计说明书设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器班级学号： 学生姓名： 指导老师： 完成日期：
设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器 一、传动方案简图 二、已知条件： 1、有关原始数据： 运输带的有效拉力：F= KN 运输带速度：V=S 鼓轮直径：D=310mm 2、工作情况：使用期限8年，2班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过±5%，载荷平稳； 3、工作环境：灰尘； 4、制造条件及生产批量：小批量生产； 5、动力来源：电力，三相交流，电压380／220V。 三、设计任务： 1、传动方案的分析和拟定 2、设计计算内容 1) 运动参数的计算，电动机的选择； 3) 带传动的设计计算； 2) 齿轮传动的设计计算； 4) 轴的设计与强度计算； 5) 滚动轴承的选择与校核； 6) 键的选择与强度校核； 7) 联轴器的选择。 3、设计绘图： 1）减速器装配图一张； 2）减速器零件图二张；
目录 一、传动方案的拟定及说明.......................................... 二、电机的选择 .................................................................... 1、电动机类型和结构型式....................................................... 2、电动机容量................................................................. P.......................................................... 3、电动机额定功率 m 4、电动机的转速 ............................................................... 5、计算传动装置的总传动....................................................... 三、计算传动装置的运动和动力参数.................................. 1．各轴转速................................................................... 2.各轴输入功率为(kW) ........................................................ 3.各轴输入转矩（N m） ........................................................ 四、传动件的设计计算.............................................. 1、设计带传动的主要参数....................................................... 2、齿轮传动设计............................................................... 五、轴的设计计算.................................................. 1、高速轴的设计............................................................... 2、低速轴的设计............................................................... 六、轴的疲劳强度校核.............................................. 1、高速轴的校核............................................................... 2、低速轴的校核............................................................... 七、轴承的选择及计算.............................................. 1、高速轴轴承的选择及计算..................................................... 2、低速轴的轴承选取及计算..................................................... 八、键连接的选择及校核............................................ 1、高速轴的键连接............................................................. 2、低速轴键的选取............................................................. 九、联轴器的选择.................................................. 十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择...................... 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表............................................... 2、减速器附件的选择 (22) 十一、润滑与密封.................................................. 1、润滑....................................................................... 2、密封.......................................................................
摘要 本文介绍了轿车差速器与主减速器的设计建模过程，论述了轿车差速器与主减速器的结构和工作原理，通过对轿车主要参数的分析与计算对差速器和主减速器进行设计，并使用Pro/E对差速器与主减速器进行3D建模，生成2D工程图。完成装配后，对主减速器、差速器进行运动仿真，以论证差速器的差速器原理。 关键词：建模，差速器，主减速器，分析
Abstract This paper discusses the automobile differential design and modeling process of the final drive, and the structure and the principle of automobile differential and the final drive.the car After the analysis and calculation of final drive and differential,to use Pro/E to complete make 3D model of the final drive and differential, then to produce 2D drawings.There is going to analysis the final drive to prove the principle after finishing the composing. Keywords: Modeling, Differential,Final drive，Analysis
目录 摘要........................................................ I Abstract ................................................... II 目录...................................................... III 1绪论 (1) 1.1课题来源 (1) 1.2课题研究现状 (1) 1.2.1国内外汽车行业CAD研究与应用情况 (1) 1.3主减速器的研究现状 (1) 1.4 差速器的研究现状 (2) 1.5 课题研究的主要内容 (3) 2QY7180概念轿车主减速器与差速器总体设计 (4) 2.1QY7180概念轿车主要参数与主减速器、差速器结构选型 (4) 2.1.1QY7180概念轿车的主要参数 (4) 2.1.2QY7180概念轿车主减速器与差速器结构选型 (4) 2.2主减速器与差速器的结构与工作原理 (5) 2.3QY7180概念轿车主减速器主减速比i0的确定 (6) 3主减速器和差速器主要参数选择与计算 (7) 3.1主减速器齿轮计算载荷的确定 (7) 3.1.1按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮的计算转 矩Tce (7) 3.1.2按驱动车轮打滑转矩确定从动齿轮的计算转矩Tcs (7) 3.1.3按日常平均使用转矩来确定从动齿轮的计算转矩 (8) 3.2主减速器齿轮传动设计 (8) 3.2.1按齿面接触强度设计 (8)
1引言 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是：①瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；②适用的功率和速度范围广；③传动效率高，η=0.92-0.98；④工作可靠、使用寿命长；⑤外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛。 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。 当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。 在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势。
2 传动装置总体设计 2.0设计任务书 1设计任务 设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱直齿齿轮减速器传动。 2 设计要求 （1）外形美观，结构合理，性能可靠，工艺性好； （2）多有图纸符合国家标准要求； （3）按毕业设计（论文）要求完成相关资料整理装订工作。 3 原始数据 （1）运输带工作拉力 F=4KN （2）运输带工作速度V=2.0m/s (3)输送带滚筒直径 D=450mm η （4）传动效率96 = .0 4工作条件 两班制工作，空载起动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，中小批量生产，使用期限10年，年工作300天。 2.1 确定传动方案
主减速器设计 3、2 主减速器设计 3、2、1 主减速器的结构型式 主减速器的结构型式,主要就是根据其齿轮类型、主动齿轮与从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 (1)主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥上,主减速器采用得最广泛的就是螺旋锥齿轮与双曲面齿轮。在双级主减速器中,通常还要加一对圆柱齿轮(多采用斜齿圆柱齿轮),或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车与超重型汽车的主减速器上,有时也采用蜗轮传动。 (2)主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 在壳体结构及轴承型式已定的情况下,主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法,对其支承刚度影响很大,这就是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种: 悬臂式 齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度,应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上,同时比齿轮节圆直径的70%还大,并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时,为了减小悬臂长度与增大支承间的距离,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。
(3)主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离与载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度,支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承,安装时应使她们的圆锥滚子的大端相向朝内,小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移,圆锥滚子轴承也应预紧。 轿车与轻型载货汽车主减速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合固定在差建界壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好,中型与重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。 (4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器齿轮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。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转速有关。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整,可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便,波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。 (5)主减速器的减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 单级主减速器 由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点,广泛用在主减速比i0<7、6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都就是采用一对
机械设计课程设计 ： 班级： 学号： 指导教师： 成绩：
日期：2011 年6 月 目录 1. 设计目的 (2) 2. 设计方案 (3) 3. 电机选择 (5) 4. 装置运动动力参数计算 (7) 5.带传动设计 (9) 6.齿轮设计 (18) 7.轴类零件设计 (28) 8.轴承的寿命计算 (31) 9.键连接的校核 (32) 10.润滑及密封类型选择 (33) 11.减速器附件设计 (33) 12.心得体会 (34) 13.参考文献 (35)
1. 设计目的 机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是： （1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。 （2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。 （3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。 （4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规等。 2. 设计方案及要求 据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速器）方案图如下：
1—输送带 2—电动机 3—V带传动 4—减速器 技术与条件说明： 1）传动装置的使用寿命预定为8年每年按350天计算，每天16小时计算； 2）工作情况：单向运输，载荷平稳，室工作，有粉尘，环境温度不超过35度； 3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏； 4）运动要求：输送带运动速度误差不超过%5；滚筒传动效率 0.96； 5）检修周期：半年小修，两年中修，四年大修。 设计要求 1）减速器装配图1； 2）零件图2（低速级齿轮，低速级轴）；
摘要 本设计是对载货汽车设计一个结构合理、工作性可靠的双级主减速器。此双级主减速器是由两级齿轮减速组成。与单级主减速器相比，在保证离地间隙相同时可得到很大的传动比，并且还拥有结构紧凑，噪声小，使用寿命长等优点。本文论述了双级主减速器各个零件参数的设计和校核过程。设计主要包括：主减速器结构的选择、主、从动锥齿轮的设计、轴承的校核。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。 关键词：载货汽车；双级主减速器；齿轮；校核；设计
ABSTRACT This design is designs a structure to the truck to be reasonable, work related reliable two-stage main gear box. This two-stage main gear box is composed of two level of gear reductions. Compares with the single stage main gear box, when the guarantee ground clearance is the same may obtain the very great velocity ratio, and also has the structure to be compact, the noise is small, service life long and so on merits. This article elaborated the two-stage main gear box each components parameter computation and the selection process, and through computation examination. The design mainly includes: Main gear box structure choice, host, driven bevel gear's design, bearing's examination.The main reducer in the transmission lines used to reduce vehicle speed, increased the torque , it is less dependent on the bevel of more gear drive of less bevel gear . Purchase of the longitudinal engine automobiles, the main bevel gear reducer also used to change the driving force for the direction of transmission. Key words: Truck；Two-stage Main Reduction Gear；Gear；Check
优秀设计 引言 毕业设计是学生的最后一个教学环节，我这次毕业设计的题目是某汽车后桥减速器壳工艺规程设计及其夹具设计。 汽车在正常行驶时，发动机的转速很高，只靠变速箱来降低，会使变速箱的尺寸增大。同时，转速下降，扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。因此，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前需要设置一个主减速器。而主减速器壳是汽车后桥主减速器的一部分。主减速器壳体加工精度的高低直接影响着差速器壳及主、被动齿轮的配合精度，因而其加工工艺直接影响车桥和整车质量。 我此次毕业设计的任务是对汽车后桥减速器壳进行工艺分析并且设计其夹具。经过查阅相关资料，并且结合所学的机械知识，对该零件进行工艺分析，确定出合理的加工工艺方案，并选择切削用量及其工艺装备。了解零件的结构特点及技术要求，查阅相关书籍，例如夹具方面的教材及图册，经过反复的研究、设计、比较、试验，最终设计出一套合理的夹具，即车法兰止口的夹具。 最后在老师和同学的帮助下，经过不断地修改、检查，最终完成了汽车后桥减速器壳工艺规程及其夹具设计。 本次毕业设计使我在机械方面受益匪浅。特别是刘老师在工作中对我的耐心辅导，他对学生强烈的责任感和严谨的治学态度，无不给我以深刻的影响。 由于类似的大型课题很少接触，经验能力方面的欠缺，错误之处一定存在，恳请各位老师给予批评指正，以便今后的工作尽善尽美。
目录 目录 (2) 第1章零件的分析 (4) 1.1减速器壳在汽车上的位置及功用 (4) 1.2减速器壳的结构特点及技术要求 (4) 1.2.1结构特点 (4) 1.2.2技术要求分析 (5) 第2章工艺规程的设计 (7) 2.1生产类型的确定 (7) 2.1.1生产纲领的确定 (7) 2.1.2零件年产量的确定 (7) 2.1.3生产类型的确定 (7) 2.1.4生产类型对应的工艺特征 (7) 2.2毛坯的选择 (8) 2.2.1铸件的精度等级选择： (8) 2.2.2毛坯余量及偏差的选择 (8) 2.3各加工表面的加工方法的选择 (10) 2.3.1加工方法的确定 (10) 2.3.2加工阶段的划分 (12) 2.4制定加工工艺路线 (13) 2.5工艺方案的分析 (17) 2.6确定各工序的加工余量、工序尺寸、切削用量及工时定额 (18) 2.6.1确定各工序的加工余量 (18) 2.6.2确定各工序的工序尺寸 (19) 2.6.3确定各工序的切削用量 (20) 2.6.4确定各工序的工时定额 (26) 2.7确定各工序的工艺装备和机床的选择 (43) 2.7.1刀具的选择 (43) 2.7.2量具的选择： (44) 2.7.3夹具的选择 (45) 2.7.4机床设备的选择： (46) 2.8选择定位基准的原则 (46) 2.8.1粗基准的选择 (46) 2.8.2精基准的选择 (47) 2.9合理夹紧方法的确定 (48) 2.9.1夹紧力的方向 (48) 2.9.2夹紧力的作用点 (48)
轴的设计 图1传动系统的总轮廓图 一、轴的材料选择及最小直径估算 根据工作条件，小齿轮的直径较小（），采用齿轮轴结构， 选用45钢，正火，硬度HB=。 按扭转强度法进行最小直径估算，即初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。 值由表26—3确定：=112 1、高速轴最小直径的确定 由，因高速轴最小直径处安装联 轴器，设有一个键槽。则，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机 轴径不得相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取，为
电动机轴直径，由前以选电动机查表6-166：， ，综合考虑各因素，取。 2、中间轴最小直径的确定 ，因中间轴最小直径处安装滚动 轴承，取为标准值。 3、低速轴最小直径的确定 ，因低速轴最小直径处安装联轴 器，设有一键槽，则，参 见联轴器的选择，查表6-96，就近取联轴器孔径的标准值。 二、轴的结构设计 1、高速轴的结构设计 图2 （1）、各轴段的直径的确定 ：最小直径，安装联轴器 ：密封处轴段，根据联轴器轴向定位要求，以及密封圈的标准查表6-85（采用毡圈密封）， ：滚动轴承处轴段，，滚动轴承选取30208。 ：过渡轴段，取 ：滚动轴承处轴段
（2）、各轴段长度的确定 ：由联轴器长度查表6-96得，，取 ：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定 ：由滚动轴承确定 ：由装配关系及箱体结构等确定 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定 ：由小齿轮宽度确定，取 2、中间轴的结构设计 图3 （1）、各轴段的直径的确定 ：最小直径，滚动轴承处轴段，，滚动轴承选30206 ：低速级小齿轮轴段 ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 ：高速级大齿轮轴段 ：滚动轴承处轴段 （2）、各轴段长度的确定 ：由滚动轴承、装配关系确定 ：由低速级小齿轮的毂孔宽度确定 ：轴环宽度 ：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定