减速器设计说明书

减速器设计说明书（精选8篇）

1.减速器设计说明书 篇一

减

速器的设计说明书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式圆柱齿轮减速器

II轴：

1．初步确定轴的最小直径

d≥ ＝30mm 2．求作用在齿轮上的受力

Ft1= =899N

Fr1=Ft =175N

Fa1=Fttanβ=223N； Ft2=4494N

Fr2=1685N

Fa2=1115N 3．轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案

i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。

ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。

iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。

iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。

v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。

2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。

4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。

6.VI-VIII长度为44mm。

4． 求轴上的载荷

Fr1=1418.5N

Fr2=603.5N 查得轴承30307的Y值为1.6

Fd1=443N

Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：

Fa1=638N

Fa2=189N 5．精确校核轴的疲劳强度

1）判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面

2）截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理。

a)综合系数的计算

故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）

轴采用磨削加工，表面质量系数为，（[2]P40附图3-4）

轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

b)碳钢系数的确定

碳钢的特性系数取为，c)安全系数的计算

轴的疲劳安全系数为

，故轴的选用安全。

3）轴承寿命的校核

键连接的选择及校核计算

键宽b 键高h 8

键长L

22-110 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。

4)连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）

其主要参数如下：

减速器附件的选择

通气器

d= M16×1.5

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 油面指示器

A200

JB/T 7941.4 选用游标尺M16

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳 R=（1-1。2）d

e=(0.8-1)d 放油活塞

M18×1.5 选用外六角油塞及垫片

M16×1.5 润滑与密封

一、齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。

2.减速器设计说明书 篇二

关键词：秸秆捡拾打捆机,减速器,设计

1 秸秆捡拾打捆机的结构和工作原理

1.1 秸秆捡拾打捆机的结构

秸秆捡拾打捆机主要由牵引架、万向联轴器、捡拾器、喂入室、内外耙、草条箱、压捆活塞、自动打结机构、行走轮、仿形轮、减速器、绳箱、草捆长度、密度调整机构等组成。

1.2 秸秆捡拾打捆机的工作原理

秸秆捡拾打捆机在拖拉机的牵引下, 利用拖拉机动力输出, 带动打捆机工作。捡拾器将铺放在田间的秸秆通过旋转的弹齿捡起后送入喂入室, 喂入室中最远处秸秆在外耙作用下送入内耙区域, 内耙区域秸秆在内耙作用下进入草条箱, 然后通过压捆活塞向后压缩移动。如此循环往复, 当草条达到设定的长度时, 发信机构发讯, 穿绳针上升送绳, 打结器完成一次打结。周而复始捆好的草捆在压捆活塞作用下沿草条箱后移, 直至经过滑板落到田间。

2 确定减速器的传动比设计

2.1 选定输入动力及输入转速

根据功率计算选定18.375 k W拖拉机进行牵引作业, 动力输出转速540 r/min。

2.2 确定减速箱的传动比

减速箱输入转速:n1=540 r/min。打结器转速要求:n2=92.5 r/min。压捆活塞往复频率要求:与打结器同步, 92.5次/min。

3 确定减速器结构设计

在设定机器性能及减速器结构的基础上, 根据工作条件、安装位置要求, 确定如下内容:

3.1 确定减速器传动级数

根据减速器设计原则, 减速器传动级数由总传动比、传动件类型、安装位置和尺寸要求决定。一般情况, 为结构紧凑, 当i<8时, 宜采用单级传动。

3.2 确定传动轴布置型式

由于机器结构要求减速器双输出、单输入, 无其它特殊要求, 二轴采用T型布置最简单。

3.3 确定齿轮型式

由于传动轴T型布置, 故选择承载能力强、运转平稳、噪音小的螺旋锥齿轮作传动齿轮。

3.4 确定轴承类型

一般减速器大多采用滚动轴承, 而滚动轴承的选择由载荷和转速要求确定。主动轴为螺旋锥齿轮轴, 根据减速器的轴承选择原则, 悬臂式圆锥齿轮轴, 选择圆锥滚子轴承, 类型7000;被动轴为简支式圆锥齿轮轴, 选择深沟球轴承, 类型0000。

3.5 确定减速器箱体结构

为了制造、安装方便, 减速箱体采用二轴孔正交T型结构, 底座设置安装孔, 见图1。

4 齿轮的设计与校核

4.1 螺旋锥齿轮的主要特点

(1) 齿线是一段圆弧; (2) 承载能力高, 传动平稳, 噪声小; (3) 齿面呈局部接触, 装配误差及轮齿变形对偏载的影响不显著。

4.2 齿轮的设计与校核

4.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及热处理和齿数

(1) 类型:根据3.3所述, 选用齿轮类型为螺旋锥齿轮。

(2) 精度等级:秸秆捡拾打捆机为农业机械, 输入速度不高, 一般汽车、拖拉机传动齿轮选7~8级精度, 所以将打捆机齿轮副3个公差组的精度等级选为8级 (GB/T11365-89) , 最小法向侧隙数值为300μm, 法向侧隙公差种类为B。

(3) 材料及热处理:参照汽车齿轮材料的要求, 选择主动轴齿轮及被动齿轮材料为20Cr Mn Ti, 渗碳淬火, 齿面硬度58~63HRC, 芯部硬度为29~45HRC。

(4) 齿数:参照汽车主减速器用螺旋锥齿轮最少齿数要求, 选主动轴齿轮齿数Z1=6, 由传动比知:

4.2.2 齿面接触疲劳强度校核

(1) 计算许用接触应力:

(2) 计算接触应力:

(3) 齿面接触强度校核:

4.2.3 齿根弯曲强度校核

(1) 计算齿根弯曲应力:

(2) 计算许用弯曲应力:

(3) 齿根弯曲强度校核:

5 结语

打捆机减速器是机器的动力传输部件, 它的可靠性直接影响整机性能, 因而在样机试制完成后, 对其进行了可靠性试验, 试验结果汇总如表1所示。

通过以上对打捆机试验结果的分析, 充分说明减速器的使用性能达到了设计要求, 可以进入小批量生产阶段。

参考文献

[1]吴宗泽.机械设计师手册 (上册) [M].机械工业出版社, 2002.1.

[2]成大先.机械设计手册 (第五版) (第三卷) [M].化学工业出版社, 2007.11.

3.卷取机减速器的设计概述 篇三

关键词：卷取机；齿轮箱；设计

引言

铝板带重卷机组是用于成品铝卷材的纵向切边及重卷的设备系统。其整个机列由多个相互关联的单元组成，共同完成生产任务，卷取机组是其中的一个关键单元。该单元将成品带材进行卷取，并在重卷过程产生前张力，使轧制完的带材卷紧、卷齐。其组成主要包括高强度的涨缩卷筒、活动支撑、立式或卧式减速器、推料板、涨缩油缸及传动部分。下图是一种卷取机立式硬齿面减速器的结构形式。本文以该减速器的主要性能参数和结构形式展开设计讨论，为感兴趣的设计者进一步优化设计和创新提供一点思路。

1.减速器简介

该结构形式的卷取机减速器，动力由安装在减速器箱体上的Z4型直流电机输入，经两级斜齿轮传动，输出扭矩传递至低速输出轴，低速轴带动与其联接为一体的卷筒转动，卷取成品带材。根据生产工艺要求，减速器的传动比通常设计为两挡，即高速挡和低速挡，根据卷材不同厚度范围使用不同的速比挡。该减速器要具有比较高的安全性，一旦失效，会引起机组、生产线或全厂停产。目前，这种类型的减速器，在涿神有色金属加工专用设备有限公司生产的重卷机上很常用，诸如1550、1850、1900型，使用效果非常良好。国内一些有实力的减速器制造公司，已经能够设计和制造这种与国际先进水平媲美的同类机型。

2.减速器设计

以某型号卷取机减速器设计为例，探讨设计的方法和手段。设计的主要条件为：立式结构，两级传动，可高低速换挡，高速挡i=7.027，低速挡i=14.29，电机输入功率P=DC180KW，转速n=450/1500r/min，最小输入扭矩Tmin=1146N.m，最大输入扭矩Tmax=3820N.m，过载能力为200%，齿轮及轴承设计寿命为10年。

2.1 设计内容

（1）采用硬齿面齿轮传动，齿轮精度等级为6级，材质20CrMnMo，渗碳淬火+磨齿加工，齿轮进行齿廓和齿向修行。按满足齿轮最小弯曲强度SFmin=1.6和最小接触强度SHmin=1.25要求，确定减速器的中心距、模数，按各级传动承载能力大致相等分配传动比，得到如下结果：高速级/低速级中心距分别为450mm和630mm，模数分别为8mm和12mm，传动比高速挡i=64/45×84/17=7.027，低速挡 i=81/28×84/17=14.29。通过计算软件，还可以对以上参数继续优化。

（2）两挡速比通过花键联轴器和换挡机构实现。具体作法是，将高速级的两个大齿轮一端分别加工出外花键（m=6，z=60），装配位置呈相对方向，在两大齿轮之间的中间轴上装配有内外花键副（m=6，z=60），外花键靠平键固定在轴上，内花键套在外花键上可左右自由移动，通过减速器设置的换挡机构，在高速与低速之间实现转换。内花键套由换挡机构的拨动手柄进行位置固定。拨动手柄转过的弧线位移等于内花键套平移的距离。为了使花键副平滑对接啮入，要对两个大齿轮的花键齿部倒圆和倒角，且外齿齿部每隔一齿，在结合端齿宽上少1mm。换挡动作可通过手动机构或液压缸方式完成。

（3）箱体设计。箱体设计为立式安装形式，采用焊接机构，强度和刚度充足，中箱体和下箱体承担安装电机、制动器和输出大轴的功能。根据需要，下箱体底部设置了防滑筋板，结合面设置了水平安装基面，整机起吊吊耳沿低速轴方向设置，分布于下箱体四角。

（4）复杂的润滑系统。减速器的稀油润滑系统由总管路、支管路和分支管路组成。经冷却的润滑油由总管路进入，到达各个轴承的润滑点和齿轮副啮合区进行润滑，并带走产生的热量，然后汇集到箱体内，从箱体的回油法兰再回到外围的润滑站，循环流动。每个分支管路中都设置截止阀、油流指示器，通过指示器观察进油量大小并作出调节。润滑是否充分，将决定齿轮和轴承的使用寿命，因此润滑系统的设计须确保管路油流通畅。

（5）低速输出轴。低速轴一端联接涨缩卷筒，另一端联接旋转油缸。整个大轴由两盘高承载力的大型双列圆锥滚子轴承支承，支点跨距较大，受力状况合理。选择轴承，计算轴承寿命是大轴设计的关键步骤。

2.2技术要点

（1）滚动轴承在换挡中的运用。减速器中间轴设计了两套齿轮和三套花键副，花键副起传递不同速比的扭矩作用。当变换到高速档或低速档后，余下的一档齿轮副就不参与传递动力，跟着空转，用一对滚动轴承支承大齿轮，以达到传动分开的目的。

（2）立体化的传动机构形式。与卧式结构相比，本例的结构大大节省了平面布置的面积，开拓了空间利用，将电机、制动器与减速器集成为一体，符合当前减速器设计发展的趋势。

（3）密封和回油结构设计。在每个轴承孔下方，钻出两排或三排孔，通向箱体内部，润滑轴承的油，在此形成不了涡流，快速流向箱体内，并使轴承迅速降温。输入轴和输出轴，采用两道密封措施，即机械迷宫密封和骨架油封密封。对于强制润滑，采取这样的设计，防漏效果非常好。

3.结论

卷取机立式硬齿面减速器，设计构思巧妙，在传动方面，集合了双速比与换挡机构功能；在安装方面，箱体特殊的结构承担了多种功能；润滑与密封方面，采用了新结构和新措施。该减速器的优秀设计理念，对其它减速器的设计创新具有很高的借鑒价值。

参考文献：

[1]齿轮手册编委会编.齿轮手册（第二版）上册[M].北京：机械工业出版社，2000，8（2006.5 ）

[2]GB/T3480-1997.渐开线圆柱齿轮承载能力计算[S].

[3]成大先.机械设计手册.第二册（第5版）[M].北京：化学工业出版社，2008.1.

4.减速器设计说明书 篇四

原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。动力来源：电力，三相交流380/220伏。1、电动机选择

（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（2）、电动机功率选择： ①传动装置的总效率： =0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96 ②工作机所需的输入功率：

因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N =FV/1000η =1908×2/1000×0.96 =3.975KW ③电动机的输出功率： =3.975/0.87=4.488KW 使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW。⑶、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速： =（60×v）/（2π×D/2）=（60×2）/（2π×0.2）=96r/min 由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min ⑷、确定电动机型号

根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4，满载转速 1440r/min。

其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。2 ,计算总传动比及分配各级的传动比

（1）、总传动比：i =1440/96=15（2）、分配各级传动比： 根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）=15/5=3 3、运动参数及动力参数计算 ⑴、计算各轴转速（r/min）=960r/min =1440/3=480(r/min)=480/5=96(r/min)⑵计算各轴的功率（KW）电动机的额定功率Pm=5.5KW 所以 P =5.5×0.98×0.99=4.354KW =4.354×0.99×0.96 =4.138KW =4.138×0.99×0.99=4.056KW ⑶计算各轴扭矩（N•mm）

TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m =9550×4.138/96 =411.645N•m =9550×4.056/96 =403.486N•m

三、传动零件的设计计算

（一）齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm（2）确定有关参数和系数如下：

传动比i 取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数： =5×20=100，所以取Z 实际传动比 i =101/20=5.05 传动比误差：（i-i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用 齿数比： u=i 取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°； 则 h *m=3，h）m=3.75

h=（2 h）m=6.75，c= c 分度圆直径：d =×20mm=60mm d =3×101mm=303mm 指导书取 φ 齿宽： b=φ =0.9×60mm=54mm =60mm，b 齿顶圆直径：d）=66，d 齿根圆直径：d）=52.5，d）=295.5 基圆直径： d cos =56.38，d cos =284.73(3)计算齿轮传动的中心矩a：

a=m/2(Z)=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm

（二）轴的设计计算 1、输入轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS 根据指导书并查表，取c=110 所以 d≥110(4.354/480)1/3mm=22.941mm d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm ∴选d=25mm ⑵、轴的结构设计 ①轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 ②确定轴各段直径和长度 Ⅰ段：d =25mm，L =（1.5～3）d，所以长度取L ∵h=2c c=1.5mm +2h=25+2×2×1.5=31mm 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L =（2+20+55）=77mm III段直径：

初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.=d=35mm，L =T=18.25mm，取L Ⅳ段直径：

由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm 此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm

+2h=35+2×3=41mm 1 长度与右面的套筒相同，即L Ⅴ段直径：d =50mm.，长度L =60mm 取L 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm Ⅵ段直径：d =41mm，L Ⅶ段直径：d =35mm，L ＜L3，取L 2、输出轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110 =110×(2.168/76.4)=38.57mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm ∴取d=42mm ⑵、轴的结构设计 ①轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。②确定轴的各段直径和长度

初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。则 d =42mm

L = 50mm

L = 55mm L = 60mm L = 68mm L =55mm L

四、滚动轴承的选择 1、计算输入轴承

选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.2、计算输出轴承

选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm

五、键联接的选择、输出轴与带轮联接采用平键联接 键的类型及其尺寸选择：

带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。根据轴径d =42mm，L =65mm 查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机

装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56 则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56 2、输出轴与齿轮联接用平键联接 =60mm,L 查手册得，选用C型平键，得：

装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45 则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45 3、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L 查手册 选A型平键，得： 装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50 则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50 4、输出轴与齿轮联接用平键联接 =50mm L 查手册 选A型平键，得： 装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49 则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49

六、箱体、箱盖主要尺寸计算

箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：

七、轴承端盖 主要尺寸计算

轴承端盖：HT150 d3=8

n=6 b=10

八、减速器的

减速器的附件的设计 1、挡圈 ：GB886-86 查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58 2、油标 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D 3、角螺塞 M18 × 1.5 ：JB/ZQ4450-86

九、设计参考资料目录

1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6

2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11 目录

一、设计说明书目录………………………………………1

二、机械零件课程设计任务书……………………………2

三、机械传动装置设计……………………………………3

1、确定传动方案………………………………………3

2、选择电动机…………………………………………4

3、计算传动装置总传动比并分配各级的传动比……5

4、计算传动装置的运动参数及动力参数……………6

四、传动零件的设计计算…………………………………7

1、皮带轮传动的设计计算……………………………7

2、减速器齿轮传动设计计算…………………………9

3、轴的设计计算………………………………………11

五、传动装置零件图及装配图……………………………13

1、总体设计简图………………………………………13

2、一级齿轮减速器装配图……………………………14

3、齿轮减速器零件图…………………………………16

二、机械零件课程设计任务书

1、时间：2009年6月8日至2009年6月19日

2、设计题目：带式输送机传动装置设计及电动机选择

3、工作条件：输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空 载起动；使用期限10年，两班制工作，输送带速度允许误差为±5%；输送带效率η=0.94-0.96;工作环境为室内，环境温度30°左右；小批量制 造。

4、输送机应达到的要求： 输送带的拉力F=3000N 输送带速度V=2.8m/s 输送带滚筒直径D=380mm

5、完成设计任务工作量： ①设计说明书一份 ②带式输送机传动方案简图 1张 ③齿轮减速器总装图1张 ④齿轮减速器零件图2-3张

三、机械传动装置设计

1、确定传动方案

（1）工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限

10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差±5％。

（2）原始数据：工作拉力F=3000N；带速V=2.8m/s；滚筒直径D=380mm。

2、选择电动机

（1）电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机。（2）电动机功率选择： ① 传动装置的总效率：η总

=η带×η轴承2×η齿轮×η联器

= 0.95×0.992×0.97×0.99= 0.89 ② 电机所需的工作功率：P0 = FV/1000η总= 3000×2.8/（1000×0.89）=8.8KW 选取电动机额定功率Pm，使Pm=（1~1.3）P0=8.8（1~1.3）=8.8~11.44查表2-1取Pm=11。③ 确定电动机滚筒转速：n筒 = 60×1000V/πD

= 60×1000×2.8/（3.14×380）= 140r/min

按指导书P10表2－3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减

速器传动比范围 I a’ =3~5。取V带传动比I1’ =2~4，则总传动比理时范围为I a’ =6~20。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~20）×140=840~2800r/min，符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有

三种传动比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min ④

确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机

型号为Y160M-4。其主要性能：额定功率：P=11KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.2。

3、计算机械传动装置总传动比并分配各级的传动比

（1）总传动比： i总=n电动/n筒=1460/140=10.4（2）分配各级传动比 ①据指导书，取齿轮传动比：

i带=3 ② ∵i总=i齿轮×I带

∴i齿轮=i总/i带=10.4/3=3.5

4、计算传动装置的运动参数及动力参数（1）计算各轴转速（r/min）：

n1（输入轴）= n电机=1460r/min n2（输出轴）= n1/i带=1460/3=487(r/min)n3（滚筒轴）= n2/i齿轮=487/3.5=139(r/min)（2）计算各轴的功率（KW）：

P1（输入轴）

= P0η带＝8.8×0.95=8.36 KW

P2（输出轴）= P1×η带=8.36×0.95=7.9KW

P3（滚筒轴）= P2×η轴承×η齿轮=7.9×0.99×0.97=7.6KW（3）计算轴扭矩（N·mm）：

T0（电机轴）= 9.55×106P0/n电动 = 9.55×106×8.8/1460 = 57562N·mm T1（输入轴）

= T0i带η带 = 57562×2.08×0.95

= 113743N·mm T2（输出轴）= T1i齿轮η轴承×η齿轮

=113743×5×0.99×0.97=546137N·mm

T3（滚筒轴）= T2×η轴承η联轴器 = 546137×0.99×0.99

=535269N·mm

四、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算 ①选择普通V带截型

由课本表得：kA = 1.2 理论传递功率 P=11KW

Pc= KAP =1.2×11=13.2KW

由课本得：选用B型V带

②确定带轮基准直径，并验算带速

由机械基础课本得，推荐的小带轮基准直径为125~280mm，则取

dd1=160mm dd2=n1/n2·dd1=（1460/487）×160=480mm

查机械基础课本P228表9-8，取dd2=500mm

实际从动轮转速：n2’= n1dd1/dd2=1460×160/500

=467r/min

转速误差为：（n2-n2’）/n2 =（487－467）/487

= 0.04<0.05(允许)

带速V：

V = πdd1n1/60×1000 = π×160×1460/60×100 = 12.2m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。③确定带长和中心矩

1）根据机械基础课本P228(9-11)公式得，0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)

0.7(160+500)≤a0≤2×(160+500)

∴得460mm≤a0≤1320mm

2）由机械基础课本P228课本得：

L0 =2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×1000+1.57×(160+500)+(500-160)2/（4×1000）=3065mm

根据机械基础课本P226表9-6取，Ld = 3150mm ∴ a ≈ a0+（Ld-L0/2）=1000+（3150-3065）/2

= 1043mm ④验算小带轮包角： α1 = 1800-57.30×（dd2-dd1）/a = 1800-57.30×（dd2-dd1）/a = 1800-57.30×（500-160）/1043 = 161.30>1200（适用）

⑤确定带的根数：

根据机械基础课本P224图 9-3，得 P1=3.64KW

根据机械基础课本P224图 9-4，得 △P1=0.46KW

根据机械基础课本P225图 9-5，得

Kα=0.95

根据机械基础课本P226图 9-6，得

K1=1.07

根据机械基础课本P230图中公式：

Z = Pc/[P1]= Pc /[(P1+△P1)KαK1] = 11/[(3.64+0.46)×0.95×1.07] ≈2.64

∴取Z=3 ⑥计算轴上压力

由机械基础课本P219图 9-1，查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：

F0 = 500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV= [500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N

= 160N

则作用在轴承的压力FQ，FQ = 2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2= 1250N

2、减速器齿轮传动设计计算（1）选择齿轮材料和热处理方法

采用软齿面闭式齿轮减速器

小齿轮 45号钢 调质 HBS=220

大齿轮 45号钢 正火 HBS=190 硬度由《机械基础》课本P181表 6-3查得。

（2）齿轮的许用接触应力 ① 由《机械基础》课本P181表 6-3查得

σH lim1=550Mpa，σH lim2=530Mpa ② 软齿面齿的接触安全系数SH=1.0：1.1，取SH=1.05 ③ [σH]1=σH lim1/S[σH=550/1.05=523.8Mpa H]2=σH lim2/SH=530/1.05=504.7 Mpa 用其中的小值作为[σH]2=504.7 Mpa（3）齿轮系数

ψ=中心距/齿宽=a/b，由《机械基础》课本P183表 6-6取ψa=0.4（4）载荷系数K 由《机械基础》课本P183表 6-5，取K=1.2（5）小齿轮轴上传递的扭矩T1 P小=P电×η带=11×0.95=10.45KW n1=1460r/i带=1460/3=487r/min ∴ T1 = 9.550×106 P1/n1=9.550×106×（7.9/487）N.mm=154918N.mm a≥(u+1)[（334/[σH]2）2×（KT1/ψau）]1/3 a≥193mm

齿轮尺寸的强度计算以中心距校核

（6）确定齿轮的主要参数

①确定小齿轮齿数

因为是闭式软齿轮而齿轮其失效形式为点蚀，所以取齿数不能太小，故在（20-40）范围内，取Z1=30,.式中Z2=Z1×i齿=30×3.5=105 ②确定模数

amin=（d1+d2）/2=m（Z1+Z2）/2 m=2amin/（Z1+Z2）=2×193/（30+105）=2.8mm ∴

取模数 m=3 ③齿轮的几何尺寸

齿距：

P=πm=3.14×3=9.42mm

齿厚：

S =mπ/2=3×3.14/2=4.71mm 齿宽：

e =mπ/2=3×3.14/2=4.71mm 齿顶高： ha =ha*m=1×3=3 mm 齿根高： hf =(ha*+c*)m=（1+0.25）×3=3.75mm 全齿高： h =ha+hf=3+3.75=6.75 mm 分度圆直径： d1 =mz1=3×30=90 mm d2 =mz2=3×105=315 mm 齿顶圆直径： da1 =d1+2ha=90+2×3=96 mm da2 =d2+2ha=315+2×3=321 mm 齿根直径：

df1 =d1-2hf=90-2×3.75=82.5 mm

df2 =d2-2hf=315-2×3.75=307.5 mm 中心距：

a =（m/2）×（Z1+Z2）

=（3/2）×（30+105）=202.5mm ④齿轮宽度

查《机械基础》课本P183表 6-6，得ψd=1.2由b=ψd1.2×60=72mm 取b2=72mm得 b1=b2+5=72+5=77mm

3、轴的设计计算（1）按扭矩初算轴径

① 材质：选用45#调质，硬度217~255HBS ② 根据课本并查表，取材料系数c=115 ③ 大带轮轴的最小直径d≥3√9.55*106P/(0.2tn)=28mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d1=28×(1+5%)mm=29.4mm ∴

取d=30mm（2）轴的结构设计

①轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。

②确定轴各段直径和长度

1）工段：d1=30mm 长度取L1=20mm

∵h=2c，c=1mm，II段:d2=d1+2h=30+2×2×1=34mm ∴d2=34mm

初选用7307c型角接触球轴承，其内径为35mm, 宽度为21mm.2）考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长

L2 =（2+20+21+55）=98mm 3）同理 H = 2c，c=1mm，d3 = d2+2h=34+2*2*1=38mm 得

L3 = L1-L=20-2=18mm 4）又 h=2c=2×1=2mm，c = 1mm，d4 = d3+2h=38+2×2=42mm

∵长度与右面的套筒相同

即

L4=20mm 5）但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应

5.减速器设计说明书 篇五

设计过程及计算说明

  传动方案

工作条件：双向运转，中等冲击，两班制工作，每天工作16个小时，使用年限3年，每年工作300天。16×300×3=14400小时

（2）原始数据：输入功率P入=7.5kw；输入转速n入=950 r/min；传动比i=4.04，允许偏差5%。

二、电动机选择

(1)电机所需的工作功率： Pd=7.5KW(2)确定电动机转速： n电动机转速950 r/min 根据容量和转速，其技术参数及传动比的比较情况见下表1：(4)确定电动机型号

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比, 因此选定电动机型号为Y160L-6，额定功率为Ped =11KW，满载转速n电动=970r/min。

三、计算总传动比

1、总传动比：i总=i传动=4.04

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）n电动= 970 r/min nI=950 r/min

nII=nI/ i齿轮=950/4.04=235.15r/min

2、计算各轴的功率（KW）PI=7.5kw PII=PI×η2轴承×η2齿轮=7.5×0.992×0.972=6.916kw

3、计算各轴扭矩（N·mm）

Td = 9550×Pd / n电动=9550×7.5×1000/950=75394.737 N·mm TI=9550×PI/nI=9550×7.5×1000/950=75394.737 N·mm TII=9550×PII/nII=9550×6.916×1000/235.15=280875.19 N·mm 五．传动零件的设计计算----斜齿圆柱齿轮传动设计计算

由工程实际可知，在闭式齿轮传动中，对于软尺面齿轮，按接触疲劳强度进行设计，弯曲疲劳强度校核。

（1）选择齿轮材料及精度等级和齿数

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40MnB调质，齿面硬度为260HBS（表16-4）。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为220HBS（表16-4）由GB/T 3480-1997提供的线图可查得：σHlim1=700Mpa σHlim2=560Mpa σFlim1=240Mpa

σFlim2=190Mpa 同时根据表16-7可以查得：SF=1.3 SH=1.1 [σHP1]=σHlim1 /SH=636Mpa

[σHP2]=σHlim2 /SH=509Mpa [σFP1]=σFlim1 /SF =185Mpa [σFP2]=σFlim2/SF =146Mpa(2)按齿面接触疲劳强度设计

由表16-5，取载荷系数K=1.3（电动机，中等冲击）齿宽系数Φd=0.8（对称布置，软尺面）nI=950 r/min TI=75394.737 N·mm µ=i传动=4.04 d1 mm

ZE——材料弹性系数； ZE=188.0 ZH——节点区域系数，标准齿轮ZH=2.5 Zß——螺旋角系数，Zß= 初选螺旋角ß=14〫 d154.51mm 5.1.2.1 确定中心距a: a=0.5×54.51×(1+4.04)=137.37mm 应该尽量圆整成尾数0或5，以利于制造和测量，所以初定a=140mm。一般z1=17~30 初选z1=25，则z2=i传动×z1=4.04×25=101 代入mn===2.156mm 由标准取: mn=2mm，则 z1+ z2=135.84 取136 则：z1==26.98 取 27 z2=136-27=109 则：i=4.037 与i传动=4.04比较起来，误差为0.91%，小于5%，所以可用。ß==13.729〫，满足要求。

5.1.2.2 小齿轮：d1=2×27/=55.59mm

大齿轮：d2=2×109/=224.41mm 5.1.2.3 齿轮宽度 按强度要求，取齿宽系数为Φd=0.8 则齿轮工作宽度为：b=Φd d1=0.8×55.59=44.472mm 取 50mm（3）按齿轮弯曲强度校核 σFlim1===155.26Mpa[σFP1]=185Mpa 通过本计算证明设计在安全范围内 六．轴的设计计算（1）输入轴

6.1.1.1按扭矩强度的设计计算

选用40MnB调质，硬度为241~286HBS（与先前设计的小齿轮对应）根据公式21-2：d=C mm PI= 7.5kw nI=950 r/min

根据表21-2：C=107~98 取C=102 则：

d1102=20.31mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=21.325mm 取d1=25mm 长度L1=50mm 6.1.1.2输入轴结构设计

当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则直径变化值要大些，一般可以取（6~8mm）。则：d2=33mm d3=40mm d4=47mm d5=42mm d6=40mm 3段安装轴承，初选用7208AC型深沟球轴承，其内径为40mm，宽度B=17mm，外径D=72mm L3=B+Δ3+（2~3）=31mm 考虑到齿轮端面与箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应该有一定距离。去套筒长为Δ3+（2~3）=13mm，通过密封盖轴承段长应根据密封盖的宽度，并考虑带轮和箱体外壁应该有一定距离而定，因此取该段长度L2=70mm L4=13mm

5段长度应该略小于齿轮宽度，齿轮宽度取50mm L5=48mm L6=31mm 6.1.1.3按弯矩复合强度计算

小齿轮分度圆直径：d1=55.59mm 大齿轮分度圆直径：d2=224.41mm 求转矩：TI=75394.737 N·mm TII=280875.19 N·mm 求圆周力：Ft1=2T1/d1=2712.53N Ft 2=2T2/d2=2503.23N 求径向力Fr：Fr1= Ft1·tanα=2712.53×tan200=987.28N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=118mm 水平面支撑反力：FAH=FBH= Ft1/2=2712.53/2=1356.27N C点弯矩：MCH= FAH×LA/2=1356.27×118/2=80019.93 N·mm 垂直面支撑反力：FAV=FBV= Fr1/2=493.64N C点弯矩：MCV= FAV×LA/2=493.64×118/2=29124.76 N·mm 合成弯矩：MC==85155.39 N·mm 扭矩：TI=75394.737 N·mm 由图可见a-a截面处最危险，其当量弯矩为：Me= 认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数，代入上式可得： Me==96425.16 N·mm 计算危险截面处轴的直径：输入轴选用40MnB调质，硬度为241~286HBS [B]=980MPa [σ-1b]=100MPa d==21.28mm 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4%可得：d=1.0421.28=22.13mm 小于初定直径33mm，通过本计算证明设计在安全范围内

（2）输出轴

6.1.2.1 按扭矩强度的设计计算

选用45钢调质，硬度为217~255HBS（与先前设计的大齿轮对应）根据公式21-2：d=C mm PII=6.916kw nII =235.15r/min 根据表21-2：C=118~107 取C=112 则： d1112=34.57mm 6.1.2.2输入轴轴结构设计

轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。1段d1取35mm L1=43mm 2段安装密封件d2=43mm L2=61mm 3段安装轴承，初选用7209AC型深沟球轴承，其内径为45mm，宽度B=19mm,外径D=80mm，d3=45mm，L3=46mm 4段安装齿轮：d4=47mm，L4=48mm 5段为轴环：d5=59mm，L5=13mm 6段装轴承d6=40，L6=31mm 6.1.2.3按弯矩复合强度计算 大齿轮分度圆直径：d2=224.41mm 求转矩： TII=280875.19 N·mm 求圆周力：Ft2=2T2/d2=2503.23N 求径向力Fr：Fr2= Ft2·tanα=2503.23×tan200=911.10N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=122mm 水平面支撑反力：FAH=FBH= Ft2/2=2503.23/2=1251.62N C点弯矩：MCH= FAH×LA/2=1251.62×122/2=76348.82 N·mm 垂直面支撑反力：FAV=FBV= Fr2/2=455.55N C点弯矩：MCV= FAV×LA/2=455.55×122/2=27788.55 N·mm 合成弯矩：MC==81248.67 N·mm 扭矩：TII=280875.19 N·mm 由图可见a-a截面处最危险，其当量弯矩为：Me= 认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数，代入上式可得： Me==1878088.376 N·mm 计算危险截面处轴的直径：输出轴选用45钢调质，硬度为217~255HBS [B]=650MPa [σ-1b]=60MPa d==31.47mm 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4%可得：d=1.0431.47=32.73mm 小于初定直径35mm，通过本计算证明设计在安全范围内

七．轴承的校核

由机械手册查得：轴承7208AC的Cr=35.2kN C0r=24.5kN轴承6209的Cr=36.8kN 根据已知的工作寿命可知预计寿命为：Lh=16×300×3=14400小时 输入轴承受力：Fa1=0 Fr1==1443.31N 故P= Fr1=1443.31N C1==11261.36NCr=35200N，通过本计算证明设计在安全范围内 温度系数ft=1 载荷性质（中等冲击）fp=1.2 nI=950 r/min 输出轴承受力：Fa2=0 Fr2==2544.34N 故P= Fr2=2544.34N

C0r=27.2kN C2==12774.91NCr=36800N，通过本计算证明设计在安全范围内 温度系数ft=1 载荷性质（中等冲击）fp=1.2 nII=235.15r/min 八．键连接的选择和计算

6.《主减速器设计》 篇六

主减速器设计

一、主减速器结构方案分析

主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。

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。

1.螺旋锥齿轮传动

螺旋锥齿轮传动(图5-3a)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啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，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，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。

图5—3 主减速器齿轮传动形式

a)螺旋锥齿轮传动 b)双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传动 d)蜗杆

传动

2.双曲面齿轮传动

双曲面齿轮传动(图5-3b)的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E，此距离称为偏移距。由于偏移距E的存在，使主动齿轮螺旋角1大于从动齿轮螺旋角2(图5—4)。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比

F1cos1F2cos2

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://(5-1)

图5-4双曲面齿轮副受力情况

式中,F1、F2分别为主、从动齿轮的圆周力；β

1、β2分别为主、从动齿轮的螺旋角。

螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角(图5—4)。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。

双曲面齿轮传动比为

i0sF2r2r2cos2F1r1r1cos1

(5-2)式中，i0s为双曲面齿轮传动比；r1、r2分别为主、从动齿轮平均分度圆半径。

螺旋锥齿轮传动比i0L为

i0Lr2r1

(5-3)令Kcos2cos，则i0sKi0L。由于1>2，所以系数K>1，一般

1为1.25～1.50。这说明：

1)当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。

2)当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。

3)当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。

另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点： 1)在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。

2)由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的1大于从动齿轮的2，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30％。

3)双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http:// 强度提高。

4)双曲面主动齿轮的变1大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。

5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。6)双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。

但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：

1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96％，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99％。

2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。

4)双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。

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。

3．圆柱齿轮传动

圆柱齿轮传动(图5—3c)一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿

车驱动桥(图5—5)和双级主减速器贯通式驱动桥。

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://

图5—5 发动机横置且前置前驱动轿车驱动桥 4．蜗杆传动

蜗杆(图5—3d)传动与锥齿轮传动相比有如下优点：

1)在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比(可大于7)。

2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。3)便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。4)能传递大的载荷，使用寿命长。5)结构简单，拆装方便，调整容易。

但是由于蜗轮齿圈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。

蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。

主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等。

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://

1.单级主减速器

单级主减速器(图5—6)可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，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。

单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。

2.双级主减速器

双级主减速器(图5—7)与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0一般为7～12。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。

整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮(图5—8a)；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二

图5—6 单级主减速器 级为锥齿轮(图5—8b)；第一级为圆柱齿轮，第二级

为锥齿轮(图5—8c)。

对于第一级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平(图5—8d)、斜向(图5—8e)和垂向(图5—8f)三种布置方案。

纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大。垂向布置使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。

在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减速器中分配传动比时，圆柱齿轮副和锥齿轮副传动

比的比值一般为1.4～2.O，而且锥齿轮副传动比一般为1.7～3.3，这样可减小锥齿轮啮合时的轴向载荷和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，以改善其支承刚度，提高啮合平稳性和工作可靠性。

3.双速主减速器

双速主减速器(图5—9)内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。它与普通变速器相配合，可得到双倍于变速器的挡位。双速主减速器的高低挡减速比是根据汽车的使用条件、发动机功率及变速器各挡速【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http:// 比的大小来选定的。大的主减速比用于汽车满载行驶或在困难道路上行驶，以克服较大的行驶阻力并减少变速器中间挡位的变换次数；小的主减速比则用于汽车空载、半载行驶或在良好路面上行驶，以改善汽车的燃料经济性和提高平均车速。

图5-7双级主减速器

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://

图5-8双级主减速器布置方案

双速主减速器可以由圆柱齿轮组(图5-9a)或行星齿轮组(图5-9b)构成。圆柱齿轮式双速主减速器结构尺寸和质量较大，可获得的主减速比较大。只要更换圆柱齿轮轴、去掉一对圆柱齿轮，即可变型为普通的双级主减速器。行星齿轮式双速主减速器结构紧凑，质量较小，具有较高的刚度和强度，桥壳与主减速器壳都可与非双速通用，但需加强行星轮系和差速器的润滑。

图5—9 双速主减速器 a)圆柱齿轮式 b)行星齿轮式

1-太阳轮 2-齿圈 3-行星齿轮架 4-行星齿轮

5-接合齿轮

对于行星齿轮式双速主减速器，当汽车行驶条件要求有较大的牵引力时，驾驶员通过操纵机构将啮合套及太阳轮推向右方(图示位置)，接合齿轮5的短齿与固定在主减速器上的接合齿环相接合，太阳轮1就与主减速器壳联成一体，并与行星齿轮架3的内齿环分离，【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http:// 而仅与行星齿轮4啮合。于是，行星机构的太阳轮成为固定轮，与从动锥齿轮联成一体的齿圈2为主动轮，与差速器左壳联在一起的行星齿轮架3为从动件，行星齿轮起减速作用，其减速比为(1+a)，a为太阳轮齿数与齿圈齿数之比。在一般行驶条件下，通过操纵机构使啮合套及太阳轮移到左边位置，啮合套的接合齿轮5与固定在主减速器壳上的接合齿环分离，太阳轮1与行星齿轮4及行星齿轮架3的内齿环同时啮合，从而使行星齿轮无法自转，行星齿轮机构不再起减速作用。显然，此时双速主减速器相当于一个单级主减速器。

双速主减速器的换挡是由远距离操纵机构实现的，一般有电磁式、气压式和电一气压综合式操纵机构。由于双速主减速器无换挡同步装置，因此其主减速比的变换是在停车时进行的。双速主减速器主要在一些单桥驱动的重型汽车上采用。

4．贯通式主减速器

贯通式主减速器(图5-10，图5-1 1)根据其减速形式可分成单级和双级两种。单级贯通式主减速器具有结构简单，体积小，质量小，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性等优点，主要用于轻型多桥驱动的汽车上。根据减速齿轮形式不同，单级贯通式主减速器又可分为双曲面齿轮式及蜗轮蜗杆式两种结构。双曲面齿轮式单级贯通式主减速器(图5-lOa)是利用双曲面齿轮副轴线偏移的特

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://

图5—10 单级贯通式主减速器 a)双曲面齿轮式 b)蜗轮蜗杆式

点，将一根贯通轴穿过中桥并通向后桥。但是这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的

限制，而且主动齿轮工艺性差，主减速比最大值仅在5左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱

动桥上。当用于大型汽车时，可通过增设轮边减速器或加大分动器速比等方法来加大总减速

比。蜗轮蜗杆式单级贯通式主减速器(图5—10b)在结构质量较小的情况下可得到较大的 速比。它使用于各种吨位多桥驱动汽车的贯通式驱动桥的布置。另外，它还具有工作平滑无

声、便于汽车总布置的优点。如蜗杆下置式布置方案被用于大客车的贯通式驱动桥中，可降 低车厢地板高度。

对于中、重型多桥驱动的汽车，由于主减速比较大，多采用双级贯通式主减速器。根据齿轮的组合方式不同，可分为锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮一锥齿轮式两种形式。锥齿轮一圆柱齿轮式双级贯通式主减速器(图5—11a)可得到较大的主减速比，但是结构高度尺寸大，主动锥齿轮工艺性差，从动锥齿轮采用悬臂式支承，支承刚度差，拆装也不方便。圆柱齿轮一锥齿轮式双级贯通式主减速器(图5—11b)的第一级圆柱齿轮副具有减速和贯通的作用。有时仅用作贯通用．将其速比设计为1。在设计中应根据中、后桥锥齿轮的布置、旋转方向、双曲面齿轮的偏移方式以及圆柱齿轮副在锥齿轮副前后的布置位置等因素来确定

锥齿轮的螺旋方向，所选的螺旋方向应使主、从动锥齿轮有相斥的轴【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http:// 向力。这种结构与前者

相比，结构紧凑，高度尺寸减小，有利于降低车厢地板及整车质心高度。

图5—11 双级贯通式主减速器 a)锥齿轮一圆柱齿轮式 b)圆柱齿轮一锥齿轮式

1-贯通轴 2-轴间差速器

5.单双级减速配轮边减速器

在设计某些重型汽车、矿山自卸车、越野车和大型公共汽车的驱动桥时，由于传动系总传动比较大，为了使变速器、分动器、传动轴等总【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://

成所受载荷尽量小，往往将驱动桥的速比分配得较大。当主减速比大于12时，一般的整体式双级主减速器难以达到要求，此时常采用轮边减速器(图5—12)。这样，不仅使驱动桥的中间尺寸减小，保证了足够的离地间隙，图5—12 轮边减速器

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://

a)圆柱行星齿轮式 b)圆锥行星齿轮式 c)普通外啮合圆柱齿轮式

1-轮辋 2-环齿轮架 3-环齿轮 4-行星齿轮 5-行星齿轮架 6-行星齿轮轴 7-太阳轮 8-锁紧螺母 9、10-螺栓 11-轮毂 12-接合轮 13-操纵机构 14-外圆锥齿轮 15-侧盖

而且可得到较大的驱动桥总传动比。另外，半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件由于所受载荷大为减小，使它们的尺寸可以减小。但是由于每个驱动轮旁均设一轮边减速器，使结构复杂，成本提高，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较困难。

圆柱行星齿轮式轮边减速器(图5-12a)可以在较小的轮廓尺寸条件下获得较大的传动比，且可以布置在轮毂之内。作驱动齿轮的太阳轮连接半轴，内齿圈由花键连接在半轴套管上，行星齿轮架驱动轮毂。行星齿轮一般为3～5个均匀布置，使处于行星齿轮中间的太阳轮得到自动定心。圆锥行星齿轮式轮边减速器(图5-1 2b)装于轮毂的外侧，具有两个轮边减速比。当换挡用接合轮12位于图示位置时，轮边减速器位于低挡；当接合轮被专门的操纵机构1 3移向外侧并与侧盖1 5的花键孔内齿相接合，使半轴直接驱动轮边减速器壳及轮毂时，轮边减速器位于高挡。

普通外啮合圆柱齿轮式轮边减速器，根据主、从动齿轮相对位置的不同，可分为主动齿轮上置和下置两种形式。主动齿轮上置式轮边减速器主要用于高通过性的越野汽车上，可提高桥壳的离地间隙；主动齿轮下置式轮边减速器(图5-12c)主要用于城市公共汽车和大客车上，可降低车身地板高度和汽车质心高度，提高了行驶稳定性，方便了乘客上、下车。

二、主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

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。

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5-13a)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【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http:// 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5—13 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5-13b)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。2.从动锥齿轮的支承

从动锥齿轮的支承(图5-13c)，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5-14)。辅助支承与从动锥齿【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http:// 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5-15所示。

图5—14 从动锥齿轮辅助支承 图5—15 主、从动锥齿轮的许用偏移量

三、主减速器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z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋角、法向压力角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)当主传动比主。较大时，尽量使z1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，z1和z2应有适宜的搭配。2.从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数m。

对于单级主减速器，D2对驱动桥壳尺寸有影响，D2大将影响桥壳离地间隙；D2小则

影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

D2可根据经验公式初选

D2KD23Tc【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://(5-4)式中，为D2从动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；KD2为直径系数，一般为13.0～15.3；Tc

为从动锥齿轮的计算转矩(N·m)，TcminTce,Tcs(见本节计算载荷确定部分)。

ms由下式计算

msD2z2

(5-5)式中，ms为齿轮端面模数。

同时，ms还应满足

msKm3Tc

(5-6)式中，Km为模数系数，取0.3～0.4。

3.主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2

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，在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的减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。

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≤0.3A2,而b2应满足b2≤10ms，一般也推荐b2=0.155D2。对于螺旋锥齿轮，b1一般比b2大10％。

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。一般对于轿车和轻型货车E≤0.2D2且E≤40％A2；对于中、重型货车、越野车和大客车，E≤(0.10～0.12)D2，且E≤20％A2。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。

双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。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。图5-16a、b为主动齿轮轴线下偏移情况，图5-16c、d为主动齿轮轴线上偏移情况。

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://

图5—16 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向 a)、b)主动齿轮轴线下偏移 c)、d)主动齿轮轴线上偏移

5.中点螺旋角

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。

弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的，而且1>2,1与2之差称为偏移角(图5-4)。

选择时，应考虑它对齿面重合度F、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，则F也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般F应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好。但是过大，齿轮上所受的轴向力也会过大。

汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为35°～40°。轿车选仔较大的值以保证较大的F，使运转平稳，噪声低；货车选用较小值以防止轴向力过大，通常取35°。

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、从动锥旨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。当变速导挂前进挡时，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，号止轮齿卡死而损坏。

7.法向压力角

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及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于轻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。对于弧齿锥齿轮，轿车：

货车：为20°；重型货车：为22°一般选用14°30′或16°；30′。对于双曲面齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的，选取平均压力角时，轿车为19°或【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://

20°，货车为20°。或22°30′。

四、主减速器锥齿轮强度计算

(一)计算载荷的确定

汽车主减速器锥齿轮的切齿法主要有格里森和奥利康两种方法，这里仅介绍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Tce

TceKdTemaxki1ifi0n

(5-7)式中，为计算转矩(N·m)；其它见表4-1的注释。

(2)按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩

TcsrrG2m2imm

(5-8)式中，Tcs为计算转矩(N·m)；其它见表4-1的注释。

(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

TcFFtrrimmn

(5-9)式中，TcF为计算转矩(N·m)；Ft为汽车日常行驶平均牵引力(N)；其它见表4-1的注释。

用式(5-7)和式(5-8)求得的计算转矩是从动锥齿轮的最大转矩，不同于用式(5-9)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Tc取前面两种的较小值，即TcminTce,Tcs；当计算锥齿轮的疲劳寿命时，Tc取TcF。

主动锥齿轮的计算转矩为

TzTci0G

(5-10)式中，Tz为主动锥齿轮的计算转矩(N·m)；i0为主传动比；G为主、从动锥齿轮间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮副，G取95％；对于双曲面齿轮副，当i0>6时，G取85％，当i0≤6时，G取90％。

(二)主减速器锥齿轮的强度计算 在选好主减速器锥齿轮主要参数后，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。

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http:// 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。下面所介绍的强度验算是近似的，在实际设计中还要依据台架和道路试验及实际使用情况等来检验。

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

pFb2

(5-11)式中，p为轮齿上单位齿长圆周力；F为作用在轮齿上的圆周力；b2为从动齿轮齿面宽。

按发动机最大转矩计算时

p2kdTemaxkigifnD1b2103

(5-12)式中，ig为变速器传动比；D1为主动锥齿轮中点分度圆直径(mm)；其它符号同前。

按驱动轮打滑转矩计算时

prr2G2m2D2b2imm

(5-13)式中符号同前。

许用的单位齿长圆周力[p]见表5-1。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％。

表5—1 单位齿长圆周力许用值[p]

2.轮齿弯曲强度

锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://

w2Tk0kskm103kvmsbDJw

(5-14)式中，w为锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(MPa)；T为所计算齿轮的计算转矩(N·m)，对于从动齿轮，TminTce,Tcs和TcF，对于主动齿轮，T还要按式(5-10)换算；k0为过载系数，一般取1；ks为尺寸系数，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ms≥1.6mm时，ks=(ms／25.4)0.25，当ms<1.6mm时，ks=0.5；km为齿面载荷分配系数，跨置式结构：悬臂式结构：km=1.0～1.1，km=1.10～1.25；kv为质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，kv=1.0；b为所计算的齿轮齿面宽(mm)；D为所讨论齿轮大端分度圆直径(mm)；．jw为所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取法见参考文献[10]。

上述按minTce,Tcs计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按TcF计算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数为6106。

3.轮齿接触强度

锥齿轮轮齿的齿面接触应力为

jcpD12TZk0kmkfkvbjj103

(5-15)式中，j为锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)；D1为主动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；b取b1和b2的较小值(mm)；ks为尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0；kf为齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质(如镀铜、磷化处理等)，对于制造精确的齿轮，kf取1.0；cp为综合弹性系数，钢对钢齿轮，cp取232.6N／mm,jj为齿面接触强度的综合系数，取法见参考文献12[10]；k0、km、kv见式(5-14)的说明。

上述按minTce,Tcs计算的最大接触应力不应超过2800MPa，按TcF计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。

五、主减速器锥齿轮轴承的载荷计算

1.锥齿轮齿面上的作用力

锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://(1)齿宽中点处的圆周力.齿宽中点处的圆周力F为

F2TDm2

（5-16）

式中，T为作用在从动齿轮上的转矩;Dm2为从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式(5-17)确定，即

Dm2D2b2sin2(5-17)式中，D2为从动齿轮大端分度圆直径；b2为从动齿轮齿面宽；2为从动齿轮节锥角。

由F1Fcos1cos可知，对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动22齿轮上的圆周力是相等的；对于双曲面齿轮副，它们的圆周力是不等的。

(2)锥齿轮的轴向力和径向力图5-1 7为主动锥齿轮齿面受力图。其螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针。FT为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力。在A点处的螺旋方向的法平面内，FT分解成两个相互垂直的力FN和Ff。FN垂直于OA且位于∠OOA所在的平面，Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff在此切平面内又可分解成沿切线方向的圆周力F和沿节锥母线方向的力Fs。F与Ff之间的夹角为螺旋角，FT与Ff之间的夹角为法向压力角。这样有

FFTcoscos

(5-18)

FNFTsinFtancos

(5-19)

FsFTcossinFtan

(5-20)于是作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力Frz分别为

FazFNsinFscos

(5-21)

FrzFNcosFssin

(5-22)若主动锥齿轮的螺旋方向和旋转方向改变时，主、从动齿轮齿面上所受的轴向力和径向力见表5-2。

表5-2 齿面上的轴向力和径向力

轴承上的载荷确定后，很容易根据轴承型号来计算其寿命，或根据寿命要求来选择轴承型号。

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://

六、锥齿轮的材料

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。它是传动系中的薄弱环节。锥齿轮材料应满足如下要求：

1)具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性。

2)轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。

3)锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。

4)选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。

汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和l 6SiMn2WMoV等。

渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层(一般碳的质量分数为0.8％一1.2％)，具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性，故这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层剥落。

为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面壶行应力喷丸处理，可提高25％的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以击高耐磨性。渗硫后摩擦因数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死习胶合。

7.减速器设计说明书 篇七

随着社会的进步,运输对车辆的要求越来越高,车辆上的各种装备也越来越多,因此车辆的自重也越来越大。在同样列车重量下所运的旅客和货物就越少,从而增加运输成本和制造成本。因此在车辆设计和制造时应采用新材料、新工艺、新结构来降低车辆自重,以提高运输效率。当机车车辆为空车时,车辆自身具备的质量称为车辆的自重。即车体和转向架本身结构以及附于其上的所有固定设备和附件质量之和。在保证车辆具有足够的强度、刚度情况下,车辆的自重越小越经济[1,2]。

本文介绍的这种方法,是把机械优化设计思想贯穿于可靠性设计中,把强度及可靠度等参数作为优化设计中的约束,使铁道机车减速器结构和性能达到最优为目标。

2 XG45-9/540机车车轴减速器简述

本文以兰州交通大学测控研究所研制的XG45-9/540机车车轴减速器作为设计对象,XG45-9/540机车车轴减速器是机车整个驱动机构的最后环节,其作用是将万向轴的功率通过90°方向的改变传给机车轮对。

XG45-9/540机车车轴减速器是两级车轴减速器,它是由一对螺旋伞齿轮和一对圆柱齿轮构成,动力传递是先伞齿轮后圆柱齿轮,其特点是齿轮转速高,扭矩小,有利于提高伞齿轮的寿命,这种布置还可以减小伞齿轮受到来自车轮与钢轨的冲击影响,但结构复杂。

XG45-9/540机车车轴减速器,输入转速为7382r/min,输入功率为110kw,总速比21.375,高速级齿轮为螺旋伞齿轮,材料为20CrMnTi,经渗碳淬火后齿面硬度为HRC59～68,低速级为圆柱直齿轮,材料为22C rMnMo,经渗碳淬火后齿面硬度为HRC52～55。

3 建立XG45-9/540机车车轴减速器数学模型

3.1 设计变量的确定

一般地,减速器的所有影响设计质量的独立设计参数,如齿轮的齿数、模数、螺旋角、齿宽和变位系数以及各级中心距等结构尺寸都应作为设计变量。但过多的设计变量会增加计算的工作量和难度,通常将那些对优化目标影响比较明显的、易于控制的设计参数才作为设计变量。虽然齿轮的材料性能也能影响减速器的体积、尺寸及其成本,但不作为设计变量,而作为常量来处理,综合考虑各种因素的影响,在优化数学模型中,将减速器的法面模数、齿数、齿宽、齿宽系数、螺旋角、以及分锥角作为优化模型的设计变量。

3.2 目标函数的确定

目标函数是设计变量的函数,是评价设计优劣的数学表达式,由于减速器内部主要部件是齿轮,且相对于其他零部件,它的占用空间较大,为此通过对内部空间的优化,使减速器箱体体积最小。

3.3 确定约束条件

一般在汽车和机车工业用的螺旋伞齿轮Zmin=6,而Z1+Z2≥35[4,5],在圆柱直齿轮中,由不根切和齿顶不过薄的限制条件,可知在变位系数x=-0.4时,可取Zmin=12,Zma x=60[4,5],

对于传递动力的齿轮,模数不应该小于1.5[4,5],即mt≥1.5,而对于低速传动的齿轮mmin=2,mmax=14,当HB≤350,且齿轮传动位于低速级时,Φmin=0.6,Φmax=1.2,作为螺旋伞齿轮位于高速级传动时,可知Φm in=1/4,Φmax=1/3[4,5]。

为使传动平稳,承载能力较大而轴向力又不过大,中点螺旋角应限制为βmin≤βm≤βmax,对于等高齿的螺旋角要求βmin=10°,βmax=35°[4.5]。

为了保证螺旋伞齿轮工作的平稳性,齿线重合度βm不应该小于1.25[4,5],而圆柱直齿轮的重合度可根据压力角进行约束。

在约束条件中,由于把系统可靠度的值约束在0.99,故螺旋伞齿轮和圆柱直齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的可靠度应均大于0.99。

4 基于MATLAB进行可靠度优化设计计算

(1)编写Matlab程序。本文采用MATLA B优化工具箱的SQP法计算,可直接调用fm incon函数[6,7](2)输出结果。当减速器系统完成的循环次数为53874转时,原设计的可靠度达到91%,通过可靠性优化设计后,可靠度达到99%。

5 结语

(1)原设计在规定时间内,系统可靠度偏低,通过分析可靠度只有0.91,通过可靠性优化设计后,减速器在规定时间内运行时,其可靠度可以达到99%。(2)通过可靠性优化设计,减速器的体积减小6.3%,使减速器的结构更紧凑,便于整机装配,显示了可靠性优化设计的效益。(3)对多变量的优化设计,根据其设计变量对目标函数的影响进行降维处理,并运用MATLAB进行优化计算,节省计算时间。实践证明这是一种有效的办法。(4)本文将理论和实际工程紧密的相结合,为铁道车辆减速器的设计提供了有力的参考,并对减速器的可靠度和结构的优化提高了有效地设计方法。

摘要：结合现代铁道机车车辆的实际情况,介绍了一种机车减速器的设计方法,通过该方法,可以使机车减速器的体积和重量均减少,同时优化了减速器的性能和结构,并且提高了铁道机车减速器的可靠度,提高经济效益。

关键词：机车,减速器,可靠度,优化设计,Matlab

参考文献

[1]严隽耄,傅茂海.车辆工程[M].北京:中国铁道出版社,2008:1-20.

[2]袁清武.车辆构造与检修[M].北京:中国铁道出版社,2006:1-9.

[3]叶秉良,郭绍义,戚金明.基于SQP法的斜齿圆柱齿轮减速器可靠性优化设计[J].浙江理工大学学报.2008,(4).

[4]成大先.机械设计手册第三版[M].北京:化学工业出版社.1992.

[5]东北大学编写组.机械零件设计手册[M].第三版.北京:冶金工业出版社. 1994.1189-1197.1128-1246.

[6]苏金明,阮沈勇.MATLAB6.1实用指南[M].北京:电子工业出版社.2002.1- 12.

8.减速器设计说明书 篇八

关键词：差速器；虚拟样机；动力学分析；仿真

中图分类号：S223.99 文献标识码：A 文章编号：1674-1161（2014）07-0018-04

汽車行驶时，左右车轮在同一时间内所滚过的路程通常不等，如果驱动桥的左右车轮刚性连接，则行驶时驱动轮在路面上会不可避免地滑移或滑转，不仅会加剧轮胎磨损与功率、燃料的消耗，而且可能导致转向和操作性能恶化。为防止这些现象发生，汽车左右轮间都装有轮间差速器。但是当汽车越野行驶或在泥泞、冰雪路面上行驶，一侧驱动车轮与地面的附着系数很小时，尽管另一侧车轮与地面有良好的附着，其驱动转矩也会随之减小，无法发挥潜在的牵引力，进而使汽车停驶。为保证汽车行驶，越野汽车通常装设差速锁和防滑差速器，这些结构通常比较复杂，不适用于农业机械。

农业机械的驱动系统通常不安装差速器，所以转向比较困难。轮距窄的开沟机、田园管理机等转向时，利用人力强行扭转机械使机具的左右轮在地面相对滑动。轮距相对较宽的移栽机、插秧机等，靠人力扭转机械基本不能转向。所以通常在驱动系统中采用牙嵌式转向离合器，转向时通过分离该侧的牙嵌式离合器，切断动力传递，另外一侧因动力没有被切断而继续行驶，实现大轮距农业机械转向。牙嵌式离合器转向虽然可以满足上述要求，但操作复杂、转向灵活性差、牙嵌齿轮有冲击。为此，设计一种滑动齿轮式差速器，差速时保证至少有一只动力输出轴运动，能够可靠的传递驱动力矩，且结构简单、使用方便、实用性强。

1 滑动齿轮差速器的总体结构

滑动齿轮差速器（见图1）主要由滑动齿轮、滚轮、滚轮轴、滚轮架、弹簧、滚轮轴卡箍、支撑轴、输出轴等组成。其中支撑轴通过动力输出轴内端的圆孔定位和支撑，滑动齿轮安装在支撑轴上，滚轮通过滚轮轴安装在滚轮架上组成滚轮传动组件，滚轮传动组件相对滑动齿轮对称布置；滑动齿轮两端圆周方向均布凸台，滚轮安装在凸台凹槽一半处，当动力输出轴两端阻力矩相同时，滑动齿轮位于两滚轮架中间，动力输出轴同向等速旋转，当动力输出轴两端助力矩不同时，滑动齿轮向力矩小的一端移动，小力矩端驱动转速加快，大力矩断转速降低；当两端助力矩相差在一定程度时，大力矩端动力中断，小力矩端保持动力传递，实现差速。该差速器能产生一定的差速锁紧扭矩，特别适合低速车辆和农业机械动力传递使用。

2 滑动齿轮差速器的工作原理

滑动齿轮式差速器工作时，滑动齿轮在一定范围内左右移动，实现对两侧驱动轮的差速驱动。

2.1 直线行驶运动分析

滑动齿轮差速器的核心工作部件是滑动齿轮。在滑动齿轮的两侧端面分别对称设置凸台。凸台（见图2）由两侧斜面、底端面、顶端面、内台面、外台面组成。

初始状态时，在弹簧弹力的作用下，滑动齿轮凸台底端面与滚轮体相距半个滚轮体半径位置，滚轮体与滑动齿轮凸台斜面接触。在直线行驶时，两侧滚轮对应的驱动力矩相等，滑动齿轮处于正中心位置，等速驱动两侧车辆。直线行驶示意图如图3所示。

2.2 转向行驶运动分析

以水平公路左转向为例，如驾驶员小扭矩扭转机械，相当于在滑动齿轮中心作用一个扭矩M1（见图4）。由于扭矩M1的作用，左侧滚轮作用在凸台斜面的轴向分力大于右侧滚轮作用在凸台斜面的轴向分力，设此分力为F1。当F1的分力小于右侧弹簧在x/2位置变相的胡克力F2时，在F1的作用下，滑动齿轮开始向左侧滑动一个小于x/2的位置t，同时左侧滚轮向后移动一段距离b，右侧滚轮向前移动一段相同距离b，从而两轮走过的路程出现差别，实现小幅度转向差速。驾驶员大扭矩扭转机械时，扭矩M1增大，分力F1增加。当分力F1大于右侧弹簧在x/2位置变相的胡克力F2时，滑动齿轮滑动到右侧极限位置，使左侧滚轮向后移动距离b1，到凸台顶面并向下继续移动至下一个凸台斜面，左侧滚轮向后移动，左侧驱动力在此位置打滑，直至分力F1小于右侧弹簧在x/2位置变相的胡克力F2，停止打滑。同时右侧滚轮向前移动距离b2，右侧滚轮继续保持直线行驶，两侧动力轮走过的路程差加大，实现大幅度转向差速或原地掉头，F2即为该差速器的锁紧力。同理可实现向右转向。

3 Adams运动仿真分析

在Adams中建立复杂三维模型的难度较大，为此先在UG软件中建立模型，再导入ADAMS中进行约束和运动幅等相关参数设置和分析。建立的Adams模型如图5所示。

3.1 等速行驶（两轮阻力相同）运动仿真

对于两轮所受地面给其阻力相同的情况，可看成直线行驶，即齿轮中间位置带动两个半轴同速转动。分别给两半轴和中心轴之间添加一个固定幅，定义构建方式类型为两体一点定位。测量两轮的输出力矩，如图6所示。

3.2 差速行驶（两轮阻力不同）运动仿真

对于差速转向行驶的情况，以右转弯为例，右轮受到的阻力大于左轮受到的阻力，根据该差速器原理，中间齿轮受到右边弹簧的力大于左边弹簧的力，齿轮被压到与左边半轴啮合的更多一些，从而带动左轮更快速转动，实现差速。在软件环境中，给右轮加载一个额外的阻力矩，而左轮受力情况不变，其差速仿真结果如图7所示。测量左右轮的速度、加速度、位移等情况，如图8所示。

仿真结果表明，左轮基本保持测试形态，而右侧车轮的速度、加速度发生了大幅变化，位移不断增大，右轮位移先保持一段距离，然后后移。当转向力消除后继续前进，表明差速效果明显，将上述图形集成后如图9所示。

4 结论

仿真分析结果表明，该差速器符合低速农业机械差速转向要求。仿真结果与机构的运动原理相符合，说明UG建立的实体模型与Adams建立的数据模型真实可靠。

参考文献

[1] 陈立平，张云清，任卫群，等.机械系统动力学分析及ADAMS应用教程[M].北京：清华大学出版社，2005.

[2] 杜中华，王兴贵，狄长春.用Pro/E和ADAMS联合建立复杂机械系统的仿真模型[J].机械，2002，29（增刊）：153-154.

[3] 李三群，贾长治，武彩岗，等.基于虚拟样机技术的齿轮啮合动力学仿真研究[J].系统仿真学报，2007，19（4）：901-902.

[4] 龙凯，程颖.齿轮啮合力仿真计算的参数选取研究[J].计算机仿真，2002，19（6）：87-88.

[5] 曲红.FD420 型集装箱叉车转向机构优化设计[J].叉车技术，2004（1）：25-26.

[6] 李军，邢俊文，覃文洁.ADAMS实例操作教程[M].北京：北京理工大学出版社，2002.