目录
第一部分机械设计课程设计任务书 (2)
第二部分传动方案的拟定及说明 (3)
第三部分电动机的选择 (4)
第四部分计算传动装置的运动和动力参数 (6)
第五部分齿轮的设计 (7)
第六部分轴的设计 (11)
第七部分滚动轴承的选择及计算........................ .20 第八部分减速器附件的选择 (21)
第九部分箱体结构的设计 (22)
第十部分润滑与密封 (23)
第十一部分设计小结 (24)
参考文献 (25)
第一部分机械设计课程设计任务书
1、题目：单=级齿轮减速箱设计
2、工作情况：
（1）一般条件，通风良好，连续工作，中等冲击，双向旋转，一天1班，寿命6 年，减速器输出扭矩480N.mm，输出转速不大于500r/min；
（2）一般条件，通风良好，连续工作，均匀，双向旋转，一天2班，寿命8年，减速器输出扭矩480N.mm，输出转速不大于500r/min。
以上二选一
3、要求：
（1）减速器总装配图一张（2号图纸）
（2）齿轮、轴零件图各一张（3号图纸）
（3）设计说明书一份（不少于5000字）
说明书内容：
（1）设计任务书来源（原始资料）
（2）传动方案的拟定及说明（至少三种方案）
（3）电动机的选择
（4）计算传动装置的运动和动力参数
（5）齿轮的设计计算
（6）轴的设计计算
（7）滚动轴承的选择及计算
（8）减速器附件的选择
（9）润滑与密封
（10）设计小结
（11）参考资料目录
4、考核
5、小组内成员的内容不能一样；答辩。
第二部分传动方案的拟定及说明
2.1工作情况选择
一般条件，通风良好，连续工作，中等冲击，双向旋转，一天1班，寿命6年，减速器输出扭矩480N.mm，输出转速不大于500r/min；
2.2多种传动类型优缺点对比
传动类型优点缺点
一级蜗杆传动传动比大、结构紧凑、传
动平稳、噪音低。具有自锁性（单向旋转）、效率低、成本高。
一级直齿圆柱齿轮传动承载能力和速度范围大、
传动比恒定、效率高。
噪音大、成本高、
一级斜齿圆柱齿轮传动承载能力和速度范围大、
传动比恒定、效率高、啮
合重合度大、传动平稳。
成本高、有轴向力产生。
普通V带传动传动平稳、噪音小、能缓
冲吸振、成本低。轴间距大、外轮廓大（不能作减速器）、传动比不恒定、寿命短。
2.3总体传动方案的确定
为考虑双向旋转性能和中等冲击的工作环境，选择一级平行轴斜齿圆柱齿轮传动，总体传动方案简图如下：
1、电动机
2、弹性联轴器
3、一级斜齿圆柱齿
轮减速器
4、V带传动
5、运输带带轮
6、防护罩
2.4总体方案说明
1、V 带传动竖直布置。（因为带传动会出现紧边、松边传动性能差异，V 带可缓冲吸振）
2、电动机和减速器在运输带带轮的下方。（节约空间）
3、采用弹性联轴器。（缓冲吸振）
4、V 带传动部分应加防护罩。
5、使用圆锥滚子轴承。（可承受较大的单向轴向力，抗振动）
第三部分 电动机的选择
1）选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y 系列（IP44）小型三相笼型异步电动机，该型电动机为一般用途笼型封闭自扇冷式结构，具有防止灰尘或其他杂物入侵的特
点，B 级绝缘，可采用全压或降压起动。该型电动机的工作条件为：环境温度 -15～+40℃,相对湿度不超过90%，海拔高度不超过1000m ，电源额定电压360V ，频率50Hz 。
2）选择电动机的容量
由《机械设计课程设计指导书》表2.2（常用机械传动的效率）可知： 符合 名称 效率/ %
1η
弹性联轴器 99～
99.5
2η
滚动轴承（一对） 94～99
3η
渐开线圆柱齿轮 97～99 4η
普通V 带
85～95
min
4min
32min
2min
1min
η
η
η
η
η
???=∑
从电动机到运输带带轮最小传动总效率
72.1 max 4max 32
max 2max 1max ηηηηη???=∑
从电动机到运输带带轮最大传动总效率
91.7
由公式n
P T 9550
= 得9550
Tn P =
工作机的有效功率为
kW
kW Tn w P 25.09550
500*8.49550
==
=
所以电动机所需工作功率为 ∑
=η
w
P d
P
kW kW w P d P 35.0%1.7225.0min min ==
∑=η
kW kW w P d P 27.0%
7.9125.0max
max ==∑=η
取kW P d 35.0>
3）确定电动机转速
根据教材《机械设计基础》表14.4（常见机械传动主要性能指标）可知减速器总传动比 7~3=i
电动机的转速i n n d *= ,所以电动机转速的可选范围为
min
/3500~15007~3r n n n d ==
符合这一范围的同步转速有1500min r 和3000min r 两种。由于输出转速不大于500r/min ；所以决定选用同步转速为1500min r 的电动机。
根据《机械设计课程设计指导书》表16.1，选定电动机型号为Y802-4。其主要性能如下表：
电动机型号 额定功率/kw 满载转速/(r/min)
满载功率因数
?cos 额定转矩
启动转矩
额定转矩
最大转矩 Y802-4 0.75 1390 0.76 2.3 2.3
4）确定电动机的外形和安装尺寸
由机械设计指导书表16.2可选电动机安装尺寸如下表：
第四部分 计算传动装置的运动和动力参数
1)确定减速器总传动比 3min
/500min /1500==
=
r r n n i d
斜齿圆柱齿轮的传动比 31==i i
所以电动机与减速器之间的V 带传动比 12=i
2)各轴的转速
电动机输出主轴错误！未找到引用源。轴 min 1390r n =I
减速器主动轮主轴 错误！未找到引用源。轴 min 1390r n n I ==I I 减速器从动轮 错误！未找到引用源。轴 min 3.4631r i n n ≈=
I I I I I
输出轴 错误！未找到引用源。V 轴 min 3.4632
r i n n III IV ≈=
3)各轴的输入功率
电动机输出主轴错误！未找到引用源。轴 kw P P w 57.0cos ==I ? 减速器主动轮主轴错误！未找到引用源。轴
kw P P 56715.0~5643.01==I I I η
减速
器从动轮错误！未找到引用源。轴
kw
P P 55.0~484.02
23==I I I I I ηη 输出轴 错误
！
未
找
到
引
用
源
。
V
轴
kw
P P IV 523.0~41.04==I I I η
4）各轴的输入转矩
电动机输出主轴错误！未找到引用源。轴
机座号 中心高H 外型尺寸 L ×（AC/2+AD ）×HD 底脚安装尺寸A ×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D ×E 装键部位尺寸F ×
GD
80 80 285× 232.5×
170
125 ×100 10 19×40 6×6
mm N n P T I ?=?
?=6.39110
55.91
16
减速器主动轮主轴错误！未找到引用源。轴
mm N T T ?==I I I 6.389~7.3871η
减速
器从动轮错误！未找到引用源。轴
mm
N i T T ?==I I I I I 8.1133~7.99612
23ηη 输出轴 错误！未
找到引用源。V 轴
mm
N i T T IV ?==I I I 1077~84724η
5）将上述计算结果汇总于下表。 轴名 转速n/(r/min) 功率P/kw
转矩T/(N ·mm)
传动
比 i 效率η
错误！未找到引用源。轴 1390
0.57
391.6
1
0.99～0.995
错误！未找到引用源。轴 1390 0.5643～0.56715 387.7～389.6
3
0.857～0.97
错误！未找到引用源。轴 463.3
0.484～0.55 996.7～1133.8
1
0.85～0.95
IV 轴
463.3 0.41～0.523 847～1077
第五部分 齿轮的设计
1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)齿轮类型选择
由于减速器的工作环境存在中等冲击且要求双向旋转，所以选用平行轴斜齿圆柱齿轮传动。
(2)由于该减速器工作在低速状态，故选择7级精度。 (3)材料选择。
查《机械设计基础课程设计指导书》表9.6和《机械设计基础》表16.1 小齿轮：40Cr （调质）硬度260HBs ；
大齿轮：45钢（调质）硬度220HBs ； （硬度差40HBs ）
(4)齿数选择
标准斜齿轮不发生根切的最少齿数min
Z 可由其当量直齿轮的最少齿数计算
出来，所以
β
β3
3
min cos 17cos min
==v Z Z
取分度圆上的螺旋角 20=β 得 1.1420cos 17min
3
≈=
Z
取小、大齿轮齿数201=Z ，60112==i Z Z 2) 初步设计齿轮主要尺寸 (1)按面接触疲劳强度设计 []3
2
1117.3)1(???
?
?
?±≥
H E
d Z u u KT d σψ 1> 确定公式内的各计算数值
Ⅰ.由《机械设计基础》表11.10选择载荷系数 8.1=K 。 Ⅱ.取小齿轮传递的转矩 mm N T T II ?==6.3981
Ⅲ.由《机械设计基础》表11.11查得材料的弹性影响系数
MPa Z E 8.189=。
Ⅳ.由《机械设计基础》图11.25按齿面硬度查得实验小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为：MPa H 7141lim =σ MPa H 5842lim =σ。
Ⅴ.计算应力循环次数
()8
1110
3.7636541113906060?=??????==h jL n N
8
1
12104.2?==
i N N
Ⅵ.由《机械设计基础》图11.27和图11.28取接触疲劳寿命系数；
05
.11=N Z 14.12=N Z
Ⅶ.计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数3.1=H S
MPa
MPa S Z MPa
MPa S Z H
H N H H H N H 1.5123
.1584
14.1][7.5763.1714
05.1][2
lim 221
lim 11=?=
=
=?=
=σσσσ
选用较小值[]MPa H 1.512=σ
Ⅷ.查《机械设计基础》表11.19，取齿宽系数1=d ψ 2>.计算
Ⅰ. 试算小齿轮分度圆直径1d ，代入][H σ中较小的值,齿数比u=3。
[]3
2
32
111.5128.18917.331)13(6.3988.117.3)1(??
?
????±?=???
?
?
?±≥
H E
d Z u u KT d σψ
11
1
≥d
所以模数55
.01
1=≥
Z d m t
查《机械设计基础》表11.3，取模数175.1cos ,,25.1===βt n t m m m
2511==Z m d t ，7522==Z m d t
(2)按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式 []
32
12
1cos 17.1F d S
F n z Y Y KT m σψβ≥
1>.确定公式内的各计算数值
套用按齿面接触疲劳强度计算时的数据：8.1=K ，
mm N T T II ?==6.3981，81103.7?=N ，82104.2?=N ，1=d
ψ
。
查《机械设计基础》图11.26得MPa MPa F F 3.173,2452lim 1lim ==σσ 查《机械设计基础》表11.9得2=F S 查《机械设计基础》图11.27得121==N N Y Y
2
12
lim 221
lim 11][][65.86][5.122][F F F
F N F F F N F MPa S Y MPa S Y σσσσσσ>==
==
查《机械设计基础》表11.12和表11.13得3.281.221==F F Y Y ，
73
.1Y 56.12S 1==，S Y
046.0][][0358.02
221
11=<
=
F S F F S F Y Y Y Y σσ
2>.计算
[]52
.0cos 49
.065
.86*20*173
.1*3.2*20cos 6.398*8.117.1cos 17.13
2
2
32
21
2
22
1=>
==≥β
σψβn t F d S F n m m z Y Y KT m 3).齿轮模数和齿数的确定
综合齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算可确定
小齿轮的螺旋角 201=β右旋，大齿轮的螺旋角 202-=β左旋。 两个齿轮的端面模数25.1=t m ，法面模数175.1cos ==βt n m m 小齿轮的齿数201=Z ，大齿轮的齿数602=Z 法面压力角 20=n α 4).齿轮几何尺寸计算
1>.计算分度圆直径
2511==t m z d 7522==t m z d 2>.计算中心距 502
2
1=+=
d d a
3>.计算齿轮宽度
251==d b d ψ 取252=B ，301=B 。
4>.齿根高
175
.121===n a a m h h
5>.齿顶圆直径
35
.77235.272222111=+==+=a a a a h d d h d d ，
6>.齿根高
46875
.125.1==n f m h
7>.齿根圆直径
0625
.7220625.2222211=-==-=f f f f h d d h d d
5).齿轮结构设计
由于两个齿轮齿顶圆直径较小，采用实心齿轮结构，采用轴齿轮结构，其零件图见轴的设计部分。
第六部分 轴的设计
1、主动轴的设计
Ⅰ.初步确定轴的最小直径
根据《机械设计基础》表
15-3，取107
1=C ，
,94.71390
567
.0107,,3
1min
3min
=?='='d n
P C d
由于键槽的影响，故
18.8,,03.11min min
min ='=d d d
试取，121min =d
Ⅱ.主动轴形状的确定 1).初步选择滚动轴承。因平行轴斜齿圆柱齿轮同时产生径向力和轴向力，查《机械设计基础课程设计指导书》表12.6选用圆锥滚子轴承30302 其尺寸为mm mm mm B D d 134215??=??，
2).轴肩高度,75.107.011=>d h 。试取,21=h 。
3).初步选用弹性套柱联轴器，型号TL2联轴器1412? ，J 型轴孔，L=42。 4).主动轴的形状如下：
Ⅲ.主动轴的尺寸设计
1).第4段是齿轮，直径35.274=φ，宽度3014==B b 。
2)为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为15mm ；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm ，所以第3和5段轴的宽度2053==b b 。
1941521253=+=+==h φφφ。
3).第2和6段的直径均与轴承内径相等1562==φφ，根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取第2段的宽度702=b ，由轴承宽度可知第6段宽度156=b 。
4).由联轴器轴孔宽度可知第1段的宽度421=b ，取121min 1==d φ。 5).主动轴的总长197654321=+++++=b b b b b b L I
6).轴上零件的周向定位
联轴器与轴的周向定位采用普通平键圆头A 型键连接。查《机械设计基础课程设计指导书》表11.5选用键364?GB/T 1096，36,44=?=?L h b ，轴上键
槽深度1
.005.2+=t ，轴上键槽宽度b 采用极限偏差0030
.09-N 滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m 。
7).轴端倒角为C2，轴肩圆角为R1。 Ⅳ.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a 值。对于圆锥滚子轴承30302，mm a 6.9≈。两轴承支撑点的距离
6.79534=+++=b b b a l 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
上图中，a 为轴的受力图，c 为水平面内的弯矩图，e 垂直面内的弯矩图，f 为合成弯矩图，g 转矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C(即齿轮宽度中间截面)是轴的危险截面。
N
N F F N
N F F N
N d T F t a n t r f t 89.1220tan 42.35tan 71.1320cos 20
tan 42.35cos tan 42.350625
.226.38922111
11
11=?===?
===?=
=
ββ
α
1).水平面内
支指点反力N F F F t HB HA 71.172
1==
=
C 截面处的弯矩mm
N mm N l F M HA HC ?=??
==858.7042
6.7971.172
2）.垂直面内 支点反力N
N l
d F F F a r VA 78.06
.7927589.122
71.13222
11=??-
=
?-=
[]N N F F F VA r VB 93.1278.071.131=-=-=
C 截面左侧的弯矩为mm N M VA VC ?=?=39.021F 左 C 截面右侧的弯矩为mm
N M VB VC ?=?=465.62
1F 右
3).作合成弯矩
mm
N M
mm N M M M HC
VC C HC
VC C ?≈+=?≈+=89.704M
M
86.7042222
右
右
左左
4).当量弯矩
因加速器双向运转，故认为转矩为对称循环转矩，取修正系数1=α。 ()()mm
M
M eC ?=?+=
+=
N 4.805389.6
189.704T 2
22
12C α左
5).按弯扭合成应力校核C 截面的强度 MPa
MPa M W
M eC eC eC 3937.035
.271.04.8051.03
34
=?=
?=
=
φ
σ
查表《机械设计基础》表16.3得[]MPa b 751=-σ，满足[]b e 1-≤σσ的条件，故设计的轴有足够的强度，并有较大的裕度。 Ⅴ.精确校核轴的疲劳强度
计算公式及内容 计算结果(C 截面) 说明（均查《机械设计基础》） 扭矩T/（mm N ?） 389.6
已计算 合成弯矩)/(mm N M ? 704.89 已计算
轴的直径/mm 22.0625 取齿轮的齿根圆直径 抗弯截面系数3/mm
3
1.0d
W ≈
1064.8
查附表16.1
抗扭截面系数3/mm
3
2.0d
W T ≈
2129.6
弯曲应力幅
MPa W M a //=σ
0.662
按对称循环应力计算
弯曲平均应力MPa m /σ 0 扭转切应力幅
MPa W T T a /2/=τ
0.09
按脉动循环应力计算 扭转平均切应力MPa a m /ττ=
0.09
弯曲、扭转的疲劳强度极限/MPa 199,34411==--τσ
查表16.1 弯曲、扭转的等效系数 15.0,25.0==τσψψ
查表16.1 绝对尺寸影响系数 6.0,54.0==τσεε
查附表16.6 表面质量系数β 0.9
查附表16.7 有效应力集中系数
28
.159.1==τσk k
查附表16.4
只考虑弯矩作用时的安全系数 m
a k S σψσεβσσσ
σ
σ+??=
-1
158.83
只考虑扭矩作用时的安全系数 m
a k S τψτεβτττ
τ
τ+??=
-1
877.3
安全系数2
2
τ
στσS S S S S +=
156.29
许用安全系数[]S
2.5
查表16.4
[]S S >>故该轴非常安全
2、从动轴的设计
Ⅰ.初步确定轴的最小直径
根据《机械设计基础》表
15-3，取1182=C ，
5.123
.46355.0118,,3
2min
3min
=?='='d n
P C d
由于键槽的影响，故
875.12,,03.12min min
min ='=d d d 试取16d 2min = Ⅱ.从动轴形状的确定 1).带轮选择
查《机械设计基础》表9.21，32.11.12.1=?=A K
kw kw P K P III A c 726.055.032.1=?==
由于轴较小，查《机械设计基础》表9.7，选Y 型V 带，取kw P d d 11.0,4001
==，
轮槽数Z=5，查表9.5取,36628)15(,5,7.4=?+?-===B h f δ所以轴的最小直径6.20221
min =--=δf d h d d
2).轴肩高度取62≥h
3).初步选择滚动轴承。因平行轴斜齿圆柱齿轮同时产生径向力和轴向力，查《机械设计基础课程设计指导书》表12.6选用圆锥滚子轴承329/32 其尺寸为mm mm mm B D d 145232??=??，14T = 4).从动轴的形状和主动轴的形状一样。 Ⅲ.从动轴的尺寸设计
1).第4段是齿轮，直径35.774=φ，宽度2514==B b 。
2).为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，且结合主动轴的安装，取该间距为17.5mm ；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm ，所以第3和5段轴的宽度5.2253==b b 。44123221253=+=+==h φφφ。
3).第2和6段的直径均与轴承内径相等3262==φφ，根据箱体距轴承盖要有一定距离的要求，取第2段的宽度702=b ，由轴承宽度可知第6段宽度146=b 。 4).由V 带带轮宽度可知第1段的宽度361=b ，取6.201min 1==d φ。 5).从动轴的总长190654321=+++++=b b b b b b L I
6).轴上零件的周向定位
V 带带轮与轴的周向定位采用普通平键圆头A 型键连接。查《机械设计基础课程设计指导书》表11.5选用键326?GB/T 1096，32,66=?=?L h b ，轴上
键槽深度1
.004+=t ，轴上键槽宽度b 采用极限偏差0030.09-N
滚动轴承与轴的周向定位由过度配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为6m 。 7).轴端倒角为C2，轴肩圆角为R2。 Ⅳ.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a 值。对于圆锥滚子轴承30302，mm a 5.14≈。两轴承支撑点的距离
5
.84534=+++=b b b a l 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
上图中，a 为轴的受力图，c 为水平面内的弯矩图，e 垂直面内的弯矩图，f 为合成弯矩图，g 转矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C(即齿轮宽度中间截面)是轴的危险截面。
N
N F F N
N F F N N d T F t a n t r f t 456.1120tan 5.31tan 2.1220cos 20
tan 5.31cos tan 5.310625
.728.113322222
22
22=?===?
===?=
=
ββ
α
1).水平面内
支指点反力N F F F t HB HA 75.152
2==
=
C 截面处的弯矩mm
N mm N l F M HA HC ?=??
==4375.6652
5.8475.152
2).垂直面内 支点反力N
N l
d F F F a r VB 4.45
.84225456.112
2.12221
22=??-
=
?-=
[]N N F F F VB r VA 8.74.42.122=-=-=
C 截面左侧的弯矩为mm N M VA VC ?=?=9.321F 左 C 截面右侧的弯矩为mm
N M VB VC ?=?=2.22
1F 右 3).作合成弯矩
mm
N M
mm N M M M HC
VC C HC
VC C ?≈+=?≈+=44.665M
M
45.6652222
右
右
左左
4).当量弯矩
因加速器双向运转，故认为转矩为对称循环转矩，取修正系数1=α。 ()()mm
M M eC ?=?+=
+=
N 7.13148.1331154.665T 22
2
22
C α左
5).按弯扭合成应力校核C 截面的强度 MPa MPa d M W
M f eC eC eC 35.00625
.721.07.13141.03
2
=?=
?=
=
σ
查表《机械设计基础》表16.3得[]MPa b 651=-σ，满足[]b e 1-≤σσ的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。
第七部分 滚动轴承的选择及计算
轴承的预计寿命h L H 876063654'=??=
Ⅰ计算输入轴承
已选定的圆锥滚子轴承30302，由轴的校核可知，B 方向的轴承所受载荷比A 方向的大，所以对于收入轴，只校核B 方向的轴承。 (1).已知min 1390r n =I I ，两轴承的径向反力 N N F F F VB HB B r 93.3193.1271.172
22
2
1=+=
+=
。
(2).轴向力N F F a B a 89.1211==
(3). 4.011=B r B a F F ，查手册可得29.0=e ，由于e F F B r B a >11，查《机械设计基础》表17.8及《机械设计基础课程设计指导书》表12.6得，
kN C Y X r 8.22,1.2,4.011===;
(4).计算当量载荷
由《机械设计基础》表17.9，取8.1=p f ，则
()N N F Y F X f P a B r p B 7138.7189.121.293.314.08.1)(B 11111=?+??=+= (5).轴承寿命计算
对于滚子轴承取3/10=ε，查《机械设计基础》表17.10取1=t f
H
B
r t II
h L P C f n L '>?=??=
=
9
3
/103
110
63.2)
7138
.71108.221(
1390
16670)(16670ε
故满足预期寿命。
Ⅱ. 计算输出轴承
已选用圆锥滚子轴承33008,由轴的校核可知，轴承在A 方向所受载荷比B 方向大，故对于输出轴承，只校核A 方向轴承。 (1).已知min 3.463r n =I I ，两轴承的径向反力 N N F F F VA HA A r 58.178.775.152
22
2
2=+=
+=
。
(2).轴向力N F F a A a 456.1122==
(3).65.022=A r A a F F ，查手册可得28.0=e ，由于e F F A r A a >22，查《机械设计基础》表17.8及《机械设计基础课程设计指导书》表12.6得，
kN C Y X r 8.23,9.1,4.022===;
(4).计算当量载荷
由《机械设计基础》表17.9，取8.1=p f ，则
()N N F Y F X f P A a A r p A 82.51456.119.158.174.08.1)(22222=?+??=+= (5).轴承寿命计算
对于滚子轴承取3/10=ε，查《机械设计基础》表17.10取1=t f
H
A
r t III
h L P C f n L '>?=??=
=
10
3
/103
210
7.2)
82
.5110
8.231(
3
.46316670)(16670ε
故满足预期寿命。
第八部分 减速器附件的选择
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B 通气器：采用M18×1.5
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。由于在室内使用，选通气器（一次过滤），
C 定位销：采用GB/117 306?
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
D 起吊装置：采用吊钩
在箱盖铸造吊耳和箱座铸造吊钩，用以起吊或搬运。
第九部分 箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构。 1.机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2.机体结构有良好的工艺性
铸件壁厚为8mm ，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.
3.减速器机体结构尺寸如下：
名称 符号 计算公式 结果
箱座壁厚
δ {}1
,50,
8,025.0=?=?+≥a a Max δ
8
箱盖壁厚
1δ
{}8,02.01?+≥a Max δ
8 箱座凸缘厚度 b δ
5.1=b
12 箱盖凸缘厚度
1b
115.1δ=b 12 箱底座凸缘厚
度
2b
δ5.22=b
20
地脚螺栓直径 f d
8
.1312036.0=+=a d
f
M16
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。
减速器是机械行业中十分重要的传动装置，传统的减速器设计通常3 ）限制模数最小值，得： 需要有经验的人员选取适当的参数，进行反复的试凑、校核确定设计方4）限制齿宽系数b/m 的范围： ，得：案，但也不一定是最佳设计方案，而优化设计的方法则通过设计变量的选取、目标函数和约束条件的确定，建立数学模型，通过求解得到满足5）满足接触强度要求，得： 条件的最佳解，同时缩短设计周期。为了合理分配行星轮系的总传动比，并使系统体积小、质量轻，建立了具有3个设计变量、1个目标函数 和几个约束方程的优化设计数学模型，并用MATLAB 优化工具箱进行求6）满足弯曲强度要求，得：解。 2K-H （NGW ）型行星齿轮减速器的优化设计： 式中： 、 -齿轮的齿形系数和应力校正系数； -许用弯曲应力。 3 所选优化方法的介绍 惩罚函数法：根据惩罚函数项的不同构成形式，惩罚函数法又可分为外点惩罚函数法、内点惩罚函数法和混合惩罚函数法三种，分别简称为外点法、内点法和混合法。 3.1 外点法：外点法的计算步骤 1）给定初始点 、收敛精度ε、初始罚因子 和惩罚因子递增系数c ，置k=0； 1-中心轮 2-行星轮 3-壳体 图1 NGW 型行星轮系机构简图 图1为NGW 型行星轮系机构简图。已知：作用于中心轮的转矩T1＝1140N ·m ，传动比u ＝4.64，齿轮材料均为38SiMnMo ，表面淬火45-55HRC ，行星轮个数c=2，要求以重量最轻为目标，对其进行优化设计。 1 目标函数和设计变量的确定 行星齿轮减速器的重量可取太阳轮和c 个行星轮重量之和来代替， 3.2 内点法：内点法是另一种惩罚函数法 因此目标函数可简化为： 其构成形式与上式相同，但要求迭代过程始终限制在可行域内进 行。 式中：z 1-中心轮1的齿数；m-模数，单位为（mm ）； b-齿宽，单位对于不等式约束 ，满足上述要求的复合函数有以下两种为（mm ）；c-行星轮的个数；u-轮系的传动比4.64。 影响目标函数的独立参数应列为设计变量，即 在通常情况下，行星轮个数可以根据机构类型事先选定，这样，设计变量为： 其中，惩罚因子 是一递减的正数序列，即 2 约束条件的建立 由式（2）和式（3 ）可知，对于给定的某一惩罚因子 ，当点在可1）小齿轮z 1不根切，得： 行域内时，两种惩罚项的值均大于零，而且当点向约束边界靠近时，两 2）限制齿宽最小值，得： 行星齿轮减速器的优化设计 赵明侠 （宝鸡职业技术学院 机械工程系 陕西 宝鸡 721013） 摘 要： 根据可靠性设计理论和机械优化设计技术，以NGW 型行星齿轮减速器为例，初步探讨优化设计的原理和方法。关键词： 行星齿轮减速器；优化设计；优化设计方法 中图分类号：TH132 文献标识码：A 文章编号：1671－7597（2011）1010074－02 2）构造惩罚函数
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
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
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。
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)
一、减速器优化设计问题分析： 二级锥齿圆柱齿轮减速器，高速级输入功率P1=2.156kW ，转速n1=940r/min ；总传动比i=9.4，齿宽系数d ?=1。齿轮材料和热处理：大齿轮为45号钢调质处理，硬度为240HBS ；小齿轮为40Cr 调质处理，硬度为280HBS ，工作寿命10年以上。在满足强度、刚度和寿命等条件下，使体积最小来确定齿轮传动方案。 二、建立优化设计的数学模型 ①设计变量： 将涉及总中心距a ∑齿轮传动方案的6个独立参数作为设计变量 X=[Mn 1,Mn 2,Z 1,Z 2,i 1,β]T=[x 1,x 2,x 3,x 4,x 5,x 6]T (其中Z1、Z2分别为高速级小齿轮齿数、低速级小齿轮齿数) ②目标函数：优化目标选为体积最小，归结为使减速器的总中心距a 最小， 写成111222(1)(1)2cos Mn Z i Mn Z i a β +++= 减速器总中心距a ∑最小为目标函数 6 1542531cos 2)4.91()1()(min x x x x x x x X f -+++= ③约束条件:含性能约束和边界约束 性能约束： (1) 齿面接触强度计算： 0cos 10845.6][31161313121≥-?β?σT K i Z m n d H 和0cos 10845.6][32 26232322 2≥-?β?σT K i Z m n d H 式中：][H σ—许用接触应力； 1T —高速轴的转矩； 2T —中间轴的转矩； 12,K K —载荷系数； d ?—齿宽系数。 （2）齿根弯曲强度计算： 高速级小、大齿轮的齿根弯曲强度条件为： 0cos 3)1(][21 12131111≥-+β?σT K Z M i Y n Fa d F
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
青岛理工大学琴岛学院 机械优化设计 课题名称：单级齿轮减速器的优化设计学院：机电工程系 专业班级：机械设计及其自动化143 学号 学生： 指导老师： 青岛理工大学教务处 2016年11月27日
《单级齿轮减速器的优化设计》说明书 摘要 机械优化设计是一种非常重要的现代设计方法，能从众多的设计方案中找出最佳方案，从而大大提高设计的效率和质量。每一种优化方法都是针对某一种问题而产生的，都有各自的特点和各自的应用领城。常用的机械优化设计方法包括无约束优化设计方法、约束优化设计方法、基因遗传算方法等并提出评判的主要性能指标。 机械优化设计的目的是以最低的成本获得最好的效益,是设计工作者一直追求的目 标,从数学的观点看,工程中的优化问题,就是求解极大值或极小值问题,亦即极值问题。 本文从优化设计的基本理论、优化设计与产品开发、优化设计特点及优化设计应用等方 面阐述优化设计的基本方法理论。 关键词：机械优化设计；优化方法；优化应用。
目录 摘要......................................................... II 1设计任务.. (1) 2 齿轮的传统设计 (2) 3优化设计的数学模型 (7) 3.1确定设计变量和目标函数 (7) 3.2确定约束条件 (7) 4 Matlab计算机程序 (9) 5结果分析 (11) 参考文献 (12)
1设计任务 设计如图2-40所示的单级直齿圆柱齿轮减速器，其齿数比2.3u =，工作寿命要求10年两班制，原动机采用电动机，工作载荷均匀平稳，小齿轮材料为40Cr,调质后表面淬火，齿面硬度HB=235~275，MPa H 531][1=σ,MPa F 5.297][1=σ,大齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度为HB=217~255，a 513][2MP H =σ， MPa F 4.251][2=σ，载荷系数k=1.3，P=28KN ，n=1440rad/min 要求在满足工作要求的前 提下使两齿轮的重量最轻。
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)
工程技术大学 课程设计 题目：中型货车主减速器结构设计 班级：汽车 学号： 姓名： 指导教师： 完成日期： 2011.12.25
一、设计题目 中型货车主减速器结构设计 二、设计参数 驱动形式:4*2后驱最高车速:98km/h 轴距: 4700mm 最大爬坡度:30% 轮距: 1900mm/1900mm 汽车长宽高: 7000mm/2000mm/2300mm 整备质量:3650kg 变速器传动比:5.06 4.016 3.09 1.71 1 4.8 额定载质量:4830kg 轮胎型号: 8.25-16 前后轴负荷: 1900kg/1750kg 3060kg/5420kg 离地间隙:300mm 前后悬架长度:1100mm/1200mm 三、设计要求 （1）总装图1张（2）零件图2张（3）课程设计说明书（5000～8000字）1份 四、进度安排（参考） （1）熟悉相关资料和参考图2天（2）确定基本参数和主要结构尺寸2天（3）设计计算3天（4）绘制总装配草图4天（5）绘制总装配图2天（6）绘制零件图2天（7）编写说明书3天（8）准备及答辩3天 五、指导教师评 成绩： 指导教师 日期
摘要 主减速器是汽车驱动桥的重要组成部分，本设计通过对国内外汽车主减速器结构和特点的分析和根据给定数据的计算，从发动机的最大功率和最大转矩入手，估算主减速器的传动比并选定减速器的类型。设计主减速器齿轮，校核其强度并选定减速器主动锥齿轮、差速器半轴齿轮和行星齿轮等。通过理论的计算和对主减速器实际工作情况的分析，设计了能够满足中型货车使用要求的单级主减速器。 关键词：主减速器；锥齿轮；减速装置；差速器；驱动桥
摘要 汽车问世百余年，特别是从汽车产品的大批量生产及汽车工业的打发展以来，汽车已经对世界经济打发展和人类进入现代生活产生了无法估量的巨大影响，为人类社会的进步作出了不可磨灭的巨大贡献。为了使大家对汽车这一影响人类社会的产品有更全面、更深入的了解，以便把握住“汽车设计”技术的发展方向，通过对汽车的总体设计，汽车零部件的载荷和计算工况与计算方法，以及汽车各系统、各组成及主要零部件的结构分析和设计计算的概述，是大家对汽车的设计理论与设计技术有更好的认识与突破。汽车主减速器及差速器是汽车传动中最重要的部件之一。它能够将万向传动装置传来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现降速增扭。 本次设计的是有关乘用车的主减速器和差速器，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。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。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：驱动桥；主减速器；差速器；半轴
Abstract Vehicle drive axle at the end of the transmission system, the basic skills to use is to increase the transmission came directly from the drive shaft or torque, the torque distribution to the left and right wheels, and get differential requirements. In the drive axle, the realization of the usefulness of the main parts of this series are the main reducer, differential, axle, but also other transmission devices and axle. The main design principle of the drive axle was carefully understanding and statement, Santana 2000, the main reducer drive axle, differential, axle and other important components such as a detailed design. In the design process, according to the principles of automotive design and procedures, carried out a detailed calculation. In the design process, but also analysis of the components need to adopt the method, the feasibility of the program discussions, and possible faults of thinking, the last on the important parts and the assembly showing the way with engineering drawings. Keywords：Drive axle ；Main reducer ；Differential ；Axle
《机械优化设计》 课程作业 （2014至2015学年度第2学期）
随着现代工业的不断发展和扩大，对工业机械的需求量也再迅速的增加，同时对机械设备的可靠性，维修性，安全性，经济性也提出而来更高的要求。作为主要的传动装置，圆柱齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。而当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。因此我们可以借助计算机辅助软件对其参数进行优化设计。 1．圆柱齿轮减速器的主要优缺点 1）效率高在常用的机械传动装置中，以圆柱齿轮传动的效率最高。如一级圆柱齿轮传动的效率可达99%。这对大功率传动十分重要，因为即使效率只提高1%，也有很大经济意义。2）结构紧凑在同样的使用条件下，圆柱齿轮减速器所需的尺寸一般较小。 3）工作可靠、寿命长设计制造正确合理、使用维护良好的圆柱齿轮减速器，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其他机械传动所不能比拟的。这对车辆及在矿井内工作的机器尤为重要。 4）传动比稳定传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。圆柱齿轮传动获得广泛应用，也就是由于有这一特点。 但是圆柱齿轮减速器的制造及安装精度要求高，价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合。 圆柱齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前国内的减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。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。 二级齿轮减速器在工程机械中应用非常广泛，其性能好坏直接影响机械产品的技术性能。传统的减速器设计通常是先根据经验选取适当的参数，通过手工计算进行反复的试凑，确定参数后，再进行强度校核，设计中大多比较保守，设计出的减速器较为笨重。随着科学技术和国民经济的发展，对齿轮减速器的需求量越来越大，且对质量提出了更高的要求，若仍采用传统的单一产品设计方法是远不能满足市场多样化的需求，不能适应激烈的市场竞争，也很难提高产品的综合技术经济效益及保证产品质量。优化设计则是通过设计变量的选取，以及目标函数和约束条件的确定，建立数学模型，通过计算机运算求得满足条件的最优解。随着技术的进步，硬齿面减速器发展迅速，由于硬齿面减速器的设计计算、材料选用、加工工艺和热处理等要求都非常高，因此减速器的优化设计就显得非常重要。在齿轮减速器中应用优化设计方法，对于进一步提高齿轮的承载能力、延长齿轮的使用寿命，以及减小传动部件的体积和重量，具有显著的效果 2．研究意义及未来前景 本课题的研究意义在于改变传统的齿轮减速器设计方式，提高企业的经济效益及其在市场上的竞争力。齿轮减速器以其效率高，工作耐久，维护方便，而得到广泛应用。但传统的齿轮减速器设计是面向某一具体产品，从零件设计入手，逐步完成整机设计，除少量标准件外，几乎是全新的，生产上及技术上的继承性很差，且新产品设计周期长，工艺装备及生产准备工作量大，生产线也需作较大的调整。随着科学技术和国民经济的发展，对齿轮减速器的需求量越来越大，且对质量提出了更高的要求，若仍采用传统的单一产品设计方法是远不能满足市场多样化的需求，不能适应激烈的市场竞争，也很难提高产品的综合技术经济效益及保证产品质量。 机械优化设计给机械工程界带来了巨大经济效益，随着技术更新和产品竞争的加剧，优化设计的发展前景非常的广阔。当今的优化正逐步的发展到多学科优化设计，充分利用了先进计算机技术和科学的最新成果。虚拟设计技术是发展的必然，仿真技术也将更加趋于协同
目录 摘要...........................I Abstract.......................... III 第1章绪论.. (1) 1.1国外主减速器行业现状和发展趋势 (1) 1.2本设计的目的和意义 (2) 1.3本次设计的主要容 (3) 第2章主减速器的设计 (4) 2.1主减速器的结构型式的选择 (4) 2.1.1主减速器的减速型式 (4) 2.1.2主减速器齿轮的类型的选择 (6) 2.1.3主减速器主动锥齿轮的支承形式 (9) 2.1.4主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法 (10) 2.2主减速器的基本参数选择与设计计算 (11) 2.2.1主减速比的确定 (11) 2.2.2主减速器计算载荷的确定 (13) 2.2.3主减速器基本参数的选择 (15) 2.2.4主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 (20) 2.2.5主减速器双曲面齿轮的强度计算 (29) 2.2.6主减速器齿轮的材料及热处理 (35)
2.3主减速器轴承的选择 (36) 2.3.1计算转矩的确定 (36) 2.3.2齿宽中点处的圆周力 (36) 2.3.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力 (37) 2.3.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择 (38) 2.4本章小结 (43) 第3章差速器设计 (45) 3.1差速器结构形式的选择 (45) 3.2对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 (47) 3.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 (49) 3.4对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 (49) 3.4.1差速器齿轮的基本参数的选择 (49) 3.4.2差速器齿轮的几何计算 (52) 3.4.3差速器齿轮的强度计算 (54) 3.5本章小结 (55) 第4章驱动半轴的设计 (56) 4.1半轴结构形式的选择 (56) 4.2全浮式半轴计算载荷的确定 (58) 4.3全浮式半轴的杆部直径的初选 (60) 4.4全浮式半轴的强度计算 (60) 4.5半轴花键的计算 (60) 4.5.1花键尺寸参数的计算 (60)
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