第一篇：減速器優(yōu)化設(shè)計(jì)論文

1.總體方案設(shè)計(jì)優(yōu)化

結(jié)構(gòu)優(yōu)化的概念較早就已經(jīng)提出。結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的任務(wù)在于對(duì)結(jié)構(gòu)方式和外形尺寸等因素做參考進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。計(jì)算工作量較大，在計(jì)算機(jī)完全替代人工計(jì)算后，使這種方法的應(yīng)用逐步變得廣泛。我們把系統(tǒng)的設(shè)計(jì)限制來作為優(yōu)化設(shè)計(jì)的束條件，將設(shè)計(jì)變量以及性能變量的一組不等式表示了出來，將可以反映設(shè)計(jì)要求的數(shù)值作為目標(biāo)的函數(shù)，運(yùn)用數(shù)學(xué)的方法和手段得到了滿足全部條件且使目標(biāo)函數(shù)為最佳的設(shè)計(jì)變量。這既是總體的設(shè)計(jì)優(yōu)化方案思路也是該設(shè)計(jì)的精髓。

針對(duì)不同的設(shè)計(jì)問題，其最優(yōu)設(shè)計(jì)程序通常是基本相同的，首先應(yīng)當(dāng)了解結(jié)構(gòu)的技術(shù)以及使用的要求，完成基本布局。此后再用一組設(shè)計(jì)變量來表述結(jié)構(gòu)的尺寸以及物理性能等變量，此后可以寫出關(guān)于設(shè)計(jì)變量的荷載函數(shù)。并能夠建立起結(jié)構(gòu)分析的方法，最終形成設(shè)計(jì)變量的一種約束方程，也可以說對(duì)設(shè)計(jì)變量值進(jìn)行限制。在完成最優(yōu)化方案之前，應(yīng)當(dāng)用公式來給出一個(gè)判別指標(biāo)，也就是目標(biāo)函數(shù)作為設(shè)計(jì)變量的函數(shù)。使之最小的一組設(shè)計(jì)變量也將成為為最優(yōu)方案。

2.減速器齒輪箱體的優(yōu)化設(shè)計(jì)

本論文的優(yōu)化目的在于在齒輪箱結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度和剛度的基礎(chǔ)上，進(jìn)行減輕重量，并完成合理均勻分布應(yīng)力的優(yōu)化工作。我們提出的優(yōu)化具體設(shè)計(jì)為：

第一步，針對(duì)結(jié)構(gòu)確定設(shè)計(jì)方案，并通過CAD軟件進(jìn)行建模。

第二步，通過CAD軟件和有限元分析軟件的連接傳遞到有限元分析軟件中，并獲得相關(guān)的應(yīng)力以及位移等參數(shù)。

第三步，據(jù)實(shí)際情況進(jìn)一步確定優(yōu)化目的，對(duì)設(shè)計(jì)進(jìn)行計(jì)算結(jié)果分析和比較，明確能夠修改的結(jié)構(gòu)參數(shù)。

第四步，通過修改參數(shù)，重新進(jìn)行分析，并通過這種方法獲得結(jié)構(gòu)參數(shù)以及相應(yīng)的響應(yīng)值。并完成最佳參數(shù)的選取，同時(shí)得到更加科學(xué)合理的結(jié)構(gòu)和尺寸。

我們做出的優(yōu)化主要是針對(duì)箱體的質(zhì)量的。即在外載荷不變而且不改變結(jié)構(gòu)布局的前提下，對(duì)齒輪箱進(jìn)行優(yōu)化。將重量當(dāng)作優(yōu)化的目標(biāo)函數(shù)，采取結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)技術(shù)能夠在確保質(zhì)量的情況下，有效節(jié)約成本，提高質(zhì)量。實(shí)現(xiàn)安全性、可靠性、節(jié)約型等多個(gè)層面的兼顧。因?yàn)榻Y(jié)構(gòu)布局和材料是固定不變的，所以箱體結(jié)構(gòu)也是不發(fā)生變化的，僅僅是把箱體的具體部位厚度作為設(shè)計(jì)變量，用箱體工作結(jié)構(gòu)的最大位移作為狀態(tài)變量，把結(jié)構(gòu)的質(zhì)量當(dāng)作目標(biāo)函數(shù)。也可以說是在原設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)上，不對(duì)其做大的調(diào)整和改變，僅僅是對(duì)結(jié)構(gòu)最大允許最大范圍進(jìn)行調(diào)整，達(dá)到箱體最輕的優(yōu)化設(shè)計(jì)效果。引入邊界條件的方法，考慮邊界條件。在邊界條件發(fā)生改變時(shí)，場(chǎng)變量函數(shù)并不需要改變，這對(duì)于通用程序有大的簡(jiǎn)化。

3.減速器優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型

3.1目標(biāo)函數(shù)

目標(biāo)函數(shù)為A=min{f(x)} =min{f(x1, x2,…, xn)}其中： A為減速器總的中心距離，也就是各中心距的綜合；x為設(shè)計(jì)變量(包含中心距和螺旋角以及齒數(shù)、模數(shù)等等)； n為變量的數(shù)目。

3.2約束條件

約束條件是用來判別目標(biāo)函數(shù)當(dāng)中變量的取值可行與否的規(guī)定，所以減速器優(yōu)化設(shè)計(jì)中提出的任何一個(gè)方案都必須滿足所有的約束條件的變量所構(gòu)成。在給出優(yōu)化設(shè)計(jì)的約束條件的情況下，需要從各個(gè)方面進(jìn)行周密的考慮。比如設(shè)計(jì)變量本身的取值要求；齒輪和零件的緊密程度等等。一般來說要充分考慮到以下幾個(gè)約束條件:

一是離散性約束。其中包括齒數(shù)，也就是每個(gè)齒輪的齒數(shù)需要是整數(shù)；模數(shù)：要求齒輪模數(shù)必須符合模數(shù)系列(GB1357-78)的要求；中心距：要以10mm為單位。

二是上下界約束。螺旋角：對(duì)于直齒輪應(yīng)當(dāng)為零，斜齒輪取8°~15°；總變位系數(shù)：因?yàn)榭傋兾幌禂?shù)能夠影響齒輪承載能力，通常取0~0.8。

三是強(qiáng)度約束。一般是指齒輪的齒面接觸強(qiáng)度和輪齒的彎曲強(qiáng)度，依據(jù)GB3480-83標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行。強(qiáng)度是否達(dá)標(biāo)，需要根據(jù)實(shí)際安全系數(shù)進(jìn)行實(shí)踐檢驗(yàn)。

四是根切約束。為規(guī)避根切現(xiàn)象，規(guī)定出最小的齒數(shù)，其中直齒輪是17，斜齒輪是14到16之間。

五是干涉約束。需要中心距和齒頂圓以及軸徑滿足沒有干涉的關(guān)系。針對(duì)三級(jí)傳動(dòng)的減速器，干涉約束可以看作兩個(gè)約束；第二級(jí)中心距需要比第一級(jí)大齒輪齒頂圓半徑和三級(jí)小齒輪頂圓半徑的總和；第三級(jí)中心距需要大于第二級(jí)大齒輪頂圓半徑和第四軸半徑的綜合。二級(jí)齒輪傳動(dòng)以此類推。在完成優(yōu)化設(shè)計(jì)后，能夠可以獲得響應(yīng)，并直觀地顯示出參數(shù)的變化對(duì)函數(shù)的影響

4.結(jié)語

優(yōu)化設(shè)計(jì)是在機(jī)械設(shè)計(jì)的發(fā)展和延伸，需要以傳統(tǒng)設(shè)計(jì)為基礎(chǔ)，考慮了傳統(tǒng)設(shè)計(jì)所涉及的各個(gè)關(guān)鍵因素。目前，在實(shí)際應(yīng)用當(dāng)中已經(jīng)發(fā)揮了很好的技術(shù)和經(jīng)濟(jì)成效，有效地減少了用材和成本，提升了設(shè)計(jì)質(zhì)量以及效率，對(duì)于發(fā)揮減速器最佳性能足有重要的作用。

第二篇：減速器設(shè)計(jì)方法優(yōu)化策略論文解讀

減速器設(shè)計(jì)方法優(yōu)化策略論文

摘要：減速器是各類機(jī)械設(shè)備中廣泛應(yīng)用的傳動(dòng)裝置。減速器設(shè)計(jì)的優(yōu)劣直接影響機(jī)械設(shè)備的傳動(dòng)性能。本文通過對(duì)兩種減速器主要優(yōu)化設(shè)計(jì)方法的分析，提出了減速器設(shè)計(jì)中應(yīng)考慮的約束條件、目標(biāo)函數(shù)和變量等。關(guān)鍵詞：減速器優(yōu)化設(shè)計(jì)

傳統(tǒng)的減速器設(shè)計(jì)一般通過反復(fù)的試湊、校核確定設(shè)計(jì)方案，雖然也能獲得滿足給定條件的設(shè)計(jì)效果，但一般不是最佳的。為了使減速器發(fā)揮最佳性能，必須對(duì)減速器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，減速器的優(yōu)化設(shè)計(jì)可以在不同的優(yōu)化目標(biāo)下進(jìn)行。除了一些極為特殊的場(chǎng)合外，通常可以分為從結(jié)構(gòu)形式上追求最小的體積(重量)、從使用性能方面追求最大的承載能力、從經(jīng)濟(jì)效益角度考慮追求最低費(fèi)用等三大類目標(biāo)。第一類目標(biāo)與第二類目標(biāo)體現(xiàn)著減速器設(shè)計(jì)中的一對(duì)矛盾，即體積(重量)與承載能力的矛盾。在一定體積下，減速器的承載能力是有限的；在承載能力一定時(shí)，減速器體積(重量)的減小是有限的。由此看來，這兩類目標(biāo)所體現(xiàn)的本質(zhì)是一樣的。只是前一類把一定的承載能力作為設(shè)計(jì)條件，把體積(重量)作為優(yōu)化目標(biāo)；后一類反之，把一定的體積(重量)作為設(shè)計(jì)條件，把承載能力作為優(yōu)化目標(biāo)。第三類目標(biāo)的實(shí)現(xiàn)，將涉及相當(dāng)多的因素，除減速器設(shè)計(jì)方案的合理性外，還取決于企業(yè)的勞動(dòng)組織、管理水平、設(shè)備構(gòu)成、人員素質(zhì)和材料價(jià)格等因素。但對(duì)于設(shè)計(jì)人員而言，該目標(biāo)最終還是歸結(jié)為第一類或第二類目標(biāo)，即減小減速器的體積或增大其承載能力。

一、單級(jí)圓柱齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計(jì)

單級(jí)主減速器可由一對(duì)圓錐齒輪、一對(duì)圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小、成本低、使用簡(jiǎn)單等優(yōu)點(diǎn)。但是其主傳動(dòng)比i0不能太大，一般i0≤7，進(jìn)一步提高i0將增大從動(dòng)齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動(dòng)齒輪熱處理困難。單級(jí)主減速器廣泛應(yīng)用于轎車和輕、中型貨車的驅(qū)動(dòng)橋中。單級(jí)圓柱齒輪減速器以體積最小為優(yōu)化目標(biāo)的優(yōu)化設(shè)計(jì)問題，是一個(gè)具有16個(gè)不等式約束的6維優(yōu)化問題，其數(shù)學(xué)模型可簡(jiǎn)記為： minf(x)x=[x1x2xj(x)≤0(j=1，2，3∧，16)

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4x

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6]T∈R6S.t.g采用優(yōu)化設(shè)計(jì)方法后，在滿足強(qiáng)度要求的前提下，減速器的尺寸大大地降低，減少了用材及成本，提高了設(shè)計(jì)效率和質(zhì)量。優(yōu)化設(shè)計(jì)法與傳統(tǒng)設(shè)計(jì)密切相關(guān)，優(yōu)化設(shè)計(jì)是以傳統(tǒng)設(shè)計(jì)為基礎(chǔ)，沿用了傳統(tǒng)設(shè)計(jì)中積累的大量資料，同時(shí)考慮了傳統(tǒng)設(shè)計(jì)所涉及的有關(guān)因素。優(yōu)化設(shè)計(jì)雖然彌補(bǔ)了傳統(tǒng)設(shè)計(jì)的某些不足，但該設(shè)計(jì)法仍有其局限性，因此可在優(yōu)化設(shè)計(jì)中引入可靠性技術(shù)、模糊技術(shù)，形成可靠性優(yōu)化設(shè)計(jì)或模糊可靠性優(yōu)化設(shè)計(jì)等現(xiàn)代設(shè)計(jì)法，使工程設(shè)計(jì)技術(shù)由“硬”向“軟”發(fā)展。

二、混凝土攪拌運(yùn)輸車減速器的優(yōu)化設(shè)計(jì) 1.主要參數(shù)

混凝土攪拌運(yùn)輸車攪拌筒(罐)的設(shè)計(jì)容積為8～10m3，最大安裝角度12°，工作轉(zhuǎn)速2～4r/min和10～12r/min(卸料時(shí)的反向轉(zhuǎn)速)；減速器設(shè)計(jì)傳動(dòng)比131∶1，最大輸出轉(zhuǎn)矩60kN·m，要求傳動(dòng)效率高、密封性好、噪聲低、互換性強(qiáng)。2.2結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主要包括前蓋組件、被動(dòng)輪組件、第一級(jí)行星輪總成、第二級(jí)行星輪總成、機(jī)體中部組件和法蘭盤組件6大部分。機(jī)體間采用螺栓和銷釘連接與定位，機(jī)體與內(nèi)齒圈之間采用彈性套銷的均載機(jī)構(gòu)。為便于用戶在使用時(shí)裝配與拆卸，減速器主軸線與安裝面設(shè)計(jì)有15°的傾角，法蘭盤軸線可以向X、Y和Z方向擺動(dòng)±6°，并選用專用球面軸承作為支承。軸承裝入行星輪中，彈簧擋圈裝在軸承外側(cè)且軸向間隙≤0.2mm，減速器最大外形尺寸467mm×460mm×530mm，總質(zhì)量(不含油)為290kg。2.傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)

該減速器采用3級(jí)減速方案：第一級(jí)為高速圓柱齒輪傳動(dòng)，其余兩級(jí)為NGW型行星齒輪傳動(dòng)。其中，第二、三級(jí)分別有3個(gè)和4個(gè)中空式行星輪，行星輪安裝在單臂式行星架上，行星架浮動(dòng)且采用滾動(dòng)軸承作為支承；第二級(jí)行星架與法蘭盤之間采用鼓形齒雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器連接，混凝土攪拌運(yùn)輸車減速器對(duì)齒面接觸疲勞強(qiáng)度、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度和齒面磨損等要求十分苛刻，因此合理地選擇變位系數(shù)和進(jìn)行修形計(jì)算十分重要。

三、減速器優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型 1.目標(biāo)函數(shù)

對(duì)于C型問題，目標(biāo)函數(shù)是A=min{f(x)}=min{f(x1，x2，…，xn)}式中：A——減速器總中心距，即各級(jí)中心距之和；x——各設(shè)計(jì)變量(包括各級(jí)中心距、模數(shù)、螺旋角、齒數(shù)、齒寬和變位系數(shù)等)；n——設(shè)計(jì)變量的個(gè)數(shù)。對(duì)于P型問題，目標(biāo)函數(shù)是P=max{f(x)}=max{f(x1，x2，…，xn)}。式中：P——減速器的許可承載功率；x——同C型；n——同C型。2.約束條件

約束條件是判斷目標(biāo)函數(shù)中設(shè)計(jì)變量的取值是否可行的一些規(guī)定，因此減速器優(yōu)化設(shè)計(jì)過程中提出的每一個(gè)供選擇的設(shè)計(jì)方案；都應(yīng)當(dāng)由滿足全部約束條件的優(yōu)化變量所構(gòu)成。對(duì)于減速器來說，在列出優(yōu)化設(shè)計(jì)的約束條件時(shí)，應(yīng)當(dāng)從各個(gè)方面細(xì)致周全的予以考慮。例如，設(shè)計(jì)變量本身的取值規(guī)則，齒輪與其它零件之間應(yīng)有的關(guān)系等等。減速器優(yōu)化設(shè)計(jì)應(yīng)考慮以下約束條件：（1）設(shè)計(jì)變量取值的離散性約束 齒數(shù)：每個(gè)齒輪的齒數(shù)應(yīng)當(dāng)是整數(shù)；模數(shù)：齒輪模數(shù)應(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)系列(GB1357-78)；中心距：為避免制造和維護(hù)中的各種麻煩，中心距以10mm為單位步長(zhǎng)。

（2）設(shè)計(jì)變量取值的上下界約束

螺旋角：對(duì)直齒輪為零，斜齒輪按工程上的使用范圍取8°~15°；總變位系數(shù)：由于總變位系數(shù)將影響齒輪的承載能力，常取為0~0.8。（3）齒輪的強(qiáng)度約束

齒輪強(qiáng)度約束是指齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度與輪齒的彎曲疲勞強(qiáng)度，這兩項(xiàng)計(jì)算根據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB3480-83中的方法進(jìn)行。強(qiáng)度是否夠，根據(jù)實(shí)際安全系數(shù)是否達(dá)到或超出預(yù)定的安全系數(shù)進(jìn)行檢驗(yàn)。（4）齒輪的根切約束

為避免發(fā)生根切，規(guī)定最小齒數(shù)，直齒輪為17，斜齒輪為14~16。（5）零件的干涉約束

要求中心距、齒頂圓和軸徑這三者之間滿足無干涉的幾何關(guān)系。對(duì)于三級(jí)傳動(dòng)的減速器(如圖1)，干涉約束相當(dāng)于兩個(gè)約束：第二級(jí)中心距應(yīng)大于第一級(jí)大齒輪齒頂圓半徑與第三級(jí)小齒輪頂圓半徑之和；第三級(jí)中心距應(yīng)大于第二級(jí)大齒輪頂圓半徑與第4軸半徑之和。而二級(jí)齒輪傳動(dòng)類推。

四、結(jié)語

機(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì)是在常規(guī)機(jī)械設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)上發(fā)展和延伸的新設(shè)計(jì)方法，而減速器的優(yōu)化就是其中之一，是以傳統(tǒng)設(shè)計(jì)為基礎(chǔ)、沿用了傳統(tǒng)設(shè)計(jì)中積累的大量資料，同時(shí)考慮了傳統(tǒng)設(shè)計(jì)所涉及的有關(guān)因素。在實(shí)際應(yīng)用中已產(chǎn)生了較好的技術(shù)經(jīng)濟(jì)效果，減少了用材及成本，提高了設(shè)計(jì)效率和質(zhì)量，使減速器發(fā)揮了最佳性能。參考文獻(xiàn)：

[1]孫元驍?shù)戎?圓柱齒輪減速器優(yōu)化設(shè)計(jì).機(jī)械工業(yè)出版社，1988.[2]胡新華.單級(jí)圓柱齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].組合機(jī)床與自動(dòng)化加工技術(shù)，2006.[3]陳立平，張?jiān)魄澹涡l(wèi)群等.機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析及ADAMS應(yīng)用教程.清華大學(xué)出版社，2005.[4]梁曉光.優(yōu)化設(shè)計(jì)方法在齒輪減速器設(shè)計(jì)中的應(yīng)用[J].山西機(jī)械，2003.[5]范順成，馬治平，馬洛剛.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ).機(jī)械工業(yè)出版社，2002.[6]馬曉蕓.混凝土攪拌車減速器制造專家[J].商用汽車雜志(CommercialVehicleMagazine)，2007，(8)：84-85

第三篇：?jiǎn)渭?jí)齒輪減速器機(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì)范文

青島理工大學(xué)琴島學(xué)院

機(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì)

課題名稱：?jiǎn)渭?jí)齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計(jì) 學(xué)院：機(jī)電工程系

專業(yè)班級(jí)：機(jī)械設(shè)計(jì)及其自動(dòng)化143 學(xué)號(hào) 學(xué)生： 指導(dǎo)老師：

青島理工大學(xué)教務(wù)處 2016年11月27日

《單級(jí)齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計(jì)》說明書

摘要

機(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì)是一種非常重要的現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法，能從眾多的設(shè)計(jì)方案中找出最佳方案，從而大大提高設(shè)計(jì)的效率和質(zhì)量。每一種優(yōu)化方法都是針對(duì)某一種問題而產(chǎn)生的，都有各自的特點(diǎn)和各自的應(yīng)用領(lǐng)城。常用的機(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì)方法包括無約束優(yōu)化設(shè)計(jì)方法、約束優(yōu)化設(shè)計(jì)方法、基因遺傳算方法等并提出評(píng)判的主要性能指標(biāo)。

機(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì)的目的是以最低的成本獲得最好的效益,是設(shè)計(jì)工作者一直追求的目標(biāo),從數(shù)學(xué)的觀點(diǎn)看,工程中的優(yōu)化問題,就是求解極大值或極小值問題,亦即極值問題。本文從優(yōu)化設(shè)計(jì)的基本理論、優(yōu)化設(shè)計(jì)與產(chǎn)品開發(fā)、優(yōu)化設(shè)計(jì)特點(diǎn)及優(yōu)化設(shè)計(jì)應(yīng)用等方面闡述優(yōu)化設(shè)計(jì)的基本方法理論。

關(guān)鍵詞： 機(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì)；優(yōu)化方法；優(yōu)化應(yīng)用。

II

目錄

摘要.........................................................II 1設(shè)計(jì)任務(wù).....................................................1 2 齒輪的傳統(tǒng)設(shè)計(jì)..............................................2 3優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型...........................................7

3.1確定設(shè)計(jì)變量和目標(biāo)函數(shù)................................................7 3.2確定約束條件..........................................................7 Matlab計(jì)算機(jī)程序............................................9 5結(jié)果分析....................................................11 參考文獻(xiàn).....................................................12

《單級(jí)齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計(jì)》說明書

1設(shè)計(jì)任務(wù)

設(shè)計(jì)如圖2-40所示的單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，其齒數(shù)比u?3.2，工作壽命要求10年兩班制，原動(dòng)機(jī)采用電動(dòng)機(jī)，工作載荷均勻平穩(wěn)，小齒輪材料為40Cr,調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度HB=235~275，[?H]1?531MPa,[?F]1?297.5MPa,大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度為HB=217~255，[?H]2?513MPa，[?F]2?251.4MPa，載荷系數(shù)k=1.3，P=28KN，n=1440rad/min要求在滿足工作要求的前提下使兩齒輪的重量最輕。

《單級(jí)齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計(jì)》說明書 齒輪的傳統(tǒng)設(shè)計(jì)

一、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1)由式子試算小齒輪分度圓直徑，即

d1?31）

2KH1T1?d*u?1ZHZEZ?2*()?[?H] u[?H]確定公式中的各參數(shù)值

1.試選KH1?1.3

2.計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。

T1?9.55?106P/n?9.55?106?28/1440N?mm?18.569?104N?mm

3.查表并查圖選取齒寬系數(shù)?d?1，區(qū)域系數(shù)ZH?2.5，材料的彈性影響系數(shù)ZE?189.8MPa，4.計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z?*?a1?arccos[z1cos?/(z1?2ha)]?arccos[24?cos20?/(24?2?1)]?29.841?*?a1?arccos[z2cos?/(z2?2ha)]?arccos[77?cos20?/(77?2?1)]?23.666?

???[z1(tan?a1?tan?`)?z1(tan?a2?tan?`)]/2?

?[24?(tan29.841??tan20?)?77?(tan23.666??tan20?)]/2??1.711Z??4??4?1.711??0.873 335.計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力[?H]

查圖得小齒輪和大齒輪測(cè)接觸疲勞極限分別為[?Hlm1]?590MPa、[?Hlm2]?540MPa

計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：

N1?60n1jLh?60?1440?1?(2?8?300?10）?4.1472?109

N 2?N1/u?4.1472?10/(77/24)?1.293?10查圖取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1?0.90、KHN2?0.95。

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取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由式子得[?H]1?KHN1?Hlim10.90?590?MPa?531MPaS1KHN2?Hlim20.95?540?MPa?513MPa

S1[?H]2?取[?H]1和[?H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即

[?H]1?[?H]2?513MPa

2）試算小齒輪分度圓直徑

d1?32KH1T1?d*u?1ZHZEZ?2*()u[?]?74.466mm42?1.3?9.948?10（77/24）?12.5?189.8?0.8732?3??()mm

1（77/24）513

（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。

1、圓周速度v。

v??d1tn160?1000???74.466?144060?1000m/s?5.6m/s

2、齒寬b.b??dd1t?1?74.466mm?74.466mm2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)Ku。

1、查表取使用系數(shù)KA?1。

2、根據(jù)v?5.6m/s、7級(jí)精度，查圖得動(dòng)載荷系數(shù)Kv?1.2。

3、齒輪的圓周力。

F t1?2T1/d1t?2?9.948?104/74.466N?4.987?103NKF t1b?1?3.329?10/74.466N/m?66.9N/mm?100N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KH??1.2

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4、查表用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KH??1.421。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)

KH?KAKvKH?K H??1?1.2?1.2?1.421?2.0513)由式子得，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1?d13KH2.051?74.466??86.675mm KHt1.3 及相應(yīng)的齒輪模數(shù)

m?d1/z1?86.675/24mm?3.611mm

二、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式子試算模數(shù)，即

m1?32KF1T1Y?YFaYSA*()[?F]?dz121)確定公式中的各參數(shù)值

1、試選KF1?1.3。

2、由式子計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)。

Y??0.25?0.75???0.25?0.75?0.688 1.7113、計(jì)算YFaYsa。[?F]查圖得YFa1?2.65、YFa2?2.23。應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1?1.58、Ysa2?1.76。小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為?Flim1?490MPa、?Flim2?400MPa。彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1?0.85、KFN2?0.88。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4。由式子得

[?F]1?KFN1?Flim10.85?490?MPa?297.5MPa S1.4KFN2?Flim20.88?400?MPa?251.4MPa S1.4[?F]2? 4

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YFa1Ysa12.65?1.58??0.0141 [?F]1297.5YFa2Ysa22.23?1.76??0.0156 [?F]2251.4因?yàn)榇簖X輪的YFaYsa大于小齒輪，所以取 [?F]YFaYsaYFa2Ysa2??0.0156 [?F][?F]22）試算模數(shù)

m1?32KF1T1Y?YFaYSA2?1.3?9.948?104?0.6883*()??0.015622[?F]?dz11?24

?2.080mm

（2）調(diào)整齒輪模數(shù)

1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。

1、圓周速度v。

d?mtz1?2.080?24mm?49.92mm

v??d1tn160?1000???49..92?144060?1000m/s?3.76m/s

2、齒寬b。

b??dd1?1?49.92mm?49.92mm3、寬高比b/h

**h?(2hac)m1?(2?1?0.25)?2.080mm?4.68mmd

b/h?49.92/4.68?10.672)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF

1、根據(jù)v?.3.76m/s，7級(jí)精度，查圖得動(dòng)載荷系數(shù)Kv?1.08

2、由F t1?2T1/d1t?2?9.948?104/49.92N?7.44?103N，查表得齒間KAF t1/b?1?7.44?103/49.92N/mm?149N/m?100N/mm載荷分配系數(shù)KF??1.0。

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3、查表用插值法查得KH??1.417，結(jié)合b/h?10.67查圖得KF??1.34。則載荷系數(shù)為

KF?KAKvKF?K F??1?1.17?1.42?1.4?2.333)由式子，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)

m?m13KF2.33?2.080??2.527mm KFt1.3對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)2.527mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m?3mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1?86.675mm，算出小齒輪齒數(shù)z1?d1/m?86.675/3?28.89。取z1?29，則大齒輪齒數(shù)z2?uz1?3.2?29?92.4，取z2?92，z1與z2互為質(zhì)數(shù)。

這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。

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3優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型

3.1確定設(shè)計(jì)變量和目標(biāo)函數(shù)

取設(shè)計(jì)變量和目標(biāo)函數(shù)x?[x1,x2,x3]T?[m,z1,?d]T，其中m為齒輪模數(shù)，z1為小齒輪齒數(shù)，?d為齒寬系數(shù)。

設(shè)小齒輪分度圓直徑為d1，大齒輪分度圓直徑為d2，齒輪寬度為b，要求圓柱齒輪的重量最輕，也就要求體積最小，因此可建立目標(biāo)函數(shù)：

f(x)??（d1?d22)b

4由齒數(shù)比u?d2b，齒寬系數(shù)?d?，目標(biāo)函數(shù)轉(zhuǎn)化為：

d1d1f(x)??（1?u2（）mz1)3?d4?8.8279x1x2x3

3.2確定約束條件

（1）邊界約束條件

模數(shù)限制：2?x1?10； 齒數(shù)限制：20?x2?40； 齒寬系數(shù)限制：0.8?x3?1.4；

（2）性能約束

（接觸疲勞強(qiáng)度的限制：g1x)??H-[?H]?ZHZE2KT1u?1*?[?H]?0 3u?dd1式中：?H為齒面接觸疲勞強(qiáng)度；K為載荷系數(shù)，K=1.3；ZH為節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，ZH=2.5；ZE為彈性影響系數(shù)，ZE=189.8，代入以上參數(shù)得g(x)?377717.238xxx33312?550?0

2KT1YFYS?[?F]?0 32mz1?d彎曲疲勞強(qiáng)度的限制：?F-[?F]?

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式中，為齒根彎曲疲勞強(qiáng)度； 為齒形系數(shù)； 為齒根應(yīng)力校正系數(shù)。YF1?12.518612.5186?2.063，YF2??2.063

uz1?3.01794z1?3.0179422.70422.704Y?1.97?，F(xiàn)1

z1?34.6uz1?34.6YF1?1.97?代入以上參數(shù)得：

g（?（2x)?48279412.518622.7042?2.063)?(1.97?)/(x13x2x3)?290?0

x2?3.01794x2?34.612.518622.7042?2.063)?(1.97?)/(x13x2x3)?210?03.2x2?3.017943.2x2?34.6g（?（3x)?48279

4《單級(jí)齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計(jì)》說明書 Matlab計(jì)算機(jī)程序

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5結(jié)果分析

(1)對(duì)比分析發(fā)現(xiàn)：在齒輪可靠性得到保證的前提下，優(yōu)化后的目標(biāo)值比原設(shè)計(jì)目標(biāo)值減少24%；

(2)優(yōu)化結(jié)果表明：優(yōu)化方案比給定方案節(jié)省材料，降低成本，效益明顯，對(duì)減速設(shè)計(jì)具有良好的參考價(jià)值。

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參考文獻(xiàn)

【1】《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》（主編 李國(guó)斌）機(jī)械工業(yè)出版社

【2】《機(jī)械制圖與公差》（主編：王志泉、項(xiàng)仁昌；主審：金瀟明）清華大學(xué)出版社

【3】《機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)》（華中理工大學(xué) 王昆;主編：重慶大學(xué) 何小柏；同濟(jì)大學(xué) 汪信遠(yuǎn)）高等教育出版社

第四篇：減速器設(shè)計(jì)心得體會(huì)

經(jīng)過一個(gè)月的努力，我終于將機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)做完了。在這次作業(yè)過程中，我遇到了許多困難，一遍又一遍的計(jì)算，一次又一次的設(shè)計(jì)方案修改這都暴露出了前期我在這方面的知識(shí)欠缺和經(jīng)驗(yàn)不足。剛開始在機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，由于對(duì)matlab軟件的基本操作和編程掌握得還可以，不到半天就將所有需要使用的程序調(diào)試好了。可是我從不同的機(jī)架位置得出了不同的結(jié)果，令我非常苦惱。后來在錢老師的指導(dǎo)下，我找到了問題所在之處，將之解決了。同時(shí)我還對(duì)四連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)分析有了更進(jìn)一步的了解。在傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)時(shí)，面對(duì)功率大，傳動(dòng)比也大的情況，我一時(shí)不知道到底該采用何種減速裝置。

最初我選用帶傳動(dòng)和蝸桿齒輪減速器，經(jīng)過計(jì)算，發(fā)現(xiàn)蝸輪尺寸過大，所以只能從頭再來。這次我吸取了盲目計(jì)算的教訓(xùn)，在動(dòng)筆之前，先征求了錢老師的意見，然后決定采用帶傳動(dòng)和二級(jí)圓柱齒輪減速器，也就是我的最終設(shè)計(jì)方案。至于畫裝配圖和零件圖，由于前期計(jì)算比較充分，整個(gè)過程用時(shí)不到一周，在此期間，我還得到了許多同學(xué)和老師的幫助。在此我要向他們表示最誠(chéng)摯的謝意。整個(gè)作業(yè)過程中，我遇到的最大，最痛苦的事是最后的文檔。

盡管這次作業(yè)的時(shí)間是漫長(zhǎng)的，過程是曲折的，但我的收獲還是很大的。不僅僅掌握了四連桿執(zhí)行機(jī)構(gòu)和帶傳動(dòng)以及齒輪，蝸桿傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)步驟與方法；也不僅僅對(duì)制圖有了更進(jìn)一步的掌握；matlab和autocad，word這些僅僅是工具軟件，熟練掌握也是必需的。對(duì)我來說，收獲最大的是方法和能力。那些分析和解決問題的方法與能力。在整個(gè)過程中，我發(fā)現(xiàn)像我們這些學(xué)生最最缺少的是經(jīng)驗(yàn)，沒有感性的認(rèn)識(shí)，空有理論知識(shí)，有些東西很可能與實(shí)際脫節(jié)。總體來說，我覺得做這種類型的作業(yè)對(duì)我們的幫助還是很大的，它需要我們將學(xué)過的相關(guān)知識(shí)都系統(tǒng)地聯(lián)系起來，從中暴露出自身的不足，以待改進(jìn)。有時(shí)候，一個(gè)人的力量是有限的，合眾人智慧，我相信我們的作品會(huì)更完美!

第五篇：《主減速器設(shè)計(jì)》

第三章

主減速器設(shè)計(jì)

一、主減速器結(jié)構(gòu)方案分析

主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。

主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。

1.螺旋錐齒輪傳動(dòng)

螺旋錐齒輪傳動(dòng)(圖5-3a)的主、從動(dòng)齒輪軸線垂直相交于一點(diǎn)，齒輪并不同時(shí)在全長(zhǎng)上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對(duì)以上的輪齒同時(shí)嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負(fù)荷、制造也簡(jiǎn)單。但是在工作中噪聲大，對(duì)嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會(huì)使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預(yù)緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。

圖5—3 主減速器齒輪傳動(dòng)形式

a)螺旋錐齒輪傳動(dòng) b)雙曲面齒輪傳動(dòng) c)圓柱齒輪傳動(dòng) d)蝸桿

傳動(dòng)

2.雙曲面齒輪傳動(dòng)

雙曲面齒輪傳動(dòng)(圖5-3b)的主、從動(dòng)齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動(dòng)齒輪軸線相對(duì)從動(dòng)齒輪軸線在空間偏移一距離E，此距離稱為偏移距。由于偏移距E的存在，使主動(dòng)齒輪螺旋角?1大于從動(dòng)齒輪螺旋角?2(圖5—4)。根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動(dòng)齒輪圓周力之比

F1cos?1?F2cos?2

【中文word文檔庫(kù)】-專業(yè)海量word文檔免費(fèi)下載：http://www.tmdps.cn(5-1)

圖5-4雙曲面齒輪副受力情況

式中,F1、F2分別為主、從動(dòng)齒輪的圓周力；β

1、β2分別為主、從動(dòng)齒輪的螺旋角。

螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開圖上的齒線任意一點(diǎn)A的切線TT與該點(diǎn)和節(jié)錐頂點(diǎn)連線之間的夾角。在齒面寬中點(diǎn)處的螺旋角稱為中點(diǎn)螺旋角(圖5—4)。通常不特殊說明，則螺旋角系指中點(diǎn)螺旋角。

雙曲面齒輪傳動(dòng)比為

i0s?F2r2r2cos?2?F1r1r1cos?1

(5-2)式中，i0s為雙曲面齒輪傳動(dòng)比；r1、r2分別為主、從動(dòng)齒輪平均分度圓半徑。

螺旋錐齒輪傳動(dòng)比i0L為

i0L?r2r1

(5-3)令K?cos?2cos?，則i0s?Ki0L。由于?1>?2，所以系數(shù)K>1，一般

1為1.25～1.50。這說明：

1)當(dāng)雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時(shí)，雙曲面齒輪傳動(dòng)有更大的傳動(dòng)比。

2)當(dāng)傳動(dòng)比一定，從動(dòng)齒輪尺寸相同時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪比相應(yīng)的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強(qiáng)度以及較大的主動(dòng)齒輪軸和軸承剛度。

3)當(dāng)傳動(dòng)比一定，主動(dòng)齒輪尺寸相同時(shí)，雙曲面從動(dòng)齒輪直徑比相應(yīng)的螺旋錐齒輪為小，因而有較大的離地間隙。

另外，雙曲面齒輪傳動(dòng)比螺旋錐齒輪傳動(dòng)還具有如下優(yōu)點(diǎn)： 1)在工作過程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側(cè)向滑動(dòng)，而且還有沿齒長(zhǎng)方向的縱向滑動(dòng)。縱向滑動(dòng)可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)性。

2)由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動(dòng)齒輪的?1大于從動(dòng)齒輪的?2，這樣同時(shí)嚙合的齒數(shù)較多，重合度較大，不僅提高了傳動(dòng)平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強(qiáng)度提高約30％。

3)雙曲面齒輪傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當(dāng)量曲率半徑較相應(yīng)的螺旋錐齒輪為大，其結(jié)果使齒面的接觸【中文word文檔庫(kù)】-專業(yè)海量word文檔免費(fèi)下載：http://www.tmdps.cn 強(qiáng)度提高。

4)雙曲面主動(dòng)齒輪的變?1大，則不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)可減少，故可選用較少的齒數(shù)，有利于增加傳動(dòng)比。

5)雙曲面齒輪傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪較大，加工時(shí)所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃壽命較長(zhǎng)。6)雙曲面主動(dòng)齒輪軸布置在從動(dòng)齒輪中心上方，便于實(shí)現(xiàn)多軸驅(qū)動(dòng)橋的貫通，增大傳動(dòng)軸的離地高度。布置在從動(dòng)齒輪中心下方可降低萬向傳動(dòng)軸的高度，有利于降低轎車車身高度，并可減小車身地板中部凸起通道的高度。

但是，雙曲面齒輪傳動(dòng)也存在如下缺點(diǎn)：

1)沿齒長(zhǎng)的縱向滑動(dòng)會(huì)使摩擦損失增加，降低傳動(dòng)效率。雙曲面齒輪副傳動(dòng)效率約為96％，螺旋錐齒輪副的傳動(dòng)效率約為99％。

2)齒面間大的壓力和摩擦功，可能導(dǎo)致油膜破壞和齒面燒結(jié)咬死，即抗膠合能力較低。3)雙曲面主動(dòng)齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負(fù)荷增大。

4)雙曲面齒輪傳動(dòng)必須采用可改善油膜強(qiáng)度和防刮傷添加劑的特種潤(rùn)滑油，螺旋錐齒輪傳動(dòng)用普通潤(rùn)滑油即可。

由于雙曲面齒輪具有一系列的優(yōu)點(diǎn)，因而它比螺旋錐齒輪應(yīng)用更廣泛。

一般情況下，當(dāng)要求傳動(dòng)比大于4.5而輪廓尺寸又有限時(shí)，采用雙曲面齒輪傳動(dòng)更合理。這是因?yàn)槿绻３种鲃?dòng)齒輪軸徑不變，則雙曲面從動(dòng)齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。當(dāng)傳動(dòng)比小于2時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪相對(duì)螺旋錐齒輪主動(dòng)齒輪顯得過大，占據(jù)了過多空間，這時(shí)可選用螺旋錐齒輪傳動(dòng)，因?yàn)楹笳呔哂休^大的差速器可利用空間。對(duì)于中等傳動(dòng)比，兩種齒輪 傳動(dòng)均可采用。

3．圓柱齒輪傳動(dòng)

圓柱齒輪傳動(dòng)(圖5—3c)一般采用斜齒輪，廣泛應(yīng)用于發(fā)動(dòng)機(jī)橫置且前置前驅(qū)動(dòng)的轎

車驅(qū)動(dòng)橋(圖5—5)和雙級(jí)主減速器貫通式驅(qū)動(dòng)橋。

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圖5—5 發(fā)動(dòng)機(jī)橫置且前置前驅(qū)動(dòng)轎車驅(qū)動(dòng)橋 4．蝸桿傳動(dòng)

蝸桿(圖5—3d)傳動(dòng)與錐齒輪傳動(dòng)相比有如下優(yōu)點(diǎn)：

1)在輪廓尺寸和結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下，可得到較大的傳動(dòng)比(可大于7)。

2)在任何轉(zhuǎn)速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲。3)便于汽車的總布置及貫通式多橋驅(qū)動(dòng)的布置。4)能傳遞大的載荷，使用壽命長(zhǎng)。5)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，拆裝方便，調(diào)整容易。

但是由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動(dòng)效率較低。

蝸桿傳動(dòng)主要用于生產(chǎn)批量不大的個(gè)別重型多橋驅(qū)動(dòng)汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動(dòng)機(jī)的大客車上。

主減速器的減速形式可分為單級(jí)減速、雙級(jí)減速、雙速減速、單雙級(jí)貫通、單雙級(jí)減速配以輪邊減速等。

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1.單級(jí)主減速器

單級(jí)主減速器(圖5—6)可由一對(duì)圓錐齒輪、一對(duì)圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量小、成本低、使用簡(jiǎn)單等優(yōu)點(diǎn)。但是其主傳動(dòng)比i0不能太大，一般i0≤7，進(jìn)一步提高i0將增大從動(dòng)齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動(dòng)齒輪熱處理困難。

單級(jí)主減速器廣泛應(yīng)用于轎車和輕、中型貨車的驅(qū)動(dòng)橋中。

2.雙級(jí)主減速器

雙級(jí)主減速器(圖5—7)與單級(jí)相比，在保證離地間隙相同時(shí)可得到大的傳動(dòng)比，i0一般為7～12。但是尺寸、質(zhì)量均較大，成本較高。它主要應(yīng)用于中、重型貨車、越野車和大客車上。

整體式雙級(jí)主減速器有多種結(jié)構(gòu)方案：第一級(jí)為錐齒輪，第二級(jí)為圓柱齒輪(圖5—8a)；第一級(jí)為錐齒輪，第二級(jí)為行星齒輪；第一級(jí)為行星齒輪，第二

圖5—6 單級(jí)主減速器 級(jí)為錐齒輪(圖5—8b)；第一級(jí)為圓柱齒輪，第二級(jí)

為錐齒輪(圖5—8c)。

對(duì)于第一級(jí)為錐齒輪、第二級(jí)為圓柱齒輪的雙級(jí)主減速器，可有縱向水平(圖5—8d)、斜向(圖5—8e)和垂向(圖5—8f)三種布置方案。

縱向水平布置可以使總成的垂向輪廓尺寸減小，從而降低汽車的質(zhì)心高度，但使縱向尺寸增加，用在長(zhǎng)軸距汽車上可適當(dāng)減小傳動(dòng)軸長(zhǎng)度，但不利于短軸距汽車的總布置，會(huì)使傳動(dòng)軸過短，導(dǎo)致萬向傳動(dòng)軸夾角加大。垂向布置使驅(qū)動(dòng)橋縱向尺寸減小，可減小萬向傳動(dòng)軸夾角，但由于主減速器殼固定在橋殼的上方，不僅使垂向輪廓尺寸增大，而且降低了橋殼剛度，不利于齒輪工作。這種布置可便于貫通式驅(qū)動(dòng)橋的布置。斜向布置對(duì)傳動(dòng)軸布置和提高橋殼剛度有利。

在具有錐齒輪和圓柱齒輪的雙級(jí)主減速器中分配傳動(dòng)比時(shí)，圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動(dòng)

比的比值一般為1.4～2.O，而且錐齒輪副傳動(dòng)比一般為1.7～3.3，這樣可減小錐齒輪嚙合時(shí)的軸向載荷和作用在從動(dòng)錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時(shí)可使主動(dòng)錐齒輪的齒數(shù)適當(dāng)增多，使其支承軸頸的尺寸適當(dāng)加大，以改善其支承剛度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性。

3.雙速主減速器

雙速主減速器(圖5—9)內(nèi)由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動(dòng)比。它與普通變速器相配合，可得到雙倍于變速器的擋位。雙速主減速器的高低擋減速比是根據(jù)汽車的使用條件、發(fā)動(dòng)機(jī)功率及變速器各擋速【中文word文檔庫(kù)】-專業(yè)海量word文檔免費(fèi)下載：http://www.tmdps.cn 比的大小來選定的。大的主減速比用于汽車滿載行駛或在困難道路上行駛，以克服較大的行駛阻力并減少變速器中間擋位的變換次數(shù)；小的主減速比則用于汽車空載、半載行駛或在良好路面上行駛，以改善汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性和提高平均車速。

圖5-7雙級(jí)主減速器

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圖5-8雙級(jí)主減速器布置方案

雙速主減速器可以由圓柱齒輪組(圖5-9a)或行星齒輪組(圖5-9b)構(gòu)成。圓柱齒輪式雙速主減速器結(jié)構(gòu)尺寸和質(zhì)量較大，可獲得的主減速比較大。只要更換圓柱齒輪軸、去掉一對(duì)圓柱齒輪，即可變型為普通的雙級(jí)主減速器。行星齒輪式雙速主減速器結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量較小，具有較高的剛度和強(qiáng)度，橋殼與主減速器殼都可與非雙速通用，但需加強(qiáng)行星輪系和差速器的潤(rùn)滑。

圖5—9 雙速主減速器 a)圓柱齒輪式 b)行星齒輪式

1-太陽輪 2-齒圈 3-行星齒輪架 4-行星齒輪

5-接合齒輪

對(duì)于行星齒輪式雙速主減速器，當(dāng)汽車行駛條件要求有較大的牽引力時(shí)，駕駛員通過操縱機(jī)構(gòu)將嚙合套及太陽輪推向右方(圖示位置)，接合齒輪5的短齒與固定在主減速器上的接合齒環(huán)相接合，太陽輪1就與主減速器殼聯(lián)成一體，并與行星齒輪架3的內(nèi)齒環(huán)分離，【中文word文檔庫(kù)】-專業(yè)海量word文檔免費(fèi)下載：http://www.tmdps.cn 而僅與行星齒輪4嚙合。于是，行星機(jī)構(gòu)的太陽輪成為固定輪，與從動(dòng)錐齒輪聯(lián)成一體的齒圈2為主動(dòng)輪，與差速器左殼聯(lián)在一起的行星齒輪架3為從動(dòng)件，行星齒輪起減速作用，其減速比為(1+a)，a為太陽輪齒數(shù)與齒圈齒數(shù)之比。在一般行駛條件下，通過操縱機(jī)構(gòu)使嚙合套及太陽輪移到左邊位置，嚙合套的接合齒輪5與固定在主減速器殼上的接合齒環(huán)分離，太陽輪1與行星齒輪4及行星齒輪架3的內(nèi)齒環(huán)同時(shí)嚙合，從而使行星齒輪無法自轉(zhuǎn)，行星齒輪機(jī)構(gòu)不再起減速作用。顯然，此時(shí)雙速主減速器相當(dāng)于一個(gè)單級(jí)主減速器。

雙速主減速器的換擋是由遠(yuǎn)距離操縱機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)的，一般有電磁式、氣壓式和電一氣壓綜合式操縱機(jī)構(gòu)。由于雙速主減速器無換擋同步裝置，因此其主減速比的變換是在停車時(shí)進(jìn)行的。雙速主減速器主要在一些單橋驅(qū)動(dòng)的重型汽車上采用。

4．貫通式主減速器

貫通式主減速器(圖5-10，圖5-1 1)根據(jù)其減速形式可分成單級(jí)和雙級(jí)兩種。單級(jí)貫通式主減速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，體積小，質(zhì)量小，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性等優(yōu)點(diǎn)，主要用于輕型多橋驅(qū)動(dòng)的汽車上。根據(jù)減速齒輪形式不同，單級(jí)貫通式主減速器又可分為雙曲面齒輪式及蝸輪蝸桿式兩種結(jié)構(gòu)。雙曲面齒輪式單級(jí)貫通式主減速器(圖5-lOa)是利用雙曲面齒輪副軸線偏移的特

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圖5—10 單級(jí)貫通式主減速器 a)雙曲面齒輪式 b)蝸輪蝸桿式

點(diǎn)，將一根貫通軸穿過中橋并通向后橋。但是這種結(jié)構(gòu)受主動(dòng)齒輪最少齒數(shù)和偏移距大小的

限制，而且主動(dòng)齒輪工藝性差，主減速比最大值僅在5左右，故多用于輕型汽車的貫通式驅(qū)

動(dòng)橋上。當(dāng)用于大型汽車時(shí)，可通過增設(shè)輪邊減速器或加大分動(dòng)器速比等方法來加大總減速

比。蝸輪蝸桿式單級(jí)貫通式主減速器(圖5—10b)在結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下可得到較大的 速比。它使用于各種噸位多橋驅(qū)動(dòng)汽車的貫通式驅(qū)動(dòng)橋的布置。另外，它還具有工作平滑無

聲、便于汽車總布置的優(yōu)點(diǎn)。如蝸桿下置式布置方案被用于大客車的貫通式驅(qū)動(dòng)橋中，可降 低車廂地板高度。

對(duì)于中、重型多橋驅(qū)動(dòng)的汽車，由于主減速比較大，多采用雙級(jí)貫通式主減速器。根據(jù)齒輪的組合方式不同，可分為錐齒輪一圓柱齒輪式和圓柱齒輪一錐齒輪式兩種形式。錐齒輪一圓柱齒輪式雙級(jí)貫通式主減速器(圖5—11a)可得到較大的主減速比，但是結(jié)構(gòu)高度尺寸大，主動(dòng)錐齒輪工藝性差，從動(dòng)錐齒輪采用懸臂式支承，支承剛度差，拆裝也不方便。圓柱齒輪一錐齒輪式雙級(jí)貫通式主減速器(圖5—11b)的第一級(jí)圓柱齒輪副具有減速和貫通的作用。有時(shí)僅用作貫通用．將其速比設(shè)計(jì)為1。在設(shè)計(jì)中應(yīng)根據(jù)中、后橋錐齒輪的布置、旋轉(zhuǎn)方向、雙曲面齒輪的偏移方式以及圓柱齒輪副在錐齒輪副前后的布置位置等因素來確定

錐齒輪的螺旋方向，所選的螺旋方向應(yīng)使主、從動(dòng)錐齒輪有相斥的軸【中文word文檔庫(kù)】-專業(yè)海量word文檔免費(fèi)下載：http://www.tmdps.cn 向力。這種結(jié)構(gòu)與前者

相比，結(jié)構(gòu)緊湊，高度尺寸減小，有利于降低車廂地板及整車質(zhì)心高度。

圖5—11 雙級(jí)貫通式主減速器 a)錐齒輪一圓柱齒輪式 b)圓柱齒輪一錐齒輪式

1-貫通軸 2-軸間差速器

5.單雙級(jí)減速配輪邊減速器

在設(shè)計(jì)某些重型汽車、礦山自卸車、越野車和大型公共汽車的驅(qū)動(dòng)橋時(shí)，由于傳動(dòng)系總傳動(dòng)比較大，為了使變速器、分動(dòng)器、傳動(dòng)軸等總【中文word文檔庫(kù)】-專業(yè)海量word文檔免費(fèi)下載：http://www.tmdps.cn

成所受載荷盡量小，往往將驅(qū)動(dòng)橋的速比分配得較大。當(dāng)主減速比大于12時(shí)，一般的整體式雙級(jí)主減速器難以達(dá)到要求，此時(shí)常采用輪邊減速器(圖5—12)。這樣，不僅使驅(qū)動(dòng)橋的中間尺寸減小，保證了足夠的離地間隙，圖5—12 輪邊減速器

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a)圓柱行星齒輪式 b)圓錐行星齒輪式 c)普通外嚙合圓柱齒輪式

1-輪輞 2-環(huán)齒輪架 3-環(huán)齒輪 4-行星齒輪 5-行星齒輪架 6-行星齒輪軸 7-太陽輪 8-鎖緊螺母 9、10-螺栓 11-輪轂 12-接合輪 13-操縱機(jī)構(gòu) 14-外圓錐齒輪 15-側(cè)蓋

而且可得到較大的驅(qū)動(dòng)橋總傳動(dòng)比。另外，半軸、差速器及主減速器從動(dòng)齒輪等零件由于所受載荷大為減小，使它們的尺寸可以減小。但是由于每個(gè)驅(qū)動(dòng)輪旁均設(shè)一輪邊減速器，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動(dòng)器較困難。

圓柱行星齒輪式輪邊減速器(圖5-12a)可以在較小的輪廓尺寸條件下獲得較大的傳動(dòng)比，且可以布置在輪轂之內(nèi)。作驅(qū)動(dòng)齒輪的太陽輪連接半軸，內(nèi)齒圈由花鍵連接在半軸套管上，行星齒輪架驅(qū)動(dòng)輪轂。行星齒輪一般為3～5個(gè)均勻布置，使處于行星齒輪中間的太陽輪得到自動(dòng)定心。圓錐行星齒輪式輪邊減速器(圖5-1 2b)裝于輪轂的外側(cè)，具有兩個(gè)輪邊減速比。當(dāng)換擋用接合輪12位于圖示位置時(shí)，輪邊減速器位于低擋；當(dāng)接合輪被專門的操縱機(jī)構(gòu)1 3移向外側(cè)并與側(cè)蓋1 5的花鍵孔內(nèi)齒相接合，使半軸直接驅(qū)動(dòng)輪邊減速器殼及輪轂時(shí)，輪邊減速器位于高擋。

普通外嚙合圓柱齒輪式輪邊減速器，根據(jù)主、從動(dòng)齒輪相對(duì)位置的不同，可分為主動(dòng)齒輪上置和下置兩種形式。主動(dòng)齒輪上置式輪邊減速器主要用于高通過性的越野汽車上，可提高橋殼的離地間隙；主動(dòng)齒輪下置式輪邊減速器(圖5-12c)主要用于城市公共汽車和大客車上，可降低車身地板高度和汽車質(zhì)心高度，提高了行駛穩(wěn)定性，方便了乘客上、下車。

二、主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案

主減速器中必須保證主、從動(dòng)齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。

1.主動(dòng)錐齒輪的支承

主動(dòng)錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。懸臂式支承結(jié)構(gòu)(圖5-13a)的特點(diǎn)是在錐齒輪大端一側(cè)采用較長(zhǎng)的軸頸，其上安裝兩個(gè)圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長(zhǎng)度倪和增加兩支承間的距離b，以改善支承剛度，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應(yīng)大于2.5倍的懸臂長(zhǎng)度a，且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸a。為了方便拆裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承【中文word文檔庫(kù)】-專業(yè)海量word文檔免費(fèi)下載：http://www.tmdps.cn 的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。靠近齒輪的支承軸承有時(shí)也采用圓柱滾子軸承，這時(shí)另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長(zhǎng)度有關(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關(guān)。

圖5—13 主減速器錐齒輪的支承形式

a)主動(dòng)錐齒輪懸臂式 b)主動(dòng)錐齒輪跨置式 c)從動(dòng)錐齒輪

懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，支承剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的轎車、輕型貨車的單級(jí)主減速器及許多雙級(jí)主減速器中。

跨置式支承結(jié)構(gòu)(圖5-13b)的特點(diǎn)是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負(fù)荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側(cè)軸頸上的兩個(gè)相對(duì)安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動(dòng)齒輪軸的長(zhǎng)度，使布置更緊湊，并可減小傳動(dòng)軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導(dǎo)向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加工成本提高。另外，因主、從動(dòng)齒輪之間的空間很小，致使主動(dòng)齒輪的導(dǎo)向軸承尺寸受到限制，有時(shí)甚至布置不下或使齒輪拆裝困難。跨置式支承中的導(dǎo)向軸承都為圓柱滾子軸承，并且內(nèi)外圈可以分離或根本不帶內(nèi)圈。它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個(gè)軸承。

在需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩情況下，最好采用跨置式支承。2.從動(dòng)錐齒輪的支承

從動(dòng)錐齒輪的支承(圖5-13c)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關(guān)。從動(dòng)錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動(dòng)錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)肋以增強(qiáng)支承穩(wěn)定性，c+d應(yīng)不小于從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑的70％。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應(yīng)盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主傳動(dòng)比和徑向尺寸較大的從動(dòng)錐齒輪的主減速器中，為了限制從動(dòng)錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，在從動(dòng)錐齒輪的外緣背面加設(shè)輔助支承(圖5-14)。輔助支承與從動(dòng)錐齒【中文word文檔庫(kù)】-專業(yè)海量word文檔免費(fèi)下載：http://www.tmdps.cn 輪背面之間的間隙，應(yīng)保證偏移量達(dá)到允許極限時(shí)能制止從動(dòng)錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動(dòng)齒輪受載變形或移動(dòng)的許用偏移量如圖5-15所示。

圖5—14 從動(dòng)錐齒輪輔助支承 圖5—15 主、從動(dòng)錐齒輪的許用偏移量

三、主減速器錐齒輪主要參數(shù)的選擇

主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)z1和z2、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬b1和b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點(diǎn)螺旋角?、法向壓力角?等。

1.主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)z1和z2

選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素： 1)為了磨合均勻，z1、z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)。

2)為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不少于 40。

3)為了嚙合平穩(wěn)、，噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度，對(duì)于轎車，z1一般不少于9；對(duì)于貨 車，z1一般不少于6。

4)當(dāng)主傳動(dòng)比主。較大時(shí)，盡量使z1取得少些，以便得到滿意的離地間隙。

5)對(duì)于不同的主傳動(dòng)比，z1和z2應(yīng)有適宜的搭配。2.從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)m。

對(duì)于單級(jí)主減速器，D2對(duì)驅(qū)動(dòng)橋殼尺寸有影響，D2大將影響橋殼離地間隙；D2小則

影響跨置式主動(dòng)齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。

D2可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選

D2?KD23Tc【中文word文檔庫(kù)】-專業(yè)海量word文檔免費(fèi)下載：http://www.tmdps.cn(5-4)式中，為D2從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；KD2為直徑系數(shù)，一般為13.0～15.3；Tc

為從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)，Tc?min?Tce,Tcs?(見本節(jié)計(jì)算載荷確定部分)。

ms由下式計(jì)算

ms?D2z2

(5-5)式中，ms為齒輪端面模數(shù)。

同時(shí)，ms還應(yīng)滿足

ms?Km3Tc

(5-6)式中，Km為模數(shù)系數(shù)，取0.3～0.4。

3.主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬b1和b2

錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會(huì)導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應(yīng)力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，在安裝時(shí)有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時(shí)載荷集中于輪齒小端，會(huì)引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會(huì)引起裝配空間的減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會(huì)降低。

從動(dòng)錐齒輪齒面寬b2推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2≤0.3A2,而b2應(yīng)滿足b2≤10ms，一般也推薦b2=0.155D2。對(duì)于螺旋錐齒輪，b1一般比b2大10％。

4.雙曲面齒輪副偏移距E E值過大將使齒面縱向滑動(dòng)過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；E值過小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)。一般對(duì)于轎車和輕型貨車E≤0.2D2且E≤40％A2；對(duì)于中、重型貨車、越野車和大客車，E≤(0.10～0.12)D2，且E≤20％A2。另外，主傳動(dòng)比越大，則E也應(yīng)越大，但應(yīng)保證齒輪不發(fā)生根切。

雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種。由從動(dòng)齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動(dòng)齒輪處于右側(cè)，如果主動(dòng)齒輪在從動(dòng)齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動(dòng)齒輪中心線下方，則為下偏移。如果主動(dòng)齒輪處于左側(cè)，則情況相反。圖5-16a、b為主動(dòng)齒輪軸線下偏移情況，圖5-16c、d為主動(dòng)齒輪軸線上偏移情況。

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圖5—16 雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向 a)、b)主動(dòng)齒輪軸線下偏移 c)、d)主動(dòng)齒輪軸線上偏移

5.中點(diǎn)螺旋角?

螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。

弧齒錐齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是相等的，雙曲面齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是不相等的，而且?1>?2,?1與?2之差稱為偏移角?(圖5-4)。

選擇?時(shí)，應(yīng)考慮它對(duì)齒面重合度?F、輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響。?越大，則?F也越大，同時(shí)嚙合的齒數(shù)越多，傳動(dòng)就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強(qiáng)度越高。一般?F應(yīng)不小于1.25，在1.5～2.0時(shí)效果最好。但是?過大，齒輪上所受的軸向力也會(huì)過大。

汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°～40°。轎車選仔較大的?值以保證較大的?F，使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；貨車選用較小?值以防止軸向力過大，通常取35°。

6.螺旋方向

從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動(dòng)錐旨輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受軸向力的方向。當(dāng)變速導(dǎo)掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離趨勢(shì)，號(hào)止輪齒卡死而損壞。

7.法向壓力角?

法向壓力角大一些可以增加輪齒強(qiáng)度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對(duì)于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對(duì)于輕負(fù)荷工作的齒輪一般采用小壓力角，可使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。對(duì)于弧齒錐齒輪，轎車：

貨車：?為20°；重型貨車：?為22°?一般選用14°30′或16°；30′。對(duì)于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側(cè)壓力角是相同的，但小齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是不等的，選取平均壓力角時(shí)，轎車為19°或【中文word文檔庫(kù)】-專業(yè)海量word文檔免費(fèi)下載：http://www.tmdps.cn

20°，貨車為20°。或22°30′。

四、主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算

(一)計(jì)算載荷的確定

汽車主減速器錐齒輪的切齒法主要有格里森和奧利康兩種方法，這里僅介紹格里森齒制錐齒輪計(jì)算載荷的三種確定方法。

(1)按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce

Tce?KdTemaxki1ifi0?n

(5-7)式中，為計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)；其它見表4-1的注釋。

(2)按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩

Tcs???rrG2m2im?m

(5-8)式中，Tcs為計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)；其它見表4-1的注釋。

(3)按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩TcF

TcF?Ftrrim?mn

(5-9)式中，TcF為計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)；Ft為汽車日常行駛平均牽引力(N)；其它見表4-1的注釋。

用式(5-7)和式(5-8)求得的計(jì)算轉(zhuǎn)矩是從動(dòng)錐齒輪的最大轉(zhuǎn)矩，不同于用式(5-9)求得的日常行駛平均轉(zhuǎn)矩。當(dāng)計(jì)算錐齒輪最大應(yīng)力時(shí)，計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc取前面兩種的較小值，即Tc?min?Tce,Tcs?；當(dāng)計(jì)算錐齒輪的疲勞壽命時(shí)，Tc取TcF。

主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為

Tz?Tci0?G

(5-10)式中，Tz為主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)；i0為主傳動(dòng)比；?G為主、從動(dòng)錐齒輪間的傳動(dòng)效率。計(jì)算時(shí)，對(duì)于弧齒錐齒輪副，?G取95％；對(duì)于雙曲面齒輪副，當(dāng)i0>6時(shí)，?G取85％，當(dāng)i0≤6時(shí)，?G取90％。

(二)主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 在選好主減速器錐齒輪主要參數(shù)后，可根據(jù)所選擇的齒形計(jì)算錐齒輪的幾何尺寸，而后根據(jù)所確定的計(jì)算載荷進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算，以保證錐齒輪有足夠的強(qiáng)度和壽命。

【中文word文檔庫(kù)】-專業(yè)海量word文檔免費(fèi)下載：http://www.tmdps.cn 輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。下面所介紹的強(qiáng)度驗(yàn)算是近似的，在實(shí)際設(shè)計(jì)中還要依據(jù)臺(tái)架和道路試驗(yàn)及實(shí)際使用情況等來檢驗(yàn)。

1.單位齒長(zhǎng)圓周力

主減速器錐齒輪的表面耐磨性常用輪齒上的單位齒長(zhǎng)圓周力來估算

p?Fb2

(5-11)式中，p為輪齒上單位齒長(zhǎng)圓周力；F為作用在輪齒上的圓周力；b2為從動(dòng)齒輪齒面寬。

按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)

p?2kdTemaxkigif?nD1b2?103

(5-12)式中，ig為變速器傳動(dòng)比；D1為主動(dòng)錐齒輪中點(diǎn)分度圓直徑(mm)；其它符號(hào)同前。

按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)

p???rr2G2m2D2b2im?m

(5-13)式中符號(hào)同前。

許用的單位齒長(zhǎng)圓周力[p]見表5-1。在現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，[p]有時(shí)高出表中數(shù)值的20％～25％。

表5—1 單位齒長(zhǎng)圓周力許用值[p]

2.輪齒彎曲強(qiáng)度

錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為

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?w?2Tk0kskm?103kvmsbDJw

(5-14)式中，?w為錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力(MPa)；T為所計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩(N·m)，對(duì)于從動(dòng)齒輪，T?min?Tce,Tcs?和TcF，對(duì)于主動(dòng)齒輪，T還要按式(5-10)換算；k0為過載系數(shù)，一般取1；ks為尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，當(dāng)ms≥1.6mm時(shí)，ks=(ms／25.4)0.25，當(dāng)ms<1.6mm時(shí)，ks=0.5；km為齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu)：懸臂式結(jié)構(gòu)：km=1.0～1.1，km=1.10～1.25；kv為質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，kv=1.0；b為所計(jì)算的齒輪齒面寬(mm)；D為所討論齒輪大端分度圓直徑(mm)；．jw為所計(jì)算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，取法見參考文獻(xiàn)[10]。

上述按min?Tce,Tcs?計(jì)算的最大彎曲應(yīng)力不超過700MPa；按TcF計(jì)算的疲勞彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過210MPa，破壞的循環(huán)次數(shù)為6?106。

3.輪齒接觸強(qiáng)度

錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為

?j?cpD12TZk0kmkfkvbjj?103

(5-15)式中，?j為錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力(MPa)；D1為主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；b取b1和b2的較小值(mm)；ks為尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對(duì)淬透性的影響，通常取1.0；kf為齒面品質(zhì)系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)(如鍍銅、磷化處理等)，對(duì)于制造精確的齒輪，kf取1.0；cp為綜合彈性系數(shù)，鋼對(duì)鋼齒輪，cp取232.6N／mm,jj為齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，取法見參考文獻(xiàn)12[10]；k0、km、kv見式(5-14)的說明。

上述按min?Tce,Tcs?計(jì)算的最大接觸應(yīng)力不應(yīng)超過2800MPa，按TcF計(jì)算的疲勞接觸應(yīng)力不應(yīng)超過1750MPa。主、從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的。

五、主減速器錐齒輪軸承的載荷計(jì)算

1.錐齒輪齒面上的作用力

錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。

【中文word文檔庫(kù)】-專業(yè)海量word文檔免費(fèi)下載：http://www.tmdps.cn(1)齒寬中點(diǎn)處的圓周力.齒寬中點(diǎn)處的圓周力F為

F?2TDm2

（5-16）

式中，T為作用在從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩;Dm2為從動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)處的分度圓直徑，由式(5-17)確定，即

Dm2?D2?b2sin?2(5-17)式中，D2為從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑；b2為從動(dòng)齒輪齒面寬；?2為從動(dòng)齒輪節(jié)錐角。

由F1F?cos?1cos?可知，對(duì)于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動(dòng)22齒輪上的圓周力是相等的；對(duì)于雙曲面齒輪副，它們的圓周力是不等的。

(2)錐齒輪的軸向力和徑向力圖5-1 7為主動(dòng)錐齒輪齒面受力圖。其螺旋方向?yàn)樽笮瑥腻F頂看旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針。FT為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點(diǎn)A處的法向力。在A點(diǎn)處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)T分解成兩個(gè)相互垂直的力FN和Ff。FN垂直于OA且位于∠OOA所在的平面，F(xiàn)f位于以O(shè)A為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。Ff在此切平面內(nèi)又可分解成沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)錐母線方向的力Fs。F與Ff之間的夾角為螺旋角?，F(xiàn)T與Ff之間的夾角為法向壓力角?。這樣有

F?FTcos?cos?

(5-18)

FN?FTsin??Ftan?cos?

(5-19)

Fs?FTcos?sin??Ftan?

(5-20)于是作用在主動(dòng)錐齒輪齒面上的軸向力Faz和徑向力Frz分別為

Faz?FNsin??Fscos?

(5-21)

Frz?FNcos??Fssin?

(5-22)若主動(dòng)錐齒輪的螺旋方向和旋轉(zhuǎn)方向改變時(shí)，主、從動(dòng)齒輪齒面上所受的軸向力和徑向力見表5-2。

表5-2 齒面上的軸向力和徑向力

軸承上的載荷確定后，很容易根據(jù)軸承型號(hào)來計(jì)算其壽命，或根據(jù)壽命要求來選擇軸承型號(hào)。

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六、錐齒輪的材料

驅(qū)動(dòng)橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動(dòng)系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時(shí)間長(zhǎng)、變化多、有沖擊等特點(diǎn)。它是傳動(dòng)系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應(yīng)滿足如下要求：

1)具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。

2)輪齒芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。

3)鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。

4)選擇合金材料時(shí)，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。

汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和l 6SiMn2WMoV等。

滲碳合金鋼的優(yōu)點(diǎn)是表面可得到含碳量較高的硬化層(一般碳的質(zhì)量分?jǐn)?shù)為0.8％一1.2％)，具有相當(dāng)高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性，故這類材料的彎曲強(qiáng)度、表面接觸強(qiáng)度和承受沖擊的能力均較好。由于較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點(diǎn)是熱處理費(fèi)用高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時(shí)可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲透層與芯部的含碳量相差過多，便會(huì)引起表面硬化層剝落。

為改善新齒輪的磨合，防止其在運(yùn)行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對(duì)齒面壺行應(yīng)力噴丸處理，可提高25％的齒輪壽命。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪，可進(jìn)行滲硫處理以擊高耐磨性。滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低，即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死習(xí)膠合。

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