第一篇：減速器優(yōu)化設(shè)計論文

1.總體方案設(shè)計優(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)計的任務在于對結(jié)構(gòu)方式和外形尺寸等因素做參考進行優(yōu)化設(shè)計。計算工作量較大，在計算機完全替代人工計算后，使這種方法的應用逐步變得廣泛。我們把系統(tǒng)的設(shè)計限制來作為優(yōu)化設(shè)計的束條件，將設(shè)計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)計要求的數(shù)值作為目標的函數(shù)，運用數(shù)學的方法和手段得到了滿足全部條件且使目標函數(shù)為最佳的設(shè)計變量。這既是總體的設(shè)計優(yōu)化方案思路也是該設(shè)計的精髓。

針對不同的設(shè)計問題，其最優(yōu)設(shè)計程序通常是基本相同的，首先應當了解結(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)計變量的一種約束方程，也可以說對設(shè)計變量值進行限制。在完成最優(yōu)化方案之前，應當用公式來給出一個判別指標，也就是目標函數(shù)作為設(shè)計變量的函數(shù)。使之最小的一組設(shè)計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

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

第一步，針對結(jié)構(gòu)確定設(shè)計方案，并通過CAD軟件進行建模。

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)的應力以及位移等參數(shù)。

第三步，據(jù)實際情況進一步確定優(yōu)化目的，對設(shè)計進行計算結(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)，重新進行分析，并通過這種方法獲得結(jié)構(gòu)參數(shù)以及相應的響應值。并完成最佳參數(shù)的選取，同時得到更加科學合理的結(jié)構(gòu)和尺寸。

我們做出的優(yōu)化主要是針對箱體的質(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，對齒輪箱進行優(yōu)化。將重量當作優(yōu)化的目標函數(shù)，采取結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計技術(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。實現(xiàn)安全性、可靠性、節(jié)約型等多個層面的兼顧。因為結(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)量當作目標函數(shù)。也可以說是在原設(shè)計的基礎(chǔ)上，不對其做大的調(diào)整和改變，僅僅是對結(jié)構(gòu)最大允許最大范圍進行調(diào)整，達到箱體最輕的優(yōu)化設(shè)計效果。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，場變量函數(shù)并不需要改變，這對于通用程序有大的簡化。

3.減速器優(yōu)化設(shè)計的數(shù)學模型

3.1目標函數(shù)

目標函數(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函數(shù)當中變量的取值可行與否的規(guī)定，所以減速器優(yōu)化設(shè)計中提出的任何一個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)計的約束條件的情況下，需要從各個方面進行周密的考慮。比如設(shè)計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約束條件:

一是離散性約束。其中包括齒數(shù)，也就是每個齒輪的齒數(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：對于直齒輪應當為零，斜齒輪取8°~15°；總變位系數(shù)：因為總變位系數(shù)能夠影響齒輪承載能力，通常取0~0.8。

三是強度約束。一般是指齒輪的齒面接觸強度和輪齒的彎曲強度，依據(jù)GB3480-83標準進行。強度是否達標，需要根據(jù)實際安全系數(shù)進行實踐檢驗。

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。針對三級傳動的減速器，干涉約束可以看作兩個約束；第二級中心距需要比第一級大齒輪齒頂圓半徑和三級小齒輪頂圓半徑的總和；第三級中心距需要大于第二級大齒輪頂圓半徑和第四軸半徑的綜合。二級齒輪傳動以此類推。在完成優(yōu)化設(shè)計后，能夠可以獲得響應，并直觀地顯示出參數(shù)的變化對函數(shù)的影響

4.結(jié)語

優(yōu)化設(shè)計是在機械設(shè)計的發(fā)展和延伸，需要以傳統(tǒng)設(shè)計為基礎(chǔ)，考慮了傳統(tǒng)設(shè)計所涉及的各個關(guān)鍵因素。目前，在實際應用當中已經(jīng)發(fā)揮了很好的技術(shù)和經(jīng)濟成效，有效地減少了用材和成本，提升了設(shè)計質(zhì)量以及效率，對于發(fā)揮減速器最佳性能足有重要的作用。

第二篇：減速器設(shè)計方法優(yōu)化策略論文解讀

減速器設(shè)計方法優(yōu)化策略論文

摘要：減速器是各類機械設(shè)備中廣泛應用的傳動裝置。減速器設(shè)計的優(yōu)劣直接影響機械設(shè)備的傳動性能。本文通過對兩種減速器主要優(yōu)化設(shè)計方法的分析，提出了減速器設(shè)計中應考慮的約束條件、目標函數(shù)和變量等。關(guān)鍵詞：減速器優(yōu)化設(shè)計

傳統(tǒng)的減速器設(shè)計一般通過反復的試湊、校核確定設(shè)計方案，雖然也能獲得滿足給定條件的設(shè)計效果，但一般不是最佳的。為了使減速器發(fā)揮最佳性能，必須對減速器進行優(yōu)化設(shè)計，減速器的優(yōu)化設(shè)計可以在不同的優(yōu)化目標下進行。除了一些極為特殊的場合外，通?？梢苑譃閺慕Y(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)濟效益角度考慮追求最低費用等三大類目標。第一類目標與第二類目標體現(xiàn)著減速器設(shè)計中的一對矛盾，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，減速器體積(重量)的減小是有限的。由此看來，這兩類目標所體現(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)計條件，把體積(重量)作為優(yōu)化目標；后一類反之，把一定的體積(重量)作為設(shè)計條件，把承載能力作為優(yōu)化目標。第三類目標的實現(xiàn)，將涉及相當多的因素，除減速器設(shè)計方案的合理性外，還取決于企業(yè)的勞動組織、管理水平、設(shè)備構(gòu)成、人員素質(zhì)和材料價格等因素。但對于設(shè)計人員而言，該目標最終還是歸結(jié)為第一類或第二類目標，即減小減速器的體積或增大其承載能力。

一、單級圓柱齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計

單級主減速器可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。但是其主傳動比i0不能太大，一般i0≤7，進一步提高i0將增大從動齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動齒輪熱處理困難。單級主減速器廣泛應用于轎車和輕、中型貨車的驅(qū)動橋中。單級圓柱齒輪減速器以體積最小為優(yōu)化目標的優(yōu)化設(shè)計問題，是一個具有16個不等式約束的6維優(yōu)化問題，其數(shù)學模型可簡記為： minf(x)x=[x1x2xj(x)≤0(j=1，2，3∧，16)

3x

4x

5x

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

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

混凝土攪拌運輸車攪拌筒(罐)的設(shè)計容積為8～10m3，最大安裝角度12°，工作轉(zhuǎn)速2～4r/min和10～12r/min(卸料時的反向轉(zhuǎn)速)；減速器設(shè)計傳動比131∶1，最大輸出轉(zhuǎn)矩60kN·m，要求傳動效率高、密封性好、噪聲低、互換性強。2.2結(jié)構(gòu)設(shè)計主要包括前蓋組件、被動輪組件、第一級行星輪總成、第二級行星輪總成、機體中部組件和法蘭盤組件6大部分。機體間采用螺栓和銷釘連接與定位，機體與內(nèi)齒圈之間采用彈性套銷的均載機構(gòu)。為便于用戶在使用時裝配與拆卸，減速器主軸線與安裝面設(shè)計有15°的傾角，法蘭盤軸線可以向X、Y和Z方向擺動±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.傳動系統(tǒng)設(shè)計

該減速器采用3級減速方案：第一級為高速圓柱齒輪傳動，其余兩級為NGW型行星齒輪傳動。其中，第二、三級分別有3個和4個中空式行星輪，行星輪安裝在單臂式行星架上，行星架浮動且采用滾動軸承作為支承；第二級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，混凝土攪拌運輸車減速器對齒面接觸疲勞強度、齒根彎曲疲勞強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)和進行修形計算十分重要。

三、減速器優(yōu)化設(shè)計的數(shù)學模型 1.目標函數(shù)

對于C型問題，目標函數(shù)是A=min{f(x)}=min{f(x1，x2，…，xn)}式中：A——減速器總中心距，即各級中心距之和；x——各設(shè)計變量(包括各級中心距、模數(shù)、螺旋角、齒數(shù)、齒寬和變位系數(shù)等)；n——設(shè)計變量的個數(shù)。對于P型問題，目標函數(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函數(shù)中設(shè)計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)計過程中提出的每一個供選擇的設(shè)計方案；都應當由滿足全部約束條件的優(yōu)化變量所構(gòu)成。對于減速器來說，在列出優(yōu)化設(shè)計的約束條件時，應當從各個方面細致周全的予以考慮。例如，設(shè)計變量本身的取值規(guī)則，齒輪與其它零件之間應有的關(guān)系等等。減速器優(yōu)化設(shè)計應考慮以下約束條件：（1）設(shè)計變量取值的離散性約束 齒數(shù)：每個齒輪的齒數(shù)應當是整數(shù)；模數(shù)：齒輪模數(shù)應符合標準模數(shù)系列(GB1357-78)；中心距：為避免制造和維護中的各種麻煩，中心距以10mm為單位步長。

（2）設(shè)計變量取值的上下界約束

螺旋角：對直齒輪為零，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）齒輪的強度約束

齒輪強度約束是指齒輪的齒面接觸疲勞強度與輪齒的彎曲疲勞強度，這兩項計算根據(jù)國家標準GB3480-83中的方法進行。強度是否夠，根據(jù)實際安全系數(shù)是否達到或超出預定的安全系數(shù)進行檢驗。（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。對于三級傳動的減速器(如圖1)，干涉約束相當于兩個約束：第二級中心距應大于第一級大齒輪齒頂圓半徑與第三級小齒輪頂圓半徑之和；第三級中心距應大于第二級大齒輪頂圓半徑與第4軸半徑之和。而二級齒輪傳動類推。

四、結(jié)語

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

[1]孫元驍?shù)戎?圓柱齒輪減速器優(yōu)化設(shè)計.機械工業(yè)出版社，1988.[2]胡新華.單級圓柱齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計[J].組合機床與自動化加工技術(shù)，2006.[3]陳立平，張云清，任衛(wèi)群等.機械系統(tǒng)動力學分析及ADAMS應用教程.清華大學出版社，2005.[4]梁曉光.優(yōu)化設(shè)計方法在齒輪減速器設(shè)計中的應用[J].山西機械，2003.[5]范順成，馬治平，馬洛剛.機械設(shè)計基礎(chǔ).機械工業(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：單級齒輪減速器機械優(yōu)化設(shè)計范文

青島理工大學琴島學院

機械優(yōu)化設(shè)計

課題名稱：單級齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計 學院：機電工程系

專業(yè)班級：機械設(shè)計及其自動化143 學號 學生： 指導老師：

青島理工大學教務處 2016年11月27日

《單級齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計》說明書

摘要

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

機械優(yōu)化設(shè)計的目的是以最低的成本獲得最好的效益,是設(shè)計工作者一直追求的目標,從數(shù)學的觀點看,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)計的基本理論、優(yōu)化設(shè)計與產(chǎn)品開發(fā)、優(yōu)化設(shè)計特點及優(yōu)化設(shè)計應用等方面闡述優(yōu)化設(shè)計的基本方法理論。

關(guān)鍵詞： 機械優(yōu)化設(shè)計；優(yōu)化方法；優(yōu)化應用。

II

目錄

摘要.........................................................II 1設(shè)計任務.....................................................1 2 齒輪的傳統(tǒng)設(shè)計..............................................2 3優(yōu)化設(shè)計的數(shù)學模型...........................................7

3.1確定設(shè)計變量和目標函數(shù)................................................7 3.2確定約束條件..........................................................7 Matlab計算機程序............................................9 5結(jié)果分析....................................................11 參考文獻.....................................................12

《單級齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計》說明書

1設(shè)計任務

設(shè)計如圖2-40所示的單級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，原動機采用電動機，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。

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

一、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計(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.計算接觸疲勞強度用重合度系數(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.計算接觸疲勞強度許用應力[?H]

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

計算應力循環(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。

《單級齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計》說明書

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）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。

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)計算實際載荷系數(shù)Ku。

1、查表取使用系數(shù)KA?1。

2、根據(jù)v?5.6m/s、7級精度，查圖得動載荷系數(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

《單級齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計》說明書

4、查表用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH??1.421。由此，得到實際載荷系數(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 及相應的齒輪模數(shù)

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

二、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（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、由式子計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。

Y??0.25?0.75???0.25?0.75?0.688 1.7113、計算YFaYsa。[?F]查圖得YFa1?2.65、YFa2?2.23。應力修正系數(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

《單級齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計》說明書

YFa1Ysa12.65?1.58??0.0141 [?F]1297.5YFa2Ysa22.23?1.76??0.0156 [?F]2251.4因為大齒輪的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）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。

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)計算實際載荷系數(shù)KF

1、根據(jù)v?.3.76m/s，7級精度，查圖得動載荷系數(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。

《單級齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計》說明書

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，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)

m?m13KF2.33?2.080??2.527mm KFt1.3對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.527mm并就近圓整為標準值m?3mm，按接觸疲勞強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)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。

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3優(yōu)化設(shè)計的數(shù)學模型

3.1確定設(shè)計變量和目標函數(shù)

取設(shè)計變量和目標函數(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，因此可建立目標函數(shù)：

f(x)??（d1?d22)b

4由齒數(shù)比u?d2b，齒寬系數(shù)?d?，目標函數(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

（接觸疲勞強度的限制：g1x)??H-[?H]?ZHZE2KT1u?1*?[?H]?0 3u?dd1式中：?H為齒面接觸疲勞強度；K為載荷系數(shù)，K=1.3；ZH為節(jié)點區(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彎曲疲勞強度的限制：?F-[?F]?

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式中，為齒根彎曲疲勞強度； 為齒形系數(shù)； 為齒根應力校正系數(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《單級齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計》說明書 Matlab計算機程序

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5結(jié)果分析

(1)對比分析發(fā)現(xiàn)：在齒輪可靠性得到保證的前提下，優(yōu)化后的目標值比原設(shè)計目標值減少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，對減速設(shè)計具有良好的參考價值。

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參考文獻

【1】《機械設(shè)計基礎(chǔ)》（主編 李國斌）機械工業(yè)出版社

【2】《機械制圖與公差》（主編：王志泉、項仁昌；主審：金瀟明）清華大學出版社

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

第四篇：減速器設(shè)計心得體會

經(jīng)過一個月的努力，我終于將機械設(shè)計課程設(shè)計做完了。在這次作業(yè)過程中，我遇到了許多困難，一遍又一遍的計算，一次又一次的設(shè)計方案修改這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足。剛開始在機構(gòu)設(shè)計時，由于對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下，我找到了問題所在之處，將之解決了。同時我還對四連桿機構(gòu)的運動分析有了更進一步的了解。在傳動系統(tǒng)的設(shè)計時，面對功率大，傳動比也大的情況，我一時不知道到底該采用何種減速裝置。

最初我選用帶傳動和蝸桿齒輪減速器，經(jīng)過計算，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算的教訓，在動筆之前，先征求了錢老師的意見，然后決定采用帶傳動和二級圓柱齒輪減速器，也就是我的最終設(shè)計方案。至于畫裝配圖和零件圖，由于前期計算比較充分，整個過程用時不到一周，在此期間，我還得到了許多同學和老師的幫助。在此我要向他們表示最誠摯的謝意。整個作業(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)的時間是漫長的，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)行機構(gòu)和帶傳動以及齒輪，蝸桿傳動機構(gòu)的設(shè)計步驟與方法；也不僅僅對制圖有了更進一步的掌握；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。在整個過程中，我發(fā)現(xiàn)像我們這些學生最最缺少的是經(jīng)驗，沒有感性的認識，空有理論知識，有些東西很可能與實際脫節(jié)。總體來說，我覺得做這種類型的作業(yè)對我們的幫助還是很大的，它需要我們將學過的相關(guān)知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來，從中暴露出自身的不足，以待改進。有時候，一個人的力量是有限的，合眾人智慧，我相信我們的作品會更完美!

第五篇：《主減速器設(shè)計》

第三章

主減速器設(shè)計

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

螺旋錐齒輪傳動(圖5-3a)的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，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，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會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，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。

圖5—3 主減速器齒輪傳動形式

a)螺旋錐齒輪傳動 b)雙曲面齒輪傳動 c)圓柱齒輪傳動 d)蝸桿

傳動

2.雙曲面齒輪傳動

雙曲面齒輪傳動(圖5-3b)的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動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，使主動齒輪螺旋角?1大于從動齒輪螺旋角?2(圖5—4)。根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比

F1cos?1?F2cos?2

【中文word文檔庫】-專業(yè)海量word文檔免費下載：http://004km.cn(5-1)

圖5-4雙曲面齒輪副受力情況

式中,F1、F2分別為主、從動齒輪的圓周力；β

1、β2分別為主、從動齒輪的螺旋角。

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A的切線TT與該點和節(jié)錐頂點連線之間的夾角。在齒面寬中點處的螺旋角稱為中點螺旋角(圖5—4)。通常不特殊說明，則螺旋角系指中點螺旋角。

雙曲面齒輪傳動比為

i0s?F2r2r2cos?2?F1r1r1cos?1

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

螺旋錐齒輪傳動比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)當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動有更大的傳動比。

2)當傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。

3)當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪為小，因而有較大的離地間隙。

另外，雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下優(yōu)點： 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，而且還有沿齒長方向的縱向滑動?？v向滑動可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性。

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

3)雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪為大，其結(jié)果使齒面的接觸【中文word文檔庫】-專業(yè)海量word文檔免費下載：http://004km.cn 強度提高。

4)雙曲面主動齒輪的變?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)，有利于增加傳動比。

5)雙曲面齒輪傳動的主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃壽命較長。6)雙曲面主動齒輪軸布置在從動齒輪中心上方，便于實現(xiàn)多軸驅(qū)動橋的貫通，增大傳動軸的離地高度。布置在從動齒輪中心下方可降低萬向傳動軸的高度，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，雙曲面齒輪傳動也存在如下缺點：

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

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

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

由于雙曲面齒輪具有一系列的優(yōu)點，因而它比螺旋錐齒輪應用更廣泛。

一般情況下，當要求傳動比大于4.5而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更合理。這是因為如果保持主動齒輪軸徑不變，則雙曲面從動齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對螺旋錐齒輪主動齒輪顯得過大，占據(jù)了過多空間，這時可選用螺旋錐齒輪傳動，因為后者具有較大的差速器可利用空間。對于中等傳動比，兩種齒輪 傳動均可采用。

3．圓柱齒輪傳動

圓柱齒輪傳動(圖5—3c)一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動的轎

車驅(qū)動橋(圖5—5)和雙級主減速器貫通式驅(qū)動橋。

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圖5—5 發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動轎車驅(qū)動橋 4．蝸桿傳動

蝸桿(圖5—3d)傳動與錐齒輪傳動相比有如下優(yōu)點：

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)動的布置。4)能傳遞大的載荷，使用壽命長。5)結(jié)構(gòu)簡單，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，傳動效率較低。

蝸桿傳動主要用于生產(chǎn)批量不大的個別重型多橋驅(qū)動汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動機的大客車上。

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

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1.單級主減速器

單級主減速器(圖5—6)可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。但是其主傳動比i0不能太大，一般i0≤7，進一步提高i0將增大從動齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動齒輪熱處理困難。

單級主減速器廣泛應用于轎車和輕、中型貨車的驅(qū)動橋中。

2.雙級主減速器

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

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

圖5—6 單級主減速器 級為錐齒輪(圖5—8b)；第一級為圓柱齒輪，第二級

為錐齒輪(圖5—8c)。

對于第一級為錐齒輪、第二級為圓柱齒輪的雙級主減速器，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，用在長軸距汽車上可適當減小傳動軸長度，但不利于短軸距汽車的總布置，會使傳動軸過短，導致萬向傳動軸夾角加大。垂向布置使驅(qū)動橋縱向尺寸減小，可減小萬向傳動軸夾角，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)動橋的布置。斜向布置對傳動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主減速器中分配傳動比時，圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動

比的比值一般為1.4～2.O，而且錐齒輪副傳動比一般為1.7～3.3，這樣可減小錐齒輪嚙合時的軸向載荷和作用在從動錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時可使主動錐齒輪的齒數(shù)適當增多，使其支承軸頸的尺寸適當加大，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)動機功率及變速器各擋速【中文word文檔庫】-專業(yè)海量word文檔免費下載：http://004km.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)濟性和提高平均車速。

圖5-7雙級主減速器

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圖5-8雙級主減速器布置方案

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、去掉一對圓柱齒輪，即可變型為普通的雙級主減速器。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度，橋殼與主減速器殼都可與非雙速通用，但需加強行星輪系和差速器的潤滑。

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

對于行星齒輪式雙速主減速器，當汽車行駛條件要求有較大的牽引力時，駕駛員通過操縱機構(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】-專業(yè)海量word文檔免費下載：http://004km.cn 而僅與行星齒輪4嚙合。于是，行星機構(gòu)的太陽輪成為固定輪，與從動錐齒輪聯(lián)成一體的齒圈2為主動輪，與差速器左殼聯(lián)在一起的行星齒輪架3為從動件，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)同時嚙合，從而使行星齒輪無法自轉(zhuǎn)，行星齒輪機構(gòu)不再起減速作用。顯然，此時雙速主減速器相當于一個單級主減速器。

雙速主減速器的換擋是由遠距離操縱機構(gòu)實現(xiàn)的，一般有電磁式、氣壓式和電一氣壓綜合式操縱機構(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進行的。雙速主減速器主要在一些單橋驅(qū)動的重型汽車上采用。

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和雙級兩種。單級貫通式主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單，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，主要用于輕型多橋驅(qū)動的汽車上。根據(jù)減速齒輪形式不同，單級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 單級貫通式主減速器 a)雙曲面齒輪式 b)蝸輪蝸桿式

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

限制，而且主動齒輪工藝性差，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)

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

比。蝸輪蝸桿式單級貫通式主減速器(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)動汽車的貫通式驅(qū)動橋的布置。另外，它還具有工作平滑無

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

對于中、重型多橋驅(qū)動的汽車，由于主減速比較大，多采用雙級貫通式主減速器。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，主動錐齒輪工藝性差，從動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貫通式主減速器(圖5—11b)的第一級圓柱齒輪副具有減速和貫通的作用。有時僅用作貫通用．將其速比設(shè)計為1。在設(shè)計中應根據(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，所選的螺旋方向應使主、從動錐齒輪有相斥的軸【中文word文檔庫】-專業(yè)海量word文檔免費下載：http://004km.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.單雙級減速配輪邊減速器

在設(shè)計某些重型汽車、礦山自卸車、越野車和大型公共汽車的驅(qū)動橋時，由于傳動系總傳動比較大，為了使變速器、分動器、傳動軸等總【中文word文檔庫】-專業(yè)海量word文檔免費下載：http://004km.cn

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

【中文word文檔庫】-專業(yè)海量word文檔免費下載：http://004km.cn

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-操縱機構(gòu) 14-外圓錐齒輪 15-側(cè)蓋

而且可得到較大的驅(qū)動橋總傳動比。另外，半軸、差速器及主減速器從動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。但是由于每個驅(qū)動輪旁均設(shè)一輪邊減速器，使結(jié)構(gòu)復雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。

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比，且可以布置在輪轂之內(nèi)。作驅(qū)動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)動輪轂。行星齒輪一般為3～5個均勻布置，使處于行星齒輪中間的太陽輪得到自動定心。圓錐行星齒輪式輪邊減速器(圖5-1 2b)裝于輪轂的外側(cè)，具有兩個輪邊減速比。當換擋用接合輪12位于圖示位置時，輪邊減速器位于低擋；當接合輪被專門的操縱機構(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)動輪邊減速器殼及輪轂時，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、從動齒輪相對位置的不同，可分為主動齒輪上置和下置兩種形式。主動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、從動錐齒輪的支承方案

主減速器中必須保證主、從動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.主動錐齒輪的支承

主動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)的特點是在錐齒輪大端一側(cè)采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度倪和增加兩支承間的距離b，以改善支承剛度，應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應大于2.5倍的懸臂長度a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承【中文word文檔庫】-專業(yè)海量word文檔免費下載：http://004km.cn 的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些?？拷X輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時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)主動錐齒輪懸臂式 b)主動錐齒輪跨置式 c)從動錐齒輪

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

跨置式支承結(jié)構(gòu)(圖5-13b)的特點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)軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，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向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結(jié)構(gòu)復雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難。跨置式支承中的導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.從動錐齒輪的支承

從動錐齒輪的支承(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向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動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，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設(shè)輔助支承(圖5-14)。輔助支承與從動錐齒【中文word文檔庫】-專業(yè)海量word文檔免費下載：http://004km.cn 輪背面之間的間隙，應保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖5-15所示。

圖5—14 從動錐齒輪輔助支承 圖5—15 主、從動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、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角?、法向壓力角?等。

1.主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2

選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素： 1)為了磨合均勻，z1、z2之間應避免有公約數(shù)。

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

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

4)當主傳動比主。較大時，盡量使z1取得少些，以便得到滿意的離地間隙。

5)對于不同的主傳動比，z1和z2應有適宜的搭配。2.從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)m。

對于單級主減速器，D2對驅(qū)動橋殼尺寸有影響，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)驗公式初選

D2?KD23Tc【中文word文檔庫】-專業(yè)海量word文檔免費下載：http://004km.cn(5-4)式中，為D2從動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

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

ms由下式計算

ms?D2z2

(5-5)式中，ms為齒輪端面模數(shù)。

同時，ms還應滿足

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度和壽命，反而會導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，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，在安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間的減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。

從動錐齒輪齒面寬b2推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2≤0.3A2,而b2應滿足b2≤10ms，一般也推薦b2=0.155D2。對于螺旋錐齒輪，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)揮雙曲面齒輪傳動的特點。一般對于轎車和輕型貨車E≤0.2D2且E≤40％A2；對于中、重型貨車、越野車和大客車，E≤(0.10～0.12)D2，且E≤20％A2。另外，主傳動比越大，則E也應越大，但應保證齒輪不發(fā)生根切。

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

5.中點螺旋角?

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

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

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。當變速導掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，號止輪齒卡死而損壞。

7.法向壓力角?

法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對于小尺寸的齒輪，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，對于輕負荷工作的齒輪一般采用小壓力角，可使齒輪運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。對于弧齒錐齒輪，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，轎車為19°或【中文word文檔庫】-專業(yè)海量word文檔免費下載：http://004km.cn

20°，貨車為20°?；?2°30′。

四、主減速器錐齒輪強度計算

(一)計算載荷的確定

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算載荷的三種確定方法。

(1)按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tce

Tce?KdTemaxki1ifi0?n

(5-7)式中，為計算轉(zhuǎn)矩(N·m)；其它見表4-1的注釋。

(2)按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩

Tcs???rrG2m2im?m

(5-8)式中，Tcs為計算轉(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)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩TcF

TcF?Ftrrim?mn

(5-9)式中，TcF為計算轉(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)求得的計算轉(zhuǎn)矩是從動錐齒輪的最大轉(zhuǎn)矩，不同于用式(5-9)求得的日常行駛平均轉(zhuǎn)矩。當計算錐齒輪最大應力時，計算轉(zhuǎn)矩Tc取前面兩種的較小值，即Tc?min?Tce,Tcs?；當計算錐齒輪的疲勞壽命時，Tc取TcF。

主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為

Tz?Tci0?G

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

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

【中文word文檔庫】-專業(yè)海量word文檔免費下載：http://004km.cn 輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。下面所介紹的強度驗算是近似的，在實際設(shè)計中還要依據(jù)臺架和道路試驗及實際使用情況等來檢驗。

1.單位齒長圓周力

主減速器錐齒輪的表面耐磨性常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算

p?Fb2

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

按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時

p?2kdTemaxkigif?nD1b2?103

(5-12)式中，ig為變速器傳動比；D1為主動錐齒輪中點分度圓直徑(mm)；其它符號同前。

按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩計算時

p???rr2G2m2D2b2im?m

(5-13)式中符號同前。

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

表5—1 單位齒長圓周力許用值[p]

2.輪齒彎曲強度

錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為

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?w?2Tk0kskm?103kvmsbDJw

(5-14)式中，?w為錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力(MPa)；T為所計算齒輪的計算轉(zhuǎn)矩(N·m)，對于從動齒輪，T?min?Tce,Tcs?和TcF，對于主動齒輪，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ms≥1.6mm時，ks=(ms／25.4)0.25，當ms<1.6mm時，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)，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，kv=1.0；b為所計算的齒輪齒面寬(mm)；D為所討論齒輪大端分度圓直徑(mm)；．jw為所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取法見參考文獻[10]。

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

3.輪齒接觸強度

錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為

?j?cpD12TZk0kmkfkvbjj?103

(5-15)式中，?j為錐齒輪輪齒的齒面接觸應力(MPa)；D1為主動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)，對于制造精確的齒輪，kf取1.0；cp為綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪，cp取232.6N／mm,jj為齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取法見參考文獻12[10]；k0、km、kv見式(5-14)的說明。

上述按min?Tce,Tcs?計算的最大接觸應力不應超過2800MPa，按TcF計算的疲勞接觸應力不應超過1750MPa。主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的。

五、主減速器錐齒輪軸承的載荷計算

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】-專業(yè)海量word文檔免費下載：http://004km.cn(1)齒寬中點處的圓周力.齒寬中點處的圓周力F為

F?2TDm2

（5-16）

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

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

由F1F?cos?1cos?可知，對于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動22齒輪上的圓周力是相等的；對于雙曲面齒輪副，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為主動錐齒輪齒面受力圖。其螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向為逆時針。FT為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力。在A點處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)T分解成兩個相互垂直的力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)若主動錐齒輪的螺旋方向和旋轉(zhuǎn)方向改變時，主、從動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)軸承型號來計算其壽命，或根據(jù)壽命要求來選擇軸承型號。

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六、錐齒輪的材料

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

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

2)輪齒芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，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，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)點是表面可得到含碳量較高的硬化層(一般碳的質(zhì)量分數(shù)為0.8％一1.2％)，具有相當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度、表面接觸強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。其主要缺點是熱處理費用高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲透層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層剝落。

為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現(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。對齒面壺行應力噴丸處理，可提高25％的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進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、咬死習膠合。

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