单级主减速器的设计
汽车单级主减速器设计
汽车单级主减速器设计任务书1．设计的主要任务及目标通过调研和查阅相关资料文献，掌握汽车单级主减速器主要用途和工作原理。
应用所学相关基础知识和专业知识，分析单级主减速器结构、载荷，对主要受力件强度进行计算分析，应用CAD三维造型或二维设计技术完成课题总成和关键零件结构设计和计算说明书，按照学校要求编写毕业设计论文。
2．设计的基本要求和内容1）掌握单级主减速器的结构及工作原理。
绘制结构简图和原理简图；2）了解零部件材料及制造、热处理工艺；3）了解单级主减速器的失效模式；4）制作单级主减速器的装配总图；5）对单级主减速器及关键零件结构进行计算分析，重点是对失效件的分析；6）编写毕业设计论文，总结设计取到的效果与体会，提出自己的论点和改进建议等。
3．主要参考文献《汽车车桥设计》4．进度安排汽车单级主减速器的设计摘要：由于行驶中的汽车发动机的转速通常在两千到三千转每分钟，如果只通过变速箱来减速的话，那样会有一个很大的减速比，从而增大了齿轮的半径，继而增大了变速箱的尺寸，既不经济又不合理，另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。
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。
主减速器的存在有三个作用，第一是改变动力传输的方向，由上图可以看出动力传递出变速器是纵向的力距，通过减速器，力矩发生了90度的转变，从而传递到半轴形成横向的力矩，从而驱动车子前进。
第二是作为变速器的延伸为各个档位提供一个共同的传动比。
有了这个传动比，可以有效的降低对变速器的减速能力的要求，这样设计的好处是可以有效减小变速器的尺寸，使车辆的总布置更加合理。
第三也是最重要的就是减速增扭，根据功率的计算公式W=M*v（功率=扭矩*速度）当功率一定时，减少传动速度，能够增加扭矩，从而增加驱动力，这也是汽车上坡采用低档的原因。
关键字；变速器，减速器，传动轴Automotive design single-stage main gearSummary：Since moving automobile engine speed is usually 2000-3000 rpm , if only to slow down through the gearbox , then that will be a big reduction ratio, thereby increasing the radius of the gear , which in turn increases the gearbox size , neither economic nor reasonable , in addition, the speed decreased, while torque will increase, it increases the load transmission gearbox and rear gearboxes level transmission mechanism . So, before power to the left and right wheels to set up a triage differential final drive .There exist three main reducer roleThe first is to change the direction of power transmission from the power transmission can be seen that the torque transmission is a longitudinal , through a speed reducer , torque in a shift of 90 degrees , thereby transferring torque to the transverse axle is formed so as to drive the car forward.Second, as an extension of a common transmission gear ratio for each gear position . With this ratio , can effectively reduce the transmission capacity reduction requirements , benefits of this design is that it can effectively reduce the size of the transmission , so that the general arrangement of the vehicle is more reasonable.The third and most important is the reduction by twisting , according to the power of the formula W = M * v ( power = torque * speed ) when the power is constant , the speed reduction gear , the torque can be increased , thereby increasing the driving force , which is the car reasons for the use of low-grade slope .Keywords; gearbox , reducer , drive shaft目录1 绪论 .................................................................................................................................. 1 2 单级主减速器的设计方案 .............................................................................................. 2 2.1汽车单级主减速器的结构及工作原理 ......................................................................... 2 2.1.1主减速器的类型 ......................................................................................................... 2 2.1.2主减速器的布置及作用分析 ..................................................................................... 4 2.1.3主减速器的减速形式 ................................................................................................. 5 2.1.4主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择 ......................................................... 6 2.2主减速器的基本参数选择与设计计算 . (7)2.2.1主减速比0i 的确定 (7)2.2.2主减速齿轮计算载荷的确定 ..................................................................................... 8 2.3主减速器锥齿轮基本参数的选取 (9)2.3.1主、从动锥齿轮齿数1z 和2z ..................................................................................... 9 2.3.2 节圆直径和端面模数的选择 .................................................................................. 10 2.3.3 螺旋角的选择 ........................................................................................................... 11 2.3.4 齿面宽的选择 ........................................................................................................... 11 2.3.5螺旋锥齿轮螺旋方向 ................................................................................................ 11 2.3.6 齿轮法向压力角的选择 .......................................................................................... 12 2.4 主减速器锥齿轮几何尺寸的计算 .............................................................................. 12 2.5螺旋锥齿轮的失效形式 ............................................................................................... 15 2.6螺旋锥齿轮的强度校核 ............................................................................................... 16 2.6.1 单位齿长上的圆周力 .............................................................................................. 16 2.6.2 轮齿的弯曲强度计算 .............................................................................................. 17 2.6.3 轮齿的表面接触强度计算 ...................................................................................... 18 2.7锥齿轮的材料及热处理 ............................................................................................... 19 3 主减速器轴承的计算 ...................................................................................................... 20 3.1作用在主减速器齿轮齿宽中点的圆周力 ................................................................... 21 3.2 主减速器轴承载荷的计算 (22)总结 (25)参考文献 (26)致谢 (27)1 绪论1.1主减速器工作原理主减速器作为驱动桥的一部分，在汽车的传动系统中起到了很重要的作用，汽车的动力由变速器通过万向节，再由万向节通过主传动轴传递到主减速器，继而传递到驱动桥的另一个重要部分差速器，从而实现了汽车的平稳运转。
单级减速器设计
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1430/111.3=12.852、分配各级传动比（1）取i带=3（2）∵i总=i齿×i带∴i齿=i总/i带=12.85/3=4.28四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）高速轴I的转速n I=n m/i带=1430/3=476.67(r/min)低速轴II的转速n II=n I/i齿=476.67/4.28=111.37(r/min)滚筒轴III的转速nIII=nII=111.37 (r/min)2、计算各轴的功率（KW）高速轴I的输入功率PI=Pm×η带=3×0.96=2.88KW低速轴II的输入功率PII=PI×η轴承×η齿轮=2.88×0.99×0.97=2.76KW滚筒轴III的输入功率PIII=PII×η轴承×η联轴器=2.76×0.99×0.99=2.70kW 3、计算各轴转矩电机轴的输入转矩Td=9550Pm/nm=9550×3/1430=20.03N•m高速轴I的输入转矩TI=9550PI /nI =9550x2.88/476.67=57.70N•m低速轴II的输入转矩TII =9550PII /nII=9550x2.76/111.37=236.67N•m 滚筒轴III的输入转矩TII =9550PIII/nIII=9550x2.70/111.37=231.52N•m五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由课本[1]P146表9-5得：kA=1.2 P=3KWP C=K A P=1.2×3=3.6KW据P C=3.6KW和n m=1430r/min由课本[1]P146图9-8得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P146表9-3，取D1=90mm>Dmin=75mmD2=i带D1=3×90=270mm由课本[1]P146表9-8，取D2=280mm带速V：V=πD1n m/60×1000=π×90×1430/60×1000=6.74m/s在5~25m/s范围内，带速合适。
汽车单级主减速器设计
汽车单级主减速器设计任务书1．设计的主要任务及目标通过调研和查阅相关资料文献，掌握汽车单级主减速器主要用途和工作原理。
应用所学相关基础知识和专业知识，分析单级主减速器结构、载荷，对主要受力件强度进行计算分析，应用CAD三维造型或二维设计技术完成课题总成和关键零件结构设计和计算说明书，按照学校要求编写毕业设计论文。
2．设计的基本要求和内容1）掌握单级主减速器的结构及工作原理。
绘制结构简图和原理简图；2）了解零部件材料及制造、热处理工艺；3）了解单级主减速器的失效模式；4）制作单级主减速器的装配总图；5）对单级主减速器及关键零件结构进行计算分析，重点是对失效件的分析；6）编写毕业设计论文，总结设计取到的效果与体会，提出自己的论点和改进建议等。
3．主要参考文献《汽车车桥设计》4．进度安排汽车单级主减速器的设计摘要：由于行驶中的汽车发动机的转速通常在两千到三千转每分钟，如果只通过变速箱来减速的话，那样会有一个很大的减速比，从而增大了齿轮的半径，继而增大了变速箱的尺寸，既不经济又不合理，另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。
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。
主减速器的存在有三个作用，第一是改变动力传输的方向，由上图可以看出动力传递出变速器是纵向的力距，通过减速器，力矩发生了90度的转变，从而传递到半轴形成横向的力矩，从而驱动车子前进。
第二是作为变速器的延伸为各个档位提供一个共同的传动比。
有了这个传动比，可以有效的降低对变速器的减速能力的要求，这样设计的好处是可以有效减小变速器的尺寸，使车辆的总布置更加合理。
第三也是最重要的就是减速增扭，根据功率的计算公式W=M*v（功率=扭矩*速度）当功率一定时，减少传动速度，能够增加扭矩，从而增加驱动力，这也是汽车上坡采用低档的原因。
关键字；变速器，减速器，传动轴Automotive design single-stage main gearSummary：Since moving automobile engine speed is usually 2000-3000 rpm , if only to slow down through the gearbox , then that will be a big reduction ratio, thereby increasing the radius of the gear , which in turn increases the gearbox size , neither economic nor reasonable , in addition, the speed decreased, while torque will increase, it increases the load transmission gearbox and rear gearboxes level transmission mechanism . So, before power to the left and right wheels to set up a triage differential final drive .There exist three main reducer roleThe first is to change the direction of power transmission from the power transmission can be seen that the torque transmission is a longitudinal , through a speed reducer , torque in a shift of 90 degrees , thereby transferring torque to the transverse axle is formed so as to drive the car forward.Second, as an extension of a common transmission gear ratio for each gear position . With this ratio , can effectively reduce the transmission capacity reduction requirements , benefits of this design is that it can effectively reduce the size of the transmission , so that the general arrangement of the vehicle is more reasonable.The third and most important is the reduction by twisting , according to the power of the formula W = M * v ( power = torque * speed ) when the power is constant , the speed reduction gear , the torque can be increased , thereby increasing the driving force , which is the car reasons for the use of low-grade slope .Keywords; gearbox , reducer , drive shaft目录1 绪论 .................................................................................................................................. 1 2 单级主减速器的设计方案 .............................................................................................. 2 2.1汽车单级主减速器的结构及工作原理 ......................................................................... 2 2.1.1主减速器的类型 ......................................................................................................... 2 2.1.2主减速器的布置及作用分析 ..................................................................................... 4 2.1.3主减速器的减速形式 ................................................................................................. 5 2.1.4主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择 ......................................................... 6 2.2主减速器的基本参数选择与设计计算 . (7)2.2.1主减速比0i 的确定 (7)2.2.2主减速齿轮计算载荷的确定 ..................................................................................... 8 2.3主减速器锥齿轮基本参数的选取 (9)2.3.1主、从动锥齿轮齿数1z 和2z ..................................................................................... 9 2.3.2 节圆直径和端面模数的选择 .................................................................................. 10 2.3.3 螺旋角的选择 ........................................................................................................... 11 2.3.4 齿面宽的选择 ........................................................................................................... 11 2.3.5螺旋锥齿轮螺旋方向 ................................................................................................ 11 2.3.6 齿轮法向压力角的选择 .......................................................................................... 12 2.4 主减速器锥齿轮几何尺寸的计算 .............................................................................. 12 2.5螺旋锥齿轮的失效形式 ............................................................................................... 15 2.6螺旋锥齿轮的强度校核 ............................................................................................... 16 2.6.1 单位齿长上的圆周力 .............................................................................................. 16 2.6.2 轮齿的弯曲强度计算 .............................................................................................. 17 2.6.3 轮齿的表面接触强度计算 ...................................................................................... 18 2.7锥齿轮的材料及热处理 ............................................................................................... 19 3 主减速器轴承的计算 ...................................................................................................... 20 3.1作用在主减速器齿轮齿宽中点的圆周力 ................................................................... 21 3.2 主减速器轴承载荷的计算 (22)总结 (25)参考文献 (26)致谢 (27)1 绪论1.1主减速器工作原理主减速器作为驱动桥的一部分，在汽车的传动系统中起到了很重要的作用，汽车的动力由变速器通过万向节，再由万向节通过主传动轴传递到主减速器，继而传递到驱动桥的另一个重要部分差速器，从而实现了汽车的平稳运转。
单级圆柱减速器设计说明书
单级圆柱减速器设计说明书设计说明书设计说明：一、设计目的：本设计说明旨在详细介绍单级圆柱减速器的设计原理、结构和参数，以满足特定需求的输出转速和扭矩。
二、设计原理：单级圆柱减速器是一种常用的机械传动装置，通过减速器的内部齿轮传动来实现输入轴和输出轴之间的转速和扭矩变化。
该减速器的设计基于齿轮传动的原理，采用了圆柱齿轮的结构。
三、设计步骤：1. 确定输出要求：根据实际应用需求，确定所需输出转速和扭矩范围。
2. 选择齿轮材料：根据传动功率以及使用环境的特点，选择适合的齿轮材料，确保强度和耐磨性。
3. 计算传动比：根据输入轴和输出轴的转速要求，计算减速器的传动比。
传动比可以通过齿轮组的齿数比来确定。
4. 设计齿轮齿数：根据传动比，设计输入轮和输出轮的齿数，使得输入轴的转速能够通过齿轮传动得到所需输出轴的转速。
5. 校核传动齿轮的强度：根据所选材料的强度参数，计算齿轮的强度，确保在额定输入功率下不会发生齿轮破坏或变形。
6. 设计轴承：根据齿轮的尺寸和工作条件，确定适当的轴承类型和尺寸，以支撑齿轮的旋转。
7. 确定密封设计：考虑减速器的使用环境，进行合理的密封设计，以防止润滑剂泄漏，保持内部部件的良好润滑。
8. 绘制设计图纸：根据以上设计参数，绘制减速器的三维模型和零件图，并标注所有的尺寸和配合要求。
四、结构和参数：单级圆柱减速器的结构主要包括输入轴、输出轴、输入轮、输出轮、齿轮轴承等关键部件。
参数包括传动比、齿轮模数、齿轮齿数、齿宽、轴承型号、润滑方式等。
五、质量控制：为了确保设计的减速器具备良好的质量和可靠的性能，应进行质量控制措施，包括材料的选择和质量检验、加工工艺的控制、装配过程的质量控制等。
六、安全注意事项：设计和使用减速器过程中，应注意以下安全事项：1. 注意齿轮传动的润滑状态，保持充分润滑，防止过热和损坏。
2. 定期检查齿轮齿面磨损情况，及时更换磨损严重的齿轮。
3. 在操作和维护过程中，注意防止误操作导致减速器损坏或人员伤害。
毕业设计(论文)-电动汽车单级主减速器设计[管理资料]
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目录1 绪论 (4)课题目的及意义 (4)国内外研究现状 (4)国外研究现状 (4)国内研究现状 (5)研究内容 (6)2 电动汽车动力系统组成及性能 (7)电动汽车基本结构 (7)电动汽车系统组成 (7)电动汽车动力系统结构形式 (8)电动汽车主要部件 (10)电动汽车动力系统性能 (14)电动汽车动力性 (14)电动汽车经济性 (16)本章小结 (18)3 电动汽车关键技术 (18)电动机技术 (18)蓄电池技术 (21)电池管理系统 (22)本章小结 (23)4 电动汽车动力系统参数匹配 (25)电动机参数匹配： (25)电动机参数计算： (25)电机参数选取： (29)电机控制器： (29)冷却水箱设计 (29)电池系统匹配 (35)电池参数计算 (35)电池参数选取 (36)传动系参数设计 (37)单级主减速器结构设计 (38)单级主减速器参数计算 (38)单级主减速器锥齿轮强度校核 (42)联轴器设计 (44)本章小结 (48)5 结论与展望 (48)结论 (48)展望 (49)致谢：............................................. 错误!未定义书签。
参考文献：.......................................... 错误!未定义书签。
1 绪论课题目的及意义本文研究小型电动汽车动力系统的目的是设计出满足市场需求的小型电动货车，提高电动汽车动力系统的工作效率，降低生产成本，提高电动汽车在小型货车市场上的占有率。
随着能源需求量不断增加，环境污染问题日益严重，科学技术日新月异，发展纯电动汽车势在必行[1]。
纯电动汽车是汽车行业以新能源技术为核心的一个重要发展方向，无污染、低能耗、低噪音是其技术重点，广泛的电能来源，为其可持续发展奠定基础。
电能将会越来越多的来自于清洁能源，比如取之不尽的太阳能，用之不竭的潮汐能，高效环保的核能等。
毕业论文(设计)载重汽车单级主减速器结构分析与设计
诚信声明本人郑重声明：本论文及其研究工作是本人在指导教师的指导下独立完成的，在完成论文时所利用的一切资料均已在参考文献中列出。
本人签名：年月日毕业设计任务书设计题目：载重汽车单级主减速器结构分析与设计系部：机械工程系专业：机械设计制造及其自动化学号：112011404学生：指导教师（含职称）：（高工）1．设计的主要任务及目标通过调研和查阅相关资料文献，掌握汽车单级主减速器主要用途和工作原理。
应用所学相关基础知识和专业知识，分析单级主减速器结构、载荷，对主要受力件强度进行计算分析，应用CAD三维造型或二维设计技术完成课题总成和关键零件结构设计和计算说明书，编写毕业设计论文。
2．设计的基本要求和内容1）掌握单级主减速器的结构及工作原理。
绘制结构简图和原理简图；2）了解单级主减速器失效模式并分析原因；3）了解主动齿轮材料及制造、热处理工艺；4）绘制单级主减速器的总成图；5）绘制主动齿轮图并计算主要结构参数；6）编写毕业设计论文，总结设计取到的效果与体会，提出自己的论点和改进建议等。
3．主要参考文献《汽车设计》、《汽车理论》、《汽车构造》、《机械工程设计手册》等。
4．进度安排审核人：年月日载重汽车单级主减速器结构分析与设计摘要：载重汽车的主减速器是汽车后桥的最重要的部件之一，它的基本的作用就是增大传动轴传递来的转矩，然后将转矩传递给左右的驱动轮。
另外，驱动桥应能够承受来自于各个方向的力和力矩。
主减速器就像是驱动桥的心脏，单级主减速器的主动齿轮与传动轴相连接，装置在减速器壳上，减速器总成又装置在驱动桥壳上。
从动齿轮与差速器外壳连成一体，并与主动齿轮啮合。
当主动锥齿轮转动时，即带动从动齿轮和差速器外壳一起转动，通过两根半轴驱动车轮转动。
由于主动齿轮齿数较少，从动齿轮齿数较多，所以能实现较大的减速作用，很多汽车这种类型的单级主减速器。
本文参考了东风EQ1090E的车型，对主减速器的齿轮类型，减速形式，支撑形式进行了了分析比较；然后对主减速器的基本参数和尺寸进行了计算，后来对关键的零件进行了校核；最后完成了其他项目的设计，完善了主减速器的基本设计。
机械课程设计单级减速器
机械课程设计单级减速器1000字单级减速器是一种机械传动装置，主要用于将输入轴的高速旋转转换为输出轴的低速旋转。
设计一个单级减速器需要考虑多个因素，包括减速比、齿轮材料、齿轮齿数、齿轮精度等。
下面是一个设计单级减速器的步骤：1. 计算减速比减速比可以根据需要确定，一般为4-10。
计算公式为减速比 = 输入轴的转速÷输出轴的转速。
例如，若输入轴的转速为5000rpm，要求输出轴转速为500rpm，减速比为10。
2. 确定齿轮对数单级减速器需要至少两个齿轮组成齿轮副。
一般要求齿轮对数的比值在3-5之间，这样可以避免齿轮齿数过大或过小。
例如，当减速比为10时，可选择输入齿轮24齿，输出齿轮240齿。
3. 选择齿轮材料齿轮材料应根据使用环境和要求选择，一般采用合金钢或硬质铸铁。
若环境潮湿或易腐蚀，可选用不锈钢或镀锌处理的齿轮。
4. 确定齿轮的精度等级齿轮精度等级对传动的平稳性和传动效率有很大影响。
一般选用4级或5级齿轮。
若要求更高的精度，可选用高精度齿轮。
5. 计算齿轮的模数和齿数齿轮的模数和齿数直接影响到齿轮的大小和齿数之间的关系，应根据已知的参数计算。
计算公式为：齿轮模数 = (减速比 x 输入轴齿数÷输出轴齿数) ÷π，齿数可根据模数和已知的参数求得。
6. 绘制设计图根据以上计算得到的齿轮参数，可以开始绘制设计图。
设计图应包括输入轴和输出轴的尺寸、齿轮的齿数、模数和精度等级。
7. 检查并测试设计完成后，应进行检查和测试。
检查是否符合设计要求，测试运转是否平稳。
若不符合要求，应找出原因并进行调整。
以上是一个单级减速器的设计步骤，需要注意的是，在整个设计过程中，应密切关注各个参数之间的关系，以保证单级减速器的工作效率和平稳性。
单级主减速器设计步骤
一、单级主减速器设计步骤Step1 创建新文件1.启动PRO/E之后，建立一个新文件，文件类型选为零件，子类型为实体Step2 制作底座1.单击拉伸按钮，弹出拉伸工具控制面板；单击“放置”按钮，单击“定义”按钮，弹出草绘对话框。
选择TOP面作为草绘平面，其余接受默认设置。
单击草绘进入草绘模式。
2.绘制剖面，完成草绘。
3.属性面板中，拉伸方式为“可变”，拉伸长度为20.4.单击确认，完成拉伸特征。
Step3 切割底座1.单击拉伸按钮，弹出拉伸工具控制面板；单击“放置”按钮，单击“定义”按钮，弹出草绘对话框。
选择底座的底面作为草绘平面，其余接受默认设置。
单击草绘进入草绘模式2.绘制剖面，完成草绘。
3.属性面板中，拉伸方式为“穿透”，选择移除材料按钮。
4.单击确认，完成切剪特征。
如下图所示。
Step4 倒圆角1.单击倒圆角按钮2.属性面板中，设定倒圆角的半径为3.3.、选择切割特征上表面作为参照，单击确认，生成倒圆角特征。
Step5 制作主体1.单击拉伸按钮，弹出拉伸工具控制面板；单击“放置”按钮，单击“定义”按钮，弹出草绘对话框。
选择底座的上表面作为草绘平面，其余接受默认设置。
单击草绘进入草绘模式。
2.绘制剖面，完成草绘。
3.属性面板中，拉伸方式为“可变”，拉伸长度为150.4.单击确认，完成拉伸特征。
如图所示。
Step6 挖出部分体积1.单击基准平面按钮，选择底盘的切剪特征的上表面作为参照平面，偏移量设为8.2.单击确定按钮，创建基准平面DATM1。
3.单击拉伸按钮，弹出拉伸工具控制面板；单击“放置”按钮，单击“定义”按钮，弹出草绘对话框。
选择DATM1的上表面作为草绘平面，其余接受默认设置。
单击草绘进入草绘模式。
4.绘制剖面，完成草绘。
5.属性面板中，拉伸方式为“穿透”，选择移除材料按钮。
6.单击确认，完成切剪特征。
如下图所示。
Step7 制作底座上的安装孔1.单击孔工具按钮，弹出孔工具控制面板。
汽车单级主减速器设计本汽设_鱿鱼(完成)
汽车单级主减速器设计本汽设_鱿鱼(完成)toprovideacommontransmissionratioforeachgear.Atransmissionoutputisaro undthelongitudinalaxisofrotationofthetorque,thewheelshavetogoaroundth ehorizontalaxisrotationofthevehicle,whichrequiresadevicetochangethedi rectionofthetransmissionofpower.Iscalledamaingearbox,becauseregardles softransmission,thegeartransmission ratioofthisdeviceare thetotaltra nsmissionratioofafactor.Withthistransmissionratio,caneffectivelyreduc etheabilitytoslowdowntransmission,thebenefitsofthisdesigncaneffective lyreducethesizeofthetransmission,sothatthegeneralarrangementofthevehi cleamorereasonableAutomaingearboxofthemostimportantroleistoslowtheincreaseintwist.W eknowthattheengineoutputpoweriscertain,togetarelativelyhighoutputtorq ue,largerdrivingforce.Inaddition,theautomotivemaingearboxtochangethed irectionofpoweroutput,leftandrightwheeldifferentialorrearaxledifferen tialfeatures.Keywords:transmissionsystem;driveshaft;mainreducer目录1课程设计目的12单级主减速器结构方案分析22.1主减速器的的结构形式22.1.1主减速器齿轮的类型22.1.2主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法33.1作用在主减速器主动齿轮上的力283.2主减速器轴承载荷的计算323.3主减速器轴承的当量载荷及寿命33 4主减速器齿轮的材料及热处理365主减速器的润滑37课程设计总结38参考文献39致谢4020°、轴交角为90的螺旋齿轮）汽车主减速器锥齿轮的工作条件非常恶劣，与传动系其它齿轮相比较，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。
整体式单级主减速器设计
整体式单级主减速器设计2.1 主减速器结构方案设计主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而不同。
主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。
单级主减速器通常采用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮传动。
2.1.1螺旋锥齿轮传动螺旋锥齿轮传动(图2-1a)的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。
另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。
但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。
为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。
图2-1 主减速器齿轮传动形式a)螺旋锥齿轮传动b)双曲面齿轮传动c)圆柱齿轮传动d)蜗杆传动2.1.2 双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动(图2-1b)的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E，此距离称为偏移距。
由于偏移距E的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角(图6-4)。
根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比(2-1)图2-2双曲面齿轮副受力情况式中,F1、F2分别为主、从动齿轮的圆周力；β1、β2分别为主、从动齿轮的螺旋角。
螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。
在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角(图2-2)。
通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。
双曲面齿轮传动比为(2-2)式中，——双曲面齿轮传动比；、分别——主、从动齿轮平均分度圆半径。
螺旋锥齿轮传动比为(2-3)令，则。
由于>，所以系数K>1，一般为1.25～1.50。
这说明：1)当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。
【设计】单级主减速器
【关键字】设计前言主减速器是中减小转速、增大扭矩的主要部件。
对发动机纵置的汽车来说，主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。
汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。
另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。
所以，在动力向左右驱动轮分流的之前设置一个主减速器，可使主减速器前面的传动部件如变速箱、分动器、等传递的扭矩减小，也可以使变速箱的尺寸、质量减小，操纵省力。
现代汽车的主减速器，广泛采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。
双曲面齿轮工作时，齿面间的压力和滑动较大，齿面油膜易被破坏，必须采用双曲面齿轮油润滑，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将使齿面迅速揩伤和磨损，大大降低使用寿命。
主减速器的种类繁多：有单级式和双级式；有单速式和双速式；还有贯通式和轮边式等。
本文主要对轿车的单级主减速器进行设计。
1课题背景及意义主减速器是很多不同大小的齿轮组合而成的。
也许你见过可变速的自行车，它的后轮齿轮就是好几个大小不一的齿轮组合起来的，自行车通过链条传动，脚蹬处的齿轮大于后轮齿轮，则车速块，相反则省力也就是扭力大。
机动车的减速器是夹在发动机和传动轴之间的设备。
1、首先发动机转速是很高的，每分钟好几千转，不可能让发动机直接连接传动轴，否则车轮也会达到每分钟几千转，那是很恐怖的2、发动机通过小齿轮带动减速器的大齿轮，实现了转速的下降和动力的传递3、当减速器里不同大小的齿轮连接发动机时，传递到车轮的动力则不同：发动机的小带减速器的最大齿轮，则扭力最大，也就是机动车的一、而档位；发动机的小带减速器的最小齿轮，则车辆速度最高。
本文对汽车的主减速器进行设计主要是为了是汽车或得最佳的动力性能，能充分的利用发动机传递过来的转矩，由于今年了石油资源的紧缺，所以对减速器进行设计，使轿车或得最佳的动力性，对于提高汽车在市场上的竞争力有很大帮助。
主减速器的设计
四、主减速器的设计（一） 主减速器概述地下自卸车广泛采用单级主传动，该主传动结构简单，质量小，成本低，使用简单，但主传动比0i 不能太大，一般0i ≤3.6～6.87。
因为进一步提高0i 将增大从动轮直径，从而减少离地间隙和使从动轮热处理复杂。
单级主减速器有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮等两种形式。
螺旋锥齿轮传动，制造简单，工作中噪声大，对齿合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便使工作条件急剧变坏，伴随磨损、增大和噪声增大。
为保证齿轮副的正确齿合，必须将轴承顶紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。
双曲面齿轮传动与螺旋锥齿轮传动不同之处，在于主、从动轴线不相交而有一偏移距E 。
由于存在偏移距，从而主动齿轮螺旋角1β与从动轮螺旋角2β不等，且21ββ>。
此时两齿轮切向力2F 与1F 之比，可 根据啮合面上法向力彼此相等的条件求出。
1212cos /cos /ββ=F F设1r 与2r 分别为主、从动轮平均分度圆半径，双曲面的传动比os i 为 11221122cos cos ββr r r F r F i os ==对于螺旋锥齿轮传动，其传动比12/r r i d =，令12cos /cos ββ=K ，则K i r Kr i d os ==12/系数一般为1.25~1.5。
这说明当双曲面齿轮尺寸与螺旋锥齿轮尺寸相当时，双曲面传动有更大的传动比，当传动比一定，从动轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比螺旋锥齿轮有较大直径，较高的齿轮强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度，当传动比和主动齿轮尺寸一定时，双曲线从动锥齿轮直径比相应螺旋齿轮为小，因而离地间隙较大。
双曲面齿轮副在工作过程中，除了有沿齿高方向的侧向滑动之外，还有沿齿长方向的纵向滑动。
纵向滑动可改善齿轮的摩合过程，并使其工作安静平滑。
然而纵向滑动可使摩擦损失增加，降低传动效率，因而偏移距E 不应过大。
双曲面齿轮传动齿面间大的压力和大的摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死。
单级主减速器设计步骤
一、单级主减速器设计步骤Step1 创建新文件1.启动PRO/E之后，建立一个新文件，文件类型选为零件，子类型为实体Step2 制作底座1.单击拉伸按钮，弹出拉伸工具控制面板；单击“放置”按钮，单击“定义”按钮，弹出草绘对话框。
选择TOP面作为草绘平面，其余接受默认设置。
单击草绘进入草绘模式。
2.绘制剖面，完成草绘。
3.属性面板中，拉伸方式为“可变”，拉伸长度为20.4.单击确认，完成拉伸特征。
Step3 切割底座1.单击拉伸按钮，弹出拉伸工具控制面板；单击“放置”按钮，单击“定义”按钮，弹出草绘对话框。
选择底座的底面作为草绘平面，其余接受默认设置。
单击草绘进入草绘模式2.绘制剖面，完成草绘。
3.属性面板中，拉伸方式为“穿透”，选择移除材料按钮。
4.单击确认，完成切剪特征。
如下图所示。
Step4 倒圆角1.单击倒圆角按钮2.属性面板中，设定倒圆角的半径为3.3.、选择切割特征上表面作为参照，单击确认，生成倒圆角特征。
Step5 制作主体1.单击拉伸按钮，弹出拉伸工具控制面板；单击“放置”按钮，单击“定义”按钮，弹出草绘对话框。
选择底座的上表面作为草绘平面，其余接受默认设置。
单击草绘进入草绘模式。
2.绘制剖面，完成草绘。
3.属性面板中，拉伸方式为“可变”，拉伸长度为150.4.单击确认，完成拉伸特征。
如图所示。
Step6 挖出部分体积1.单击基准平面按钮，选择底盘的切剪特征的上表面作为参照平面，偏移量设为8.2.单击确定按钮，创建基准平面DATM1。
3.单击拉伸按钮，弹出拉伸工具控制面板；单击“放置”按钮，单击“定义”按钮，弹出草绘对话框。
选择DATM1的上表面作为草绘平面，其余接受默认设置。
单击草绘进入草绘模式。
4.绘制剖面，完成草绘。
5.属性面板中，拉伸方式为“穿透”，选择移除材料按钮。
6.单击确认，完成切剪特征。
如下图所示。
Step7 制作底座上的安装孔1.单击孔工具按钮，弹出孔工具控制面板。
汽车单级主减速器及车桥设计指导书
汽车单级主减速器及车桥设计指导书1.1 课程设计的基本内容本课程设计是根据给定的设计参数与要求，对某轻型货车整体式单级主减速器及驱动桥进行设计，设计的基本内容包含：1）根据给定的设计参数及要求，对汽车主减速器进行全面的结构设计与参数计算；2）对差速器、半轴、驱动桥壳等进行选型设计；3）绘制出主减速器及驱动桥的装配图。
已知给定的设计参数与要求如下（范例）：第二章 整体式单级主减速器设计2.1 主减速器的结构形式 1、主减速器齿轮的类型：现代汽车单级主减速器中多使用螺旋锥齿轮与双曲面齿轮两种。
（a ） 螺旋锥齿轮 （b ） 双曲面齿轮图1 主减速器齿轮类型1）螺旋锥齿轮如图1（a ）所示，其主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，且两者的螺旋角21ββ和相等，可知螺旋锥齿轮的传动比为：l l ol r r i 12= (2-1) 式中：l r 1、l r 2—螺旋锥齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径。
2）双曲面齿轮如图1（b ）所示，主、从动齿轮轴线偏移了一个距离E ，称之偏移距， εββ，两者之差称为偏移角21>（如图2所示）。
根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比为：2121cos cos ββ=F F （2-2） 式中：1F 、2F —双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；1β、2β—双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角。
图2 双曲面齿轮啮合时受力分析双曲面齿轮传动比为：11221122cos cos ββs s s s os r r r F r F i ==（2-3） 式中：1F 、2F —双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；1β、2β—双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角；s r 1、s r 2—双曲面齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径令12cos /cos ββ=K ，则s s os r Kr i 12/=。
由于21ββ>，因此1>K ，通常为1.25～1.50。
2、主减速器减速形式：主减速器的减速形式要紧有单级减速、双级减速、双速、单级贯穿式、双级贯穿式与轮边减速等形式。
汽车单级主减速器与车桥设计指导书
第一章课程设计的基本容及要求1.1 课程设计的基本容本课程设计是根据给定的设计参数和要求，对某轻型货车整体式单级主减速器及驱动桥进行设计，设计的基本容包括：1）根据给定的设计参数及要求，对汽车主减速器进行详细的结构设计和参数计算；2）对差速器、半轴、驱动桥壳等进行选型设计；3）绘制出主减速器及驱动桥的装配图。
已知给定的设计参数和要求如下（例）：第二章 整体式单级主减速器设计2.1 主减速器的结构形式 1、主减速器齿轮的类型：现代汽车单级主减速器中多采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮两种。
（a ） 螺旋锥齿轮 （b ） 双曲面齿轮图1 主减速器齿轮类型1）螺旋锥齿轮如图1（a ）所示，其主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，且两者的螺旋角21ββ和相等，可知螺旋锥齿轮的传动比为：l l ol r r i 12= (2-1) 式中：l r 1、l r 2—螺旋锥齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径。
2）双曲面齿轮如图1（b ）所示，主、从动齿轮轴线偏移了一个距离E ，称为偏移距， εββ，两者之差称为偏移角21>（如图2所示）。
根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比为：2121cos cos ββ=F F （2-2） 式中：1F 、2F —双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；1β、2β—双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角。
图2 双曲面齿轮啮合时受力分析双曲面齿轮传动比为：11221122cos cos ββs s s s os r r r F r F i ==（2-3） 式中：1F 、2F —双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；1β、2β—双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角；s r 1、s r 2—双曲面齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径令12cos /cos ββ=K ，则s s os r Kr i 12/=。
由于21ββ>，所以1>K ，通常为1.25～1.50。
2、主减速器减速形式：主减速器的减速形式主要有单级减速、双级减速、双速、单级贯通式、双级贯通式和轮边减速等形式。
机械设计单级减速器设计
一、传动方案拟定带式输送机的传动装臵简图1、传动方案的分析与拟定（1）工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。
（2）原始数据：滚筒圆周力F=800N；带速V=2m/s；滚筒直径D=420mm。
2、方案拟定：采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。
二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装臵的总效率查手册P6表2-2得：η带=0.95，η轴承=0.98，η齿轮=0.97，η联轴器=0.99，η滚筒=0.96 η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.95×0.982×0.97×0.99×0.96=0.84(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=800×2/1000×0.84=1.90KW查手册P148得 :P额= 2.2kw3、计算滚筒工作转速；确定电动机转速范围：n筒=60×1000V/（πD）=60×1000×2/π×420=90.99r/min查手册P7表2-3按推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i g=3-5。
取V带传动比i p=2-4，则总传动比理时范围为i总=6-20。
故电动机转速的可选范围为：Nd =i总×n筒=（6-20）×90.99=545.94-1819.8r/min查手册P148表16-1适合这一范围的有750r/min、1000r/min和1500r/min。
4、确定电动机型号综合考虑电动机和带传动、减速器的传动比因此选择电动机的型号为Y系列112M-6，n满=940r/min.三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=940/90.99=10.332、分配各级转动比总传动比等于各传动比的乘积:i总=i齿轮×i带查手册P7表2-3取齿轮i齿轮=4（单级减速器i=3-5合理）∵i总=i齿轮×i带∴i带=i总/i齿轮=10.33/4=2.58四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n0=n满=940 r/minn I=n o/i带=940/2.58=364.34(r/min)n II=n I/i齿轮=323/3.32=91.09(r/min)n III = n II =91.09 (r/min)2、计算各轴的功率（KW）电机轴：P o=P工作=1.90KWⅠ轴: P I=P oη带=1.90×0.95=1.81KWⅡ轴：P II=P I×η轴承×η齿轮=1.81×0.98×0.97=1.72KW滚筒轴：P III = P II×η轴承×η联轴器=1.72×0.98×0.99=1.67 KW 3、计算各轴扭矩（N〃mm）T o=9550P o/n o=9550×1.90/940=19.30N〃mT I=9550P I/n I=9550×1.81/364.34=47.44N〃mT II=9550P II/n II=9550×1.72/91.09=180.33N〃mT III=9550P III/n III=9550×1.67/91.09=175.09N〃m五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型根据课本P108表5-6得：k A=1.1P C=K A P=1.1×2.2=2.42KW n I==364.34r/min根据课本P108图5-7得：选用A型V带, 小带轮基准直径为75-100mm （2）确定带轮基准直径，并验算带速根据课本P108表带轮直径系列取：d d1=100mm>dmin=75mmd d2=n I/ n II〃d d1=940/364.34×100=258.00mm根据课本P109表5-7，取d d2=265mm实际转动比i= d d2/d d1 =265/100=2.65验算带速V： V=πd d1n0/60×1000=π×100×940/60×1000=4.92m/s（3）确定带长和中心矩根据课本P110式（5-13）得：0.7(d d1+d d2)≤a 0≤2(d d1+d d2) 0.7(100+265)≤a 0≤2×(100+265) 所以有：255.5mm ≤a 0≤730mm ，预选a 0=500 根据课本P110式（5-14）得带的基准长度：L 0=2a 0+π/2×(d d1+d d2)+ (d d2- d d1)2/4a 0=2×500+1.57(100+265)+(265-100)2/(4×500) =1586.66mm根据课本P110表5-8取基准长度：L d =1640mma ≈a 0+（L d -L 0）/2=500+（1640-1586.66）/2=526.67mm (4)验算小带轮包角一般使α1≥1200（特殊情况下允许α1≥900，若不满足此条件，可适当增大中心距或减小两带轮的直径差。
单级主减速的设计
原来两个财富值下的，现在只售1个财富值。
1主减速器的设计1.1 汽车的主要参数给定的参数如下： 驱动型式：42；装载质量/t:6;总质量/t ：11；发动机最大功率/KW 及转速/r/min:114-2600; 发动机最大转矩/N m 及转速/r/min ：539-1600；主减速比i 0:4.44; 轮胎型号：8.25R20；变速器传动比抵挡/高档：6.3/1; 最高车速km/h ：105。
满载轴荷分配：由于本设计采用的是42驱动、长头载货车，所以选定轴荷分配为前轴25%，后轴为75%[2]。
轮胎半径：型号为8.25R20，轮胎胎体直径为8.25英尺，轮辋直径为20英尺，所以半径为 =r r ()m 6.4024.5220225.8≈⨯+⨯1.2 主减速器结构形式的确定主减速器可以根据其齿轮类型、减速形式以及主、从动齿轮的支承形式的不同而分类。
1.2.1 主减速器的轮齿类型的选择主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。
单级主减速器通常采用螺旋锥齿轮或者双曲面齿轮传动。
a 螺旋锥齿轮b 双曲面齿轮c 圆柱齿轮传动d 蜗杆传动图2.1 主减速器的几种齿轮类型（1）螺旋锥齿轮螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点。
齿轮并不同时在全长上面啮合，而是逐渐从一端连续的转向另一端。
由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时在啮合，所以工作平稳、能够承受较大的符合、制造也简单。
但是在工作中噪声大，对啮合精度非常敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧的变坏，并伴随着磨损增大和噪声的增大。
为了保证齿轮副的正确啮合，必须将支撑轴承预紧，提高其支撑刚度，增大壳体的刚度。
（2）双曲面齿轮双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交。
主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。
所以主动齿轮的螺旋角比从动齿轮较大一些。
当螺旋锥齿轮和双曲面齿轮两种传动形式主从动齿轮外径、齿面宽以及主动齿轮齿数都相同时，双曲面齿轮由于主动齿轮的螺旋角的增大，使主动齿轮的节圆直径大约比螺旋锥齿轮大20%左右。
单级主减速器的设计
原来两个财富值下的，现在只售1个财富值。
1主减速器的设计1.1 汽车的主要参数给定的参数如下： 驱动型式：4 2；装载质量/t:6;总质量/t ：11；发动机最大功率/KW 及转速/r/min:114-2600; 发动机最大转矩/N m 及转速/r/min ：539-1600； 主减速比i 0:4.44; 轮胎型号：8.25R20；变速器传动比抵挡/高档：6.3/1; 最高车速km/h ：105。
满载轴荷分配：由于本设计采用的是4 2驱动、长头载货车，所以选定轴荷分配为前轴25%，后轴为75%[2]。
轮胎半径：型号为8.25R20，轮胎胎体直径为8.25英尺，轮辋直径为20英尺，所以半径为 =r r ()m 6.4024.5220225.8≈⨯+⨯1.2 主减速器结构形式的确定主减速器可以根据其齿轮类型、减速形式以及主、从动齿轮的支承形式的不同而分类。
1.2.1 主减速器的轮齿类型的选择主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。
单级主减速器通常采用螺旋锥齿轮或者双曲面齿轮传动。
a 螺旋锥齿轮b 双曲面齿轮c 圆柱齿轮传动d 蜗杆传动图2.1 主减速器的几种齿轮类型（1）螺旋锥齿轮螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点。
齿轮并不同时在全长上面啮合，而是逐渐从一端连续的转向另一端。
由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时在啮合，所以工作平稳、能够承受较大的符合、制造也简单。
但是在工作中噪声大，对啮合精度非常敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧的变坏，并伴随着磨损增大和噪声的增大。
为了保证齿轮副的正确啮合，必须将支撑轴承预紧，提高其支撑刚度，增大壳体的刚度。
（2）双曲面齿轮双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交。
主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。
所以主动齿轮的螺旋角比从动齿轮较大一些。
单级减速器的设计
机械设计课程设计设计计算说明书设计题目：单级减速器的设计学院：班级：姓名：学号：导教师：日期：目录一、设计任务书····································二、电机的选择····································三、传动比分配····································四、运动及动力参数计算····························五、带传动的设计··································六、齿轮转动的设计································七、轴的设计······································八、轴的结构设计··································九、键的选择及强度计算····························十、联轴器的选择··································十一、滚动轴承的选择及寿命计算···················十二、密封件的选择·······························十三、润滑剂及润滑方式的选择·····················十四、参考文献···································一、设计任务书 1、设计题目：设计一单级减速器 已知传送带工作拉力4700N ，传送带速度 1.4m/s ，滚筒直径230mm ，一班制，连续单向运转，载荷较平稳，有粉尘，环境最高温度35度；小批量生产，工作年限15年，允许传输带速度误差为±5%，传动简图如下： 2、课程设计要求 应完成：①减速器装配图一张（A2） ②零件工作图二张③设计说明书一份二、电机的选择 常用Y 系列三相交流异步电动机 工作机功率：Kw Fv P W 58.610004.147001000=⨯== 电动机所需功率：Kw P P w d 51.795.099.098.099.096.058.6=⨯⨯⨯⨯==η 同步转速1000 r/min,6级选用型号为 Y132M2-6 型电机，工作机转速：min /1162304.1100060100060r D v n W =⨯⨯⨯=⨯=ππ 三、传动比分配 总传动比：28.8116960===w m n n i V 带轮传动比取：2.21=i 齿轮传动比：76.32.228.812===i i i 四、运动及动力参数计算 1、各轴的转速计算高速轴的转速：min /4.4362.296011r i n n m ===低速轴的转速：min /1.11676.34.436212r i n n ===2、各轴的输入功率的计算高速轴的功率：Kw P P d 21.796.051.711=⨯==η 低速轴的功率：Kw P P 783.698.096.021.73212=⨯⨯==ηη3.、各轴的输入转矩计算 电动机扭矩：m N n P T m ⋅=⨯==7.549605.595509550e 高速轴扭矩：m N P T ⋅=⨯==8.1574.43621.79550n 9550111 低速轴扭矩：m N n P T ⋅=⨯==9.5571.116783.695509550222五、带传动的设计1、计算功率ca P查表8-7，得1.1=A KKw P K P A ca 261.851.71.1=⨯==2、选择V 带类型根据ca P 、转速m n ，由图8-11选用B 型带3、确定带轮的基准直径d d ，并验算带速v（1）初选小带轮的基准直径1d d ，由表8-6和表8-8，取mm d d 1251= （2）验算带速vs m n d v md /283.61000609601251000601=⨯⨯⨯=⨯=ππ因为5 m/s < v < 30 m/s ，故带速合适。
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1 主减速器的设计1.1 汽车的主要参数给定的参数如下： 驱动型式：4 2；装载质量/t:6;总质量/t ：11；发动机最大功率/KW 及转速/r/min:114-2600; 发动机最大转矩/N m 及转速/r/min ：539-1600； 主减速比i 0:4.44; 轮胎型号：8.25R20；变速器传动比抵挡/高档：6.3/1; 最高车速km/h ：105。
满载轴荷分配：由于本设计采用的是4 2驱动、长头载货车，所以选定轴荷分配为前轴25%，后轴为75%[2]。
轮胎半径：型号为8.25R20，轮胎胎体直径为8.25英尺，轮辋直径为20英尺，所以半径为 =r r ()m 6.4024.5220225.8≈⨯+⨯1.2 主减速器结构形式的确定主减速器可以根据其齿轮类型、减速形式以及主、从动齿轮的支承形式的不同而分类。
1.2.1 主减速器的轮齿类型的选择主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。
单级主减速器通常采用螺旋锥齿轮或者双曲面齿轮传动。
a 螺旋锥齿轮b 双曲面齿轮c 圆柱齿轮传动d 蜗杆传动图2.1 主减速器的几种齿轮类型（1）螺旋锥齿轮螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点。
齿轮并不同时在全长上面啮合，而是逐渐从一端连续的转向另一端。
由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时在啮合，所以工作平稳、能够承受较大的符合、制造也简单。
但是在工作中噪声大，对啮合精度非常敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧的变坏，并伴随着磨损增大和噪声的增大。
为了保证齿轮副的正确啮合，必须将支撑轴承预紧，提高其支撑刚度，增大壳体的刚度。
（2）双曲面齿轮双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交。
主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。
所以主动齿轮的螺旋角比从动齿轮较大一些。
当螺旋锥齿轮和双曲面齿轮两种传动形式主从动齿轮外径、齿面宽以及主动齿轮齿数都相同时，双曲面齿轮由于主动齿轮的螺旋角的增大，使主动齿轮的节圆直径大约比螺旋锥齿轮大20%左右。
这样使得主动齿轮轴的轴颈相应的增大，从而大大提高了齿轮啮合的刚度，提高了主动齿轮的使用寿命。
双曲面齿轮传动由于齿轮轴线和从动齿轮的轴线偏移了一段距离，而引起齿面之间的纵向滑移，并且齿面间压力很大，所以对于润滑油有特殊的要求。
双曲面齿轮的加工精度和装配精度相对都比较高。
当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。
因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径i≥4.5的传动更加有其优越性。
当传动比小于2时，双曲面比螺旋锥齿轮的要小的多，这对于主减速比主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为螺旋锥齿轮具有较大的差速器可利用空间。
由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高[3]。
（3）圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动广泛的应用于发动机横置的前置前驱的乘用车驱动桥和双极主减速器驱动桥以及轮边差速器。
(4)蜗杆传动与其他的齿轮传动形式相比，蜗杆传动有如下的优点：轮廓尺寸和质量小，并且可得到较大的传动比；工作的非常平稳且无噪声；便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置；能传递大的载荷，使用寿命长；结构简单并且拆装方便，容易调整。
它的主要的缺点是要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。
综上所述，考虑到制作成本及其本设计的传动比<4.5，所以本设计采用螺旋锥齿轮。
1.2.2主减速器减速形式的选择主减速器的减速形式可以分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、单级或者双级减速配以轮边减速等。
减速形式的选择主要取决于有动力性、燃油经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及其驱动桥下的离地间隙；驱动桥的数目及其布置的形式等。
如果只是就主减速比的大小选择减速形式的影响，i<7.6时应该采用单级主减速器。
这只是推荐的范围，在确定主减速器的减速形式通常情况下当主减速比时会有不同的选择。
由于本设计载货汽车的主减速比不是很大，所以本设计采用单级主减速器。
1.2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择主减速器必须要保证主从动齿轮有良好的啮合状况，才能够使它们很好的工作。
齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整以及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度有密切的关系。
现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种：（1）悬臂式图2.2 悬臂式支承如图2.2所示，悬臂式支承的结构特点是锥齿轮大端一侧有较长的轴，并且在它的上面安装一对圆锥滚子轴承。
为了尽可能的增加支承的刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70%还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。
支承刚度除了与轴承开式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。
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。
悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的主减速器上。
（2）跨置式图 2.3 跨置式支承如图2.3所示，跨置式支承的结构特点是在锥齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。
跨置式支承使支承刚度大为增加，又使轴承的负荷减小，齿轮的啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。
但是跨置式支承增加了导向轴承支座，使主减速器结构复杂，成本提高。
乘用车和装载质量小的商用车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。
本设计采用结构较为简单的悬臂式支承，以降低其成本。
1.3主减速器基本参数的选择与设计计算1.3.1主减速齿轮计算载荷的确定除了主减速比及其驱动桥的离地间隙以外，另一个原始参数是主减速器的齿轮的计算载荷。
这里采用“格里森”制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。
T（1）按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩ceη=⨯⨯⨯⨯⨯T K T i i i n（式2.1）ce max10d e f T式中：i——变速器一挡传动6.3；10i ——主减速器传动比在此取4.44；max e T ——发动机的输出的最大转矩，在此取539m N ⋅；d k ——由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取d k =1.0，当性能系数p f >0时可取d k =2.0；⎪⎪⎭⎪⎪⎬⎫⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧<>⎪⎭⎫ ⎝⎛=16T g m 0.195 016T gm 0.195 T g m 0.195-161001emax a emaxa emax a 当当p f （式2.2）a m ——汽车满载时的总质量在此取11000g Kp f <0 所以d k =1.0；T η——传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；fi ——分动器传动比，取1。
根据以上参数可以由(2.1）得：ce T =15391 6.31 4.440.91N m ⨯⨯⨯⨯⨯⨯⋅13569≈m N ⋅（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cs Tmrcs i r m G T m '22ηϕ=（式2.3）式中：2G ——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷,2G =11000 10 0.75N=82500N ；'2m ——最大加速时后轴负荷转移系数，一般乘用车为1.2～1.4，货车为1.1～1.2此取1.2；ϕ——轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取ϕ =0.85；对越野汽车取ϕ=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取ϕ=1.25；在此取ϕ=0.85；r r ——车轮的滚动半径，为 0.46m ；m η——主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率，此取0.9；m i ——主减速器从动齿轮到车轮间的传动比取1。
所以由公式（2.3）得:m r cs i r m G T m '22ηϕ==1.906.40.215.8082500⨯⨯⨯⨯=43010m N ⋅（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cf T)(m i H R m ra Cf f f f ni r G T ++=η （式2.4）式中：a G ——汽车满载时的总重量，在此取11000N ；Rf ——道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.015~0.020；在此取0.018；H f ——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.050.09在此取0.07；i f ——汽车的性能系数在此取0。
所以由式（2.4）得：)(m i H R m ra Cf f f f ni r G T ++=η=()7.0018.001.9016.40110000+⨯⨯⨯=4948m N ⋅c T =min[cs T ,ce T ]=13569N.m 作为计算载荷，主动锥齿轮：z T =Gc i T η0=3396N.m ；≈⋅1238zfT N m 。
1.3.2 主减速器锥齿轮基本参数的选择 （1）主、从动锥齿轮齿数1z 和2z选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑以下因素： ①为了磨合均匀，1z ，2z 之间应避免有公约数；②为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40； ③为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车1z 一般不小于6； ④主传动比0i 较大时，1z 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙； ⑤对于不同的主传动比，1z 和2z 应有适宜的搭配[5]。
对于本设计，选定主动锥齿轮1z =9，从动锥齿轮2z =40。
（2）从动锥齿轮大端分度圆直径2D 和端面模数m对于单级主减速器，2D 对驱动桥尺寸有影响，增大尺寸2D 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小2D 又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。
2D 可根据经验公式初选，即232D CD K T = （式2.5）式中：2D K ——直径系数，一般取13.0～16.0，取15；C T ——从动锥齿轮的计算转矩，为13569m N ⋅；由式（2.5）得：2D =15 13569mm=357.78mm ，取整为356,齿轮端面模数s m =2D /z =356/40=8.9mm 。
同时s m 满足 3cm s T K m = (式2.6)m K ——模数系数（m K 通常为0.3～0.4）。
3cm s T K m ==9.54mm取两个计算结果中的较小值并且取整为s m =10mm ，重新计算断面直径为2D =400mm,1D =90mm 。