機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計說明書總裝圖。齒輪圖。以及軸圖。 上圖標(biāo)打開word后，雙擊即可打開，前提是安裝過autocad.打開后另存為文件即可。課題名稱一級圓柱齒輪減速器專業(yè)機電一體化姓名學(xué)號指導(dǎo)老師東北大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)院2012年目錄中文摘要 4ABSTRACT 5前言 61.減速器概述 61.1減速器功用和基本要求 6減速器的功用 6減速器的基本要求 71.2減速器的一般結(jié)構(gòu)及其基本類型 7減速器的一般結(jié)構(gòu) 7基本類型 72.減速器總體方案的確定 72.1減速器傳動機構(gòu)布置方案選擇 8固定軸式減速器的選擇 82.1.2倒擋布置方案 82.2零、部件結(jié)構(gòu)方案選擇 92.2.1齒輪形式 92.2.2換擋機構(gòu)形式 9自動脫擋 92.2.4減速器軸承 10減速器操縱機構(gòu) 103.減速器主要參數(shù)的選擇 113.1擋數(shù) 113.2傳動比范圍及傳動比的確定 113.3中心距A 123.4外形尺寸 133.5齒輪參數(shù) 133.5.1.模數(shù) 13壓力角、齒輪螺旋角β 13齒寬 14齒頂高系數(shù) 143.6各檔齒輪齒數(shù)的分配 14確定一檔齒輪的齒數(shù) 14對中心距A進行修正 15確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 15確定其他各擋的齒數(shù) 15確定倒檔齒輪齒數(shù) 15齒輪變位系數(shù)的選擇原則 163.7斜齒輪的幾何尺寸計算 174.齒輪的強度計算與校核 174.1齒輪的損壞形式 174.2計算各軸的轉(zhuǎn)矩 174.3齒輪強度計算 18齒輪彎曲強度計算 18輪齒接觸應(yīng)力σj 224.4計算各擋軸的受力 255.軸及軸上支承的校核 285.1軸的強度計算 28初選軸的直徑 28軸的強度驗算 286.結(jié)論 34參考文獻 35中文摘要減速器是汽車傳動系統(tǒng)中一個比較關(guān)鍵的部件，是用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。減速器設(shè)有空擋，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或是停車時使發(fā)動機的動力停止下能夠驅(qū)動輪傳輸。減速器設(shè)有倒擋，使汽車獲得倒退行駛的能力。它設(shè)計的好壞直接影響到汽車的實際使用性能。減速器的速比設(shè)計雖然有許多理論可以參考，但大多數(shù)只是經(jīng)驗公式，對于具體傳動比的分配還沒有一種較為實用的計算方法。傳統(tǒng)理論一般是根據(jù)經(jīng)驗或參照同類車型來確定減速器傳動比，這顯然有它的不足之處:主觀性因素較大，而且沒有一種有效的評價指標(biāo)來確定性能的好壞。本文通過分析傳統(tǒng)等比級數(shù)分配速比的優(yōu)缺點，創(chuàng)造性地提出了基于減速器各個檔位使用率的不同，以發(fā)動機功率的實際使用率最大化作為目標(biāo)函數(shù)進行優(yōu)化設(shè)計的減速器速比分配方法，并用實例計算的結(jié)果證明它是一種非常有效的設(shè)計方法。本文主要是根據(jù)指定的部分技術(shù)指標(biāo)來進行減速器結(jié)構(gòu)中一些齒輪、軸、軸承等結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算選取和可靠性計算。關(guān)鍵詞：減速器；結(jié)構(gòu)設(shè)計；速比；計算ABSTRACTThetransmissionisakeyPartinthedrivelineoftheautomobileandisappliedtochangethetorqueandspeedtransmittedfromtheenginetodrive-wheels,Atthis,thevehiclewillgainvariousspeedandtractionunderdifferentrunningconditionssuchasstarting,climbing,turning,acceleranting,ect.Atthesametime,theenginecanbeoperatingunderthebeststate.Thegear-caseissetaneutralgear,sothepower-transmissionfromenginemaybestopinenginestarting,slidingmotionandstoppingtothevehicle.Thegear-caseisalsosetareversegearsoastogainback-runningperformance.Thequalityofdesignwilldirectlyaffecttheactualfunctionofuse.Althoughtherearemanytheoriescanconsultaboutthedegineoftransmission,butplentyofthemarejustexperientialformula.Thereisnotagoodkindofcalculationmethodforthedistributionofconcretegearratio.Traditionaltheoriesaregenerallyaccordingtoexperienceorthesamekindcartypetodecidethegearratiosofthetransmission.Obviouslythereareitsshortages:thesubjectivityfactorcomparesgreatly,thereisnoakindofvalidevaluationindextoconfirmthequalityofthedesign.Byanalyzingthemeritandtheshortageofthetraditionalmethodofthedesignofthegearratios,Inthispassageweputoutanewtransmission’sgearratiosallottingmethod,accordingtothedifferentusingratetoeachgearofthetransmission.Weoptimizethedesignbyusingit,themaximizesoftheactualutilizationrateofenginespower,asthetargetfunction.Thenweuseanexample’scalculatingreuslttoprovethatitisakindofvaliddesignmethod.Thepurposeofthispaperisapplyingforcollectionofsomegearsandbears,calculationofreliabilityandcheckofpartsstrengthaccordingtotheassignedtechnicalindex.TheKeyword:Gear-case;Calculationofreliability;Gearratios;Compute前言減速器在汽車傳動系中扮演著至關(guān)重要的角色?，F(xiàn)在的汽車上廣泛采用活塞式內(nèi)燃機，其轉(zhuǎn)矩和變速范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化，為了解決這一矛盾，在傳動系中設(shè)置了減速器，以滿足復(fù)雜條件的使用要求。隨著科技的高速發(fā)展，人們對汽車的性能要求越來越來高，使用壽命，能源消耗，振動噪聲等在很大程度上取決于減速器的性能。1894年減速器由法國人路易斯·雷納·本哈特和埃米爾·拉瓦索推廣在汽車上使用，從此減速器在汽車上就得到廣泛的運用。經(jīng)過100多年的發(fā)展，汽車減速器的技術(shù)達到了一個空前的高度，尤其在近幾十年，汽車工業(yè)在各個國家的高速發(fā)展，更加帶動了減速器的進步。隨著各個領(lǐng)域的科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，在未來減速器主要發(fā)展方向：1）節(jié)能與環(huán)境保護：研究高效率的傳動副，來節(jié)約能源，采用零污染的工作介質(zhì)或潤滑油來避免環(huán)境污染，根據(jù)發(fā)動機的特性和行駛工況來設(shè)計減速器，使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)，以保證汽車在最高傳動效率和最低污染物排放區(qū)運行，2）應(yīng)用新型材料：各種新材料的使用推動汽車技術(shù)的發(fā)展和性能的提高。3）高性能，低成本，微型化：對減速器進行機構(gòu)創(chuàng)新的研究，探索減速器的新類型；對傳動副的材料和機理進行研究，提高壽命，減小質(zhì)量；進行減速器的動力學(xué)特性和振動研究，以求提高特性，降低噪聲；采用先進的制造技術(shù)提高減速器的性能和降低成本。4）智能化，集成化：根據(jù)發(fā)動機的特性和汽車的行駛工況，通過計算機智能控制，實現(xiàn)對減速器傳動比的實時控制，使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)。齒輪變速箱（機械式減速器）在現(xiàn)代汽車中使用中并不理想，會隨著社會的進步和汽車技術(shù)的發(fā)展，必將被社會所淘汰，這是一個必然的趨勢，也才能滿足汽車消費者對汽車動力性和經(jīng)濟性的高標(biāo)準(zhǔn)要求。就目前而言，機械式減速器仍然會以結(jié)構(gòu)簡單，效率高，功率大三大顯著優(yōu)點依然占領(lǐng)著汽車變速箱的主流地位。1.減速器概述1.1減速器功用和基本要求機械式變速箱主要應(yīng)用了齒輪傳動的降速原理。簡單的說，變速箱內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換檔行為，也就是通過操縱機構(gòu)使變速箱內(nèi)不同的齒輪副工作。如在低速時，讓傳動比大的齒輪副工作，而在高速時，讓傳動比小的齒輪副工作。減速器的功用根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有合適的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車亦即是發(fā)動機和傳動系統(tǒng)能夠分離，減速器具有倒檔和空擋。在有動力輸出需要時，還應(yīng)有功率輸出裝置。減速器的基本要求(l)保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。(2)設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的動力傳輸。(3)設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛。(4)設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。(5)換擋迅速、省力、方便。(6)工作可靠。汽車行駛過程中，減速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象生。(7)減速器應(yīng)有高的工作效率。(8)減速器的工作噪聲低。(9)自身重量要盡量小(10)拆裝容易、維修方便除此之外，減速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸小、制造成本低等要求。1.2減速器的一般結(jié)構(gòu)及其基本類型減速器的一般結(jié)構(gòu)(1)殼體：殼體是基礎(chǔ)件，用以安裝支承減速器全部零件及存放潤滑油。其上有安裝軸承的精確鏜孔。減速器承受變載荷，所以殼體應(yīng)有足夠的剛度，內(nèi)壁有加強，形狀復(fù)雜，多為鑄件(材料為灰鑄鐵，常用HT200)。為便于安裝，傳動部分和操縱部分常做成剖分式，箱蓋與殼體用螺栓聯(lián)接并可靠定位。殼體上有加油、放油口，油面檢查尺口，還應(yīng)考慮散熱。(2)傳動部分：是指齒輪、軸、軸承等傳動件。軸的幾何尺寸通過強度、剛度計算確定。因主要決定于剛度，而碳鋼與合金鋼彈性模量近乎相等，所以一般用碳鋼(常用45鋼)。只有齒輪與軸制成一體或軸載荷嚴(yán)重才用合金鋼。軸與齒輪多為花鍵聯(lián)接(對中性好，能可靠傳遞動力，擠壓應(yīng)力小等)。軸的花鍵部分和放軸承處經(jīng)表面淬火處理。軸多用滾動軸承支承，潤滑簡單，效率高、徑向間隙小，軸向定位應(yīng)可靠。潤滑方式多用飛濺(υ>25m／s，只要粘度適宜可甩到壁上)。(3)操縱部分：主要零件位于減速器蓋內(nèi)?；绢愋停?）按傳動比變化方式的不同，減速器可分為有級式、無級式和綜合式三種。（2）按操縱方式劃分，減速器可以分為強制操縱式、自動操縱式和半自動操縱式三種。2.減速器總體方案的確定減速器由傳動機構(gòu)及操縱機構(gòu)組成。2.1減速器傳動機構(gòu)布置方案選擇減速器傳動機構(gòu)有兩種分類方法根據(jù)前進擋數(shù)：三擋減速器、四擋減速器、五擋減速器、多擋減速器根據(jù)軸的形式：固定軸、旋轉(zhuǎn)軸而固定軸可分：兩軸式減速器、中間軸式減速器、雙中間軸式減速器、多中間軸式減速器固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式減速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式減速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式減速器。固定軸式減速器的選擇固定軸式又分為兩軸式減速器、中間軸式減速器、雙中間軸式減速器、多中間軸式減速器。中間軸式減速器傳動效率高、噪聲低齒輪和軸承磨損減少，減速器的使用壽命得到提高。本課題設(shè)計的是前置后輪驅(qū)動的汽車減速器，故選擇多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上的中間軸式五檔減速器。倒擋布置方案圖1.倒擋布置方案如圖1.為常見的倒擋布置方案。圖b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度;但換擋時要求有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖d所示方案針對前者的缺點作了修改，因而取代了圖c所示方案。圖e所示方案是將中間軸上的一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短減速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖g所示方案;其缺點是倒擋須各用使減速器上蓋中的操縱機構(gòu)復(fù)雜一些。本設(shè)計采用圖f所示傳動方案。減速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力增大，并導(dǎo)致減速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出輪齒磨損加快和工作噪聲增加。為此，無論兩軸式減速器還是中間軸式減速器的一擋與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，然后按照從抵擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋傳動比接近，但因為使用倒擋時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。2.2零、部件結(jié)構(gòu)方案選擇齒輪形式減速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種，直齒圓柱齒輪運轉(zhuǎn)時平穩(wěn)性稍差，工作噪聲較高，但是比較容易制造，而且倒擋時汽車一般要處于速度為零的狀態(tài)，因此直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點;缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。減速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪齒數(shù)增加，并導(dǎo)致減速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。一般用于高速擋。因此本設(shè)計除倒擋和一擋采用標(biāo)準(zhǔn)直齒輪外均采用斜齒輪傳動。換擋機構(gòu)形式減速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋等三種形式。直齒滑動齒輪換擋的特點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋時齒端面受到很大沖擊，導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫擋、噪聲大等原因。初一擋、倒擋外很少使用。嚙合套換擋形式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套分為內(nèi)嚙合套和外嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定。嚙合套換擋結(jié)構(gòu)簡單，但還不能完全消除換擋沖擊，目前在要求不高的擋位上常被使用。采用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，與操作技術(shù)無關(guān)，同時能提高汽車的加速性能、燃油經(jīng)濟性和行使安全性，故選擇同步器作為換檔機構(gòu)。但其缺點是結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。本設(shè)計采用的是鎖環(huán)式同步器。自動脫擋自動脫擋是減速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、減速器軸的剛度不足以及振動等原因，都會導(dǎo)致自動脫擋。為解決這個問題，除了在制造這些結(jié)構(gòu)零件的工藝上采取措施以外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且行之有效的方案有以下幾種:(l)將兩接合齒的嚙合位置錯開。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒約1-3rnrn。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫擋。(2)將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄(切下0.3-0.6mm)，這樣，換擋后嚙合套的后面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動脫擋。(3)將接合齒的工作面設(shè)計并加工成斜面，形成倒錐角(一般傾斜2o一3o)，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。將接合齒的齒側(cè)設(shè)計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫擋的效果。減速器軸承作旋轉(zhuǎn)運動的減速器軸支承在殼體或其他部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應(yīng)安置軸承。減速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種類型的軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。汽車減速器有機構(gòu)緊湊、尺寸小的特點。作旋轉(zhuǎn)運動的減速器軸支承在殼體或其他部分的地方以及齒輪與軸不做固體連接處應(yīng)安置軸承。減速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。本設(shè)計采用圓錐滾子軸承。減速器操縱機構(gòu)（1）減速器操縱機構(gòu)的功用及基本要求減速器操縱機構(gòu)的功用是進行擋位變換，根據(jù)汽車行駛條件的需要改變減速器傳動機構(gòu)的傳動比、變換傳動方向或中斷發(fā)動機的動力傳遞。設(shè)計減速器操縱機構(gòu)時，應(yīng)滿足以下基本要求：①掛擋后應(yīng)保證結(jié)合套于與結(jié)合齒圈的全部套合（或滑動齒輪換擋時，全齒長都進入嚙合）。在振動等條件影響下，操縱機構(gòu)應(yīng)保證減速器不自行掛擋或自行脫擋。為此在操縱機構(gòu)中設(shè)有自鎖裝置。②為了防止同時掛上兩個擋而使減速器卡死或損壞，在操縱機構(gòu)中設(shè)有互鎖裝置。③為了防止汽車在前進時誤掛倒擋，導(dǎo)致零件按損壞，在操縱機構(gòu)中設(shè)有倒擋鎖裝置。（2）換檔位置圖設(shè)計操縱機構(gòu)首先要確定換檔位置圖。換檔位置圖的確定主要從換檔方便考慮。因此有下列三點要求：①按換檔次序來排列；②將常用檔放在中間位置，其它檔放在兩邊；③為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安排在最靠邊的位置，有時與一檔組成一排。根據(jù)上述三點要求，并結(jié)合本減速器及其換檔機構(gòu)的特點，現(xiàn)確定本減速器換檔布置圖如圖2圖2.換擋位置圖（3）操縱方案的選擇減速器操縱機構(gòu)常見的由變速桿，撥塊，撥叉，變速叉軸及互鎖，自鎖和倒檔鎖裝置等主要零件組成?？煞譃?；直接操縱手動換檔減速器，遠距離操縱手動換檔減速器，電控自動換檔減速器。一般前置發(fā)動機后輪驅(qū)動汽車的減速器距離駕駛員座位較近，換檔桿等外操縱機構(gòu)多集中安裝在減速器箱蓋上，結(jié)構(gòu)簡單、操縱容易并且準(zhǔn)確。根據(jù)設(shè)計要求我們選擇的是直接操縱手動換檔減速器。3.減速器主要參數(shù)的選擇本設(shè)計是根據(jù)東方之子1.8L手動豪華車型開展的，設(shè)計中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型：主減速比：4.782；最高時速：190km/h；輪胎型號：205/65R15；發(fā)動機型號：SQR481FC；最大扭矩：170Nm/4500；最大功率：95kw/5750；最高轉(zhuǎn)速：6000r/min。3.1擋數(shù)減速器的擋數(shù)可在3-20個擋位范圍內(nèi)變化。通常減速器的擋數(shù)在6擋以下，當(dāng)擋數(shù)超過6擋以后，可在6擋以下的主減速器基礎(chǔ)上，在進行配置副減速器，通過兩者的相互作用就可以按照要求獲得多個擋位。近年來為了降低油耗，減速器的擋位有增加的趨勢。目前，轎車一般用4~5個擋位的減速器，級別高的轎車減速器多用5個擋，貨車減速器采用4~5個擋或多擋。裝載質(zhì)量在2~3.5t的貨車采用5擋減速器，裝載質(zhì)量在4~8t的貨車采用6擋減速器。多檔減速器多用于重型貨車和越野汽車。因此根據(jù)設(shè)計要求我選擇的是五檔手動機械式減速器。3.2傳動比范圍及傳動比的確定減速器的傳動比范圍是指減速器最低檔傳動比與最高擋傳動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件（如要求的汽車爬坡能力）等因素有關(guān)。目前轎車的傳動比范圍在3~4之間，輕型貨車在5~6之間，其它貨車則更大。選用最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡速度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有:（3-1）則由最大坡度要求的減速器Ⅰ擋傳動比為：（3-2）根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件：（3-3）求得減速器Ⅰ擋傳動比為：（3-4）式中：max道路最大阻力系數(shù);rr驅(qū)動輪的滾動半徑；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；i0主減速比；汽車傳動系的傳動效率；G2汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷；路面的附著系數(shù)；可取0.5~0.6，本設(shè)計取為0.5。則由已知條件：滿載時m=1800kg；Temax=170N·m；i0=4.782；=0.95；max=0.3745；rr=337.25mm可知：又因為轎車的傳動比為3~4，=3.85超速擋的傳動比一般為0.7~0.8；本設(shè)計取五擋為超速擋傳動比為i5=0.75；根據(jù)公式：可知又因為：故3.3中心距A中心距對減速器的尺寸及質(zhì)量有直接的影響，而且對齒輪的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸強度越大，齒輪的壽命越短。因此最小允許中心距應(yīng)由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。此外，由于一檔小齒輪的齒數(shù)不能太少，中心距過小時往往不易滿足一檔傳動比的要求。減速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能和不影響殼體的強度考慮，要求中心距大一些。而中心距過大將使減速器的質(zhì)量和尺寸增加很多，很顯然這也不是很理想。初選中心距A時，可根據(jù)己有的經(jīng)驗公式初選:（3-5）式中：A為減速器中心距（mm）；KA為中心距系數(shù)，轎車：KA=8.9~9.3（本設(shè)計取KA=9），貨車：KA=8.6~9.6，多擋減速器：KA=9.5~11.0；Temax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）；?1為減速器一擋傳動比；為減速器傳動效率，取96%；則得初始中心距3.4外形尺寸減速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間（過渡）齒輪和換擋機構(gòu)的布置初步確定。影響減速器殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構(gòu)形式以及齒輪形式。五擋減速器的軸線尺寸b=（2.7~3.0）A，本設(shè)計取b=3.0A=77.083=231.24mm3.5齒輪參數(shù).模數(shù)第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn（3-6）其中=170Nm,可得出mn=2.5一擋直齒輪的模數(shù)mm=（3-7）通過計算m=3同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一減速器中的嚙合套模數(shù)都取相同，轎車和輕型貨車取2~3.5。本設(shè)計取m=3。壓力角、齒輪螺旋角β齒輪最普遍采用國家規(guī)定的20°齒輪標(biāo)準(zhǔn)壓力角，嚙合套或同步器的接合齒壓力角普遍采用30°壓角。這樣能使齒輪的抗彎強度和表面接觸強度得到一定的增強，并能在一定程度上使輪齒剛度降低，減少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，降低噪聲。螺旋角太小時發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會使軸向力過大。增大螺旋角時，會使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)，噪聲降低，齒輪的強度相應(yīng)提高，但當(dāng)β>30時，雖接觸強度會繼續(xù)提高，而彎曲強度會驟然下降。因此從提高低檔齒輪的彎曲強度角度考慮，刀不宜過大，中間軸式減速器為22-34,初選β=30，中間軸上的全部齒輪一律采用右旋，而一、二軸上的斜齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。齒寬齒寬應(yīng)滿足既能減輕減速器質(zhì)量，同時又能保證齒輪工作平穩(wěn)的要求。通常根據(jù)模數(shù)來確定齒寬b：b=kc*m（3-6）式中kc——齒寬系數(shù)，直齒輪取kc=4.4～7.0；斜齒輪取kc=6.0~8.5。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，本設(shè)計取4mm。齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。3.6各檔齒輪齒數(shù)的分配確定減速器各檔齒輪齒數(shù)時,應(yīng)考慮下列因數(shù):（1）盡量符合動力性,經(jīng)濟性等對各檔傳動比的要求;（2）最少齒數(shù)不產(chǎn)生根切;（3）互相嚙合的齒輪,齒數(shù)間不應(yīng)有公因數(shù),速度高的齒輪更需要注意這點.（4）齒數(shù)多,可以降低齒輪的傳動噪聲.結(jié)合是上述要求，在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可以根據(jù)預(yù)先確定的減速器檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔的傳動比為：（3-7）為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，斜齒（3-8）當(dāng)轎車三軸式的減速器i1=3.5~3.9時，則z10=15~17，此處取z10=16，則z9=51.4-16=35。對中心距A進行修正上面根據(jù)初選的A及m計算出的Zh可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3-8）看出中心距有了變化，這時應(yīng)從Zh及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，在以這個修正后的中心距做為以后計算的依據(jù)。這里Zh修正為51，則可反推出A=76.5mm確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)常嚙合的傳動齒輪的中心距和一檔齒輪的中心距相等，即（3-9）常嚙合齒輪傳動比：（3-10）把數(shù)據(jù)代入（3-10）和（3-11）聯(lián)解可以求得：Z1=19Z2=34和原傳動比相差不大，則1-2=33。確定其他各擋的齒數(shù)二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同（3-11）而i2=2.55，故有=1.425對于斜齒輪；（3-12）代入數(shù)據(jù)可得；Z7=34Z8=247-8=22.3同理可以求出其它檔位的變位斜齒輪數(shù)三檔Z5=27Z6=295-6=27四擋Z3=19Z4=343-4=33確定倒檔齒輪齒數(shù)倒檔的傳動比和一檔傳動比較為接近，本設(shè)計中倒擋傳動比iR取3.7。中間軸上倒擋傳動齒輪的齒數(shù)比一擋主動齒輪齒數(shù)略小，取Z12=13。而通常情況下，倒擋齒輪Z13取21~23，本設(shè)計取Z13=23。由（3-13）可算出Z11=27。故可得出中間軸與倒擋軸的中心距A(3-14)而倒擋軸與第二軸的中心距(3-15)齒輪變位系數(shù)的選擇原則齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除了避免齒輪產(chǎn)生根切和配中心距以外，它還影響齒輪使用平穩(wěn)性，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類:高度變位和角度變位。高度變位的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒根強度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。高度變位齒缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變點，又避免了其缺點?？傋兾幌禂?shù)ζc=ζ1+ζ2越小，一對齒輪齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于齒輪的剛度減小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小一些。另外，ζc值越小，齒輪的齒形重合度越大，這不但對降噪聲有利，而且由于齒形重合度增大，單齒承受最大載荷時的著力點距齒根近，彎曲力矩減小，相當(dāng)于齒根強度提高，對由于齒根減薄而產(chǎn)生的削弱強度的因素有所抵消。根據(jù)上訴理由，為了降低噪聲，對于減速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。一般情況下，最高擋和一軸齒輪副的ζc可以選為-0.2~0.2。隨著擋位的降低，ζc值應(yīng)該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的ζc值，以便獲得高強度齒輪副。一擋齒輪的ζc值可以選用1.0以上。在這里一、四擋主動齒輪的齒數(shù)小于17，因此一、四擋齒輪需要變位。變?yōu)橄禂?shù)=式中Z為要變位的齒輪齒數(shù)；3.7斜齒輪的幾何尺寸計算根據(jù)分度圓直徑、齒頂高ha=hamn（ha=1）、齒頂圓直徑da=d+2ha可推出一擋齒輪：d9=105.0mmha9=3.0mmd10=48.0mmha10=3.0mm二擋齒輪：d7=90mmha7=2.5mmda7=d8=63.8mmha8=三擋齒輪：d5=74.2mmha5=d6=79.7mmha6=四擋齒輪：d3=54.6mmha3=2.5mmda3=59.6d4=97.7mmha4=2.5mmda4=10常嚙合齒輪：d1=54.6mmd2=97.7mm倒擋齒輪：d11=81mmha11=3.0mmd12=39.0mmha12=3.0mmd13=69.0mmha13=3.0mm4.齒輪的強度計算與校核4.1齒輪的損壞形式減速器齒輪的損壞形式主要有兩種：齒輪折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合。4.2計算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動機最大扭矩為171N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。Ι軸==170×99%×96%=161.57N.m中間軸==161.57×96%×99%×34/19=274.8N.mⅡ軸一擋=274.8×0.96×0.99×35/16=571.3N.m二擋=274.8×0.96×0.99×34/24=370.0N.m三擋=274.8×0.96×0.99×27/29=243.2N.m四擋=274.8×0.96×0.99×19/34=145.9N.m五擋=274.8×0.96×0.99=261.1N.m倒擋=274.8××27/13=515.5N.m4.3齒輪強度計算與其它機械設(shè)備用減速器比較，不同用途汽車的減速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車減速器齒輪用的材料、熱處理方法。加工方法、精度級別、支撐方式也基本一致。如汽車減速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。4.3.1齒1、直齒輪彎曲應(yīng)力(4-1)圖(4-1)齒形系數(shù)式中：w彎曲應(yīng)力（Mpa）Ft圓周力（N），F(xiàn)1=2Tg/d；其中Tg為計算載荷（Nmm）；d為節(jié)圓直徑（mm）K為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取K=1.65Kf摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9Kc—齒寬系數(shù)Kc=7.0b齒寬（mm）；取20mmt端面齒距（mm），t=m，m為模數(shù)y齒形系數(shù)，如圖4-1計算一擋齒輪Z9=35Z10=16y9=0.145y10=0.13 T31=571.3NmT2=274.8Nm計算倒擋齒輪Z11=27Z12=13Z13=23y11=0.139y12=0.155y13=0.13T31=531.3NmT2=274.8NmT倒擋=515.5Nm當(dāng)計算載荷取作用到減速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，故符合要求。2．斜齒輪彎曲應(yīng)力（4-2）式中：—計算載荷（N·mm）；—法向模數(shù)（mm）；—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角（°）；—應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；—齒寬系數(shù)=7.0—重合度影響系數(shù)，=2.0。計算二擋齒輪計算三擋齒輪計算四擋齒輪計算常嚙合齒輪當(dāng)計算載荷取作用到減速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350MPa；對貨車為100～250MPa。故滿足要求。、輪齒接觸應(yīng)力σj（4-3）其中F=F1(coscos)；F1=2Tg/g；取作用在減速器第一軸上的載荷作為計算載荷；將其帶入（4-3）得公式（4-4）式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；—計算載荷（N.mm）；d—節(jié)圓直徑(mm)；—節(jié)點處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）；—齒輪材料的彈性模量（MPa）；—齒輪接觸的實際寬度(mm)；z、b—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪z=rzsin、b=rbsin，斜齒輪z=（rzsin）/cos2、b=（rbsin）/cos2；rz、rb—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在減速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表4.1。彈性模量=20.6×104N·mm-2，齒寬=7×2.5=17.5mm表2.1減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高擋1300～1400650～700計算一擋齒輪=1522.8MPa1900～2000MPa=1562.1MPa1900～2000MPa計算二擋齒輪=1075.2MPa1900～2000MPa=1232.8MPa1900～2000MPa計算三擋齒輪=1074.7MPa1900～2000MPa=1102.3MPa1900～2000MPa計算四擋齒輪=963.2MPa1900～2000MPa=988.2MPa1900～2000MPa計算常嚙合齒輪=1013.6MPa1900～2000MPa=988.2MPa1900～2000MPa計算倒擋齒輪=1546.0MPa1900～2000MPa=1992.0MPa1900～2000MPa=1939.8MPa1900～2000MPa 4.4計算各擋軸的受力一擋齒輪二擋齒輪三擋齒輪四擋齒輪常嚙合齒輪倒擋齒輪5.軸及軸上支承的校核5.1軸的強度計算減速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，減速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求減速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設(shè)計減速器軸時，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件先初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進行有關(guān)剛度和強度方面的驗算。初選軸的直徑已知中間軸式減速器中心距=76.5mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選（5.1）式中：—經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑取d1=26mm；第二軸、中間軸最大直徑取第二軸d2max=45mm；中間軸dmax=45mm。對中間軸L=d/（0.160.18）=250281.25mm；取L=260mm。第二軸L2=d/（0.180.21）=214.3250mm；取L2=250mm。第一軸L1=d/（0.160.18）=144.44162.5mm；取L1=150mm軸的強度驗算1.軸的剛度驗算若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式（5.2）、（5.3）、（5.4）計算（5-2）（5-3）（5-4）式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；—彈性模量（MPa），=2.06×105MPa；—慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），