汽车主减速器设计与研究
RV减速器传动系统动力学分析与试验研究
RV减速器传动系统动力学分析与试验研究张圆东肖正明吴利荣(昆明理工大学机电工程学院)摘要以RV320E减速器为研究对象，利用集中参数法对系统建立扭转动力学方程，在建立模型过程中考虑第1级减速器齿轮时变啮合刚度等因素的影响，运用数值方法求解振动传动系统的固有特性和动态响应，并通过试验方法与理论值进行比较，验证模型的正确性"试验结果表明：动力学模型仿真结果与理论数据吻合良好，并且建立的模型精细化程度高，为传动系统的结构设计、故障诊断与动力学优化奠定基础。
关键词RV减速器扭转动力学方程固有特性中图分类号TH132.46文献标识码A符号说明!——单齿变形区的宽度,!=12mm；"gm——摆线轮1与曲柄轴阻尼系数；"'25——摆线轮2与曲柄轴阻尼系数；——摆线轮1与太阳轮阻尼系数；"&'2+—摆线轮2与太阳轮阻尼系数；"pg——行星轮1与曲柄轴阻尼系数；"h-2®——行星轮2与曲柄轴阻尼系数；"h-3®——行星轮3与曲柄轴阻尼系数；——行星轮与太阳轮阻尼系数；"，+——输入轴与太阳轮阻尼系数；"——输出轴阻尼系数；——曲柄轴与摆线轮啮合处的阻尼系数；E——摆线轮与针齿的弹性模量，本项目RV减速器为RV320E,针齿和摆线轮的材料一样，均为GCr15"故E=2.06x105MPa；%i——输入端等价啮合力；%——摆线轮与针齿的啮合力；F%'——摆线轮在特定位置的最大啮合力；%——输出端等价啮合力；——平均啮合刚度；——齿轮刚度谐波项；'(()——时变啮合刚度；----摆线轮单齿啮合刚度；----双齿啮合刚度；动态响应文章编号(000".?.：%："!])0(-0040-09 'm2-----单齿啮合刚度；K----啮合刚度；——短幅系数；K(()——系统时变啮合刚度；Kb'g——摆线轮1与曲柄轴刚度系数；K bx2qj——摆线轮2与曲柄轴刚度系数；Kg——摆线轮1与太阳轮刚度系数；)'2+——摆线轮2与太阳轮刚度系数；K hp1——行星轮1刚度系数；K,p2——行星轮2刚度系数；K,P3——行星轮3刚度系数；K hp1qj——行星轮1与曲柄轴刚度系数；K hp2)i——行星轮2与曲柄轴刚度系数；K hp3qj——行星轮3与曲柄轴刚度系数；Kh-qj——行星轮与曲柄轴刚度系数；K hps——行星轮与太阳轮刚度系数；K,+——输入轴与太阳轮刚度系数；K/=——摆线轮与针齿时变啮合刚度；K——输出轴刚度系数；Kqj&'——曲柄轴与摆线轮啮合处的刚度系数；*----中心距；+----啮合轮齿个数的最大值；，----质量矩阵；----输入端的当量质量；——摆线轮1的当量质量；!b%2——摆线轮2的当量质量；!hpL—行星轮1的当量质量；!hp2——行星轮2的当量质量；—!行星轮3的当量质量；!*一一输出端的当量质量；—太阳轮的当量质量；"—一啮合轮齿个数；n——啮合轮齿个数的最小值；#——啮合总个数；$c------—摆线轮的有效半径；厂hp―一行星轮的有效半径#$hp=5mm；%——啮合线长度；&-—摆线轮上的位移；'—!啮合时间；T——添加在摆线轮上的扭矩；)—一振动加速度；咒#—一输入轴振动加速度；兀b%#—!摆线轮1的振动加速度；兀b%2—!摆线轮2的振动加速度；兀h p1—!行星轮1的振动加速度；兀h p2—!行星轮2的振动加速度；兀h p3—!行星轮3的振动加速度；)*!输出轴振动加速度；兀+—!太阳轮的振动加速度；*—!振动位移；^bxlqj—摆线轮1与曲柄轴相对振动位移；*bx2qj—摆线轮2与曲柄轴相对振动位移；*hp1一—行星轮1振动位移；*hp2一!行星轮2振动位移；*hp3一!行星轮3振动位移；^hplqj!行星轮1与曲柄轴相对振动位移；*hp2qj!行星轮2与曲柄轴相对振动位移；*hp3qj!行星轮3与曲柄轴相对振动位移；—hp+!行星轮与太阳轮相对振动位移；X*——!输出轴振动位移；*+—!太阳轮振动位移；+p—一啮合齿宽；!----!角速度；——第,阶固有圆频率；"—齿轮刚度谐波相位；#——重合度；$---摆线轮的泊松比,“=0.3;%町一摆线轮的接触变形(最大应力处);!(&),—单齿啮合间隙；&——摆线轮与针齿啮合间隙；'---初始相位角；(—啮合角；----各构件相应的第，阶振型矢量。
基于ProE及ANSYS的载货汽车主减速器结构设计与有限元分析-任务书
学生姓名
系部
汽车与交通工程院
专业、班级
指导教师姓名
职称
实验师
从事
专业
车辆工程
是否外聘
□是 否
题目名称
基于Pro/E及ANSYS的载货汽车主减速器结构设计与有限元分析
一、设计（论文）目的、意义
汽车的驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩。将转矩分配给左、右车轮，并使左、右车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载式车身之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩。在这一过程中主减速器起着重要作用。
技术要求：在充分了解并掌握国内外载货汽车主减速器的结构及工作原理的基础上，设计出结构合理、经济实用、安全稳定的载货汽车主减速器，并进行有限元分析，检查主减速器受力状况是否满足设计工作要求。主要技术指标：主减速比，驱动桥的离地间隙和计算载荷。
要求：设计说明书要内容充实，结构合理、书写规范。
三、设计（论文）完成后应提交的成果
2.主减速器的方案设计，熟悉Pro/E、ANSYS软件第3～4周(3月14日-3月27日)
3.绘制主减速器总成图及零部件图，完成设计计算，建立Pro/E模型图，进行中期检查
第5～8周(3月28日-4月24日)
4.运用ANSYS软件进行主减速器有限元分析第9～11周(4月25日-5月15日)
5.撰写设计说明书并完善图纸设计第12周(5月16日-5月22日)
二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）
设计内容：在查阅国内外大量相关文献后，深入了解国内外载货汽车主减速器的发展现状。设计的主要内容有：载货汽车主减速器的结构形式和主要参数的选择，主减速器的结构设计计算，主减速器主、从动锥齿轮的强度校核；主减速器Pro/E模型的建立；应用ANSYS进行主减速器齿轮有限元分析。
载货汽车双极主减速器设计毕业论文
载货汽车双极主减速器设计毕业论文一、概览随着物流行业的快速发展，载货汽车的需求与日俱增，其性能和设计质量对于运输效率和安全性至关重要。
作为载货汽车的核心部件之一，双极主减速器在车辆动力传输和性能优化方面扮演着举足轻重的角色。
本文旨在深入探讨载货汽车双极主减速器的设计研究，以期提高减速器的性能，满足现代载货汽车的高效、安全、可靠等要求。
本文首先概述了研究背景和意义，介绍了载货汽车双极主减速器在车辆传动系统中的作用及其发展现状。
阐述了研究的主要内容和目标，包括减速器的设计原理、结构特点、性能参数等。
在此基础上，本文的重点是探讨双极主减速器的设计优化方案，以提高其承载能力和传动效率，降低能耗和噪音，并增强其可靠性和耐用性。
文章还将对设计过程中遇到的关键问题和解决方法进行深入剖析，展示研究成果的实用价值和理论意义。
在论文的结构安排上，本文将遵循科学严谨的研究方法和技术路线。
首先进行文献综述，梳理国内外相关研究现状和进展；其次进行理论分析和数学建模，研究双极主减速器的设计理论和优化方法；然后进行实验验证和性能评估，确保设计的减速器的性能和可靠性；最后进行总结和展望，对研究成果进行总结评价，并提出未来研究的方向和展望。
本文的研究成果将为载货汽车双极主减速器的设计提供理论支持和技术指导，对于提高载货汽车的性能和运输效率具有重要意义。
本文的研究成果也可以为其他类型车辆的减速器设计提供参考和借鉴。
本文旨在通过深入研究和实践，推动载货汽车双极主减速器设计的进步和发展。
1. 研究背景及意义随着经济的飞速发展，物流行业在中国乃至全球范围内都呈现出蓬勃发展的态势。
作为物流行业的重要组成部分，载货汽车在其中扮演着至关重要的角色。
它们承载着大量的货物，穿梭于城市的各个角落，为人们的生产和生活提供了便利。
随着物流需求的不断增加，载货汽车的载重、速度、效率等性能要求也在不断提高。
主减速器作为载货汽车传动系统中的重要组成部分，其性能直接影响到整车的动力性、经济性和安全性。
基于ProE及ANSYS的载货汽车主减速器结构设计与有限元分析
摘要汽车主减速器作为汽车重要的部件之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于轻型卡车显得尤为重要。
当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前轻型卡车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的主减速器。
所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已成为未来重载汽车的发展方向。
本文参照传统主减速器的设计方法进行了轻型卡车主减速器的设计。
首先，确定了主减速器的结构形式；其次，根据所给汽车参数合理的分配主减速器主、从动齿轮模数、齿数，计算出主减速器的相关参数，并对主减速器齿轮进行强度校核；然后选择适合该汽车使用的差速器类型，并对行星齿轮和半轴齿轮模数、齿数进行合理的分配并计算校核，最后，利用Pro/E建模ANSYS软件对主减速器的主要零件进行分析校核，设计出符合该汽车使用的主减速器，并绘制出装配图和零件图。
关键词：轻型货车；单级主减速器；弧齿锥齿轮；ANSYS；Pro/EABSTRACTAs one of the important parts of the car,automobile final drive has a direct impact on the whole performance，especially for the light track.We must complete with an efficient and reliability final drive when using the high power output torque engine to meet current light trucks of fast, reliable final drive. So with high transmission efficiency of single-stage reduction drive axle have become overloaded vehicles in the future direction of development.The design of the Light Truck final drive is refer to the traditional final drive. First,make sure the structure of the mian reducer form; Secondly, according to the given automobile parameters reasonable distribution of main reducer Lord, driven gear module, gear, calculate the primary reducer, and the relevant data of main reducer gear check intensity; Then choose appropriate use of the car, and the differential type planetary gear and half shaft pinion gear module, reasonable distribution and calculation, finally, check using ANSYS software, Pro/E of main reducer modeling analysis the main parts, design that meets the check the main reducer, cars and plot the assembly and detail drawings.Key words: Light Goods Gehicle (LGV); Single-stage Final Grive; The spiral bevel gear；ANSYS; Pro/E目录摘要 (Ⅰ)Abstract (Ⅱ)第1章绪论 (1)1.1研究的目的和意义 (1)1.2主减速器国内外研究现状 (1)1.3设计的主要内容 (2)第2章主减速器结构方案确定 (4)2.1轻型货车参数 (4)2.2主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 (4)2.2.1主动锥齿轮的支承 (4)2.2.2从动锥齿轮的支承 (5)2.3主减速器齿轮的类型分析 (6)2.4主减速器的减速形式 (8)2.4.1单级主减速器 (8)2.4.2双级主减速器 (9)2.4.3贯通式主减速器 (10)2.4.4单双级减速配轮边减速器 (11)2.5 本章小结 (11)第3章主减速器齿轮基本参数的选择与计算 (12)3.1主减速器齿轮计算载荷的确定 (12)3.2主减速器齿轮参数的设计 (13)3.3主减速器锥齿轮的强度校核 (14)3.4主减速器的轴承的选择 (18)3.5主减速器相关零部件的设计 (23)3.5.1差速器的设计 (23)3.5.2其他零部件尺寸的确定 (30)3.6 本章小结 (31)第4章主减速器主要零件PRO/E建模 (32)4.1软件介绍 (32)4.1.1 PRO/E的发展历史 (32)4.1.2 PRO/E的特点和优势 (32)4.2 PRO/E建模 (33)4.2.1 主减速器壳体的建模 (33)4.2.2主减速器齿轮的建模 (35)4.3 本章小结 (40)第5章主减速器主要零件的有限元分析 (41)5.1软件介绍 (41)5.2主减速器壳体的有限元分析 (42)5.3主减速器主动锥齿轮的有限元分析 (45)5.4主减速器从动锥齿轮的有限元分析 (50)5.5 本章小结 (51)结论 (55)参考文献 (56)致谢 (57)附录A (58)附录B (63)第1章绪论1.1研究目的和意义轻型货车在汽车行业中占有较大的比重，而主减速器是轻型货车的一个重要部件，其设计的成功与否决定着车辆的动力性、舒适性、经济性等多方面的设计要求。
主减速器异响失效模式的分析及研究
研齿 ， ２ 起 。故障原因主要集 中在齿轮本身的质 有 ７ 量 问题 和 由齿 轮安 装 调整 间 隙 、 轮 印迹 不 良造 成 齿
根 据南 京依维 柯 车桥分 公 司售后 服务 反馈 信 息 获悉 ，０９年 主减 速器 异 响 失效 故 障频 次 ４ ２０ ２起 ， 频 次 率在 ２０ ０ ９年排公 司重 型 车桥故 障 首位 。 面将介 下 绍如何运 用 鱼刺 图法对 １３后桥 主减 速器 异 响失 效 ５ 故 障信息 进行 处理 和分 析 ，这将对 改 进产 品设 计 与
３ 通 过 鱼刺 图对 主减 异 响 的分 析
产 品质 量是 生产 过程 中许 多 因素共 同作用 的结 果， 这些 因数 是 ：
轮造 成早 期 磨 损 ， 齿 间 啮合 间断 或 不 均匀 ， 重 使 严 的会 出现 卡死现 象 ， 而造 成后 桥产 生异 响。 从
（ 润 滑油 能使 齿 轮表 面形 成 一 种保 护 膜 ， ２） 对 于 抗 击 齿 轮早 期 磨 损 尤 为 重 要 。如齿 轮 油 出现 问 题 ， 能形 成 保护 作用 ， 不 随着 运行 温 度 的逐渐 上 升 ，
齿 轮 齿 面破 坏 的可 能 性 就越 大 ， 时 主 、 动齿 侧 此 被 间 隙加大 ， 后桥 必然 出现 异响 。
①人 ： 操作者对质量的认识 、 技术熟悉程度和身 体状 况等 ； ② 机器 ： 机器 设备 、 装夹 具 的精 度 和维护 保 养 工
状况等；
③ 材料 ： 材料 的成 分 、 物理性 能 和化学 性能 等 ；
乘用车主减速器和差速器设计
摘要汽车问世百余年，特别是从汽车产品的大批量生产及汽车工业的打发展以来，汽车已经对世界经济打发展和人类进入现代生活产生了无法估量的巨大影响，为人类社会的进步作出了不可磨灭的巨大贡献。
为了使大家对汽车这一影响人类社会的产品有更全面、更深入的了解，以便把握住“汽车设计”技术的发展方向，通过对汽车的总体设计，汽车零部件的载荷和计算工况与计算方法，以及汽车各系统、各组成及主要零部件的结构分析和设计计算的概述，是大家对汽车的设计理论与设计技术有更好的认识与突破。
汽车主减速器及差速器是汽车传动中最重要的部件之一。
它能够将万向传动装置传来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现降速增扭。
本次设计的是有关乘用车的主减速器和差速器，并要使其具有通过性。
本次设计的内容包括有：方案选择，结构的优化与改进。
齿轮与齿轮轴的设计与校核。
并且在设计过程中，描述了主减速器的组成和差速器的差速原理和差速过程。
方案确定主要依据原始设计参数，对比同类型的减速器及差速器，确定此轮的传动比，并对其中重要的齿轮进行齿面接触和齿轮弯曲疲劳强度的校核。
而对轴的设计过程中着重齿轮的布置，并对其受最大载荷的危险截面进行强度校核。
主减速器及差速器对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用，是汽车设计的重点之一。
关键词：驱动桥；主减速器；差速器；半轴AbstractVehicle drive axle at the end of the transmission system, the basic skills to use is to increase the transmission came directly from the drive shaft or torque, the torque distribution to the left and right wheels, and get differential requirements. In the drive axle, the realization of the usefulness of the main parts of this series are the main reducer, differential, axle, but also other transmission devices and axle. The main design principle of the drive axle was carefully understanding and statement, Santana 2000, the main reducer drive axle, differential, axle and other important components such as a detailed design. In the design process, according to the principles of automotive design and procedures, carried out a detailed calculation. In the design process, but also analysis of the components need to adopt the method, the feasibility of the program discussions, and possible faults of thinking, the last on the important parts and the assembly showing the way with engineering drawings.Keywords：Drive axle ；Main reducer ；Differential ；Axle目录摘要 (I)目录 (II)第1章绪论 (1)1.1选题的背景与意义 (1)1.2 研究的基本内容 (1)1.2.1 主减速器的作用 (2)1.2.2 主减速器的工作原理 (2)1.2.3 国内主减速器的状况 (2)1.2.4 国内与国外差距 (2)1.3 课题研究内容 (3)1.3.1主减速器的结构分析 (3)1.3.2 差速器的结构分析 (3)第2章主减速器的设计 (5)2.2主减速器的方案确定 (5)2.3主减速器从动齿轮支承方案确定 (5)2.3.1主动双曲面锥齿轮 (5)2.3.2从动双曲面锥齿轮 (4)2.4基本参数的选择与计算载荷的确 (5)2.4.1 齿轮计算载荷的确定 (5)2.4.2 主减速器基本参数的选择 (8)2.4.3 主减速器准双面圆锥齿轮的集合计算 (10)2.4.4 主减速器齿轮的热处理 (17)第3章差速器的设计 (19)3.1 差速器概述 (19)3.2 差速器的结构形式选择 (20)3.3 差速器齿轮的基本参数选择 (20)3.3.1 行星齿轮数目的选择 (20)3.3.2 行星齿轮球面半径R的选择 (22)B3.3.3 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 (21)3.3.4 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 (21)3.3.5 压力角 (21)3.3.6 行星齿轮轴直径d及支承长度L (22)3.4 差速器齿轮的集合计算 (22)3.5 差速器齿轮的强度计算 (24)第4章轴的设计 (25)4.1 主动锥齿轮轴的设计 (25)4.1.1 锥齿轮齿面上的作用力 (25)4.1.2 齿宽中点处的圆周力 (26)4.1.3 锥齿轮轴向力和径向力 (26)4.1.4 轴和轴承的计算 (27)4.1.5 齿轮轴承径向载荷的计算 (28)4.1.6 主动锥齿轮轴参数设计 (28)4.1.7 主动锥齿轮轴的校核 (29)4.2 行星齿轮轴的设计 (31)4.2.1 普通平键的选择 (31)4.2.2 圆柱销的选择 (31)4.2.3 计算载荷的确定 (31)4.2.4 行星齿轮轴的强度计算 (32)第5章结论 (33)参考文献 (34)致谢 (35)第1章绪论1.1选题的背景与意义主减速器和差速器是汽车是驱动桥的中的一部分,是传动系统的重要组成部分.主减速器的功用是增大转矩同时降低转速,差速器的作用是能使同一个驱动桥上的两个车轮以不同的速率旋转.单级主减速器通常由主动齿轮从动齿轮组成,在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮或一组行星齿轮。
汽车后桥主减轴承盖和减速器壳新型连接结构的设计研究
主要 缺点 ： ｉ ）由于需 要 圆柱销 限位 ， 所 以主减 速 器壳 和 轴 承盖上 的孔径 精度要 求高 ， 加工不便 ； ２）为便 于装 配 ， 主减速器 壳 和轴 承盖 的销 孑 Ｌ
图１ 主减速器壳和轴承盖的连接示意图
距离精度要求高， 加工精度难 以保证 ；
３ ４ 技 术纵 横
轻 型汽 车技 术
２ ０ １ ３ （ ３） 总 ２ ８ ３
采用喷丸强化工艺提高汽车后桥 主被动 齿轮疲劳寿命
宋怀兰 宋加伟 郑亚冰 王 国林 黄卫祥
（ 南京依 维柯 汽车有 限 ， 厶 ＼ 司）
摘
要
某轻 型 汽车 随发 动机 动 力的提 升 ， 原配后桥 主被 动齿 轮 疲 劳寿命 不能 满足设 计要 求。 针 对 这一 问题 ， 本文提 出采 用喷 丸强４ ￣ － ｒ － 艺提 高齿轮 的承载 能 力 ， 制定 了
２ 产 品介 绍
主减 速 器壳 总 成机 械 加工 过 程 的描 述 ： Ａ、 先 后完 成左 、右 轴承 盖和减 速器壳 各 零件 的加 工要 求； Ｂ、将加 工后 的轴承 盖 和减速 器壳通 过 专用工 具和 工装用 连接 螺栓完 成装 配 ； Ｃ 、将装 配 完成 的
主减 速器 壳总成 ，再 通过 机械加 工 的方式 完 成轴
素 ，造 成疲 劳失 效 的变载荷 峰值 通常 远小 于静 态 破 坏分 析得 到的 “ 安全 ” 载荷。 驱动桥作 为汽 车最 重要 的承载 部件 之一 ，无 时无刻 承受 着不 同形 式
度 Ｈ Ｒ Ｃ ５ ８ ～６ ４ ， 有 效 硬 化层 深 度 （ 齿 面处 ） １ ０～
１ ． ４ ｍ ｍ， 心部硬 度 （ 在 １ ／ ３ 齿 高处 ） ： ＨＲ Ｃ ３ ０～ ４ ５ 。 １ － ２ 齿轮 疲劳寿 命试验 该 车型配 备 ４ ９ ０发动 机传 递至后 桥输 入扭 矩
汽车主减速器选垫技术分析研究
adjusting shims for the rear drive unit are the key point to the assembly quality. Based on the shim selection
method of the rear drive unit, the dimensional chain of adjusting shim is analyzed and researched. By opti
(3)
式中， :轴承端面至小齿轮端面的距离；
l 2:差速器齿轮端面至轴承端面的距离；
^:差速器两个轴承端面的距离；
H 2:壳体轴线至小齿轮轴承座端面距离；
壳体轴承至差速器轴承座端面距离；
L 3:壳体端面至差速器轴承座端面距离；
L 5 :壳盖端面至轴承座端面距离。
由上述分析可知，整 个 尺 寸 链 中 ，调整垫片为 补偿环。装配完成时，轴承处于预紧状态，通 过 乃 、
车 主 减 速 器 选 垫 技 术 ，对 调 整 垫 片 的 测 选 尺 寸 链 进 行 分 析 研 究 ，并 针 对 选 垫 相 关 的 测 量 系 统 以 及 选 垫 反 馈
系统进行优化改进，最终提高主减速器的装配质量和装配效率。
[Abstract] The assembly of the rear drive unit affects the performance of the automobile directly. Suitable
尺寸链示意图如图2 所 示 ，建 立 垫 片 T,、T2、T3 的尺寸链公式：
Mandrel
图 2 尺寸链示意图
Fig. 2 Drawing of dimension chain
斯太尔重型车双级主减速器设计-任务书
production.JustinCok.2006
六、备注
指导教师签字：
年 月 日
教研室主任签字：
年 月 日
毕业设计（论文）任务书
学生姓名
系部
汽车工程系
专业、班级
指导教师姓名
职称
高级实验师
从事
专业
汽车运用技术
是否外聘
□是■否
题目名称
斯太尔重型车双级主减速器设计
一、设计（论文）目的、意义
载货汽车的有关参数
名称
代号参数
驱动形式
4×2
装载质量／t
8.510
总质量／t
16
发动机最大功率／kw及转速／r／min
- 140-2500
2技术要求（研究方法）
要求将汽车构造、汽车设计、机械制图、计算机软件等相关知识有机结合、熟练运用；
要求熟练运用CAD软件。
三、设计（论文）完成后应提交的成果
1、完成设计说明书一份（1.5万字以上）。
2、绘制总装配图和主要零件图，图量折合A0图纸3张以上。
3、设计资料的电子稿件一份。
四、设计（论文）进度安排
第一周～第二周查阅资料，学习主减速器设计，开题报告。
第三周撰写文献综述。
第四周～第六周主减速器传动比计算及主、从动锥齿轮齿数分配；主、从动锥齿轮设计计算和校核；
第七周～第九周二级主、从动圆柱齿轮齿数分配；主、从动圆柱齿轮设计计算和校核；
第十周轴承的选择及箱体设计
第十一周～第十二周绘制主减速器设计装配图及零件图。
减速器实验报告
减速器实验报告一、引言减速器是一种机械设备，常用于工程和机械系统中，用于减少驱动设备（例如电动机）的转速，并进行扭矩的转换。
本实验旨在研究和分析不同类型减速器的性能和工作原理，以及它们在机械系统中的应用。
二、实验设备和方法2.1 实验设备本实验使用了两种常见的减速器：齿轮减速器和带传动减速器。
齿轮减速器由主动轮和从动轮组成，而带传动减速器则通过带传动来实现减速。
2.2 实验方法分别对两种减速器进行实验，测量转速和转矩的变化，以及传动效率。
实验过程中需要注意减速器是否正常运行，是否出现异常现象。
三、实验结果及分析3.1 齿轮减速器实验结果在对齿轮减速器进行实验测量时，我们发现随着主动轮转速的增加，从动轮的转速逐渐减小，从动轮的转矩也相应增大。
这说明齿轮减速器能够降低输入轴的速度，并同时提供较大的扭矩。
齿轮减速器的传动效率也比较高，能够将输入扭矩有效传递给输出轴。
3.2 带传动减速器实验结果带传动减速器在实验中表现出一定的不同。
我们发现当负载较大时，带传动减速器的传动效率较低，部分能量损失在带传动过程中。
此外，随着传动比的增大，带传动减速器输出轴的转矩也相应增加，但转速降低的程度并不明显。
这说明带传动减速器在一定程度上可以提供较大的转矩，但转速降低效果可能较差。
四、讨论4.1 减速器的应用减速器在各种机械系统中都有广泛的应用。
例如，在工业生产线上，减速器可以将高速运动的电机转速降低，以适应不同的工艺和产能要求。
在汽车行业中，减速器常用于传动系统中，以实现速度和扭矩的转换。
此外，减速器还广泛应用于船舶、航空等领域。
4.2 减速器的优缺点通过本次实验，我们可以看到不同类型减速器的优缺点。
齿轮减速器具有传动效率高、扭矩输出稳定的特点，但声音较大，造价也较高。
而带传动减速器则便宜且安装维护较容易，但传动效率较低，且受环境因素影响较大。
五、结论本次实验通过对齿轮减速器和带传动减速器的实验观察和测量，得出了一些结论。
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引言汽车主减速器总成是汽车传动系的重要部件之一,其功用是降速增矩(将输入的转矩增大并相应降低转速),并可改变发动机转矩的传递方向,以适应汽车的行驶方向。
主减速器总成对装配精度的要求很高,其制造和装配质量对驱动桥乃至整车的性能有很大的影响。
由于受到传统制造、装配工艺和测控手段限制,主减速器的装配质量往往满足不了高质量汽车的要求。
近年国内许多车桥生产厂家先后使用了成套制造设备和主减速器柔性装配线,使制造和装配质量有了一定的提高,但针对其装配精度的检测,目前尚缺乏自动化测控设备。
汽车主减速器设计与研究1 基本设计参数1）.发动机最大功率: 55 kw/rpm2）.发动机最大扭矩: 161.7 Nm/rpm3）.五档手动变速器: 低速档比: 6.084）.主减速比：4.48高档速比:1.005）.轮胎型号:185/75R16 （即轮胎半径332.7mm) 6）.汽车总质量: 42000 kg2 驱动桥简介汽车驱动桥位于传动系的末端。
其作用主要有增扭，降速，改变转矩的传递方向，并合理的将转矩分配给两个驱动车轮；而且，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。
驱动桥一般由主减速器，差速器，半轴和桥壳组成。
目前国内大型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。
这些企业几乎占到国内大型车桥90%以上的市场。
设计驱动桥时应当满足如下基本要求：1)选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。
2)外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。
3)齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。
4)在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。
5)具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。
6)与悬架导向机构运动协调。
7)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。
3驱动桥结构形式及选择驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。
当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。
独立悬架驱动桥结构较复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。
3.1非断开式驱动桥普通非断开式驱动桥，结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。
他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。
这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。
3.2断开式驱动桥断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。
断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。
断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏。
但是，由于与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。
由于本设计车辆为小型客车，所以选用断开式驱动桥。
4 主减速器的结构设计4.1主减速器的齿轮类型及选择a螺旋锥齿轮 b双曲面齿轮 c圆柱齿轮传动 d螺杆传动图1.1主减速器的几种齿轮类型主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮（见图1.2），圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。
在此选用螺旋锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。
由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。
而螺旋锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的螺旋锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。
另外，螺旋锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。
(a)螺旋锥齿轮传动； (b)双曲面齿轮传动图1.2 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动本设计选择格里森式螺旋锥齿轮（弧齿），主从动齿轮螺旋角相等。
4.2主减速器的减速形式为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的（见图1.3）。
按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双速主减速器、双级减速配以轮边减速器等。
双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上。
单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。
单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。
由于i0=4.48＜6，所以采用单级主减速器。
图1.3 单级主减速器（左）、双级主减速器（右）4.3主减速器主减速器主，从动锥齿轮的支承形式主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式和跨置式两种。
悬臂式安装通常在负荷较小的小客车和轻型载荷汽车上采用，所以本设计采用悬臂式的主动锥齿轮支撑方式（见图1.4）。
采用悬臂式安装时，为保证齿轮的刚度，主动齿轮的轴颈应尽可能的加大，并使两轴承间距b比悬臂距离c大2.5倍以上，同时b不能小于所支承的齿轮大端节圆直径的70%。
图1.4 主动锥齿轮悬臂式从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（见图1.5）。
为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。
为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。
为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。
图1.5 从动锥齿轮支撑形式5 主减速器齿轮参数设计与强度校核5.1 主减速器齿轮计算载荷的确定5.1.1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T ce （N ·m ）：/ce tpd TL d T T T i K n η=⋅⋅⋅ （1-1）式中：i TL —发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比，i TL =i g1·i 0=6.018×4.48=26.96；T tpd —发动机的输出的最大转矩，根据第三章取161.7 N ·m ；ηT —传动系上传动部分的传动效率，在此取0.93；n —该汽车的驱动桥数目在此取1；K d —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K d =1.0，当性能系数f p >0时可取K d =2.0，f p 根据式（1-2）可得； 116-0.195 0.195161000 0.19516tpd tpd p tpd Mg Mg T T f Mg T ⎧⎫⎛⎫>⎪⎪ ⎪ ⎪⎪⎪⎝⎭=⎨⎬⎪⎪<⎪⎪⎩⎭当当（1-2） 式中：M —汽车满载时的总质量，在此取42000kg ；f P —汽车的性能系数。
所以根据上式可得： 7.161104200195.0⨯⨯= 50.65>16 f p =-0.3465<0 即K d =1.0由以上各参数可求T ce ：ce T =193.00.196.267.161⨯⨯⨯=4054.27N ·m 5.1.2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩T cs （N ·m ）：LB LB r i r G T cs ⋅=ηϕ/2 （1-3）式中：G 2—汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥所承载23692.3N的负荷；φ—轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取φ=0.85；对于越野汽车取 1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25；r r —车轮的滚动半径，在此滚动半径为0.3327m ；ηLB ，i LB —分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，ηLB 取0.9，由于没有轮边减速器i LB 取1.0。
所以根据上式可得： LB LB r cs i r G T ⋅=ηϕ/2=0.19.03327.085.03.23692⨯⨯⨯= 7444.52N ·m 5.1.3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩T cf （N ·m ）：对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：()()a T r cf R H P LB LB G G r T f f f i nη++⋅⋅=+ （1-4） 式中：G a —汽车满载时的总重量，取4200×9.8=41160N ；G T —所牵引的挂车满载时总重量(N)，但仅用于牵引车的计算,此处为0；f R —道路滚动阻力系数，取0.012；f H —汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于货车公交车可取0.05~0.09，在此取0.07；f P —汽车的性能系数在此取0。
所以根据上式可得： ()()a T r cf R H P LB LB G G r T f f f i n η++⋅⋅=+ 即，T cf =()007.0012.010.19.03327.041160++⨯⨯⨯=1247.67 N ·m 注意：当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩取前面两种的较小值，即[]T T T cs ce c ,min =；当计算锥齿轮的疲劳寿命时，T c 取T cf 。
5.2 主减速器锥齿轮的主要参数选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数z 1和z 2，从动锥齿轮大端分度圆直径d 2、端面模数m t 、主从动锥齿轮齿面宽b 1和b 2、中点螺旋角β、法向压力角α等。
5.2.1主、从动锥齿轮齿数z 1和z 2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1）为了磨合均匀，z 1，z 2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z 1一般不小于6。
4）主传动比i 0较大时，z 1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，z 1和z 2应有适宜的搭配。
查阅资料可知对于传动比为i 0=4.48的汽车来说，主动齿轮的齿数初选z 1=9，从动齿轮齿数z 2=40。