【正文】 減速器Ⅰ要自行設(shè)計，是該課題的主要任務(wù)，采用展開式二級以上閉式齒輪傳動，允許速度誤差為5%，保持中心距a=300mm., 能夠掛倒檔，以保證運梁車倒車時能保持前進(jìn)時相同的速度，提高工作效率； 減速器Ⅱ采用單級開式斜齒輪傳動，傳動比iⅡ=， 驅(qū)動橋采用東風(fēng)—140，總傳動比i驅(qū)=38/6=；輪胎處采用一對單級開式直齒輪傳動，傳動比i胎=86/14=。它的結(jié)構(gòu)簡圖如圖11所示： 圖11傳動方案2：減速器Ⅰ采用展開式三級閉式齒輪傳動，特點：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命較長、維護(hù)方便，裝拆容易，工作可靠。其結(jié)構(gòu)簡圖如圖12所示。三、 原動件的選擇發(fā)動機的計算： 整車滾動阻力F1（平實路面地） 整車上坡阻力F2 總阻力F3 圖12可跨檔減速器1— 滑移齒輪；2—軸承1；3—齒輪2；4—齒輪3；5—軸承3；6—齒輪4；7—軸承5；8—軸承7；9—軸承8；10—輸出齒輪6；11—齒輪5；12—軸承6；13—軸承4；14—軸承2 總阻力矩T阻(輪胎半徑R=530mm) 半軸切應(yīng)力 輪功率P轉(zhuǎn) 發(fā)動機功率P（總傳動效率為=） 附著力 F附 不打滑條件：∴該車在工作情況下不會打滑。四、 機構(gòu)運動分析與動力參數(shù)選擇與計算（一）運梁車的總傳動比和各傳動比的分配方案選擇(1) 總傳動比的計算發(fā)動機轉(zhuǎn)速 ，車輪的轉(zhuǎn)速，（根據(jù)運梁車滿載時每小時只走800900m，）總傳動比(2)傳動比的分配變速器采用是標(biāo)準(zhǔn)件，且當(dāng)它為最低檔為時傳動比i變=；減速器Ⅱ傳動比iⅡ=，允許速度誤差為5%； 驅(qū)動橋采用東風(fēng)—140，總傳動比i驅(qū)=38/6=； 輪胎處傳動比i胎=86/14=； 則減速器Ⅰ的傳動比（二）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算(1)各軸的轉(zhuǎn)速 將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸。 減速器分為跨倒檔與不跨檔（見圖12）跨倒檔時，通過輸入軸的滑動齒輪與轉(zhuǎn)向軸Ⅱ右齒輪嚙和，在通過轉(zhuǎn)向軸Ⅱ齒輪3與傳動軸Ⅲ齒輪4的嚙和，在通過傳動軸Ⅲ的齒輪5與輸出軸Ⅳ齒輪6的嚙和，從而傳動動力。(2)各軸的效率和功率 根據(jù)條件已知：變速箱的機械傳動效率 花鍵聯(lián)軸器的傳動效率 每對圓柱齒輪的傳動效率（很好的跑和的7級精度齒輪傳動） 每對滾動軸承的傳動效率 萬向節(jié)的傳動效率a）各軸的傳動效率 第一級的傳動效率第二級的傳動效率第三級的傳動效率第四級的傳動效率b) 各軸的功率減速器輸入軸Ⅰ的輸入功率： 轉(zhuǎn)向軸Ⅱ的功率： 轉(zhuǎn)向軸Ⅲ的功率：輸出軸Ⅳ的功率 （3）各軸的轉(zhuǎn)矩 輸入軸Ⅰ轉(zhuǎn)向軸Ⅱ轉(zhuǎn)向軸Ⅲ輸出軸Ⅳ運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名輸出功率P（kW）轉(zhuǎn)速n(r/min)轉(zhuǎn)矩T（）效率η輸入軸Ⅰ轉(zhuǎn)向軸Ⅱ轉(zhuǎn)向軸Ⅲ輸出軸Ⅳ五、齒輪的設(shè)計及校核（一）、 選擇材料，熱處理，齒輪精度等級和齒數(shù) 由機械設(shè)計手冊，考慮到工廠加工條件和減速器要承受很大的轉(zhuǎn)矩，選擇大小齒輪材料都為20CrMnTi,滲碳處理，硬度為55～60HRC，抗拉強度，屈服強度；精度7級。 實際輸入軸轉(zhuǎn)速實際輸出軸轉(zhuǎn)速 （二）、 校核齒輪強度1 滑移齒輪和齒輪2的設(shè)計計算a)、設(shè)計參數(shù) 傳遞功率 P= 傳遞轉(zhuǎn)矩T1= 齒輪1轉(zhuǎn)速 n1= 齒輪2轉(zhuǎn)速 n2= 該嚙合傳動比 i=　　原動機載荷特性:均勻平穩(wěn)。 載荷系數(shù)節(jié)點區(qū)域系數(shù)　　材料的彈性系數(shù)　　接觸強度重合度系數(shù)　　接觸強度螺旋角系數(shù)　　重合、螺旋角系數(shù)　 齒面接觸許用應(yīng)力 齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)　接觸疲勞壽命系數(shù)由機械設(shè)計表611得（不允許有一定量點蝕） 　　查表得潤滑油膜影響系數(shù)　　工作硬化系數(shù) 最小安全系數(shù)　　接觸強度尺寸系數(shù) Zx= 齒面接觸許用應(yīng)力： 齒寬，圓整取齒寬b=30,模數(shù),取m=6,由此可知大小齒輪直徑d=138mm。 圓周力 由此可知，原假設(shè)合理： 齒間分布載荷系數(shù) 重新設(shè)計后數(shù)據(jù)如下：載荷系數(shù)　　齒向載荷分布系數(shù) KHβ=　　綜合變形對載荷分布的影響 Kβs=　　安裝精度對載荷分布的影響 Kβm=　　節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=　　材料的彈性系數(shù) ZE=　　接觸強度重合度系數(shù) Zε=　　接觸強度螺旋角系數(shù) Zβ=　　重合、螺旋角系數(shù) Zεβ=　　接觸疲勞壽命系數(shù) Zn=　　潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr=模數(shù)(法面模數(shù)) Mn=　　端面模數(shù) Mt=　　螺旋角 β=0度　　基圓柱螺旋角 βb=0度齒輪2變位系數(shù) X=0　　齒輪2齒寬 B=30mm　　齒輪2齒寬系數(shù) Φd=30/138=齒頂高系數(shù) ha*=1.　　頂隙系數(shù) c*=　　壓力角 α*=20度　　端面齒頂高系數(shù) ha*t=1.　　端面頂隙系數(shù) c*t=　　端面壓力角 α*t=20度　 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a=138mm　　實際中心距 a=138mm　　齒數(shù)比 U=　　端面重合度 εα=　　縱向重合度 εβ=　　總重合度 ε=校核：由式： 　 結(jié)果：齒輪的接觸疲勞強度安全。工作機載荷特性:均勻平穩(wěn)　 預(yù)定壽命 取6000時b)、齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算公式按 閉式齒輪結(jié)構(gòu)，硬齒面齒輪，滑移齒輪1采用非對稱布置（軸鋼性較大），齒輪2也采用非對稱布置（軸鋼性較大）取齒寬系，齒面嚙合類型 ：硬齒面，　　熱處理質(zhì)量級別 Q=ML齒輪2材料及熱處理 20CrMnTi滲碳　　齒輪2硬度取值范圍 HRC=55～60 齒輪2接觸強度極限應(yīng)力 σHlim=1500MPa 齒輪6抗彎疲勞基本值σFE=580MPa由機械設(shè)計表67，查得使用系數(shù)，試取動載荷系數(shù)，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取齒向載荷分布系數(shù)，按齒面硬化，直齒輪，7級精度，取齒間載荷分布系數(shù)。 按計算結(jié)果校核前面的假設(shè)是否正確： 齒輪節(jié)圓速度 由此可得 動載系數(shù) Kv=。c)、齒根彎曲疲勞強度校核　 計算公式 查表可知：齒輪5復(fù)合齒形系數(shù) Yfa5=　　齒輪5應(yīng)力修正系數(shù) Ysa5=　　齒輪6復(fù)合齒形系數(shù) Yfa6=　　齒輪6應(yīng)力修正系數(shù) Ysa6=抗彎強度重合度系數(shù) Yε=　　抗彎強度螺旋角系數(shù) Yβ=　　抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Yεβ=　　按式計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力 壽命系