重型货车减速器设计[大全五篇]

第一篇：重型货车减速器设计

摘要

汽车主减速器是驱动桥最重要的组成部分，其功用是将万向传动装置传来的发动机转矩传递给驱动车轮，是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动机纵置的汽车来说，主减速器还有改变动力传输方向的作用。与国外相比，我国的车用减速器开发设计不论在技术上、制造工艺上，还是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齿轮制造技术缺乏开发与创新能力，技术手段落后。目前比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次，缺乏有国际影响力的产品品牌，行业整体散乱情况依然严重。本课题设计的是重型货车双级减速器，它由两对齿轮副组成，i0较大，可以增大离地间隙，提高了汽车的通过性，本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对主，从动锥齿轮的强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。本文采用双曲面锥齿轮作为重型货车的主减速器，希望这能作为一个课题继续研究下去。

总体来说，车用减速器发展趋势和特点是向着六高、二低、二化方向发展，即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率，低噪声、低成本，标准化、多样化。

关键字： 重型货车 驱动桥 双级减速器 锥齿轮 Abstract

The automobile main gear box is the driving axle most important constituent, its function is the motor torque which

transmits the rotary transmission device transmits for actuates the wheel, is in the automobile power transmission reduces the rotational speed, to increase the torque the major component.The automobile which vertical sets to the engine, the main gear box also has the change power transmission direction function.With overseas compares, our country's Che Yong reduction gear development design, no matter technically, in fabrication technology, has not the small disparity in the cost control, particularly the gear technique of manufacture lacks the independent

development

and

innovation

ability,

the

technological means is backward.At present the quite prominent question is, profession whole new product development ability is weak, the craft innovation and the management level are low, the business management way is more extensive, perspective's product still for the low scale, deficient had the international influence product brand, the profession whole scattered in disorder situation is still serious.This topic is designed two-stage reducer heavy truck , which formed by the two pairs of gears, i0 greater ground clearance can be increased to improve the car's passing ability, this paper identify the main components of the structure type and the main design parameters;and then refer to a similar drive axle of the structure, determine the overall design scheme;Finally, the driving and driven bevel gears and check the strength of the life of the supporting bearings checked.In this paper, double-curved bevel gear reducer as the main heavy truck , hoping that this will be pursued as a topic.Generally speaking, the vehicle is turns toward six high, two low, two directions with the reduction gear trend of development and the characteristic to develop, namely high bearing capacity, high tooth face degree of hardness, high accuracy, high velocity, redundant reliability,

high transmission efficiency, low noise, low cost, standardization, diversification.Keywords: Heavy truck drive axle

Doublestage reducer bevel gear 第一章 绪论 1.1 引言

现代汽车驱动桥上，主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应减低转速，以及档发动机纵置时具有改变转矩传递方向的作用。单级主减速器主要由主动齿轮和从动齿轮组成。在双级主减速器中，通常还要加一组行星齿轮或一对圆柱齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。主减速器采用最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在某些公共汽车和重型货车上有时也选用涡轮传动。

结合本设计题目，本人可综合运用《机械原理》、《汽车构造》、《汽车理论》、《汽车设计》、《机械设计》等专业课程知识和国内外相关杂志、论文、期刊，以及各种机械设计手册，通过对双级主减速器工作状况和设计要求对其结构形状进行分析，得出总体方案，按总体方案对各零部件的运动关系进行分析得出双级主减速器的整体结构尺寸，然后以各个系统为模块分别进行具体零部件的设计校核计算，得出各零部件的具体尺寸，再重新调整整体结构，不断反复计算从而使减速器的性能主要使寿命和稳定性及润滑情况进行优化设计。努力达到设计要求，达到综合训练的效果。由于本题目和工程一线实际情况相近，让我与实际工程相接处，提高解决实际问题的能力。

1.2 本设计基本参数 设计的车型：重型货车

轮距：前轮距：2010/2010 后轮距：1860/1860mm 驱动形式： 8X4 轴距：1800+4700+1350mm 整车重量：11.605吨 额定载重：19.2吨 最大总质量：31吨 最高车速：90KM/h 1档传动比：11.02

最大输出功率：250KW 马力：340马力 扭矩：1425N·m 最大扭矩转速：1300 额定转速：2100RPM 轮胎规格：11.00R20 前进挡个数：9 3

第二章 双级主减速器结构方案分析

主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，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后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。

驱动桥中主减速器设计应满足如下基本要求：

a）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。b）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。

c）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。d）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。

2.1 双级主减速器的齿轮类型

主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。

主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。

在此第一级齿轮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，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连接平稳地转向另一端。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,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。第二级齿轮选用圆柱齿轮传动。

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。

2.2 主减速器的减速形式

主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等，本课题主要是分析双级主减速器的减速形式。2.2.1双级主减速器传动形式

整体式双级主减速器主要有三种结构方案：

a）第一级螺旋齿轮或双曲面齿轮、第二级圆柱齿轮(图2.2—1a)b)第一级行星齿轮、第二级螺旋或双曲面齿轮(图2.2—1b)c）第一级圆柱、第二级螺旋或双曲面齿轮(图2.2—1c)

图2.2—1a 图2.2—1b 图2.2—1c 由于一般中重型载货汽车和大型客车，越野车需要较大的传动比，增大离地间隙，提高汽车通过性，所以本设计采用纵向水平布置的第一级螺旋齿轮、第二级圆柱齿轮的双级主减速器。

2.2.2双级主减速器布置形式

a）纵向水平布置：使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大(图2.2—2a)。b）垂向布置：使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。（图2.2—2b）

c）斜向布置：有利传动轴布置和提高桥壳刚度（图2.2—3c） 图2.2—2a 图2.2—2b 图2.2—2c

第三章 双级主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。

第二篇：二级减速器设计

西南大学工程技术学院课程设计（论文） 目

录

引

言.....................................................................................................................错误！未定义书签。2 传动装置的总体设计............................................................................................................................3 2.1电动机的选择...........................................................................................错误！未定义书签。

2.1.1电动机类型的选择.......................................................................错误！未定义书签。2.1.2

电动机功率的确

定.......................................................................错误！未定义书签。2.1.3确定电动机转速.............................................................................错误！未定义书签。2.2

总传动比的计算和分配各级传动

比.......................................................错误！未定义书签。2.3传动装置的运动和动力参数计算...........................................................错误！未定义书签

。3.1

3 第

一传级

动齿

零轮

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算..........................................................................................错误！未定义书签。 算...................................................................错误！未定义书签。3.2第二级齿轮传动的设计计算...................................................................错误！未定义5 书签。

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初5.25.3

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义7.1

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算......................................................................................错误！未定义书签。 算...................................................................................错误！未定义书签。7.2中间轴轴承的计算...................................................................................错误！未定义书签。7.3

低速轴轴承的计

算...................................................................................错误！未定义书签。8 键连接的选择和计算..........................................................................................错误！未定义书签。

8.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算..................................................错误！未定义书签。8.2 中间轴与小齿轮键联接的选择和计算..................................................错误！未定义书签。8.3 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算..................................................错误！未定义书签。8.4 低速轴与齿轮键联接的选择和计算......................................................错误！未定义书签。8.5 低速轴与联轴器键联接的选择和计算..................................................错误！未定义书签。9

减9.1

速减

器

速附

件器

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说选

明..................................................................................错误！未定义书签。 择...................................................................................错误！未定义书签。9.2减速器说明..............................................................................................错误

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10

结

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未定义书签。参考文

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需定制课程设计可联系: QQ:631768401 海天机械设计 第三篇：《主减速器设计》

第三章 主减速器设计

一、主减速器结构方案分析

主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、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。

1.螺旋锥齿轮传动

螺旋锥齿轮传动(图5-3a)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5—3 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.双曲面齿轮传动

双曲面齿轮传动(图5-3b)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1大于从动齿轮螺

旋角2(图5—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

F1cos1F2cos2

图5-4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；β 1、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5—4)。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

i0sF2r2r2cos2F1r1r1cos1

(5-2)式中，i0s为双曲面齿轮传动比；r1、r2分别为主、从动齿轮平均分度圆半径。

螺旋锥齿轮传动比i0L为 i0Lr2r1

(5-3)令Kcos2cos，则i0sKi0L。由于1>2，所以系数K>1，一般

1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。

2)当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。

3)当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。

另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点： 1)在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。

2)由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的1大于从动齿

轮的2，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30％。

4)双曲面主动齿轮的变1大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。

5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。6)双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。

但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：

1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96％，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99％。

2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。

4)双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。

由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。

一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮 传动均可采用。

3．圆柱齿轮传动

圆柱齿轮传动(图5—3c)一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿

车驱动桥(图5—5)和双级主减速器贯通式驱动桥。 图5—5 发动机横置且前置前驱动轿车驱动桥 4．蜗杆传动

蜗杆(图5—3d)传动与锥齿轮传动相比有如下优点：

1)在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比(可大于7)。

2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。3)便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。4)能传递大的载荷，使用寿命长。5)结构简单，拆装方便，调整容易。

但是由于蜗轮齿圈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。

蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。

主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等。

1.单级主减速器

单级主减速器(图5—6)可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。

单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。 2.双级主减速器

双级主减速器(图5—7)与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0一般为7～12。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。

整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮(图5—8a)；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二

图5—6 单级主减速器 级为锥齿轮(图5—8b)；第一级为圆柱齿轮，第二级

为锥齿轮(图5—8c)。

对于第一级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平(图5—8d)、斜向(图5—8e)和垂向(图5—8f)三种布置方案。

纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大。垂向布置使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。

在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减速器中分配传动比时，圆柱齿轮副和锥齿轮副传动

比的比值一般为1.4～2.O，而且锥齿轮副传动比一般为1.7～3.3，这样可减小锥齿轮啮合时的轴向载荷和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，以改善其支承刚度，提高啮合平稳性和工作可靠性。

3.双速主减速器 图5-7双级主减速器 图5-8双级主减速器布置方案

双速主减速器可以由圆柱齿轮组(图5-9a)或行星齿轮组(图5-9b)构成。圆柱齿轮式双速主减速器结构尺寸和质量较大，可获得的主减速比较大。只要更换圆柱齿轮轴、去掉一对圆柱齿轮，即可变型为普通的双级主减速器。行星齿轮式双速主减速器结构紧凑，质量较小，具有较高的刚度和强度，桥壳与主减速器壳都可与非双速通用，但需加强行星轮系和差速器的润滑。

图5—9 双速主减速器 a)圆柱齿轮式 b)行星齿轮式 1-太阳轮 2-齿圈 3-行星齿轮架 4-行星齿轮 5-接合齿轮

双速主减速器的换挡是由远距离操纵机构实现的，一般有电磁式、气压式和电一气压综合式操纵机构。由于双速主减速器无换挡同步装置，因此其主减速比的变换是在停车时进行的。双速主减速器主要在一些单桥驱动的重型汽车上采用。

4．贯通式主减速器

贯通式主减速器(图5-10，图5-1 1)根据其减速形式可分成单级和双级两种。单级贯通式主减速器具有结构简单，体积小，质量小，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性等优点，主要用于轻型多桥驱动的汽车上。根据减速齿轮形式不同，单级贯通式主减速器又可分为双曲面齿轮式及蜗轮蜗杆式两种结构。双曲面齿轮式单级贯通式主减速器(图5-lOa)是利用双曲面齿轮副轴线偏移的特

图5—10 单级贯通式主减速器 a)双曲面齿轮式 b)蜗轮蜗杆式 点，将一根贯通轴穿过中桥并通向后桥。但是这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的

，而且主动齿轮工艺性差，主减速比最大值仅在5左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱

动桥上。当用于大型汽车时，可通过增设轮边减速器或加大分动器速比等方法来加大总减速

比。蜗轮蜗杆式单级贯通式主减速器(图5—10b)在结构质量较小的情况下可得到较大的 速比。它使用于各种吨位多桥驱动汽车的贯通式驱动桥的布置。另外，它还具有工作平滑无

声、便于汽车总布置的优点。如蜗杆下置式布置方案被用于大客车的贯通式驱动桥中，可降 低车厢地板高度。

对于中、重型多桥驱动的汽车，由于主减速比较大，多采用双级贯通式主减速器。根据齿轮的组合方式不同，可分为锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮一锥齿轮式两种形式。锥齿轮一圆柱齿轮式双级贯通式主减速器(图5—11a)可得到较大的主减速比，但是结构高度尺寸大，主动锥齿轮工艺性差，从动锥齿轮采用悬臂式支承，支承刚度差，拆装也不方便。圆柱齿轮一锥齿轮式双级贯通式主减速器(图5—11b)的第一级圆柱齿轮副具有减速和贯通的作用。有时仅用作贯通用．将其速比设计为1。在设计中应根据中、后桥锥齿轮的布置、旋转方向、双曲面齿轮的偏移方式以及圆柱齿轮副在锥齿轮副前后的布置位置等因素来确定

相比，结构紧凑，高度尺寸减小，有利于降低车厢地板及整车质

心高度。

图5—11 双级贯通式主减速器 a)锥齿轮一圆柱齿轮式 b)圆柱齿轮一锥齿轮式

1-贯通轴 2-轴间差速器 5.单双级减速配轮边减速器

成所受载荷尽量小，往往将驱动桥的速比分配得较大。当主减速比大于12时，一般的整体式双级主减速器难以达到要求，此时常采用轮边减速器(图5—12)。这样，不仅使驱动桥的中间尺寸减小，保证了足够的离地间隙，图5—12 轮边减速器

a)圆柱行星齿轮式 b)圆锥行星齿轮式 c)普通外啮合圆柱齿轮式 1-轮辋 2-环齿轮架 3-环齿轮 4-行星齿轮 5-行星齿轮架 6-行星齿轮轴 7-太阳轮 8-锁紧螺母 9、10-螺栓 11-轮毂 12-接合轮 13-操纵机构 14-外圆锥齿轮 15-侧盖

而且可得到较大的驱动桥总传动比。另外，半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件由于所受载荷大为减小，使它们的尺寸可以减小。但是由于每个驱动轮旁均设一轮边减速器，使结构复杂，成本提高，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较困难。

圆柱行星齿轮式轮边减速器(图5-12a)可以在较小的轮廓尺寸条件下获得较大的传动比，且可以布置在轮毂之内。作驱动齿轮的太阳轮连接半轴，内齿圈由花键连接在半轴套管上，行星齿轮架驱动轮毂。行星齿轮一般为3～5个均匀布置，使处于行星齿轮中间的太阳轮得到自动定心。圆锥行星齿轮式轮边减速器(图5-1 2b)装于轮毂的外侧，具有两个轮边减速比。当换挡用接合轮12位于图示位置时，轮边减速器位于低挡；当接合轮被专门的操纵机构1 3移向外侧并与侧盖1 5的花键孔内齿相接合，使半轴直接驱动轮边减速器壳及轮毂时，轮边减速器位于高挡。

普通外啮合圆柱齿轮式轮边减速器，根据主、从动齿轮相对位置的不同，可分为主动齿轮上置和下置两种形式。主动齿轮上置式轮边减速器主要用于高通过性的越野汽车上，可提高桥壳的离地间隙；主动齿轮下置式轮边减速器(图5-12c)主要用于城市公共汽车和大客车上，

可降低车身地板高度和汽车质心高度，提高了行驶稳定性，方便了乘客上、下车。

二、主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，与齿轮的支承刚度密切相关。

1.主动锥齿轮的支承

图5—13 主减速器锥齿轮的支承形式

a)主动锥齿轮悬臂式 b)主动锥齿轮跨置式 c)从动锥齿轮

悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。

跨置式支承结构(图5-13b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。

在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。2.从动锥齿轮的支承

图5—14 从动锥齿轮辅助支承 图5—15 主、从动锥齿轮的许用偏移量

三、主减速器锥齿轮主要参数的选择

主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数z1和z2、从动锥齿端分度圆直径D2和端面模数ms主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋角、法向压力角等。

1.主、从动锥齿轮齿数z1和z2

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，z1、z2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少于 40。

3)为了啮合平稳、，噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，z1一般不少于9；对于货 车，z1一般不少于6。

4)当主传动比主。较大时，尽量使z1取得少些，以便得到满意的离地间隙。

5)对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。2.从动锥齿端分度圆直径D2和端面模数m。

对于单级主减速器，D2对驱动桥壳尺寸有影响，D2大将影响桥壳离地间隙；D2小则

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。 D2可根据经验公式初选

为从动锥齿轮的计算转矩(N·m)，TcminTce,Tcs(见本节计算载荷确定部分)。

ms由下式计算 msD2z2

(5-5)式中，ms为齿轮端面模数。 同时，ms还应满足 msKm3Tc

(5-6)式中，Km为模数系数，取0.3～0.4。 3.主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2

锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，在安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间的减小。但是齿面过窄，

轮齿表面的耐磨性会降低。

从动锥齿轮齿面宽b2推荐不大于其节锥距A2的0.3倍，即b2≤0.3A2,而b2应满足b2≤10ms，一般也推荐b2=0.155D2。对于螺旋锥齿轮，b1一般比b2大10％。

4.双曲面齿轮副偏移距E E值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于轿车和轻型货车E≤0.2D2且E≤40％A2；对于中、重型货车、越野车和大客车，E≤(0.10～0.12)D2，且E≤20％A2。另外，主传动比越大，则E也应越大，但应保证齿轮不发生根切。

双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。图5-16a、b为主动齿轮轴线下偏移情况，图5-16c、d为主动齿轮轴线上偏移情况。

图5—16 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向 a)、b)主动齿轮轴线下偏移 c)、d)主动齿轮轴线上偏移

5.中点螺旋角

螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。

弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的，而且1>2,1与2之差称为偏移角(图5-4)。

选择时，应考虑它对齿面重合度F、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，则F也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般F应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好。但是过大，齿轮上所受的轴向力也会过大。

汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为35°～40°。轿车选仔较大的值以保证较大的F，使运转平稳，噪声低；货车选用较小值以防止轴向力过大，通常取35°。

6.螺旋方向

从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾

斜为右旋。主、从动锥旨轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。当变速导挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，号止轮齿卡死而损坏。

7.法向压力角

法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于轻负荷工作的齿轮一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，轿车：

20°，货车为20°。或22°30′。 四、主减速器锥齿轮强度计算 (一)计算载荷的确定

汽车主减速器锥齿轮的切齿法主要有格里森和奥利康两种方法，这里仅介绍格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。

(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Tce

TceKdTemaxki1ifi0n

(5-7)式中，为计算转矩(N·m)；其它见表4-1的注释。 (2)按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 TcsrrG2m2imm

(5-8)式中，Tcs为计算转矩(N·m)；其它见表4-1的注释。 (3)按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcF TcFFtrrimmn

(5-9)式中，TcF为计算转矩(N·m)；Ft为汽车日常行驶平均牵引力(N)；其它见表4-1的注释。

用式(5-7)和式(5-8)求得的计算转矩是从动锥齿轮的最大转矩，不同于用式(5-9)求得的日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc取前面两种的较小值，即TcminTce,Tcs；当计算锥齿轮的疲劳寿命时，Tc取TcF。

主动锥齿轮的计算转矩为

TzTci0G

(5-10)式中，Tz为主动锥齿轮的计算转矩(N·m)；i0为主传动比；G为主、从动锥齿轮间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮副，G取95％；对于双曲面齿轮副，当i0>6时，G取85％，当i0≤6时，G取90％。

(二)主减速器锥齿轮的强度计算 在选好主减速器锥齿轮主要参数后，可根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度验算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。

1.单位齿长圆周力

主减速器锥齿轮的表面耐磨性常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算

pFb2

(5-11)式中，p为轮齿上单位齿长圆周力；F为作用在轮齿上的圆周力；b2为从动齿轮齿面宽。

按发动机最大转矩计算时 p2kdTemaxkigifnD1b2103

(5-12)式中，ig为变速器传动比；D1为主动锥齿轮中点分度圆直径(mm)；其它符号同前。

按驱动轮打滑转矩计算时 prr2G2m2D2b2imm (5-13)式中符号同前。

许用的单位齿长圆周力[p]见表5-1。在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，[p]有时高出表中数值的20％～25％。

表5—1 单位齿长圆周力许用值[p] 2.轮齿弯曲强度

锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 w2Tk0kskm103kvmsbDJw

(5-14)式中，w为锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(MPa)；T为所计算齿轮的计算转矩(N·m)，对于从动齿轮，TminTce,Tcs和TcF，对

于主动齿轮，T还要按式(5-10)换算；k0为过载系数，一般取1；ks为尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当ms≥1.6mm时，ks=(ms／25.4)0.25，当ms<1.6mm时，ks=0.5；km为齿面载荷分配系数，跨置式结构：悬臂式结构：km=1.0～1.1，km=1.10～1.25；kv为质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，kv=1.0；b为所计算的齿轮齿面宽(mm)；D为所讨论齿端分度圆直径(mm)；．jw为所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取法见参考文献[10]。

上述按minTce,Tcs计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按TcF计算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数为6106。

3.轮齿接触强度

锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 jcpD12TZk0kmkfkvbjj103

(5-15)式中，j为锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)；D1为主动锥齿端分度圆直径(mm)；b取b1和b2的较小值(mm)；ks为尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0；kf为齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质(如镀铜、磷化处理等)，对于制造精确的齿轮，kf取1.0；cp为综合弹性系数，钢对钢齿轮，cp取232.6N／mm,jj为齿面接触强度的综合系数，取法见参考文献12[10]；k0、km、kv见式(5-14)的说明。

上述按minTce,Tcs计算的最大接触应力不应超过2800MPa，按TcF计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。

五、主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 1.锥齿轮齿面上的作用力

锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。

F2TDm2 （5-16）

式中，T为作用在从动齿轮上的转矩;Dm2为从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式(5-17)确定，即

Dm2D2b2sin2(5-17)式中，D2为从动齿端分度圆直径；b2为从动齿轮齿面宽；2为从动齿轮节锥角。

由F1Fcos1cos可知，对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动22齿轮上的圆周力是相等的；对于双曲面齿轮副，它们的圆周力是不等的。

(2)锥齿轮的轴向力和径向力图5-1 7为主动锥齿轮齿面受力图。其螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针。FT为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力。在A点处的螺旋方向的法平面内，FT分解成两个相互垂直的力FN和Ff。FN垂直于OA且位于∠OOA所在的平面，Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff在此切平面内又可分解成沿切线方向的圆周力F和沿节锥母线方向的力Fs。F与Ff之间的夹角为螺旋角，FT与Ff之间的夹角为法向压力角。这样有

FFTcoscos (5-18)

FNFTsinFtancos (5-19)

FsFTcossinFtan

(5-20)于是作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力Frz分别为

FazFNsinFscos (5-21)

FrzFNcosFssin

(5-22)若主动锥齿轮的螺旋方向和旋转方向改变时，主、从动齿轮齿面上所受的轴向力和径向力见表5-2。

表5-2 齿面上的轴向力和径向力

轴承上的载荷确定后，很容易根据轴承型号来计算其寿命，或根据寿命要求来选择轴承型号。

六、锥齿轮的材料

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。它是传动系中的薄弱环节。锥齿轮材料应满足如下要求：

1)具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性。

2)轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。

3)锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。

4)选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。

汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和l 6SiMn2WMoV等。

渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层(一般碳的质量分数为0.8％一1.2％)，具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性，故这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层剥落。

为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面壶行应力喷丸处理，可提高25％的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以击高耐磨性。渗硫后摩擦因数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死习胶合。 第四篇：减速器设计心得体会

经过一个月的努力，我终于将机械设计课程设计做完了。在这次作业过程中，我遇到了许多困难，一遍又一遍的计算，一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足。

刚开始在机构设计时，由于对matlab软件的基本操作和编程掌握得还可以，不到半天就将所有需要使用的程序调试好了。可是我从不同的机架位置得出了不同的结果，令我非常苦恼。后来在钱老师的指导下，我找到了问题所在之处，将之解决了。同时我还对四连杆机构的运动分析有了更进一步的了解。在传动系统的设计时，面对功率大，传动比也大的情况，我一时不知道到底该采用何种减速装置。

最初我选用带传动和蜗杆齿轮减速器，经过计算，发现蜗轮尺寸过大，所以只能从头再来。这次我吸取了盲目计算的教训，在动笔之前，先征求了钱老师的意见，然后决定采用带传动和二级圆柱齿轮减速器，也就是我的最终设计方案。至于画装配图和零件图，由于前期计算比较充分，整个过程用时不到一周，在此期间，我还得到了许多同学和老师的帮助。在此我要向他们表示最诚挚的谢意。整个作业过程中，我遇到的最大，最痛苦的事是最后的文档。

尽管这次作业的时间是漫长的，过程是曲折的，但我的收获还是很大的。不仅仅掌握了四连杆执行机构和带传动以及齿轮，蜗杆传动机构的设计步骤与方法；也不仅仅对制图有了更进一步的掌握；matlab和autocad，word这些仅仅是工具软件，熟练掌握也是必需的。对我来说，收获最大的是方法和能力。那些分析和解决问题的方法与能力。在整个过程中，我发现像我们这些学生最最缺少的是经验，没有感性的认识，空有理论知识，有些东西很可能与实际脱节。总体来说，我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的，它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，从中暴露出自身的不足，以待改进。有时候，一个人的力量是有限的，合众人智慧，我相信我们的作品会更完美!

第五篇：减速器设计心得[推荐]

在这次减速器设计过程中，理论基础知识把握得不牢固，在设计中难免会出现这样那样的题目，如：在选择计算标准件的时候可能会出现误差，假如是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够正确；其次：在确定设计方案，选择电动机方面就被“卡住了”，拖了好久，同学在这方面的知识比较缺乏，幸好得到

了老师的指点，找到了方法，把题目解决了；再次，在轴的设计方面也比较薄弱，联轴器的选择，轴的受力分析等方面都碰到了困难，在同学的帮助下逐步解决了。这些都暴露出了前期我在这些方面知识的欠缺和经验的不足。对于我来说，收获最大的是方法和能力；那些分析和解决题目的能力。在整个课程设计的过程中，我发现我们学生在经验方面十分缺乏，空有理论知识，没有理性的知识；有些东西可能与实际脱节。总体来说，我觉得像课程设计这种类型的作业对我们的帮助还是很大的，它需要我们将学过的相关知识系统地联系起来，从中暴露出自身的不足，以待改进！

本次的课程设计，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和理论联系实际，应用生产实际知识解决工程实际题目的能力；在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，同学们共同协作，解决了很多个人无法解决的题目；在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。

但是由于水平有限，难免会有错误，还看老师批评指正 课程设计心得体会

作为一名机械设计制造及自动化大四的学生，我觉得能做这样的课程设计是十分有意义。在已度过的三年大学生活里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上把握的仅仅是专业基础课的理论面，如何往面对现实中的各种机械设计？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中往呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感慨最深确当属查阅了很多次设计书和指导书。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计书是十分必要的，同时也是必不可少的。我们做的是课程设计，而不是艺术家的设计。艺术家可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。记得我曾经设计了一个很“艺术化”的减速器箱盖吊钩，然后找老师询问，结果马上被老师否定了，由于这样的设计，理论上可用，实际上加工困难，增加产品本钱。所以我们工程师搞设计不要以为自己是艺术家，除非

是外形包装设计。

作为一名专业学生把握一门或几门制图软件同样是必不可少的，固然本次课程设计没有要求用 auto CAD制图，但我却在整个设计过程中都用到了它。用cad制图方便简洁，易修改，速度快，我的设计，大部分尺寸都是在cad上设计出来的，然后按这尺寸画在图纸上。这样，有了尺寸就能很好的控制图纸的布局。

另外，课堂上也有部分知识不太清楚，于是我又不得不边学边用，时刻巩固所学知识，这也是我作本次课程设计的第二大收获。整个设计我基本上还满足，由于水平有限，难免会有错误，还看老师批评指正。希看答辩时，老师多提些题目，由此我可用更好地了解到自己的不足，以便课后加以弥补。

1.理论和实践同等重要。理论能指导实践，使你能事半功倍，实践能上升成为理论，为以后的设计打下基础。从校门走出后,一定要重视实践经验的积累,要多学多问。师德培训心得学习体会

经过学校的师德培训，以及对《教学纲要》的解读，心里颇有感触。切合实际，适时而为是我们当前教育教学中所面临的首要任务。高尚的德行是教师为人师之核心，一些道德失范的教师实际上是失去了教师本质的人。虽然中西方的师道存在较大的差异，但对教师职业道德都很重视。在我国，自古以来对教师的职业道德都有很高的要求，强调为人师表、以身立教，以及对学生的人格感化。西方则一贯强调通过教师的道德、人格感化学生。赫尔巴特指出：“教学如果没有进行道德教育，只是一种没有目的的手段”，这要求教师的日常教育教学行为要具有“教育性”。现代教育的培养目标发生了很大的变化，要求教师不仅要做到“传授知识”，而且还要通过传授知识去实现学生“人格的建设性变化”，这就意味着教师对学生的发展负有更全面的责任。因此，对教师专业素质的要求不只是知识与技能的发展，还要提高教师内在的专业品质，即实现教师个体专业技能与专业精神在知行范畴和道德范畴的高度统一。可见，做教师难，做一个符合标准师德的教师更难。官方给予教师的称号是“人类灵魂的工程师”、“园丁”，已经到了神的境界，其实我们压根儿就是人。

师德建设作为提高教师道德的系统工程，对促进教师专业发展是具有特殊而重要的意义。从师德建设与教师专业发展的密切关系来看，实现师德建设与教师专业发展的一体化是必要的。现在，教师在专业发展中技术至上的倾向仍占优势，加以社会竞争如此激烈，现实如此残酷，如何使师德建设与教师专业发展相结合，是我们一直探讨的话题。教师的专业发展是具有阶段性，在不同的阶段教师面临不同的发展任务，其发展水平、需求、心态、信念也各不相同。所以，我觉得教师专业道德的发展与教师专业发展的阶段特征也应该是有阶段性的，同时也受到教师专业实践与整体专业水平所制约。比如，新入职的教师和学生发生“矛盾与冲突”，很可能是由于教师专业知识与专业能力不足引起的。因此，师德建设要适应教师专业发展的阶段特征，确定师德建设的目标，在内容、方法上也要有所侧重。因此，师德教育作为师德建设的一个重要组成部分，应与教师专业实践相结合。尽管教师专业发展的途径众多，但是都不能代替教师在学校教育教学场景中的日常专业实践。师德主要表现在教师的专业实践当中，专业实践也是教师师德建设的重要途径。教师的许多优良品质是在专业实践中形成与发展的，专业道德规范只有在专业实践中才能内化为教师的专业品质。道德具有实践性与情境性的特征，不同的教育教学情境会呈现出不同的道德现象与道德问题，教师在实际工作中究竟会如何做，在专业实践中能不能主动按照教师专业道德规范履行自己的职责，这与他本人的实践经验有着极大的关系。因此，师德教育要与教师日常的专业发展紧密结合，让教师在专业实践过程中，通过对道德现象、道德问题，甚至是道德冲突的认识、解释与诠释来提高师德修养与能力。脱离教师专业实践的师德教育难以深入教师心灵，更难以激起教师内在的道德需要。所以师德培训不能这样的说教，更不能一刀切，一培训就一哄上，其实现实已经告诉我们这样的师德培训是没有效果的，这样做有自欺欺人，掩耳盗铃之嫌疑。

最后，说一句，要成为真正的机械工程师,不是一步就能完成的,要慢慢积累，路慢慢其修远兮,吾将上下而求索!