畢業(yè)設計（論文）-北汽紳寶X35汽車主減速器結(jié)構設計

第1章緒論1.1選題研究背景、目的及意義汽車主減速器作為汽車驅(qū)動橋中重要的傳力部件，是汽車最關鍵的部件之一，主減速器設計的好壞關系到汽車的動力性、經(jīng)濟性以及噪聲、壽命等諸多方面[1]。汽車主減速器的主要作用是將發(fā)動機或者變速箱傳來的扭矩通過減速增距，并將扭矩傳遞到車輪上來驅(qū)動車輛行駛[2]。國內(nèi)外學者一直以來都致力于優(yōu)化和提高主減速器的性能。主減速器減速器的變化，首先會對汽車最重要的動力性和燃油經(jīng)濟性產(chǎn)生影響。噪聲是影響乘客舒適性的關鍵因素，而主減速器在高速運轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生的噪聲會對乘客的舒適性產(chǎn)生很大影響，通過降低齒輪嚙合和軸承運轉(zhuǎn)時的噪聲可以有效降低主減速器工作的噪聲。主減速器的使用壽命同樣也是熱門課題，通過材料的選擇和結(jié)構的設計可以有效延長汽車主減速器的使用壽命。汽車主減速器時汽車傳動系統(tǒng)中最重要的部件之一，對汽車主減速器的性能進行優(yōu)化是促進汽車行業(yè)發(fā)展很重要的方法，同時汽車主減速器的發(fā)展并未進入無法進步的地步，尚有可以優(yōu)化的空間，因此國內(nèi)外學者還一直致力于此。本課題以北汽某型汽車為參照車型，通過查閱相關書籍和資料，按照汽車主減速器的設計流程，以實用性和可實現(xiàn)性為基礎，利用三維建模軟件和仿真分析軟件，設計一款適用于參考車型的主減速器，并根據(jù)經(jīng)驗總結(jié)主減速器設計優(yōu)化方案，為主減速器的性能優(yōu)化提供思路。1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀經(jīng)過幾十年的發(fā)展，我國的汽車研發(fā)實力有了顯著的進步，與國外的差距也在逐漸縮小。針對汽車主減速器的幾項關鍵指標，國內(nèi)外很多學者都進行了研究。關于噪聲問題，劉春喜（吉林大學）早在2004年就針對有效降低汽車主減速器雙曲面齒輪嚙合噪聲進行了研究，利用計算機技術對嚙合噪聲進行了優(yōu)化[3]。在此基礎上，2017年王猛、劉世達提出了利用數(shù)學模型對齒輪嚙合時的重疊系數(shù)進行優(yōu)化，從而降低齒輪嚙合噪聲[4]。在國外，也有學者提出了齒面間的摩擦和潤滑是噪聲產(chǎn)生的主要原因，并利用數(shù)值分析和實驗相結(jié)合為解決這一問題提供了一種方法[5]。汽車主減速器使用壽命與齒輪和殼體等強度都有著密切的關系，為了延長使用壽命，陳利等人在2017年對汽車主減速器殼體強度和密封性進行了分析，利用UG和Hyperview軟件找出了密封性風險值較高的受力點，并提出了改進意見[6]。黃一鳴舉出在殼體設計過程中利用有限元分析的例子，說明了有限元分析可以在殼體設計過程中有效運用。劉挺同樣利用有限元分析對主減速器齒輪強度進行了分析，為齒輪設計提供了方法[8]。A.Terrin等人提出了作用在齒輪上的力會受到多種因素的影響，確定了主減速器開發(fā)過程中在空載下齒輪性能試驗分析的必要性，并提供了試驗方法[9]。此外，國內(nèi)外還針對汽車主減速器其他方面展開了研究。吳波等人針對汽車主減速器零部件種類繁多、裝配過程復雜等問題，利用計算機實現(xiàn)了一套包括自動裝配和手動裝配兩種模式的虛擬裝配系統(tǒng)，為用戶提供了直觀的裝配感受[10]。王科銀等人基于CATIA軟件研究了參數(shù)化建模方法，為齒輪的設計極大的縮短了工期[11]。廖武和張永康根據(jù)減速比對汽車動力性和經(jīng)濟型的影響，結(jié)合經(jīng)驗和理論，推出了一種汽車主減速器傳動比的選擇方法，在主減速器傳動比選擇上具有一定借鑒意義[12]。JianWang等人以K-H-V擺線針輪減速器為研究對象，提出了一種基于遺傳算法的優(yōu)化方法，為減速器設計提供了簡便方法[131.3選題研究內(nèi)容本次設計以北汽某型轎車為參考車型，基于該車型的原始設計參數(shù)，在了解了汽車主減速器設計的基本原則的情況下，根據(jù)設計方法確定汽車主減速器的傳動方案和減速器，設計主減速器零件的結(jié)構參數(shù)，這包括了傳動軸齒輪的選用、軸的設計、聯(lián)接方案選擇和設計等，同時選用合適的軸承等輔助零件，以上零件設計分別完成后再對其進行校核。設計過程中，利用CATIA和ANSYS軟件進行建模和仿真分析，通過查閱相關書籍和資料，了解相關的結(jié)構優(yōu)化方案，在本設計中嘗試使用并驗證其可行性。1.4選題研究路線結(jié)合主減速器設計一般原則，如下文的技術路線圖所示，對于本次設計任務，首先需查閱北汽紳寶X35轎車相關參數(shù)（表1），獲取與主減速器設計相關的車輛參數(shù)。根據(jù)參考車型參數(shù)確定傳動方案和主減速器減速比[14]，再進行齒輪形式和材料的選擇，并根據(jù)以上數(shù)據(jù)對齒輪進行疲勞強度計算，確定齒輪能夠滿足該車型的使用。然后進行軸、軸與齒輪的聯(lián)接、殼體的設計和軸承的選用，并對軸、聯(lián)接、殼體進行計算校核，對軸承使用壽命進行計算[15]。在以上設計零件均滿足強度要求和壽命要求的情況下，利用CATIA軟件建立三維模型，并利用ANSYS軟件進行仿真分析[16]，確定最終主減速器設計方案。

第2章主減速器零件的結(jié)構設計與強度校核2.1原始參數(shù)與主減速比根據(jù)設計要求，本次設計是參照北汽紳寶X35手動時尚版進行設計，所以首先查閱了相關資料和論文[7]，以獲得設計過程中需要的原始車型參數(shù)，具體參數(shù)如表2.1所示。表2.1北汽紳寶X35手動時尚版部分參數(shù)外形參數(shù)·（mm）4300*1815*1640發(fā)動機最大功率（kw）85（6000r/min）發(fā)動機最大扭矩（Nm）148（3800-4800r/min）軸距（mm）2570整備質(zhì)量（kg）1250前軸軸荷（kg）650理論最高車速（km/h）220變速器形式5MT一檔傳動比3.46二檔傳動比1.94三檔傳動比1.29四檔傳動比0.99五檔傳動比0.80驅(qū)動方式前置前驅(qū)輪胎型號205/60R16，205/60R16輪胎半徑（m）0.3262汽車主減速器的減速器是主減速器最重要的參數(shù)，它決定了汽車主減速器的結(jié)構形式、傳動方案、尺寸大小、質(zhì)量等，同時減速比與整個傳動系統(tǒng)得到的傳動系傳動比對汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性、安全性、舒適性[17]等性能會有直接的影響，因此需要充分考慮汽車的各方面性能再加以計算主減速器傳動比。然而，為了簡化計算過程中對各種汽車性能的協(xié)調(diào)，通常采用主減速器傳動比常用計算方法，在得到發(fā)動機最大功率以及此時汽車行駛的最高車速的前提下，利用如下公式計算主減速器傳動比：i式中：rr——車輪滾動半徑，由表2.1可得rr=0.3262mnp——發(fā)動機處于功率最大時輸出軸的轉(zhuǎn)速，由表2.1可得np=6000r/minUamax——參考汽車行駛最高車速，由表2.1可得Uamax=220km/high——變速器處于最高檔時傳動比，igh=0.8iFH——分動器或加力器處于最高檔時傳動比，取iFH=1.0iLB——輪邊減速器傳動比，iLB=1.0根據(jù)上式求得的主減速器傳動比，得到i0=4.19＜7.6，且此處設計車型為小型汽車，故本次設計的減速器形式為單級主減速器。2.2主減速器計算載荷的確定汽車主減速器的設計最主要的部分就是主減速器齒輪的設計，齒輪是主減速器減速傳動的基礎，設計主減速器齒輪首先需要得到作用在齒輪上的載荷，所以確定主減速器齒輪的計算載荷是設計汽車主減速器的前提條件。但是，由于發(fā)動機和傳動系統(tǒng)各部件在工作中狀態(tài)一直處于變化中，導致無法直接計算出齒輪的計算載荷。通常，在汽車主減速器設計中，會用到以下三種計算方法來確定主減速器齒輪的計算載荷。2.2.1按驅(qū)動輪打滑時的轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩TcsT式中：G2——汽車滿載狀態(tài)下驅(qū)動橋上的載荷，由表2.1可得G2=6370Nm‘2——汽車達到最大加速度時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，取1.2φ——輪胎與汽車行駛路面的附著系數(shù)，取0.85im——主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動比，取1.0ηm——主減速器主動錐齒輪到車輪直接檔的傳動效率，取0.952.2.2按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩TceT式中：Kd——汽車離合器突然接合時的汽車動載系數(shù)，取1.0Temax——發(fā)動機的最大輸出轉(zhuǎn)矩，由表2.1得Temax=148NmK——液力變矩器的變矩系數(shù)，取1.0i1——變速器檔位處于一檔時的傳動比，i1=3.46if——分動器的傳動比，if=i2=1.94i0——主減速比，i0=4.19η——從發(fā)動機到萬向節(jié)傳動軸之間的傳動效率，取0.9n和if的選取見下表2.2表2.2n和if的選取表車型高檔傳動比ifg與低檔傳動比ifd的關系ifn4*4ifg＞ifd/2ifg1ifg＜ifd/2ifd26*6ifg＞ifd/2ifg2ifg＜ifd/2ifd3由表2.2中所示，根據(jù)參考車型和變速器的相關數(shù)據(jù)，得到n和if的取值分別為1和1.94。2.2.3按汽車日常行駛的平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩TcfT式中：Ga——汽車滿載時總重量，Ga=1250*9.8=12250NfR——道路滾動阻力系數(shù)，查資料可得轎車取值范圍為0.010-0.015，此處取0.012fH——汽車正常行駛時平均爬坡能力系數(shù)，取0.08fi——汽車的性能系數(shù)，取0.08在以上三種計算方法中，前兩種計算的轉(zhuǎn)矩結(jié)果比較相近通常情況下指的是從動錐齒輪的最大轉(zhuǎn)矩，而第三種方法的計算結(jié)果相差比較大，一般是指日常行駛平均轉(zhuǎn)矩。當計算需要從動錐齒輪的從動錐齒輪的最大轉(zhuǎn)矩Tc時，取前兩種情況中的較小值，即Tc=min{Tce，Tcs}；當計算從動錐齒輪的疲勞壽命時，Tc一般取Tcf。根據(jù)從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩，根據(jù)以下公式可得到主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為：T式中：Tz——主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，單位為NmηG——主動錐齒輪與從動錐齒輪之間的傳動效率，取0.9當計算齒輪最大應力時，取計算轉(zhuǎn)矩Tz=2231.00/（4.19*0.9）=591.62Nm當計算錐齒輪疲勞壽命時，取計算轉(zhuǎn)矩Tz=681.41/（4.19*0.9）=180.70Nm2.3．主、從動錐齒輪基本參數(shù)的選擇根據(jù)機械原理，齒輪的基本參數(shù)有齒數(shù)、齒寬、分度圓直徑、壓力角、模數(shù)，此次設計的齒輪為錐齒輪，對應的基本參數(shù)有齒數(shù)、齒面寬、分度圓直徑、法向壓力角、法向模數(shù)，同時額外需要計算的參數(shù)還有螺旋角。（1）根據(jù)機械設計原理，不同的主減速器主傳動比，齒輪齒數(shù)應有適當?shù)拇钆?，當i0=3.5-5時，Z1可以取7-12，綜合考慮，取Z1=9，Z2=Z1i0=9*4.19=37.71，Z2取38。（2）齒輪分度圓直徑的選取會對主減速器的外形尺寸產(chǎn)生較大影響，從而影響汽車的性能，例如增大分度圓直徑會增大驅(qū)動橋殼的高度和汽車最小離地間隙，從而影響汽車的通過性和安全性，減小分度圓直徑會影響軸承的放置等。通常情況下，d2按照如下公式初選：d式中：d2——從動錐齒輪大端的分度圓直徑，單位為mmKd2——錐齒輪直徑系數(shù)，此處取14.0Tc——從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩，由上可得為2231.00Nm齒輪法向端面模數(shù)mt由以下公式計算的m同時，mt還應滿足m則初選的齒輪法向端面模數(shù)mt=4.82mm滿足條件，查詢齒輪模數(shù)標準取mt=5mm，則d2=5*38=190mm式中：Tc——從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩，由上得為2231.00NmKd2——齒輪模數(shù)系數(shù)，為0.3~0.4（3）從動錐齒輪齒面寬一般遵循公式b2=0.155d2=0.155*190=29.45mm≈30mm。b1一般比b2大10%，所以b1=1.1b2=1.1*29.45=32.395mm≈33mm。（4）錐齒輪的旋向與齒輪受力關系不大，值得注意的時主、從動錐齒輪的旋向是相反的。本設計假設主動錐齒輪為左旋，從動錐齒輪為右旋。（5）壓力角是齒輪的一項重要參數(shù)，不僅與齒輪的強度有關，還會影響齒輪的嚙合狀態(tài)，以至于對主減速器的工作平穩(wěn)性和安全性產(chǎn)生影響，綜合多方面考慮，這里選用16°。根據(jù)以上計算和選擇，得到的主減速器齒輪的尺寸參數(shù)如下表2.3所示。表2.3主減速器錐齒輪的尺寸參數(shù)表序號符號和計算公式數(shù)值注釋1Z19小齒輪齒數(shù)2Z238大齒輪齒數(shù)3mt5mm模數(shù)4b230mm大齒輪齒面寬5b133mm小齒輪齒面寬6α16°壓力角7hg=H1mt8.4mm齒工作高，H1查相關表取1.688h=H2mt9.325mm齒全高，H2查相關表取1.8659Σ90°軸交角10d1=mtZ145mm小齒輪分度圓直徑11d2=mtZ2190mm大齒輪分度圓直徑12γ1=arctanZ1/Z213.3°小齒輪節(jié)錐角13γ2=90-γ176.7°大齒輪節(jié)錐角14A0=d1/2sinγ197.80mm節(jié)錐距15t=3.1416mt15.708周節(jié)16h’2=Kamt2.175mm大齒輪齒頂高，Ka查相關表取0.43517h’1=hg-h’26.525mm小齒輪齒頂高18h’’1=h-h’12.8mm小齒輪齒根高19h’’2=h-h’27.15mm大齒輪齒根高20c=h-hg0.925mm徑向間隙21δ1=arctanh’’1/A01.64°小齒輪齒根角22δ2=arctanh’’2/A04.18°大齒輪齒根角23γ01=γ1+δ114.94°小齒輪面錐角24γ02=γ2+δ280.78°大齒輪面錐角25γR1=γ1-δ111.66°小齒輪根錐角26γR2=γ2-δ272.52°大齒輪根錐角27d01=d1+2h’1cosγ157.70mm小齒輪外緣直徑28d02=d2+2h’2cosγ2191.00mm大齒輪外緣直徑29x01=d2/2-h’1sinγ193.50mm小齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離30x02=d1/2-h’2sinγ220.38mm大齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離31s2=SKmt4.435mm大齒輪理論齒厚，SK查表2.4取0.88732s1=t-s211.708mm小齒輪理論齒厚錐齒輪的大齒輪理論齒厚參數(shù)SK取值參照表2.4表2.4錐齒輪的大齒輪理論齒厚SKZ2 Z167891011300.9110.9570.9750.9971.0231.053400.8030.8180.8370.8600.8880.948500.7480.7570.7770.8280.8840.946600.7150.7290.7770.8280.8830.9452.4.主減速器螺旋錐齒輪強度計算在上述步驟中，錐齒輪的尺寸參數(shù)已經(jīng)確定，而主減速器錐齒輪的設計還需經(jīng)過校核才能算是真正完成，從而保證錐齒輪的工作安全可靠，同時也為后期的有限元分析打下基礎。由于齒輪一直在做旋轉(zhuǎn)運動，所以齒輪受力的方向一直在變化，變化形式很復雜，想要完全計算出齒輪在做往復運動中的受力情況，計算過程比較復雜，在這里不加以深究。由于主減速器齒輪常見的損壞形式為疲勞磨損，所以主要校核齒輪的疲勞強度，下面用常用三種強度計算方法進行校核。2.4.1主減速器材料的選取作為汽車傳動系統(tǒng)的關鍵部件，汽車主減速器零件相對于其他部件零件具有工作狀況復雜、工作頻率高的特點，同時承受載荷大，常見損壞形式有齒面磨損、齒根折斷等。為了適應復雜的工況和大載荷，汽車主減速器通常采用強度較高的合金鋼材料，并且是滲碳合金鋼[18]，其具有表面含碳量高、耐磨性和抗壓性高、韌性好，并且加工性能好，可以提高生產(chǎn)效率和加工精度，例如20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV，對這些材料制造的零件進行滲碳、揮霍等處理，使其表面硬度達到58-64HRC,輪齒內(nèi)部硬度要求較低，達到32-45HRC即可。本次設計中，選用的材料為40Cr，對表面進行回火處理。2.4.2單位齒上的圓周力在齒輪運動過程中產(chǎn)生的圓周力是齒輪受力的主要組成部分，因此錐齒輪輪齒單位齒長圓周力常用來估算錐齒輪的表面耐磨性，根據(jù)以下公式進行計算：p=式中：p——錐齒輪輪齒上單位齒長所受的圓周力，單位為N/mF——齒輪所受的圓周力，單位為Nb2——從動齒寬的齒面寬，b2=30mm圓周力F有如下兩種常用的計算方法，計算過程如下：按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算p式中：ig——變速器的傳動比，常取一檔的傳動比，由表2.1得為3.46d1——主動錐齒輪的分度圓直徑，d1=45mm按最大附著力矩計算p式中：G2——汽車處于滿載狀態(tài)下一個驅(qū)動橋上的靜載荷，G2=6370Nd2——從動錐齒輪的分度圓直徑，d2=190mmφ——輪胎與汽車行駛地面的附著系數(shù)，取0.85下表2.5給出了單位齒長上的許用圓周力，根據(jù)計算出的數(shù)值與表格中的數(shù)值進行比較，可以得出所設計的各項尺寸是否滿足相關受力和強度要求。表2.5單位齒長上的許用圓周力 參數(shù)汽車類別按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩計算輪胎與地面的附著系數(shù)一檔二檔直接檔轎車8935363218930.85貨車1429——2501429大客車982——214——牽引車536——250——0.65查表2.5可得，此處設計的車型為轎車，在一檔時，兩種情況下的單位齒長許用圓周力都是893N，而我們計算出兩種情況的單位齒長圓周力分別為758.64N和619.72N，均小于許用力，所以設計齒輪在圓周力上符合強度要求。2.4.3輪齒彎曲強度計算螺旋錐齒輪輪齒齒根彎曲應力計算公式為δ式中：σw——輪齒的彎曲應力，單位為MPaTc——齒輪的計算轉(zhuǎn)矩K0——齒根彎曲強度和齒面接觸強度的過載系數(shù)，取1.0Ks——齒根彎曲強度和齒面接觸強度的尺寸系數(shù)當m≥1.6時，KKm——齒面的載荷分配系數(shù)，由于齒輪軸是懸臂式，查資料得Km=1.1~1.25，此處取1.1Kv——質(zhì)量系數(shù)，取1.0Jw——輪齒彎曲應力綜合系數(shù)。查資料可得小齒輪的Jw=0.25，大齒輪的Jw=0.20以上數(shù)據(jù)代入公式，計算得：δδ所以，主、從動錐齒輪的彎曲強度均符合要求。2.4.4輪齒表面接觸強度計算根據(jù)以下公式計算錐齒輪輪齒齒面接觸應力：δ式中：σj——錐齒輪輪齒齒面接觸應力，單位為MPad1——主動錐齒輪大端分度圓直徑，d1=45mmb——齒寬Ks——齒根彎曲強度和齒面接觸強度的尺寸系數(shù)，由上可得取0.67Kf——齒面品質(zhì)系數(shù)，取1.0Cp——綜合彈性系數(shù)，取232.6N0.5/mmK0、Km、Kv與2.4.2中的取值相同Jj——齒面接觸強度綜合系數(shù)，取0.29代入公式得：δ由計算結(jié)果可得，設計的齒輪滿足接觸強度要求。2.5.軸的設計（1）主動錐齒輪軸的設計1）錐齒輪齒面上的作用力主減速器上分布著很多齒輪，在齒輪嚙合時，主從動齒輪的齒面是垂直的，齒輪之間的作用力是垂直于嚙合齒面的，也就是說該作用力的方向是沿著齒面垂直的法向作用力。根據(jù)理論力學原理，對齒面法相作用力進行分解，得到沿著軸線方向的軸向力、垂直于軸線方向的徑向力和沿齒輪切向的切向力。本次設計的參考車型為手動擋，汽車在行駛時的擋位一直處于變化當中，發(fā)動機的工作狀態(tài)也一直處于變化之中，導致主減速器的工作轉(zhuǎn)矩不能直接得到。主減速器設計中常用輸入的當量轉(zhuǎn)矩Td進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩按下式計算：T式中：Temax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，由上可得為148Nmfi1、fi2……fiR——變速器在各檔的使用頻率，參考下表選取ig1、ig2……igR——變速器各檔傳動比fT1、fT2……fTR——變速器在各檔時的發(fā)動機利用率，參考下表選取表2.6fi和fT的參考值 車型變速器檔位fifT轎車公共汽車載貨汽車Ⅲ檔Ⅳ檔Ⅳ檔Ⅳ檔帶超速擋Ⅳ檔Ⅳ檔帶超速擋Ⅴ檔KT＜80KT＞80fiⅠ檔110.82110.50.5Ⅱ檔940.56433.52Ⅲ檔90201627151175Ⅳ檔7580.76550855915Ⅴ檔————77.5超速擋3030fTⅠ檔6070657070505050Ⅱ檔6065607070606060Ⅲ檔5060506060707070Ⅳ檔60506060607070Ⅴ檔————60超速擋7570注：表中的KT=Temax/0.1Ga，其中Ga為汽車總重力，經(jīng)計算，KT=0.12＜80在計算當量轉(zhuǎn)矩時，由于計算公式比較復雜，采用matlab軟件進行編程，輸入對應數(shù)據(jù)進行計算，計算程序如下：Temax=148;fi1=1;fi2=4;fi3=20;fi4=75;ig1=3.46;ig2=1.94;ig3=1.29;ig4=0.99;fT1=70;fT2=65;fT3=60;fT4=60;Td=Temax*((fi1*(ig1*fT1/100)^3+fi2*(ig2*fT2/100)^3+fi3*(ig3*fT3/100)^3+fi4*(ig4*fT4/100)^3)/100)^(1/3);disp(Td)圖2.1matlab計算當量轉(zhuǎn)矩根據(jù)上述程序，計算出Td=115.25Nm圖2.1matlab計算當量轉(zhuǎn)矩齒寬重點處的圓周力齒寬中點處的圓周力為P式中：T——主減速器主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩dm——齒輪齒面寬中點處分度圓直徑dd式中：d1m、d2m——主、從動齒面寬中點處分度圓直徑d2——從動齒輪節(jié)圓直徑Z1、Z2——主、從動齒輪齒數(shù)γ2——從動輪的節(jié)錐角由上式可以計算得出：d1m=38.09mm，d2m=160.80mm主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力為：P3）錐齒輪的軸向力和徑向力通過以上計算，可以得到作用在主、從動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為：AR2.6軸和軸承的設計2.6.1主動錐齒輪軸的設計圖2.2主動錐齒輪的支承形式如下圖2.2所示，主動錐齒輪軸的支承是懸臂式的，主動錐齒輪位于軸的一端，另外一端由兩個軸承支承。為了增加支承強度，應該盡量減小懸臂長度a，同時盡量增大支承間距b。為了實現(xiàn)這一目的，在軸承的布置上，應使兩圓錐滾子軸承的小端朝內(nèi)大端朝外。圖2.2主動錐齒輪的支承形式在軸承的安裝和拆卸方面，軸承均由前端往后端裝入，所以應試主動錐齒輪后軸承的尺寸大于前軸承。主動錐齒輪軸為齒輪軸，又為花鍵軸（花鍵與變速器輸出軸連接傳遞動力），根據(jù)公式出算花鍵處的軸徑，如下：d=K取4.0，Tm為主減速器最大輸入扭矩，為發(fā)動機最大輸出扭矩與變速器最低檔傳動比相乘之后的積，所以：d=32.00mm圖2.3主動錐齒輪結(jié)構圖查閱相關國標得：花鍵大徑32mm，小徑28mm，花鍵長度40mm，鍵寬7mm，鍵數(shù)6。圖2.3主動錐齒輪結(jié)構圖根據(jù)花鍵規(guī)格和齒輪數(shù)據(jù)，來確定主動錐齒輪軸各段規(guī)格如下：第1段：這段為主動錐齒輪，由表2.3得齒寬33mm，大端分度圓直徑45mm，齒頂圓直徑57.7mm第2段：直徑33mm，寬度4mm第3段：直徑31mm，寬度4mm第4段：這段軸為后軸承安裝處，軸的直徑35mm，寬度17mm，選用軸承型號為30207，軸承小徑35mm，大徑72mm，寬17mm第5段：這段為兩軸承安裝軸之間的過渡段，為增加軸承支承間距而設，直徑34mm，寬度30mm第6段：這段為前軸承安裝處，軸的直徑32mm，寬度14mm，選用軸承型號為329/32，其小徑32mm，大徑52mm，寬14mm第7段：這段為花鍵軸，與變速器輸出軸連接，花鍵小徑28mm，大徑32mm，花鍵軸長40mm第8段：這段為螺栓軸，用于限制主動錐齒輪軸的軸向運動，螺栓型號為M27，大徑27mm，小徑23.75mm，螺栓長40mm。根據(jù)每段軸段的長度，可以計算得到主動錐齒輪軸總長為182mm。2.6.2主動錐齒輪軸的校核圖2.4主動錐齒輪軸受力圖齒輪上受到的計算轉(zhuǎn)矩為681.41Nm，齒輪的圓周力為6051.45N，軸向力為4772.14N，徑向力為1075.88N；同時，兩個軸承會對軸產(chǎn)生支反力，規(guī)定：齒輪受到的軸向力和徑向力方向為正方向,彎矩順時針方向為正。根據(jù)以上數(shù)據(jù)計算前后軸承對軸產(chǎn)生的支反力。圖2.4主動錐齒輪軸受力圖后支點水平面的支反力：F前支點水平面的支反力：F后支點垂直面的支反力：F前支點垂直面的支反力：F式中：a——主動錐齒輪受力點到后端軸承受力點之間的距離，即為懸臂長度，經(jīng)計算a=25.6mmb——兩軸承受力點之間的距離，即為支承間距，經(jīng)計算b=55.6mmM——齒輪上軸向力對軸心產(chǎn)生的彎矩，經(jīng)計算M=107.37Nm求出水平面上因齒輪受力和支反力形成的彎矩，并作出彎矩圖如下：圖2.5水平面上彎矩圖MNH=P*a=6051.45*25.6=154.72Nm圖2.5水平面上彎矩圖求出垂直面上因齒輪受力和支反力形成的彎矩，并作出彎矩圖如下：MNV=M-R*a=107373.15-1075.88*25.6=-79.83Nm圖2.6垂直面上彎矩圖由彎矩圖可知，該軸在后軸承處所受的彎矩最大。后軸承處合成彎矩為：M計算危險截面的直徑，彎曲應力為150MPa，則：d≥所設計的主動錐齒輪軸直徑最小處為螺栓軸，其小徑為24.5mm，大于滿足最大彎矩所需最小直徑，所以設計的主動錐齒輪軸滿足強度要求。2.6.3從動錐齒輪軸的設計在軸的結(jié)構設計之前，先按照扭轉(zhuǎn)強度條件估算軸的最小直徑，計算公式為：d式中：C——由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)，取C=110P——軸所傳遞的功率，根據(jù)發(fā)動機功率和變速器傳遞效率計算P=85n——軸傳遞的轉(zhuǎn)速，根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速和傳動比計算，n=1790r/min根據(jù)最小軸徑確定該軸各段規(guī)格如下：圖2.7從動軸結(jié)構圖第1段：該段與主減速器后傳動零件連接，在此不考慮其尺寸規(guī)格第2段：這段為軸承安裝處，軸的直徑45mm，寬度25mm，選用軸承型號為30209，其小徑45m，大徑85mm，寬19mm第3段：直徑為50mm，寬度為50mm第4段：這段與從動錐齒輪連接，直徑為48mm，寬度為30mm第5段：這段為軸承安裝處，軸的直徑45mm，寬度25mm，選用軸承型號為30209，其小徑45m，大徑85mm，寬19mm第6段：該段與主減速器后傳動零件連接，在此不考慮其尺寸規(guī)格由此可計算，從動錐齒輪軸的總長度為130mm2.6.4從動錐齒輪軸的校核齒輪嚙合時，兩個齒輪互相之間的力是相等的，錐齒輪嚙合時兩個齒輪的軸向力和徑向力相互作用，所以從動錐齒輪所受的圓周力為6051.45N，軸向力為1075.88N，徑向力為4772.14N。軸向力對軸心產(chǎn)生的彎矩為Ma=A*d/2=20.44Nm。從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩為2231Nm。根據(jù)齒輪受力可計算左右兩軸承的支反力，計算過程如下：根據(jù)軸承受力點與錐齒輪受力點計算得到齒輪受力點對左端軸承受力點距離為L1=96.5mm，對右端軸承受力點的距離為L2=34.5mm。所以：左支點水平面支承反力F右支點水平面支承反力F左支點垂直面支承反力F右支點垂直面支承反力F齒輪受力點處水平彎矩M齒輪受力點處垂直彎矩MM齒輪受力點處合成彎矩M彎扭合成M計算應力σ所以，從動錐齒輪軸設計符合強度要求。2.6.5鍵的設計和校核從動錐齒輪和軸采用鍵連接的方式，軸徑d=48mm，輪轂長L=30mm，查機械設計手冊，選用B型平鍵，根據(jù)軸徑選取鍵的規(guī)格為b*h=14*9，鍵長為28mm?，F(xiàn)校核其強度：l=28mm，T=2231Nm，k=h/2σ所以，從動錐齒輪與軸連接鍵的強度符合設計要求.2.6.6軸承的壽命計算首先計算汽車主減速器的預期壽命，根據(jù)以下公式進行計算：L式中：Lh——軸承預期壽命，單位為hS——大修里程，一般為100000kmvam——汽車平均行駛速度，轎車為60km/h2.6.6.1主動錐齒輪軸承的校核（1）主動錐齒輪前軸承的校核主動錐齒輪前軸承選用的是30207型號圓錐滾子軸承[19]，此軸承的額定動載荷54.2kN，在此徑向力R=286.27N，軸向力A=0。當量動載荷為Q=式中：X、Y的取值與A/R與e的大小有關，此處X=1，Y=0再根據(jù)公式L=式中：ft——溫度系數(shù)，在此取1.fp——載荷系數(shù)，在此取1.ε——壽命指數(shù)，滾子軸承為10/3所以主動錐齒輪前軸承L=2.12*1012s=5.90*109h＞Lh，所以主動錐齒輪前軸承滿足壽命要求。（2）主動錐齒輪后軸承的校核主動錐齒輪后軸承選用的是329/32型號圓錐滾子軸承，此軸承的額定動載荷為23.8kN，在此徑向力R=8837.73N，軸向力A=4772.14N。當量動載荷為Q=式中：X、Y的取值與A/R與e的大小有關，此處X=0.4，Y=0.57再根據(jù)公式L=式中：ft——溫度系數(shù)，在此取1.fp——載荷系數(shù)，在此取1.ε——壽命指數(shù)，滾子軸承為10/3所以主動錐齒輪后軸承L=4.68*107s=1.30*104h＞Lh，所以主動錐齒輪后軸承滿足壽命要求。2.6.6.2從動錐齒輪軸承的校核（1）從動錐齒輪左軸承的校核從動錐齒輪左軸承為30209型號圓錐滾子軸承，此軸承的額定動載荷為67.8kN，在此徑向力R=1639.50N，軸向力A=0N。當量動載荷為Q=式中：X、Y的取值與A/R與e的大小有關，此處X=1，Y=0再根據(jù)公式L=式中：ft——溫度系數(shù)，在此取1.fp——載荷系數(shù)，在此取1.ε——壽命指數(shù)，滾子軸承為10/3所以從動錐齒輪左軸承L=1.33*1011s=3.6*107h＞Lh，所以從動錐齒輪左軸承滿足壽命要求。（2）從動錐齒輪右軸承的校核從動錐齒輪右軸承為30209型號圓錐滾子軸承，此軸承的額定動載荷為67.8kN，在此徑向力R=4357.95N，軸向力A=4772.14N。當量動載荷為Q=式中：X、Y的取值與A/R與e的大小有關，此處X=0.4，Y=0.57再根據(jù)公式L=式中：ft——溫度系數(shù)，在此取1.fp——載荷系數(shù)，在此取1.ε——壽命指數(shù)，滾子軸承為10/3所以從動錐齒輪右軸承L=4.27*1010s=1.9*107h＞Lh，所以從動錐齒輪右軸承滿足壽命要求。

總結(jié)和展望作為汽車傳動系統(tǒng)最重要的部件之一，汽車主減速器的結(jié)構設計是最基礎也是最重要的環(huán)節(jié)，在此背景之下，本文選用北汽紳寶X35為參考車型，進行主減速器結(jié)構設計。根據(jù)計算，本文設計的主減速器為單級主減速器，以40Cr為原材料，設計了主動錐齒輪軸、從動錐齒輪和從動錐齒輪軸的結(jié)構，選用了合適的軸承，并根據(jù)材料力學原理校核了設計零件的強度和壽命；另一方面，本文利用計算機軟件，對設計零件進行建模和仿真分析，直觀的展示了設計零件的結(jié)構，進一步校核了設計零件在使用工況下的強度。本次設計完成了基本的設計要求，但是在一些地方仍有不足，例如：在錐齒輪的建模中，由于軟件使用不熟練，只能使用模板再修改數(shù)據(jù)建模；在齒輪參數(shù)計算中，不了解后續(xù)步驟所需參數(shù)，導致多次返回計算齒輪參數(shù)；利用ANSYS軟件進行仿真時進行了間花，進行了靜力學仿真，而實際上齒輪和軸的受力一直是動態(tài)。在這些方面都需要豐富自己的經(jīng)驗，提升自己的能力，以進一步的改進和完善設計，使設計更加合理可靠。

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