毕业设计（论文）-基于ADAMS的汽车主减速器设计与仿真（全套图纸）.pdf

毕业设计报告(论文) 报告(论文)题目： 基于 ADAMS 的汽车主减速器 设计与仿真 作者所在系部： 机电工程学院 作者所在专业： 车辆工程 作者所在班级： B13141 作 者 姓 名 ： 作 者 学 号 ： 指导教师姓名： 完 成 时 间 ： 2017.5 北华航天工业学院教务处制 1 摘要摘要 汽车主减速器是汽车驱动桥中非常重要的传力部件， 主减速器也是汽车上最关键的部 件之一。 本次的毕业设计是为汽车设计一个结构合理、 工作性能可靠的主减速器。 该主减速器 将设计成单级圆柱齿轮减速器。与多级主减速器相比，可以保证离地间隙较小，但不影响 传动比，此外单级主减速器还具有很多优点，比如结构紧凑，噪声小，以及使用寿命长。 本次设计包括了单级主减速器的各零部件的设计以及其相应参数的设计和校核过程。 设计 的内容为：主减速器齿轮和轴的设计，主减速器结构的选择。主减速器在汽车传动系中的 主要作用是减小转速、增大扭矩，通过齿数少的圆柱齿轮与齿数多的圆柱齿轮啮合传动。 设计好减速器后通过 ADAMS 软件对设计好的准双曲线圆柱齿轮仿真，对建立好的 齿轮模型添加约束使之运动， 结合实际计算和测试的结果， 采用虚拟样机技术研究准双曲 线齿轮， 将实际设计时计算出的结果和动力学仿真得出的结果对比分析， 得出主减速器准 双曲面齿轮运动和工作状况，为本次设计提供相应的理论依据。 关键词：关键词：主减速器 传动比 典型工况分析 动力学仿真 2 Abstract： Automobile reduction final drive is one of the best impossible parts in automobile gearing.It can change speed and driving tuist within a big scope. The aim is to the car to be reasonable,The graduation design is designed for the car reasonable structure, reliable performance of the main reducer.This main gear box is compo sed of a level of gear reductions.Compares with the Multi - stage main reducer,this kind of design Can ensure that the ground clearance is small.But does not affect the transmissio n ratio.after that, single- stage main reducer also has many good advantages,for example the noise of single- stage main reducer is smaller,can use a long time and so on .The desig n mainly includes:Main gear box structure choice,verification of the corresponding parameter s.The main use of the reducer in the transmission lines used to reduce vehicle speed,also inc reased the torque.Through the small number of teeth to promote the more number of cyl indrical gears cylindrical gear drive. The dynamic model of hypoid gears is established by Adams software,and the driving force are considered.Then. Add a constraint on the established gear model to make it move.finally ,through the comparative analysis of the actual testing results,and the dynamic sim ulation results.The actual compare of the design by the calculated results and so on .simulation 3 of the results then analysis it.Verify the design by theoretical basis. key words : Main reducer Gear Check transmission ratio dynamics simulation 北华航天工业学院毕业论文 北华航天工业学院 本科生毕业设计（论文）原创性及知识产权声明 本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文） 基于 ADAMS 的汽车主减速器的 设计与仿真 是本人在指导教师的指导下， 独立进行研究工作取得的成果。 除文中已经注明引用的内容 外，本设计（论文）不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品或成果。对本设计 （论文）的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。因本毕业设计 （论文）引起的法律结果完全由本人承担。 本毕业设计（论文）成果归北华航天工业学院所有。本人遵循北华航天工业学院有关 毕业设计（论文）的相关规定，提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本。本人同意北 华航天工业学院有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服 务； 可以采用影印、 缩印、 数字化或其它复制手段保存论文； 在不以营利为目的的前提下， 可以公布非涉密毕业设计（论文）的部分或全部内容。 特此声明 毕业设计（论文）作者： 指导教师： 年 月 日 年 月 日 北华航天工业学院毕业论文 目 录 摘要 . 1 Abstract： . 2 第 1 章 引言 . 1 1.1 课题研究的目的及意义 . 1 1.2 汽车主减速器发展现状以及发展趋势 . 1 1.3 课题研究的内容 . 2 1.3.1 主减速器齿轮的类型 . 2 1.3.2 主减速器的减速型式 . 3 1.3.3 汽车主减速器的仿真 . 3 第 2 章 汽车主减速器设计计算 . 4 2.1 主减速器齿轮的设计 . 4 2.1.1 选择齿宽系数 . 4 2.1.2 压力角的选择 . 4 2.1.3 选择主、从动圆柱齿轮齿数 . 4 2.1.4 初选螺旋角 . 4 2.1.5 其他尺寸的选择 . 5 2.1.6 齿面接触疲劳强度的计算 . 5 2.1.7 齿轮相关参数计算 . 7 2.1.8 按齿根弯曲强度设计 . 7 2.1.9 齿轮几何尺寸计算 . 9 2.2 齿轮轴的设计 . 12 2.2.1 轴直径的设计 . 13 2.2.2 计算轴各段长度 . 14 2.2.3 轴的强度校核 . 16 2.3 主减速器其他零部件的设计 . 19 2.3.1 主减速器概述 . 19 2.3.2 主减速器方案的选择 . 20 2.3.3 主减速器零部件设计 . 20 第 3 章 汽车主减速器的仿真 . 29 3.1 ADAMS 仿真概述 . 29 3.2 主减速器齿轮运动仿真 . 29 3.3 结论分析 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 致谢 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 参考文献 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 附表 1 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 附表 2 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 北华航天工业学院毕业论文 1 第 1 章 引言 1.1 课题研究的目的及意义 自从世界上第一台汽车研发问世以来， 汽车工业产业便随之诞生， 并渐渐地对世界的 发展和人们的生活产生越来越大的影响， 同时也为人类的进步作出了巨大的贡献， 可以说 汽车与我们的生活越来越密切。我们对汽车的产品也有了更为全面、深入的了解，这也需 要我们握住“汽车设计”的发展方向，从而制造出更多更能适合我们的汽车。 本次毕业设计是通过对汽车主减速器的设计计算与仿真， 使大家对汽车主减速器的设 计与原理能有更好的认识。综合运用我们在大学期间所学的理论、专业知识，设计一款满 足使用要求的主减速器。本次设计能更好的巩固所学知识，培养自主查阅资料的能力，提 高自我发现问题和解决问题的能力，为毕业后进入工作岗位工作奠定理论基础。 汽车主减速器是汽车传动系统中十分重要的部件之一。 是连接发动机和工作机的最有 效装置，它能够将来自发动机的转矩传给汽车车轮，实现降低转速同时增大扭距的目的。 汽车主减速器可以提高汽车的行驶平稳性和通过性使驾驶汽车时更加舒适。 主减速器安装 在发动机和差速器之间， 这可以减小万向传动装置、 变速箱等主减速器前面的传动部件所 传递的扭矩，同时也可以减小变速箱箱体的大小，使操控更加灵敏省力，同时也可以节省 汽车百公里的油耗。 在全球石油价格不断上涨的今天， 人们也越来越关心汽车的经济性， 这不仅仅只对与 小汽车， 这对所有类型汽车都有作用， 各汽车生产厂家都在致力于提高燃油经济性以此来 增强其产品在市场上的竞争力， 降低油耗不仅仅是在发动机的工作上节油， 还需要从传动 系中增加系统传动的效率，因此本次汽车主减速器的设计显得十分重要。 1.2 汽车主减速器发展现状以及发展趋势 现如今汽车领域的发展可谓日新月异。 新的设计理论层出不穷， 各种新技术应用在不 同汽车上， 加工工艺也日益精湛， 新型材料的发现也对汽车的发展起了提供了更多的选择， 汽车零件的结构也在传统形式的基础上有了很大的改善 这些新型材料的应用， 使汽车更 具有舒适性，增加了汽车的安全性和可靠性。 我国汽车主减速器的研发创新设计还存在很多缺点和不足： 一是主减速器设计研发以 外资或合资为主具有自主知识产权的较少。 二是不同地区生产厂家沟通合作较少， 产品之 间相互合作力的密切程度有待提高。三是市场竞争不公正，各企业生产盈利普遍不高，生 产的产品技术含量低， 但与此同时汽车产业的发展又迎来一个新的机遇。 那便是计算机技 术在汽车生产设计研发中的作用越来越大， 汽车减速器的发展将迎来新的机遇， 从经济性 北华航天工业学院毕业论文 2 指标、公司之间的合作，甚至是汽车排放量等多个领域迎来重大改善，这将更好地推动汽 车行业向着更好的方向发展。 现如今汽车各个的零部件的生产进入单独化， 不在是以往的整个汽车生产相连， 这样 做可以使设计达到最优效果，设计更加专业，同时加强了各企业间的相互合作，要掌握汽 车发展的规律和方向， 努力追赶世界的脚步。 我国自主研发设计的汽车主减速器也将拥有 更巨大的发展空间，具有更美好阔的市场前景。 目前我国的汽车主减速器设计研发仍存在诸多问题， 新产品的研究和开发较少创新意 识较差、缺乏国外那种更为科学的管理方式，企业现用的生产设备老化严重等等。这导致 了我们生产的产品精度较低自动化水平较低， 自主品牌较少， 无法与世界上大的生产企业 相竞争。这需要我们加快技术创新的步伐、提高生产技术，提高我们的管理水平，早日赶 上世界先进生产厂家， 早日研发设计出能够适应中国国情的汽车主减速器， 早日实现由中 国制造迈向中国创造。在东方汽车公司实习时我们也见到了许多新产品，新理念。各工厂 分工合作， 与此同时与沿海较先进的厂家密切合作， 生产的产品也一度销往东南亚甚至西 方国家， 可以说我国的主减速器得设计研发在迅速进步。 希望能早日实与世界先进技术的 接轨。 在设计研发上，CAD、CAE 等计算机应用技术渐渐成熟并应用在汽车研发设计中， AUT、proE 等软件的应用大大方便了我们的设计研发，使主减速器无论是结构还是性能， 包括齿轮的加工，都变得更加方便高效。数模的建立、设计产品的仿真技术等在汽车设计 中的作用越来越大;减速器各零部件的设计初步实现了虚拟化，科学化。汽车主减速器设 计开发的产品更加精确，参数的计算更加快速准确，产品的形状尺寸设计更加合理，更宜 于设计的产品批量生产， 更加适应现代工业企业的多样化需要， 满足不同类型消费者的需 求。跟上产品更新换代的脚步，满足这个快速变化的市场需求。 总的来说，现如今汽车主减速器发展朝着高精度、高效率、低成本、更灵便、更环保 的方向发展。在相同的条件下，相同的车型对零部件的使用寿命有了更高的要求，相同的 车型对汽车的个性能指标也要求更高， 一款车也不在局限于一个地区的使用， 这便要求其 适应不同环境的能力更强;对主减速器的使用要求更是如此。如何设计出寿命更长、更加 高效轻便、噪音更低、强度更大，润滑和密封性能更高的汽车主减速器，这迫切需要我们 去研发设计。 1.3 课题研究的内容 1.3.1 主减速器齿轮的类型 主减速器种类样式繁多， 将减速器分类若是根据减速器传动类型分类有： 齿轮减速器、 行星齿轮减速器和蜗杆减速器还有就是这些减速器混搭使用的多级减速器。 在现代汽车使 北华航天工业学院毕业论文 3 用的减速器中， 使用的最多的单级汽车减速器是螺旋锥齿轮减速器还有就是双曲面齿轮减 速器这两种。在双级主减速器中，通常还要加一组行星齿轮或者加一对斜齿圆柱齿轮（斜 齿强度更高适用范围更广）。当减速器作为轮边减速器时，则通常采用斜齿圆柱齿轮减速 器， 采用普通的两平行轴的形式布置， 有时也使用行星齿轮的布置形式。 在一些公共汽车、 大型载货汽车上，有时也采用蜗轮传动的汽车主减速器。 1.3.2 主减速器的减速型式 主减速器的减速型式有多种，按照齿轮的级数可分为：双级主减速和单级主减速。 这两种不同类型的主减速器适用不同类型不同需求的汽车， 不同类型的主减速器有不 同的特点需要我们去根据不同的需要去选择。我们本次毕业设计就是根据此次题目和数 据，通过分析计算和研究，寻求满足本次设计要求的减速器，需要我们计算齿轮的强度、 轴的大小和尺寸，主减速器的大小和尺寸，应考虑到减速器制造加工成本，了解不同类型 的减速器的优缺点。从而选出最优方案，设计符合本次要求的汽车主减速器。 1.3.3 汽车主减速器的仿真 设计完成后，对减速器在 ADAMS 中进行仿真，对所得的数据进行分析，得出设计 结论。在 ADAMS 中可以直接绘制减速器齿轮，然后施加约束，分别给高速轴添加速度， 得出低速轴速度，给高速轴施加一个转矩，得出轴向力、径向力、转矩的大小。 北华航天工业学院毕业论文 4 第 2 章 汽车主减速器设计计算 2.1 主减速器齿轮的设计 齿轮传动是机械传动中十分重要的传动形式之一，其应用也十分广泛，具有传递功 率大，结构紧凑，传动比很稳定，传动效率高等优点。这是其他机械传动所无法与之相提 并论的。本次设计为汽车主减速器，齿轮设计成闭式渐开线斜齿圆柱齿轮。设计要保证不 会发生任何形式的齿轮失效， 保证齿轮设计符合国家规定， 在闭式齿轮传动中保证齿面接 触疲劳强度达到需要的标准，由于该功率较大，还要考虑到齿轮的冷却散热。 2.1.1 选择齿宽系数 d 由齿轮的计算公式可知， 轮齿越宽齿轮的承载能力越大； 但齿宽过大会使齿面上的载 荷分布不匀称，所以齿宽系数应该选取适当。计算公式时，对于标准减速器，根据机械 设计表 10- 7 选定出相应的 d 值。由于两支撑相对于小齿轮对称分布，所以 d 值为 0.91.4 之间。由于本次设计齿面均为硬齿面，取值应靠下限。 2.1.2 压力角的选择 压力角的选择对于齿轮设计十分重要，若增大压力角,轮齿的齿厚会随之增大，齿 轮的齿廓曲率半径也会随着压力角的增大而增大之增加。虽然可以提高齿轮的弯曲强度， 使齿轮更加的坚实， 增大了接触强度， 但是如果压力角过大则会导致齿轮太厚， 容易磨齿， 产生更大的噪音等缺点，另外加工成本也会增加，所以压力角应该选择一个适当值。我国 规定在选择时一般齿轮的压力角选取为=20为最佳。 该压力角完全满足本次设计需要，因此本次设计选择压力角为=20。 2.1.3 选择主、从动圆柱齿轮齿数 1 Z和 2 Z 本次设计的主减速器转速较高， 又是在车内的密闭空间内， 根据绝大部分车型的选择， 本次设计选择闭式齿轮传动， 为了提高减速器齿轮传动的平稳性， 减小齿轮间的冲击震荡， 所以齿数应该设计多一些为好。 轮齿传动主要失效形式为磨损失效， 为使本次设计的轮齿 整体尺寸不至过大，故小齿轮应该在满足使用要求的情况下，选择较小的齿数，对于 =20的标准斜齿圆柱齿轮，国家规定一般应取 1 Z 17。 本次设计初步选择齿数为 1 Z =20。则根据两齿轮的传动比为 4.5，可轻易求出 2 Z =90。 2.1.4 初选螺旋角 本次设计的螺旋角是圆柱螺旋线的切线与通过切点的圆柱面直母线之间所夹的锐角， 增大 北华航天工业学院毕业论文 5 螺旋角可以增大轴向重合度，提高传动的平稳性和降低噪声，使传动平稳。但增大螺旋 角会增加轴向力，一般斜齿轮螺旋角在 820，本次设计初选15= 已知数据如下表 表 2- 1 初始数据 最大功率 150KW 最大转速 2500r/min 最大转矩 350Nm 最高档传动比 4.5 2.1.5 其他尺寸的选择 1.已知，选取的小齿轮齿数 1 Z 20，大齿轮齿数 2 Z 90。 2.选取齿轮的精度等级。 因齿轮加工采用调质淬火的方式热处理， 轮齿几乎不会有变 形，所以不需要磨削，故齿轮直接选取 7 级精度。 3.考虑此减速器的功率较大，故由表常用齿轮材料及其力学特性选得大齿轮为 45 钢，齿面硬度为 280HBS，小齿轮的材料为 40Cr，齿面硬度为 240HBS。并经调质淬火 的热处理方式以增强其表面硬度。 2.1.6 齿面接触疲劳强度的计算 1.由设计计算公式进行试算小齿轮分度圆直径 3 2 d 1 1 Z 1 2 d + ZZZ TK EH Ht t （2- 1） （1）试选载荷系数 Kt1.3； （2）已知小齿轮传递的最大转矩为 1 T =350Nm； （3）由表圆柱齿轮的齿宽系数 d 再根据 2.1.1 选取齿宽系数值 d =1.0； （4）由机械设计图 10- 20 查得区域系数43 . 2 ZH=； （5）由表弹性影响系数 E Z 查得材料的弹性影响系数值 E Z =189.8MPa ； （6）由图齿轮的接触疲劳强度极限 lim 查得小、大齿轮的接触疲劳强度的极 限值分别为MPa600Hlim1=，a550Hlim2MP=； （7）已知两齿轮传动比为=4.5。 （8）由公式计算重合度系数 Z 。 北华航天工业学院毕业论文 6 () + =1 3 4 Z （2- 2） 64.20 cos15 20tan arctan cos tan arctan t = = = n 42.31 cos151220 64.20cos20 arccos cos2 cos arccos 1 1 at1 = + = + = an t hZ Z 23.63 cos151290 64.20cos90 arccos cos2 cos arccos 2 2 at2 = + = + = an t hZ Z ()()2/tantantantanZ 22 11tatat Z+= ()()617 . 1 2/64.20tan63.23tan9064.20tan42.31tan20=+= 67 . 1 /15tan201/tan 1d =z ()()716 . 0 617 . 1 67 . 1 67 . 1 1 3 617 . 1 4 1 3 4 Z=+ =+ = （9）由公式可得螺旋角系数 992 . 0 10coscosZ= 2.我国汽车寿命一般为 15 年，而每天使用汽车时间一般不会超过 8 小时，为满足不同 人群的使用需求，选择每天 8 小时的工作时间,每年使用 300 天。 9 11 104 . 51530081250060n60N= h jL 91 2 102 . 1 5 . 4 9104 . 5 N N= = 取安全系数 S1，由图接触疲劳寿命系数查得接触疲劳寿命系数90. 0KHN1=， 95. 0KHN2=；将结果带入公式得 a540a 1 6009 . 0 K Hlim1HN 1H 1 MPMP S = = MPa 5 . 522 1 55095 . 0 S K lim2HN 2H 1 = = 取两者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 MPa 5 . 522 2HH = 可初步计算出小齿轮分度圆直径为 北华航天工业学院毕业论文 7 mmd ZZZ TK t EH Ht t 34.77 5 . 522 992 . 0 716 . 0 8 . 1895 . 2 5 . 4 15 . 4 1 105 . 33 . 12 Z 1 2 d 3 2 5 1 3 2 d 1 1 = + + 3.计算实际载荷系数 H K 32 . 2 43 . 1 1 . 118 . 1 25 . 1 KKKKK HHVAH = A K -使用系数，取 A K =1.25； V K -动载系数，由表动载系数 V K 查得 V K =1.18； H K-齿间载荷分配系数，由表齿间载荷分配系数 H K查得， K =1.1； H K-齿向载荷分配系数，查表齿向载荷分配系数 H K，由插值法取得 H K=1.43。 计算分度圆直径mm K d Ht H t 81.99 3 . 1 32 . 2 34.77 k d 3 3 11 = 相应齿轮模数 mmmm Z d n 5 . 4 20 15cos81.99cos m 1 1 = = 2.1.7 齿轮相关参数计算 1.计算齿轮的圆周速度 v 100060 d v 11 = n t （2- 3） smsm n t /65. 2/ 100060 62583.31 100060 d v 11 = = = 2.计算齿轮的齿宽 b mmd td 34.7734.771b 1 = 2.1.8 按齿根弯曲强度设计 1.弯曲强度的设 3 F 2 1d 1 nt Y T2 m saFa Ft Y z YYK （2- 4） （1）试选载荷系数3 . 1KFt=。 北华航天工业学院毕业论文 8 （2）由图弯曲疲劳寿命系数查得弯曲疲劳寿命系数9 . 0KFN1=，95 . 0 K 2FN =。 （3）由图齿轮的弯曲疲劳强度极限d 查到大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限值分别 为 1FE 600MPa， 2FE 550MPa。 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S1.4，得 MPa57.303 S K 1FE1FN 1F = aMP86.238 S K 2FEFN2 2F = （5）计算弯曲疲劳强度重合性系数 Y 。 v 75 . 0 25 . 0 Y += （2- 5） ()()=01.1242.31cos15tanarctancostanarctan bt 69 . 1 01.12cos 617 . 1 cos 2 b 2 v = = 694 . 0 69 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 Y v =+=+= （6）计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Y 。 791 . 0 120 15 67 . 1 1 120 1Y= = = （7）计算大小齿轮的参数并加以比较 由机械设计图 10- 17 查得小齿轮和大齿轮的齿形系数 1Fa Y=2.650 ， 2Fa Y=2.226。 由表可查得 1sa Y=1.580， sa2 Y=1.764。 0137 . 0 57.303 58 . 1 65 . 2 Y 1 11Fa = = F Sa Y 0164.0 86.238 764.1226.2Y 2 22Fa = = F Sa Y 因为大齿轮的值大于小齿轮，所以取值为大齿轮的计算结果为最终结果。 （8）齿轮法向模数为 北华航天工业学院毕业论文 9 3 F 2 1d 1 nt Y T2 m saFa Ft Y z YYK mm t 06. 20164. 0 201 791. 0694. 0105 . 13 . 12 m 3 2 5 n = 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算出来的的模数 m 大于由齿根疲劳强度计算 的模数，齿轮模数 m 的大小主要取决于齿轮弯曲强度，取决于齿轮的承载能力。而计算 得出的承载能力，只跟齿轮分度圆直径有关，由弯曲强度算得模数与实际模数更为相近， 根据计算结果模数应大于 2.06 又初步计算得齿轮模数为 4.5，因此根据 GB- 1357 取值， 取得齿轮模数的标准值 m3mm，而对应计算出的分度圆直径 1 d 99.81mm，根据公式 可得： 1 Z d1/m99.81/333.27，齿轮的齿数需取整，则取 1 Z 34 2 Z u 1 Z 4.533.168=149.256，因两齿轮齿数需要互为质数，能更好地 提高齿轮的寿命和耐磨性，故取 2 Z =151 2.1.9 齿轮几何尺寸计算 1.计算两齿轮间的中心距 ()() mm mzz n 28.287 15cos2 315134 cos2 a 21 = + = + = 考虑到模数取值增大了，在这里将中心距圆整为 287mm。 2.按圆整后中心距修正螺旋角 ()() = + = + =78.14 2872 315134 2 arccos 21 a mzz n 3.计算小，大齿轮的分度圆直径 mm49.105 78.14cos 334 cos d 1 1 = = n mz mm 5 . 468 78.14cos 3151 cos d 2 2 = = n mz 4.计算齿轮的齿宽 mmd d 49.10549.1051b 1 = 考虑存在安装误差，并且为了保证齿轮正常啮合，节省齿轮加工所需要的材料，要将 小齿轮略微加宽，在这里根据计算结果我们取 1 b =108mm。大齿轮的齿宽等于设计计算出 北华航天工业学院毕业论文 10 的齿轮宽度，即取 2 b =105mm。 5.齿轮强度校核 （1）齿面接触疲劳强度校核 按之前计算出来的结果，根据如下公式计算 HEH ZZZZ u u d = 1TK2 3 1d 1H H （2- 6） 根据之前设计时的计算结果，已知 H K=2.32，m350 1 =NT， 1= d ，mmd70 1 =， u=4.5， 5 . 2= H Z， MPaZE 8 . 189=， 877 . 0 = Z 将以上参数带入公式，得到 H EH MPa MPaZZZZ u u d = + = = 31.350 877 . 0 716 . 0 8 . 1895 . 2 5 . 4 15 . 4 49.1051 1035023 . 2 21TK2 3 3 3 3 1d 1H H 齿面的接触疲劳强度极限，满足要求。 （2）齿根弯曲疲劳强度校核 根据如下公式 F 2 1 3 2 saFa1 cosYYT2 = zm YYK nd F F （2- 7） sa Y 应力修正系数 Y 弯曲疲劳强度重合度系数 Y 弯曲疲劳强度螺旋角系数 根据设计时的计算结果，已知m350 1 =NT，45 . 2 Y 1Fa =，75. 1Y 1sa =， 15 . 2 Y 2Fa =，75 . 1 Y 2sa =，70 . 0 = Y，=12.7， d =1， n m =4.5， 1 z =34 计算76 . 0 120 1Y= ，042 . 0 180 7 . 12 tan341 tan 1d = z。 将以上计算结果代入公式得 1 F 23 23 2 1 3 2 sa1Fa11 1 74.32 345 . 41 7 . 12cos76 . 0 70 . 0 75 . 1 45 . 2 1035027 . 2 2 cosYYT2 = = MPa zm YYK nd F F 北华航天工业学院毕业论文 11 2 F 23 23 2 1 3 2 sa2Fa21 2 73.28 345 . 41 7 . 12cos76 . 0 70 . 0 75 . 1 15 . 2 1035027 . 2 2 cosYYT2 = = MPa zm YYK nd F F 本次设计齿轮的齿根弯曲疲劳强度满足要求。 表 2- 2 两齿轮参数 序 号 项目 代号 计算公式及计算结果 1 齿数 齿轮 1 1 Z 34 齿轮 2 2 Z 151 2 法向模数 m 3 3 压力角 20 4 齿顶高系数 a h 1 5 顶隙系数 c 0.25 6 螺旋角 14.78 7 实际中心距 a 277.5 8 齿形角 20 9 径向 变位系数 齿 轮 1 1 X 0 齿 轮 2 2 X 0 10 全齿高 齿 轮 1 1 h 6.75 齿 轮 2 2 h 6.75 12 旋向 齿 轮 1 左旋 齿 轮 2 右旋 13 重合度系数 1.69 北华航天工业学院毕业论文 12 14 齿宽 齿轮 1 1 b 108 齿轮 2 2 b 105 15 分度圆直径 齿轮 1 1 d 105 齿轮 2 2 d 468 16 齿顶高 齿轮 1 a1 h 3 齿轮 2 a2 h 3 齿轮参数公式见附录 1。 根据齿轮参数，在 caxa 中绘制出大齿轮，其中大齿轮形状如下图。 图 2- 1 齿轮形状 2.2 齿轮轴的设计 轴的结构主要取决于轴的安装位置，轴上零件的类型、尺寸、数量等。设计时需根据 不同情况进行具体分析。 为使齿轮轴承等有配合要求的零件拆装方便， 与此同时减少配合 表面的擦伤，在配合轴段前应采用较小的直径，为便于安装与轴做过盈配合的零件，轴在 设计时不同轴段的轴肩应设计成不同的尺寸，即设计成阶梯轴。确定每一段轴的轴长时， 北华航天工业学院毕业论文 13 应尽可能使所设计的减速器结构紧凑， 保证零件之间的空间满足安装要求。 与齿轮相配合 的轴的段长度一般齿轮要比轴长 23mm。 图 2- 2 低速轴的配合例图 2.2.1 轴直径的设计 1.计算 1 d 按公式初步计算出轴的直径，根据输出轴的功率 P 和轴所承受的扭矩 T，计算最小轴 的小直径（查机械设计基础表 153 取 c=104） 3 d n P C （2- 8） mm n P C87.65 625 150 104d 33 = 因该轴段上需要设计一个键槽， 考虑到挖去的键槽会减小轴的强度， 可将 d 增大 5%， 调整直径取整数为 70mm。 2.计算 2 d 根据公式计算轴二的直径，轴二的轴肩高度一般比轴一要大 0.070.1 倍可得 mm84 8 . 7970)0.107 . 0 (2702d 112 =+=+=ad 因为 2 d 必须符合轴承密封元件的要求，根据上述说明，经查国家标准件尺寸表（密 封装置的国标尺寸）知轴尺寸应为尾数为 0 或 5 的整数。取mm80d2= 3.计算 3 d 北华航天工业学院毕业论文 14 轴三的尺寸由 2.2 已说明，为方便拆卸和安装，轴三应比轴二宽(15)mm。 则 3 d= 2 d +(15)mm=8185mm 且 3 d必须与和他相配合的轴承的内径一致，即尺寸为整五或者整十的尺寸。取圆整 mm85d3=，初选轴承型号为 6217,查表（GB/T 276- 1994）可知，B=28mm，D=150mm。 4.计算 4 d 4 d为与齿轮配合的轴段，轴直径应比 3 d大(15)mm。这样可以使齿轮安装时不会与 其他轴发生摩擦，从而影响齿轮尺寸，使配合更准确。 4 d = 3 d +(15)mm=8690mm 为装配方便而加大直径， 应取齿轮轴圆整为标准直径， 一般取尾数为 0 或 5 的尺寸作为齿 轮轴直径，根据计算结果取mm90d4=； 5.计算 5 d 5 d为齿轮轴轴肩，其保护和定位的作用，我国在齿轮设计时规定，轴肩应比齿轮轴高 （0.070.1）倍，因此可计算出齿轮轴 5 d为 108mm 6 . 102900.107 . 0 2902d 445 =+=+=）（ad 原理同上，应取圆整直径，因此可取 mm105d5= 6.计算 6 d mmdd85 36 =在同一轴上的轴承可以选择同一个型号， 以便减少轴承类型和轴承尺 寸设计，使拆装更换零件，以及零件的加工更加方便快捷，尺寸设计的也更加紧凑。 齿轮轴各阶梯轴段直径如下表： 表 2- 3 轴各段直径 名称 1 d 2 d 3 d 4 d 5 d 6 d 直径 （mm） 70 80 85 90 100 85 2.2.2 计算轴各段长度 1.计算 1 L 经计算半联轴器的长度 l=75mm，为保证轴端挡圈准确地与半联轴器相连接，与此同 时有不会不压在轴的端面上，对轴产生过大的负担，因此设计该轴段轴的长度时，应使该 北华航天工业学院毕业论文 15 段轴的长度应比 l 略长一些，取 1 L =100mm。 2.计算 2 L 轴 2 L的长度应与该轴上所连接的零部件的尺寸相对应，因此轴段长度应大于该轴对 应的轴承端盖的长度。 melL+= 12 （2- 9） 本次设计所需要的轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，取mmdemml4 .142 .1,20 31 =， 其中 3 d 为螺钉直径 M12，由轴承外径查机械设计课程设计表 14- 1，取 3 d =12mm。 轴承轴承 BccBLm+= 3213 )83( （2- 10） 式中，为箱体壁厚，取=9mm，所以 m=30mm。代入公式得 mmmel 4 . 6430 4 . 1420L 12 =+=+= 取 mm70L2= 3.计算 3 L 3 L长度等于轴承宽度 B，密封装置长度，挡圈长度的和再多出 23mm 即， 3 L=28+23+6+3=60mm。 4. 计算 4 L 轴 4 L应比齿轮短 23mm，由于 3 L选择时确认齿宽比轴宽 3mm，因此 的长度可轻 易求出 4 L=b- 3=105mm。 5.计算 5 L 轴 5 L尺寸与齿轮轴的尺寸有关，即该段轴长主要起保护和定位所用，因此其长度不 需要太大，我国齿轮轴设计时一般取为齿轮轴直径的 0.070.1 倍，而尺寸有不得小于 5mm。因此可计算出 5 L大小为 445 )0.107 . 0 (4 . 1a4 . 1Ld= （2- 11） mm12.682 . 8 900.107 . 0 4 . 1L5=）（ 为