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基于ProE及ANSYS的载货汽车主减速器结构设计与有限元分析【汽车类】【7张CAD图纸】【优秀】

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关键词：: 基于ProE ANSYS的载货汽车主减速器结构设计有限元分析 cad图纸

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基于ProE及ANSYS的载货汽车主减速器结构设计与有限元分析

62页 22000字数+说明书+任务书+开题报告+7张CAD图纸【详情如下】

主减速器盖.dwg

主动锥齿轮.dwg

从动锥齿轮.dwg

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主动锥齿轮.gif

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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/E

ABSTRACT

As 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

摘要Ⅰ

AbstractⅡ

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

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。这就对主减速器设计人员提出较高的要求。在我国传统的设计方式中以手工绘图或采用AutoCAD 绘制二维平面图，做出成品进行试验为主，无法满足快速设计的需求，造成产品开发周期长、设计成本高。利用PRO/E及ANSYS软件对主减速器的主要零件进行建模和分析校核，能够大大提高设计的效率和质量，为轻型货车的研发缩短了宝贵的时间。同时，选择轻型货车减速器设计作为毕业设计题目，可以对大学四年所学的基础课程和专业课程进行一次系统的复习，更最重要的是培养了我们综合分析问题、理论联系实际的能力，培养我们调查研究，正确熟练运用国家标准、手册、图册等资料、工具的能力, 锻炼自己的设计计算、数据处理、编写技术资料、绘图等独立工作能力,为以后的工作打下基础。

1.2 国内外主减速器研究现状

　　　改革开放以来，中国的汽车工业得到了长足发展，尤其是加入WTO以后，我国的汽车市场对外开发，汽车工业逐渐成为世界汽车整体市场的一个重要组成部分。同样，车用减速器也随着整车的发展不断成长和成熟起来。

　　　随着高速公路网状况的改善和国家环保法规的完善，环保、舒适、快捷成为客车和货车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为客车和货车主减速器技术的发展趋势。

产品上，国内卡车市场用户主要以承载能力强、齿轮疲劳寿命高、结构先进、易维护等特点的产品为首选。目前己开发的产品，如陕西汉德引进德国公司技术的485单级减速驱动桥，一汽集团和东风公司的13吨级系列车桥为代表的主减速器技术，都是在有效吸收国外同类产品新技术的基础上，针对国内市场需求开发出来的高性能、高可靠性、高品质的车桥产品。这些产品基本代表了国内车用减速器发展的方向。通过整合和平台化开发，目前国内市场形成了457、460、480、500等众多成型稳定产品，并被用户广泛认可和使用。设计开发上，设计软件先后应用于主减速器的结构设计和齿轮加工中，有限元分析、数模建立、虚拟试验分析等也被采用;齿轮设计也初步实现了计算机编程的电算化。新一代减速器设计开发的突出特点是:不仅在产品性能参数上进一步进设计上完全遵从模块化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换1.3 设计的主要内容

　　　设计出小型低速载货汽车主减速器、差速器、等传动装置及桥壳等部件。使设计出的产品使用方便，材料使用最少，经济性能最高

a. 提高汽车的技术水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更经济，更舒适，更机动，更方便，动力性更好，污染更少。

b. 改善汽车的经济效果，调整汽车在产品系列中的档次，以便改善其市场竞争地位并获得更大的经济效益

　　　了解轻型商用车主减速器的基本结构，基本形状，工作原理和设计方法，再依据现有生产企业在生产车型的主减速器作为设计原型，在给定变速器输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，独立设计出符合要求的主减速器。首先确定主减速器的结构形式；其次，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数据，并对主减速器齿轮进行强度校核；然后选择合适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。

第2章主减速器结构方案确定　

2.1 轻型货车参数

　　　车型：东风EQ1060F

　　　驱动形式：4×2

　　　装载质量：3吨

　　　总质量：6吨

　　　发动机最大功率：71kw 转速：3200转/分

　　　发动机最大转矩：245 转速：2200转/分

　　　轮胎型号：7.50—16

　　　主减速器比：i0=6.73

　　　变速器传动比ig 低档— 4.71 ；高档 V挡—0.78

　　　最高车速：90 km/h

2.2 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。

2.2.1 主动锥齿轮的支承

　　　主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。

　　　悬臂式支承结构(图2.1 a)的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度倪和增加两支承间的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70％还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关[4]。

　　　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。　　　本次设计的轻型货车主减速器是根据传统主减速器设计方法，并结合现代设计方法，参考相关车型，确定了主减速器的总体设计方案。

　　　设计的主要内容：考察相近载重量的货车的主减速器结构形式和发展过程及以往形式的优缺点，确定了主减速器的总体设计方案；完成主减速器的设计，采用单级主减速器可提高机械效率，具有很好的动力性和经济性，确定了主减速器主从动齿轮的相关参数；完成差速器的设计，采用普通行星齿轮差速器，确定了差速器的各部件的尺寸参数；各部件都进行强度校核，并选用合理的材料对主要零部件的热处理方法进行了说明，满足了设计要求；运用AutoCAD软件绘制出驱动桥装配图和主要零部件的工程图。利用PRO/E建模及ANSYS软件分析验证合理性。

　　　结论：本次设计的主减速器结构符合设计要求及实际应用，设计时零部件的选择能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化的要求，修理、保养方便，工艺性好，制造容易。由于结构简单、主减速器造价低廉、工作可靠，能大大降低整车生产的总成本推动汽车经济的发展，可以被广泛用在各种轻型载货汽车。

　　　但此设计过程仍有许多不足，在设计结构尺寸时，有些设计参数是按照以往经验值得出，这样就带来了一定的误差。另外，在某些方面，由于时间问题，做得还不够仔细，恳请各位老师同学给予批评指正。

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内容简介：: SY-025-BY-2毕业设计（论文）任务书学生姓名陈健兵系部汽车与交通工程院专业、班级车辆工程07-1指导教师姓名孙远涛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。在现代汽车的驱动桥上，应用最广泛的主减速齿轮型式是“格里森”制或“奥利康”制螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。双曲面齿轮的特点是主、从动齿轮的轴线不相交而呈空间交叉90夹角。这对于增强支承刚度，保证齿轮正确啮合，从而提高齿轮寿命大有益处。另外，由于双曲面齿轮传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径比相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径大。其结果是齿面间的接触应力降低。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。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1. 主减速器总成图（A0一张）；2. 主减速器零部件图（折合A0图1张），主动锥齿轮A2一张）、从动锥齿轮（A2一张）等；3. 撰写设计说明书一份（1.5万字以上），包含主减速器的Pro/E模型图和有限元仿真曲线等。四、设计（论文）进度安排1. 调研，收集资料，撰写开题报告，进行开题答辩第12周(2月28日-3月13日)2. 主减速器的方案设计，熟悉Pro/E、ANSYS软件第34 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58 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911 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)6. 完善设计，提交指导老师审核并修改第1314周(5月23日-6月5日)7. 提交系里评阅并修改，准备答辩第1516周(6月6日-6月19日)8. 毕业设计答辩第17周(6月20日-6月26日)五、主要参考资料1 胡磊. 汽车主减速器螺旋锥齿轮参数化建模与有限元分析D.武汉理工大学论文,2008.4.2 陈黎卿,李超,何钦章,陈睿. 汽车主减速器轴承受力分析及选型系统开发J.轴承，2007.11.3吉建平. 汽车主减速器齿轮早期磨损分析及预防措施J. 拖拉机与农用运输车，2008.4.4 李红渊,李萍锋.载重汽车驱动桥主减速器设计J.农业装备与车辆工程2009(10).5 王望予.汽车设计M.北京.机械工业出版社.2004.6 刘惟信.汽车设计M.北京.清华大学出版社.2001.7 唐金松.简明机械设计手册M.上海科学技术出版社，2000.8 仝令胜,石博强,申焱华,郭朋彦.45t铰接式自卸车贯通式驱动桥主减速器设计J.煤矿机械.2008.2.9 陈言东，王解生.驱动桥主减速器壳体的有限元分析J.制造业信息化.2009（10）.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）开题报告设计（论文）题目: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院系名称: 汽车与交通工程学院专业班级: 车辆工程07-1 学生姓名: 导师姓名: 开题时间: 2011年3月16日指导委员会审查意见：签字：年月日开题报告撰写要求一、“开题报告”参考提纲1. 课题研究目的和意义；2. 文献综述（课题研究现状及分析）；3. 基本内容、拟解决的主要问题；4. 技术路线或研究方法；5. 进度安排；6. 主要参考文献。二、“开题报告”撰写规范请参照黑龙江工程学院本科生毕业设计说明书及毕业论文撰写规范要求。字数应在4000字以上，文字要精练通顺，条理分明，文字图表要工整清楚。毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆07-1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、课题研究现状、选题目的和意义1.国内外研究现状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。主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩选转方向的作用。驱动桥的结构型式按其总体布置来说共有三种，即普通的非断开式驱动桥，带有摆动半轴的非断开式驱动桥和断开式驱动桥。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的特点是主、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。(2) 双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动的特点是主、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。由于偏移距正的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比F1/F2=cos1/cos2式中，F1、F2 分别为主、从动齿轮的圆周力；1、2 分别为主、从动齿轮的螺旋角。双曲面齿轮传动比为i0s=F2r2/F1r1=r2cos2/ r1cos1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。令K= cos2/ cos1,则i0s=K r2/ r1。由于12,因此K1,一般为125150。螺旋锥齿轮传动比i01为i01=r2/r1。这说明：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。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。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：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。曲面齿轮副使其主动齿轮的大于从动齿轮的，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。双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。双曲绵主动齿轮的变大，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。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。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：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。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。双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。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。（3）圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥和双级主减速器贯通式驱动桥以及轮边减速器。（4）蜗杆传动与其他齿轮传动形式相比，蜗杆传动具有下述优点：轮廓尺寸及质量小，并可获得较大的传动比；工作非常平稳，无噪声；便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动布置；可以传递大的载荷，使用寿命长；结构简单拆装方便，调整容易。其主要缺点是蜗轮齿圈要求使用昂贵的有色金属合金（青铜）制造，材料成本高；此外，传动效率低。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。改革开放以来，中国汽车行业的好了长足的发展，尤其加入WTO以后，我国汽车市场对外开放，汽车工业逐渐成为世界汽车整体市场的重要主成部分。同样，车用主减速器也随着整车的发展不断的成长和成熟起来。与国外相比，我国车用减速器的开发设计不论在技术上，制造工艺上，还是成本控制上都纯在不小的差距。尤其齿轮制造技术缺乏独立开发与创新能力，技术手段落后（国外以实现计算机编程化，电算化）。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，企业管理方式比较粗放，相当比例的产品仍为中低档，缺乏国际影响力的产品品牌。行业整体散乱情况依然严重。总体来说，车用主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，计算机技术，信息技术，自动化技术广泛应用。从发动机的大马力，低转速的发展趋势以及商用车的最高车速的提升来看，公路用车桥减速器应该向小速比方向发展，在最大输出扭矩相同时齿轮的使用寿命要求更高（齿轮疲劳寿命平均可达50 万次以上）；在额定轴荷相同时，车桥的超载能力更强，主减速器齿轮使用寿命更长，噪音更低，强度更大，润滑密封能更好，整体刚性好，速比范围宽。2.研究的目的、意义在现代汽车的驱动桥上，应用广泛的主减速齿轮型式是“格里森”制或“奥利康”制螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。双曲面齿轮的特点是主、从动齿轮的轴线不相交而呈空间交叉90夹角。这对于增强支承刚度，保证齿轮正确啮合，从而提高齿轮寿命大有益处。另外，由于双曲面齿轮传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径比相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径大。其结果是齿面间的接触应力降低。本文对汽车的主减速器设计主要是为了使汽车获得最佳的动力性能，能充分的利用发动机传递过来的转矩，实现减速增扭，提高汽车动力性；此外，由于石油资源的紧缺，所以对减速器进行设计，使汽车获得最佳的经济性对于提高汽车在市场上的竞争力有很大帮助，对于不同的汽车选用不同的主减速器和主减速形式，可以提高和改善汽车的性能。通过对汽车主减速器的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能，还可以学习和运用多种设计软件。所以本题基于Pro/E及ANSYS对载货汽车主减速器结构设计与有限元分析具有一定的实际意义。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1.设计内容(1) 载货汽车主减速器的结构形式和主要参数的选择；(2) 主减速器的结构设计计算；(3) 主减速器主、从动锥齿轮的强度校核；(4) 主减速器Pro/E模型的建立；(5) 应用ANSYS进行主减速器齿轮有限元分析。2. 拟解决的主要问题（1）主减速器主、从动锥齿轮的支承方案的选择；（2）进行有限元分析，保证主减速器主、从动锥齿轮的强度；（3）在各种载荷及转速工况下有高的传动效率。三、技术路线（研究方法）主减速器设计方案的确定主减速器结构形式的选择主减速器的设计计算其他零部件的设计计算主动锥齿轮的设计计算从动锥齿轮的设计计算主减速器强度的校核分析主减速器的建模问题原因主减速器的有限元分析合不合理理主减速器设计完成四、进度安排1. 调研，收集资料，撰写开题报告，进行开题答辩第12周(2月28日-3月13日)2. 主减速器的方案设计，熟悉Pro/E、ANSYS软件第34 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58 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911 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)6. 完善设计，提交指导老师审核并修改第1314周(5月23日-6月5日)7. 提交系里评阅并修改，准备答辩第1516周(6月6日-6月19日)8. 毕业设计答辩第17周(6月20日-6月26日)五、参考文献1 胡磊. 汽车主减速器螺旋锥齿轮参数化建模与有限元分析D.武汉理工大学论文,2008.4.2 陈黎卿,李超,何钦章,陈睿. 汽车主减速器轴承受力分析及选型系统开发J.轴承，2007.11.3吉建平. 汽车主减速器齿轮早期磨损分析及预防措施J. 拖拉机与农用运输车，2008.4.4 李红渊,李萍锋.载重汽车驱动桥主减速器设计J.农业装备与车辆工程,2009(10).5 王望予.汽车设计M.北京：机械工业出版社,2004.6 刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社,2001.7 唐金松.简明机械设计手册M.上海科学技术出版社,2000.8 仝令胜,石博强,申焱华,郭朋彦.45t铰接式自卸车贯通式驱动桥主减速器设计J.煤矿机械,2008.2.9 陈言东，王解生.驱动桥主减速器壳体的有限元分析J.制造业信息化,2009（10）.10 龚曙光，等ANSYS工程应用实例分析M. 北京：机械工业出版社,2003.11 高耀东，郭喜平ANSYS机械工程应用25例M北京：电子工业出版社,20071.12 马雪洁,谢刚,王小林等. 基于ANSYS的准双曲面齿轮建模及有限元分析 J. 重型机械科技, 2004, (3) _4 .13 万尚国. 微车主减速器准双曲面齿轮静力学有限元分析 D. 2010.14 张朝晖，李树奎ANSYSll.0有限元分析理论与工程应用M.北京：电子工业出版社,200712.15 王霄，刘会霞ProEngineer Wi ldfire30典型零件设计手册M.北京：化学工业出版社,2007.16 GramaRBhashyamANSYS Mechanical-A Powerful Nonlinear Simulation T001ANSYSInc275 Technology Drive Canonsburg，2002(9).17 WangXiu-Shan，YangJian-Guo，WuHaoBuilding research on virtual prototypc of gear speed reducer based On ProE，ADAMS and ANSYSJJournalof Shanghai Jiaotong University,2007.六、备注指导教师意见：签字：年月日黑龙江工程学院本科生毕业设计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/E62ABSTRACT As 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Abstract第1章绪论11.1研究的目的和意义11.2主减速器国内外研究现状11.3设计的主要内容2第2章主减速器结构方案确定42.1轻型货车参数42.2主减速器主、从动锥齿轮的支承方案42.2.1主动锥齿轮的支承42.2.2从动锥齿轮的支承52.3主减速器齿轮的类型分析62.4主减速器的减速形式82.4.1单级主减速器82.4.2双级主减速器92.4.3贯通式主减速器102.4.4单双级减速配轮边减速器112.5 本章小结11第3章主减速器齿轮基本参数的选择与计算123.1主减速器齿轮计算载荷的确定123.2主减速器齿轮参数的设计133.3主减速器锥齿轮的强度校核143.4主减速器的轴承的选择183.5主减速器相关零部件的设计233.5.1差速器的设计233.5.2其他零部件尺寸的确定303.6 本章小结31第4章主减速器主要零件PRO/E建模324.1软件介绍324.1.1 PRO/E的发展历史324.1.2 PRO/E的特点和优势324.2 PRO/E建模334.2.1 主减速器壳体的建模334.2.2主减速器齿轮的建模354.3 本章小结40第5章主减速器主要零件的有限元分析415.1软件介绍415.2主减速器壳体的有限元分析425.3主减速器主动锥齿轮的有限元分析455.4主减速器从动锥齿轮的有限元分析505.5 本章小结51结论55参考文献56致谢57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。这就对主减速器设计人员提出较高的要求。在我国传统的设计方式中以手工绘图或采用AutoCAD 绘制二维平面图，做出成品进行试验为主，无法满足快速设计的需求，造成产品开发周期长、设计成本高。利用PRO/E及ANSYS软件对主减速器的主要零件进行建模和分析校核，能够大大提高设计的效率和质量，为轻型货车的研发缩短了宝贵的时间。同时，选择轻型货车减速器设计作为毕业设计题目，可以对大学四年所学的基础课程和专业课程进行一次系统的复习，更最重要的是培养了我们综合分析问题、理论联系实际的能力，培养我们调查研究，正确熟练运用国家标准、手册、图册等资料、工具的能力, 锻炼自己的设计计算、数据处理、编写技术资料、绘图等独立工作能力,为以后的工作打下基础。1.2 国内外主减速器研究现状改革开放以来，中国的汽车工业得到了长足发展，尤其是加入WTO以后，我国的汽车市场对外开发，汽车工业逐渐成为世界汽车整体市场的一个重要组成部分。同样，车用减速器也随着整车的发展不断成长和成熟起来。随着高速公路网状况的改善和国家环保法规的完善，环保、舒适、快捷成为客车和货车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为客车和货车主减速器技术的发展趋势。产品上，国内卡车市场用户主要以承载能力强、齿轮疲劳寿命高、结构先进、易维护等特点的产品为首选。目前己开发的产品，如陕西汉德引进德国公司技术的485单级减速驱动桥，一汽集团和东风公司的13吨级系列车桥为代表的主减速器技术，都是在有效吸收国外同类产品新技术的基础上，针对国内市场需求开发出来的高性能、高可靠性、高品质的车桥产品。这些产品基本代表了国内车用减速器发展的方向。通过整合和平台化开发，目前国内市场形成了457、460、480、500等众多成型稳定产品，并被用户广泛认可和使用。设计开发上，设计软件先后应用于主减速器的结构设计和齿轮加工中，有限元分析、数模建立、虚拟试验分析等也被采用;齿轮设计也初步实现了计算机编程的电算化。新一代减速器设计开发的突出特点是:不仅在产品性能参数上进一步进设计上完全遵从模块化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特点，这些都对基础件产品提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地进行二次开发和持续改进，以满足快速多变的市场需求。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独立开发与创新能力，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。这需要我们加快技术创新、技术进步的步伐，提高管理水平，加快与国际先进水平接轨，开发设计适应中国国情的高档车用减速器总成，由仿制到创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距。近几年来，国内汽车生产厂家，如重汽集团、福田汽车、江淮汽车等通过与国外卡车巨头，如沃尔沃、通用、五十铃、现代、奔驰、雷诺等进行合资合作，在车桥减速器的开发上取得了显著的进步。目前，上汽集团、东风、一汽、北汽等各大汽车集团也正在开展合作项目，希望早日实与世界先进技术的接轨，争取设计开发的新突破3。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，计算机技术、信息技术、自动化技术广泛应用。从发动机的大马力、低转速的发展趋势以及商用车的最高车速的提升来看，公路用车桥减速器应该向小速比方向发展:在最大输出扭矩相同时齿轮的使用寿命要求更高;在额定轴荷相同时，车桥的超载能力更强;主减速器齿轮使用寿命更长、噪音更低、强度更大，润滑密封性能更好;整体刚性好，速比范围宽。1.3 设计的主要内容设计出小型低速载货汽车主减速器、差速器、等传动装置及桥壳等部件。使设计出的产品使用方便，材料使用最少，经济性能最高。 a. 提高汽车的技术水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更经济，更舒适，更机动，更方便，动力性更好，污染更少。 b. 改善汽车的经济效果，调整汽车在产品系列中的档次，以便改善其市场竞争地位并获得更大的经济效益了解轻型商用车主减速器的基本结构，基本形状，工作原理和设计方法，再依据现有生产企业在生产车型的主减速器作为设计原型，在给定变速器输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，独立设计出符合要求的主减速器。首先确定主减速器的结构形式；其次，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数据，并对主减速器齿轮进行强度校核；然后选择合适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。第2章主减速器结构方案确定2.1 轻型货车参数车型：东风EQ1060F驱动形式：42装载质量：3吨总质量：6吨发动机最大功率：71kw 转速：3200转/分发动机最大转矩：245 转速：2200转/分轮胎型号：7.5016主减速器比：i0=6.73变速器传动比ig 低档 4.71 ；高档 V挡0.78最高车速：90 km/h2.2 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。2.2.1 主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。悬臂式支承结构(图2.1 a)的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度倪和增加两支承间的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关4。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。 (a)主动锥齿轮悬臂式 (b)主动锥齿轮跨置式 (c)从动锥齿轮图2.1 主减速器锥齿轮的支承形式跨置式支承结构(图2.1 b)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，由于齿轮大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限制，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5。在本设计中，由于载荷量超过2吨，故采用跨置式。2.2.2 从动锥齿轮的支承图2.2 从动锥齿轮辅助支承图2.3 主、从动锥齿轮的许用偏移量从动锥齿轮的支承(图2.1 c)，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。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。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承(图2.2)。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图2.3所示6。2.3 主减速器齿轮的类型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2.4a)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。 (a)螺旋锥齿轮传动 (b)双曲面齿轮传动 (c)圆柱齿轮传动 (d)蜗杆传动图2.4 主减速器齿轮传动形式2、双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动(图2.4b)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。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比： (2.1)式中：F1、F2 主、从动齿轮的圆周力,N;1 、2 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2.5)。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。图2.5双曲面齿轮副受力情况双曲面齿轮传动比为： (2.2)式中：i0s 双曲面齿轮传动比；r1 主动齿轮平均分度圆半径，mm；r2 从动齿轮平均分度圆半径，mm。螺旋锥齿轮传动比i0L为： (2.3)令，则i0s=Ki0L。由于12，所以系数K1，一般为1.251.507。3、圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动(图2.4c)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2.6)和双级主减速器贯通式驱动桥。 4、蜗杆传动蜗杆(图2.4d)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8。图2.6 发动机横置且前置前驱动轿车驱动桥2.4 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9。2.4.1 单级主减速器图2.7 单级主减速器可由一对圆锥齿轮、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i07，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。2.4.2双级主减速器双级主减速器与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0一般为712。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2.9a)；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮(图2.9b)；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮(图2.9c)。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2.9d)、斜向(图2.9e)和垂向(图2.9f)三种布置方案。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1.42.0，而且锥齿轮副传动比一般为1.73.3，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。图2.8 双级主减速器双速主减速器(图2.8)内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。它与普通变速器相配合，可得到双倍于变速器的挡位。双速主减速器的高低挡减速比是根据汽车的使用条件、发动机功率及变速器各挡速比的大小来选定的。大的主减速比用于汽车满载行驶或在困难道路上行驶，以克服较大的行驶阻力并减少变速器中间挡位的变换次数；小的主减速比则用于汽车空载、半载行驶或在良好路面上行驶，以改善汽车的燃料经济性和提高平均车速。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10。(a) (b) (c) (d) (e)图2.9 双级主减速器布置方案2.4.3贯通式主减速器贯通式主减速器(图2.10 a,b)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2.10a)是利用双曲面齿轮副轴线偏移的特点，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限制，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2.10 b)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2.10a)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11。(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-轴间差速器图2.10 双级贯通式主减速器2.4.4 单双级减速配轮边减速器在设计某些重型汽车、矿山自卸车、越野车和大型公共汽车的驱动桥时，由于传动系总传动比较大，为了使变速器、分动器、传动轴等总成所受载荷尽量小，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。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，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。综上分析，本设计中采用单级减速器就能满足要求。2.5 本章小结本章首先确定了主减速比，用以确定其它参数。对主减速器型式确定中主要从主减速器齿轮的类型、主减速器的减速形式、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择、从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择。第3章主减速器齿轮基本参数的选择与计算3.1主减速器齿轮计算载荷的确定 1、按发动机最大转矩和传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce (3.1) (3.2)式中：发动机最大转矩245 ；由发动机至所计算的主减速器从动齿轮间的传动系最低档传动比31.7；传动系上述传动部分的传动效率， =0.9；由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，取1； n 该车驱动桥数目，n取1；汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷；轮胎对地面的附着系数，取0.85；分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动比和传动效率。2、主动锥齿轮的计算转矩为： (3.3)式中:Ga 汽车满载总质量，N；GT 所牵引的挂车的满载总质量，N；但仅用于牵引车的计算；rr 车轮滚动半径，m；fR 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.02；fH 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车取0.050.09。表3.1 车驱动桥齿轮的许用应力计算载荷主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力，中的较小者7002800980210.91750210.93.2主减速器齿轮参数的选择1、主、从动齿数的选择选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，z1，z2之间应避免有公约数；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；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车z1一般不小于6；主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配12。主减速器的传动比为6.73，初定主动齿轮齿数z1=7，从动齿轮齿数z2=41。2、从动锥齿轮节圆直径d2及端面模数mt的选择根据从动锥齿轮的计算转矩见式3.1和式3.2并取两式计算结果中较小的一个作为计算依据，按经验公式选出： (3.4) 式中： Kd2直径系数，取Kd2=1315.3；Tj计算转矩，Nm，取，较小的，=6989.5。计算得， d2=286.796mmd2选定后，可按式m=d2/z2算出从动齿轮大端模数，并用下式校核: (3.5) 所以有：d1=49mm d2=287mm。3、螺旋锥齿轮齿面宽的选择通常推荐圆锥齿轮从动齿轮的齿宽F为其节的锥距0.3倍。对于汽车工业，主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用：F=0.155=45mm4、锥齿轮螺旋方向主、从动锥齿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的轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向。这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。5、法向压力角a的选择压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，载货汽车可选用20压力角。 6、主从动锥齿轮几何计算计算结果如表表3.2 主减速器齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数72从动齿轮齿数413模数74齿面宽=45mm5工作齿高8.3mm6全齿高Error! Reference source not found.=13.22mm7法向压力角=208节圆直径=49mm=287mm9节锥角arctan=90-=9.69=80.3110节锥距A=A=145.58mm11齿顶高=8.61mm=3.29mm12齿根高=4.61mm=9.93mm13外圆直径=65.97mm=288.11mm3.3主减速器锥齿轮的强度校核主减速器锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于主减速器齿轮的材料及热处理应有以下要求：（1）具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；（2）轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；（3）钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率；（4）选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数8时为2945HRC。对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m5时，为0.91.3mm 当端面模数m58时，为1.01.4mm由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.0050.010mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。1、单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即： (3.6)式中：p单位齿长上的圆周力，N/mm； P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Te max和最大附着力矩G2rr两种载荷工况进行计算。按发动机最大转矩计算时： (3.7) 式中：Te max发动机输出的最大转矩，在此取245Nm； ig 变速器的传动比； d1 主动齿轮节圆直径，在此取49mm。按上式计算一档时： Nmm表3.3 许用单位齿长上的圆周力p (Nmm)类别档位一档二档直接档轿车893536321载货汽车1429250公共汽车982214牵引汽车536250由表可知pp=1429 Nmm，因此锥齿轮的表面耐磨性满足要求。2、轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力w(Nmm2)为： (3.8)式中：齿轮计算转矩；K0超载系数，1.0； Ks尺寸系数； Km载荷分配系数取Km =1； Kv质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；J计算弯曲应力用的综合系数，查表得，J=0.2按Tje计算：主动锥齿轮弯曲应力w1=439.2 Nmm700 Nmm从动锥齿轮弯曲应力w2=666.67 Nmm700 Nmm按Tjm计算：主动锥齿轮弯曲应力w1=106.71 Nmm210.9Nmm从动锥齿轮弯曲应力w2=161.22 Nmm210.9Nmm综上所述计算的齿轮满足弯曲强度的要求。3、轮齿的接触强度计算螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力j（Nmm）为： (3.9) 式中：Tjz主动齿轮计算转矩；Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N1/2/mm；d1主动齿轮节圆直径，49.84mm；Ks尺寸系数，Ks =1；Kf表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； F齿面宽，取齿轮副中较小值即从动齿轮齿宽37.64mm；大齿轮齿数 J 计算应力的综合系数，J =0.2。接触强度计算用J小齿轮齿数图3.1 接触强度计算综合系数J按Tje计算：j=2478.962800 Nmm 按Tjm计算：j=1221.771750Nmm接触强度满足校核。3.4主减速器的轴承选择轴承的计算主要是计算轴承的寿命。设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。1、作用在主减速器主动齿轮上的力如图所示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向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。图3.2 主动锥齿轮工作时受力情况为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算13： (3.10)式中：发动机最大转矩，在此取245Nm；fi1，fi2fi2R变速器在各挡的使用率，可参考选取0.5，2，5，15，77.5；ig1，ig2igR变速器各挡的传动比4.71，3.82，2.44，1.55，0.78；fT1，fT2fTR变速器在各挡时的发动机的利用率，可参选取50，60，70，70，60。表 3.4 及的参考值变速器档位车型轿车公共汽车载货汽车III挡IV挡IV挡IV挡带超速档IV挡IV挡带超速档V挡80I IIIIIIVV19901420750.82.51680.72627651415501311850.53.57590.5251577.5IIIIIIIVV60 60507065606065605050707060607070606050607060506070705060707060注：表中Kr=Te max/(0.1Ga)，式中：Te max发动机最大转矩，Nm；Ga汽车总重，kN。经计算Td=232.34Nm齿面宽中点的圆周力P为： =11490.6N (3.11)式中： T作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩T1d；dm该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。对于螺旋锥齿轮：由此可得：d1m40.44mmd2m =242.6mm；计算锥齿轮的轴向力与径向力根据条件选用表3.5中公式。表 3.5 圆锥齿轮轴向力与径向力主动齿轮轴向力径向力螺旋方向旋转方向右左顺时针反时针右左反时针顺时针主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针：=8783.08N (3.12) = 3698.31N (3.13)式中：齿廓表面的法向压力角20；1主动齿轮的节锥角9.69；2从动齿轮的节锥角80.31。因为输入轴的轴向力等于输出轴的径向力，输入轴的径向力等于输出轴的轴向力，所以： N N2、主减速器轴承载荷的计算图 3.3 主减速器轴承的布置尺寸轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已初步确定，计算出齿轮的轴向力、径向力圆周力后，则可计算出轴承的径向载荷。对于采用跨置式的主动锥齿轮和跨置式的从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图3.4所示轴承A，B的径向载荷分别为：= (3.14) (3.15)式中：已知P，R1，A1 , d1m , a=35mm，b=20mm，c=15mm。所以，轴承A的径向力RA=7641.7N 轴承B的径向力RB=9062.3N轴承的寿命为： (3.16)式中： ft 为温度系数，在此取1.0；fp 为载荷系数，在此取1.2；Cr额定动载荷，N：其值根据轴承型号确定。此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速为： r/m (3.17)式中：rr轮胎的滚动半径，0.373m；vam汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取3035 km/h，在此取35 km/h。所以有上式可得n2=242.9 r/min主动锥齿轮的计算转速n1=242.96.73=1645.6 r/min。所以轴承能工作的额定轴承寿命： (3.18) 式中: n 轴承的计算转速，1645.6r/min。若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即： (3.19) 所以=2941.18 h对于轴承A和B，分别是单独一个轴承，根据尺寸，在此轴承A选用N205E型轴承，d=25mm,D=52mm，Cr=27.5KN14。对于轴承A，在此径向力RA=7641.7N，轴向力A=8783.08.N。当量动载荷： Q=RA=7641.7N (3.20) 所以轴承的使用寿命为：=8127.54h2941.18 h=所以轴承A符合使用要求。对于轴承B，径向力RB=9062.3N，轴向力A=3698.3，所以A/R=0.47eX=0.4,Y=1.6当量动载荷： Q= fd(XRB+YA) 式中：fd冲击载荷系数在此取1.2；所以，Q=1.2（0.412255.53+1.67204.88）=19715.7N=3731.02 h3076.9 h=所以轴承B符合使用要求。轴承C,D的径向载荷 =7170.8 N （3.21） =7685.1 N （3.22）上式=210 =120 =90因为轴承C，D是对称安装，且型号承受载荷相同，所以C,D的轴承寿命相同，所以计算轴承C的寿命即可。按当量转矩求出轴承的径向载荷及轴向载荷以后，即可按下式求轴承的当量动载荷: N式中：径向系数；轴向系数。对单列圆锥滚子轴承来说，当时， =1， =0；当时，值及判断参数见轴承手册或产品样本。因为轴承型号均为30211，所以=0.4。所以对于前轴承C来说，所以=0.4，=1.7； N （3.23）在实际中，常以小时数表示轴承的额定寿命：对于轴承C： =5192.96 h 2941.18 h= （3.24）式中：轴承计算转速，；可根据汽车的平均行驶速度计算。对于主减速器主动齿轮轴承的计算转速为 =242.9 （3.25）式中：轮胎滚动半径，m；汽车的平均行驶速度，km/h；对于载货汽车可取为30-35 km/h。取35km/h；所以轴承C，D符合使用要求。3.5主减速器相关零部件的设计3.5.1差速器的设计汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。201、对称式圆锥行星齿轮差速器原理对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。如图3.5所示，差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。图3.4 差速器差速原理当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图3.4），其值为。于是=，即差速器不起作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时（图），啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-)即 + =2 （3.26）若角速度以每分钟转数表示，则（3.27）式（3.27）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式（3.27）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零，（例如中央制动器制动传动轴时）若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则有另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。2、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。本设计即使用普通锥齿轮差速器。普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成（如图3.5所示）。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类公路车辆上。1-轴承；2-左外壳；3-垫片；4-半轴齿轮；5-垫圈；6-行星齿轮； 7-从动齿轮；8-右外壳； 9-十字轴；10-螺栓图3.5 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器3、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计（1）行星齿轮数目的选择载货汽车多用4个行星齿轮。（2）行星齿轮球面半径（mm）的确定圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定：（mm）（3.28）式中：行星齿轮球面半径系数，2.522.99；，取，较小的者即=6989.5Error! Reference source not found.。经计算=48.1857.17mm，取=55mm差速器行星齿轮球面半径确定后，即根据下式预选其节锥距： =（0.980.99）=53.954.45mm 取54mm （3.29）（3）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用1425。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装，即应满足： = I （3.30）式中： z2L ，z2r左，右半轴齿数，z2L =z2r； n行星齿轮数，n=4； I任意整数。取行星齿轮齿数=10，半轴齿轮齿数=18，满足条件。（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定首先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角：（3.31）式中：行星齿轮和半轴齿轮齿数。再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： =5.24 （3.32）由机械设计手册：GB/T12368-1990，取标准模数=5mm；确定模数后，节圆直径d即可由下式求得：（3.33）（5）压力角目前汽车差速器齿轮大都选用的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且再小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。（6）行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定行星齿轮安装孔与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度，如图3.6所示。图3.6 安装孔直径及其深度L =26（mm） =24 mm （3.34）式中：差速器传递的转矩6989.5； n行星齿轮数4；行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm. ，是半轴齿轮齿面宽中点处的直径，l=36mm；支承面的许用挤压应力，取为69MPa.。4、差速器齿轮的几何尺寸计算表3.6差速器用直齿锥齿轮的几何尺寸，表中计算用的弧齿厚系数如图3.8，取=-0.0485。切向修正系数图4.4 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数（弧齿系数）表3.6汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表（长度单位mm）序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数10，应尽量取最小值=102半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（4.5）=183模数 =5mm4齿面宽F=(0.250.30)A;b10m18mm 5工作齿高=8mm6全齿高8.9517压力角 22.58轴交角 909节圆直径； 10节锥角，=29.0511节锥距=54mm12周节=3.1416=15.708mm13齿顶高;=5.27mm=2.72mm14齿根高=1.788-;=1.788-=3.67mm;=6.22mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.991mm16齿根角=;=4.03; =6.8217面锥角；=35.87=64.918根锥角；=25.02=54.1319外圆直径；mmmm20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm21理论弧齿厚 =8.69 mm=7.018 mm22齿侧间隙=0.1270.178 mm=0.0.15mm5、差速器齿轮的强度计算相啮合另一齿轮齿数差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动，所以差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑。求综合系数的齿轮齿数图3.8弯曲计算用综合系数J 汽车差速器齿轮的弯曲应力为：（3.35）式中：T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，；（3.36） =1048.42；n差速器行星齿轮数目4；半轴齿轮齿数18；超载系数1.0；质量系数1.0；尺寸系数=0.6661；载荷分配系数1.1；F齿面宽18mm；m模数5mm；J计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数0.225，见图3.8。以计算得：=766.37 MPaPreprocessorElement TypesAdd/Edit/Delete命令，出现如图5.2所示的Element Types的对话框。图5.2 单元类型对话框单击Add按钮,弹出Library of Element Types对话框选择好自己要定义的元素类型,单击OK按钮即可,如图5.3所示。图5.3 定义元素类型定义完元素类型后应该定义材料的属性。由于材料是各向同性的线弹性材料，其材料参数的定义步骤为选择Main MenuPreprocessorMaterial PropsMaterial Models命令，弹出Define Material Model Behavior对话框，如图5.4所示。在右侧列表框中依次选择StructuralLinearElasticIsotropic命令。双击Isotropic将弹出5.4所示的对话框。在EX文本框中输入弹性模量“1.04E11”，在PRXY文本框中输入泊松比“0.24”。图5.4 材料属性定义完材料属性后就可以对齿轮模型进行网格划分了。网格划分又分为自由网格和映射网格。本设计使用的是自由网格，因为它可以通过Smartsize自己控制网格的划分精度。Smartsize是ANSYS提供的强大的自动网格划分工具,它有自己的内部计算机制,使用Smartsize在很多情况下更有利于在网格生成过程中生成形状合理的单元。Smartsize算法首先对待划分网格的面或体的所有线估算单元边长。然后对几何体中的弯曲近似区域的线进行细化。由于所有的线和面在网格划分开始时已经指定大小，生成网格的质量与待划分网格的面或体顺序无关。网格后模型如图5.5：图5.5 网格化分加载步骤如下:Solution/Analysis Type/New Analysis/Static；Solution/Define Loads/Apply/Structural/Displacement/On Areas；对螺栓孔进行约束，对轴承孔进行Y方向的约束；图5.6 螺栓孔施加约束（4）加载、求解后查看结果轴承所受的力为：径向力RB=9062.3N，轴向力A=3698.3N查看变形结果： General PostProc/Plot Results/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/DOF Solution; 变形如面分析下图。图5.7 位移变形图变形量分析：，总方向最大变形为0.1189mm，可见住加速器壳体的变形量很小，充分满足刚度要求。图5.8 应力分布图应力结果分析：数值显示，蓝色部位应力值最小，红色部位应力值最大。应力最大值为129MPa。球墨铸铁的抗拉强度为320MPa，无论是单个方向的最大应力，还是综合应力值均充分满足强度要求。通过有限元分析可知，所设计的主减速器壳体及选用的材料均符合要求。5.3主减速器主动锥齿轮的有限元分析1、主减速器主动锥齿轮的有限元受力分析：（1）将ProE模型导入ANSYS如图5.9；图5.9 主动锥齿轮（2）对模型进行定义网格类型，定义材料属性，网格划分20；主动锥齿轮的材料选用20CrMnTi，材料的属性如表5.1所示。表5.1 20CrMnTi的材料属性弹性模量（GPa）泊松比抗拉强度（MPa）密度（g/cm）2060.38007.85导入了零件的实体模型后,紧接着定义该模型各项属性。依次展开Main MeunPreprocessorElement TypesAdd/Edit/Delete命令，出现如图5.10所示的Element Types的对话框。图5.10 单元类型对话框单击Add按钮,弹出Library of Element Types对话框选择好自己要定义的元素类型,单击OK按钮即可,如图5.11所示。图5.11 定义元素类型定义完元素类型后应该定义材料的属性。由于材料是各向同性的线弹性材料，其材料参数的定义步骤为选择Main MenuPreprocessorMaterial PropsMaterial Models命令，弹出Define Material Model Behavior对话框，如图5.12所示。在右侧列表框中依次选择StructuralLinearElasticIsotropic命令。双击Isotropic将弹出5.12所示的对话框。在EX文本框中输入弹性模量“2.06E11”，在PRXY文本框中输入泊松比“0.3”。图5.12 定义材料属性定义完材料属性后就可以对齿轮模型进行网格划分了。网格划分又分为自由网格和映射网格。本设计使用的是自由网格，因为它可以通过Smartsize自己控制网格的划分精度。Smartsize是ANSYS提供的强大的自动网格划分工具,它有自己的内部计算机制,使用Smartsize在很多情况下更有利于在网格生成过程中生成形状合理的单元。Smartsize算法首先对待划分网格的面或体的所有线估算单元边长。然后对几何体中的弯曲近似区域的线进行细化。由于所有的线和面在网格划分开始时已经指定大小，生成网格的质量与待划分网格的面或体顺序无关。网格后模型如图5.13：图5.13 网格化分（3）加载步骤如下:Solution/Analysis Type/New Analysis/Static；Solution/Define Loads/Apply/Structural/Displacement/On Areas；选择主动锥齿轮的两个端面进行约束，这里有ALL DOF(全约束)、UX（X方向位移）、UY（Y方向位移）、UZ（Z方向位移）、ROTX（X方向旋转）、ROTY（Y方向旋转）、ROTZ（Z方向旋转），根据实际分析，应用ALL DOF(全约束)；施加载荷操作如下：Solution/Define Loads/Apply/Structural/Force/Moment/On Nodes，施加的转矩为1690.2Nm图5.14 力的加载（4）查看变形结果： General PostProc/Plot Results/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/DOF Solution; 变形如面分析下图。图5.15 总方向位移变形状况图5.16 位移变形图变形量分析：，总方向最大变形为0.19074mm，可见主减速器主动锥齿轮的变形量很小，充分满足刚度要求。查看列表应力获取最大应力：执行Utility Menu/List/Results/Nodal Solution 命令，把各个节点的应力值以列表的形式输出如下图；图5.17 总方向应力状况图5.18 应力分布图应力结果分析：数值显示，蓝色部位应力值最小，红色部位应力值最大。应力最大值为1892Pa。20CrMnTi的抗拉强度为，无论是单个方向的最大应力，还是综合应力值均充分满足强度要求。通过有限元分析可知，所设计的主减速器主动锥齿轮及选用的材料均符合要求。5.4主减速器从动锥齿轮的有限元分析1、主减速器从动锥齿轮的有限元受力分析：（1）将ProE模型导入ANSYS如图5.19；图5.19 从动锥齿轮（2）对模型进行定义网格类型，定义材料属性，网格划分；从动锥齿轮的材料选用20CrMnTi，材料的属性如表5.1所示。导入了零件的实体模型后,紧接着定义该模型各项属性。依次展开Main MeunPreprocessorElement TypesAdd/Edit/Delete命令，出现如图5.20所示的Element Types的对话框。图5.20 单元类型对话框单击Add按钮，弹出Library of Element Types对话框选择好自己要定义的元素类型,单击OK按钮即可,如图5.21所示。图5.21 定义元素类型定义完元素类型后应该定义材料的属性。由于材料是各向同性的线弹性材料，其材料参数的定义步骤为选择Main MenuPreprocessorMaterial PropsMaterial Models命令，弹出Define Material Model Behavior对话框，如图5.22所示。在右侧列表框中依次选择StructuralLinearElasticIsotropic命令。双击Isotropic将弹出5.22所示的对话框。在EX文本框中输入弹性模量“2

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