毕业设计双级主减速器设计与CAE分析

本科毕业设计题目基于CATIA的双级主减速器设计与CAE分析学院汽车与交通工程学院专业车辆工程学号学生姓名钟远礼指导教师赵显新日期二一三年六月如需WORD文档，详询QQ1445571543本人可对本校部分愿意学习的校友提供免费指导另有机械原理课程设计、汽车制造工艺学课程设计、汽车设计课程设计设计文件、CATIA三维模型、CAD图纸，单个课程设计（设计文件数模指导）售价50，包教会武汉科技大学本科毕业设计钟远礼I摘要主减速器是汽车传动系的一个重要组成部分，它的质量在一定程度上影响着整个汽车的质量。因此，在设计时应在结构合理的基础上，进一步优化使其结构紧凑、效率高，同时还要考虑其经济性。本设计用CAD与CAE相结合的方法对一减速比较大且轴距较长的中型货车设计了一个结构合理且经济性适中的双级主减速器。在设计过程中，首先对该主减速器的传动件进行尺寸计算和校核。为节省计算时间及提高计算精度，在对复杂的准双曲面齿轮副的尺寸计算时使用了MATLAB编辑代码进行计算。对主减速器零部件进行CATIA建模时，齿轮的建模都采用了参数化建模的方式。本设计还用CATIA的CAE分析模块对第一级齿轮传动副进行了静态应力分析，以校核其强度是否满足要求。对第一级齿轮传动副进行CAE分析后发现，从动准双曲面齿轮与主动斜齿圆柱齿轮的铆钉连接处应力集中比较大，最大应力甚至超过了材料的许用弯曲应力值。经仔细分析后，对应力集中处进行结构改进，然后再进行分析计算，结果显示最大应力值下降至安全范围内，并明显改善了分析对象的应力状况。关键词双级主减速器；驱动桥；载货汽车；CATIA；CAE；武汉科技大学本科毕业设计钟远礼IIABSTRACTTHEMAINREDUCERISANIMPORTANTPARTOFTHEAUTOMOBILEDRIVETRAINTOACERTAINEXTENT,ITSQUALITYAFFECTSTHEQUALITYOFTHEWHOLECARTHEREFOREWHENDESIGN,THEMAINREDUCERSHOULDBEOPTIMIZEDTOBECOMPACTANDEFFICIENTTHECOSTOFTHEMAINREDUCERSHALLBETAKENINTOCONSIDERATIONTOOINTHISDESIGN,AREASONABLEANDECONOMICALDOUBLEMAINREDUCERWASDESIGNEDFORAMEDIUMTRUCKWITHBIGREDUCTIONRATIOANDLONGWHEELBASEUSINGBYCAD/CAEMETHODTHESIZECALCULATIONANDCHECKINGWORKWASPUTINTHEFIRSTPLACEINORDERTOSAVECOMPUTATIONTIMEANDIMPROVECALCULATIONACCURACY,MATLABWASUSEDINTHECOMPLEXCALCULATIONOFHYPOIDGEARPAIRCATIAWASUSEDASGEARPARAMETRICMODELINGWHENMODELINGFORMAINREDUCERSPARTSTHESTATICSTRESSANALYSISFORTHEFIRSTLEVELTRANSMISSIONVICEWASFINISHEDTOCHECKTHESTRENGTHOFTHEPARTSWHETHERMEETTHEREQUIREMENTSAFTERTHESTATICANALYSISFORTHEFIRSTLEVELTRANSMISSIONVICEANDITWASFOUNDTHATTHESTRESSCONCENTRATIONOFTHERIVETJOINTBETWEENDRIVENHYPOIDGEARANDDRIVEHELICALCYLINDRICALGEARWASLARGERANDTHEMAXIMUMSTRESSWASEVENHIGHERTHANTHEMATERIALALLOWABLEBENDINGSTRESSTHENASTRUCTUREIMPROVEMENTWASMADEFORTHESTRESSCONCENTRATIONPLACEKEYWORDSDOUBLEMAINREDUCERDRIVEAXLETRUCKCATIACAE武汉科技大学本科毕业设计钟远礼III目录前言11主减速器设计方案的选择211双级主减速器概述212双级主减速器结构设计方案的选择413设计主要内容5131双级主减速器的结构设计及校核5132差速器的基本参数选择及尺寸计算5133双级主减速器及差速器的三维建模52主减速器结构设计及校核621主减速比的分配622主减速齿轮计算载荷的确定623第一级准双曲面锥齿轮副基本参数的选择8231齿数的选择8232从动锥齿轮节圆直径的选择8233从动锥齿轮大端端面模数的选择8234锥齿轮副齿宽的选择9235准双曲面齿轮的偏移距E9236准双曲面锥齿轮的螺旋方向与偏移方向9237主动锥齿轮中点螺旋角1M的选择9238准双曲面锥齿轮平均法向压力角的选择10239刀盘名义半径0R的选择1024第一级准双曲面锥齿轮副的几何尺寸计算1025第一级准双曲面锥齿轮副的强度校核12251单位齿长上的圆周力12252轮齿弯曲强度的校核12253轮齿接触强度的校核1326第一级准双曲面锥齿轮副的材料选择15261对驱动桥齿轮材料及热处理的要求15262准双曲面齿轮副的材料选择1527第二级斜齿圆柱齿轮副模数的确定15271齿轮精度等级、材料及齿数的选择15272按齿面接触强度设计16273按齿根弯曲强度设计1728第二级斜齿圆柱齿轮副的几何尺寸计算1729主减速器轴承的计算和校核18291主减速器齿轮上作用力的计算182911准双曲面齿轮齿面的作用力182912斜齿圆柱齿轮齿面的作用力20292轴承上作用力的计算及校核212921主动锥齿轮轴承的受力计算及校核212922中间轴轴承的受力计算及校核23210主减速器齿轮轴的结构设计24武汉科技大学本科毕业设计钟远礼IV2101第一级主动锥齿轮轴的设计242102中间轴的设计252103中间轴与从动准双曲面齿轮铆钉联接的设计与校核263差速器设计2731差速器齿轮基本参数的选择27311行星齿轮球面半径BR的确定27312行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择27313差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定27314压力角的确定27315行星齿轮安装孔直径及深度L的确定2832差速器齿轮主要参数的计算284主减速器三维建模与CAE分析3041主减速器三维模型的建立30411传动件三维模型的建立30412主减速器壳体及其他零部件三维模型的建立3442主减速器三维模型的CAE分析36421分析对象的网格划分36422分析结果38422结构改进后的分析结果39结束语42参考文献43附录A44武汉科技大学本科毕业设计钟远礼1前言随着目前国际上石油价格的上涨，汽车燃油经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于重型载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700NM以上，百公里油耗是一般都在32L左右。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的传动系便成了有效节油的措施之一。目前，国内商用汽车主减速器的结构设计和制造工艺已基本成熟，但在结构分析、质量和性能优化工作上仍做得较少，因而利用CAD/CAE方法设计一个与汽车相匹配且结构合理、性能可靠的主减速器已成为现代化设计的重要课题。随着市场竞争的加剧，产品更新周期愈来愈短，各企业对新技术的需求更加迫切，而采用CAD/CAE的方法设计产品，则成为有效提升产品质量、缩短设计周期、提高产品竞争力的一项重要手段。本设计使用功能强大的CATIA对主减速器进行三维建模，然后对第一级传动件进行静态应力分析，不仅可依据分析结果对传动件的支承刚度、结构强度评估后进行参数及结构方面的优化，且随着3D打印技术的日趋完善，还可把优化设计后的三维模型以3D打印机的可执行文件输出，将该模型的实物产品或铸造模子“打印”出来。这种将3D设计方法与3D打印技术结合生产出来的产品，不仅可最大限度地节省人力和材料成本，由于该产品为一个无缝联接的整体，其强度上也比传统用螺纹、铆钉或烧焊方式联接的产品要高很多，从而可有效延长产品的疲劳寿命。与传统的生产方式相比，3D打印生产技术不管是在材料、人力成本上还是在产品质量上都占有绝对优势，必将成为未来汽车工业乃至医疗、航空航天、核电工业等生产的主流。本设计设计对象涉及到准双曲面齿轮、直齿锥齿轮、斜齿圆柱齿轮、连体齿轮轴及减速器壳体等的计算和三维建模，要运用到的知识几乎囊括了所有与机械设计及机械制图相关的知识。对于复杂的准双曲面齿轮尺寸计算，这里还运用了MATLAB编程，不仅节省了大量的计算时间，由于代码可重复利用，还可以实际生产用的齿轮参数进行验证，从而提高了计算精度。武汉科技大学本科毕业设计钟远礼21主减速器设计方案的选择11双级主减速器概述根据发动机特性和汽车使用条件，要求主减速器有较大的主传动比时762TM，所以满足轮齿强度要求。234锥齿轮副齿宽的选择汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为MMD95441550B2，可初取MM45B2235准双曲面齿轮的偏移距E对于载货汽车而言，E不应超过从动齿轮节锥距（即外锥距）ER的20（或者取2D的1210，且一般不超过12）。另外，主传动比越大，则E也应越大，但要保证齿轮不发生根切。这里取MM32E。236准双曲面锥齿轮的螺旋方向与偏移方向准双曲面锥齿轮的螺旋方向应该让两齿轮的轴向力有相互斥离的趋势，以防止咬死或过载。一般情况下双级主减速器第一级主动锥齿轮的螺旋方向为左旋，从动锥齿轮为右旋。这样，就决定了准双曲面锥齿轮的偏移方向为下偏移。237主动锥齿轮中点螺旋角1M的选择选择齿轮螺旋角时，应考虑到它对齿面重合度F、轮齿强度和轴向力大小的影响在一定区域内，F、轴向力和轮齿强度随1M增大；但当1M过大时，轮齿的抗弯强度会骤然下降，而F和轮齿的抗压强度却增加的不明显。“格里森”齿制用下列式子近似计算预选主动齿轮螺旋角的名义值212190525DEZZM（28）290329011295254305一般501M；当时，且1433101ZI，取451M，这里取451M。武汉科技大学本科毕业设计钟远礼10238准双曲面锥齿轮平均法向压力角的选择对于准双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用0322的平均压力角，即225。239刀盘名义半径0R的选择根据闻邦椿版机械设计手册第二卷，由从动锥齿轮节圆直径MMD2902直接选取刀盘名义半径MMR11430。24第一级准双曲面锥齿轮副的几何尺寸计算因准双曲面齿轮的尺寸较复杂，这里用已编好的MATLAB代码（见附录A）将所需的计算参数直接代入计算注意只需要代入数值，参考闻邦椿版机械设计手册第二卷计算步骤（注意26步计算结果有误，61步计算式应为5455，105步计算式中的“6”应为6）。这里将前面已求得的参数111Z；292Z；MM32E；MM2902D；MMR11430；MM45B2；451M；452C；以及须间接算得或选取的参数04K齿高系数，按手册选取；1702AH齿顶高系数，按手册选取；02032JMINN；02794JMAXN；MINJN、MAXJN均由式59829111229ATANSIN4529021TANASIN2M2012222MZIBDZRCM按手册选取；代入计算代码求得准双曲面齿轮副的主要参数如表241表241第一级准双曲面齿轮副的主要参数序号主要参数参数值1齿数111Z；292Z2从动轮齿宽MM45B23偏移距32MME4大端齿顶圆直径MMDA45981611；MMDA546229225从动轮大端分度圆直径MMD29026中点分度圆半径MMRM83651242；MMRM07345717轮冠至轴线交叉点距离MMKE4229138A1；MMKE193964A28顶锥点到轴线交叉点距离MMOA23430A1；MMOA22785A29根锥顶点到轴线交叉点距离MMOF97088A1；MMOF13985A210齿轮顶锥角3029351A；611642A武汉科技大学本科毕业设计钟远礼1111齿轮分锥角7134251；636572212齿轮根锥角7762241F；0006592F13齿轮（中点）螺旋角9972441M；5348312M14主动轮前轮冠到轴线交叉点距离MMKI498294A115主动轮轴向齿宽MMAKIKE924743AB11X116从动轮大端分度圆中心至轴线交叉点距离MMKM76566A217中点分度圆中心至轴线交叉点距离MMM1220595A1；MMM566249A218从动轮分锥顶点至轴线交叉点距离MMO50333A219从动轮分锥上的中点锥距MMRM9509138220从动轮分锥上的外锥距MMR1618023221从动轮齿顶高系数1702AH22从动轮齿根高系数9802FH23从动轮中点齿顶高MMHAM48862224从动轮中点齿根高MMHFM396214225从动轮齿顶角953802MA26从动轮齿根角656642FM27从动轮大端齿顶高MMHA2869228从动轮大端齿根高MMHF162514229从动轮大端齿高MMH120419230径向间隙及从动轮工作齿高MMC22458；MMCHH8746162231从动轮在回转平面内偏置角12202432从动轮轴线在主动轮回转平面内的偏置角59296注MMRM83651242，MMRM0734571非初选值，由公式2222SIND50BRM、122121COSCOSMMMMZZRR求得；MMM1220595A1在手册中虽然标注有，但却没有进行计算，这里参考朱孝录版中国机械设计大典第四卷第326页计算公式112211TAN/SINCOSSINLSINAMMR；其中轴交角90；2211COS/COS/LMMRR。武汉科技大学本科毕业设计钟远礼1225第一级准双曲面锥齿轮副的强度校核251单位齿长上的圆周力FPP（29）式中P单位齿长上的圆周力，MMN/；P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩MAXET和最大附着力矩R2G两种载荷工况进行计算；F从动齿轮齿宽，F45BMM。按发动机最大转矩计算时MMNFDITPE/1060524511005106094312103131MAX（210）按最大附着力矩计算时MMFDRGPRN/4248874529005100489085667002103232（211）可得到载货汽车一档时的单位齿长上的圆周力MMNP/1429许。式（210）所算出来的值小于许P，所以符合要求，虽然最大附着力矩产生的P很大，但由于发动机最大转矩的限制P最大只有MMN/1429，可知校核结果满足要求。252轮齿弯曲强度的校核汽车主减速器准双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力/2MMNW为JFZMKKKKTTVMSJW203102（212）式中JT齿轮的计算转矩，MNTJ8563512；9706362856351T010121ITJJMN182484；0K超载系数，取10；SK尺寸系数，079225410425M44TSK；MK载荷分配系数，用骑马式支承型式时，251101MK；取11MK；VK质量系数，对驱动桥齿轮，齿轮接触良好、周节及径向跳动精度高时，取质量系数为1；TM端面模数，MM。MMMT10；武汉科技大学本科毕业设计钟远礼13F齿面宽度，MM；Z齿轮齿数；J计算弯曲应力用的综合系数，见图251，可得2701J；24502J。图251用于平均压力角为2230，E/D2010的准双曲面齿轮将已知参数代入式（212）得2231210131N/MM3238602710114511107921248418102102JMFZKKKKTTVMSJW2232220232N/MM34616024510924511107921853516102102JMFZKKKKTTVMSJW汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。而疲劳寿命主要与平均计算转矩JMT有关，EJT或JT只能用来校验最大压力，不能作为疲劳寿命计算的依据。按JEJTT,中较小的一个计算时，汽车主减速器齿轮的许用应力为AMP700（或按不超过材料强度极限的75）。由计算的21,WW分别为232386MMN、234616MMN，它们都小于AMP700，所以校核结果满足轮齿弯曲强度的要求。253轮齿接触强度的校核准双曲面齿轮齿面的计算接触应力J（MPA）为JFKKKKKTDCVFMSJPJ3011102（213）武汉科技大学本科毕业设计钟远礼14式中PC材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取2326MMN/21；0K，MK，VK见式（212）下的说明，即10K，11MK，1VK；SK尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1；FK表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1；1JT主动齿轮的计算转矩；J计算应力的综合系数，见图252，可得3610J。图252用于平均压力角为2230，E/D2010的准双曲面齿轮按JEJTT,中较小的一个计算可得JFKKKKKTDCVFMSJPJE301110211062320136451101111124841823AMP199822按JMT计算可得JFKIKKKKTDCVFMSJPJM0201030M110211062321360451970980338101111127556723AMP106305武汉科技大学本科毕业设计钟远礼15按JEJTT,中较小者计算的许用接触应力为AMP2800，因MPAJE2800，所以校核轮齿接触强度满足要求；按JMT计算的许用接触应力为AMP1750，因MPAJ1750M，所以校核轮齿接触强度满足要求。26第一级准双曲面锥齿轮副的材料选择261对驱动桥齿轮材料及热处理的要求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现实情况。因我国CR金属含量相对较少，因此在材料选择时应尽可能选用不含该金属却又有相同性能的合金钢。262准双曲面齿轮副的材料选择汽车主减速器准双曲面齿轮和差速器圆锥齿轮均用渗碳合金钢制造。为减少我国CR金属的消耗，采用性能优于20CRMNTI的合金钢20MN2TIB。27第二级斜齿圆柱齿轮副模数的确定271齿轮精度等级、材料及齿数的选择载货汽车主减速器为一般工作机器，且第二级转速不高，故选用7级精度。为较小齿轮的轴向尺寸以减小减速器的横向尺寸，在保证主动圆柱齿轮的齿根抗弯强度前提下，第二级也采用硬齿面传动，从而可采用较小的齿宽系数D。两个齿轮材料都所采用的钢为20MN2TIB，经渗碳淬火处理，齿面硬度为5862HRC，AHLIMMP1500，AFEMP850。由31602I，106843ZZ，取7143ZZ得173Z（展成法加工正常齿标准齿轮不发生根切的最少齿数），7253I3024ZZ，取整544Z，第二级修正传动比1763175402I，主减速器修正传动比374817541129I02010II。由于齿轮在汽车倒档时工作的时间很少，并且一档时的转矩比倒档时的转矩大，所有我们可以认为齿轮只是单向工作。斜齿圆柱齿轮的螺旋角可选择在1620这里初选16，法向压力角20。武汉科技大学本科毕业设计钟远礼16272按齿面接触强度设计32H02023312EHDTTZZIITKD（214）式中TK载荷系数，取13；3T主动圆柱齿轮传递的转矩，MMNMNTJ10856351856351T33；D齿宽系数，因主、从动轮均为硬齿面，故宜选稍小的齿宽系数，取08D；端面重合度，查得0723，0834，则155083072；HZ区域系数，查得24ZH；EZ材料的弹性影响系数，锻钢与锻钢配对的211898ZMPAE；H接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数S1，则有MPAS1350150090K3LIMHN33H；MPA4LIMHN44H；MPA5138721425135024H3HH。试算主动圆柱齿轮分度圆直径3TD得MMDT1236513878189421763176455180108563513123233计算从动圆柱齿轮的圆周速度得SMNVT/73652636110006030001236100060D33计算齿宽B及模数3MN得MMDBTD98886123803；MMZDTTN7COSM333齿高MMHTN1575M2523；宽高比6278B/H计算纵向重合度24116TAN17803180TAN31803ZD计算接触强度计算的载荷系数K。查得使用系数1KA；动载系数051KV；齿间载荷分配系数21KHFK；接触强度计算的齿向载荷分布系数9521KH；弯曲强度计算计算的齿向载荷分布系数621KF；则接触强度计算的载荷系数为63212951210511KKVHHAKKK按实际的载荷系数校正所得的分度圆半径MMKKDTT133343163216123D3333武汉科技大学本科毕业设计钟远礼17重新计算模数MMZDN5471716COS34331COSM333273按齿根弯曲强度设计3F23233COS2MSAFADNYYZYKT（215）式中K弯曲强度计算的载荷系数FFAKKKVKK8851621210511；F弯曲疲劳许用应力，PAM；MPASFEFNF6748151850850K333，MPASFEFNF6749851850880K444；FAY齿形系数，由当量齿数141916COS17COSZ3333ZV，16COS54Z34V860；分别查得8352Y3FA，2682Y4FA；SAY应力校正系数，同样由当量齿数查得5431Y3SA，7381Y4SA。计算主、从动齿轮的333YFSAFAY、444YFSAFAY并加以比较得0090806748154318352Y333FSAFAY；0079106749873812682Y444FSAFAY经比较后可知主动齿轮的数值较大。设计计算齿轮3的法面模数MMN467009080155170816COS0881063518515882M32233对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数3MN与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数3MN相差不大，取标准值MM8M3N。28第二级斜齿圆柱齿轮副的几何尺寸计算计算中心距AMMMZZAN44529516COS285417COS243，圆整为296MMA。按圆整后的中心距修正螺旋角370516296285417COS2AMZCOSN43AZA，因值改变不大，故参数、HZ、K等不必修正。计算主、从动齿轮的分度圆直径3D、4DMMMZN747141370516COS817COSD33；武汉科技大学本科毕业设计钟远礼18MMMZN254450370516COS854COSD44。计算齿轮宽度MMD411374714180B3D；圆整后取MM115B4；MM120B3。齿顶高MMMHNANA881H；齿根高NNANFMCHH82501MM10；分度圆齿厚MMSN56612M2。29主减速器轴承的计算和校核291主减速器齿轮上作用力的计算前面已确定第一级主动锥齿轮的螺旋方向为左旋，从动锥齿轮为右旋，且主动锥齿轮的旋转方向由锥顶看去为逆时针旋转，主动锥齿轮下偏移安装。各齿轮的受力及转向如图291所示2911准双曲面齿轮齿面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291各齿轮的受力及转向示意图武汉科技大学本科毕业设计钟远礼19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DT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313333332223111MAX1001001001001001TRGRGRTGGTGGTGGEDFIFFIFFIFFIFTT（216）式中MAXET发动机最大转矩，给定参数M431NTEMAX；1GF，2GFGRF变速器在各挡的使用率，可参考表291选取；1GI，2GIGRI变速器各挡的传动比；1TF，2TFTRF变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表291选取；表291档位使用率GIF及发动机转矩利用率TIFFGIFTI轿车公共汽车载货汽车档档档档带超速档档带超速档档KT80GIF/11082110505942564335290201627151175758076550855915775超速档3030TIF/6070657070505050606560707060606050605060607070706050606060707060超速档7570注表中AETGTK10MAX，其中MAXET发动机最大转矩，MN；AG汽车总重，KN。车型变速器档位武汉科技大学本科毕业设计钟远礼20将M431NTEMAX；00051GF；0022GF；0053GF；0154GF；07755GF；0GRF；051TF；062TF；073TF；074TF；065TF；70TRF；096IG1；314IG2；452IG3；541IG4；1IG5；317IGR代入式（216）求得当量转矩313333330773100610775071540150724500506431002056090005431DTM44418N对于准双曲面齿轮，由于主、从动齿轮螺旋角不等，因而它们的圆周力也不等。齿面宽中点处的圆周力P为NMMMMNRPMD6177820734571018444T311NPPM449380997244COS534831COS617782COSCOS12M12对于螺旋方向为左旋、顺时针旋转（从大端向小端看）锥齿轮的轴向力A计算如下1111M11COSSINSINTANCOSMPAN158989713425COS997244SIN713425SIN522TAN997244COS617782222M222COSSINSINTANCOSMPA153107N636572COS315348SIN636572SIN522TAN315348COS938044对于螺旋方向为左旋、顺时针旋转（从大端向小端看）锥齿轮的径向力R计算如下111111SINSINCOSTANCOSMMPRN99730713425SIN997244SIN713425COS522TAN997244COS617782222222SINSINCOSTANCOSMMPRN337181657263SIN534831SIN657263COS522TAN534831COS4493802912斜齿圆柱齿轮齿面的作用力由与中间轴轴向力应使第一级齿轮副有相互斥离的趋势，选主动斜齿圆柱齿轮的螺旋方向为右旋。斜齿圆柱齿轮副的圆周力P为武汉科技大学本科毕业设计钟远礼21NDTPD9916189141747MMNMM104441809826362I2P33010143斜齿圆柱齿轮副的轴向力A为NPAA924755TAN1637051618999TANPTAN4343或斜齿圆柱齿轮副的径向力R为NPRR666141370516COS/20TAN9916189COS/TAN343292轴承上作用力的计算及校核2921主动锥齿轮轴承的受力计算及校核主动锥齿轮采用悬臂式支承，原因有两点一是第一级齿轮传动比较小，相应从动锥齿轮直径较小，因而在主动锥齿轮外端要再加一个支承，布置上很困难；二是因传动比小，主动锥齿轮及轴颈尺寸可能做得较大，同时尽可能将两轴承间距离加大，同样可得到足够的支承刚度。在锥齿轮轴承布置上，应使两轴承支承中心间的距离比齿轮齿面宽中点的悬臂长度A大两倍以上，同时尺寸B应比齿轮节圆直径的70还大，并使齿轮轴轴径大于或至少等于悬臂长A。由主动锥齿轮的轴向齿宽MM924743BX1及中等宽度系列轴承内圈宽度估算出MM04A，初选MM95B。轴承的内径必须大于A，且由前面对锥齿轮受力计算的结果可知，主动锥齿轮所受到的轴向力为径向力的12倍多，因而应采用大锥角圆锥滚子轴承30216B（靠近主动锥齿轮端），此轴承的额定动载荷RC为KN160，判断系数420E；30214B（靠近传动轴端），此轴承的额定动载荷RC为KN132，判断系数420E。由此可得MMAAB445645850A05A321，取MM44A；其中，B为主动锥齿轮实际宽度，1A、2A均为轴承30216B的安装尺寸，3A为该轴承内圈支承凸台宽。轴承A、B的受力分析如图292所示图292轴承A、B的受力示意图武汉科技大学本科毕业设计钟远礼22轴承A受径向载荷AR、轴向载荷A分别为2111211MARAARAPBR22073457158989449973044617782951621414NNA0A轴承B受径向载荷BR、轴向载荷BA分别为111211MBRACRCPBR2257073489891513973099139778261951N12183NAB158989A1对于轴承A（30214B）NCR132K；420E。由42001462140ERAAA，查得该轴承径向动载荷系数1X，轴向动载荷系数0Y，当量动载荷AAYAXRAQN146214该轴承的寿命计算公式为QFCFNLPRTH60106（217）式中N轴承计算转速，MIN/R；2011NNNI（1N、2N分别为主、从动锥齿轮的计算转速，RAMRVN6622，对于载货汽车，汽车平均行驶速度AMV可取35KM/H30，这里取HKM/35VAM；车轮滚动半径M4890RR；则R/MIN190390489352666622RAMRVN），得MIN/94501NR；TF温度系数，这里取10；PF载荷系数，对于有中等冲击的车辆，取12；对于滚子轴承，310。代入N10132132K3NCR；NQQA146214求得HLHA480000。若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命HVSAMH14285735100000L。经比较，因HHALL，故轴承A符合要求。对于轴承B（30216B）NCR160K；420E。由42074012183158989BERAB，武汉科技大学本科毕业设计钟远礼23查得04X，14Y，则NYAXRBB0117458QB。同轴承A的寿命计算原理，可算得HLHB29100。经比较，因HHLLB，故轴承B符合要求。2922中间轴轴承的受力计算及校核由第二级主动斜齿圆柱齿轮的齿根圆直径MMHDDFF747121102747141233，中间轴两个齿轮所受的齿轮径向力N337181R2、N666141R3及中间轴轴向合力的大小23AAAN628699071531924755（方向指向右端），轴承C采用30315，轴承的额定动载荷NCR252K，判断系数035E；轴承D采用30316，轴承NCR278K，035E。此方案采用纵向水平布置的形式，第二级两圆柱齿轮中心线位于同一平面内，并与准双曲面主动锥齿轮中心线平行。轴承的受力分析如图293所示图293轴承C、D的受力示意图初选从动锥齿轮的实际宽度MMB45，结合轴承D内圈宽度为39MM，估取MM45D；由MMB1203，结合轴承C的宽度为39MM，以及为保留零件间必要的距离，取MMF110；结合中间轴的结构设计初取MMG320,则MME275；MMK210。轴承C受径向载荷CR、轴向载荷CA分别为2322323322C50G1KPDPKRDRDARARM12825NNA628699071531924755AA23C（方向向右）轴承D受径向载荷DR、轴向载荷DA分别为武汉科技大学本科毕业设计钟远礼242322323322D50G1FPEPFRERDARARM62325NNA628699071531924755AA23D（方向向右）对于轴承C（30315）NCR252K；035E。由5300128250CERAC，查得1X，0Y，则NYAXRCC12825QC。此时轴承的计算转速MIN/19039N2RN，同轴承A的寿命计算原理，可算得HHLHL5C10976，知轴承寿命符合要求。对于轴承D（30316）NCR278K；035E。由5300087156232996286DERAD，查得40X，71Y，则NYAXRDD8813180QD。此时轴承的计算转速MIN/19039N2RN，同轴承A的寿命计算原理，可算得HHLHL6D101236，知轴承寿命符合要求。210主减速器齿轮轴的结构设计由于在三维建模时还需根据零件间的空间分布来分配齿轮轴各轴段的尺寸，因此除齿轮段和轴承配合段的尺寸不能改变外，以下设计的其余轴段尺寸均为初始参考值，最终尺寸为工程图纸或三维模型中的尺寸。2101第一级主动锥齿轮轴的设计主动锥齿轮轴采用与齿轮相同的材料锻造合金钢20MN2TIB。根据前面所设计出来的齿轮的尺寸和轴承的大小，装配时所要求的间隙等，参照现有车型对轴进行结构设计。如图2101所示图2101主动锥齿轮轴的结构图武汉科技大学本科毕业设计钟远礼25轴的各段尺寸分别为第1段主动锥齿轮，宽度为58MM；第2段与轴承B（30216B）配合段，该轴承内圈直径80MM，宽26MM，故设计该段轴径为80MM，宽25MM；1、2段间设卸载槽，以防止应力集中。第3段大端直径80MM，小端直径50MM，宽度40MM；第4段轴直径58MM，宽度50MM；第5段大端直径78MM，宽度30MM；第6段轴承A内圈支承凸台，轴直径78MM，宽度10MM；第7、8段与轴承A（30214B）配合段及花键轴段；因轴承内圈直径为70MM，宽24MM故设计第7段轴径为70MM，宽22MM；第7、8段总长为120MM；第9段螺栓轴段，取M36，螺纹长55MM，该轴段总长58MM。其它棱边均应作倒角或去刺，各轴段间应有适当的圆角过渡。2102中间轴的设计第二级主动圆柱齿轮直接在中间轴上切齿，故中间轴材料与主动圆柱齿轮材料相同，即都为锻造合金钢20MN2TIB。中间轴的结构设计如图2102所示图2102中间齿轮轴（主动圆柱齿轮）的结构图轴的各段尺寸分别为第1段与轴承C（30315）配合段，因轴承内圈直径为75MM，宽37MM，故设计该轴段直径为75MM，宽37MM，且与第2段轴间有一段5MM宽的砂轮越程槽；第2段轴承C内圈支承凸台，该段轴径要求比第二级主动圆柱齿轮齿根圆直径MMF747121D小，因而将该段轴直径设为100MM，同时要保证零件间的合理间距，将该段轴宽设为35MM。第3段主动圆柱齿轮，在前面的尺寸设计中已确定齿轮宽120MM，分度圆直径141747MM，齿顶圆直径157747MM，齿根圆直径121747MM；武汉科技大学本科毕业设计钟远礼26第4段轴直径为100MM，宽20MM；第5段轴直径为130MM，宽35MM；第6段该段与从动准双曲面齿轮微量过盈配合，以提高定心精度，该段轴径基本尺寸为160MM，长37MM。第7段从动准双曲面齿轮支承台肩，外径为205MM，宽8MM。支承台肩上均布设有铆钉孔，从而可将中间轴与从动准双曲面齿轮用铆钉连接起来。第8段与轴承D（30316）配合段，当轴承外圈与从动锥齿轮上的铆钉安装不发生干涉时，该轴段尺寸与第1段相同，端面和外圆均设有砂轮越程槽；若发生干涉，则应适当将轴段跨度加长。2103中间轴与从动准双曲面齿轮铆钉联接的设计与校核进行铆接强度计算时，假设联接的横向力F通过铆钉组形心，一组铆钉中的各个铆钉受力均等，受旋转力矩M或偏心力作用时，要根据变形协调原理求出受力最大的铆钉所受的最大载荷；铆钉不受弯矩作用；被铆件结合面上的摩擦力忽略不计；被铆件危险截面上的拉（压）应力、铆钉的剪应力工作结合面上的挤压应力都是均匀分布。在汽车正常行驶时或倒车时，主动斜齿圆柱齿轮与从动准双曲面齿轮虽都受轴向力作用，但由于二者轴向力同向，因而二者的相对位移趋势方向也相同，故联接铆钉均仅有力矩作用。由齿轮载荷计算可判断汽车在以最低档满载正常行驶时联接铆钉的受载情况最恶劣，此时铆钉所须传递的瞬时静力矩为MMNMNTTT10856351856351332根据结构要求，初步选定钢铆钉直径MMD8，铆钉孔为刀钻孔，则铆钉的许用剪切应力MPA145，单个铆钉允许承受的横向载荷为NDF5728842许根据结构设计要求，铆钉孔均布于直径178MMD的圆上，铆钉数10N，则单个铆钉实际承受的横向载荷为NNDTFT913672因TFF许，故铆钉链接的设计满足要求。此外，由于从动准双曲面齿轮与齿轮轴段6存在微量过盈配合，该过盈配合可传递部分转矩，同时也可以承受一定大小的轴向力，从而抵消了铆钉所承受的部分载荷，使得从动准双曲面齿轮的联接更为安全可靠。综合联接的受力情况及结构需要，按国家标准选取半圆头铆钉850GB/T867，数量10N。注意，若在后面对第一级传动件的静态应力分析中发现铆钉接合处的应力过大的话，可适当增加铆钉数至12N，以减小单个铆钉所承受的载荷。武汉科技大学本科毕业设计钟远礼273差速器设计31差速器齿轮基本参数的选择该方案采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器，行星锥齿轮有4个，半轴锥齿轮2个，行星齿轮轴为十字轴结构。311行星齿轮球面半径BR的确定3KRJBBT（31）式中BK行星齿轮球面半径系数，992522BK，对于有4个行星齿轮的货车取小值，这里取522KB；JT计算转矩，取式（21）、式（22）中的较小值；MNTTTJJEJ1967041MIN，。求得MM025684119670522R3B。BR确定后，可预选分锥距MM3456766666099R098AB0，这里取MM67A0。312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。半轴齿轮齿数采用1425。半轴齿轮与行星齿轮齿数比多在152范围内。左、右半轴齿轮的齿数LBZ、BRZ之和，必须能被行星齿轮的数目（在这里为4）所整除，否则将不能安装。这里取行星齿轮齿数11ZX，左、右半轴齿轮齿数20ZBRZBL。313差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步确定行星齿轮和半轴齿轮的分锥角X、B2881082011TANTANAXAZZBX；6118921120TANTANABAZZXB再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数587MM288108SIN11672SIN2SIN2M00BBXXZAZA；取MM65M分度圆直径715MM1165DXXMZ；130MM2065DBBMZ314压力角的确定目前汽车差速器齿轮大多采用225的压力角，齿高系数80AH，并且在行星齿轮齿顶不变尖的条件下还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋武汉科技大学本科毕业设计钟远礼28于等强度。315行星齿轮安装孔直径及深度L的确定行星齿轮安装孔与行星齿轮轴的名义直径相同，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。通常有NL1110TC30（32）式中0T差速器传递的转矩，NM；MNTTJ41196700；N行星齿轮数，4N；L行星齿轮支承面到锥顶点的距离，MM；624MM08D6006DBMBL；C支承面的许用挤压应力，取PA69M。求得MM3222624469111019670413，取MM32。32差速器齿轮主要参数的计算差速器直齿锥齿轮传动副的几何尺寸计算如表321表321直齿锥齿轮传动的几何尺寸计算序号项目计算公式及结果1行星齿轮齿数XZ11ZX2左、右半轴齿轮齿数BZ20ZBRZBL3大端模数M65MMM