基于Adams的汽车主减速器的设计与仿真【含CAD图纸+PDF图】
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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 ： 王杰 作 者 学 号 ： 201322190 指导教师姓名： 臧继嵩 完 成 时 间 ： 2017.5 北华航天工业学院教务处制摘要 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：主减速器 传动比 典型工况分析 动力学仿真 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 tothecartobereasonable,The graduation design is designed for the car reasonable structure, reliable performance of the main reducer.Thismaingearboxiscomposedofalevelofgearreductions.CompareswiththeMulti - stage main reducer,this kind of design Can ensure that the ground clearance is small.But does not affect the transmission ratio.after that, single-stage main reducer also has many good advantages,for example thenoise of single-stage main reducerissmaller,can use alongtime andsoon.Thedesignmainlyincludes:Maingearboxstructurechoice,verification of the corresponding parameters.Themain use of the reducerinthetransmissionlinesusedtoreducevehiclespeed,also increasedthetorque.Through the small number of teeth to promote the more number of cylindrical gears cylindrical gear drive.The dynamic model ofhypoidgearsisestablishedby Adams software,and the driving force are considered.Then. Add a constraint on the established gear model to make it move.finally ,throughthecomparativeanalysisoftheactualtestingresults,andthedynamicsimulationresults.The actual compare of the design by the calculated results and so on .simulation of the results then analysis it.Verify the design by theoretical basis.keywords : Mainreducer Gear Check transmission ratio dynamics simulation 1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 日目 录摘要1Abstract：2第1章 引言11.1课题研究的目的及意义11.2汽车主减速器发展现状以及发展趋势11.3课题研究的内容21.3.1主减速器齿轮的类型21.3.2主减速器的减速型式31.3.3 汽车主减速器的仿真3第2章汽车主减速器设计计算42.1主减速器齿轮的设计42.1.1选择齿宽系数42.1.2 压力角的选择42.1.3选择主、从动圆柱齿轮齿数42.1.4 初选螺旋角42.1.5其他尺寸的选择52.1.6齿面接触疲劳强度的计算52.1.7 齿轮相关参数计算72.1.8 按齿根弯曲强度设计72.1.9齿轮几何尺寸计算92.2齿轮轴的设计122.2.1 轴直径的设计132.2.2 计算轴各段长度142.2.3 轴的强度校核162.3 主减速器其他零部件的设计192.3.1主减速器概述192.3.2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293.1 ADAMS仿真概述293.2主减速器齿轮运动仿真293.3 结论分析33致谢34参考文献35附表136附表237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。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选定出相应的值。由于两支撑相对于小齿轮对称分布，所以值为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、从动圆柱齿轮齿数和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17。本次设计初步选择齿数为=20。则根据两齿轮的传动比为4.5，可轻易求出=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最高档传动比其他尺寸的选择1.已知，选取的小齿轮齿数20，大齿轮齿数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 （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=350Nm； （3）由表圆柱齿轮的齿宽系数再根据2.1.1选取齿宽系数值=1.0； （4）由机械设计图10-20查得区域系数； （5）由表弹性影响系数查得材料的弹性影响系数值=189.8； （6）由图齿轮的接触疲劳强度极限查得小、大齿轮的接触疲劳强度的极限值分别为，； （7）已知两齿轮传动比为=4.5。 （8）由公式计算重合度系数。 （2-2） （9）由公式可得螺旋角系数 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。 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，；将结果带入公式得 取两者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即可初步计算出小齿轮分度圆直径为 3.计算实际载荷系数-使用系数，取=1.25；-动载系数，由表动载系数查得=1.18；-齿间载荷分配系数，由表齿间载荷分配系数查得，=1.1；-齿向载荷分配系数，查表齿向载荷分配系数，由插值法取得=1.43。计算分度圆直径相应齿轮模数 2.1.7 齿轮相关参数计算 1.计算齿轮的圆周速度v （2-3） 2.计算齿轮的齿宽b2.1.8 按齿根弯曲强度设计 1.弯曲强度的设 （2-4） （1）试选载荷系数。 （2）由图弯曲疲劳寿命系数查得弯曲疲劳寿命系数，。 （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600MPa， 550MPa。 （4）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，得 （5）计算弯曲疲劳强度重合性系数。 （2-5） （6）计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。 （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=2.650，=2.226。 由表可查得 =1.580，=1.764。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 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99.81mm，根据公式可得：d1/m99.81/333.27，齿轮的齿数需取整，则取34u4.533.168=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=1512.1.9齿轮几何尺寸计算 1.计算两齿轮间的中心距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 3.计算小，大齿轮的分度圆直径 4.计算齿轮的齿宽 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=108mm。大齿轮的齿宽等于设计计算出的齿轮宽度，即取=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 （2-6）根据之前设计时的计算结果，已知=2.32， ，u=4.5， ， ， 将以上参数带入公式，得到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 （2-7）应力修正系数弯曲疲劳强度重合度系数弯曲疲劳强度螺旋角系数根据设计时的计算结果，已知，=12.7，=1，=4.5，=34计算 ，。将以上计算结果代入公式得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134齿轮21512法向模数 m33压力角204齿顶高系数15顶隙系数0.256螺旋角14.787实际中心距 a277.58齿形角209径向变位系数齿轮10齿轮2010全齿高齿轮16.75齿轮26.7512旋向齿轮1左旋齿轮2右旋13重合度系数1.6914齿宽齿轮1108齿轮210515分度圆直径齿轮1105齿轮246816齿顶高齿轮13齿轮23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，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 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） （2-8）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 因为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 3.计算轴三的尺寸由2.2已说明，为方便拆卸和安装，轴三应比轴二宽(15)mm。 则=+(15)mm=8185mm且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，初选轴承型号为6217,查表（GB/T 276-1994）可知，B=28mm，D=150mm。 4.计算 为与齿轮配合的轴段，轴直径应比大(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。 =+(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； 5.计算 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为 原理同上，应取圆整直径，因此可取 6.计算 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 轴各段直径名称直径（mm）70808590100852.2.2 计算轴各段长度 1.计算 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，应使该段轴的长度应比l略长一些，取 =100mm。 2.计算 轴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。 （2-9）本次设计所需要的轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，取，其中为螺钉直径M12，由轴承外径查机械设计课程设计表14-1，取=12mm。 （2-10）式中，为箱体壁厚，取=9mm，所以 m=30mm。代入公式得 取 3.计算 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，=28+23+6+3=60mm。 4. 计算 轴应比齿轮短23mm，由于选择时确认齿宽比轴宽3mm，因此的长度可轻易求出 =b-3=105mm。5.计算 轴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。因此可计算出大小为 （2-11） 为计算和设计方便，同时考虑到的尺寸，在草稿纸上计算出的尺寸后，可根据需要取 6.计算 主要是与个零件相连，因此其大小主要取决于与之相配合的标准件的尺寸，可计算 挡油环宽度，mm。各段轴长度列表如下: 表2-4 轴各段长度名称长度/mm10070601001050根据低速轴尺寸计算依据及公式，计算高速轴尺寸。两轴尺寸计算结果如下：表2-5 两轴计算尺寸名称轴长度/mm高速轴10070601001050低速轴1007050101101040直径/mm高速轴7080859010585低速轴75808588.510288.5852.2.3 轴的强度校核 在轴的校核计算中，根据设计要求和实际受载荷情况进行计算。因为本次设计的轴主要承受扭转力矩，应按照弯曲强度条件计算；其中一些轴还要承受弯矩，因此还要进行弯曲强度的计算。 1.按照扭转强度条件计算轴的强度 按照轴的扭矩来计算轴的强度，轴的扭转强度条件可按照如下公式计算 （2-12）其中参数如下： 扭转切应力，MPa； T轴所受的扭矩，Nmm； 轴的抗扭截面系数，； P轴所传递的功率，KW； n轴的转速，r/min； d计算截面处轴的直径，mm； ，见机械设计表15-3。已知参数T=350Nm ，P=150KW, n=625r/min , d=70mm , =3555MPa。满足扭转强度条件 2.按照弯矩强度条件校核 根据轴的设计结构尺寸，轴上相关零件通过各个力的作用，可得到各轴的强度校核计算。轴上的载荷主要是从轴上零件传递过来的，将轴上的载荷简化为集中应力，轴上作用力最大的点为轴的中点。按照以下顺序计算（1） 计算并画出出轴的受力简图（2） 计算并画出轴的弯矩图 分别计算轴水平方向和垂直方向的弯矩，并按照结果绘制出水平方向的弯矩图和垂直方向上的弯矩图。总的弯矩M为 （2-13）（3） 计算并画出轴的扭矩图，如图2-3。计算轴受到的外力已知低速轴小齿轮的分度圆直径为105mm。圆周力，径向力以及轴向力的方向如图2-3。图2-3 轴受力情况（4）校核轴的强度如上图，已知轴的受力状况，可针对其中受力较大的危险截面做强度校核，按照第三强度理论，可计算出应力大小 （2-14） 对称循环变应力； 扭转切应力； 折合系数。其中弯曲应力是对称循环变应力，而扭转切应力则不是，折合系数的选取与扭转切应力有关，在扭转切应力为扭转切应力时，取=1。式中弯曲应力，扭转切应力。 （2-15） W轴的抗弯截面系数，许用弯曲应力，MPa ，根据机械设计表15-1得 =275 MPa将计算结果代入公式得根据高速轴齿轮强度校核公式及方法，校核得低速轴同样满足强度要求，因此本次设计的两个轴的强度满足要求。使用SolideWorks绘图软件绘制出齿轮轴尺寸轮廓如下： 图2-4齿轮轴形状2.3 主减速器其他零部件的设计2.3.1主减速器概述 1.将万向传动装置传来的转矩传递给驱动车轮。 2.减小汽车传动系中传动零部件的转速、增大传动的扭矩。 3.当发动机在汽车上布置成纵置时，主减速器还可以改变发动机转矩的旋转方向。 4.汽车主减速器按照传动类型可分为齿轮减速器，蜗杆减速器和行星齿轮减速器以及它们互相组合形成的的减速器。 按照减速器传动的级数分类，可以分为单级主减速器和双级主减速器。 按齿轮设计的形状可将主减速器分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、和圆锥-圆柱齿轮减速器。 按减速器传动设计的布置形式分类减速器又可以分为；展开式、分流式、同轴式。2.3.2 主减速器方案的选择如果保持主动齿轮分度圆直径不变，从动轮选择圆柱齿轮传动作为动齿轮的话，其直径比螺旋锥齿轮要小。所以一般情况下，当设计要求传动比大于4.5而且轮廓尺寸又不能过大时，采用圆柱齿轮传动更合理。由于本次所要设计的汽车的主减速器传动比为4.5，因此选用圆柱齿轮既可以减小减速器体积，又可以提高传动效率。故本次设计采用单级主减速器的圆柱齿轮传动。图2-5 减速器齿轮传动形式圆柱齿轮减速器的齿轮采用渗碳、淬火的加工的方法，增加齿轮的承载能力、减小减速器传动过程中的噪声。它具有传动时承载能力高、使用寿命长、减速器整体体积较小、传动效率高、减速器重量轻等优点，输入轴与输出轴平行分布，可将传动的转速和转矩直接传递给下一轴，且不改变传动方向，而且圆柱齿轮减速器满足本次设计要求。圆柱齿轮齿轮形式可做成直齿、斜齿和人字齿，直齿用于速度较低的地方（）,不满足设计要求，斜齿轮可用于转速较高的传动，本次设计已计算出高速轴最高转速约为10.86m/s。满足该设计要求。人字齿轮用于载荷较重的传动中，箱体为常用铸铁制成，虽然满足本次设计要求，但加工制造成本过高，所以本次设计的齿轮选为斜齿圆柱齿轮。2.3.3主减速器零部件设计箱体是减速器的重要组成部件，是传动齿轮的基座，因此在设计时，应使其具有足够的强度和刚度，箱体加工时多采用灰铸铁制造。除了对齿轮、轴做了重要设计外，还要对齿轮的箱体结构，润滑方式，齿轮的安装等方面进行细心设计。为方便加工制造，以及零件的更换，对箱内零件的设计，多采用国家规定的标准零部件，从而达到通用、简易的目的。为了便于内部零部件的安装和拆卸，采用上下箱体分开铸造加工，并且通过螺栓相互连接的方式，与此同时为了增加箱体的强度和刚度使其能够稳定两轴及齿轮。因此对箱体添加了支撑，更好地达到设计使用要求。1.滚动轴承的选择（1）根据本次设计一般汽车的工作状况和汽车的工作条件。载荷平稳，以及轴承主要受到轴向力，考虑到汽车行驶的路况不一定完好，会有一定的颠簸，并且因齿轮为斜齿轮，则必会产生轴向力和径向力，所选择的滚动轴承应具能承受径向载荷。通过查阅机械设计表13-1，对比不同滚动轴承，本次设计选择深沟球轴承。该轴承能在较高转速下工作，可承受径向和轴向载荷。相应段轴径的尺寸大小已知，根据GB/T 292-1994选滚动轴承。高速轴选择6216 GB/T 276-1994低速轴选择6217GB/T 276-1994型号。内径：=80mm,=85mm外径：=140mm.=150mm宽度：=26mm，=28mm（2）高速轴滚动轴承的校核 对于轴承，当他所承受的载荷恰好为C时（C是基本额定动载荷），轴承的基本寿命为r，但当载荷不是基本额定动载荷时有以下公式计算得出。图2-6 轴承的载荷寿命曲线 （2-16） 轴承寿命，单位是r。 指数。球轴承=3；滚子轴承。实际计算时，时间的单位为小时比较方便。 （2-17）载荷P和转速n数值已知，预期计算寿命的值为表2-6 推荐的轴承预期计算寿命此次设计的轴承为车用减速器，属于间断使用的机械，且随意停车熄火。计算寿命在30008000h即可达标。因此初步确定选用的轴承满足使用寿命要求。滚动轴承的基本额定动载荷是在一定条件下确定的，实际中轴承一般会同时承载径向载荷和轴向载荷，因此进行轴承设计时需考虑两种载荷。由如下公式计算 （2-18） （2-19） 温度系数，根据机械设计表13-4，选取=1.00；径向载荷；轴向载荷；载荷系数，根据机械设计表13-6，查得=1.21.8。径向力轴向力根据机械设计表13-5，可查阅X=0.41，则Y=0.87。因此该轴承承受的力满足设计要求，轴承寿命满足设计要求，故该轴承满足设计要求。2.键的选择（1）键是用来链接轴和齿轮，或者实现轴和其他零部件之间的连接，实现连接件与被连接件之间轴向的固定，键有平键、半圆键、楔键等，根据不同需要选择不同类型的键。本次设计选用普通平键圆头的即可。键是标准件，根据国标选择，同时也要使之满足使用强度要求。根据轴径的尺寸，由机械设计手册查得；高速轴的键为：键181190 GB/T1096-2003大齿轮与轴连接的键为：键 201290 GB/T1096-2003轴与联轴器连接的的键为：键 181190 GB/T1096-2003（2） 键的强度校核本次设计选用的是半圆键，因用于连接齿轮与轴，故主要失效形式是工作面被受挤压力作用失效，故应校核各工作面的抗挤压强度。键的宽度和高度是从标准中选取出来的，长度L为根据情况选取的。当传递转矩时，为了方便计算，把键和轴视为一体，并将受力用集中应力F代替。图2-7 圆头键连接图形计算时假设压力在键长方向上是均匀分布，沿键宽方向为三角形分布。取,可得到工作面上的压力为 （2-20）挤压强度条件为 （2-21）其中：T传递的转矩，Nm d轴的直径，mm b键的宽度，mm l键的长度，mm f摩擦系数，一般f=0.120.17 许用挤压应力，MPa。已知T=350Nm , d=90mm , b=20mm , l=90mm , 取f=0.15 , 根据机械设计表6-2选取=100MPa。将以上参数带入公式所以挤压强度满足设计要求。按照切向强度计算键强度：切向键连接的主要失效形式是工作面被压溃，由键轴看成一个整体，可得受力平衡条件 （2-22）切向强度计算时键的挤压强度条件 （2-23） t键槽深度，mm C键的倒角尺寸。根据设计时键的选择，可知t=9mm , C=2mm 。将数据代入公式键的切向压力也满足设计要求，因此该键的设计满足强度要求。3.联轴器的选择联轴器是用来联接两根轴的，使两轴共同旋转并传递扭矩的装置，部分联轴器还有缓冲、减振的作用。根据轴径的和由机械设计基础课程设计表13-1的GB/T 3852-1997 选择联轴器的型号：轴孔直径：d=100mm；长度： L=212mm。4.通气器由于减速器在工作过程中箱体内的温度会升高，气体由于热胀冷缩的原理而膨胀，从而导致减速箱体内的压力上升，这对于齿轮的传动以及润滑十分不利，为了保证减速箱内气体能自由排出，使箱体内的压力保持平衡，通常需要在箱体上设计通气孔，根据本次设计的箱体结构大小，选择通气器，采用M201.5。5.油面指示器油面指示器是为了方便我们检查减速箱体内剩余的润滑油的高度而设计的，保证减速箱体内润滑油的剩余量在适当深度，这样便于我们在不打开减速器箱体的情况下查看油面高度，更好地保护齿轮，通常油面指示器采用的是游标尺，而游标尺也满足本次设计要求，故本次设计也采用游标尺。选用游标尺M20。6.放油螺塞放油孔是放油时，排放污油的地方，为了便于把污油排放干净，放油孔应略低于油底面，因此设计放油孔在边角处略低与油底面的地方，这样不会影响减速器的运转，拆装也方便。为防止漏油，在使用时需用螺塞将放油孔堵上，螺塞的大小应与该孔相匹配。选用外六角油塞及垫片M201.5。7.轴承盖的选择为固定轴的轴向位置，使之不产生滑移，同时轴承端盖又能承受来自轴的轴向载荷，轴两端选用轴承端盖来固定其位置，采用六角螺栓将轴承端盖固定在箱体上。根据机械设计课程设计表14-1，查得轴承端盖的尺寸及规格。确定轴承尺寸后，根据机械设计手册选择适当型号的螺钉和螺栓：螺钉型号：GB/T 70.1-2000 M1230,材料Q235；高速轴轴承盖上的螺钉：GB/T 70.1-2000 M1230,材料Q235；低速轴轴承盖上的螺钉：GB/T 70.1-2000 M1230,材料Q235；螺栓：GB/T 5782-2000 M1080，材料Q235。8.起吊装置的选择为了便于安装拆卸的搬运过程，在箱体应设计起吊装置，在箱体两侧设计出起吊装置。根据机械设计基础课程设计表14-8采用箱座吊耳，双螺钉起吊螺钉的吊耳。9.润滑与密封 （1）齿轮的润滑一般通过使用润滑剂来达到润滑的目的。另外，润滑剂还有防锈、减振、密封、传递动力等作用。充分利用润滑技术能显著提高齿轮的使用性能和寿命并减少能源消耗。本次设计的齿轮为闭式齿轮传动，润滑方式与圆周速度有关，由于该减速器为单级圆柱齿轮减速器，速度12m/s，因此齿轮的润滑方式采用浸油润滑，浸油深度h约为1个齿高即可满足设计需求，但浸油深度又不得小于10mm，所以本次设计采用的浸油高度约为15mm。油量多少与传递的功率有关，为满足润滑要求，油面高度设计约为50mm。 （2）润滑油的选择考虑到该润滑油用于汽车上，应选用市场上常用的润滑油。根据机械设计表10-8 齿轮传动常用的润滑剂表可选择pinnacle极压齿轮油。根据表10-9可知运动粘度为59。因此选用牌号为150的pinnacle极压齿轮油。 （3）密封装置的选取选用的密封装置应满足密封要求，同时降低成本，因此采用毡圈密封。密封圈型号应满足JB/ZQ4606-1986。毡圈的大小由所装配轴的直径以及轴承盖的尺寸结构来确定，按用其定位的轴承的外径选择85JB/ZQ4606-1986。10. 销的选择这里销为定位销，用来固定零件的相对位置，是组合装配上下箱体的辅助零件，以便定位上下箱体上的孔的位置，在这里选择圆锥销。11. 螺纹连接 （1）螺栓连接本次设计用到了螺栓连接，在被连接件上开有通孔，用螺栓穿过被联结的两机件通孔，然后套上垫圈，拧紧螺母。它主要用在两边允许装拆，而被联结间厚度又不很大的场合。本次设计普通螺栓联结，其特点是螺杆与通孔之间有较大间隙，加工精度低，装拆方便。螺栓是标准件，设计采用的六角头螺栓具体尺寸可参考GB/T 5782-2000。 （2）螺钉连接螺钉联结使用螺钉穿过一个机件的通孔，拧紧在另一机件螺孔中，而使两机件联结，这种联结常用在联结件之一较厚，多用于受力不大的地方且不宜经常装拆的场合。本次设计用在轴承端盖与箱体的连接。螺钉是标准件，设计采用的螺钉具体尺寸可查阅GB/T 70.1-2000。 12. 汽车主减速器其他部分尺寸如下表：表2-7 主减速器箱体尺寸名称符号长度（mm）箱座壁厚d9箱盖壁厚d19箱盖凸缘厚b112箱座凸缘厚b12箱座底凸缘厚b220地脚螺钉直径df24地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺栓直径d118盖与座联接螺栓直径d212联接螺栓d2的间距l216轴承端盖螺钉直径d310检查孔盖螺钉直径d48定位销直径d10df、d1、d2至外箱壁距离C134df、d2至凸缘边缘距离C228轴承旁凸台半径R128凸台高度h85外箱壁至轴承座端面距离l146齿轮顶圆与内箱壁距离D110齿轮端面与内箱壁距离D210箱盖、箱座肋厚m1、m28轴承端盖外径D2254轴承旁联接曙栓距离S253尺寸计算公式及方法见：附表2第3章 汽车主减速器的仿真3.1 ADAMS仿真概述采用虚拟样机技术，对齿轮主减速器进行仿真研究。首先先在三维建模软件SolidWorks中建立汽车主减速器的实体模型，根据齿轮和轴的实际大小，绘制出三维模型，将绘制好的三维图形导入ADAMS中利用ADAMS软件对其运动仿真，对该模型施加作用力得出结论，得出的结论后与理论计算的结果做对比，验证ADAMS仿真的正确性，为后续的减速器设计与动力学分析提供理论依据。齿轮传动在机械设计和使用中应用极其广泛，传统的设计以经验设计为主，通过大量的计算以及参数选取，这些误差的累积导致设计的结果不能够达到最优，这种凭借经验设计的方式存在很大的缺陷，设计研发周期长、设计出的产品质量差、产品设计需要高精尖人才等等，导致设计研发成本较高。限制了汽车减速器更新换代，不适合现如今高质量低成本产品的市场要求。而采用ADAMS仿真的虚拟样机技术能很好地解决这些问题。本次仿真先创建数学模型，使用建好的模型添加几何模型，施加约束然后施加驱动，实现该模型的运动学仿真。通过导入其他软件创建的几何模型，经过处理，得到可在ADAMS中识别的模型。一般较简单的几何体选择在ADAMS中直接建模，对于较复杂的几何体则选择在其他与之可连接的三维软件中绘制，并导入ADAMS中。本次仿真利用绘制的的各零部件，通过其参数的选择和基础尺寸等的选择，直接在计算机软件中对汽车主减速器进行建模和虚拟装配，进而使其运动，从而获得基于该设计出的减速器产品的计算机数字模型和图形模型。3.2主减速器齿轮运动仿真在汽车主减速器样机模型中，约束力主要有旋转副和齿轮副的约束。这样可以比较直观的看到在不同的作用力下，以及在不同工况下齿轮的具体运动状况。在实际仿真模拟时为了更好地观察齿轮的具体运动，因此把与传动系统无关的零部件去掉，只保留传动系统所需要的图形即可。由于绘制的减速器齿轮模型相对比较粗糙，精度远远不能满足使用要求，故将齿轮单独分析，在ADAMS中直接绘制两斜齿轮，在动力学仿真时会更加接近真实的情况。使用ADAMS自带的齿轮绘制功能,根据计算出的参数，可绘制出两互相啮合的斜齿圆柱齿轮，为使仿真结果更加直观，采用详细画法，单齿选择十个参考点，这样绘制齿轮会很慢，但更接近真实的齿轮形状。在ADAMS中绘制齿轮如下：图3-1 减速器仿真模型图3-2 两齿轮啮合模型模型建设完成后，给传动系统施加一个驱动条件，即根据实际情况给高速轴施加一个最高转速2500r/min（该软件是以角度的形式来施加动力，因此将其化成角度15 000/s）。然后点击系统按照步骤操作，开始运动仿真，在后处理中，得到两齿轮的转速。小齿轮转速如下表：图3-2高速轴转速得到低速轴转速如下表：图3-3 低速轴转速由图3-1可见，小齿轮确实是按照给定的转速在匀速旋转，大齿轮转速为-3377.48，与计算结果差异非常小，其中负号代表方向。对小齿轮施加一个转矩，使之运动，可得到高速轴转矩，仿真结果如下图。对比分析仿真结果与实际计算结果，得出结论。轮廓上的切向力：图3-4 切向力轮廓上的径向力：图3-5径向力 齿廓上的轴向力：图3-6 轴向力根据计算结果与测量结果，列表如下：表3-1 仿真结果与计算结果切向力径向力轴向力计算出的值6635.72497.841546.58仿真值6682.152531.611508.75误值值46.4533.7737.83相对误差0.7%1.35%2.45%3.3 结论分析 1.对两互相啮合的齿轮结果进行分析。因为小齿轮的齿数34，大齿轮的齿数151，模数m=3，根据所学的传动原理可以知道，对于标准外啮合渐开线斜齿圆柱齿轮传动，大齿轮的转速为小齿轮的2/9，即15 000（2/9）=3333deg/s。即当输入转速为15 000deg/s时，大齿轮转速可随即呈现为3377.48deg/s，负号表示大齿轮旋转方向与小齿轮旋转方向相反；对照图所得结果，发现所建模型并非完全正确，考虑到在设计时为了保证两齿轮齿数互为质数，则实际传动比略小于4.5。与实际传动比相对比，发现仿真结果符合实际结论，即标准外啮合斜齿齿轮传动的角速度与齿轮的分度圆直径成反比。 2.由表3-1可知齿轮轴向力，径向力以及切向力的力的大小与计算结果相差略大，但相对误差却很小，误差在2%左右，考虑到在齿轮的设计时小齿轮与大齿轮齿数为了配成互质，导致实际传动比为4.44，而非规定的4.5。因此误差在所难免。2%的误差，在误差允许的范围之内，因此可认为本次设计与仿真结果几乎相同，设计的精度很高。本次设计仿真利用虚拟样机技术对汽车单级圆柱齿轮减速器作了建模与运动仿真，并将仿真结果与理论计算的结果相比较，分析得出结论，验证了仿真的正确性。利用计算机软件绘制减速器齿轮模型，在设计之后对产品进行仿真分析，预测其性能，以后可以在此基础上计算相互啮合的两齿轮之间的啮合力，以及计算分析齿轮传动的可靠性等。这样可以完成现实生活中无法
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