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轿车长安汽车主减速器和差速器设计含4张CAD图

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长安汽车主减速器和差速器设计 Changan Automobile Main Reducer摘 要本篇本科毕业论文主要讨论并计算长安汽车主减速器和差速器机械传动部分的设计计算,最后对其进行三维建模,以验证了主减速器和差速器的工作原理和机械齿轮传动结构设计的正确性。通过对汽车主要参数的分析,通过相关的经验公式,计算出设计主减速器和差速器的基本参数,并对其进行相应的设计载荷计算和校核,最终采用了Solid Works软件包对减速器和差速器进行了三维建模。然后该软件包将生成相应的二维工程图。装配完成后,将模拟最大的齿轮和差动平方量来证明差速器的原理。关键词:solid works三维建模;主减速器;差速器 AbstractThis topic introduces the design and modeling method of the main gearbox and differential gearbox of the car, discusses the structure and dealing principle of the pinion and ring gear case and main gearbox of the automotive designs and strength checks the differential gearbox and main gear case of the automobile by analyzing and conniving the legendary main parameters of the automobile, and uses solid works to model the main gearbox and differential gearbox in 3D, after which the software generates the corresponding 2D engineering drawings. After completing the assembly, the motion simulation of the main gearbox and differential gearbox was performed to demonstrate the principle of differential casing.Keywords: solid works 3D modeling, automotive main shell and differential目 录一、绪论11.1课题研究的背景及意义11.2主减速器概述21.3差速器概述31.4国内外发展及研究现状51.4.1国外减速器现状51.4.2国内减速器现状61.5发展趋势71.6课题研究的主要内容71.7课题研究的重难点以及解决方法8二、长安汽车主要参数与主减速器、差速器的结构选型92.1长安汽车的主要参数9三、主减速器设计及主要参数选择和计算113.1 主减速器形式与轮齿类型的选择以及支撑方案的选择113.2 主减速器齿轮计算载荷的确定113.2.1按发动机最大转矩和变速箱最低档传动比确定从动齿轮的计算转矩113.2.2 按驱动车轮的计算转矩和打滑转矩确定主减速器从动齿轮的计算转矩123.2.3按日常平均使用转矩来确定从动齿轮的计算转矩123.3主减速器齿轮传动设计133.3.1主从动轮锥齿轮基本参数选择(z1,z2 )133.3.2按齿面接触疲劳强度设计【16】133.3.3按齿根弯曲强度设计153.3.4按变速器一档齿轮设计183.4差速器行星齿轮与半轴齿轮主要参数选择和计算223.4.1行星齿轮数目的选择223.4.2行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择22四、主减速器与差速器的三维实体建模254.1主减速器和差速器三维建模分析与建模思路254.2单级直齿锥齿轮主减速器和差速器相关参数的计算264.3基于solid works建立汽车单级主减速器三维模型的步骤274.3.1单级直齿锥齿轮主减速器建模的理论知识274.3.2单级直齿锥齿轮主减速器主从动锥齿轮三维建模284.4基于solid works前置前驱汽车差速器的三维建模444.5单级直齿锥齿轮主减速器和差速器外壳的建模534.5.1单级直齿锥齿主减速器外壳的建模【23】534.5.2差速器外壳的建模54致谢55参考书目56IV一 绪论1.1课题研究的背景及意义汽车的诞生已经有一个多世纪了,随着社会的快速发展,汽车的购买和使用越来越频繁,汽车成为人们日常生活中必不可少的一部分。据中国汽车工业协会的相关调查,仅在2018年一年的时间里,中国本地的乘用车销总量就已经达到了2371万余辆,连续十年成为全球最大的乘用车市场,中国已经连续十年成为世界销量第一的国家。预计2019年将上升到2800万辆。伴随着汽车高销量和高使用率的趋势,汽车排放的尾气已经成为当前全球变暖的主要原因,在监管和市场力量的推动下,过去几十年来汽车面临的严格的性能、排放和燃油经济性标准(如欧洲的ACEA标准、排放交易政策等),使得汽车行业的创新和改革变得十分迫切。根据我国关于发展新型汽车产业和加强节能减排事项的战略决策,为了可以减轻我国本土的化石燃料的污染,为2060年我国境内实现碳中和做出努力,我国现阶段将大力推动汽车产业从普及化石能源汽车向着新能源汽车转型,以促进汽车领域和资源的可持续发展。这项战略举措不仅将加速中国汽车工业的发展, 它可能会培育新的经济过程点并激发中国的能力,从而增强中国汽车工业在国际上的竞争优势和竞争力。电力系统。新能源汽车是指使用新动力系统由清洁能源(例如电,气等)驱动的车辆。近期能源驱动型汽车的创新和发展可能成为中国汽车行业最关键的战略。主减速器和差速器是汽车中必不可少的关键性部件,主减速器的作用是将汽车变速箱所传递出的动力在车轴内重新分配。差速器的功能是使发动机的速度与车轮的实际速度相协调,并可用于最大限度地提高电动机的性能,同时差速器的性能也可以直接影响到整车的能力表现。显然,差速器技术创新是中国汽车事业发展的关键。目前,中国的主要汽车制造商和一些分析机构正在积极开展变速器结构和性能的基本创新技术分析和开发工作,并努力研发并可以实际应用到汽车领域的关键技术。本篇毕业论文通过对汽车主减速器和差速器资料的收集,在本科学习的理论基础上对汽车主减速器和差速器的学习并对其做最基础的设计,在其基础上对汽车重要零件进行强度的计算校核和分析等,可以更好的学习和掌握汽车重要部件的外观设计和计算以及批量分析某些相关的信息的能力;强化了我对机械专业所学知识的综合应用,让我对本科专业的基础理论、专业知识有了更加清晰的理解和巩固,培养了我对机械设计的基本技能的研究和单独收集资料和处理问题的能力。 1.2主减速器概述主减速器(如图1.1)是一台可以改变驱动轴内扭矩和速度的机器。其基本功能是将变速箱输入的转矩增大并相应的降低转速。主变速箱的传动结构由一对或几对减速齿轮组成。当汽车正常运行时,发动机转速一般在2000至3000r/min左右【1】【20】。图1.1 主减速器结构图如果仅靠变速器来降低高速,那么变速器内齿轮的传动幅度关系就必须很大,而且齿轮的传动幅度关系越大,2个齿轮的半径幅度关系就越大,换句话说,变速器的尺寸就越大,齿轮箱的尺寸也会越大。此外,速度降低,力也不可避免地增加,这将增加壳体的传动负荷,也将增加壳体的机构,所以需要在差速器之前加上另一个机械件,主减速器。汽车减速器的存在有其下两个总要作用,其主要作用是增大转矩减小转速并可以改变转矩的扭转方向。第二是充当变速器的延伸部分,以提供具有齿轮之间共同的定量关系的传动比。众所周知变速器的输出的转矩是绕纵向轴线旋转,而车轮向前滚动则需要绕横轴旋转的转矩,所以就需要一个装置来改变动力传输的方向,它就是主减速器,就是因为该设备与其相连的部件的定量关系是一个整体定量关系,也就是说,无论变速器处于什么档位上,这个装置的传动比都和汽车的总传动比的一个相对确定的定量关系。有了这个比例,设计者可以降低变速器对汽车的减速能力的要求,从而有效减小变速器的尺寸,使得汽车的真题配置更加的合理,也可以使得汽车的总体尺寸的质量有所减少。降低转速并增加转矩是主减速器在汽车驱动桥中所扮演的一个搞重要角色。根据本科所学理论知识我们不难知道,有汽车的功率计算可以确定了发动机的输出功率(即利用公式功率=扭矩*速度可以计算得出),由于主变速器输出的转速会通过主减速器降下来,而这时减速器的输出轴就会得到一个比变速器输出转矩更高的转矩,以此获得一个更大的驱动力。同时,汽车的大多数情况下还具有调整动力输出方向的性能,实现左、右轮的差速或中、后轴的差速。1.3差速器概述汽车构造本科教材的理论知识,我们指导汽车在正常行驶过程中,车轮相对于路面的运动仅可以分为滚相对滚动、相对滑动。其中车轮与路面之间的相对滑动又可以分为边滑边转和车轮相对于路面只做滑动。当汽车转弯行驶时,内外2侧车轮中心在同一时刻所作出的位移是显然不一样的,即外侧车轮的位移要大于内侧车轮的位移,所以可以简单的做出分析,要使得汽车可以正常的转弯,其内侧的车轮必然要做边滚动边滑转的运动。同样汽车行驶在颠簸的道路上时,也是一样的道理,两侧车轮实际位移过的距离也不相等。即使路面平滑,但由于车轮车胎的内压的不尽相同,所以行驶中的车轮依然会出现上述的状况。因此,为了确保汽车在正常行驶过程中,两侧的车轮尽量不发生滑动,在汽车的构造上,必须保证汽车的各个驱动轮在不同情况下都可以能够用不同的转速运动。如果只有减速器,减速器的输出轴只有一根,也就是说汽车的驱动桥在只有主减速器的情况下,它的输出轴带给两侧驱动轮的只能是相等的角速度,为了可以使得两侧的驱动轮可以在转弯或是在不平路面,其都可以以不同的角速度转动,也就是说在上述情况下,车轮只做纯滚动运动,这时我们就必须在主减速器之后添加上另一个机械件,差速器。这样的差速器可以形象的称其为轮间差速器。差速器的设计必须满足一个要求n1+n2=2n0,也就是两侧的驱动轮的转速(也是第四章所建模的半轴齿轮轴的转速)之和是差速器壳体转速的两倍。这时,一旦汽车发生转弯,差速器两侧的半轴齿轮的转速时不同的,内轮速度降低,外轮转速上升【1】【2】。 图1.2 差速器差速器的最基本的作用是在汽车转弯或是在其他要使得两侧驱动轮曲线位移不同时,汽车可以借助差速器内的行星齿轮实现相应的转速自转,使得汽车两侧车轮可以相对于路面做纯滚动运动。这种作用是差速器最简单,最基本的,实现这种功用的差速器被称为轮间差速器,此外还有安装在各个驱动桥之间的轴间差速器,当车轮与路面附着条件较差时所安装的防滑差速器等 【1】【7】。1.4国内外发展及研究现状主变速箱是变速箱和驱动轴之间的独立的闭合传动装置,是一种精密机械。利用它达到降低输出轴转速而增加输出轴转矩的目的,以满足汽车的各种工作需要。汽车主减速器主要由减速器外壳、机械传动所需要的齿轮,轴以及轴承。可以将减速器分为以下三部分:1齿轮、轴及轴承的配合;2主减速器箱体:主减速器壳体主要用来保证差速器齿轮以及主减速器齿轮能在一个密闭的环境中工作,以提高传动系寿命、保障传动平稳,另外主减速器壳体还要给差速器与主减速器齿轮提供支撑,使其能够稳定、平稳工作。箱体是减速器必不可少的一部分。它是减速器传动元件的基础, 因此它必须具有足够的强度和刚度。3减速器附件:为了确保主减速器可以正常运行并尽可能延长主减速器的使用寿命,主要对其机械传动部分的齿轮、轴、轴承进行必要的润滑和防护,必须考虑到轴与轴承间润滑脂的填充,减速器的油池中润滑油的体积, 轴承座盖和轴承座的拆卸维护,轴承和轴上零件的精确定位,适时的更换辅助组件。减速器的主要种类有:齿轮减速器,齿轮减速器,齿轮减速器和套件减速器。1.4.1国外减速器现状减速器日常的工业生产中都有着极为广泛的应用,在机械制造和应用领域更是扮演者不可或缺的角色。当前市场上所存在的减速器普遍都有着体积大、重量重的、传动定量关系太大、机械效能太低的劣势。德国,丹麦和日本地区的机组研发的减速器处于世界领先地位,特别是在材料处理和制作工艺方面,所用的技术远超我国现有的制造水平。这些国家设计制造的减速器,工作可靠,使用寿命长,运动平稳性高。但由于减速器的传动部分仍然是轴齿轮机械传动,并且在体积和重量方面并无明显的降低,机械效能低的关键问题尚未得到有效解决。日本住友重工业公司开发的solfa高精度减速机,以及美国的艾伦牛顿公司开发的XY类减速机,在传输原理和结构上彼此相似,而区域机组是世界上最广泛使用的减速机,它们是当今世界上最先进的齿轮减速器。目前,这些企业在不断提高的材料处理方式和制作工艺之外,还在不断地对现有的机械传动原理和传动结构进行了更为深刻的研究。这是一个简单的道理,他们明白只有这样减速器的发展更上一个台阶。在相同的时间,减速器的结构以及电动机也是一种蓬勃发展的类型,并取得了结构形式的普及和动力型号商品的普及。目前,对超小型减速器的分析结果似乎还不是很明显。在医学、应用科学和人工智能领域内,小型电动机已经得到了很大的发展。分子电动机的最新发展在美国和荷兰,其结构尺寸已达到纳米范围,如果可以辅以纳米还原剂,其应用前景将非常广阔。1.4.2国内减速器现状国内现存的减速器主要还是以齿轮传动、蜗杆传动等普通的机械结构传动为主,但通常都存在着传动功率小,减速器结构尺寸大,重量大,或是传动比大但机械效能低的缺点。此外,制作减速器零件所用的材料的品质和制造工艺上也存在不少缺陷,尤其是在大型的减速器中上诉的缺点则展示的更加明显,并且这样的零件使用寿命也很短。在中国使用的大型减速机(功率超过500kw),其中最先进的减速器都来自国外,为此国家和企业不得不付更多的费用。1960年,减速器的研发得到进一步的发展,摆线驱动、谐波传动等减速器研发成功,这些新型的减速器具有传动比大,体积小,机械效率高的优点,所以他们开始在各行各业中大量使用。但是,它们仍然受到机械传动理论的限制,这些减速器并不能传递太大的功率。由于在传动原理和传动结构上并没有太大突破,减速器从根本上仍然无法解决体积大、重量高、机械效率低这些普遍存在的缺陷。十九世纪初,中国出现了一种三环(齿轮)减速器。这通常是一个外部平面齿轮减速器,它将达到更大的变速箱定量关系,并具有强大的载荷传递能力。它的体积和重量都非常高。它比设定的轴齿轮减速器小。由于其尺寸和重量比已安装的轴齿轮减速器的尺寸和重量小,因此减速器的结构不那么复杂,因此传动能力更高。得益于减速器的三轴平行结构,输出功率与减速器数量的定量关系仍然非常小。输入轴和输出轴似乎不在恒定轴上,因此在明智的应用中存在一些不便之处。此后,北京科技大学成功地研制出了内平齿减速机,它不仅具有三环减速机的优点,而且对减速机的重量比小,并具有很大的输出功率,重要的是它的输入和输出轴在同一轴上,使得它可以被更为广泛的应用于各个领域,其制造工艺在国内甚至世界都处于领先地位。1.5发展趋势现阶段,减速器的研发向着大功率,大传动比,小体积和高机械效率的方向不断发展。在这个阶段,对减速器的性能要求越来越高,不仅需要长寿命,高性能,而且还要求汽车减速器能在产生很小的噪音条件下长时间的运转。1. 高水平、高性能。经过渗碳或渗氮和淬火、磨齿处理后的齿轮,其承载能力将达到普通零件的4倍以上,其物理性能,使用性也可以得到大幅度的提升;2. 积木式组合设计。使得机械零件通用性和互换性提高,在大批大量生产中可以显著降低生产成本;3. 形式多样化,变形设计多样化。采用这样的设计方式使得主减速器的结构有了很大的变化,现有的主减速器不再拘泥于传统的底座安装方式,在现有基础上发展出了了空心轴悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速器一体式联接,多方位安装面等多形式的安装,使得减速器可以使用在更多样化的场合。1.6课题研究的主要内容1) 绪论,讲述汽车主减速器与差速器的功用及国内外发展的进展情况及发展趋势;2) 汽车的主要参数;3) 主减速器,差速器的结构选型;4) 主减速器减速比的确定;5) 主减速器三种载荷的计算;6) 变速器机械传动齿轮的参数选择;7) 主减速器与差速的三维建模;8) 主减速器与差速器的装配。本文介绍了汽车主变速箱和差动变速箱主要部件的设计与标定,在计算和3D建模的过程中,差动变速箱和主变速箱的机械结构以及其工作原理都比较好。通过对汽车主要参数的分析和计算来设计和计算差速器变速箱和主变速箱的主要部件,并使用实体工程对主变速箱和差速器变速箱进行3D建模,并使用相应的2D模型进行建模。工程图通过软件自动生成。组装完成后,对主变速箱和差速箱进行仿真,以证明差速箱的原理。1.7课题研究的重难点以及解决方法在当代汽车的发展中,对主减速器的要求不仅仅是降速增矩、机械效能的提高,而且随着人们生活水平的提高,噪音性能也成为制造汽车主减速器的关键指标。减速器的噪声源主要来自于主、从动齿轮的啮合碰撞和传动轴与轴承的相对滑动,它的强弱取决于齿轮轮齿的加工方法、制作工艺和零件安装的精确度。与传统的加工技术完全不同,采用磨齿工艺,并使用合适的磨削方法可以有效减少或消除齿类零件在热处理过程中产生的热变形。因此,与传统的加工方法相比较,磨齿工艺可获得更高的精度和重合性的齿轮。为了减小驱动轮的外形尺寸,现在在大多数主变速箱中都取消了直锥齿轮传动装置。从实践和理论实验来看,不带根部切割的螺旋锥齿轮的最小齿数小于直齿轮的最小齿数。显然,在相同的传动比率并符合制造要求的情况制造减速器时,使用螺旋锥齿轮传动装置,比使用普通齿轮更紧凑,操作更平稳,噪音更低。二 长安汽车主减速器、差速器的结构选型长安汽车是一款发动机前置的前轮驱动的轿车。由于本次设计是以长安汽车某型号家用轿车为原型,有资料表明该车的整套动力系统是横向布置,并且采用的都是质量较小、结构较为简单的传动部件,所以整车的总体重量小,发动机输出功率也较不大。所以,本次设计的汽车主减速器的主减速比并不需要太大。因此这里根据其车型,本次设计将会选用结构简单、体积和质量小且传动效能较高的单级式主减速器。对于在行驶在普通城市道路的汽车,行驶路面状况是十分良好的,其前侧两个驱动车轮与路面的附着系数没有明显的区别,且车轮与路面的附着能力较好,因此采用了结构简单、操作流畅、制造方便的轮间差速器,此种差速器是多种类型中最简单也是最基本的。2.1长安汽车的主要参数长安汽车基本参数表(2-1)类型数值总质量/kg1465最高车速km/h205最大扭矩n*m/rpm155/3500车轮滚动半径/m0.286传动机械系效率0.89最大道路阻力系数0.472发动机最大功率kw/rpm94/6000第一档传动比3.550第二档传动比2.071第三当传动比1.474第四档传动比1.038第五档传动比0.844主减速器的主减速比的大小将会影响主减速器的减速类型、外形尺寸、结构的设计。所以主减速比的计算时设计汽车减速器的第一步也是尤为重要一步。汽车主减速比,依据汽车发动机的最大功率和变速器最高档的传动比选择。根据下述公式和表2-1所提供的数据,计算得所设计汽车主减速器的传动比i0,i0=3.739. i0=0,377rrnpvamaxgh注:rr:车轮滚动半径rr=0.286m;np:发动机最大功率时转速np=6000r/min;vamax:最高车速vamax=205km/h;igh:变速器最高档传动比igh=ig5=0.844。三 主减速器设计及主要参数选择和计算3.1 主减速器形式与轮齿类型的选择以及支撑方案的选择主减速器按照其进行减速增距的机械传动的齿轮副的数目,可分为单级减速主减速器,双级减速主减速器;按照主减速器传动比档数可以分为单速式主减速器,双速式主减速器。减速器种类的选择取决于主减速比的大小,因此取决于车辆性能(例如功率和燃油经济性)所需的驱动轴下方的离地间隙,并因此取决于驱动轴的范围。如果减速器的减速模式只是选择与最大减少量的定量关系的尺度一致,在传统情况下,一旦汽车主减速器的最大减少量的定量关系,则选择单级主减速器的减速模式。单级主减速器的机械传动方式,考虑到本科学习知识有限,这里选择使用直齿锥齿轮传动(悬臂式支撑方式)。3.2 主减速器齿轮计算载荷的确定由于汽车行驶后能力传递负载的不稳定性,因此很难准确地计算出实际齿轮的计算负载。通常,发动机的最大扭矩是通过以下两种情况中的较小者来计算的:在变速器的最低传动比和驱动轮在良好道路上开始滑动的两种情况下,作用在主齿轮的从动齿轮上的扭矩中的较小者,在车辆的强度设计和标定计算中,将计算得出的主变速箱从动齿轮上较小的扭矩用作计算负荷【1】【6】。3.2.1按发动机最大转矩和变速箱最低档传动比确定从动齿轮的计算转矩Tce=KdTmaxi1i0nTce=1831.072nm注:Kd:接离合器的动载系数Kd=1;Temax:动机最大转矩Temax=155Nm;i0:减速比i0=3.739;i1:速器一档传动比i1=3.550;N:动桥数n=1;:动效率 =0.89。3.2.2 按驱动车轮的计算转矩和打滑转矩确定主减速器从动齿轮的计算转矩Tcs=G2rrLbLBTcs=1925.15nm注:G1:状态下驱动桥的动载荷G1=7840N;:轮与路面的附着系数 =0.85;rr:胎滚动半径rr=0.286;:减速器中从动齿轮到车轮之间的传动效率和传动比jb=0.99,Lb=1。3.2.3按日常平均使用转矩来确定从动齿轮的计算转矩Tjm=Garrnfr+fn+fPTjm=4020.61nm注:Ga:车满载时的总重量Ga=1465kg;i:主减速器从从动齿轮到车轮之间的总传动比 i =1;rr:轮胎滚动半径rr=0.286;:主减速器从动齿轮到车轮之间的总传动效率 =0.99;n:驱动桥数n=1;fr:滚动阻力系数fr=0.015;fh:平均爬坡能力系数fh=0.08;fp:汽车性能系数fp=0。3.3主减速器齿轮传动设计设计方法:通过4年本科阶段学习的机械设计和机械原理教材所提供的公式及理论,本次设计将按照主减速器一档齿轮对减速器进行齿轮设计,并依次对传动齿轮进行齿轮齿面接触疲劳强度、齿轮齿根弯曲疲劳强度设计及校核【1】【16】,最后比较两者的计算结果,确定减速器传动齿轮的基本参数。3.3.1主减速器参与机械传动的直齿锥齿轮基本参数选择(z1,z2 )1.齿轮类型,材料及齿数的选择1) 本次设计选择使用由一对标准直齿锥齿轮啮合的机械传动,齿轮精度选择7级;2) 材料选择:选择40Cr(调质)作为小齿轮的材料;45钢(调质)作为大齿轮的材料。3) 齿轮齿数Z1 =16,大齿轮齿数Z2=ioz1 =3.7391660。3.3.2按齿面接触疲劳强度设计【1】【15】1) 计算小齿轮分度圆直径d1t34kHtT1R1-0.5R2UZHzEH2d1t57.001mm公式中的各参数值:a) 选KHt=1.3;b) 计算小齿轮传递的转矩T=9.55106P/n,=9.5510694/6000 =1.5106 Nmm;c) 选取齿宽系数中R=0.3;d) 主减速器传动比U=z1z2 =3.75;e) 区域系数zh=2.5;f) 弹性影响系数ZE=189.8 MPa1/2;g) 计算直齿锥齿轮的接触疲劳许用应力H小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别取Hlim1=1200MPa,Hlim2=1200MPa。计算应力循环次数(按寿命10年,每年300天,每天3小时计算)(n1=6000rmin):N1=60n1jLh=6060001(103300)=3.24109;N2=N1u=3024109/3.3.719=8.67108;接触疲劳寿命系数取KHN1=0.90,KHN2=0.95;失效概率取1%,安全系数取S=1,结合公式计算HH=KHNHlimsH1=1080MpaH2=1140 Mpa取H1,H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,则H=1080 Mpa。2) 计算圆周速度d1m=d1t1-0.5R=48.45mm v=1mn1601000v=15.22ms3) 计算齿宽bb=d1tRu2+12b =33.18 mm齿宽系数R=0.3, b=33.18 mm.4) 计算载荷系数KH (查机械设计第十章中表格和图表)确定计算载系数的相关参数:使用系数KA=1.5;动载系数KV=1.15;齿间载荷分配系数Kh=Kf=1.1。KH=KAKvKhKfK=2.08725按实际载荷系数校正分度圆直径:d1=1t3KKHt(注:KHt=1.3.)d1=66.746mm计算齿轮模数m:m=d1z1m=4.1716 mm3.3.3按齿根弯曲强度设计1. 由公式试算模数,即mt3kFtT1R1-0.5R2z12U2+1YFaY5Fmt=4.3210mm确定公式中各参数值a) 初选KFt=1.3 ;b) 计算YFaY5F:由分锥角1=tan-11u=14.931和2=90-14.931=75.039,可得当量齿数Zv1=z1cos1=16.56Zv2=z2cos2=232.41查得Error! Reference source not found.齿形系数YF1=3.1、YF2=2.28;应力修正系数Ys1=1.48、Ys1=1.73;小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为lim1=810MPa、lim2=810MPa;取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89、KFN2=0.92;取弯曲疲劳安全系数s=1.4。计算许用应力F:FI=kFN1lim1s=514.929MpaF2=kFN2lim2s=532.286 MpaYFa1Y51F1=0.00891;YFa2Y52F2=0.00741取大值YFaY5F=0.00891。2. 调整齿轮模数1) 圆周速度v:d1=mz1=67.5mmd1m=d11-0.5R=57.375 mmv=1mn1601000=18.02mS2) 齿宽b:b=d1Ru2+12b=39.30mm3) 计算实际载荷系数KF确定计算载系数的相关参数:使用系数KA=1.5;动载系数KV=1.15;齿间载荷分配系数Kf=1.1;(d=bd1=0.580.6)查表得Kh=1.208,所以Kf=1.32。KF=KAKvKfKf=2.50474) 按实际载荷系数计算齿轮模数mm=mt3kkFt=5.377比较计算结果,齿轮模数取标准值M=5 mm;齿轮的分度圆直径d1=66.746mm,小齿轮齿数z1=d1m=14.83。取z1=14,则大齿轮齿数z2=uz1=52.5,取z2=53(从齿轮的应力循环考虑,两个啮合的齿轮其齿数应互质)。3. 几何尺寸计算1) 计算分度圆直径d1=z1m=75 mmd2=z2m=285mm2) 计算分锥角1=arctan1u=14.932=90-14.93=75.073) 计算齿轮宽度b=R1u2+12=40.61mm取b1=b2=40 mm。根据以上对主减速器传动齿轮的齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的计算,得出以下有关汽车主减速器机械传动部分设计结论:小齿轮齿数z1=14,大齿轮齿数z2=53;模数m=5 mm;压力角=20;变位系数x1=x2=0;分锥角1=14.93,2=75.07;齿宽b1=b2=40 mm。小齿轮材料选用40Cr(调质),大齿轮选用45钢(调质)。齿轮精度为7级。3.3.4按变速器一档齿轮设计上面使用的设计计算方法是机械设计和机械原理教科书中提到的设计验证方法,由与按照理论计算所得到的齿轮尺寸较大,其并不适用于发动机横向装置的前驱动汽车,这里采用变速器一挡齿轮设计作为参照设计主减速器的传动齿轮。1) 模数选择【1】【14】在齿轮中心距相似的情况下,齿轮选择较小的模数,由公式可知齿轮的齿数会增加,继而在增加齿轮的接触线长度,这样就会增加齿轮啮合的重合度,还可以减少齿轮产生的噪音啮合传动,因此从降低噪音的角度出发应适度降低模量,增加齿宽;而从减小机械总质量方面来看,应该适当增加齿轮的模数、削减齿宽。对于家用车来说,降低噪音非常必要,因此本次设计会优先选择较小的模数的传动齿轮。对于汽车的发动机排量在1.6以下的家用汽车,其机械传动部分的齿轮模数通常在2.5和2.75之间选择;发动机排量在0.6到2.5之间时,其机械传动部分的齿轮模数通常在2.75到3.00之间选择。所选模数的值应为每个国家或地区的标准值。选择变速箱的模数时,应首选下表的第一系列。表3.1汽车变速器常用齿轮模数表 (mm) 第一系列第二系列1.001.751.252.251.502.752.00(3.25)2.503.503.00(3.75)4.004.505.005.502) 压力角选择选择较小的齿轮压力角时,齿轮啮合重叠程度较大,但这可能会降低齿轮的刚度,从而增加啮合齿轮之间的沿接触线的载荷的不均匀程度,使传动稳定性下降。所以对于要求齿轮的接触强度高的场合,应该选择较大的压力角【1】【13】。从查询到资料上看,对于普通的家用车而言,为了延长齿轮的重叠度并减少齿轮啮合产生的噪音,应该采取14.5、15、16、16.5和其他较小的合适的压力角;对于大型、负载较大的货运车辆,为了提高汽车机械传动部分齿轮的承载能力,应该选择25或22.5和其他较大的合适的压力角。对于需要具有较大传动比的齿轮传动,应该采用更大的压力角来增加强度。3) 螺旋角的选择注:本次课题中选用直齿锥齿轮单级主减速器的传动形式,故螺旋角的选用可以忽略。4) 齿宽系数的选择增加齿宽系数,齿轮的轴向尺寸会增大,而径向尺寸会减小。家用车要求要使使传动装置的轴向尺寸最小化和减小差速器总质量以减小汽车驱动桥的整体尺寸,这时在保证减速器传动齿轮接触强度的前提下,较小的齿宽系数会是更好的选择。有时根据公式来确定齿宽的尺寸,并根据齿轮模块的尺寸来确定:螺旋齿轮,取值在6.0-8.5之间,一旦传动定量关系很大,则齿宽恒定将用作更大的价格来延长接触线的长度,减小牙齿表面的接触应力。5) 齿轮变位系数选择方形变速齿轮主要分为两类:极变速齿轮和角变速齿轮。极度变速的齿轮尝试是指使修正常数为零的齿轮相互啮合的尝试。因此,角位移齿轮尝试是指零位移常数啮合的齿轮。标准齿轮传动具有设计简单,互换性好等一系列优点,但在一些特殊场合标准安装的齿轮传动就会存在一些使用给限制,如:标准传动齿轮正常啮合的必要条件之一便是齿轮的齿数必须大于等于最小根齿数,否则会发生根切现象;其次,标准传动齿轮只适用于标准中心距的情况(中心距大于标准值,会产生过大的齿侧间隙,小于标准值则无法安装。所以为了改善标准齿轮啮合的不足,要对齿轮进行必要的修正,一些教材中称之为变为修正。因此当传动比较大时,就应该选择较大的变为系数来获得高强度的齿轮组合。齿顶高常数选择较小的值,齿轮重叠很小,工作时会产生噪音,这时齿轮的齿面所受的弯曲力矩减小,齿轮齿根的弯曲疲劳强度增加。在齿轮技术的精度上,不再使用短齿系统齿轮,因此我国规定的齿顶高系数可以为1.00。为了使一对啮合齿轮增加重叠程度,同时相应地降低噪音,提高齿根弯曲疲劳强度,一般使用齿顶高系数大于1.00的高齿细齿系齿轮。一旦使用细齿高系统,就必须确保齿的最高厚度不超过0.3米,这样就不会在齿轮上产生根部割伤和齿顶干扰。目前,这类细高齿制齿轮的齿顶高系数还没有统一的规范。这里取机械设计本科教材中的标准值,齿顶高系数ha*=1。综上所述,本次设计的单级主减速器的主、从动直齿锥齿轮的主要参数如表3.2和表3.3所示。对于主减速器主、从动齿轮的其他几何参数将在solid works三维建模中通过相关计算公式加以计算并确定。表3.2主减速器直齿锥齿轮从动齿轮主要参数齿轮参数类型数值法面模数(mm)5齿数53法面压力角()20分锥角()75.07齿轮宽度(mm)40齿顶高系数1顶隙系数0.2法面变位系数0表3.3主减速器直齿锥齿轮主动齿轮主要参数齿轮参数类型数值法面模数(mm)5齿数14法面压力角()20分锥角()14.93齿轮宽度(mm)40齿顶高系数1顶隙系数0.5法面变位系数03.4差速器行星齿轮与半轴齿轮主要参数选择和计算3.4.1行星齿轮数目的选择普通汽车的差速器通常用一对行星齿轮,货运汽车主要使用四个行星齿轮,一些汽车差速器使用3个行星齿轮。齿轮的球形半径由小齿轮和冠状齿轮差速器的结构尺寸设定。小齿轮和冠状齿轮差速器的结构尺寸有时取决于齿轮后部的球形半径。该半径是齿轮的安装尺寸,实际上是。在上表示行星齿轮的螺距。差速器的小齿轮和冠轮在某种程度上是差速器强度的象征【1】【11】。通常根据随后的化学公式计算出球半径:Rb=Kb3Tj=36.09mm公式中参数如下:a) Kb: 行星齿轮球半径系数=2.52-2.99,对于具有一对行星齿轮和所有越野模型的汽车以及矿车,可以将行星齿轮的球面半径系数作为一个较大的值。这里半径系数取2.95【1】【15】; b) Tj:计算转矩,在Tce与Tcs中取较小值,即Tj=Tce=1831.072nm。差速器行星齿轮球面半径Rb确定后,可根据下式选择合适的行星齿轮的节锥距:A0=0.98-0.99Rb这里节锥距A0取35.50mm。3.4.2行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了使差速器的传动齿轮拥有较高的接触强度,这样就要使行星齿轮的齿数应尽量小一些,但一般不应该少于10。资料显示普通家用汽车所用的轮间差速器,普通轮间差速器其半轴齿轮与行星齿轮的齿数比一般在1.5至2之间【1】【5】,这使得在本次设计中,只需确定行星齿轮齿数,根据比例计算出半轴齿轮齿数即可。当一对行星齿轮和两个半轴齿轮的差动机械传动同时啮合时,行星齿轮和半轴齿轮的齿数就可以确定。轴齿轮确定后,有必要考虑其四个齿轮之间的关系。根据相关信息,连接到齿轮的小齿轮和齿圈齿轮差速器应将左小齿轮和右小齿轮的齿数之和除以行星齿轮的数量,因此行星齿轮将在轴上平均分配,否则,将无法正确区分速度,使得差速器的齿轮无法正确啮合【1】【8】。这里初步选定行星齿轮的齿数z1=10,半轴齿轮的齿数z2=18。1. 轮间差速器机械传动部分齿轮模数以及半轴齿轮节圆直径的计算1) 行星齿轮与半轴齿轮的节锥角1,2的确定:1=arctanz1z2=29.05462=arctanz2z1=60.94642) 圆锥齿轮的大端面模数m:m=2A0z1sin1= 3.470mmm=2A0z2sin2=3.445mmm取3.4575.3) 半轴齿轮节圆直径d:d=mz2= 62.235mm4) 压力角()的选择:汽车差速器使用的压力角为22.5,齿高常数为0.8。因此,对于轮间差速器的行星齿轮齿数选择为12,齿距通常不小于10。因此,如果不切割行星齿轮的齿,则纵横齿轮的切向校正齿的厚度通常是双曲线的,行星齿轮的强度以及半轴齿轮的强度是相等的。综上所述,我将差速器的行星齿轮、半轴齿轮的主要参数整理到下表(表3.4)。表3.4 行星齿轮(左侧)与半轴齿轮(右侧)的主要参数参数类型数值参数类型数值模数(mm)6.35模数(mm)6.35齿数12齿数20节锥角()34.287节锥角()55.731齿轮宽度(mm)12齿轮宽度(mm)12齿顶高系数1.0齿顶高系数1.0顶隙系数0.188顶隙系数0.188变位系数0变位系数0四 主减速器与差速器的三维实体建模SolidWorks 是美国SolidWorks公司研发的一款三维CAD软件,它可以快速建模许多机械结构,并且是当今使用最广泛的三维CAD软件。它使用恒定数量特征建模技术来提供强大的样式灵活性。外观方法的整体连接外观方法的整体连接使设计人员可以在外观方法的任何阶段切换外观,同时以极其连续的方式更改连接零件的外观参数【1】【3】。SolidWorks软件包以及“今日制造”“麦迪”插件为本次设计中的主减速器和差速器建模提供了高效经济开发平台。利用SolidWorks软件系统和相关插件,我们很轻易的建立起一个主减速器的三维模型,并利用其虚拟装配和运动仿真技术模拟出主减速器完整的运动方式。运用solid works软件,在汽车主减速器设计的图纸绘制阶段, 可以很直观的观察减速器和差速器各个传动部件之间的干涉 ,主减速器和差速器内在的设计缺点和缺陷也往往在其开发过程中就可以被发现,进一步满足设计的要求,从而在设计阶段就可以进一步优化主减速和差速器的设计,在实际生产和制造中极大的减少了开发和生产所需要的资源和时间。4.1主减速器和差速器三维建模思路以及建模具体步骤主减速器齿轮的建模采用参数化和3D绘图的建模思路。该毕业项建模主要集中在单级正齿轮和冠轮主减速器和差速器的齿轮传动部分。关键是创建其三维模型,装配及动画,以实现运动模拟的目的。三维建模要求:1. 查阅相关书籍及论文资料,根据已得数据得出单级主减速器和差速器的齿轮的具体尺寸参数;2. 根据齿轮精确的计算参数,运用solid works软件对单级主减速器和差速器进行三维模型的创建,需要设计的零件的三维模型包括:主减速器单级主减速器的主动锥齿轮、从动锥齿轮,以及减速器的外壳共绘制三个模型;差速器一对行星齿轮,一对半轴齿轮,共4个零件,并依据资料绘制出额外的两个直齿锥齿轮的传动。3. 将绘制的两零件装配到一起;4. 单级主减速外壳的三维建模。4.2单级直齿锥齿轮主减速器和差速器相关参数由论文第三章的计算,主减速器主动锥齿轮齿数Z1=14,从动锥齿轮齿数为Z2=53。再根据第三章的计算数据及机械原理中的相关计算公式得出如表4.1主减速器主从动直齿锥齿轮的主要尺寸参数。(其他三维建模相关参数在以下论述在做计算)表4.1主减速器标准直齿锥齿轮传动的几何参数类型及尺寸名称数值大齿轮小齿轮齿数1453分锥角()14.9375.07模数(mm)5压力角()20齿顶高系数ha*1.0顶隙系数C*0.2齿顶高ha5齿根高hf1.2全齿高H6.2分度圆直径d(mm)70265齿顶圆直径a(mm)71.93265.52齿根圆直径f(mm)67.68264.38锥距R137.04齿根角f0.50顶锥角a()15.4375.57根锥角f()14.4374.57顶隙c1分度圆齿厚s7.85当量齿数zV14.49205.71齿宽Bmm40表4.2 差速器行星齿轮与半轴齿轮主要参数类型以及尺寸参数类型数值参数类型数值模数(mm)6.35模数(mm)6.35齿数12齿数20节锥角()34.287节锥角()55.731齿轮宽度(mm)12齿轮宽度(mm)12齿顶高系数1.0齿顶高系数1.0顶隙系数0.188顶隙系数0.188变位系数0变位系数04.3基于solid works建立汽车单级主减速器三维模型的步骤4.3.1单级直齿锥齿轮主减速器建模的理论知识1. 锥齿轮轴测图主要由齿顶圆母线、分度圆母线、基圆母线、齿根圆母线以及被锥线构成;其中分度圆母线与X轴所构成的圆锥我们称之为分度圆锥,所构成的角度就为分锥角();被锥线与X轴形成的圆锥叫做被锥;2. 分度圆母线与被锥线相垂直,分度圆直径(d=mz);3. 分度圆母线与被锥线的交点距齿顶圆母线与被锥线交点的距离为齿顶高(Ha);距齿根圆母线与被锥线交点的距离为齿根高(Hf);距基圆母线与被锥线交点的距离为齿基高(Hb);4.3.2单级直齿锥齿轮主减速器主从动锥齿轮三维建模1. 建模前的参数方程及数值的输入;打开solid works2018,首先建立一个零件模板;之后打开solid works2018页面的左上角,点击展开,点击工具T,点击方程式一栏方程式Q(如表4.2所示)(注:有方程式文件的话可以直接点击输入I即可;若想更改方程式,将对勾取消即可修改),输入完成点击确定。(如图4.1)图4.1表4.2 需要导入的相关参数和方程式数值类型m= 5mm模数z1= 14小齿轮齿数z2= 53大齿轮齿数= 20度压力角b= 40mm齿宽Ha*= 1齿顶高系数Ha*= 1齿顶高系数c*= 0.2顶隙系数Ha= m * Ha*齿顶高Hf= m * Ha* + m * c*齿根高H= Ha + Hf全齿高= atn ( z1 / z2 )分锥角d= m * z1分度圆直径_a= d + cos ( ) * Ha * 2齿顶圆直径_f= d - 2 * Hf * cos ( )齿根圆直径R= m * sqr ( z1 * z1 + z2 * z2 ) / 2锥距f= atn ( Hf / R )齿根角a= f + 顶锥角f= - f根锥角c= m * c*顶隙s= m * / 2分度圆齿厚= 3.1415926参数zv= z1 / cos ( )当量齿数db= d * cos ( )基圆直径hb= ( d - db ) / ( cos ( ) * 2 )齿基高da 1= d + Ha * 2大端面齿顶圆直径db 1= d - hb * 2大端面基圆直径r1= d / 2大端面分度圆半径ra1= da 1 / 2大端面齿顶圆半径rb1= db 1 / 2大端面基圆圆半径rf1= df 1 / 2大端面齿根圆半径11 = ( * m ) / ( r1 * 4 )22 = tan ( arccos ( rb1 / r1 ) )33= * arccos ( rb1 / r1 ) / 180offset= 11 - 22 + 33大端面渐开线偏移角度2. 主减速器主动锥齿轮实体的绘制;1) 观察solid works左侧设计树,右击右视基准面,再点击最右侧草图绘制图标;2) 在草图工具栏中点击,以原点为起始端绘制三角形,并以最右侧端点为起点绘制三条线段交与对角边(被锥线);由4.3.1绘制理论,4条起于右侧顶点,终于对角边的四条线段分别为齿顶圆母线、分度圆母线、基圆母线、齿根圆母线,并且已知齿顶圆母线与被锥线相互垂直,故定义两者垂直鼠标选择齿顶圆母线,按下CTAL键,在选择被锥线,在左侧弹出的属性选框中选择垂直U;最后框选整个图形在弹出的属性中找见选项O,选择作为构造线C;(如图4.2所示)图4.23) 为之上述草图标注尺寸,选择智能标注。a) 从左至右,分别标注被锥线上点到X轴(底边)的距离,分别为齿根圆直径f、基圆直径b、分度圆直径d、齿顶圆直径a的一半点击一点和底边,鼠标下移至底边之下,solid works软件会自动标注为直径尺寸,选择之后弹出(如图4.3所示),之后删除数值弹出对话框,选择全局变量,在新对话框中选择对应的数据即可(智能标注均如此,之后不再细述),之后由4.3.1锥齿轮绘制理论,以同样方法标注锥距R,此时草图1已经完全定义(如图4.4);图4.3图4.4草图1b) 绘制锥齿轮轮廓线,选择直线L工具,这里以最高点为起点绘制,如图4.5所示,标注齿宽b,标注定与被锥线共线的线段的下顶点与齿根圆母线交与被锥线的点的距离为全齿高H,并约束与其对边平行,之后标注对边线段的下顶点到其与齿根圆母线相交点的距离为0.8倍的全齿高H;c) 最后在被锥线上定义一点,此点到分度圆母线与被锥线的交点的距离为分度圆直径d的一半。此点为锥齿轮轮齿的绘制提供辅助作用。(如图4.5所示)图4.5草图二4) 点击左上角退出草图,选择工具栏中特征选项卡,点击旋转凸台/基体,点击已完全定义的草图,旋转轴选择之前按所绘制的三角形的底边,角度选择为360,最终形成的回转体1即为锥齿轮的实体如图4.6所示。图4.6回转体13. 主动直齿锥齿轮轮齿的绘制;1) 以第二部分第三个步骤的C小步建立的点和如图4.7所示的倾斜面为参照建立一个基准面1点击工具栏倒数第三个标识参考,弹出对话框后,点击基准面, 图4.7基准面1左侧对话框,选择第一参考为那一点,第二参考为斜面,点击对勾,基准面创立完成。2) 在基准面上做草图2右击基准面,点击草图绘制;原点为圆心作4个圆,点击圆R :四个圆的直径分别为大端面齿根圆直径、大端面基圆直径、大端面分度圆直径、大端面齿顶圆直径(如图4.8 所示)图4.8草图23) 绘制渐开线曲线这里采用参数法确定渐开线曲线。在工具栏中点击样条曲线S,选择方程式驱动的曲线,并选择参数性(如图4.9所示)。在参数方程式输入相应的方图4.9程式及参数:a 首先绘制右侧的渐开线,输入方程式:Xt:rb1*(sin(t+offset)-t*cos(t+offset)Yt:rb1*(cos(t+offset)+t*sin(t+offset)参数t1=0,t2=pi/3(这里t的数值表示参数的取值范围;pi表示参数),点击确定,右侧渐开线绘制完成;b 接下来绘制左侧渐开线,输入方程式:Xt:rb1*(t*cos(t+offset)-sin(t+offset)Yt:rb1*(cos(t+offset)+t*sin(t+offset)参数t1=0,t2=pi/3,点击确定,左侧剪开线绘制完成。(如图4.10所示)最后固定两条渐开线点击CTAL键选择两条渐开线,左侧属性中点击固定F。图4.10渐开线14) 绘制轮齿的轮廓a) 显示草图1,在设计树中左击草图1,点击显示(如图4.11所示),之后新建草图3在草图1所绘制的三角形的最右侧顶点建立一个点,点击工具栏中的点O ,然后点击退出草图 ;(如图4.12)b) 以基准面1进行草图绘制,CTRL键选取两条渐开线和齿根圆,点击转化实体引用,并用等距实体,将齿顶圆向圆心外等距1mm。图4.11图4.12草图3c) 点击基准面,在基准面上绘制草图4在工具栏中选择直线l,画出以渐开线与基圆相交的点为起点,交与齿根圆并与渐开线相切的直线(CTRL键选取画出的直线段和一条相交的渐开线,属性栏中选择相切A );之后点击。最后选择剪裁实体,去除多余线条后如图4.13所示。(注意:这里为观察方便,已将其他草图隐藏)图4.13草图4d) 之后退出草图,点击工具栏特征选项卡,在其中寻找并点击放样切割 在左侧属性栏,切除-放样中轮廓P选择草图3和草图4作为轮廓,单击回车键,此时相当于切割完成一个齿的在齿轮中的轮廓。(如图4.14)图4.12放样切除1e) 圆周阵列特征选项卡中,点击线性阵列,下拉菜单中选择圆周阵列(如图4.15所示)。左侧属性框中阵列圆周:方向选择锥齿轮实体的圆周;方向1(D)图4.15选择等间距,角度360,阵列个数选择14(这位主减速器主从直齿锥齿轮的齿数),方向2(D)默认;特征和面(F)要阵列的特征选择切除-放样1;要阵列的面默认;其余选项默认即可。最终阵列的效果如图4.16所示。图4.16圆周阵列1至此,单级直齿锥齿轮主减速器的主动锥齿轮建模完成。从动轮建模过程与上述过程类似,只需将刚1开始输入的方程是修改数值即可,将小齿轮参数(主要是齿数)替换为大锥齿轮的参数,按上述说明步骤三维建模,因此这里会省略大端锥齿轮的建模过程,直接以建模完成后的图片展示。(如图4.17)图4.17单级主减速器直齿锥齿轮4. 单级主减速器主、从动直齿锥齿轮的配合a 打开solid works软件,新建一个装配图文件;b 插入上述过程绘制完成的零件图:选择保存零件图的文件打开即可,在装配体特征卡中选择插入零部件,将两张零件图均插入新建的装配体;c 将固定的零件变为浮动在设计树中选择已经固定的零件,右击鼠标,在弹出的菜单栏中选择浮动(如图4.18);图4.18d 约束主动锥齿轮:选择零件小锥齿轮的原点与装配体的原点想配合,配合类型为重合CTRL键选择主动锥齿轮与转配图原点,工具栏选择配合,在弹出左侧属性-标准配合(A)选择重合(C)(如图4.19);选择主动锥齿轮的大端面与装配图的右视基准面配合,配合类型为重合。此时主动锥齿轮只剩下一个在右视图中旋转的自由度,主动锥齿轮约束完成;图4.19e 约束从动锥齿轮:由于主从动直齿锥齿轮相互啮合且两者轴线夹角为90度,所以其分锥角之和约为90,其分锥角的顶点重合,故约束两者分锥角顶点重合,再约束主从动直齿锥齿轮的轴线相互垂直;之后约束从动直齿锥齿轮的大端面与前视基准面平行(这里也可选择上视基准面)。至此,主减速器的主从动锥齿轮的相对位置约束完成;(如图4.20所示)图4.20f 机械配合,令主从动锥齿轮拥有相对的机械运动,并使其啮合过程不相互干涉鼠标点击单个齿轮,右击,选择打开零件(操作如图4.21所示);零件图打开后建图4.21立新的基准面:在一个锥齿轮模型中新建的基准面,基准面为单个轮齿的中心线和锥齿轮的轴线重合的面;另一锥齿轮模型中新建的基准面为前者与本身啮合部分的中心线和其轴线重合的面。建立好的基准面如图4.22(a)(b)所示。然后约束新建的基准面相互重合,如图4.22(c);最后添加机械配合:工具栏中选择配合,左侧属性框中选择机械(a)(b)(c)图4.22配合(A)-齿轮(G)-比率为先后选择的锥齿轮的齿数比,点击对勾,机械配合设置完;最后在设计树中的配合中,选择之前的基准面重合,将其压缩(操作如图4.23所示)。图4.23g 主减速器主从动锥齿轮配合完成,其三维建模结束。三维建模模型如图4.24示。图4.244.4基于solid works前置前驱汽车差速器的三维建模汽车差速器的三维建模包括:行星齿轮、半轴齿轮、行星架以及额外的一对直齿锥齿轮的啮合传动。差速器的行星齿轮与半轴齿轮的三维建模过程与主减速器齿轮建模过程一致,只需将参数改变,故其三维建模具体的详细过程不再细述,仅仅对其建模的步骤进行阐述。4.4.1差速器的建模步骤1. 建模前的参数方程及数值的输入;表4.4 差速器行星齿轮和半轴齿轮的基本几何参数参数类型数值参数类型数值模数(mm)6.35模数(mm)6.35齿数12齿数20节锥角()34.287节锥角()55.731齿轮宽度(mm)12齿轮宽度(mm)12齿顶高系数1.0齿顶高系数1.0顶隙系数0.188顶隙系数0.188变位系数0变位系数0表4.5 差速器参数方程数值类型m= 5mm模数z1= 14小齿轮齿数z2= 53大齿轮齿数= 20度压力角b= 40mm齿宽Ha*= 1齿顶高系数Ha*= 1齿顶高系数c*= 0.2顶隙系数Ha= m * Ha*齿顶高Hf= m * Ha* + m * c*齿根高H= Ha + Hf全齿高= atn ( z1 / z2 )分锥角d= m * z1分度圆直径_a= d + cos ( ) * Ha * 2齿顶圆直径_f= d - 2 * Hf * cos ( )齿根圆直径R= m * sqr ( z1 * z1 + z2 * z2 ) / 2锥距f= atn ( Hf / R )齿根角a= f + 顶锥角f= - f根锥角c= m * c*顶隙s= m * / 2分度圆齿厚= 3.1415926参数zv= z1 / cos ( )当量齿数db= d * cos ( )基圆直径hb= ( d - db ) / ( cos ( ) * 2 )齿基高da 1= d + Ha * 2大端面齿顶圆直径db 1= d - hb * 2大端面基圆直径r1= d / 2大端面分度圆半径ra1= da 1 / 2大端面齿顶圆半径rb1= db 1 / 2大端面基圆圆半径rf1= df 1 / 2大端面齿根圆半径11 = ( * m ) / ( r1 * 4 )22 = tan ( arccos ( rb1 / r1 ) )33= * arccos ( rb1 / r1 ) / 180offset= 11 - 22 + 33大端面渐开线偏移角度2. 行星齿轮实体的绘制(如图4.25);图4.25 行星齿轮3. 半轴齿轮实体的绘制(如图4.26);图4.26 半轴齿轮4. 额外一对直齿锥齿轮的啮合传动(如图4.27),其作用是为传递汽车主减速器给差速器的扭矩;图4.275. 差速器各零件的配合(如图4.28);图4.28 差速器齿轮传动6. 行星架的建模1) 打开行星齿轮与半轴齿轮的啮合的零件图,在solid works软件中的工具栏,点击评估-测量,测量两个行星齿轮大端面相距的距离为46.65mm(如图4.29所示);测量行星齿轮的轴心线到半轴齿轮小端面的距离为18 mm(如图4.30所示);测量行星齿轮轴的内径为10 mm(如图4.31所示)。图4.29图4.30图4.312) 点击solid works软件左上角文件(F)-新建(N),在弹出的对话框中双击零件,创建一个新的零件图:a 这里使用上视基准面绘制草图,以原点为圆心,做两个圆,小圆直径大于46.65mm,大圆直径小于80 mm即可,确定两圆尺寸(这里大圆直径为72mm,小圆直径为58mm,这里的尺寸是根据行星架完成,与行星齿轮和半轴齿轮相互配合后,逐步调试的尺寸)后,退出草图,点击特征选项卡-拉伸凸台/基体,拉伸高度为3 mm,最终拉伸后如图4.31所示;图4.32b 左击拉伸后的图形的顶面,在右击草图绘制(具体操作如图4.32所示),以此面为图4.33基准面做两个相互对称的矩形,矩形的长宽设定在环形面之内即可,具体过程不再细述,绘制好的草图,然后拉伸(如图4.34);图4.34c 最后分别以两个长方体相对的面为基准面绘制一个圆柱作为行星齿轮的轴,其圆柱底面半径等于行星齿轮轴的内径(10mm),距离长方体底面的距离初步设为18 mm,之后根据与行星齿轮和半轴齿轮的配合,修改此参数(最终调试之后去确定其高度为15 mm)。最终行星架建模完成,结果如图 4.35所示。图4.357. 行星齿轮、半轴齿轮、行星架的配合1) 行星齿轮与半轴齿轮的配合(其步骤与主减速器两个直齿锥齿轮啮合传动配合方法一致):a 令主从动锥齿轮拥有相对的机械运动,并使其啮合过程不相互干涉鼠标点击单个齿轮,右击,选择打开零件;b 零件图打开后建立新的基准面:一个锥齿轮中新建的基准面为单个轮齿的中心线和锥齿轮的轴线重合的面;c 另一锥齿轮中新建的基准面为前者与本身啮合部分的中心线和其轴线重合的面,建立好的基准面,然
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本文标题:轿车长安汽车主减速器和差速器设计含4张CAD图
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