基于ProE及ANSYS的载货汽车主减速器结构设计与有限元分析

1、PAGE 42PAGE 59第1章 绪论1.1研研究目的的和意义义轻型货车车在汽车车行业中中占有较较大的比比重，而而主减速速器是轻轻型货车车的一个个重要部部件，其其设计的的成功与与否决定定着车辆辆的动力力性、舒舒适性、经济性性等多方方面的设设计要求求。这就就对主减减速器设设计人员员提出较较高的要要求。在在我国传传统的设设计方式式中以手手工绘图图或采用用AuttoCAAD 绘绘制二维维平面图图，做出出成品进进行试验验为主，无法满满足快速速设计的的需求，造成产产品开发发周期长长、设计计成本高高。利用用PROO/E及及ANSSYS软软件对主主减速器器的主要要零件进进行建模模和分析析校核，能够大大大提

2、高高设计的的效率和和质量，为轻型型货车的的研发缩缩短了宝宝贵的时时间。同同时，选选择轻型型货车减减速器设设计作为为毕业设设计题目目，可以以对大学学四年所所学的基基础课程程和专业业课程进进行一次次系统的的复习，更最重重要的是是培养了了我们综综合分析析问题、理论联联系实际际的能力力，培养养我们调调查研究究，正确确熟练运运用国家家标准、手册、图册等等资料、工具的的能力, 锻炼炼自己的的设计计计算、数数据处理理、编写写技术资资料、绘绘图等独独立工作作能力,为以后后的工作作打下基基础。1.2国国内外主主减速器器研究现现状改革开放放以来，中国的的汽车工工业得到到了长足足发展，尤其是是加入WWTO以以后，我

3、我国的汽汽车市场场对外开开发，汽汽车工业业逐渐成成为世界界汽车整整体市场场的一个个重要组组成部分分。同样样，车用用减速器器也随着着整车的的发展不不断成长长和成熟熟起来。随着高速速公路网网状况的的改善和和国家环环保法规规的完善善，环保保、舒适适、快捷捷成为客客车和货货车市场场的主旋旋律。对对整车主主要总成成之一的的驱动桥桥而言，小速比比、大扭扭矩、传传动效率率高、成成本低逐逐渐成为为客车和和货车主主减速器器技术的的发展趋趋势。产品上，国内卡卡车市场场用户主主要以承承载能力力强、齿齿轮疲劳劳寿命高高、结构构先进、易维护护等特点点的产品品为首选选。目前前己开发发的产品品，如陕陕西汉德德引进德德国公司

4、司技术的的4855单级减减速驱动动桥，一一汽集团团和东风风公司的的13吨级级系列车车桥为代代表的主主减速器器技术，都是在在有效吸吸收国外外同类产产品新技技术的基基础上，针对国国内市场场需求开开发出来来的高性性能、高高可靠性性、高品品质的车车桥产品品。这些些产品基基本代表表了国内内车用减减速器发发展的方方向。通通过整合合和平台台化开发发，目前前国内市市场形成成了4557、4600、4800、5000等众多多成型稳稳定产品品，并被被用户广广泛认可可和使用用。设计计开发上上，设计计软件先先后应用用于主减减速器的的结构设设计和齿齿轮加工工中，有有限元分分析、数数模建立立、虚拟拟试验分分析等也也被采用用

5、;齿轮设设计也初初步实现现了计算算机编程程的电算算化。新新一代减减速器设设计开发发的突出出特点是是:不仅在在产品性性能参数数上进一一步进设设计上完完全遵从从模块化化设计原原则，产产品配套套实现车车型的平平台化，造型和和结构更更加合理理，更宜宜于组织织批量生生产，更更适应现现代工业业不断发发展，更更能应对对频繁的的车型换换代和产产品系列列化的特特点，这这些都对对基础件件产品提提出愈来来愈高的的配套要要求，需需要在产产品设计计上不断断地进行行二次开开发和持持续改进进，以满满足快速速多变的的市场需需求。与国外相相比，我我国的车车用减速速器开发发设计不不论在技技术上、制造工工艺上，还是在在成本控控制上

6、都都存在不不小的差差距，尤尤其是齿齿轮制造造技术缺缺乏独立立开发与与创新能能力，技技术手段段落后。目前比比较突出出的问题题是，行行业整体体新产品品开发能能力弱、工艺创创新及管管理水平平低，企企业管理理方式较较为粗放放，相当当比例的的产品仍仍为中低低档次，缺乏有有国际影影响力的的产品品品牌，行行业整体体散乱情情况依然然严重。这需要要我们加加快技术术创新、技术进进步的步步伐，提提高管理理水平，加快与与国际先先进水平平接轨，开发设设计适应应中国国国情的高高档车用用减速器器总成，由仿制制到创新新，早日日缩小并并消除与与世界先先进水平平的差距距。近几几年来，国内汽汽车生产产厂家，如重汽汽集团、福田汽汽车

7、、江江淮汽车车等通过过与国外外卡车巨巨头，如如沃尔沃沃、通用用、五十十铃、现现代、奔奔驰、雷雷诺等进进行合资资合作，在车桥桥减速器器的开发发上取得得了显著著的进步步。目前前，上汽汽集团、东风、一汽、北汽等等各大汽汽车集团团也正在在开展合合作项目目，希望望早日实实与世界界先进技技术的接接轨，争争取设计计开发的的新突破破3。总体来说说，车用用减速器器发展趋趋势和特特点是向向着六高高、二低低、二化化方向发发展，即即高承载载能力、高齿面面硬度、高精度度、高速速度、高高可靠性性、高传传动效率率，低噪噪声、低低成本，标准化化、多样样化，计计算机技技术、信信息技术术、自动动化技术术广泛应应用。从从发动机机的

8、大马马力、低低转速的的发展趋趋势以及及商用车车的最高高车速的的提升来来看，公公路用车车桥减速速器应该该向小速速比方向向发展:在最大大输出扭扭矩相同同时齿轮轮的使用用寿命要要求更高高;在额定定轴荷相相同时，车桥的的超载能能力更强强;主减速速器齿轮轮使用寿寿命更长长、噪音音更低、强度更更大，润润滑密封封性能更更好;整体刚刚性好，速比范范围宽。1.3设设计的主主要内容容设计出小小型低速速载货汽汽车主减减速器、差速器器、等传传动装置置及桥壳壳等部件件。使设设计出的的产品使使用方便便，材料料使用最最少，经经济性能能最高。a. 提提高汽车车的技术术水平，使其使使用性能能更好，更安全全，更可可靠，更更经济，

9、更舒适适，更机机动，更更方便，动力性性更好，污染更更少。b. 改改善汽车车的经济济效果，调整汽汽车在产产品系列列中的档档次，以以便改善善其市场场竞争地地位并获获得更大大的经济济效益了解轻型型商用车车主减速速器的基基本结构构，基本本形状，工作原原理和设设计方法法，再依依据现有有生产企企业在生生产车型型的主减减速器作作为设计计原型，在给定定变速器器输出转转矩、转转速及最最高车速速、最大大爬坡度度等条件件下，独独立设计计出符合合要求的的主减速速器。首首先确定定主减速速器的结结构形式式；其次次，据所所给汽车车参数合合理的分分配主减减速器主主、从动动齿轮模模数，齿齿数，计计算出主主减速器器的相关关数据，

10、并对主主减速器器齿轮进进行强度度校核；然后选选择合适适该汽车车使用的的差速器器类型，并对行行星齿轮轮和半轴轴齿轮模模数，齿齿数进行行合理的的分配并并计算校校核，最最后，利利用Prro/EE建模AANSYYS软件件对主减减速器的的主要零零件进行行分析校校核，设计出出符合该该汽车使使用的主主减速器器，并绘绘制出装装配图和和零件图图。第2章主主减速器器结构方方案确定定2.1 轻型货货车参数数车型：东东风EQQ10660F驱动形式式：42装载质量量：3吨总质量：6吨发动机最最大功率率：71kww 转转速：3200转/分发动机最最大转矩矩：2455转速：2200转/分轮胎型号号：7.500166主减速器

11、器比：i0=6.73变速器传传动比iig 低低档 4.771；高高档 VV挡0.78最高车速速：90 km/h2.2 主减速速器主、从动锥锥齿轮的的支承方方案主减速器器中必须须保证主主、从动动齿轮具具有良好好的啮合合状况，才能使使它们很很好的工工作。齿齿轮的正正确啮合合，除与与齿轮的的加工质质量、装装配调整整及轴承承、主减减速器壳壳体的刚刚度有关关以外，与齿轮轮的支承承刚度密密切相关关。2.2.1主动动锥齿轮轮的支承承主动锥齿齿轮的支支承形式式可分为为悬臂式式支承和和跨置式式支承两两种。悬臂式支支承结构构(图2.1 a)的的特点是是在锥齿齿轮大端端一侧采采用较长长的轴颈颈，其上上安装两两个圆锥

12、锥滚子轴轴承。为为了减小小悬臂长长度倪和和增加两两支承间间的距离离b，以改改善支承承刚度，应使两两轴承圆圆锥滚子子的大端端朝外，使作用用在齿轮轮上离开开锥顶的的轴向力力由靠近近齿轮的的轴承承承受，而而反向轴轴向力则则由另一一轴承承承受。为为了尽可可能地增增加支承承刚度，支承距距离b应大于于2.55倍的悬悬臂长度度a，且应应比齿轮轮节圆直直径的770还还大，另另外靠近近齿轮的的轴径应应不小于于尺寸aa。为了了方便拆拆装，应应使靠近近齿轮的的轴承的的轴径比比另一轴轴承的支支承轴径径大些。靠近齿齿轮的支支承轴承承有时也也采用圆圆柱滚子子轴承，这时另另一轴承承必须采采用能承承受双向向轴向力力的双列列圆

13、锥滚滚子轴承承。支承承刚度除除了与轴轴承形式式、轴径径大小、支承间间距离和和悬臂长长度有关关以外，还与轴轴承与轴轴及轴承承与座孔孔之间的的配合紧紧度有关关4。悬臂式支支承结构构简单，支承刚刚度较差差，用于于传递转转矩较小小的轿车车、轻型型货车的的单级主主减速器器及许多多双级主主减速器器中。(a)主主动锥齿齿轮悬臂臂式 (b)主动锥锥齿轮跨跨置式 (c)从动锥锥齿轮图2.11 主主减速器器锥齿轮轮的支承承形式跨置式支支承结构构(图2.1 b)的的特点是是在锥齿齿轮的两两端均有有轴承支支承，这这样可大大大增加加支承刚刚度，又又使轴承承负荷减减小，齿齿轮啮合合条件改改善，因因此齿轮轮的承载载能力高高

14、于悬臂臂式。此此外，由由于齿轮轮大端一一侧轴颈颈上的两两个相对对安装的的圆锥滚滚子轴承承之间的的距离很很小，可可以缩短短主动齿齿轮轴的的长度，使布置置更紧凑凑，并可可减小传传动轴夹夹角，有有利于整整车布置置。但是是跨置式式支承必必须在主主减速器器壳体上上有支承承导向轴轴承所需需要的轴轴承座，从而使使主减速速器壳体体结构复复杂，加加工成本本提高。另外，因主、从动齿齿轮之间间的空间间很小，致使主主动齿轮轮的导向向轴承尺尺寸受到到限制，有时甚甚至布置置不下或或使齿轮轮拆装困困难。跨跨置式支支承中的的导向轴轴承都为为圆柱滚滚子轴承承，并且且内外圈圈可以分分离或根根本不带带内圈。它仅承承受径向向力，尺尺

15、寸根据据布置位位置而定定，是易易损坏的的一个轴轴承5。在本设计计中，由由于载荷荷量超过过2吨，故故采用跨跨置式。2.2.2从动动锥齿轮轮的支承承图2.22 从动动锥齿轮轮辅助支支承图2.3 主、从动锥锥齿轮的的许用偏偏移量从动锥齿齿轮的支支承(图2.1 c)，其支承承刚度与与轴承的的形式、支承间间的距离离及轴承承之间的的分布比比例有关关。从动动锥齿轮轮多用圆圆锥滚子子轴承支支承。为为了增加加支承刚刚度，两两轴承的的圆锥滚滚子大端端应向内内，以减减小尺寸寸c+dd。为了了使从动动锥齿轮轮背面的的差速器器壳体处处有足够够的位置置设置加加强肋以以增强支支承稳定定性，cc+d应应不小于于从动锥锥齿轮大

16、大端分度度圆直径径的700。为为了使载载荷能尽尽量均匀匀分配在在两轴承承上，应应尽量使使尺寸cc等于或或大于尺尺寸d。在具有大大的主传传动比和和径向尺尺寸较大大的从动动锥齿轮轮的主减减速器中中，为了了限制从从动锥齿齿轮因受受轴向力力作用而而产生偏偏移，在在从动锥锥齿轮的的外缘背背面加设设辅助支支承(图2.2)。辅助助支承与与从动锥锥齿轮背背面之间间的间隙隙，应保保证偏移移量达到到允许极极限时能能制止从从动锥齿齿轮继续续变形。主、从从动齿轮轮受载变变形或移移动的许许用偏移移量如图图2.3所示示6。2.3主主减速器器齿轮的的类型分分析主减速器器的结构构形式主主要是根根据齿轮轮类型、减速形形式的不不

17、同而不不同。主减速器器的齿轮轮主要有有螺旋锥锥齿轮、双曲面面齿轮、圆柱齿齿轮和蜗蜗轮蜗杆杆等形式式。1、螺旋旋锥齿轮轮传动螺旋锥齿齿轮传动动(图2.4a)的主主、从动动齿轮轴轴线垂直直相交于于一点，齿轮并并不同时时在全长长上啮合合，而是是逐渐从从一端连连续平稳稳地转向向另一端端。(a)螺螺旋锥齿齿轮传动动 (b)双双曲面齿齿轮传动动 (c)圆圆柱齿轮轮传动 (d)蜗蜗杆传动动图2.44主减速速器齿轮轮传动形形式2、双曲曲面齿轮轮传动双曲面齿齿轮传动动(图2.4b)的主主、从动动齿轮的的轴线相相互垂直直而不相相交，主主动齿轮轮轴线相相对从动动齿轮轴轴线在空空间偏移移一距离离E，此距距离称为为偏移

18、距距。由于于偏移距距E的存在在，使主主动齿轮轮螺旋角角1大于从从动齿轮轮螺旋角角2。根据据啮合面面上法向向力相等等，可求求出主、从动齿齿轮圆周周力之比比：(2.11)式中：F1、FF2主、从从动齿轮轮的圆周周力,NN;1 、2主、从从动齿轮轮的螺旋旋角。螺旋角是是指在锥锥齿轮节节锥表面面展开图图上的齿齿线任意意一点AA的切线线TT与该该点和节节锥顶点点连线之之间的夹夹角。在在齿面宽宽中点处处的螺旋旋角称为为中点螺螺旋角(图2.5)。通常常不特殊殊说明，则螺旋旋角系指指中点螺螺旋角。图2.55双曲面面齿轮副副受力情情况双曲面齿齿轮传动动比为：(2.22)式中：i0s双双曲面齿齿轮传动动比；r1主

19、动动齿轮平平均分度度圆半径径，mmm；r2 从从动齿轮轮平均分分度圆半半径，mm。螺旋锥齿齿轮传动动比i0L为：(2.33)令，则ii0s=Ki0L。由于于12，所以以系数KK1，一般为为1.2251.5507。3、圆柱柱齿轮传传动圆柱齿轮轮传动(图2.4c)一般般采用斜斜齿轮，广泛应应用于发发动机横横置且前前置前驱驱动的轿轿车驱动动桥(图2.6)和双级级主减速速器贯通通式驱动动桥。4、蜗杆杆传动蜗杆(图图2.4d)传动动与锥齿齿轮传动动相比有有如下优优点：(1)在在轮廓尺尺寸和结结构质量量较小的的情况下下，可得得到较大大的传动动比(可大于于7)。(2)在在任何转转速下使使用均能能工作得得非常

20、平平稳且无无噪声。(3)便便于汽车车的总布布置及贯贯通式多多桥驱动动的布置置。(4)能能传递大大的载荷荷，使用用寿命长长。5、结构构简单，拆装方方便，调调整容易易。但是由于于蜗轮齿齿圈要求求用高质质量的锡锡青铜制制作，故故成本较较高；另另外，传传动效率率较低。蜗杆传动动主要用用于生产产批量不不大的个个别重型型多桥驱驱动汽车车和具有有高转速速发动机机的大客客车上8。图2.66 发动动机横置置且前置置前驱动动轿车驱驱动桥2.4 主减速速器的减减速形式式主减速器器的减速速形式可可分为单单级减速速、双级级减速、双速减减速、单单双级贯贯通、单单双级减减速配以以轮边减减速等9。2.4.1单级级主减速速器图

21、2.77单级主主减速器器可由一对对圆锥齿齿轮、一一对圆柱柱齿轮或或由蜗轮轮蜗杆组组成，具具有结构构简单、质量小小、成本本低、使使用简单单等优点点。但是是其主传传动比ii0不能太太大，一一般i07，进进一步提提高i0将增大大从动齿齿轮直径径，从而而减小离离地间隙隙，且使使从动齿齿轮热处处理困难难。单级主减减速器广广泛应用用于轿车车和轻、中型货货车的驱驱动桥中中。2.4.2双级级主减速速器双级主减减速器与与单级相相比，在在保证离离地间隙隙相同时时可得到到大的传传动比，i0一般为为712。但但是尺寸寸、质量量均较大大，成本本较高。它主要要应用于于中、重重型货车车、越野野车和大大客车上上。整体式双双级

22、主减减速器有有多种结结构方案案：第一一级为锥锥齿轮，第二级级为圆柱柱齿轮(图2.9a)；第第一级为为锥齿轮轮，第二二级为行行星齿轮轮；第一一级为行行星齿轮轮，第二二级为锥锥齿轮(图2.9b)；第第一级为为圆柱齿齿轮，第第二级为为锥齿轮轮(图2.9c)。对对于第一一级为锥锥齿轮、第二级级为圆柱柱齿轮的的双级主主减速器器，可有有纵向水水平(图2.9d)、斜斜向(图2.9e)和垂垂向(图2.9f)三种种布置方方案。在具有锥锥齿轮和和圆柱齿齿轮的双双级主减减速器中中分配传传动比时时，圆柱柱齿轮副副和锥齿齿轮副传传动比的的比值一一般为11.42.0，而且且锥齿轮轮副传动动比一般般为1.73.33，这样样

23、可减小小锥齿轮轮啮合时时的轴向向载荷和和作用在在从动锥锥齿轮及及圆柱齿齿轮上的的载荷，同时可可使主动动锥齿轮轮的齿数数适当增增多，使使其支承承轴颈的的尺寸适适当加大大，以改改善其支支承刚度度，提高高啮合平平稳性和和工作可可靠性。图2.88双级主主减速器器双速主减减速器(图2.8)内由齿齿轮的不不同组合合可获得得两种传传动比。它与普普通变速速器相配配合，可可得到双双倍于变变速器的的挡位。双速主主减速器器的高低低挡减速速比是根根据汽车车的使用用条件、发动机机功率及及变速器器各挡速速比的大大小来选选定的。大的主主减速比比用于汽汽车满载载行驶或或在困难难道路上上行驶，以克服服较大的的行驶阻阻力并减减少

24、变速速器中间间挡位的的变换次次数；小小的主减减速比则则用于汽汽车空载载、半载载行驶或或在良好好路面上上行驶，以改善善汽车的的燃料经经济性和和提高平平均车速速。双速主减减速器的的换挡是是由远距距离操纵纵机构实实现的，一般有有电磁式式、气压压式和电电一气压压综合式式操纵机机构。由由于双速速主减速速器无换换挡同步步装置，因此其其主减速速比的变变换是在停车时时进行的的。双速速主减速速器主要要在一些些单桥驱驱动的重重型汽车车上采用用10。 (b) (c) (d) (e)图2.99双级主主减速器器布置方方案2.4.3贯通通式主减减速器贯通式主主减速器器(图2.100 a,b)根根据其减减速形式式可分成成单

25、级和和双级两两种。单单级贯通通式主减减速器具具有结构构简单，体积小小，质量量小，并并可使中中、后桥桥的大部部分零件件，尤其其是使桥桥壳、半半轴等主主要零件件具有互互换性等等优点，主要用用于轻型型多桥驱驱动的汽汽车上。根据减速速齿轮形形式不同同，单级级贯通式式主减速速器又可可分为双双曲面齿齿轮式及及蜗轮蜗蜗杆式两两种结构构。双曲曲面齿轮轮式单级级贯通式式主减速速器(图2.100a)是利利用双曲曲面齿轮轮副轴线线偏移的的特点，将一根根贯通轴轴穿过中中桥并通通向后桥桥。但是是这种结结构受主主动齿轮轮最少齿齿数和偏偏移距大大小的限限制，而而且主动动齿轮工工艺性差差，主减减速比最最大值仅仅在5左右，故多

26、用用于轻型型汽车的的贯通式式驱动桥桥上。当当用于大大型汽车车时，可可通过增增设轮边边减速器器或加大大分动器器速比等等方法来来加大总总减速比比。蜗轮轮蜗杆式式单级贯贯通式主主减速器器(图2.100 b)在结构构质量较较小的情情况下可可得到较较大的速速比。它它使用于于各种吨吨位多桥桥驱动汽汽车的贯贯通式驱驱动桥的的布置。另外，它还具具有工作作平滑无无声、便便于汽车车总布置置的优点点。如蜗蜗杆下置置式布置置方案被被用于大大客车的的贯通式式驱动桥桥中，可可降低车车厢地板板高度。对于中、重型多多桥驱动动的汽车车，由于于主减速速比较大大，多采采用双级级贯通式式主减速速器。根根据齿轮轮的组合合方式不不同，可

27、可分为锥锥齿轮一一圆柱齿齿轮式和和圆柱齿齿轮一锥锥齿轮式式两种形形式。锥锥齿轮一一圆柱齿齿轮式双双级贯通通式主减减速器(图2.100a)可得得到较大大的主减减速比，但是结结构高度度尺寸大大，主动动锥齿轮轮工艺性性差，从从动锥齿齿轮采用用悬臂式式支承，支承刚刚度差，拆装也也不方便便11。锥齿轮一一圆柱齿齿轮式（b）圆柱齿齿轮一锥锥齿轮式式1-贯通通轴 2-轴轴间差速速器图2.110双级级贯通式式主减速速器2.4.4单双级级减速配配轮边减减速器在设计某某些重型型汽车、矿山自自卸车、越野车车和大型型公共汽汽车的驱驱动桥时时，由于于传动系系总传动动比较大大，为了了使变速速器、分分动器、传动轴轴等总成成

28、所受载载荷尽量量小，往往往将驱驱动桥的的速比分分配得较较大。当当主减速速比大于于12时，一般的的整体式式双级主主减速器器难以达达到要求求，此时时常采用用轮边减减速器。这样，不仅使使驱动桥桥的中间间尺寸减减小，保保证了足足够的离离地间隙隙，而且且可得到到较大的的驱动桥桥总传动动比。另另外，半半轴、差差速器及及主减速速器从动动齿轮等等零件由由于所受受载荷大大为减小小，使它它们的尺尺寸可以以减小。但是由由于每个个驱动轮轮旁均设设一轮边边减速器器，使结结构复杂杂，成本本提高，布置轮轮毂、轴轴承、车车轮和制制动器较较困难。综上分析析，本设设计中采采用单级级减速器器就能满满足要求求。2.5 本章小小结本章

29、首先先确定了了主减速速比，用用以确定定其它参参数。对对主减速速器型式式确定中中主要从从主减速速器齿轮轮的类型型、主减减速器的的减速形形式、主主减速器器主动锥锥齿轮的的支承形形式及安安装方式式的选择择、从动动锥齿轮轮的支承承方式和和安装方方式的选选择。第3章主主减速器器齿轮基基本参数数的选择择与计算算3.1主主减速器器齿轮计计算载荷荷的确定定1、按发发动机最最大转矩矩和传动动比确定定从动锥锥齿轮的的计算转转矩Tce(3.11)(3.22)式中：发动动机最大大转矩2245 ；由发动机机至所计计算的主主减速器器从动齿齿轮间的的传动系系最低档档传动比比31.7；传动系上上述传动动部分的的传动效效率，

30、=0.9；由于“猛猛接合”离合器器而产生生冲击载载荷时的的超载系系数，取取1； n该车车驱动桥桥数目，n取11；汽车满载载时一个个驱动桥桥给水平平地面的的最大负负荷；轮胎对地地面的附附着系数数，取00.855；分别别为由所所计算的的主减速速器从动动齿轮到到驱动车车轮之间间的传动动比和传传动效率率。2、主动动锥齿轮轮的计算算转矩为为：(3.33)式中:Ga 汽车车满载总总质量，N；GT 所牵牵引的挂挂车的满满载总质质量，N；但仅用用于牵引引车的计计算；rr车轮轮滚动半半径，mm；fR 道路滚滚动阻力力系数，对于载载货汽车车可取00.011500.022；fH 汽车正正常使用用时的平平均爬坡坡能力

31、系系数，对对于载货货汽车取取0.00500.099。表3.11车驱动动桥齿轮轮的许用用应力计算载荷荷 主减速器器齿轮的的许用弯弯曲应力力主减速器器齿轮的的许用接接触应力力差速器齿齿轮的许许用弯曲曲应力，中的较较小者70028000980210.917500210.93.2主主减速器器齿轮参参数的选选择1、 主主、从动动齿数的的选择 选择主、从动锥锥齿轮齿齿数时应应考虑如如下因素素：为了了磨合均均匀，zz1，z2之间应应避免有有公约数数；为了了得到理理想的齿齿面重合合度和高高的轮齿齿弯曲强强度，主主、从动动齿轮齿齿数和应应不小于于40；为为了啮合合平稳，噪声小小和具有有高的疲疲劳强度度对于商商用

32、车zz1一般不不小于66；主传传动比ii0较大时时，z1尽量取取得小一一些，以以便得到到满意的的离地间间隙。对对于不同同的主传传动比，z1和z2应有适适宜的搭搭配112。主减速器器的传动动比为66.733，初定定主动齿齿轮齿数数z1=7，从动动齿轮齿齿数z2=41。2、从动动锥齿轮轮节圆直直径d2及端面面模数mmt的选择择 根据从动动锥齿轮轮的计算算转矩见见式3.1和式式3.2并取两两式计算算结果中中较小的的一个作作为计算算依据，按经验验公式选选出：(3.44)式中：Kd2直径径系数，取Kd2=13315.3；Tj计算转转矩，NNm，取，较小的的，=69889.55。计算得，d2=286.79

33、66mmd2选定定后，可可按式mm=d22/z2算出从从动齿轮轮大端模模数，并并用下式式校核:(3.55) 所以有：d1=49mm d2=2877mm。3、螺旋旋锥齿轮轮齿面宽宽的选择择 通常推荐荐圆锥齿齿轮从动动齿轮的的齿宽FF为其节节的锥距距0.33倍。对对于汽车车工业，主减速速器螺旋旋锥齿轮轮面宽度度推荐采采用：F=0.1555=45mmm4、锥齿齿轮螺旋旋方向 主、从动动锥齿轮轮的螺旋旋方向是是相反的的。螺旋旋方向与与锥齿轮轮的旋转转方向影影响其所所受的轴轴向力的的方向。当变速速器挂前前进挡时时，应使使主动锥锥齿轮的的轴向力力离开锥锥顶方向向。这样样可使主主、从动动齿轮有有分离的的趋势

34、，防止轮轮齿因卡卡死而损损坏。所以主动动锥齿轮轮选择为为左旋，从锥顶顶看为逆逆时针运运动，这这样从动动锥齿轮轮为右旋旋，从锥锥顶看为为顺时针针，驱动动汽车前前进。5、法向向压力角角a的选选择 压力角可可以提高高齿轮的的强度，减少齿齿轮不产产生根切切的最小小齿数，但对于于尺寸小小的齿轮，大大压力角角易使齿齿顶变尖尖及刀尖尖宽度过过小，并并使齿轮轮的端面面重叠系系数下降降，一般般对于“格里森森”制主减减速器螺螺旋锥齿齿轮来说说，载货货汽车可可选用220压压力角。6、主从从动锥齿齿轮几何何计算计算结果果如表表3.22主减速速器齿轮轮的几何何尺寸计计算用表表序号项目计算公式式计算结果果1主动齿轮轮齿数

35、72从动齿轮轮齿数413模数74齿面宽=45mmm5工作齿高高8.3mmm6全齿高 EIBED Equation.3 =13.22mmm7法向压力力角=208节圆直径径=49mmm=2877mm9节锥角arcttan=90-=9.669=80.3110节锥距A=A=1445.558mmm11齿顶高=8.661mmm=3.229mmm12齿根高=4.661mmm=9.993mmm13外圆直径径=65.97mmm=2888.111mm3.3主主减速器器锥齿轮轮的强度度校核主减速器器锥齿轮轮的工作作条件是是相当恶恶劣的，与传动动系的其其它齿轮轮相比，具有载载荷大，作用时时间长，载荷变变化多，带冲击击

36、等特点点。其损损坏形式式主要有有齿轮根根部弯曲曲折断、齿面疲疲劳点蚀蚀（剥落落）、磨磨损和擦擦伤等。根据这这些情况况，对于于主减速速器齿轮轮的材料料及热处处理应有有以下要要求：（1）具具有较高高的疲劳劳弯曲强强度和表表面接触触疲劳强强度，以以及较好好的齿面面耐磨性性，故齿表面应应有高的的硬度；（2）轮轮齿心部部应有适适当的韧韧性以适适应冲击击载荷，避免在在冲击载载荷下轮轮齿根部部折断；（3）钢钢材的锻锻造、切切削与热热处理等等加工性性能良好好，热处处理变形形小或变变形规律律易于控控制，以以提高产产品的质质量、缩缩短制造造时间、减少生生产成本本并将低低废品率率；（4）选选择齿轮轮材料的的合金元元

37、素时要要适合我我国的情情况。汽车主减减速器用用的螺旋旋锥齿轮轮以及差差速器用用的直齿齿锥齿轮轮，目前前都是用用渗碳合合金钢制制造。在在此，齿齿轮所采采用的钢钢为200CrMMnTii用渗碳碳合金钢钢制造的的齿轮，经过渗渗碳、淬淬火、回回火后，轮齿表表面硬度度应达到到5864HHRC，而心部部硬度较较低，当当端面模模数8时为29945HHRC。对于渗碳碳深度有有如下的的规定：当端面面模数mm5时时，为0.991.33mm当端面模模数m58时，为为1.001.44mm由于新齿齿轮接触触和润滑滑不良，为了防防止在运运行初期期产生胶胶合、咬咬死或擦擦伤，防防止早期期的磨损损，圆锥锥齿轮的的传动副副（或

38、仅仅仅大齿齿轮）在在热处理理及经加加工（如如磨齿或或配对研研磨）后后均予与与厚度00.00050.0010mmm的磷磷化处理理或镀铜铜、镀锡锡。这种种表面不不应用于于补偿零零件的公公差尺寸寸，也不不能代替替润滑。1、单位位齿长上上的圆周周力 在汽车主主减速器器齿轮的的表面耐耐磨性，常常用用其在轮轮齿上的的假定单单位压力力即单位位齿长圆圆周力来来估算，即：(3.66)式中：p单单位齿长长上的圆圆周力，N/mmm； P作用在在齿轮上上的圆周周力，NN，按发发动机最最大转矩矩Temaxx和最大大附着力力矩G2rr两种载载荷工况况进行计计算。按发动机机最大转转矩计算算时：(3.77)式中：Temaax

39、发动机机输出的的最大转转矩，在在此取2245NNm；ig变速器器的传动动比；d1主动齿齿轮节圆圆直径，在此取取49mmm。按上式计计算一档档时： Nmm表3.33许用单单位齿长长上的圆圆周力p (NNmm)类别档位一档二档直接档轿车893536321载货汽车车14299250公共汽车车982214牵引汽车车536250由表可知知pp=14229 NNmm，因因此锥齿齿轮的表表面耐磨磨性满足足要求。2、轮齿齿的弯曲曲强度计计算 汽车主减减速器螺螺旋锥齿齿轮轮齿齿的计算算弯曲应应力w(Nmm2)为：(3.88)式中：齿轮轮计算转转矩；K0超载系系数，11.0；Ks尺寸系系数；Km载荷分分配系数数取

40、Km=1；Kv质量系系数，对对于汽车车驱动桥桥齿轮，档齿轮轮接触良良好、节节及径向向跳动精精度高时时，取11；J计计算弯曲曲应力用用的综合合系数，查表得得，J=0.2按Tjee计算：主动锥齿齿轮弯曲曲应力w1=4399.2 Nmm7700 Nmm从动锥齿齿轮弯曲曲应力w2=6666.677 Nmm7000 Nmm按Tjmm计算：主动锥齿齿轮弯曲曲应力w1=1066.711Nmm2100.9NNmm从动锥齿齿轮弯曲曲应力w2=1611.222 Nmm2100.9NNmm综上所述述计算的的齿轮满满足弯曲曲强度的的要求。3、轮齿齿的接触触强度计计算 螺旋锥齿齿轮齿面面的计算算接触应应力j（Nmm）为

41、为：(3.99)式中：（6）行行星齿轮轮安装孔孔直径及及其深度度L的确确定行星齿轮轮安装孔孔与行星星齿轮名名义直径径相同，而行星星齿轮安安装孔的的深度LL就是行行星齿轮轮在其轴轴上的支支承长度度，如图3.6所示示。图3.66 安装装孔直径径及其深深度L=26（mm） =24 mm （33.344）式中：差速速器传递递的转矩矩69889.55； n行星齿齿轮数44；行星星齿轮支支承面中中点到锥锥顶的距距离，mmm. ，是半轴轴齿轮齿齿面宽中点处的的直径，l=36mmm； 支承承面的许许用挤压压应力，取为669MPPa.。4、差速速器齿轮轮的几何何尺寸计计算表3.66差速器器用直齿齿锥齿轮轮的几何

42、何尺寸，表中计计算用的的弧齿厚厚系数如图3.8，取取=-0.004855。切向修正系数图4.44 汽车车差速器器直齿锥锥齿轮切切向修正正系数（弧齿系系数）表3.66汽车差差速器直直齿锥齿齿轮的几几何尺寸寸计算表表（长度度单位mmm）序号项目计算公式式计算结果果1行星齿轮轮齿数10，应尽量量取最小小值=102半轴齿轮轮齿数=1425，且需满满足式（4.55）=183模数=5mmm4齿面宽F=(00.2550.30)A;b100m18mmm 5工作齿高高=8mmm6全齿高8.95517压力角 222.558轴交角909节圆直径径； 10节锥角，=29.0511节锥距=54mmm12周节=3.114

43、166=15.7088mm13齿顶高;=5.227mmm=2.772mmm14齿根高=1.7788-;=1.7888-=3.667mmm;=6.222mmm15径向间隙隙=-=00.1888+00.0551=0.9991mmm16齿根角=;=4.003; =66.82217面锥角；=35.87=644.918根锥角；=25.02=54.1319外圆直径径；mmmm20节圆顶点点至齿轮轮外缘距距离mmmm21理论弧齿齿厚=8.669 mmm=7.0018 mm22齿侧间隙隙=0.11270.1178 mm=0.00.155mm5、差速速器齿轮轮的强度度计算相啮合另一齿轮齿数差速器齿齿轮的尺尺寸受

44、结结构限制制，而且且承受的的载荷较较大，它它不像主主减速器器齿轮那那样经常常处于啮啮合状态态，只有有当汽车车转弯或或左右轮轮行驶不不同的路路程时，或一侧侧车轮打打滑而滑滑转时，差速器器齿轮才才能有啮啮合传动动的相对对运动，所以差差速器齿齿轮主要要进行弯弯曲强度度计算，而对于于疲劳寿寿命则不不予考虑虑。求综合系数的齿轮齿数图3.88弯曲计计算用综综合系数数J汽车差速速器齿轮轮的弯曲曲应力为为： （3.335）式中：TT差差速器一一个行星星齿轮给给予一个个半轴齿齿轮的转转矩，； （33.366） =10448.442；n差差速器行行星齿轮轮数目44；半轴轴齿轮齿齿数188；超载载系数11.0；质量

45、量系数11.0；尺寸寸系数=0.666611；载荷荷分配系系数1.1；F齿齿面宽118mmm；m模模数5mmm；J计计算汽车车差速器器齿轮弯弯曲应力力的总和和系数00.2225，见见图3.8。以计算得得：=766.37 MPaaPPrepproccesssorEleemennt TTypeesAAdd/Ediit/DDeleete命命令，出出现如图图5.22所示的的Eleemennt TTypees的对对话框。 图5.2单元元类型对对话框单击Addd按钮钮,弹出出Libbrarry oof EElemmentt Tyypess对话框框选择好好自己要要定义的的元素类类型,单单击OKK按钮即即可,

46、如如图5.3所示示。图5.33定义元元素类型型定义完元元素类型型后应该该定义材材料的属属性。由由于材料料是各向向同性的的线弹性性材料，其材料料参数的的定义步步骤为选选择Maain MennuPPrepproccesssorMatteriial ProopsMatteriial Moddelss命令，弹弹出Deefinne MMateeriaal MModeel BBehaavioor对话话框，如如图5.4所示示。在右右侧列表表框中依依次选择择StrructturaalLLineearElaastiicIIsottroppic命命令。双双击Issotrropiic将弹弹出5.4所示示的对话话框。

47、在在EX文文本框中中输入弹弹性模量量“1.004E111”，在PPRXYY文本框框中输入入泊松比比“0.224”。图5.44材料属属性定义完材材料属性性后就可可以对齿齿轮模型型进行网网格划分分了。网网格划分分又分为为自由网网格和映映射网格格。本设设计使用用的是自自由网格格，因为为它可以以通过SSmarrtsiize自自己控制制网格的的划分精精度。SSmarrtsiize是是ANSSYS提提供的强强大的自自动网格格划分工工具,它它有自己己的内部部计算机机制,使使用Smmarttsizze在很很多情况况下更有有利于在在网格生生成过程程中生成成形状合合理的单单元。SSmarrtsiize算算法首先先

48、对待划划分网格格的面或或体的所所有线估估算单元元边长。然后对对几何体体中的弯弯曲近似似区域的的线进行行细化。由于所所有的线线和面在在网格划划分开始始时已经经指定大大小，生生成网格格的质量量与待划划分网格格的面或或体顺序序无关。网格后模模型如图图5.55：图5.55网格化化分加载步骤骤如下:Soluutioon/AAnallysiis TTypee/Neew AAnallysiis/SStattic；Soluutioon/DDefiine Loaads/Appply/Strructturaal/DDispplaccemeent/On Areeas；对螺栓孔孔进行约约束，对对轴承孔孔进行YY方向的

49、的约束；图5.66 螺栓栓孔施加加约束（4）加加载、求求解后查查看结果果轴承所受受的力为为：径向向力RBB=90062.3N，轴向力力A=336988.3NN查看变形形结果： Geenerral PosstPrroc/Ploot RResuultss/Pllot Ressultts/CConttourr Pllot/Noddal Sollu/DDOF Sollutiion; 变形形如面分分析下图图。图5.77位移变变形图变形量分分析：，总方向向最大变变形为00.11189mmm，可见见住加速速器壳体体的变形形量很小小，充分分满足刚刚度要求求。图5.88 应力力分布图图应力结果果分析：数值显显示

50、，蓝蓝色部位位应力值值最小，红色部部位应力力值最大大。应力力最大值值为1229MPPa。球墨铸铁铁的抗拉拉强度为为3200MPaa，无论是是单个方方向的最最大应力力，还是是综合应应力值均均充分满满足强度度要求。通过有有限元分分析可知知，所设设计的主主减速器器壳体及选选用的材材料均符符合要求求。5.3主主减速器器主动锥锥齿轮的的有限元元分析1、主减减速器主主动锥齿齿轮的有有限元受受力分析析：（1）将将ProoE模模型导入入ANSYYS如图图5.99；图5.99 主动动锥齿轮轮（2）对对模型进进行定义义网格类类型，定定义材料料属性，网格划划分20；主动锥齿齿轮的材材料选用用20CCrMnnTi，材

51、料的属属性如表表5.11所示。表5.1120CCrMnnTi的的材料属属性弹性模量量（GPPa）泊松比抗拉强度度（MPPa）密度（gg/cmm）2060.38007.855导入了零零件的实实体模型型后,紧紧接着定定义该模模型各项项属性。依次展展开Maain MeuunPPrepproccesssorEleemennt TTypeesAAdd/Ediit/DDeleete命命令，出出现如图图5.110所示示的Ellemeent Typpes的的对话框框。 图5.10 单元类类型对话话框单击Addd按钮钮,弹出出Libbrarry oof EElemmentt Tyypess对话框框选择好好自己要

52、要定义的的元素类类型,单单击OKK按钮即即可,如如图5.11所所示。图5.111定义义元素类类型定义完元元素类型型后应该该定义材材料的属属性。由由于材料料是各向向同性的的线弹性性材料，其材料料参数的的定义步步骤为选选择Maain MennuPPrepproccesssorMatteriial ProopsMatteriial Moddelss命令，弹弹出Deefinne MMateeriaal MModeel BBehaavioor对话话框，如如图5.12所所示。在在右侧列列表框中中依次选选择SttruccturralLinnearrEllastticIsootroopicc命令。双击IIso

53、ttroppic将将弹出55.122所示的的对话框框。在EEX文本本框中输输入弹性性模量“2.006E111”，在PPRXYY文本框框中输入入泊松比比“0.33”。图5.112定义义材料属属性定义完材材料属性性后就可可以对齿齿轮模型型进行网网格划分分了。网网格划分分又分为为自由网网格和映映射网格格。本设设计使用用的是自自由网格格，因为为它可以以通过SSmarrtsiize自自己控制制网格的的划分精精度。SSmarrtsiize是是ANSSYS提提供的强强大的自自动网格格划分工工具,它它有自己己的内部部计算机机制,使使用Smmarttsizze在很很多情况况下更有有利于在在网格生生成过程程中生成

54、成形状合合理的单单元。SSmarrtsiize算算法首先先对待划划分网格格的面或或体的所所有线估估算单元元边长。然后对对几何体体中的弯弯曲近似似区域的的线进行行细化。由于所所有的线线和面在在网格划划分开始始时已经经指定大大小，生生成网格格的质量量与待划划分网格格的面或或体顺序序无关。网格后模模型如图图5.113：图5.113 网网格化分分（3）加加载步骤骤如下:Soluutioon/AAnallysiis TTypee/Neew AAnallysiis/SStattic；Soluutioon/DDefiine Loaads/Appply/Strructturaal/DDispplaccemee

55、nt/On Areeas；选择主动动锥齿轮轮的两个个端面进进行约束束，这里里有ALLL DDOF(全约束束)、UUX（X方向位位移）、UY（Y方向位位移）、UZ（Z方向位位移）、ROTTX（X方向旋旋转）、ROTTY（Y方向旋旋转）、ROTTZ（Z方向旋旋转），根据实实际分析析，应用用ALLL DOOF(全全约束)；施加载荷荷操作如如下：SSoluutioon/DDefiine Loaads/Appply/Strructturaal/FForcce/MMomeent/On Noddes，施加的的转矩为为16990.22Nm图5.114 力力的加载载（4）查查看变形形结果： Geenerral

56、PosstPrroc/Ploot RResuultss/Pllot Ressultts/CConttourr Pllot/Noddal Sollu/DDOF Sollutiion; 变形形如面分分析下图图。图5.115总方方向位移移变形状状况图5.116位移移变形图图变形量分分析：，总方向向最大变变形为00.1990744mm，可见见主减速速器主动动锥齿轮轮的变形形量很小小，充分分满足刚刚度要求求。查看列表表应力获获取最大大应力：执行Utillityy Meenu/Lisst/Ressultts/Noddal Sollutiion命命令，把把各个节节点的应应力值以以列表的的形式输输出如下下图；

57、图5.117总方方向应力力状况图5.118 应应力分布布图应力结果果分析：数值显显示，蓝蓝色部位位应力值值最小，红色部部位应力力值最大大。应力力最大值值为18892PPa。20CrrMnTTi的抗抗拉强度度为，无论是是单个方方向的最最大应力力，还是是综合应应力值均均充分满满足强度度要求。通过有有限元分分析可知知，所设设计的主主减速器器主动锥锥齿轮及及选用的的材料均均符合要要求。5.4主主减速器器从动锥锥齿轮的的有限元元分析1、主减减速器从从动锥齿齿轮的有有限元受受力分析析：（1）将将ProoE模模型导入入ANSYYS如图图5.119；图5.119从动锥齿齿轮（2）对对模型进进行定义义网格类类型

58、，定定义材料料属性，网格划划分；从动锥齿齿轮的材材料选用用20CCrMnnTi，材料的属属性如表表5.11所示。导入了零零件的实实体模型型后,紧紧接着定定义该模模型各项项属性。依次展展开Maain MeuunPPrepproccesssorEleemennt TTypeesAAdd/Ediit/DDeleete命命令，出出现如图图5.220所示示的Ellemeent Typpes的的对话框框。 图5.20 单元类类型对话话框单击Addd按钮钮，弹出LLibrraryy off Ellemeent Typpes对对话框选选择好自自己要定定义的元元素类型型,单击击OK按按钮即可可,如图图5.221

59、所示示。图5.221 定定义元素素类型定义完元元素类型型后应该该定义材材料的属属性。由由于材料料是各向向同性的的线弹性性材料，其材料料参数的的定义步步骤为选选择Maain MennuPPrepproccesssorMatteriial ProopsMatteriial Moddelss命令，弹弹出Deefinne MMateeriaal MModeel BBehaavioor对话话框，如如图5.22所所示。在在右侧列列表框中中依次选选择SttruccturralLinnearrEllastticIsootroopicc命令。双击IIsottroppic将将弹出55.222所示的的对话框框。在E

60、EX文本本框中输输入弹性性模量“2.006E111”，在PPRXYY文本框框中输入入泊松比比“0.33”。图5.222 定定义材料料属性定义完材材料属性性后就可可以对齿齿轮模型型进行网网格划分分了。网网格划分分又分为为自由网网格和映映射网格格。本设设计使用用的是自自由网格格，因为为它可以以通过SSmarrtsiize自自己控制制网格的的划分精精度。SSmarrtsiize是是ANSSYS提提供的强强大的自自动网格格划分工工具,它它有自己己的内部部计算机机制,使使用Smmarttsizze在很很多情况况下更有有利于在在网格生生成过程程中生成成形状合合理的单单元。SSmarrtsiize算算法首先