【《16T载货车辆单级主减速器设计》16000字（论文）】

16T载货车辆单级主减速器设计目录 1关键词 21绪论 2 21.2车型参数 32方案论证 42.1概述 4 42.3主减速器设计 5 73主减速器设计 9 9 21 5主动齿轮轴的设计与校核 5.1轴承的选择 5.2主减速器轴承校核 6汽车主减速器ug建模及装配 6.1ug建模 35 40进行主减速器的结构设计，对主从动齿轮的支承的选择，然后选择合适的差速器类型并对行星齿轮和半轴齿轮和齿关键词：主减速器，强度校核，差速器，UG1绪论1.1国内外发展水平和前景全世界范围内的汽车数量越来越多.汽车企业充分显示出其巨的经效益和社会效技术不断进步的时代.高顶尖科技在许多方面的应用越来越普遍。机械系统的发展和机制或“奥利康”(Oerlikon)制螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。通过在双级减速器中增加一对圆柱齿轮结构来增大减速器的传动比。如图1.1为螺旋锥齿轮的结构示意图，从图中1.2车型参数外形尺寸(长×宽×高):5610×2300×2380mm满载轴荷分配(前/后):1994/4000kg变速器速比：1档6.80,2档4.27,3档2.6,4档1.59,5档1.002方案论证驱动桥作为汽车传动系中的主要总成之一。驱动桥的设计直接影响到汽车使用性驱动桥可根据其结构不同来分为断开式驱动桥和非断开式驱动桥，结构如题2.1所断开式驱动桥，这样可以有效的保证汽车运转时运动的协调性。而采用非独立悬架的的驱动轮经常使用非断开式驱动桥。图2.1驱动桥结构示意图2.3主减速器设计一、主减速器结构方案分析汽车的主减速器通常分为单级主减速器和双级主减速器两种。较多因素影响减速器类型的选择，如减速器制造商的制造水平、使用条件、汽车的类型等，但决定性因素为主减速比的大小以及驱动桥的数目、布置方式以及离地距离。根据研究对象的型号，通常选用的是单级主减速器。结构简单、质量较小、整体尺寸紧凑以及成本低等是单级主减速去的优点，在主减速比小于7.6的各种型号的汽车上的到较为广泛的应用，如轻型载货汽车等。二、单级主减速器传动形式分析单级主减速器传动形式按照结构的不同可以分为以下四种：螺旋锥齿轮传动、双曲面齿轮传动、圆柱齿轮传动和蜗轮蜗杆传动。它们的传动形式如图2.2所示。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2.2单级主减速器传动形式一)双曲面齿轮传动一定的距离E,这个距离被称作偏移距。当E大于0时，主动齿轮的螺旋角β1将大于从动齿轮的螺旋角β2,使得该装置的传动比大于同等尺寸下的螺旋锥齿轮传动装置的二)螺旋锥齿轮传动三)蜗杆蜗轮传动蜗杆蜗轮的传动比一般大于7,因此能传递较大的扭矩，并且具有结构简单，拆装四)圆柱齿轮传动通过对不同单级主减速器传动形式的介绍，比较螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的优缺点，如表1.1所示，仔细思考，最后采用双曲面齿轮为单级主减速器传动形式。从动轮的选择如表2.1:表2.1从动轮对比类型螺旋锥齿轮优点较大的螺旋角使得有相对较小的摩擦损失，传动效率高达99%,能有效抵抗低的润滑成本。工作稳定、能承受较大的负荷、制造也简易。两者尺寸一样时，这类齿轮传动比i0大，当i0一定且从动齿轮尺寸相同时，此类齿轮直径大，轮齿强度大，刚度大。当i0一定，主动齿轮规格一样，这时齿轮Hmin较大。此类齿轮有侧向滑动和纵向滑动，纵向滑动可使其运转平稳。β1>β2,较大的重合度传动平稳性和弯曲强度的到进一步的提高。因主动齿轮较大，需要更大的刀盘刀顶距来加工，所以切削刃寿命较长。缺点相同尺寸时具有较小的传动比，相同传动比是具有的刚度较小。Hmin小。的啮合精度，齿轮副锥有细微的误差便会让工作条件急剧变坏，同时增大磨损以及增大噪声。在齿长的方向纵向滑动会增大摩擦损失是96%,齿面间产生较大的压力和摩擦功，会致使油膜破坏和齿面烧结咬死，降低抗胶合能力。双曲面主动齿轮因其轴向力较大，导致较大的轴承负荷。双曲面齿轮传动需选用能改善油膜强度和2.4主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主动轮与从动齿轮必须具有良好的啮合状况，才能确保主减速器正常的工作。而齿轮的正确啮合不只与齿轮的加工精度、装配调整以及各零部件的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度有关系。一、主动锥齿轮的支承方案主动锥齿轮的支承形式可划为两种，一种是悬臂支承，另一种是跨臂支承。悬臂支撑结构如图2-3a所示，将两个锥形滚子轴承安装在轴径上，其中轴颈与锥齿轮大端连接，轴承圆锥滚子较大的一端朝外。这种安装方式使得作用在锥齿轮的轴向力由远离锥齿轮的轴承承受，另一个轴承需承受反向轴向力。增加了轴承间距b,减少了悬臂长度a,改善了支撑刚度。为了更好的增强支撑刚度，支撑距离b一般应该不小于0.7倍的齿轮节圆直径以及2.5倍的悬臂长度a,并且，悬臂长度a不能大于齿轮的轴径。为了便于组装与拆卸，远离齿轮的轴承比另一个轴承的轴径大。最终，轴承刚度不仅与轴承的形式、轴直径的大小、支座之间的距离、悬臂的长度有关，还与轴承与轴、轴承与座孔之间的松紧度有关。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2-3主减速器锥齿轮的支承形式不同的支撑方式有不同的特点。悬臂式支承在三种支撑方式中结构最简单，但其支承刚度较差，因此悬臂式支承无法用于大扭矩的车型。跨置式支承结构如图2-3b所示，的分布关系影响装置的支撑刚度。实际安装中，为了通过减少(c+d)的尺寸提高装置荷大小相等或接近，尺寸c与尺寸d应尽可能的相等。减速器，设计的总方案布置如下示意图2-4所示。3主减速器设计行设计时，为了提高汽车的行驶速度，其传动比需要根据公式3-1进行计算。查轮胎GB9743-2015轿车轮胎得205/60R15V轮胎车轮的滚动半径为304mm.汽车在发动机以最大转矩输出和传动系统传动比最小时状态下运转时齿轮的受载值和汽车在平稳路况条件下行驶时车轮开始出现打滑时的受载值中较小的值作为汽车主减i---汽车最小传动比；Ko---超载系数，根据实验条件，通常选取1或2n---该汽车的驱动桥数目φ---轮胎的附着系数，常用的轮胎取0.85,越野轮胎取1.0,防滑宽轮胎取1.25;nL,iB---分别为计算所得的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动汽车或汽车列车的性能指数：通过上文计算出的Tce和Tcs均为理论计算的最大转矩，而不是汽车正常行驶时的持续转矩，因此无法直接将其当做齿轮发送疲劳损坏的参考依据。通常情况下，公里路况一般优于其他路况，因此，公路用车的行驶过程异变相较于非公路用车更加的稳定。对于稳定行驶的汽车的持续转矩可以通过汽车的牵引力计算，其主减速器从动轮的平均转式中，fr---道路滚动阻力系数，日常轿车取fR=0.010-0.015;载货汽车取0.0150.020;越野汽车取0.020-0.035;fa---汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，一般对轿车取0.08;载货汽车和城市公共汽车取0.05-0.09;长途公共汽车取0.060.10;越野汽车取0.090.3。3、主减速器齿轮其本参数的选择a)主、从动齿轮齿数的选择根据计算所得出的°,查阅表：选用Z1=6Z2=39ib)从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择主减速器螺旋锥齿轮或双曲面齿轮从动齿轮的节圆直径，可依照该齿轮的计算转矩，按经验公式选出：式中：d₂---从动锥齿轮的节圆直径，mm;从动锥齿轮节圆直径d₂选定后，可按算出大端端面模数，并用下式校核：式中：m---齿轮大端端面模数Ti---计算转矩，(Tc、Tcs)取较小者m=K³/T=0.4×3/8751.6=8.2取端面模数m=8.5;c)螺旋锥齿轮与双面齿轮齿宽F的选择传动的从动齿轮齿宽F一般为对于节锥的0.3倍且需要大于十倍的端面模数。关于汽车F₂=0.155d2=0.155×331.5F1=55mmd)双曲面小齿轮偏移距及方向的选择器设计经验，对于小型汽车的偏移距一般小于0.4倍的从动齿轮节锥长度，且与0.2倍的从动轮节圆直径相等或相近；对于中型汽车的偏移距一般小于0.2倍的从动齿轮节锥一个双曲面齿轮的偏置的方向是由从动齿轮的锥顶与主动齿轮的相对位置关系决所以E=35mm35-45°之间。轿车理应选用较大值，确保有更大的mF,让运转平稳、噪音低。螺旋角式中：β1---主动齿轮为名义(中点)螺旋角的预选值；f)螺旋方向的选择根据上文分析，双曲小齿轮采用的是下偏移方式，因此对应的主、从动齿轮分别为左旋和右旋。g)法向压力的选择依照双曲面齿轮的结构可以看出，大齿轮与小齿轮轮齿两侧齿形的压力角存在着差异，因此压力角的值根据大、小齿轮的压力角的均值计算。在“格里森”制双曲面齿轮传动中，小型汽车的平均压力角一般选用19°;中大型汽车的平均压力角一般选用22.5°;当小齿轮的齿数大于8时，平均压力角选用15°。双曲面齿轮小齿轮两侧的压力角在自然情况下不相等时，那么齿轮副在正反两个方向旋转时的啮合线长度是一样的。人为地改变压力角让两者不相等时，可让正、反两个方向旋转时的啮合线长度不相等。为了进一步增大齿轮在啮合时的啮合线长度，通常采用减小小齿轮轮齿凹面压力角的方式。通过减小压力角可以增大齿轮间的重叠系数，从而提高了齿轮啮合时的稳定性，降低了传动时产生的噪音。根据设计经验，在保证齿轮不出现根切的前提下，通过减小小齿轮齿凹面压力角，可以大大提高装置的传动性能。并且为了防止由于轴向力大于驱动压力而导致使得小齿轮被推向大齿轮情况的出现，驱动策的压力角不能小于100。避免造成非工作面的压力角过大，现在轿车用的“格里森”制双曲面齿轮的平均压力角为190。在这里按照经验公式得a=20°h)圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择经过被切齿轮齿中间的假想同心圆的直径被称作“格里森”制(圆弧齿)螺旋锥齿轮与双曲齿轮铣刀盘的名义直径。在确定名义直径的大小时，需要从两个方向考虑：①齿向曲率的大小；②刀盘直径的大小。工业上为了避免刀盘种类过多.导致刀盘成本的增加.已经将刀盘标准化了。其中.每一种规格的刀盘可以加工一定尺寸范围的圆弧锥齿轮下式可以初步得到刀盘名义直径：式中：K---系数，选取0.9~1.1Ao,Am---分别为从动齿轮的节锥距和中点锥距，mm对于刀盘名义直径的确定，可以根据公式3-10的计算值或动齿轮节圆直径选择表3-1中最接近的标准刀盘名义直径。主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算，依照下表进行计算：序号计算结果16小齿轮齿数z₁应不少于62大齿轮齿数z2:由z₁及速比定，但z与z₂间应避免有公约数；对轿车：车及一般工业传动：z₁+z₂>4034F大齿轮齿面宽F=0.155d₂(汽车工业)5E小齿轮轴线偏移距E:对轿车、轻型载货汽车及一般工业传动：E≤0.2d₂或E≤0.4Ao,对载货汽车、越野汽车、公共汽车：E=(0.1~0.12)d₂6大齿轮分度圆直径d2:按式(3-6)预选，7刀盘名义半径rd:按式(3-10)估算2rd,按表3-1选取rd8β小齿轮螺旋角的预选值β₁:按式(3-9)预选91径小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径齿轮收缩系数TR:当z₁≤12时TR=0.02(1)+1.06;当z₁>12时TR=1.30小齿轮节锥角小齿轮中点螺旋角β,极其靠近于(8)项的预选预选值大齿轮中点螺旋角β₂大齿轮节锥角y₂ 见前面说明2左栏选择左边公式，右栏选择右边公式51(37)+(40)(67)左大齿轮节锥顶点和小齿轮轴线之间的距离，正(+)号表示该节锥顶点该节锥顶点位于大齿轮轮体与小齿轮轴线之间大齿轮节锥距2作高，系数k按z₁查下表求得，但只有采用下列设计参数时，才使用“轿车"这栏的数值，否则都用“通压力角之和[(78)项]为38⁰;小齿轮轮齿凹面的压力角为12°或更大 轮齿两侧压力角的总和，载货汽车、双重收缩齿：θ₂=(84)大齿轮顶角θ₂(单位为分):未来1用标准收缩齿的公式来计算θ₂[见(89)项]及δ₂[见(91)项];2计算∑δs=θ₂+δ₂标准收缩齿齿顶角与齿根角之和；(85)标准收缩齿：3计算△释就是双重收缩齿，故(89)、(91)角母线收缩齿齿根角之和),此时应选择倾根锥母线收缩齿，就是(89)(91)项应依照倾根锥母线收缩齿公式计算—(89)标准收缩齿：大齿轮的齿根角(单位为分)采用哪一种收缩齿形的计算公式见上项注释径向间隙C为大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高的15%再加上0.05大齿轮的面锥角大齿轮的根锥角大齿轮外圆直径x⁰2=(106)一(93)(49)大齿轮外缘和小齿轮轴线之间的距离大齿轮面锥顶与到小齿轮轴线之间的距离，正(+)号表示该面锥顶点轴线之间大齿轮根锥顶点和齿轮轴线之间的距离，正(+)号表示该根锥顶点越锥顶点位于大齿轮轮体与小齿轮轴线之间小齿轮的面锥角小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距大齿轮轴线，负(一)号表示该面锥间±(113)(67)右-(68)右左栏用公式前的正(+)号，右栏用公式前的负(一)号(68)左+(87)(68)右26)左小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离+(75)(126)右小齿轮轮面前缘至大齿轮轴线的距离小齿轮的外圆直径 正(+)号表示该根锥顶点越过大齿轮轴线，负(一)号表示该根锥顶点位于小齿轮轮体与大齿轮轴线之间小齿轮根锥角轮齿折断可以分为两种情况。(1)在齿轮工作过程中，根据受力分析，齿根受到劳折断。(2)由于没有正常使用齿轮，结果让齿轮长期处于过载工作状态或长期受到最为经常见到的渗碳齿轮失效形式是齿面的点蚀和脱落。在齿轮工作过程中，相互啮合的表面会产生挤压现象，由于长期受到挤压作用或挤压的压力过大时，啮合面会产生细微的疲劳裂纹，裂纹会随着齿轮连续转动沿表层不断延伸直至最后脱落，形成麻点或斑坑。而麻点或斑坑的出现会破坏轮齿的工作表面，导致齿轮传动不稳定，并伴随噪音，严重时使得齿轮无法工作，这种齿轮失效的形式叫做齿面的点蚀与脱落2、“格里森”制圆弧双曲面齿轮的强度计算a)单位齿长上的圆周力：式中：P--单位齿长上的圆角力，N/mm;P--作用在齿轮上的圆周力，N,按发动机最大转矩T和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；F--从动齿轮的齿面宽，mm.按发动机最大转矩计算时：Ig--变速器传动比，取I档及直接档进行计算，针对多桥驱动汽车应考虑驱动桥数及分动器传动比按最大附着力矩计算时：式中，G:--驱动桥对水平地面的负荷.N;rr轮胎的滚动半径d2主减速器从动齿轮节圓直径mm。很多单位齿长上的圆周力[p](N/mm),见下表。如今设计汽车的时候，材质及加工工艺等制造质量的不断提高，单位齿长上的圆周力有时高出表数据的20%~25%。表3.3许用单位齿长上的圆周力[plN/mm参数汽车类别面的附着系数9I挡直接挡载货汽车公共汽车牵引汽车一档时：P=2×220×6.8×103/(51×50)=1173.3<8P=2×40000×0.304×0.85×1000/(331.5×50)=1764.1≤893×1.25=1786.25N/从动轮：主动轮：K0--超载系数，见式(3-2)下的说明，Km--荷分配系数.在两个齿轮均用骑马式支承型式时.Km=1.00-1.10;当一个齿Kv--质量系数.针对于汽车驱动桥齿轮.在轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高Cp——综合弹性系数，对于钢制齿轮副，取Cp=232.6NL/mm;d1-—主动齿轮节圆直径，该车为51mm;Ks——尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性Km——齿面载荷分配系数，对于悬臂式支承，Km=1Kv——质量系数，跟齿轮精度和齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的影响有F——取b1和b2中的较小值，取50mm;按m计算：d)强度计算后齿轮尺寸的调整如此前所述，强度计算得到的弯曲应力和接触应力不应该超过它们的许用应力，反之应加大齿轮尺寸。使其计算应力在许用应力的范围内。齿轮尺寸在增大以后，可近似地按以下两式求得。按弯曲强度：按接触强度：若是依据日常行驶疲劳寿命来设计的齿轮，一般不满足弯曲强度或解除强度的要求，可以按照以上两式进行适当调整。经过核算，设计的齿轮均符合要求。4差速器设计在差速器方案论证中，选用了普通锥齿轮式差速器，下面进行设计计算。4.1差速器齿轮主要参数的选择[8]1、行星齿轮数目的选择由主减速器传来的轮矩要通过差速器分配给车轮，因此，差速器行星齿轮的齿数要根据所承载状况来确定。选择：计划用4个行星齿轮2、行星齿轮球面半径Rb的确定行星齿轮的安装尺寸就是差速器行星齿轮的球面半径Rb,实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥齿轮的节锥距，所以在一些方面它表明了差速器的强度，另外，Rb的大小也制约着差速器的尺寸大小。行星齿轮的球面半径根据下面公式确定：Rb—一行星齿轮球面半径。Kb一行星齿轮球面半径系数，Kb=2.52～2.97,对有四个行星齿轮的轿车和货车取小值所以Kb=2.52,Td——计算转矩，取Tce、TCS中的较小值(N.m),参考某车型得Rb=73.3533mm;3、行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择让行星齿轮的齿数尽可能的少，去得到略高的模数，来提高齿轮强度，然而不能少于10,半轴齿轮的齿数选择在14~25,半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多位于1.5~2.0的范围间，设计当中，初选半轴齿轮的齿数为z2=22,行星齿轮齿数取Z1=11;4、差速器锥齿轮模数及半轴齿轮的分度圆直径的初步确定行星齿轮和半轴齿轮的节锥角分别为γ1和γ2:锥齿轮大端端面模数m:行星齿轮和半轴齿轮的节圆(分度圆)直径d1和d2用下式计算：汽车差速器齿轮大多采用压力角为250,齿高系数等于0.8的齿形。此种齿形的最少齿数可减少至10,同时在小齿轮不变尖的条件下经过切响修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋向等强度，所以设计也采用250,作为差速器压力角，即α6、行星齿轮轴直径d及支承长度L的确定行星齿轮轴直径(即行星齿轮安装孔直径)d接下式计算：宽中点处的平均直径，d/2‘≈0.8d2;d2是半轴齿轮大端分度圆直径d2=132mm,所以取d=33mm;行星齿轮在轴上的支承长度(行星齿轮安装孔的深度)L=1.1d=36.64mm4.2差速器齿轮的几何参数计算汽车差速器的行星齿轮以及半轴齿轮都采用直齿圆锥齿轮，几何参数依据表4-1计序号名称代号行星齿轮半轴齿轮1齿数Z2m63轴间夹角∑4节锥角Y5d67齿面宽b8周节t9h压力角α径向间隙C齿根角δ面锥角根锥角外圆直径节锥顶点至齿轮外缘距离理论弧齿厚S齿侧间隙B弦齿厚弦齿高5.1轴承的选择通常先根据结构设计初步确定轴承的基本尺寸，对轴承寿命进行校核。须求出作用在齿轮上的力才能求出对轴承上的力和轴承上的反力。表5-1预选轴承数据序号型号名称尺寸数量1主动锥齿轮后轴承12主动锥齿轮前轴承11、花键的设计图5.1花键示意图本次设计使用渐开线花键a)最小轴颈的计算代入数据计算得d>28.35mm名称代号公式1m12分度圆压力角a3齿数Z4理论工作齿高5分度圆直径6基圆直径7公称直径D8内花键齿根圆直径外花键齿根圆直径9内花键齿顶圆直径外花键齿顶圆直径内花键齿的渐开线终点直径外花键齿的渐开线终点直径周节t分度圆弧齿槽宽Srb)花键的校核动连接：ψ:载荷分配不均系数.与齿数有关ψ=0.7-0.8,齿数多取小。1:齿的工作长度.单位mm:h:齿侧面的工作长度，渐开线花键：a=30°h=m;a=45°hdm花键平均直径，单位为mm,渐开线花键dm=di,di为分度圆直径，mm计算得到的σ,,对照机械设计西北工业大学第八版表6-2器主动螺旋锥齿轮上的当量转矩Tia依照下式求得：Temax——发动机最大转矩，220N.m;档使用率，可近似取1,3,5,16,75is,ig2,…——变速器传动比，分别为：7.51,4.27,2.60,1.59,1,Jn,Jn,…,Jm——变速器处于I,Ⅱ,Ⅲ,IV档时的发动机转矩利用率，分别为50,60,70,70,603、螺旋锥齿轮受力分析图5.2主动锥齿轮的受力根据主动锥齿轮的螺旋方向(左旋)和旋转方向(顺时针<从背面看>),可以确定螺旋锥齿轮的轴向力z及径向力R为式中：P—一齿轮齿面宽中点的圆周力；β、β₂——主、从动锥齿轮螺旋角；a1、α₂——主、从动锥齿轮驱动齿廓法向压力角；Y1、Y₂——主、从动锥齿轮节锥角；锥齿轮齿面宽中点圆周力P为：T—一作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动齿轮上的当量转矩Tdz,N.m;dm——该齿轮齿面宽中点的分度圆直径，mm;对于双曲面齿轮：d₂-—从动锥齿轮节圆直径；F-—从动齿轮齿面宽；YR₂——从动锥齿轮根锥角；z1、z2—一主、从动齿轮齿数；β1,β₂——双曲面主、从动齿轮的螺旋角。代入数据计算得：1、计算载荷的确定对于主减速器主动锥齿轮轴的强度校核主要是进行弯扭合成强度校核，其计算转矩应该是发动机最大转矩配与最低传动比和驱动轮打滑时的计算转矩的较小者，由前面章节的内容已经求出主动轴的计算载荷为前面已经计算出在计算转矩下主动圆锥齿轮的受力为：F,=9728.29N;Fa=10292.3N;F,=2、主动锥齿轮轴力学模型的建立根据主动锥齿轮轴的结构设计，建立力学模型如图3所示。再依照轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个平面力系。其中F是经过另加转矩而平移至指向F轴线；²ae也应该经过另加弯矩而平移到作用于轴线(上述转化在图中均未画出)。图5-3主动锥齿轮力学模型示意图求解轴承A、B支反力根据(图10)的力学模型建立力、力矩平衡方程如下：根据式5-2式5-3的校核合格，得出轴在花键处为最小危险截面，而且校核已经合根据轴的受力分析，分别按xy、xz平面计算各力产生的弯矩，同时依照计算结果作出xy平面上的弯矩MB和xz平面上的弯矩Mv。M——轴在计算截面上的合成弯矩；危险截面处M=1100×10³N.mmFa-—轴在计算截面上的轴向载荷；截面F=10292NT——轴在计算截面上的扭矩；截面T=1346.4N.mm;[ø]--轴的许用弯曲应力，对于20CrMnTi,[σ]=365Mpa,6汽车主减速器ug建模及装配此部分因涉及零件较多，因此省略掉，主要注重于下一节的装配过程。运用UGNX4的装配功能结合主、从动齿轮的装配要求，进行模拟装配，其装配的大体过程如下：第一步：先把差速器的十字轴与四个行星齿轮及行星齿轮垫圈装配在一起如图6-1所示：图6-2图6-3第二步：接着把半轴齿轮和四个行星齿轮装配在一起，调整各个齿轮使他们互相啮合，如图6-2图6-3所示：图6-4图6-5图6-6轴齿轮和差速器壳体之装上去，并且用8个M12*80的螺栓紧固(因为零件相同，这里只画出一个M16螺栓)如图6-4图6-5图6-6:图6-7第四步：将主减速器从动轮用8个M12*40的螺栓紧固(因为零件相同，这里只画出一个M16螺栓)如图6-7:图6-8图6-9并且紧固，并装上主