基于ADAMS的汽車主減速器設計,基于,ADAMS,汽車,減速器,設計 畢業(yè)設計報告(論文) 報告(論文)題目： 基于ADAMS的汽車主減速器 設計與仿真 作者所在系部： 機電工程學院 作者所在專業(yè)： 車輛工程 作者所在班級： B13141 作 者 姓 名 ： 王杰 作 者 學 號 ： 201322190 指導教師姓名： 臧繼嵩 完 成 時 間 ： 2017.5 北華航天工業(yè)學院教務處制 摘要 汽車主減速器是汽車驅動橋中非常重要的傳力部件，主減速器也是汽車上最關鍵的部件之一。 本次的畢業(yè)設計是為汽車設計一個結構合理、工作性能可靠的主減速器。該主減速器將設計成單級圓柱齒輪減速器。與多級主減速器相比，可以保證離地間隙較小，但不影響傳動比，此外單級主減速器還具有很多優(yōu)點，比如結構緊湊，噪聲小，以及使用壽命長。本次設計包括了單級主減速器的各零部件的設計以及其相應參數(shù)的設計和校核過程。設計的內容為：主減速器齒輪和軸的設計，主減速器結構的選擇。主減速器在汽車傳動系中的主要作用是減小轉速、增大扭矩，通過齒數(shù)少的圓柱齒輪與齒數(shù)多的圓柱齒輪嚙合傳動。 設計好減速器后通過ADAMS軟件對設計好的準雙曲線圓柱齒輪仿真，對建立好的齒輪模型添加約束使之運動，結合實際計算和測試的結果，采用虛擬樣機技術研究準雙曲線齒輪，將實際設計時計算出的結果和動力學仿真得出的結果對比分析，得出主減速器準雙曲面齒輪運動和工作狀況，為本次設計提供相應的理論依據(jù)。 關鍵詞：主減速器 傳動比 典型工況分析 動力學仿真 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 to?the?car?to?be?reasonable,The graduation design is designed for the car reasonable structure, reliable performance of the main reducer.This?main?gear?box?is?composed?of?a?level?of?gear?reductions.Compares?with?the?Multi - 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 the?noise of single-stage main reducer?is?smaller,can use a?long?time and?so?on?.The?design?mainly?includes:Main?gear?box?structure?choice,verification of the corresponding parameters.The?main use of the ?reducer?in?the?transmission?lines?used?to?reduce?vehicle?speed,also increased?the?torque.Through the small number of teeth to promote the more number of cylindrical gears cylindrical gear drive. The dynamic model of?hypoid?gears?is?established?by Adams software,and the driving force are considered.Then. Add a constraint on the established gear model to make it move.finally ,through?the?comparative?analysis?of?the?actual?testing?results,and?the?dynamic?simulation?results.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. key?words : Main?reducer Gear Check transmission ratio dynamics simulation 1 北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文 北華航天工業(yè)學院 本科生畢業(yè)設計（論文）原創(chuàng)性及知識產(chǎn)權聲明 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） 基于ADAMS的汽車主減速器的 設計與仿真 是本人在指導教師的指導下，獨立進行研究工作取得的成果。除文中已經(jīng)注明引用的內容外，本設計（論文）不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品或成果。對本設計（論文）的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。因本畢業(yè)設計（論文）引起的法律結果完全由本人承擔。 本畢業(yè)設計（論文）成果歸北華航天工業(yè)學院所有。本人遵循北華航天工業(yè)學院有關畢業(yè)設計（論文）的相關規(guī)定，提交畢業(yè)設計（論文）的印刷本和電子版本。本人同意北華航天工業(yè)學院有權保存畢業(yè)設計（論文）的印刷本和電子版，并提供目錄檢索與閱覽服務；可以采用影印、縮印、數(shù)字化或其它復制手段保存論文；在不以營利為目的的前提下，可以公布非涉密畢業(yè)設計（論文）的部分或全部內容。 特此聲明 畢業(yè)設計（論文）作者： 指導教師： 年 月 日 年 月 日 目 錄 摘要 1 Abstract： 2 第1章 引言 1 1.1課題研究的目的及意義? 1 1.2汽車主減速器發(fā)展現(xiàn)狀以及發(fā)展趨勢 1 1.3課題研究的內容? 2 1.3.1主減速器齒輪的類型 2 1.3.2主減速器的減速型式? 3 1.3.3 汽車主減速器的仿真 3 第2章?汽車主減速器設計計算 4 2.1主減速器齒輪的設計 4 2.1.1選擇齒寬系數(shù) 4 2.1.2 壓力角α的選擇 4 2.1.3選擇主、從動圓柱齒輪齒數(shù) 4 2.1.4 初選螺旋角 4 2.1.5其他尺寸的選擇 5 2.1.6齒面接觸疲勞強度的計算 5 2.1.7 齒輪相關參數(shù)計算 7 2.1.8 按齒根彎曲強度設計 7 2.1.9齒輪幾何尺寸計算 9 2.2齒輪軸的設計 12 2.2.1 軸直徑的設計 13 2.2.2 計算軸各段長度 14 2.2.3 軸的強度校核 16 2.3 主減速器其他零部件的設計 19 2.3.1主減速器概述 19 2.3.2主減速器方案的選擇? 20 2.3.3 主減速器零部件設計 20 第3章 汽車主減速器的仿真 29 3.1 ADAMS仿真概述 29 3.2主減速器齒輪運動仿真 29 3.3 結論分析 33 致謝 34 參考文獻 35 附表1 36 附表2 37 第1章 引言 1.1課題研究的目的及意義? 自從世界上第一臺汽車研發(fā)問世以來，汽車工業(yè)產(chǎn)業(yè)便隨之誕生，并漸漸地對世界的發(fā)展和人們的生活產(chǎn)生越來越大的影響，同時也為人類的進步作出了巨大的貢獻，可以說汽車與我們的生活越來越密切。我們對汽車的產(chǎn)品也有了更為全面、深入的了解，這也需要我們握住“汽車設計”的發(fā)展方向，從而制造出更多更能適合我們的汽車。 本次畢業(yè)設計是通過對汽車主減速器的設計計算與仿真，使大家對汽車主減速器的設計與原理能有更好的認識。綜合運用我們在大學期間所學的理論、專業(yè)知識，設計一款滿足使用要求的主減速器。本次設計能更好的鞏固所學知識，培養(yǎng)自主查閱資料的能力，提高自我發(fā)現(xiàn)問題和解決問題的能力，為畢業(yè)后進入工作崗位工作奠定理論基礎。? 汽車主減速器是汽車傳動系統(tǒng)中十分重要的部件之一。是連接發(fā)動機和工作機的最有效裝置，它能夠將來自發(fā)動機的轉矩傳給汽車車輪，實現(xiàn)降低轉速同時增大扭距的目的。汽車主減速器可以提高汽車的行駛平穩(wěn)性和通過性使駕駛汽車時更加舒適。主減速器安裝在發(fā)動機和差速器之間，這可以減小萬向傳動裝置、變速箱等主減速器前面的傳動部件所傳遞的扭矩，同時也可以減小變速箱箱體的大小，使操控更加靈敏省力，同時也可以節(jié)省汽車百公里的油耗。 在全球石油價格不斷上漲的今天，人們也越來越關心汽車的經(jīng)濟性，這不僅僅只對與小汽車，這對所有類型汽車都有作用，各汽車生產(chǎn)廠家都在致力于提高燃油經(jīng)濟性以此來增強其產(chǎn)品在市場上的競爭力，降低油耗不僅僅是在發(fā)動機的工作上節(jié)油，還需要從傳動系中增加系統(tǒng)傳動的效率，因此本次汽車主減速器的設計顯得十分重要。 1.2汽車主減速器發(fā)展現(xiàn)狀以及發(fā)展趨勢 現(xiàn)如今汽車領域的發(fā)展可謂日新月異。新的設計理論層出不窮，各種新技術應用在不同汽車上，加工工藝也日益精湛，新型材料的發(fā)現(xiàn)也對汽車的發(fā)展起了提供了更多的選擇，汽車零件的結構也在傳統(tǒng)形式的基礎上有了很大的改善．這些新型材料的應用，使汽車更具有舒適性，增加了汽車的安全性和可靠性。 我國汽車主減速器的研發(fā)創(chuàng)新設計還存在很多缺點和不足：一是主減速器設計研發(fā)以外資或合資為主具有自主知識產(chǎn)權的較少。二是不同地區(qū)生產(chǎn)廠家溝通合作較少，產(chǎn)品之間相互合作力的密切程度有待提高。三是市場競爭不公正，各企業(yè)生產(chǎn)盈利普遍不高，生產(chǎn)的產(chǎn)品技術含量低，但與此同時汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展又迎來一個新的機遇。那便是計算機技術在汽車生產(chǎn)設計研發(fā)中的作用越來越大，汽車減速器的發(fā)展將迎來新的機遇，從經(jīng)濟性指標、公司之間的合作，甚至是汽車排放量等多個領域迎來重大改善，這將更好地推動汽車行業(yè)向著更好的方向發(fā)展。 現(xiàn)如今汽車各個的零部件的生產(chǎn)進入單獨化，不在是以往的整個汽車生產(chǎn)相連，這樣做可以使設計達到最優(yōu)效果，設計更加專業(yè)，同時加強了各企業(yè)間的相互合作，要掌握汽車發(fā)展的規(guī)律和方向，努力追趕世界的腳步。我國自主研發(fā)設計的汽車主減速器也將擁有更巨大的發(fā)展空間，具有更美好闊的市場前景。 目前我國的汽車主減速器設計研發(fā)仍存在諸多問題，新產(chǎn)品的研究和開發(fā)較少創(chuàng)新意識較差、缺乏國外那種更為科學的管理方式，企業(yè)現(xiàn)用的生產(chǎn)設備老化嚴重等等。這導致了我們生產(chǎn)的產(chǎn)品精度較低自動化水平較低，自主品牌較少，無法與世界上大的生產(chǎn)企業(yè)相競爭。這需要我們加快技術創(chuàng)新的步伐、提高生產(chǎn)技術，提高我們的管理水平，早日趕上世界先進生產(chǎn)廠家，早日研發(fā)設計出能夠適應中國國情的汽車主減速器，早日實現(xiàn)由中國制造邁向中國創(chuàng)造。在東方汽車公司實習時我們也見到了許多新產(chǎn)品，新理念。各工廠分工合作，與此同時與沿海較先進的廠家密切合作，生產(chǎn)的產(chǎn)品也一度銷往東南亞甚至西方國家，可以說我國的主減速器得設計研發(fā)在迅速進步。希望能早日實與世界先進技術的接軌。 在設計研發(fā)上，CAD、CAE等計算機應用技術漸漸成熟并應用在汽車研發(fā)設計中，AUT、proE等軟件的應用大大方便了我們的設計研發(fā)，使主減速器無論是結構還是性能，包括齒輪的加工，都變得更加方便高效。數(shù)模的建立、設計產(chǎn)品的仿真技術等在汽車設計中的作用越來越大;減速器各零部件的設計初步實現(xiàn)了虛擬化，科學化。汽車主減速器設計開發(fā)的產(chǎn)品更加精確，參數(shù)的計算更加快速準確，產(chǎn)品的形狀尺寸設計更加合理，更宜于設計的產(chǎn)品批量生產(chǎn)，更加適應現(xiàn)代工業(yè)企業(yè)的多樣化需要，滿足不同類型消費者的需求。跟上產(chǎn)品更新?lián)Q代的腳步，滿足這個快速變化的市場需求。 總的來說，現(xiàn)如今汽車主減速器發(fā)展朝著高精度、高效率、低成本、更靈便、更環(huán)保的方向發(fā)展。在相同的條件下，相同的車型對零部件的使用壽命有了更高的要求，相同的車型對汽車的個性能指標也要求更高，一款車也不在局限于一個地區(qū)的使用，這便要求其適應不同環(huán)境的能力更強;對主減速器的使用要求更是如此。如何設計出壽命更長、更加高效輕便、噪音更低、強度更大，潤滑和密封性能更高的汽車主減速器，這迫切需要我們去研發(fā)設計。 1.3課題研究的內容? 1.3.1主減速器齒輪的類型 主減速器種類樣式繁多，將減速器分類若是根據(jù)減速器傳動類型分類有：齒輪減速器、行星齒輪減速器和蝸桿減速器還有就是這些減速器混搭使用的多級減速器。在現(xiàn)代汽車使用的減速器中，使用的最多的單級汽車減速器是螺旋錐齒輪減速器還有就是雙曲面齒輪減速器這兩種。在雙級主減速器中，通常還要加一組行星齒輪或者加一對斜齒圓柱齒輪（斜齒強度更高適用范圍更廣）。當減速器作為輪邊減速器時，則通常采用斜齒圓柱齒輪減速器，采用普通的兩平行軸的形式布置，有時也使用行星齒輪的布置形式。在一些公共汽車、大型載貨汽車上，有時也采用蝸輪傳動的汽車主減速器。 1.3.2主減速器的減速型式? 主減速器的減速型式有多種，按照齒輪的級數(shù)可分為：雙級主減速和單級主減速。? 這兩種不同類型的主減速器適用不同類型不同需求的汽車，不同類型的主減速器有不同的特點需要我們去根據(jù)不同的需要去選擇。我們本次畢業(yè)設計就是根據(jù)此次題目和數(shù)據(jù)，通過分析計算和研究，尋求滿足本次設計要求的減速器，需要我們計算齒輪的強度、軸的大小和尺寸，主減速器的大小和尺寸，應考慮到減速器制造加工成本，了解不同類型的減速器的優(yōu)缺點。從而選出最優(yōu)方案，設計符合本次要求的汽車主減速器。 1.3.3 汽車主減速器的仿真 設計完成后，對減速器在ADAMS中進行仿真，對所得的數(shù)據(jù)進行分析，得出設計結論。在ADAMS中可以直接繪制減速器齒輪，然后施加約束，分別給高速軸添加速度，得出低速軸速度，給高速軸施加一個轉矩，得出軸向力、徑向力、轉矩的大小。 第2章?汽車主減速器設計計算 2.1主減速器齒輪的設計 齒輪傳動是機械傳動中十分重要的傳動形式之一，其應用也十分廣泛，具有傳遞功率大，結構緊湊，傳動比很穩(wěn)定，傳動效率高等優(yōu)點。這是其他機械傳動所無法與之相提并論的。本次設計為汽車主減速器，齒輪設計成閉式漸開線斜齒圓柱齒輪。設計要保證不會發(fā)生任何形式的齒輪失效，保證齒輪設計符合國家規(guī)定，在閉式齒輪傳動中保證齒面接觸疲勞強度達到需要的標準，由于該功率較大，還要考慮到齒輪的冷卻散熱。 2.1.1選擇齒寬系數(shù) 由齒輪的計算公式可知，輪齒越寬齒輪的承載能力越大；但齒寬過大會使齒面上的載荷分布不勻稱，所以齒寬系數(shù)應該選取適當。計算公式時，對于標準減速器，根據(jù)《機械設計》表10-7選定出相應的值。由于兩支撐相對于小齒輪對稱分布，所以值為 0.9～1.4之間。由于本次設計齒面均為硬齒面，取值應靠下限。 2.1.2 壓力角α的選擇 壓力角的選擇對于齒輪設計十分重要，若增大壓力角α,輪齒的齒厚會隨之增大，齒輪的齒廓曲率半徑也會隨著壓力角的增大而增大之增加。雖然可以提高齒輪的彎曲強度，使齒輪更加的堅實，增大了接觸強度，但是如果壓力角過大則會導致齒輪太厚，容易磨齒，產(chǎn)生更大的噪音等缺點，另外加工成本也會增加，所以壓力角應該選擇一個適當值。我國規(guī)定在選擇時一般齒輪的壓力角選取為α=20°為最佳。 該壓力角完全滿足本次設計需要，因此本次設計選擇壓力角為α=20°。 2.1.3選擇主、從動圓柱齒輪齒數(shù)和 本次設計的主減速器轉速較高，又是在車內的密閉空間內，根據(jù)絕大部分車型的選擇，本次設計選擇閉式齒輪傳動，為了提高減速器齒輪傳動的平穩(wěn)性，減小齒輪間的沖擊震蕩，所以齒數(shù)應該設計多一些為好。輪齒傳動主要失效形式為磨損失效，為使本次設計的輪齒整體尺寸不至過大，故小齒輪應該在滿足使用要求的情況下，選擇較小的齒數(shù)，對于 α=20°的標準斜齒圓柱齒輪，國家規(guī)定一般應取≥17。 本次設計初步選擇齒數(shù)為=20。則根據(jù)兩齒輪的傳動比為4.5，可輕易求出=90。 2.1.4 初選螺旋角 本次設計的螺旋角是圓柱螺旋線的切線與通過切點的圓柱面直母線之間所夾的銳角，增大螺旋角β可以增大軸向重合度，提高傳動的平穩(wěn)性和降低噪聲，使傳動平穩(wěn)。但增大螺旋角會增加軸向力，一般斜齒輪螺旋角在8°～20°，本次設計初選 已知數(shù)據(jù)如下表 表2-1 初始數(shù)據(jù) 最大功率 150KW 最大轉速 2500r/min 最大轉矩 350N?m 最高檔傳動比 4.5 2.1.5其他尺寸的選擇　 1.已知，選取的小齒輪齒數(shù)＝20，大齒輪齒數(shù)＝90。 　　2.選取齒輪的精度等級。因齒輪加工采用調質淬火的方式熱處理，輪齒幾乎不會有變形，所以不需要磨削，故齒輪直接選取7級精度。 3.考慮此減速器的功率較大，故由表《常用齒輪材料及其力學特性》選得大齒輪為45鋼，齒面硬度為280HBS，小齒輪的材料為40Cr，齒面硬度為240HBS。并經(jīng)調質淬火的熱處理方式以增強其表面硬度。 2.1.6齒面接觸疲勞強度的計算 1.由設計計算公式進行試算小齒輪分度圓直徑 （2-1） 　（1）試選載荷系數(shù)Kt＝1.3； ?。?）已知小齒輪傳遞的最大轉矩為=350N·m； （3）由表《圓柱齒輪的齒寬系數(shù)》再根據(jù)2.1.1選取齒寬系數(shù)值=1.0； （4）由《機械設計》圖10-20查得區(qū)域系數(shù)； （5）由表《彈性影響系數(shù)》查得材料的彈性影響系數(shù)值=189.8； （6）由圖《齒輪的接觸疲勞強度極限》查得小、大齒輪的接觸疲勞強度的極　　 限值分別為，； （7）已知兩齒輪傳動比為μ=4.5。 （8）由公式計算重合度系數(shù)。 （2-2） ° （9）由公式可得螺旋角系數(shù) 2.我國汽車壽命一般為15年，而每天使用汽車時間一般不會超過8小時，為滿足不同人群的使用需求，選擇每天8小時的工作時間,每年使用300天。 取安全系數(shù)S＝1，由圖《接觸疲勞壽命系數(shù)》查得接觸疲勞壽命系數(shù)，；將結果帶入公式得 取兩者中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 可初步計算出小齒輪分度圓直徑為 3.計算實際載荷系數(shù) -使用系數(shù)，取=1.25； -動載系數(shù)，由表《動載系數(shù)》查得=1.18； -齒間載荷分配系數(shù)，由表《齒間載荷分配系數(shù)》查得，=1.1； -齒向載荷分配系數(shù)，查表《齒向載荷分配系數(shù)》，由插值法取得 =1.43。 計算分度圓直徑 相應齒輪模數(shù) 2.1.7 齒輪相關參數(shù)計算 　　　 1.計算齒輪的圓周速度v （2-3） 2.計算齒輪的齒寬b 2.1.8 按齒根彎曲強度設計 1.彎曲強度的設 （2-4） （1）試選載荷系數(shù)。 （2）由圖《彎曲疲勞壽命系數(shù)》查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 （3）由圖《齒輪的彎曲疲勞強度極限》d查到大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限值分別為＝600MPa， ＝550MPa。 （4）計算彎曲疲勞許用應力 　　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，得 （5）計算彎曲疲勞強度重合性系數(shù)。 （2-5） （6）計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)。 （7）計算大小齒輪的參數(shù)并加以比較 由《機械設計》圖10-17查得小齒輪和大齒輪的齒形系數(shù) =2.650 ，=2.226。 由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)>可查得 =1.580，=1.764。 因為大齒輪的值大于小齒輪，所以取值為大齒輪的計算結果為最終結果。 （8）齒輪法向模數(shù)為 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算出來的的模數(shù)m大于由齒根疲勞強度計算的模數(shù)，齒輪模數(shù)m的大小主要取決于齒輪彎曲強度，取決于齒輪的承載能力。而計算得出的承載能力，只跟齒輪分度圓直徑有關，由彎曲強度算得模數(shù)與實際模數(shù)更為相近，根據(jù)計算結果模數(shù)應大于2.06又初步計算得齒輪模數(shù)為4.5，因此根據(jù)GB-1357取值，取得齒輪模數(shù)的標準值m＝3mm，而對應計算出的分度圓直徑＝99.81mm，根據(jù)公式可得： 　　　　?。絛1/m＝99.81/3＝33.27，齒輪的齒數(shù)需取整，則?。?4 　　　　　　?。絬＝4.5×33.168=149.256，因兩齒輪齒數(shù)需要互為質數(shù)，能更好地提高齒輪的壽命和耐磨性，故取=151 2.1.9齒輪幾何尺寸計算 1.計算兩齒輪間的中心距 考慮到模數(shù)取值增大了，在這里將中心距圓整為287mm。 2.按圓整后中心距修正螺旋角 3.計算小，大齒輪的分度圓直徑 4.計算齒輪的齒寬 考慮存在安裝誤差，并且為了保證齒輪正常嚙合，節(jié)省齒輪加工所需要的材料，要將小齒輪略微加寬，在這里根據(jù)計算結果我們取=108mm。大齒輪的齒寬等于設計計算出的齒輪寬度，即取=105mm。 5.齒輪強度校核 （1）齒面接觸疲勞強度校核 按之前計算出來的結果，根據(jù)如下公式計算 （2-6） 根據(jù)之前設計時的計算結果，已知=2.32，， ，，u=4.5， ， ， 將以上參數(shù)帶入公式，得到 齒面的接觸疲勞強度極限，滿足要求。 （2）齒根彎曲疲勞強度校核 根據(jù)如下公式 （2-7） —應力修正系數(shù) —彎曲疲勞強度重合度系數(shù) —彎曲疲勞強度螺旋角系數(shù) 根據(jù)設計時的計算結果，已知，，， ，，，β=12.7°，=1，=4.5，=34 計算 ，。 將以上計算結果代入公式得 本次設計齒輪的齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 表2-2 兩齒輪參數(shù) 序號 項目 代號 計算公式及計算結果 1 齒數(shù) 齒輪1 34 齒輪2 151 2 法向模數(shù) m 3 3 壓力角 20° 4 齒頂高系數(shù) 1 5 頂隙系數(shù) 0.25 6 螺旋角 β 14.78° 7 實際中心距 a 277.5 8 齒形角 20° 9 徑向 變位系數(shù) 齒輪1 0 齒輪2 0 10 全齒高 齒輪1 6.75 齒輪2 6.75 12 旋向 齒輪1 左旋 齒輪2 右旋 13 重合度系數(shù) ε 1.69 14 齒寬 齒輪1 108 齒輪2 105 15 分度圓直徑 齒輪1 105 齒輪2 468 16 齒頂高 齒輪1 3 齒輪2 3 齒輪參數(shù)公式見附錄1。 根據(jù)齒輪參數(shù)，在caxa中繪制出大齒輪，其中大齒輪形狀如下圖。 圖2-1 齒輪形狀 2.2齒輪軸的設計 軸的結構主要取決于軸的安裝位置，軸上零件的類型、尺寸、數(shù)量等。設計時需根據(jù)不同情況進行具體分析。為使齒輪軸承等有配合要求的零件拆裝方便，與此同時減少配合表面的擦傷，在配合軸段前應采用較小的直徑，為便于安裝與軸做過盈配合的零件，軸在設計時不同軸段的軸肩應設計成不同的尺寸，即設計成階梯軸。確定每一段軸的軸長時，應盡可能使所設計的減速器結構緊湊，保證零件之間的空間滿足安裝要求。與齒輪相配合的軸的段長度一般齒輪要比軸長2～3mm。 圖2-2 低速軸的配合例圖 2.2.1 軸直徑的設計 1.計算 按公式初步計算出軸的直徑，根據(jù)輸出軸的功率P和軸所承受的扭矩T，計算最小軸的小直徑（查《機械設計基礎》表15—3 取 c=104） （2-8） 因該軸段上需要設計一個鍵槽，考慮到挖去的鍵槽會減小軸的強度，可將d增大5%，調整直徑取整數(shù)為70mm。 2.計算 根據(jù)公式計算軸二的直徑，軸二的軸肩高度一般比軸一要大0.07～0.1倍可得 因為必須符合軸承密封元件的要求，根據(jù)上述說明，經(jīng)查國家標準件尺寸表（密封裝置的國標尺寸）知軸尺寸應為尾數(shù)為0或5的整數(shù)。取 3.計算 軸三的尺寸由2.2已說明，為方便拆卸和安裝，軸三應比軸二寬(1～5)mm。 則=+(1～5)mm==81～85mm 且必須與和他相配合的軸承的內徑一致，即尺寸為整五或者整十的尺寸。取圓整，初選軸承型號為6217,查表（GB/T 276-1994）可知，B=28mm，D=150mm。 4.計算 為與齒輪配合的軸段，軸直徑應比大(1～5)mm。這樣可以使齒輪安裝時不會與其他軸發(fā)生摩擦，從而影響齒輪尺寸，使配合更準確。 ’=+(1～5)mm==86～90mm 為裝配方便而加大直徑，應取齒輪軸圓整為標準直徑，一般取尾數(shù)為0或5的尺寸作為齒輪軸直徑，根據(jù)計算結果?。? 5.計算 為齒輪軸軸肩，其保護和定位的作用，我國在齒輪設計時規(guī)定，軸肩應比齒輪軸高（0.07～0.1）倍，因此可計算出齒輪軸為 原理同上，應取圓整直徑，因此可取 6.計算 在同一軸上的軸承可以選擇同一個型號，以便減少軸承類型和軸承尺寸設計，使拆裝更換零件，以及零件的加工更加方便快捷，尺寸設計的也更加緊湊。 齒輪軸各階梯軸段直徑如下表： 表2-3 軸各段直徑 名稱 直徑（mm） 70 80 85 90 100 85 2.2.2 計算軸各段長度 1.計算 經(jīng)計算半聯(lián)軸器的長度l=75mm，為保證軸端擋圈準確地與半聯(lián)軸器相連接，與此同時有不會不壓在軸的端面上，對軸產(chǎn)生過大的負擔，因此設計該軸段軸的長度時，應使該段軸的長度應比l略長一些，取 =100mm。 2.計算 軸的長度應與該軸上所連接的零部件的尺寸相對應，因此軸段長度應大于該軸對應的軸承端蓋的長度。 （2-9） 本次設計所需要的軸承端蓋采用凸緣式軸承端蓋，取，其中為螺釘直徑M12，由軸承外徑查《機械設計課程設計》表14-1，取=12mm。 （2-10） 式中，為箱體壁厚，取=9mm，所以 m=30mm。代入公式得 取 3.計算 長度等于軸承寬度B，密封裝置長度，擋圈長度的和再多出2～3mm 即，=28+23+6+3=60mm。 4. 計算 軸應比齒輪短2～3mm，由于選擇時確認齒寬比軸寬3mm，因此的長度可輕易求出 =b-3=105mm。 5.計算 軸尺寸與齒輪軸的尺寸有關，即該段軸長主要起保護和定位所用，因此其長度不需要太大，我國齒輪軸設計時一般取為齒輪軸直徑的0.07～0.1倍，而尺寸有不得小于5mm。因此可計算出大小為 （2-11） 為計算和設計方便，同時考慮到的尺寸，在草稿紙上計算出的尺寸后，可根據(jù)需要取 6.計算 主要是與個零件相連，因此其大小主要取決于與之相配合的標準件的尺寸，可計算 —擋油環(huán)寬度，mm。 各段軸長度列表如下: 表2-4 軸各段長度 名稱 長度/mm 100 70 60 100 10 50 根據(jù)低速軸尺寸計算依據(jù)及公式，計算高速軸尺寸。 兩軸尺寸計算結果如下： 表2-5 兩軸計算尺寸 名稱 軸 長度/mm 高速軸 100 70 60 100 10 50 低速軸 100 70 50 10 110 10 40 直徑/mm 高速軸 70 80 85 90 105 85 低速軸 75 80 85 88.5 102 88.5 85 2.2.3 軸的強度校核 在軸的校核計算中，根據(jù)設計要求和實際受載荷情況進行計算。因為本次設計的軸主要承受扭轉力矩，應按照彎曲強度條件計算；其中一些軸還要承受彎矩，因此還要進行彎曲強度的計算。 1.按照扭轉強度條件計算軸的強度 按照軸的扭矩來計算軸的強度，軸的扭轉強度條件可按照如下公式計算 （2-12） 其中參數(shù)如下： —扭轉切應力，MPa； T—軸所受的扭矩，Nmm； —軸的抗扭截面系數(shù)，； P—軸所傳遞的功率，KW； n—軸的轉速，r/min； d—計算截面處軸的直徑，mm； ，見《機械設計》表15-3。 已知參數(shù)T=350Nm ，P=150KW, n=625r/min , d=70mm , =35～55MPa。 滿足扭轉強度條件 2.按照彎矩強度條件校核 根據(jù)軸的設計結構尺寸，軸上相關零件通過各個力的作用，可得到各軸的強度校核計算。軸上的載荷主要是從軸上零件傳遞過來的，將軸上的載荷簡化為集中應力，軸上作用力最大的點為軸的中點。 按照以下順序計算 （1） 計算并畫出出軸的受力簡圖 （2） 計算并畫出軸的彎矩圖 分別計算軸水平方向和垂直方向的彎矩，并按照結果繪制出水平方向的彎矩圖和垂直方向上的彎矩圖?？偟膹澗豈為 （2-13） （3） 計算并畫出軸的扭矩圖，如圖2-3。 計算軸受到的外力 已知低速軸小齒輪的分度圓直徑為105mm。 圓周力，徑向力以及軸向力的方向如圖2-3。 圖2-3 軸受力情況 （4）校核軸的強度 如上圖，已知軸的受力狀況，可針對其中受力較大的危險截面做強度校核，按照第三強度理論，可計算出應力大小 （2-14） σ—對稱循環(huán)變應力； ι—扭轉切應力； α—折合系數(shù)。 其中彎曲應力是對稱循環(huán)變應力，而扭轉切應力則不是，折合系數(shù)的選取與扭轉切應力有關，在扭轉切應力為扭轉切應力時，取α=1。 式中彎曲應力，扭轉切應力。 （2-15） W—軸的抗彎截面系數(shù)， —許用彎曲應力，MPa ，根據(jù)《機械設計》表15-1得 =275 MPa 將計算結果代入公式得 根據(jù)高速軸齒輪強度校核公式及方法，校核得低速軸同樣滿足強度要求，因此本次設計的兩個軸的強度滿足要求。 使用SolideWorks繪圖軟件繪制出齒輪軸尺寸輪廓如下： 圖2-4齒輪軸形狀 2.3 主減速器其他零部件的設計 2.3.1?主減速器概述 1.將萬向傳動裝置傳來的轉矩傳遞給驅動車輪。? 2.減小汽車傳動系中傳動零部件的轉速、增大傳動的扭矩。? 3.當發(fā)動機在汽車上布置成縱置時，主減速器還可以改變發(fā)動機轉矩的旋轉方向。 4.汽車主減速器按照傳動類型可分為齒輪減速器，蝸桿減速器和行星齒輪減速器以及它們互相組合形成的的減速器。 按照減速器傳動的級數(shù)分類，可以分為單級主減速器和雙級主減速器。 按齒輪設計的形狀可將主減速器分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、和圓錐-圓柱齒輪減速器。 按減速器傳動設計的布置形式分類減速器又可以分為；展開式、分流式、同軸式。 2.3.2 主減速器方案的選擇? 如果保持主動齒輪分度圓直徑不變，從動輪選擇圓柱齒輪傳動作為動齒輪的話，其直徑比螺旋錐齒輪要小。所以一般情況下，當設計要求傳動比大于4.5而且輪廓尺寸又不能過大時，采用圓柱齒輪傳動更合理。由于本次所要設計的汽車的主減速器傳動比為4.5，因此選用圓柱齒輪既可以減小減速器體積，又可以提高傳動效率。故本次設計采用單級主減速器的圓柱齒輪傳動。 圖2-5 減速器齒輪傳動形式 圓柱齒輪減速器的齒輪采用滲碳、淬火的加工的方法，增加齒輪的承載能力、減小減速器傳動過程中的噪聲。它具有傳動時承載能力高、使用壽命長、減速器整體體積較小、傳動效率高、減速器重量輕等優(yōu)點，輸入軸與輸出軸平行分布，可將傳動的轉速和轉矩直接傳遞給下一軸，且不改變傳動方向，而且圓柱齒輪減速器滿足本次設計要求。 圓柱齒輪齒輪形式可做成直齒、斜齒和人字齒，直齒用于速度較低的地方（）,不滿足設計要求，斜齒輪可用于轉速較高的傳動，本次設計已計算出高速軸最高轉速約為10.86m/s。滿足該設計要求。人字齒輪用于載荷較重的傳動中，箱體為常用鑄鐵制成，雖然滿足本次設計要求，但加工制造成本過高，所以本次設計的齒輪選為斜齒圓柱齒輪。 2.3.3主減速器零部件設計 箱體是減速器的重要組成部件，是傳動齒輪的基座，因此在設計時，應使其具有足夠的強度和剛度，箱體加工時多采用灰鑄鐵制造。除了對齒輪、軸做了重要設計外，還要對齒輪的箱體結構，潤滑方式，齒輪的安裝等方面進行細心設計。為方便加工制造，以及零件的更換，對箱內零件的設計，多采用國家規(guī)定的標準零部件，從而達到通用、簡易的目的。為了便于內部零部件的安裝和拆卸，采用上下箱體分開鑄造加工，并且通過螺栓相互連接的方式，與此同時為了增加箱體的強度和剛度使其能夠穩(wěn)定兩軸及齒輪。因此對箱體添加了支撐，更好地達到設計使用要求。 1.滾動軸承的選擇 （1）根據(jù)本次設計一般汽車的工作狀況和汽車的工作條件。載荷平穩(wěn)，以及軸承主要受到軸向力，考慮到汽車行駛的路況不一定完好，會有一定的顛簸，并且因齒輪為斜齒輪，則必會產(chǎn)生軸向力和徑向力，所選擇的滾動軸承應具能承受徑向載荷。通過查閱《機械設計》表13-1，對比不同滾動軸承，本次設計選擇深溝球軸承。該軸承能在較高轉速下工作，可承受徑向和軸向載荷。相應段軸徑的尺寸大小已知，根據(jù)GB/T 292-1994選滾動軸承。高速軸選擇6216 GB/T 276-1994低速軸選擇6217GB/T 276-1994型號。 內徑：=80mm,=85mm 外徑：=140mm.=150mm 寬度：=26mm，=28mm （2）高速軸滾動軸承的校核 對于軸承，當他所承受的載荷恰好為C時（C是基本額定動載荷），軸承的基本壽命為r，但當載荷不是基本額定動載荷時有以下公式計算得出。 圖2-6 軸承的載荷壽命曲線 （2-16） —軸承壽命，單位是r。 —指數(shù)。球軸承=3；滾子軸承。 實際計算時，時間的單位為小時比較方便。 （2-17） 載荷P和轉速n數(shù)值已知，預期計算壽命的值為 表2-6 推薦的軸承預期計算壽命 此次設計的軸承為車用減速器，屬于間斷使用的機械，且隨意停車熄火。計算壽命在3000～8000h即可達標。因此初步確定選用的軸承滿足使用壽命要求。 滾動軸承的基本額定動載荷是在一定條件下確定的，實際中軸承一般會同時承載徑向載荷和軸向載荷，因此進行軸承設計時需考慮兩種載荷。由如下公式計算 （2-18） （2-19） —溫度系數(shù)，根據(jù)《機械設計》表13-4，選取=1.00； —徑向載荷； —軸向載荷； —載荷系數(shù)，根據(jù)《機械設計》表13-6，查得=1.2～1.8。 徑向力 軸向力 根據(jù)《機械設計》表13-5，可查閱X=0.41，則Y=0.87。 因此該軸承承受的力滿足設計要求，軸承壽命滿足設計要求，故該軸承滿足設計要求。 2.鍵的選擇 （1）鍵是用來鏈接軸和齒輪，或者實現(xiàn)軸和其他零部件之間的連接，實現(xiàn)連接件與被連接件之間軸向的固定，鍵有平鍵、半圓鍵、楔鍵等，根據(jù)不同需要選擇不同類型的鍵。本次設計選用普通平鍵圓頭的即可。鍵是標準件，根據(jù)國標選擇，同時也要使之滿足使用強度要求。 根據(jù)軸徑的尺寸，由《機械設計手冊》查得； 高速軸的鍵為：鍵18×11×90 GB/T1096-2003 大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 20×12×90 GB/T1096-2003 軸與聯(lián)軸器連接的的鍵為：鍵 18×11×90 GB/T1096-2003 （2） 鍵的強度校核 本次設計選用的是半圓鍵，因用于連接齒輪與軸，故主要失效形式是工作面被受擠壓力作用失效，故應校核各工作面的抗擠壓強度。鍵的寬度和高度是從標準中選取出來的，長度L為根據(jù)情況選取的。當傳遞轉矩時，為了方便計算，把鍵和軸視為一體，并將受力用集中應力F代替。 圖2-7 圓頭鍵連接圖形 計算時假設壓力在鍵長方向上是均勻分布，沿鍵寬方向為三角形分布。取, ,可得到工作面上的壓力為 （2-20） 擠壓強度條件為 （2-21） 其中：T—傳遞的轉矩，Nm d—軸的直徑，mm b—鍵的寬度，mm l—鍵的長度，mm f—摩擦系數(shù)，一般f=0.12～0.17 —許用擠壓應力，MPa。 已知T=350Nm , d=90mm , b=20mm , l=90mm , 取f=0.15 , 根據(jù)《機械設計》表6-2選取=100MPa。 將以上參數(shù)帶入公式 所以擠壓強度滿足設計要求。 按照切向強度計算鍵強度： 切向鍵連接的主要失效形式是工作面被壓潰，由鍵軸看成一個整體，可得受力平衡條件 （2-22） 切向強度計算時鍵的擠壓強度條件 （2-23） t—鍵槽深度，mm C—鍵的倒角尺寸。 根據(jù)設計時鍵的選擇，可知t=9mm , C=2mm 。將數(shù)據(jù)代入公式 鍵的切向壓力也滿足設計要求，因此該鍵的設計滿足強度要求。 3.聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器是用來聯(lián)接兩根軸的，使兩軸共同旋轉并傳遞扭矩的裝置，部分聯(lián)軸器還有緩沖、減振的作用。 根據(jù)軸徑的和由《機械設計基礎課程設計》表13-1的GB/T 3852-1997 選擇聯(lián)軸器的型號： 軸孔直徑：d=100mm； 長度： L=212mm。 4.通氣器 由于減速器在工作過程中箱體內的溫度會升高，氣體由于熱脹冷縮的原理而膨脹，從而導致減速箱體內的壓力上升，這對于齒輪的傳動以及潤滑十分不利，為了保證減速箱內氣體能自由排出，使箱體內的壓力保持平衡，通常需要在箱體上設計通氣孔，根據(jù)本次設計的箱體結構大小，選擇通氣器，采用M20×1.5。 5.油面指示器 油面指示器是為了方便我們檢查減速箱體內剩余的潤滑油的高度而設計的，保證減速箱體內潤滑油的剩余量在適當深度，這樣便于我們在不打開減速器箱體的情況下查看油面高度，更好地保護齒輪，通常油面指示器采用的是游標尺，而游標尺也滿足本次設計要求，故本次設計也采用游標尺。 選用游標尺M20。 6.放油螺塞 放油孔是放油時，排放污油的地方，為了便于把污油排放干凈，放油孔應略低于油底面，因此設計放油孔在邊角處略低與油底面的地方，這樣不會影響減速器的運轉，拆裝也方便。為防止漏油，在使用時需用螺塞將放油孔堵上，螺塞的大小應與該孔相匹配。 選用外六角油塞及墊片M20×1.5。 7.軸承蓋的選擇 為固定軸的軸向位置，使之不產(chǎn)生滑移，同時軸承端蓋又能承受來自軸的軸向載荷，軸兩端選用軸承端蓋來固定其位置，采用六角螺栓將軸承端蓋固定在箱體上。 根據(jù)《機械設計課程設計》表14-1，查得軸承端蓋的尺寸及規(guī)格。 確定軸承尺寸后，根據(jù)《機械設計手冊》選擇適當型號的螺釘和螺栓： 螺釘型號：GB/T 70.1-2000 M12×30,材料Q235； 高速軸軸承蓋上的螺釘：GB/T 70.1-2000 M12×30,材料Q235； 低速軸軸承蓋上的螺釘：GB/T 70.1-2000 M12×30,材料Q235； 螺栓：GB/T 5782-2000 M10×80，材料Q235。 8.起吊裝置的選擇 為了便于安裝拆卸的搬運過程，在箱體應設計起吊裝置，在箱體兩側設計出起吊裝置。 根據(jù)《機械設計基礎課程設計》表14-8采用箱座吊耳，雙螺釘起吊螺釘?shù)牡醵? 9.潤滑與密封 （1）齒輪的潤滑 一般通過使用潤滑劑來達到潤滑的目的。另外，潤滑劑還有防銹、減振、密封、傳遞動力等作用。充分利用潤滑技術能顯著提高齒輪的使用性能和壽命并減少能源消耗。 本次設計的齒輪為閉式齒輪傳動，潤滑方式與圓周速度有關，由于該減速器為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，因此齒輪的潤滑方式采用浸油潤滑，浸油深度h約為1個齒高即可滿足設計需求，但浸油深度又不得小于10mm，所以本次設計采用的浸油高度約為15mm。油量多少與傳遞的功率有關，為滿足潤滑要求，油面高度設計約為50mm。 （2）潤滑油的選擇 考慮到該潤滑油用于汽車上，應選用市場上常用的潤滑油。根據(jù)《機械設計》表10-8 齒輪傳動常用的潤滑劑表可選擇pinnacle極壓齒輪油。根據(jù)表10-9可知運動粘度為59。因此選用牌號為150的pinnacle極壓齒輪油。 （3）密封裝置的選取 選用的密封裝置應滿足密封要求，同時降低成本，因此采用氈圈密封。密封圈型號應滿足JB/ZQ4606-1986。氈圈的大小由所裝配軸的直徑以及軸承蓋的尺寸結構來確定，按用其定位的軸承的外徑選擇85JB/ZQ4606-1986。 10. 銷的選擇 這里銷為定位銷，用來固定零件的相對位置，是組合裝配上下箱體的輔助零件，以便定位上下箱體上的孔的位置，在這里選擇圓錐銷。 11. 螺紋連接 （1）螺栓連接 本次設計用到了螺栓連接，在被連接件上開有通孔，用螺栓穿過被聯(lián)結的兩機件通孔，然后套上墊圈，擰緊螺母。它主要用在兩邊允許裝拆，而被聯(lián)結間厚度又不很大的場合。本次設計普通螺栓聯(lián)結，其特點是螺桿與通孔之間有較大間隙，加工精度低，裝拆方便。 螺栓是標準件，設計采用的六角頭螺栓具體尺寸可參考GB/T 5782-2000。 （2）螺釘連接 螺釘聯(lián)結使用螺釘穿過一個機件的通孔，擰緊在另一機件螺孔中，而使兩機件聯(lián)結，這種聯(lián)結常用在聯(lián)結件之一較厚，多用于受力不大的地方且不宜經(jīng)常裝拆的場合。本次設計用在軸承端蓋與箱體的連接。 螺釘是標準件，設計采用的螺釘具體尺寸可查閱GB/T 70.1-2000。 12. 汽車主減速器其他部分尺寸如下表： 表2-7 主減速器箱體尺寸 名　稱 符號 長度（mm） 箱座壁厚 d 9 箱蓋壁厚 d1 9 箱蓋凸緣厚 b1 12 箱座凸緣厚 b 12 箱座底凸緣厚 b2 20 地腳螺釘直徑 df 24 地腳螺釘數(shù)目 n 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 18 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2 12 聯(lián)接螺栓d2的間距 l 216 軸承端蓋螺釘直徑 d3 10 檢查孔蓋螺釘直徑 d4 8 定位銷直徑 d 10 df、d1、d2至 外箱壁距離 C1 34 df、d2至凸緣 邊緣距離 C2 28 軸承旁凸臺半徑 R1 28 凸臺高度 h 85 外箱壁至軸承座端面距離 l1 46 齒輪頂圓與內箱壁距離 D1 10 齒輪端面與內箱壁距離 D2 10 箱蓋、箱座肋厚 m1、m2 8 軸承端蓋外徑 D2 254 軸承旁聯(lián)接曙栓距離 S 253 尺寸計算公式及方法見：附表2 第3章 汽車主減速器的仿真 3.1 ADAMS仿真概述 采用虛擬樣機技術，對齒輪主減速器進行仿真研究。首先先在三維建模軟件SolidWorks中建立汽車主減速器的實體模型，根據(jù)齒輪和軸的實際大小，繪制出三維模型，將繪制好的三維圖形導入ADAMS中利用ADAMS軟件對其運動仿真，對該模型施加作用力得出結論，得出的結論后與理論計算的結果做對比，驗證ADAMS仿真的正確性，為后續(xù)的減速器設計與動力學分析提供理論依據(jù)。 齒輪傳動在機械設計和使用中應用極其廣泛，傳統(tǒng)的設計以經(jīng)驗設計為主，通過大量的計算以及參數(shù)選取，這些誤差的累積導致設計的結果不能夠達到最優(yōu)，這種憑借經(jīng)驗設計的方式存在很大的缺陷，設計研發(fā)周期長、設計出的產(chǎn)品質量差、產(chǎn)品設計需要高精尖人才等等，導致設計研發(fā)成本較高。限制了汽車減速器更新?lián)Q代，不適合現(xiàn)