畢業(yè)設計（論文）SANTANA轎車主減速器設計與分析

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1、上海工程技術大學畢業(yè)設計（論文） SANTANA轎車主減速器設計與分析 各專業(yè)完整優(yōu)秀畢業(yè)論文設計圖紙 摘 要 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件。對發(fā)動機縱置的汽車來說，主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。 本課題是以SANTANA轎車主減速器為例，SANTANA轎車采用的是單級主減速器，它具有結構簡單，體積小，重量輕和傳動效率高等優(yōu)點。通過深入研究其結構和工作原理，經過理論計算，算出模數、分度圓直徑、螺旋角、齒高、重合度等齒輪的重要數據，并且進行齒面接觸強度校核及齒根彎曲疲勞強度校核，所有計算得到的數據說明本次設計的主減速器主動錐齒輪與從動錐齒輪符合《

2、機械零件手冊》中所提到的要求。 通過計算機的UG軟件建立SANTANA轎車主減速器的三維實體模型，建模過程應該注意前面計算出的尺寸大小，運用陣列、引線掃掠、回轉、求和等技術，使建模更加精確和方便。 另一方面，通過錐齒輪的受力圖分析，算出中點處分度圓上的切向力以及齒寬中點處的軸向力的大小，運用有限元分析法對主動錐齒輪與從動錐齒輪進行強度分析，有限元分析法讓強度大小變得更為直觀，更容易理解齒輪的受力區(qū)域。最后闡述了主動錐齒輪與從動錐齒輪之間嚙合間隙的調整與檢測，這能更加深入地了解齒輪與齒輪之間的位置關系，能夠產生一種空間概念。 關鍵詞：主減速器，理論計算，強度校核，嚙合間隙 Des

3、ign and Analysis of SANTANA’s final drive ABSTRACT The final drive is the main components for reduce speed and increase torque in vehicle transmission systems. For the vehicle of longitudinal engine, the final drive also uses bevel gear drive to change the direction of force. The issue is

4、the final drive of SANTANA as an example. SANTANA use the single-stage final drive which has the advantage of simple structure, small size, light weight and high efficiency drive. Through in-depth study of its structure and working principle and according to theoretical calculations, we can calculat

5、e many important gear data which are the modulus, reference diameter, helix angle, tooth depth, contact ratio and overlap ratio, etc. Then we check the strength of tooth flank and tooth rook. ALL of the data on the current design of the final drive of driving bevel gear and follower bevel gear meet

6、the request which are motioned in "mechanical parts Handbook". Then we can use the software of UG establish the final drive’s 3D solid model of SANTANA. Modeling process should pay attention to ahead of the size and use the technology of array, swept along guide, revolve body, summation, etc. This

7、 will enable modeling more accurate and convenient. On the other hand, through the analysis of stress of picture, we can calculate the size about the tangential force of standard pitch circle in midpoint and the axial force of face width in midpoint. And, we can use FEA to analyze the strength bet

8、ween driving bevel gear and follower bevel gear. FEA will help you know the size of strength more intuitive and more easily understood the regional force of gear. Finally, we describe the adjustment and detection the meshing gap between driving bevel gear and follower bevel gear. This will help you

9、to understand more deeply between gear and gear and produce a concept of space. Key words: final drive, theoretical calculation, strength check, meshing gap SANTANA轎車主減速器設計與分析 周晟昊 061103250 0 引言 0.1 汽車工業(yè)背景 汽車工業(yè)代表著一個國家制造業(yè)的發(fā)展水平，世界經濟大國的經濟發(fā)展無一不與汽車工業(yè)有著極為密切的關系，在很多工業(yè)發(fā)達的國

10、家，汽車工業(yè)都是支柱產業(yè)之一。我國的汽車行業(yè)經過50年特別是近20年的快速發(fā)展，中國汽車工業(yè)發(fā)生了質的變化。2003年，汽車制造業(yè)已經成為中國工業(yè)第五大支柱行業(yè)。 汽車工業(yè)的發(fā)展帶動了相關行業(yè)的進步，促進了國家工業(yè)水平的提高。因而發(fā)展汽車工業(yè)是增強國民經濟實力的一種有效手段。但是目前我國的汽車行業(yè)面臨自主品牌缺失的現(xiàn)狀，一汽集團現(xiàn)任總經理一聲“斷喝”:“如果失去了技術上的獨立自主，沒有自己的知識產權，中國汽車工業(yè)永遠是跨國公司設在中國的加工廠”，無疑給中國汽車制造業(yè)敲響了警鐘一要振興汽車行業(yè)還要靠自己。根據我國《汽車工業(yè)振興規(guī)劃綱要》，今后汽車工業(yè)的發(fā)展重點是獨立自主地開發(fā)汽車及零部件。

11、0.2 汽車主減速器的概述 0.2.1 主減速器的功用及工作原理 主減速器的功用是將輸入的轉矩增大并相應降低轉速，以及當發(fā)動機縱置時還具有改變轉矩旋轉方向的作用。 汽車在正常行駛時，發(fā)動機的轉速通常在2000至3000r/min左右，如果將這么高的轉速只靠變速箱降低下來，那么變速箱內齒輪副的傳動比則需很大，而齒輪副的傳動比越大，兩齒輪的半徑比也越大，換句話說，也就是變速箱的尺寸會越大。另外，轉速下降，而扭矩必然增加，也就加大了變速箱與變速箱后一級傳動機構的傳動負荷。所以，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前必須設置一個主減速器。可使主減速器前面的傳動部件，如變速器、分動器、萬向傳動裝置等所

12、傳遞的轉矩減小，也可使變速箱的尺寸質量減小，操縱省力。 主減速器工作原理：主減速器是在傳動系中起降低轉速，增大轉矩作用的主要部件，當發(fā)動機縱置時還具有改變轉矩旋轉方向的作用。它是依靠齒數少的齒輪帶齒數多的齒輪來實現(xiàn)減速的，采用圓錐齒輪傳動則可以改變轉矩旋轉方向。將主減速器布置在動力向驅動輪分流之前的位置，有利于減小其前面的傳動部件（如離合器、變速器、傳動軸等）所傳遞的轉矩，從而減小這些部件的尺寸和質量。 0.2.2 主減速器的分類 1．按參加減速傳動的齒輪副數目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器。 除了一些要求大傳動比的中、重型車采用雙級式主減速器外，轎車和一般輕、中型火車基本采用單

13、級式主減速器。單級式主減速器具有結構簡單、體積小，重量輕和傳動效率高等優(yōu)點。在雙級式主減速器中，若第二級減速在車輪附近進行，實際上構成兩個車輪處的獨立部件，則稱為輪邊減速器。這樣布置的好處是可以減小半軸所傳遞的轉矩，有利于減小半軸的尺寸和質量。輪邊減速器可以是行星齒輪式的，也可以由一隊圓柱齒輪副構成。當采用圓柱齒輪副進行輪邊減速時，可以通過調節(jié)兩齒輪的相互位置，改變車輪軸線與半軸之間的上下位置關系。 2．按主減速器傳動比擋數分，有單速式和雙速式。 目前，國產汽車大都采用傳動比固定的單速式主減速器。在雙速式主減速器上，設有供選擇的兩個傳動比，這種主減速器實際上又其了變速的作用。 3． 按齒

14、輪副結構形式分，有圓柱齒輪式，圓錐齒輪式和準雙曲面齒輪式。 在發(fā)動機橫向布置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動機縱向布置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式或準雙曲面齒輪式。與圓錐齒輪相比，準雙曲面齒輪不僅工作平穩(wěn)性更好，彎曲強度和接觸強度更高，同時還可使主動齒輪的軸線相對于從動齒輪軸線偏移。當主動準雙曲面齒輪軸線向下偏移時，可降低傳動軸的位置，從而有利于降低車身及整車重心高度，提高汽車行駛的穩(wěn)定性。 0.2.3 主減速器的結構 目前，轎車和一般輕，中型貨車采用單級主減速器，即可滿足汽車動力性要求。它具有結構簡單，體積小，重量輕和傳動效率高等優(yōu)點。 在桑塔

15、納、奧迪100、切諾基等發(fā)動機縱置的汽車上，都是單級主減速器結構，采用一對準雙曲面錐齒輪傳動。主動錐齒輪與輸入軸制成一體，用圓錐滾子軸承和支承。這兩個軸承安裝在主減速器殼的軸承孔內，并被臺階軸向定位，用來承受在主減速器工作時，對主動錐齒輪產生的軸向和徑向力。因為主動錐齒輪處于圓錐滾子軸承和支承點的外面，所以讓兩軸承的小端相對，這能夠增大有效支承點的距離，并使軸承有效支承點距錐齒輪更近，有利于增加主動錐齒輪的支承剛度。輸入軸前端的固定螺母把墊圈、叉形凸緣、軸承內圈、預緊調整墊片、隔離套管、軸承內圈和齒輪前后位置調整墊片等固定在齒輪的前端面上。 雙曲面齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交

16、，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離E，此距離稱為偏移距。由于偏移距正的存在，使主動齒輪螺旋角大于從動齒輪螺旋角 。根據嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比 式中，、分別為主、從動齒輪的圓周力；、分別為主、從動齒輪的螺旋角。 螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開圖上的齒線任意一點的切線與該點和節(jié)錐頂點連線之間的夾角。在齒面寬中點處的螺旋角稱為中點螺旋角。通常不特殊說明，則螺旋角系指中點螺旋角。雙曲面齒輪傳動比為 式中，為雙曲面齒輪傳動比；、分別為主、從動齒輪平均分度圓半徑。 螺旋錐齒輪傳動比為 令，則。由于，所以系數，一般為1．25～1．50。這說明：

17、 1)當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動有更大的傳動比。 2)當傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 3)當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪為小，因而有較大的離地間隙。 此外，雙曲面齒輪傳動的優(yōu)點： 1)在工作過程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側向滑動，而且還有沿齒長方向的縱向滑動。縱向滑動可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。 2)由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的大于從動齒輪的，這樣同時嚙合的齒數較多

18、，重合度較大，不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30％。 3)雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當量曲率半徑較大，其結果使齒面的接觸強度提高。 4)雙曲綿主動齒輪的變大，則不產生根切的最小齒數可減少，故可選用較少的齒數，有利于增加傳動比。 5)雙曲面齒輪傳動的主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃壽命較長。 6)雙曲面主動齒輪軸布置在從動齒輪中心上方，便于實現(xiàn)多軸驅動橋的貫通，增大傳動軸的離地高度。布置在從動齒輪中心下方可降低萬向傳動軸的高度，有利于降低轎車車身高度，并可減小車身地板中部凸起通道的高度。 但是

19、，雙曲面齒輪傳動也存在如下缺點： 1)沿齒長的縱向滑動會使摩擦損失增加，降低傳動效率。雙曲面齒輪副傳動效率約為96％。 2)齒面間大的壓力和摩擦功，可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠合能力較低。 3)雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。 4)雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油。 0.2.4 主減速器的常見故障 1．油封漏油 其原因是：油封失效，或是拆裝油封方法不對，導致油封損壞而漏油。 2．主減速器齒輪過早磨損 造成齒輪過早損壞的原因有：（1）所用潤滑油規(guī)格不對或因其它原因造成的潤滑油不良。主減速器齒

20、輪在工作時，由于其傳動特點所致，齒間不僅有滾動，而且還有縱向滑移，使齒面間壓力加大，不易形成良好的潤滑油膜，如果不按規(guī)定加注油膜強度高的雙曲線齒輪油，就不能保證齒輪的正常潤滑，致使齒輪使用壽命減短。（2）差速器殼與主減速器從動齒輪的連接螺栓松動。后橋差速器殼與主減速器從動齒輪之間是用螺栓連接的，當車輛前進時，從動齒輪受到的力作用在齒輪靠近受力點的螺栓處，因此使齒輪受力點對稱處的螺栓松動。當螺栓預緊力不足時，從動齒輪的圓周上多數螺栓逐漸松動，齒輪在運轉中發(fā)生搖擺和沖擊，從而嚴重地破壞了主減速器主、從動齒輪的嚙合面與嚙合間隙，使主減速器齒輪早期損壞。（3）齒輪嚙合面不正確及齒側間隙過小。主減速器主

21、、從動齒輪嚙合印跡不正確，行車時，其動力傳動由齒輪小端逐漸移向大端，齒的其余部分不承受符合，應力集中在齒的大端，這樣就加劇了齒輪的磨損，甚至折斷齒輪。 3．主動齒輪的后軸承過早磨損 產生的原因是：軸承的預緊力不夠、主動齒輪的軸向間隙過大，或軸承孔變形等。 0.2.5 主減速器目前的現(xiàn)狀 現(xiàn)代汽車的主減速器，廣泛采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。雙曲面齒輪工作時，齒面間的壓力和滑動較大，齒面油膜易被破壞，必須采用雙曲面齒輪油潤滑，絕不允許用普通齒輪油代替，否則將使齒面迅速擦傷和磨損，大大降低使用壽命。 轎車上的主減速器一般采用雙曲線齒輪。這是因為雙曲線齒輪與螺旋錐齒輪比較，前者運轉噪

22、音少，工作更平穩(wěn)，輪齒強度較高，而且還具有主動齒輪軸線可以相對從動齒輪軸線偏移的特點，這一點對于汽車的技術性能非常重要，工程師可以在不改變發(fā)動機的位置尺寸就可以直接改變驅動橋的離地間隙，也就是改變整部車的離地間隙。 例如有些汽車主減速器的雙曲線齒輪的偏移距達30多毫米，在保持一定的離地間隙情況下，可降低主動齒輪和傳動軸的位置，使車身重心降低，有利于提高汽車高速行駛的平穩(wěn)性。 有些在同一車架上生產轎車和運動休閑車，其底盤的參數變換也是利用了雙曲線齒輪這一特性。由于有這些優(yōu)點，目前汽車的驅動橋已經趨向于用雙曲線齒輪，實際上近年進口汽車基本上是采用雙曲線齒輪，國產汽車也有許多車型采用雙曲線齒輪，

23、并已經越來越多地在中、重型貨車上得到采用。 0.3 Unigraphics系統(tǒng)簡介 Unigraphics（簡稱UG）是美國EDS公司推出的一套集CAD/CAM/CAE于一體的軟件系統(tǒng)。它的功能覆蓋了從概念設計到產品生產的整個過程，并且廣泛地運用在汽車、航天、模具加工及設計和醫(yī)療器械行業(yè)等方面。它提供了強大的實體建模技術，提供了高效能的曲面建構能力，能夠完成最復雜的造型設計。除此之外，裝配功能、2D出圖功能、模具加工功能與PDM之間的緊密結合，使得UG在工業(yè)界成為一套無可匹敵的高級CAD/CAM系統(tǒng)。 UG公司的產品主要有為機械制造企業(yè)提供包括從設計、分析到制造應用的Un

24、igraphics軟件、基于Windows的設計與制圖產品Solid Edge、集團級產品數據管理系統(tǒng)iMAN、產品可視化技術ProductVision以及被業(yè)界廣泛使用的高精度邊界表示的實體建模核心Parasolid在內的全線產品。 UG自從1990年進入我國以來，以其強大的功能和工程背景，已經在我國航空、航天、汽車、模具和家電等領域得到廣泛應用。尤其UG軟件PC版本的推出，為UG在我國的普及起到了良好的推動作用。 UG軟件不僅具有強大的實體造型、曲面造型、虛擬裝配和產生工程圖等設計功能；而且，在設計過程中可進行有限元分析、機構運動分析、動力學分析和仿真模擬，提高設計的可靠性；同時，可用

25、建立的三維模型直接生成數控代碼，用于產品的加工，其后處理程序支持多種類型數控機床。另外它所提供的二次開發(fā)語言UG/Open GRIP，UG/Open API簡單易學，實現(xiàn)功能多，便于用戶開發(fā)專用CAD系統(tǒng)。 具體來說，UG軟件的特點如下： 1．建模的靈活性 復合建模：無需草圖，需要時可進行全參數設計，無需定義和參數化新曲線——可直接利用實體邊緣。 幾何特征：具有凸墊、鍵槽、凸臺、斜角、挖殼等特征、用戶自定義特征、引用模式。 光順倒圓: 業(yè)界最好的倒圓技術，可自適應于切口、陡峭邊緣及兩非鄰接面等幾何構形，變半徑倒圓的最小半徑值可退化至極限零。 2．協(xié)同化裝配建模 可提供

26、自頂向下、自底向上兩種產品結構定義方式并可在上下文中設計/編輯，高級的裝配導航工具，可圖示裝配樹結構，可方便快速的確定部件位置，對裝配件的簡化表達，隱藏或關掉特定組件。局部著色，強大的零件間的相關性，配對條件，零件間的表達式（關系），協(xié)同化團隊工作，可方便的替換產品中任一零部件，刷新部件以取得最新的工作版本，團隊成員可并行設計產品中各子裝配或零件?！? 3．直觀的二維繪圖 對制圖員來講，簡單并富于邏輯性，剖視圖自動相關于模型和剖切線位置，正交視圖的計算和定位可簡便的由一次鼠標操作完成，自動隱藏線消除，自動尺寸排列——不需要了解設計意圖 ，自動工程圖草圖尺寸標注。 4．被業(yè)界證實的數控加

27、工 2—5軸銑，車加工，線切割，鈑金件制造，刀軌仿真和驗證，刀具庫／標準工藝數據庫功能。 5．領先的鈑金件制造 可在成型或展開的情況下設計或修改產品結構，折彎工序可仿真工藝成型過程，鈑料展開幾何自動與產品設計相關，可在一幅工程圖中直接展示產品設計和鈑料展開幾何。 6．集成的數字分析 機構運動學分析，硬干涉檢查和軟干涉檢查，運動仿真和分析，動畫過程中的動態(tài)干涉檢查。 　 7．廣泛的用戶開發(fā)工具 用戶命令宏，高級編程語言，可自定義裁剪的用戶界面。 8．內嵌的工程電子表格 可與其他表格軟件交換數據，可簡便定義零件系列，可方便修改表達式，可生成扇形圖、直方圖和曲

28、線圖等。 9．照片真實效果渲染 利用基于數字的設計審視，加快產品上市時間，快速成型。 10．可分階段實施的數據管理 業(yè)界最緊密的CAD/CAM/CAE與PDM集成，可管理CAD數據以及整個產品開發(fā)周期中所有相關數據。 UG的目標是用最新的數學技術，即自適應局部網格加密、多重網格和并行計算，為復雜應用問題的求解提供一個靈活的可再使用的軟件基礎。 0.4 研究的意義 本課題是以SANTANA轎車主減速器為例，將汽車專業(yè)知識與先進的CAD、CAE知識相結合具有一定意義，要求深入研究其結構和工作原理，完成主減速器各部件的技術參數計算和運動分析。同時在進行設計與分析的過程中，通過計算

29、機的CAD軟件建立SANTANA轎車主減速器的三維實體模型。在整個畢業(yè)設計的過程中，需要通過不斷地查找資料，獨立分析，來解決各種問題，使自我能力得到很大提高。 以計算機技術為基礎的信息處理技術的飛速發(fā)展和廣泛應用是當代新技術革命中最偉大的成就。CAD的普遍運用使制造業(yè)的設計、備料、加工、裝配、運輸、銷售實現(xiàn)了自動化，使科技人員甩掉了畫圖板和計算尺以及翻閱工具書的繁瑣勞動，極大地提高了勞動生產率。 本課題利用UG中的參數化實體造型方法建立汽車主減速器的實體模型，對主、從動錐齒輪進行運動分析，為進一步研究和開發(fā)設計汽車底盤和參數化設計技術研究打下基礎，因此具有一定的理論和實際意義。 1

30、主減速器零部件的尺寸計算及強度分析 1.1 初步設計 已知主動錐齒輪齒數，從動錐齒輪齒數，SANTANA轎車的主傳動比，發(fā)動機最大扭矩（轉速）：（3500轉/分），中點螺旋角。大小齒輪選用材料，，希望齒輪能夠長期工作。 l 設計公式 ； l 載荷系數 ； l 估算時的齒輪許用接觸應力 式中，試驗齒輪的接觸強度疲勞強度極限 估算時的安全系數； l 計算結果 ,取； 1.2 幾何計算 l 大端模數 (GB12368-90取標準值6)； l 大端分度圓直徑 ； l 齒頂高系數 ，頂隙系數； 壓力角 （GB12369-90）； l 徑向變位系數　，； l 切

31、向變位系數　，； l 分錐角 ,； l 外錐矩 ； l 齒寬系數 ?。? l 齒寬 ； l 中點模數 ； l 中點法向模數 ； l 中點分度圓直徑 ； l 齒寬中點錐矩 ； l 頂隙 ； l 大端齒頂高 ； l 大端齒根高 ； l 工作齒高 ； l 全齒高 ； l 齒頂圓直徑 ； l 齒根圓直徑 ； l 大端螺旋角 ??； l 冠頂距 ； l 齒根角 ，； l 齒頂角 ，； l 頂錐角 ，； l 根錐角 ，； l 導圓半徑 ； l 分度圓齒厚 ； l 中點法向弦齒厚 式中 ，； l 法向弦齒高

32、 ； l 當量齒數 ，； l 端面重合度 ； l 縱面重合度 ； l 總重合度 ； 表1.1 主、從動錐齒輪尺寸 項目 符號 小齒輪 大齒輪 齒頂圓直徑 68 223 齒根圓直徑 46 208 大端螺旋角 33 333 齒根角 2 4 齒頂角 4 2 頂錐角 18 78 根錐角 12 72 導圓半徑 69 69 分度圓齒厚 8.7 4.4 法向弦齒厚 8.68 4.4 法向弦齒高 7.66 2.88 當量齒數 16.875 278

33、.25 端面重合度 1.15 1.15 縱面重合度 1.5 1.5 總重合度 1.89 1.89 1.3 齒面接觸強度校核 l 計算公式 ； l 切向力 ； l 使用系數 ； l 動載荷系數 ； 式中，系數， ； l 載荷分布系數 式中支承情況系數 ； l 載荷分配系數 ； l 節(jié)點區(qū)域系數 式中，當量齒輪基圓螺旋角 當量齒輪端面壓力角 ； l 彈性系數 ； l 重合度和螺旋角系數 式中，重合度系數 螺旋角系數 ； l 錐齒輪系數 ； l 接觸應力； l 許用接觸應力

34、 ； l 試驗齒輪接觸疲勞強度極限 ； l 最小安全系數 ； l 壽命系數 （長期工作，取為無限壽命設計）； l 潤滑油膜影響系數 ； l 尺寸系數 ； l 工作硬化系數 ； l 許用接觸應力值 ； 綜上所述，，符合條件， 1.4 齒根彎曲疲勞強度校核 l 計算公式 ； l 復合齒形系數 ； l 重合度和螺旋角系數 ； l ，； l 計算齒根應力 ； l 許用彎曲應力 ； l 齒根應力基本值 ； l 最小安全系數 ； l 壽命系數 （長期工作，取為無限壽命設計）； l 相對齒根圓角敏感系數 ； l 相對齒根表面狀況系數 ； l 尺寸系數 ； l 許用

35、齒根應力值 ； 綜上所述，，符合條件。 2 主減速器零件的模型建立 2.1從動齒輪的模型建立 第一步：創(chuàng)建新零件文件 新建文件Crown gear：文件→新建或　，文件名（N）→Crown gear；單位→毫米 第二步：打開應用模塊的實體模型 進入建模應用模塊：→ 第三步：建立草圖sketch_000，并生成實體外型輪廓 l 建立需要用的基準平面： 選擇基準面圖標，彈出基準面對話框，并在Z、Y平面上建立基準面。 圖2.1 基準面的建立 l 建立需要用的基準軸： 選擇基準軸圖標，彈出基準軸對話框，并在Z、Y平面上建立基準軸。 圖

36、2.2 基準軸的建立 圖2.3 基準軸和基準面的建立 l 選擇草圖平面： 進入草圖繪制菜單：選擇草圖圖標，彈出生成草圖平面對話框，sketch name→sketch_000。 l 建立草圖： 在所選擇的草圖平面上，繪制出從動齒輪的橫截面大致輪廓； 按圖標對草圖分別進行形狀約束和尺寸約束，得到從動齒輪的橫截面圖，如圖2.4所示。 圖2.4 從動齒輪橫截面草圖 l 生成實體外型： 利用掃描特征生成實體外型：選擇回轉圖標→選中所需曲線→選中旋轉軸→確定。如圖2.5 圖2.5 實體生成 第四步：成型特征及其他特征建立 l 倒角： 進入構建倒角

37、菜單：選擇倒角圖標→選中所要倒角的邊或孔→偏置：輸入具體的值。如圖2.6黑色部分 圖2.6 倒角生成 l 簡單孔： 進入構建孔特征菜單：選擇打孔圖標→選擇簡單孔→選中所得實體的底面→參數：直徑8MM，深度10MM，頂錐角0 定位:（點到面距離）→選擇圓心在基準面上→距離為0。 （點到點距離）→選擇圓心到底面大圓圓心→距離61 鏡像復制： 進入鏡像復制菜單：選擇鏡像復制圖標→選擇剛建立的底面小孔 →確定→在數字中輸入8，角度中輸入45，單擊確定。如圖2.7所示 圖2.7 鏡像復制的建立 l 對小孔倒角： 進入構建倒角菜單：選擇倒角圖標→選中所

38、要倒角的邊或孔→偏置：輸入具體的值。如圖2.8黑色部分， 8個孔相同。 圖2.8 小孔倒角 倒螺紋： 進入構建倒螺紋菜單：選擇倒螺紋圖標→選擇所要倒螺紋的孔：主直徑10MM,長度10MM,螺距1.5MM,角度60deg,右手,最后單擊確認。如圖2.9所示。 圖2.9 螺紋建立 l 對螺紋鏡像復制： 步驟同上面鏡像過程。 l 建立草圖： 在所選擇的草圖平面上，按圖標對草圖分別進行形狀約束和尺寸約束，繪制出如圖2.10所示的輪廓。 圖2.10 草圖建立 l 生成實體： 生成所畫輪廓的實體，步驟同前。如圖2.11黑色部分。 圖2.11 實體生成

39、l 曲面上做曲線： 選擇在曲面上做曲線圖標→繪出如圖2.12的四條曲線 圖2.12 曲線生成 l 建立基準面并在所建立基準面上繪制草圖： 操作過程同前，基準面的偏置距離為52.35MM，在偏置的基準面上繪制草圖。 圖2.13 草圖建立 圖2.14 基準面上的草圖 l 引線掃掠： 選擇引線掃掠圖標→選中之前曲面上做的曲線以及上步草圖上所畫曲線→確定。出現(xiàn)如圖2.15實體。 圖2.15 實體生成 l 變換命令做繞點旋轉： 進入變換命令菜單：編輯→變換→選中上步所做實體→繞點旋轉→選中圓心→確認→角度12→確認→選擇復制→直到出現(xiàn)一周實體，如圖2

40、.16所示。 圖2.16 繞點旋轉后的實體 l 求和： 進入求和菜單：選擇求和圖標→選擇小的實體以及大的實體→保留目標體→確認。 l 完成從動齒輪建模 2.2 從動軸的模型建立 第一步：創(chuàng)建新零件文件 新建文件output shaft：文件→新建或　，文件名（N）→output shaft；單位→毫米 第二步：打開應用模塊的實體模型 進入建模應用模塊：→ 第三步：建立草圖sketch_000，并生成實體外型輪廓 l 建立需要用的基準平面： 選擇基準面圖標，彈出基準面對話框，并在Z、X平面上建立基準面。 圖2.17 基準面建立 l

41、建立需要用的基準軸： 選擇基準軸圖標，彈出基準軸對話框，并在Z、X平面上建立基準軸。 圖2.18 基準軸的建立 圖2.18 基準軸和基準面的建立 l 選擇草圖平面： 進入草圖繪制菜單：選擇草圖圖標，彈出生成草圖平面對話框，sketch name→sketch_000。 l 建立草圖： 在所選擇的草圖平面上，繪制出從動軸的大致輪廓； 按圖標對草圖分別進行形狀約束和尺寸約束，得到從動軸，如圖2.19所示。 圖2.19 草圖生成 l 生成實體外型： 利用掃描特征生成實體外型：選擇回轉圖標→選中所需曲線→選中旋轉軸→確定。如圖2.20所示 圖2.20

42、 實體生成 第四步：成型特征及其他特征建立 l 建立基準平面及基準軸 操作步驟同上，位置如圖2.21所示 圖2.21 創(chuàng)建基準面 l 建立凸墊： 進入凸墊菜單：選擇凸墊圖標→矩形→基準面→接受默認邊→基準軸→X長度2.5MM，Y長度16MM，Z長度1.8，拐角半徑0，拔模角0。如圖2.22所示。 圖2.22 凸墊生成 l 重復上述步驟建立另一個凸墊： 尺寸和前一個一樣，如圖所示。 圖2.23 第2個凸墊生成 l 建立草圖： 在所選擇的草圖平面上，按圖標對草圖分別進行形狀約束和尺寸約束，繪制出如圖2.24所示的輪廓。 圖2.24 草圖生

43、成 l 生成實體： 生成所畫輪廓的實體，步驟同前。如圖2.25白色部分。 圖2.25 實體生成 l 曲面上做曲線： 選擇在曲面上做曲線圖標→繪出如圖2.26的四條曲線 圖2.26 表面曲線生成 l 以從動軸頂端做基準面繪制草圖： 操作過程同前，如圖2.27做出草圖 圖2.27 草圖生成 l 引線掃掠： 選擇引線掃掠圖標→選中之前曲面上做的曲線以及上步草圖上所畫曲線→確定。出現(xiàn)如圖2.28實體。 圖2.28 實體生成 l 變換命令做繞點旋轉： 進入變換命令菜單：編輯→變換→選中上步所做實體→繞點旋轉→選中圓心→確認→角度

44、45→確認→選擇復制→直到出現(xiàn)一周實體，如圖2.29所示。 圖2.29 繞點旋轉后實體生成 l 求和： 進入求和菜單：選擇求和圖標→選擇小的實體以及大的實體→保留目標體→確認。 l 簡單孔： 進入構建孔特征菜單：選擇打孔圖標→選擇簡單孔→選中所得實體的底面→參數：直徑10MM，深度50MM，頂錐角0 定位:（點到面距離）→選擇圓心在基準面上→距離為0 （點到點距離）→選擇圓心到底面大圓圓心→距離0 l 鏡像復制： 進入鏡像復制菜單：選擇鏡像復制圖標→選擇所建立的第一個凸墊的底面小孔 →確定→在數字中輸入29，角度中輸入12.5，單擊確定。

45、如圖2.30所示。 圖2.30 鏡像復制后實體 同樣的方法對第2個凸墊進行鏡像復制 l 倒角： 進入構建倒角菜單：選擇倒角圖標→選中所要倒角的邊或孔→偏置：輸入具體的值。對所有凸墊進行相同操作如圖2.31。 圖2.31 倒角生成 l 倒螺紋： 進入構建倒螺紋菜單：選擇倒螺紋圖標→選擇所要倒螺紋的面：副直徑17.5MM,長度20MM,螺距2.5MM,角度60deg,右手,最后單擊確認。如圖2.32所示。 圖2.32 倒螺紋生成 l 完成從動軸建模 3 主減速器零部件分析 3.1 輪齒受力分析 汽車的動力經變速箱和中間傳動軸到后橋

46、減速器后，再經主、從齒輪的嚙合，改變方向后經差速機構把動力傳遞到汽車的輪轂，從而實現(xiàn)汽車的驅動。汽車在前進時，被齒對主齒的作用力所產生的軸向分力是由下軸承承受；而在倒擋時，被齒對主齒的作用力所產生的軸向分力由主齒傳遞給上軸承。由于主動齒輪為弧齒錐齒輪，此時其受力如圖3.1所示。 圖3.1 錐齒輪受力分解圖 對于斜錐齒輪，其受力一般都視為作用在平均分度圓上，即齒寬中點處的分度圓上。 變速器Ⅰ檔的傳動比 ，Ⅱ檔的傳動比 ，變速器Ⅲ檔的傳動比 ，變速器Ⅳ檔的傳動比 ，變速器R檔的傳動比 ，可以看出最大傳動比是在Ⅰ檔處。 按發(fā)動機最大輸出扭矩，變速器為Ⅰ檔時，作用于主動齒輪的扭矩為：

47、 —發(fā)動機的最大輸出扭矩 —變速器Ⅰ檔的傳動比 —為傳動效率 計算得到 那么此時主齒中點處分度圓上的切向力為： 齒寬中點處的軸向力為： —齒寬中點螺旋角 —齒寬處壓力角 —齒寬分度圓直徑 計算得到 根據上式，把汽車后橋減速器的主齒的參數代入上式，可得到當前需要的軸向力的大小。 3.2 應用有限元法分析錐齒輪強度 3.2.1 裝配主、從動錐齒輪 第一步：創(chuàng)建新零件文件 新建文件Gear：文件→新建或　，文件名（N）→Gear；單位→毫米 第二步：打開裝配選項 進入菜單點擊→在裝配項打勾 第三步：進行裝配 l 添加組件：

48、進入添加組件菜單：選擇添加組件圖標→選擇部件文件→打開先前建立的從動錐齒輪，出現(xiàn)如圖3.2所示的預覽對話框→中鍵點選后將其固定。 圖3.2 從動錐齒輪預覽對話框 重復以上步驟，打開主動錐齒輪預覽對話框，如圖3.3所示。 圖3.3 主動錐齒輪預覽對話框 中鍵點選→彈出配對對話框→在配對類型中選擇對齊→選中2個面對齊，將主動錐齒輪放入圖中，如圖3.4所示。 圖3.4 主、從動錐齒輪對齊部分 l 定位組件：選中主動錐齒輪，選擇定位組件圖標→在對話框中選擇平移→測量兩個對齊平面的距離，在Y軸上進行平移，最后進行位置調整，如圖3.5所示。 圖3.5 主、從動錐齒輪裝配圖

49、 l 裝配完成 3.2.2 有限元法分析齒輪強度 有限元分析（FEA，F(xiàn)inite Element Analysis）的基本概念是用較簡單的問題代替復雜問題后再求解。它將求解域看成是由許多稱為有限元的小的互連子域組成，對每一單元假定一個合適的(較簡單的）近似解，然后推導求解這個域總的滿足條件(如結構的平衡條件），從而得到問題的解。這個解不是準確解，而是近似解，因為實際問題被較簡單的問題所代替。由于大多數實際問題難以得到準確解，而有限元不僅計算精度高，而且能適應各種復雜形狀，因而成為行之有效的工程分析手段。 有限元法在機械結構強度和剛度分析方面因具有較高的計算精度而到普遍采用，特別是在材料

50、應力-應變的線性范圍內更是如此。另外，當考慮機械應力與熱應力的偶合時，像ANSYS、NASTRAN等大型軟件都提供了極為方便的分析手段。齒輪是汽車發(fā)動機和傳動系中普遍采用的傳動零件。通過對齒輪齒根彎曲應力和齒面接觸應力的分析，優(yōu)化齒輪結構參數，提高齒輪的承載載力和使用壽命。 運用ANSYS軟件對裝配圖中的主動錐齒輪和從動錐齒輪進行強度的分析。首先將主動錐齒輪的中心軸固定在X軸上，使其只繞X軸旋轉；將從動錐齒輪的中心線固定在Y軸上，使其只繞Y軸旋轉，接著在從動軸的軸肩施加一個的載荷（由前面計算得到），選用材料的彈性模量和泊松比分別為和，最后用ANSYS軟件進行分析，結果如下圖3.6所示。

51、 圖3.6 有限元法分析齒輪強度 從上圖中可以看出，顏色最深部分（紅色區(qū)域）是應力最大部分，達到；顏色最淺部分（淡藍色區(qū)域）是應力最小部分，達到。所選用的材料的抗拉應力為，安全系數為，由此可見， ，所設計齒輪的材料是符合標準的。 從分析來看，除了接觸區(qū)域外，大部分結構的應力都比較小，輪齒根部的應力也比較小，最大應力是發(fā)生齒輪的齒頂部位，說明這個區(qū)域是接觸表面疲勞磨損最厲害的地方，如果對齒輪尺寸進行優(yōu)化設計，減小應力，便可以減小疲勞磨損。 3.3 主、從動錐齒輪嚙合間隙的調整 3.3.1 調整方法 (1) 通過主動錐齒輪總成和殼體間的調整大墊片進行調整。增

52、加調整大墊片，嚙合間隙變大；反之，嚙合間隙變小。 (2) 調整大螺母調整。松左側調整大螺母，緊右側調整大螺母，嚙合間隙變小；反之，嚙合間隙變大。 注意點： (1) 此時屬初調嚙合間隙，一般只通過調整大螺母調整。 (2) 調整時，必須先松一側調整大螺母，再緊另一側調整大螺母，先松后緊，松幾圈，緊幾圈，以保證從動錐齒輪軸承預緊度不變。 3.3.2 檢測方法 嚙合間隙規(guī)定標準為mm，使用極限為mm。檢測方法可用如下幾種： (1) 百分表檢測法 將百分表固定于主減速器蓋上，用百分表測頭抵在主動錐齒輪突緣的邊上，左右轉動突緣，測出其自由擺動量，即為嚙合間隙。 (2) 卡尺檢測法 將m

53、m的軟金屬絲(軟鋁絲或者保險絲)放入被動錐齒輪齒面間，轉動錐齒輪，用游標卡尺測量(被壓扁的軟金屬絲)的厚度，即為嚙合間隙。 (3) 經驗法 用手來回轉動主動錐齒輪突緣，憑經驗聽輪齒撞擊聲，可判斷嚙合間隙大小。 3.4 主、從動錐齒輪嚙合印痕和齒側間隙的調整 嚙合印痕反映了主減速器齒輪的受力承載情況，主減速器的調整應以嚙合印痕為主。 主、從動錐齒輪嚙合印痕和齒側間隙的調整要求：主、從動錐齒輪應沿齒長方向接觸，其位置控制在齒輪的中部偏向小端，離小端端部mm，接觸痕跡的長度不小于齒長的50%，齒高方向的接觸印痕應不小于齒高的50%，一般應距離齒頂mm；齒側間隙為mm，但對每一對錐齒輪副嚙合

54、間隙的變動量不得大于mm。 調整原則： (1) 調整時應先調好主、從動錐齒輪軸承預緊度、嚙合間隙，然后調整嚙合印痕。 (2) 檢查調整嚙合印痕時，應以前進擋工作面為主，適當兼顧倒退擋。 (3) 調整嚙合印痕時，應輔助調整嚙合間隙。 (4) 調整嚙合印痕過程中，必須保證從動錐齒輪軸承預緊度不變。 當主、從動錐齒輪嚙合印痕和齒側間隙不符合要求時，應按照下列方法調整，簡化口訣是:“大進從”，即當嚙合印痕偏向大端時，將從動齒輪向主動齒輪移近；若此時齒側間隙過小，則將主動齒輪向外移開。“小出從”，即當嚙合印痕偏向小端時，將從動齒輪向主動齒輪移開；若此時齒側間隙過大，則將主動齒輪向內移近?！绊?/p>

55、進主”，即當嚙合印痕偏向齒頂時，將主動齒輪向從動齒輪移近；若此時齒側間隙過小，則將從動齒輪向外移開?！案鲋鳌?，即當嚙合印痕偏向齒根時，將主動齒輪自從動齒輪移開；若此時齒側間隙過大，則將從動齒輪向內移近。 就這樣，根據嚙合印痕部位反復調整，直至符合技術要求。調好嚙合 印痕后，將從動錐齒輪軸承蓋的連接螺栓以的扭矩擰緊，裝好防松裝置。 4．總結 1) 分析了主減速器齒輪產生故障原因； 2) 理論計算，算出模數、分度圓直徑、螺旋角、齒高、重合度等齒輪的重要數據，并且進行齒面接觸強度校核及齒根彎曲疲勞強度校核理論計算及強度校核； 3) 運用UG軟件創(chuàng)建出所設計的主動錐齒輪和從動錐齒輪的模

56、型； 4) 對模型進行受力分析； 5) 裝配模型，并且運用有限元分析法對齒輪進行強度分析； 6) 闡述主、從動錐齒輪嚙合間隙的調整與檢測。 謝辭 本論文是在趙波老師的悉心指導下完成的。 趙波老師為我傾注了大量心血，她的寬廣知識面和豐富的實踐經驗對我課題的完成起到了很重要作用，同時對我今后的學習和工作來說，這也是一筆難得的財富。從趙波老師身上，我不僅學到了專業(yè)知識和學習方法，更學習到很多做人的道理，這是我學習生活中一筆無價的財富，我再次表示深深的謝意。 畢業(yè)設計的完成意味著我的大學生活即將結束。在此，我要感謝所有教授我們知識的老師，感謝他們四年來

57、孜孜不倦的教導，感謝他們在此次畢業(yè)設計中給予我們的幫助和指導。你們所傳授我們的并不只有書本上的知識，更傳授了我們在學習中應有的學習態(tài)度和學習方法，這將在我今后的人生中受益無窮。 最后，我要感謝父母的養(yǎng)育之恩，他們勤勞樸素的作風、誠實善良的品德，是我一生的榜樣。 參考文獻 [1] 陳家瑞.汽車構造[M]. 吉林：人民交通出版社，2002. [2] 余志生.汽車理論[M]. 北京：機械工業(yè)出版社, 2000. [3] 張洪欣.汽車設計[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1996. [4] 唐藝.新編汽車構造[M].北京：機械工業(yè)出版社, 1998. [5]

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