车辆工程毕业设计论文-基于proe及ansys的载货汽车主减速器结构设计与有限元分析(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-基于proe及ansys的载货汽车主减速器结构设计与有限元分析(编辑修改稿)内容摘要：

公共汽车 982 214 牵引汽车 536 250 由表可知 p[p]=1429 N／ mm，因此锥齿轮的表面耐磨性满足要求。 轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力 σ w(N／ mm2)为 ： JmzFK KKKTv mSjw   203102 () 类别 档位 17 式中： jT ——齿轮计算转矩 mN ； K0——超载系数， ； Ks——尺寸系数 4 ； Km——载荷分配系数取 Km =1； Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取 1； J——计算弯曲应力用的综合系数， 查表得 ， J= 按 Tje 计算： 主动锥齿轮弯曲应力 σ w1= N／ mm2 700 N／ mm2 从动锥齿轮弯曲应力 σ w2= N／ mm2 700 N／ mm2 按 Tjm 计算 ： 主动锥齿轮弯曲应力 σ w1= N／ mm2 ／ mm2 从动锥齿轮弯曲应力 σ w2= N／ mm2 ／ mm2 综上所述计算的齿轮满足弯曲强度的要求。 轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力 σ j（ N／ mm2 ）为： JFKKKKKTdCvfmsjzpj   301102 () 式中： Tjz——主动齿轮计算转矩； Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 ； d1——主动齿轮节圆直径， ； Ks——尺寸系数， Ks =1； Kf——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取 1； F——齿面宽，取齿轮副中较小 值即从动齿轮齿宽 ； J—— 计算应力的综合系数， J =。 大齿轮齿数 2z 18 图 接触强度计算综合系数 J 按 Tje 计算 ： σ j=2800 N／ mm2 按 Tjm 计算 ： σ j=1750N／ mm2 接触强度满足校核。 主减速器的轴承选择 轴承的计算主要是计算轴承的寿命。 设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，然后验算轴承寿命。 影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆 周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。 作用在主减速器主动齿轮上的力 如图 所示锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。 该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。 小齿轮齿数 1z 接触强度计算用 J 19 变速器 档位 if Tf 图 主动锥齿轮工作时受力情况 为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。 汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。 实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩 dT 进行计算。 作用 在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算 [13]： 313333332223111m a x 100100100100100 1   TRgRiRTgiTgiTgied fiffiffiffifTT  () 式中： maxeT ——发动机最大转矩，在此取 245Nm； fi1， fi2… fi2R——变速器在各挡的使用率，可参考选取 ％， 2％， 5％， 15％， ％ ； ig1， ig2… igR——变速器各挡的传动比 ， ， ， ， ； fT1， fT2… fTR——变速器在各挡时的发动机的利用率，可参选取 50％， 60％， 70％，70％， 60％。 表 if 及 Tf 的参考值 车型 轿车 公共汽车 载货汽车 III 挡 IV挡 IV挡 IV挡带 超速档 IV挡 IV挡带 超速档 V 挡 TK 80 TK 80 20 if I II III IV V 1 9 90 1 4 20 75 16 80..7 2 6 27 65 1 4 15 50 — 1 3 11 85 7 59 — 2 5 15 Tf I II III IV V 60 60 50 70 65 60 60 65 60 50 50 70 70 60 60 70 70 60 60 — 50 60 70 60 50 60 70 70 — 50 60 70 70 60 注：表中 Kr=Te max/()， 式中： Te max——发动机最大转矩， N m； Ga——汽车总重， kN。 经计算 Td=m 齿面宽中点 的圆周力 P 为： mdTP 2 = () 式中： T——作用在该齿轮上的转矩。 主动齿轮的当量转矩 T1d； dm——该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。 对于螺旋锥齿轮 ： 2222 s in Fdd m  2121 zzdd mm  由此可得 ： d1m＝ d2m =； 计算锥齿轮的轴向力与径向力根据条件选用表 中公式。 表 圆锥齿轮轴向力与径向力 主动齿轮 轴向力 径向力 螺旋方向 旋转 方向 右 顺时针 )c oss ins in( t a nc os 221   PA )s ins inc os( t a nc os 221   PR 21 左 反时针 )c o ss ins in( t a nc o s 112   PA )s ins inc os( t a nc os 112   PR 右 左 反时针 顺时针 )c oss ins in( t a nc os 111   PA )c oss ins in( t a nc os 222   PA )s ins inc os( t a nc os 111   PR )s ins in( t a nc os 222   PR 主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针： )c oss ins in( t a nc os 111   PA = () )s ins inc os( t a nc os 111   PR = () 式中： α ——齿廓表面的法向压力角 20 ； γ 1——主动齿轮的节锥角  ； γ 2——从动齿轮的节锥角 。 因为输入轴的轴向力等于输出轴的径向力，输入轴的径向力等于输出轴的轴向力，所以：  RA N  RA N 主减速器轴承载荷的计算 图 主减速器轴承的布置尺寸 轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。 但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。 而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。 当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已初步确定，计算出齿轮的轴向 力、径向力圆周力后，则可计算出轴承的径向载荷。 对于采用 跨置 式的 主动锥齿轮和跨置式的从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图 所示 轴承 A， B 的径向载荷分别为 ： 22 AR =    21112 mdAbRbPa  ()     21112 mB dAcRcPaR  () 式中：已知 P， R1， A1 , d1m , a=35mm， b=20mm， c=15mm。 所以，轴承 A 的径向力 RA= 轴承 B 的径向力 RB= 轴承的寿命为 ： 610 QfCrfLpt () 式中： ft ——为温度系数，在此取 ； fp ——为载荷系数，在此取 ； Cr——额定动载荷， N：其值根据轴承型号确定。 此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速 2n为 ： ramrvn  r/m () 式中： rr——轮胎的滚动半径， ； vam——汽车的平均行驶速度， km/h。 对于载货汽车和公共汽车可取 30～ 35 km/h，在此取 35 km/h。 所以有上式可 得 n2=  = r/min 主动锥齿轮的计算转速 n1== r/min。 所以轴承能工作的额定轴承寿命： nLLh 60 () 式中 : n 轴承的计算转速，。 若大修里程 S 定为 100000 公里，可计算出预期寿命即 ： amvSL h39。 () 所以 hL39。 = 35100000 = h 23 对于轴承 A 和 B， 分别 是单独一个轴承，根据尺寸，在此 轴承 A 选用 N205E 型轴承， d=25mm,D=52mm， Cr=[14]。 对于轴承 A，在此径向力 RA=，轴向力 A=。 当量动载荷 ： Q=RA= () 所以轴承的使用寿命为： hL = ε66010  QCrn= h= hL39。 所以轴承 A 符合使用要求。 对于轴承 B，径向力 RB=，轴向力 A=，所以 A/R=e X=,Y= 当量动载荷 ： Q= fd(XRB+YA) 式中： fd——冲击载荷系数在此取 ； 所以， Q=（ +） = hL =  QCrn60106 = 9 7 1 5 25 4 2 0 3 1 0 6 6 6 6  = h h= hL39。 所以轴承 B 符合使用要求。 轴承 C,D 的径向载荷     212 mC AdPbPbaR  = N （ ）    212 mD AdPcPcaR  = N （ ） 上式 a =210 ㎜ b=120 ㎜ c=90 ㎜ 因为轴承 C， D 是对称安装，且型号承受载荷相同，所以 C,D 的轴承寿命相同，所以计算轴承 C的寿命即可。 按当量转矩求出轴承的径向载荷 R 及轴向载荷 A 以后，即可按下式求轴承的当量动载荷 Q : YAXRQ  N 式中： X ——径向系数； Y——轴向系数。 24 对单列圆锥滚子轴承来说，当 eRA时， X =1， Y =0；当 eRA时， X ， Y 值及判断参数 e 见轴承手册或产品样本。 因为轴承型号均为 30211，所以 e =。 所以对于前轴承 C 来说， eRAC  ，所以 X =， Y =；。