毕业设计（论文）-北汽绅宝X35汽车主减速器结构设计

第1章绪论1.1选题研究背景、目的及意义汽车主减速器作为汽车驱动桥中重要的传力部件，是汽车最关键的部件之一，主减速器设计的好坏关系到汽车的动力性、经济性以及噪声、寿命等诸多方面[1]。汽车主减速器的主要作用是将发动机或者变速箱传来的扭矩通过减速增距，并将扭矩传递到车轮上来驱动车辆行驶[2]。国内外学者一直以来都致力于优化和提高主减速器的性能。主减速器减速器的变化，首先会对汽车最重要的动力性和燃油经济性产生影响。噪声是影响乘客舒适性的关键因素，而主减速器在高速运转过程中产生的噪声会对乘客的舒适性产生很大影响，通过降低齿轮啮合和轴承运转时的噪声可以有效降低主减速器工作的噪声。主减速器的使用寿命同样也是热门课题，通过材料的选择和结构的设计可以有效延长汽车主减速器的使用寿命。汽车主减速器时汽车传动系统中最重要的部件之一，对汽车主减速器的性能进行优化是促进汽车行业发展很重要的方法，同时汽车主减速器的发展并未进入无法进步的地步，尚有可以优化的空间，因此国内外学者还一直致力于此。本课题以北汽某型汽车为参照车型，通过查阅相关书籍和资料，按照汽车主减速器的设计流程，以实用性和可实现性为基础，利用三维建模软件和仿真分析软件，设计一款适用于参考车型的主减速器，并根据经验总结主减速器设计优化方案，为主减速器的性能优化提供思路。1.2国内外研究现状经过几十年的发展，我国的汽车研发实力有了显著的进步，与国外的差距也在逐渐缩小。针对汽车主减速器的几项关键指标，国内外很多学者都进行了研究。关于噪声问题，刘春喜（吉林大学）早在2004年就针对有效降低汽车主减速器双曲面齿轮啮合噪声进行了研究，利用计算机技术对啮合噪声进行了优化[3]。在此基础上，2017年王猛、刘世达提出了利用数学模型对齿轮啮合时的重叠系数进行优化，从而降低齿轮啮合噪声[4]。在国外，也有学者提出了齿面间的摩擦和润滑是噪声产生的主要原因，并利用数值分析和实验相结合为解决这一问题提供了一种方法[5]。汽车主减速器使用寿命与齿轮和壳体等强度都有着密切的关系，为了延长使用寿命，陈利等人在2017年对汽车主减速器壳体强度和密封性进行了分析，利用UG和Hyperview软件找出了密封性风险值较高的受力点，并提出了改进意见[6]。黄一鸣举出在壳体设计过程中利用有限元分析的例子，说明了有限元分析可以在壳体设计过程中有效运用。刘挺同样利用有限元分析对主减速器齿轮强度进行了分析，为齿轮设计提供了方法[8]。A.Terrin等人提出了作用在齿轮上的力会受到多种因素的影响，确定了主减速器开发过程中在空载下齿轮性能试验分析的必要性，并提供了试验方法[9]。此外，国内外还针对汽车主减速器其他方面展开了研究。吴波等人针对汽车主减速器零部件种类繁多、装配过程复杂等问题，利用计算机实现了一套包括自动装配和手动装配两种模式的虚拟装配系统，为用户提供了直观的装配感受[10]。王科银等人基于CATIA软件研究了参数化建模方法，为齿轮的设计极大的缩短了工期[11]。廖武和张永康根据减速比对汽车动力性和经济型的影响，结合经验和理论，推出了一种汽车主减速器传动比的选择方法，在主减速器传动比选择上具有一定借鉴意义[12]。JianWang等人以K-H-V摆线针轮减速器为研究对象，提出了一种基于遗传算法的优化方法，为减速器设计提供了简便方法[131.3选题研究内容本次设计以北汽某型轿车为参考车型，基于该车型的原始设计参数，在了解了汽车主减速器设计的基本原则的情况下，根据设计方法确定汽车主减速器的传动方案和减速器，设计主减速器零件的结构参数，这包括了传动轴齿轮的选用、轴的设计、联接方案选择和设计等，同时选用合适的轴承等辅助零件，以上零件设计分别完成后再对其进行校核。设计过程中，利用CATIA和ANSYS软件进行建模和仿真分析，通过查阅相关书籍和资料，了解相关的结构优化方案，在本设计中尝试使用并验证其可行性。1.4选题研究路线结合主减速器设计一般原则，如下文的技术路线图所示，对于本次设计任务，首先需查阅北汽绅宝X35轿车相关参数（表1），获取与主减速器设计相关的车辆参数。根据参考车型参数确定传动方案和主减速器减速比[14]，再进行齿轮形式和材料的选择，并根据以上数据对齿轮进行疲劳强度计算，确定齿轮能够满足该车型的使用。然后进行轴、轴与齿轮的联接、壳体的设计和轴承的选用，并对轴、联接、壳体进行计算校核，对轴承使用寿命进行计算[15]。在以上设计零件均满足强度要求和寿命要求的情况下，利用CATIA软件建立三维模型，并利用ANSYS软件进行仿真分析[16]，确定最终主减速器设计方案。

第2章主减速器零件的结构设计与强度校核2.1原始参数与主减速比根据设计要求，本次设计是参照北汽绅宝X35手动时尚版进行设计，所以首先查阅了相关资料和论文[7]，以获得设计过程中需要的原始车型参数，具体参数如表2.1所示。表2.1北汽绅宝X35手动时尚版部分参数外形参数·（mm）4300*1815*1640发动机最大功率（kw）85（6000r/min）发动机最大扭矩（Nm）148（3800-4800r/min）轴距（mm）2570整备质量（kg）1250前轴轴荷（kg）650理论最高车速（km/h）220变速器形式5MT一档传动比3.46二档传动比1.94三档传动比1.29四档传动比0.99五档传动比0.80驱动方式前置前驱轮胎型号205/60R16，205/60R16轮胎半径（m）0.3262汽车主减速器的减速器是主减速器最重要的参数，它决定了汽车主减速器的结构形式、传动方案、尺寸大小、质量等，同时减速比与整个传动系统得到的传动系传动比对汽车的动力性、燃油经济性、安全性、舒适性[17]等性能会有直接的影响，因此需要充分考虑汽车的各方面性能再加以计算主减速器传动比。然而，为了简化计算过程中对各种汽车性能的协调，通常采用主减速器传动比常用计算方法，在得到发动机最大功率以及此时汽车行驶的最高车速的前提下，利用如下公式计算主减速器传动比：i式中：rr——车轮滚动半径，由表2.1可得rr=0.3262mnp——发动机处于功率最大时输出轴的转速，由表2.1可得np=6000r/minUamax——参考汽车行驶最高车速，由表2.1可得Uamax=220km/high——变速器处于最高档时传动比，igh=0.8iFH——分动器或加力器处于最高档时传动比，取iFH=1.0iLB——轮边减速器传动比，iLB=1.0根据上式求得的主减速器传动比，得到i0=4.19＜7.6，且此处设计车型为小型汽车，故本次设计的减速器形式为单级主减速器。2.2主减速器计算载荷的确定汽车主减速器的设计最主要的部分就是主减速器齿轮的设计，齿轮是主减速器减速传动的基础，设计主减速器齿轮首先需要得到作用在齿轮上的载荷，所以确定主减速器齿轮的计算载荷是设计汽车主减速器的前提条件。但是，由于发动机和传动系统各部件在工作中状态一直处于变化中，导致无法直接计算出齿轮的计算载荷。通常，在汽车主减速器设计中，会用到以下三种计算方法来确定主减速器齿轮的计算载荷。2.2.1按驱动轮打滑时的转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcsT式中：G2——汽车满载状态下驱动桥上的载荷，由表2.1可得G2=6370Nm‘2——汽车达到最大加速度时后轴负荷转移系数，取1.2φ——轮胎与汽车行驶路面的附着系数，取0.85im——主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动比，取1.0ηm——主减速器主动锥齿轮到车轮直接档的传动效率，取0.952.2.2按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩TceT式中：Kd——汽车离合器突然接合时的汽车动载系数，取1.0Temax——发动机的最大输出转矩，由表2.1得Temax=148NmK——液力变矩器的变矩系数，取1.0i1——变速器档位处于一档时的传动比，i1=3.46if——分动器的传动比，if=i2=1.94i0——主减速比，i0=4.19η——从发动机到万向节传动轴之间的传动效率，取0.9n和if的选取见下表2.2表2.2n和if的选取表车型高档传动比ifg与低档传动比ifd的关系ifn4*4ifg＞ifd/2ifg1ifg＜ifd/2ifd26*6ifg＞ifd/2ifg2ifg＜ifd/2ifd3由表2.2中所示，根据参考车型和变速器的相关数据，得到n和if的取值分别为1和1.94。2.2.3按汽车日常行驶的平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcfT式中：Ga——汽车满载时总重量，Ga=1250*9.8=12250NfR——道路滚动阻力系数，查资料可得轿车取值范围为0.010-0.015，此处取0.012fH——汽车正常行驶时平均爬坡能力系数，取0.08fi——汽车的性能系数，取0.08在以上三种计算方法中，前两种计算的转矩结果比较相近通常情况下指的是从动锥齿轮的最大转矩，而第三种方法的计算结果相差比较大，一般是指日常行驶平均转矩。当计算需要从动锥齿轮的从动锥齿轮的最大转矩Tc时，取前两种情况中的较小值，即Tc=min{Tce，Tcs}；当计算从动锥齿轮的疲劳寿命时，Tc一般取Tcf。根据从动锥齿轮计算转矩，根据以下公式可得到主动锥齿轮的计算转矩为：T式中：Tz——主动锥齿轮的计算转矩，单位为NmηG——主动锥齿轮与从动锥齿轮之间的传动效率，取0.9当计算齿轮最大应力时，取计算转矩Tz=2231.00/（4.19*0.9）=591.62Nm当计算锥齿轮疲劳寿命时，取计算转矩Tz=681.41/（4.19*0.9）=180.70Nm2.3．主、从动锥齿轮基本参数的选择根据机械原理，齿轮的基本参数有齿数、齿宽、分度圆直径、压力角、模数，此次设计的齿轮为锥齿轮，对应的基本参数有齿数、齿面宽、分度圆直径、法向压力角、法向模数，同时额外需要计算的参数还有螺旋角。（1）根据机械设计原理，不同的主减速器主传动比，齿轮齿数应有适当的搭配，当i0=3.5-5时，Z1可以取7-12，综合考虑，取Z1=9，Z2=Z1i0=9*4.19=37.71，Z2取38。（2）齿轮分度圆直径的选取会对主减速器的外形尺寸产生较大影响，从而影响汽车的性能，例如增大分度圆直径会增大驱动桥壳的高度和汽车最小离地间隙，从而影响汽车的通过性和安全性，减小分度圆直径会影响轴承的放置等。通常情况下，d2按照如下公式初选：d式中：d2——从动锥齿轮大端的分度圆直径，单位为mmKd2——锥齿轮直径系数，此处取14.0Tc——从动锥齿轮计算转矩，由上可得为2231.00Nm齿轮法向端面模数mt由以下公式计算的m同时，mt还应满足m则初选的齿轮法向端面模数mt=4.82mm满足条件，查询齿轮模数标准取mt=5mm，则d2=5*38=190mm式中：Tc——从动锥齿轮计算转矩，由上得为2231.00NmKd2——齿轮模数系数，为0.3~0.4（3）从动锥齿轮齿面宽一般遵循公式b2=0.155d2=0.155*190=29.45mm≈30mm。b1一般比b2大10%，所以b1=1.1b2=1.1*29.45=32.395mm≈33mm。（4）锥齿轮的旋向与齿轮受力关系不大，值得注意的时主、从动锥齿轮的旋向是相反的。本设计假设主动锥齿轮为左旋，从动锥齿轮为右旋。（5）压力角是齿轮的一项重要参数，不仅与齿轮的强度有关，还会影响齿轮的啮合状态，以至于对主减速器的工作平稳性和安全性产生影响，综合多方面考虑，这里选用16°。根据以上计算和选择，得到的主减速器齿轮的尺寸参数如下表2.3所示。表2.3主减速器锥齿轮的尺寸参数表序号符号和计算公式数值注释1Z19小齿轮齿数2Z238大齿轮齿数3mt5mm模数4b230mm大齿轮齿面宽5b133mm小齿轮齿面宽6α16°压力角7hg=H1mt8.4mm齿工作高，H1查相关表取1.688h=H2mt9.325mm齿全高，H2查相关表取1.8659Σ90°轴交角10d1=mtZ145mm小齿轮分度圆直径11d2=mtZ2190mm大齿轮分度圆直径12γ1=arctanZ1/Z213.3°小齿轮节锥角13γ2=90-γ176.7°大齿轮节锥角14A0=d1/2sinγ197.80mm节锥距15t=3.1416mt15.708周节16h’2=Kamt2.175mm大齿轮齿顶高，Ka查相关表取0.43517h’1=hg-h’26.525mm小齿轮齿顶高18h’’1=h-h’12.8mm小齿轮齿根高19h’’2=h-h’27.15mm大齿轮齿根高20c=h-hg0.925mm径向间隙21δ1=arctanh’’1/A01.64°小齿轮齿根角22δ2=arctanh’’2/A04.18°大齿轮齿根角23γ01=γ1+δ114.94°小齿轮面锥角24γ02=γ2+δ280.78°大齿轮面锥角25γR1=γ1-δ111.66°小齿轮根锥角26γR2=γ2-δ272.52°大齿轮根锥角27d01=d1+2h’1cosγ157.70mm小齿轮外缘直径28d02=d2+2h’2cosγ2191.00mm大齿轮外缘直径29x01=d2/2-h’1sinγ193.50mm小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离30x02=d1/2-h’2sinγ220.38mm大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离31s2=SKmt4.435mm大齿轮理论齿厚，SK查表2.4取0.88732s1=t-s211.708mm小齿轮理论齿厚锥齿轮的大齿轮理论齿厚参数SK取值参照表2.4表2.4锥齿轮的大齿轮理论齿厚SKZ2 Z167891011300.9110.9570.9750.9971.0231.053400.8030.8180.8370.8600.8880.948500.7480.7570.7770.8280.8840.946600.7150.7290.7770.8280.8830.9452.4.主减速器螺旋锥齿轮强度计算在上述步骤中，锥齿轮的尺寸参数已经确定，而主减速器锥齿轮的设计还需经过校核才能算是真正完成，从而保证锥齿轮的工作安全可靠，同时也为后期的有限元分析打下基础。由于齿轮一直在做旋转运动，所以齿轮受力的方向一直在变化，变化形式很复杂，想要完全计算出齿轮在做往复运动中的受力情况，计算过程比较复杂，在这里不加以深究。由于主减速器齿轮常见的损坏形式为疲劳磨损，所以主要校核齿轮的疲劳强度，下面用常用三种强度计算方法进行校核。2.4.1主减速器材料的选取作为汽车传动系统的关键部件，汽车主减速器零件相对于其他部件零件具有工作状况复杂、工作频率高的特点，同时承受载荷大，常见损坏形式有齿面磨损、齿根折断等。为了适应复杂的工况和大载荷，汽车主减速器通常采用强度较高的合金钢材料，并且是渗碳合金钢[18]，其具有表面含碳量高、耐磨性和抗压性高、韧性好，并且加工性能好，可以提高生产效率和加工精度，例如20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV，对这些材料制造的零件进行渗碳、挥霍等处理，使其表面硬度达到58-64HRC,轮齿内部硬度要求较低，达到32-45HRC即可。本次设计中，选用的材料为40Cr，对表面进行回火处理。2.4.2单位齿上的圆周力在齿轮运动过程中产生的圆周力是齿轮受力的主要组成部分，因此锥齿轮轮齿单位齿长圆周力常用来估算锥齿轮的表面耐磨性，根据以下公式进行计算：p=式中：p——锥齿轮轮齿上单位齿长所受的圆周力，单位为N/mF——齿轮所受的圆周力，单位为Nb2——从动齿宽的齿面宽，b2=30mm圆周力F有如下两种常用的计算方法，计算过程如下：按发动机最大转矩计算p式中：ig——变速器的传动比，常取一档的传动比，由表2.1得为3.46d1——主动锥齿轮的分度圆直径，d1=45mm按最大附着力矩计算p式中：G2——汽车处于满载状态下一个驱动桥上的静载荷，G2=6370Nd2——从动锥齿轮的分度圆直径，d2=190mmφ——轮胎与汽车行驶地面的附着系数，取0.85下表2.5给出了单位齿长上的许用圆周力，根据计算出的数值与表格中的数值进行比较，可以得出所设计的各项尺寸是否满足相关受力和强度要求。表2.5单位齿长上的许用圆周力 参数汽车类别按发动机最大转矩计算按驱动轮打滑转矩计算轮胎与地面的附着系数一档二档直接档轿车8935363218930.85货车1429——2501429大客车982——214——牵引车536——250——0.65查表2.5可得，此处设计的车型为轿车，在一档时，两种情况下的单位齿长许用圆周力都是893N，而我们计算出两种情况的单位齿长圆周力分别为758.64N和619.72N，均小于许用力，所以设计齿轮在圆周力上符合强度要求。2.4.3轮齿弯曲强度计算螺旋锥齿轮轮齿齿根弯曲应力计算公式为δ式中：σw——轮齿的弯曲应力，单位为MPaTc——齿轮的计算转矩K0——齿根弯曲强度和齿面接触强度的过载系数，取1.0Ks——齿根弯曲强度和齿面接触强度的尺寸系数当m≥1.6时，KKm——齿面的载荷分配系数，由于齿轮轴是悬臂式，查资料得Km=1.1~1.25，此处取1.1Kv——质量系数，取1.0Jw——轮齿弯曲应力综合系数。查资料可得小齿轮的Jw=0.25，大齿轮的Jw=0.20以上数据代入公式，计算得：δδ所以，主、从动锥齿轮的弯曲强度均符合要求。2.4.4轮齿表面接触强度计算根据以下公式计算锥齿轮轮齿齿面接触应力：δ式中：σj——锥齿轮轮齿齿面接触应力，单位为MPad1——主动锥齿轮大端分度圆直径，d1=45mmb——齿宽Ks——齿根弯曲强度和齿面接触强度的尺寸系数，由上可得取0.67Kf——齿面品质系数，取1.0Cp——综合弹性系数，取232.6N0.5/mmK0、Km、Kv与2.4.2中的取值相同Jj——齿面接触强度综合系数，取0.29代入公式得：δ由计算结果可得，设计的齿轮满足接触强度要求。2.5.轴的设计（1）主动锥齿轮轴的设计1）锥齿轮齿面上的作用力主减速器上分布着很多齿轮，在齿轮啮合时，主从动齿轮的齿面是垂直的，齿轮之间的作用力是垂直于啮合齿面的，也就是说该作用力的方向是沿着齿面垂直的法向作用力。根据理论力学原理，对齿面法相作用力进行分解，得到沿着轴线方向的轴向力、垂直于轴线方向的径向力和沿齿轮切向的切向力。本次设计的参考车型为手动挡，汽车在行驶时的挡位一直处于变化当中，发动机的工作状态也一直处于变化之中，导致主减速器的工作转矩不能直接得到。主减速器设计中常用输入的当量转矩Td进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩按下式计算：T式中：Temax——发动机最大转矩，由上可得为148Nmfi1、fi2……fiR——变速器在各档的使用频率，参考下表选取ig1、ig2……igR——变速器各档传动比fT1、fT2……fTR——变速器在各档时的发动机利用率，参考下表选取表2.6fi和fT的参考值 车型变速器档位fifT轿车公共汽车载货汽车Ⅲ档Ⅳ档Ⅳ档Ⅳ档带超速挡Ⅳ档Ⅳ档带超速挡Ⅴ档KT＜80KT＞80fiⅠ档110.82110.50.5Ⅱ档940.56433.52Ⅲ档90201627151175Ⅳ档7580.76550855915Ⅴ档————77.5超速挡3030fTⅠ档6070657070505050Ⅱ档6065607070606060Ⅲ档5060506060707070Ⅳ档60506060607070Ⅴ档————60超速挡7570注：表中的KT=Temax/0.1Ga，其中Ga为汽车总重力，经计算，KT=0.12＜80在计算当量转矩时，由于计算公式比较复杂，采用matlab软件进行编程，输入对应数据进行计算，计算程序如下：Temax=148;fi1=1;fi2=4;fi3=20;fi4=75;ig1=3.46;ig2=1.94;ig3=1.29;ig4=0.99;fT1=70;fT2=65;fT3=60;fT4=60;Td=Temax*((fi1*(ig1*fT1/100)^3+fi2*(ig2*fT2/100)^3+fi3*(ig3*fT3/100)^3+fi4*(ig4*fT4/100)^3)/100)^(1/3);disp(Td)图2.1matlab计算当量转矩根据上述程序，计算出Td=115.25Nm图2.1matlab计算当量转矩齿宽重点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为P式中：T——主减速器主动锥齿轮上的当量转矩dm——齿轮齿面宽中点处分度圆直径dd式中：d1m、d2m——主、从动齿面宽中点处分度圆直径d2——从动齿轮节圆直径Z1、Z2——主、从动齿轮齿数γ2——从动轮的节锥角由上式可以计算得出：d1m=38.09mm，d2m=160.80mm主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力为：P3）锥齿轮的轴向力和径向力通过以上计算，可以得到作用在主、从动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为：AR2.6轴和轴承的设计2.6.1主动锥齿轮轴的设计图2.2主动锥齿轮的支承形式如下图2.2所示，主动锥齿轮轴的支承是悬臂式的，主动锥齿轮位于轴的一端，另外一端由两个轴承支承。为了增加支承强度，应该尽量减小悬臂长度a，同时尽量增大支承间距b。为了实现这一目的，在轴承的布置上，应使两圆锥滚子轴承的小端朝内大端朝外。图2.2主动锥齿轮的支承形式在轴承的安装和拆卸方面，轴承均由前端往后端装入，所以应试主动锥齿轮后轴承的尺寸大于前轴承。主动锥齿轮轴为齿轮轴，又为花键轴（花键与变速器输出轴连接传递动力），根据公式出算花键处的轴径，如下：d=K取4.0，Tm为主减速器最大输入扭矩，为发动机最大输出扭矩与变速器最低档传动比相乘之后的积，所以：d=32.00mm图2.3主动锥齿轮结构图查阅相关国标得：花键大径32mm，小径28mm，花键长度40mm，键宽7mm，键数6。图2.3主动锥齿轮结构图根据花键规格和齿轮数据，来确定主动锥齿轮轴各段规格如下：第1段：这段为主动锥齿轮，由表2.3得齿宽33mm，大端分度圆直径45mm，齿顶圆直径57.7mm第2段：直径33mm，宽度4mm第3段：直径31mm，宽度4mm第4段：这段轴为后轴承安装处，轴的直径35mm，宽度17mm，选用轴承型号为30207，轴承小径35mm，大径72mm，宽17mm第5段：这段为两轴承安装轴之间的过渡段，为增加轴承支承间距而设，直径34mm，宽度30mm第6段：这段为前轴承安装处，轴的直径32mm，宽度14mm，选用轴承型号为329/32，其小径32mm，大径52mm，宽14mm第7段：这段为花键轴，与变速器输出轴连接，花键小径28mm，大径32mm，花键轴长40mm第8段：这段为螺栓轴，用于限制主动锥齿轮轴的轴向运动，螺栓型号为M27，大径27mm，小径23.75mm，螺栓长40mm。根据每段轴段的长度，可以计算得到主动锥齿轮轴总长为182mm。2.6.2主动锥齿轮轴的校核图2.4主动锥齿轮轴受力图齿轮上受到的计算转矩为681.41Nm，齿轮的圆周力为6051.45N，轴向力为4772.14N，径向力为1075.88N；同时，两个轴承会对轴产生支反力，规定：齿轮受到的轴向力和径向力方向为正方向,弯矩顺时针方向为正。根据以上数据计算前后轴承对轴产生的支反力。图2.4主动锥齿轮轴受力图后支点水平面的支反力：F前支点水平面的支反力：F后支点垂直面的支反力：F前支点垂直面的支反力：F式中：a——主动锥齿轮受力点到后端轴承受力点之间的距离，即为悬臂长度，经计算a=25.6mmb——两轴承受力点之间的距离，即为支承间距，经计算b=55.6mmM——齿轮上轴向力对轴心产生的弯矩，经计算M=107.37Nm求出水平面上因齿轮受力和支反力形成的弯矩，并作出弯矩图如下：图2.5水平面上弯矩图MNH=P*a=6051.45*25.6=154.72Nm图2.5水平面上弯矩图求出垂直面上因齿轮受力和支反力形成的弯矩，并作出弯矩图如下：MNV=M-R*a=107373.15-1075.88*25.6=-79.83Nm图2.6垂直面上弯矩图由弯矩图可知，该轴在后轴承处所受的弯矩最大。后轴承处合成弯矩为：M计算危险截面的直径，弯曲应力为150MPa，则：d≥所设计的主动锥齿轮轴直径最小处为螺栓轴，其小径为24.5mm，大于满足最大弯矩所需最小直径，所以设计的主动锥齿轮轴满足强度要求。2.6.3从动锥齿轮轴的设计在轴的结构设计之前，先按照扭转强度条件估算轴的最小直径，计算公式为：d式中：C——由轴的材料和承载情况确定的常数，取C=110P——轴所传递的功率，根据发动机功率和变速器传递效率计算P=85n——轴传递的转速，根据发动机最大转速和传动比计算，n=1790r/min根据最小轴径确定该轴各段规格如下：图2.7从动轴结构图第1段：该段与主减速器后传动零件连接，在此不考虑其尺寸规格第2段：这段为轴承安装处，轴的直径45mm，宽度25mm，选用轴承型号为30209，其小径45m，大径85mm，宽19mm第3段：直径为50mm，宽度为50mm第4段：这段与从动锥齿轮连接，直径为48mm，宽度为30mm第5段：这段为轴承安装处，轴的直径45mm，宽度25mm，选用轴承型号为30209，其小径45m，大径85mm，宽19mm第6段：该段与主减速器后传动零件连接，在此不考虑其尺寸规格由此可计算，从动锥齿轮轴的总长度为130mm2.6.4从动锥齿轮轴的校核齿轮啮合时，两个齿轮互相之间的力是相等的，锥齿轮啮合时两个齿轮的轴向力和径向力相互作用，所以从动锥齿轮所受的圆周力为6051.45N，轴向力为1075.88N，径向力为4772.14N。轴向力对轴心产生的弯矩为Ma=A*d/2=20.44Nm。从动锥齿轮计算转矩为2231Nm。根据齿轮受力可计算左右两轴承的支反力，计算过程如下：根据轴承受力点与锥齿轮受力点计算得到齿轮受力点对左端轴承受力点距离为L1=96.5mm，对右端轴承受力点的距离为L2=34.5mm。所以：左支点水平面支承反力F右支点水平面支承反力F左支点垂直面支承反力F右支点垂直面支承反力F齿轮受力点处水平弯矩M齿轮受力点处垂直弯矩MM齿轮受力点处合成弯矩M弯扭合成M计算应力σ所以，从动锥齿轮轴设计符合强度要求。2.6.5键的设计和校核从动锥齿轮和轴采用键连接的方式，轴径d=48mm，轮毂长L=30mm，查机械设计手册，选用B型平键，根据轴径选取键的规格为b*h=14*9，键长为28mm。现校核其强度：l=28mm，T=2231Nm，k=h/2σ所以，从动锥齿轮与轴连接键的强度符合设计要求.2.6.6轴承的寿命计算首先计算汽车主减速器的预期寿命，根据以下公式进行计算：L式中：Lh——轴承预期寿命，单位为hS——大修里程，一般为100000kmvam——汽车平均行驶速度，轿车为60km/h2.6.6.1主动锥齿轮轴承的校核（1）主动锥齿轮前轴承的校核主动锥齿轮前轴承选用的是30207型号圆锥滚子轴承[19]，此轴承的额定动载荷54.2kN，在此径向力R=286.27N，轴向力A=0。当量动载荷为Q=式中：X、Y的取值与A/R与e的大小有关，此处X=1，Y=0再根据公式L=式中：ft——温度系数，在此取1.fp——载荷系数，在此取1.ε——寿命指数，滚子轴承为10/3所以主动锥齿轮前轴承L=2.12*1012s=5.90*109h＞Lh，所以主动锥齿轮前轴承满足寿命要求。（2）主动锥齿轮后轴承的校核主动锥齿轮后轴承选用的是329/32型号圆锥滚子轴承，此轴承的额定动载荷为23.8kN，在此径向力R=8837.73N，轴向力A=4772.14N。当量动载荷为Q=式中：X、Y的取值与A/R与e的大小有关，此处X=0.4，Y=0.57再根据公式L=式中：ft——温度系数，在此取1.fp——载荷系数，在此取1.ε——寿命指数，滚子轴承为10/3所以主动锥齿轮后轴承L=4.68*107s=1.30*104h＞Lh，所以主动锥齿轮后轴承满足寿命要求。2.6.6.2从动锥齿轮轴承的校核（1）从动锥齿轮左轴承的校核从动锥齿轮左轴承为30209型号圆锥滚子轴承，此轴承的额定动载荷为67.8kN，在此径向力R=1639.50N，轴向力A=0N。当量动载荷为Q=式中：X、Y的取值与A/R与e的大小有关，此处X=1，Y=0再根据公式L=式中：ft——温度系数，在此取1.fp——载荷系数，在此取1.ε——寿命指数，滚子轴承为10/3所以从动锥齿轮左轴承L=1.33*1011s=3.6*107h＞Lh，所以从动锥齿轮左轴承满足寿命要求。（2）从动锥齿轮右轴承的校核从动锥齿轮右轴承为30209型号圆锥滚子轴承，此轴承的额定动载荷为67.8kN，在此径向力R=4357.95N，轴向力A=4772.14N。当量动载荷为Q=式中：X、Y的取值与A/R与e的大小有关，此处X=0.4，Y=0.57再根据公式L=式中：ft——温度系数，在此取1.fp——载荷系数，在此取1.ε——寿命指数，滚子轴承为10/3所以从动锥齿轮右轴承L=4.27*1010s=1.9*107h＞Lh，所以从动锥齿轮右轴承满足寿命要求。

总结和展望作为汽车传动系统最重要的部件之一，汽车主减速器的结构设计是最基础也是最重要的环节，在此背景之下，本文选用北汽绅宝X35为参考车型，进行主减速器结构设计。根据计算，本文设计的主减速器为单级主减速器，以40Cr为原材料，设计了主动锥齿轮轴、从动锥齿轮和从动锥齿轮轴的结构，选用了合适的轴承，并根据材料力学原理校核了设计零件的强度和寿命；另一方面，本文利用计算机软件，对设计零件进行建模和仿真分析，直观的展示了设计零件的结构，进一步校核了设计零件在使用工况下的强度。本次设计完成了基本的设计要求，但是在一些地方仍有不足，例如：在锥齿轮的建模中，由于软件使用不熟练，只能使用模板再修改数据建模；在齿轮参数计算中，不了解后续步骤所需参数，导致多次返回计算齿轮参数；利用ANSYS软件进行仿真时进行了间花，进行了静力学仿真，而实际上齿轮和轴的受力一直是动态。在这些方面都需要丰富自己的经验，提升自己的能力，以进一步的改进和完善设计，使设计更加合理可靠。

参考文献[1]崔胜民，张谊华.汽车主减速器的优化设计[J].第三届中国CAE工程分析技术年会论文集,2007:264-209.[2]黄一鸣.有限元分析再汽车主减速器壳设计中的应用[J].大众科技，2016(11):0040-03.[3]刘春喜.汽车主减速器低噪声双曲面齿轮优化设计[D].吉林大学,2004.[4]王猛，刘世达.基于低噪声的汽车主减速器双曲面齿轮优化设计[