毕业设计（论文）-四驱巴哈赛车分动箱设计

ⅠⅠ四驱巴哈赛车分动箱设计

摘 要的扭矩ANSYS软件对壳体进行了仿真分析，确定壳体应力应变情况。关键词：分动箱；巴哈赛车；齿轮传动；校核全套图纸加V信153893706或扣3346389411ⅡⅡAbstractBajaracingcarsoftenneedtorunonbadroadsandroads.Theroadconditionsareextremelybad,whichrequiresanincreasethenumberofdrivingwheelsoftheInordertodistributetheoutputpowertoeachdriveaxle,atransferboxrequired.articleconsidersthepracticalapplicationoftheBaharacingcars,adoptsthetransfercaseintegratedwiththemainreducer,savesspace,choosesatorquedistributionratioof50:50,andperformsdesignworkbasedontheBaharacingcarsdesignrequirements.Thedesignprocessofthetransfercaseexplained,suchastheselectionofthetransmissionscheme,thedeterminationofthemainreductionratio,thedesigncheckoftheparallelshafttransmissiongear,thedesignandcheckofthebevelgear,theshaftdesignandcheck,andtheselectionandcheckofotherparts,TheANSYSsoftwarewasusedtosimulateandanalyzetheshelltodeterminethestressandstrainoftheshell.KeyWords：Transfercase;Baharacingcars;geartransmission;check目录第1章绪论11.1国内外研究现状11.2目的和意义21.3设计的基本内容、目标2第2章分动箱主要参数和结构选择计算32.1设计所需巴哈赛车性能参数32.2整车总传动比和减速器传动比范围的确定32.3分动箱传动方案的确定42.4本章小结5第3章平行轴传动齿轮的设计计算63.1齿轮材料的选取63.2齿轮强度计算63.3本章小结10第4章锥齿轮的设计及校核114.1锥齿轮类型的选择114.2锥齿轮基本参数的设计114.3锥齿轮的强度校核144.4本章小结15第5章轴的设计及校核165.1中间轴的设计和校核165.2输入轴的设计215.3输出轴的设计225.4本章小结23第6章轴承的选择和校核246.1输入轴轴承的校核246.2中间轴轴承的校核256.3输出轴轴承的校核266.4本章小结26第7章分动箱壳体的设计287.1壳体尺寸的设计287.2壳体有限元仿真287.3本章小结29结论33致谢34参考文献35PAGEPAGE37第1章绪论器感应驾驶环境,根据驾驶环境的变化进行判断是否采用四轮驱动，并且最后由电脑芯片实现两驱与四驱两种模式的切换。CS35X5GLE201926129[1]；郭立书等人提出了能够根[2]MOD[3]；刘豫徽等人研究了带有差速器的分动箱特性，及其对车辆性能的影响[4]；俞志平在有限元分析和台架实验的基础[5]GiulioPanzani;HowonSeoNasri组成，用以分别驱动前后驱动轮，突破了传统的分动器限制[8]，可以令其分别运动，大大缩减转弯半径，实现原地掉头等，是未来发展的一个新方向，在这个领域比较著名的是protean轮毂电机公司。基本内容1.通过查阅有关分动箱及巴哈赛车的文献，了解分动箱的结构，原理和特点，以及巴哈赛车的背景和行驶工况。2.进行巴哈赛车分动箱的传动方案设计，传动比的选择计算。3.进行传动部件的设计计算，例如平行轴传动齿轮和锥齿轮的设计计算，在齿轮设计完毕的基础上对轴进行设计计算。4.进行分动箱附件的选择和校核，设计壳体并且对其进行有限元分析。5.绘制部分零件图和总体的装配图6.编写设计说明书目标设计一个能够适配现有巴哈赛车，且可以完成高低档主减速比的切换，以及完成四驱和后驱模式的切换的分动箱，要求各传动部件安排合理，散热均匀。第2章分动箱主要参数和结构选择计算分动箱是属于传动系统的一部分，本次设计的分动箱兼容了主减速器的功能，动力传递路线为发动机→CVT变速箱→分动箱→（差速器）→半轴→车轮。需要完成切换主减速比的功能。设计所依据的主要数据如下表2.1。表2.1巴哈赛车基本参数表参数名称数值单位发动机最大转矩22N·m最高车速70km/h车轮直径558.40mm发动机最高转速3600rpm发动机最大转矩时转速3060rpm整备质量177kgCVT最大传动比2.6CVT最小传动比0.68对于整车传动比范围的确定，首先根据理论计算确定整车最大传动比和最小传动比，再计算得到减速器传动比的理论范围值。先确定整车的最大传动比30（57.7%2.1： 𝑚𝑔𝑐𝑜𝑠𝛼·𝜑𝑟≥𝑖𝑇𝑚𝑎𝑥𝜂

𝑚𝑎𝑥

≥𝑚𝑔(𝑓𝑐𝑜𝑠𝛼+𝑠𝑖𝑛𝛼)·𝑟 （2.1）𝑇𝑚𝑎𝑥𝜂(其中220.15)代入计算出整车最大传动比34.22≥𝑖𝑚𝑎𝑥≥23.19。再确定整车最小传动比，当达到最高车速的时候，车辆的驱动力应大于行驶阻力，根据公式2.2： Gφ≥𝑇𝑚𝑖𝜂𝑇≥𝐹+𝐹

=𝑚𝑔𝑓+𝐶𝑑𝐴𝑢2(2.2)𝑟 𝑓

21.15（其中𝑓𝑤𝑓0.15𝑑0.75，A为迎风面积0.948𝑚2，u为行驶车速70km/h）代入计算得出𝑖𝑚𝑖𝑛≥8.13（附着条件）由于巴哈赛车需要在复杂的路况下行驶，采用双速主减速器设计，增加行驶的档位。CVT1。2.3。 𝑖=𝑖0𝑖𝑔 (2.3)（其中𝑖0为主减速传动比，𝑖𝑔为变速器传动比）代入计算得出，低速级13.162≥𝑖0≥8.919，高速级𝑖0≥8.13。拟取低速级主减速比为13，高速级主减速比为9。2.1图2.1分动箱传动示意图1-输入轴高速挡小齿轮;2-输入轴低速挡小齿轮;3-中间轴高速挡大齿轮;4-中间轴低速挡大齿轮;5-中间轴二级减速齿轮;6-接合套;7-小锥齿轮;8-大锥齿轮;9-输出轴大齿轮动力由输入轴开始输入，由接合套6选择动力传输路线，图中接合套6向左接合则为选择高速挡的主减速比，动力经由输入轴高速挡小齿轮1传递到中间轴高速挡大齿轮3至中间轴，若向右接合则为选择低速挡的主减速比，动力经由输入轴低速挡小齿轮2传递到中间轴低速挡大齿轮4至中间轴。中间轴分别将动力传输到前后桥，一部分动力经小锥齿785输出轴大齿轮9处，传递到后桥输出轴。通过巴哈赛车的设计要求，计算出了巴哈赛车所需要的主减速器传动比范围，确定了本次设计中的动力传递路线，为下一章的平行轴圆柱齿轮的计算提供了基础。 第3章平行轴传动齿轮的设计计算在本次分动箱设计中，平行轴圆柱齿轮包括了输入轴，中间轴及输出轴上安装的圆柱齿轮，承担了主减速器部分的功用，达到减速增扭的目的。圆柱齿轮类型的选择方面，采用斜齿圆柱齿轮，优点是传动平稳，且承载力高，适合应用在巴哈赛车这种大载荷，面临路况极差的场合。齿轮传动失效主要是齿轮的断裂和齿面失效。因此，用理想的齿轮材料制作的齿轮应具有表面硬度高、核心韧性好等特点。钢具有良好的韧性和抗冲击性。经过热处理或化学处理后，可以提高齿面硬度，从而提高齿轮的接触强度和耐磨性，故适合用于做齿轮。HBW≤3504540Cr2，45355MPa，40Cr785MPa。由于巴哈40Cr7~8一般标准齿轮的齿数在148°~20°5~10mm。91.6，2.37，由于齿轮齿数为整数，取23，55，2.393.67，拟取21，773.59，17，大齿轮613.1。表3.1齿轮齿数表齿轮名齿数传动比高速挡小齿轮1232.39高速挡大齿轮255低速挡小齿轮3173.59低速挡大齿轮461二级减速小齿轮5213.67二级减速大齿轮6773.1 𝑑≥3·(𝑍𝐸𝑍𝐻𝑍𝜀𝑍𝛽)2𝑢+1 (3.1)1 √𝜙𝑑

[𝜎]𝑛 𝑢汽车在行驶过程中减速器收到的最大扭矩由车轮端的滚动摩擦力𝐹𝑓提供，𝐹𝑓=𝐺·𝑓=348.39𝑁。各个齿轮受到的转矩如下𝑇6

=

×𝑟=97.201N·m;

=

=

=𝑇6=𝑖326.485N·m；𝑇=𝑇2=11.082𝑁·𝑚；𝑇=𝑇4=7.378𝑁·𝑚。1 𝑖1 3 𝑖2取发动机转速n=3060rpm，齿宽系数𝜙𝑑=0.6，齿轮精度等级为8级时的状态进行计算。以下根据齿面接触疲劳强度依次计算各个齿轮副的模数。（1）二级减速齿轮的理论模数计算，具体计算过程如下：1.载荷系数𝐾𝑡=1.4;2.小齿轮传递的转矩𝑇5=26.485𝑁·𝑚;3.材料系数𝑍𝐸=189.8√𝑀𝑃𝑎;4.节点区域系数𝑍𝐻=2.45;5.重合度𝜀=[1.88−3.2(1+1)]𝑐𝑜𝑠𝛽=1.67;𝛼

𝑧66.重合度系数𝑍𝜀

=√4−𝜀𝛼=0.763;37.螺旋角系数𝑍𝛽=0.99;根据图3.1中的疲劳强度和硬度关系曲线，确定接触疲劳极限图3.1相关处理后的各类钢接触疲劳强度可得大小齿轮的接触疲劳极限分别为𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚5=750𝑀𝑃𝑎,𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚6=750𝑀𝑃𝑎。2200163.2 𝑁=60𝑛1𝑗𝐿ℎ (3.2)N=5.88×108查表可得接触疲劳寿命系数：𝐾𝐻𝑁5=0.94，𝐾𝐻𝑁6=0.97取安全系数𝑆𝐻=1.53.3计算许用接触应力：

]=𝐾𝑁𝐻×𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 (3.3)𝑆𝐻代入计算可得大小齿轮的许用接触应力：[𝜎𝐻5]=470MPa，[𝜎𝐻6]=485MPa取接触应力[𝜎𝐻]=470MPa。将数据代入式3.1中，𝑑5≥44.464mm。查询机械设计手册得如下参数：1.使用系数𝐾𝐴=1；2.动载系数𝐾𝑉=1；3.螺旋线载荷分布系数𝐾𝐻𝛽=1.2；4.齿向载荷分配系数𝐾𝛽=1.2;载荷系数K=𝐾𝐴×𝐾𝑉×𝐾𝐻𝛽×𝐾𝛽=1.44。矫正分度圆直径𝑑

′≥𝑑3𝐾=44.88𝑚𝑚。5 5√𝐾5 5√理论法向模数𝑚𝑛

=𝑑5′=1.96。𝑧5（2）计算低速挡齿轮的二级减速齿轮的理论模数计算，具体计算过程如下：1.载荷系数𝐾𝑡=1.4;2.小齿轮传递的转矩𝑇3=7.378𝑁·𝑚;3.材料系数𝑍𝐸=189.8√𝑀𝑃𝑎;4.节点区域系数𝑍𝐻=2.45;5.重合度𝜀=[1.88−3.2(1+1)]𝑐𝑜𝑠𝛽=1.603;𝛼

𝑧66.重合度系数𝑍𝜀

=√4−𝜀𝛼=0.774;37.螺旋角系数𝑍𝛽=0.99;根据图3.1中的疲劳强度和硬度关系曲线，确定接触疲劳极限可得大小齿轮的接触疲劳极限分别为𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚3=750𝑀𝑃𝑎,𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚4=750𝑀𝑃𝑎。2200163.2N=5.88×108查表可得接触疲劳寿命系数：𝐾𝐻𝑁3=0.94，𝐾𝐻𝑁4=0.97取安全系数𝑆𝐻=1.5按式3.3计算许用接触应力，代入计算可得大小齿轮的许用接触应力：[𝜎𝐻3]=470MPa，[𝜎𝐻4]=485MPa取接触应力[𝜎𝐻]=470MPa。将数据代入式3.1中，𝑑3≥29.358mm。查询机械设计手册得如下参数：1.使用系数𝐾𝐴=1；2.动载系数𝐾𝑉=1；3.螺旋线载荷分布系数𝐾𝐻𝛽=1.2；4.齿向载荷分配系数𝐾𝛽=1.2;载荷系数K=𝐾𝐴×𝐾𝑉×𝐾𝐻𝛽×𝐾𝛽=1.44。矫正分度圆直径𝑑

′≥𝑑3𝐾=29.635𝑚𝑚。3 3√𝐾3 3√理论法向模数𝑚𝑛

=𝑑3′=1.74。𝑧3（3）计算高速挡齿轮的二级减速齿轮的理论模数计算，具体计算过程如下：1.载荷系数𝐾𝑡=1.4;2.小齿轮传递的转矩𝑇1=11.082𝑁·𝑚;3.材料系数𝑍𝐸=189.8√𝑀𝑃𝑎;4.节点区域系数𝑍𝐻=2.45;5.重合度𝜀=[1.88−3.2(1+1)]𝑐𝑜𝑠𝛽=1.646;𝛼

𝑧26.重合度系数𝑍𝜀

=√4−𝜀𝛼=0.767;37.螺旋角系数𝑍𝛽=0.99;根据图3.1中的疲劳强度和硬度关系曲线，确定接触疲劳极限可得大小齿轮的接触疲劳极限分别为𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1=750𝑀𝑃𝑎,𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2=750𝑀𝑃𝑎。2200163.2N=5.88×108查表可得接触疲劳寿命系数：𝐾𝐻𝑁1=0.94，𝐾𝐻𝑁2=0.97取安全系数𝑆𝐻=1.5按式3.3计算许用接触应力，代入计算可得大小齿轮的许用接触应力：[𝜎𝐻1]=470MPa，[𝜎𝐻2]=485MPa取接触应力[𝜎𝐻]=470MPa。3.1𝑑1≥33.422mm。查询机械设计手册得如下参数：1.使用系数1；2.动载系数𝐾𝑉=1；3.螺旋线载荷分布系数𝐾𝐻𝛽=1.2；4.齿向载荷分配系数𝐾𝛽=1.2;载荷系数K=𝐾𝐴×𝐾𝑉×𝐾𝐻𝛽×𝐾𝛽=1.44。矫正分度圆直径𝑑′≥𝑑3𝐾=33.738𝑚𝑚。1 1理论法向模数𝑚𝑛

=𝑑1′=1.467。𝑧1根据理论计算，以及选择标准模式，考虑低高挡的中心距应该相同，取模数均为2。各个齿轮的参数表如表3.2。表3.2齿轮参数表齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿轮5齿轮6齿数235517612177模数2传动比i2.393.593.67分度圆直径d/mm47.179112.82134.872125.12842.857157.143齿根圆直径df/mm42.179107.82129.872120.12837.875152.143齿顶圆直径da/mm51.179116.82138.872129.12846.857161.143中心距a/mm8080100cosβ0.9750.9750.980螺旋角β/°12°50′18″12°50′18″11°28′40″3.3本章小结本章首先根据第二章中确定的主减速器传动比范围，初步选择了各个齿轮副材料、传动比以及各个齿轮的的齿数，之后根据齿面接触疲劳强度公式，结合齿轮实际的工作环境，确定分度圆的最小直径，初步计算法向模数，而后根据标准模数表选择模数。计算中心距并将之圆整，最后确定了齿轮的螺旋角，为了之后正交轴传动齿轮和轴的设计和校核提供了基础。 第4章锥齿轮的设计及校核分动箱需要将动力分别传输到前后轴，其中不可避免地设计到动力传输方向的改变，本次设计采用了正交轴传动齿轮改变动力传递方向，使用了锥齿轮将动力从分动箱的中间轴引出到前桥输出轴。2.13600rpm，经由变速器和主减速的一级减速之后，n=1474.68rpm(低)/2215.11rpm(高)首先选择锥齿轮的材料和精度等级，材料选择45钢淬火处理。小齿轮的齿面硬度为220BS220HBS<250HBS<350HBS，7然后选择锥齿轮的旋向，一般情况下，主动锥齿轮为左旋，被动轮为右旋，这样可以保证大小齿轮传动时具有相互推开的轴向力，避免齿轮承载过热咬合。3.2i=3.67。图4.1为锥齿轮的参数图解，以下为锥齿轮各参数的选择计算：图4.1锥齿轮参数图解1.齿数比u=𝑧2=𝑛1=𝑖=3.67；𝑧1 𝑛22.齿形角选择标准齿形角α=20°；𝑎3.齿顶高系数ℎ∗=0.85；𝑎4.顶隙系数𝑐∗=0.188；5.大端端面模数由类比法确定，取m=4.5；6.齿数的计算，根据式4.1确定最少齿数：𝑎𝑚𝑖𝑛 2 𝑚 𝑧 =2ℎ∗𝑐𝑜𝑠𝛿𝑐𝑜𝑠𝑎𝑚𝑖𝑛 2 𝑚𝑠𝑖𝑛𝛼式中𝛽𝑚为标准螺旋角，取𝛽𝑚=35°，分锥角𝛿的计算公式4.2如下: tan𝛿=𝑧1=1 (4.2)1 𝑧2 𝑖代入传动比计算得到分锥角𝛿的正切值，通过反三角函数计算得到𝛿1=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛𝛿1=15.1°。相互啮合的正交锥齿轮的分锥角互余，则𝛿2=90°-𝛿1=74.9°。将计算出的分锥角代入式4.1中，得到𝑧1≥7.7。结合图4.2，选择小弧齿锥齿轮的齿数。选择𝑧1=12,所以𝑧2=𝑖×𝑧1=44；图4.2弧齿锥齿轮小轮齿数（𝛽𝑚=35°）7.分度圆直径公式4.3如下： d=𝑚𝑧 (4.3)计算得𝑑1=54mm，𝑑2=198mm；8.R4.4 R=𝑑1=𝑑2 (4.4)代入计算得R=103.65mm；

2𝑠𝑖𝑛𝛿1

2𝑠𝑖𝑛𝛿29.齿宽b的计算公式4.5,4.6如下： 𝑏=𝜑𝑅×𝑅 (4.5) 𝑏=10𝑚 (4.6)取两者中的较小值，即式4.5的结果b=31.095mm；10.x4.7，4.8 𝑥1

=0.39×(1−1) (4.7)𝑢2 𝑥2=−𝑥1 (4.8)计算得𝑥1=0.36，𝑥2=-0.36；11.齿顶高ℎ𝑎4.9𝑎 ℎ𝑎=(ℎ∗+x)×m (4.9)代入计算得ℎ𝑎1=5.445𝑚𝑚，ℎ𝑎2=2.205𝑚𝑚；𝑎12.齿高h的计算公式4.10如下：𝑎 h=(2ℎ∗+𝑐∗)×𝑚 (4.10)𝑎计算结果h=8.496mm；13.齿根高ℎ𝑓计算公式4.11如下： 𝑎 (4.11)计算结果=3.051mm，ℎ𝑎2=2.205mm；14.齿顶圆直径𝑑𝑎计算公式4.12如下： 𝑑𝑎=𝑑+2ℎ𝑎𝑐𝑜𝑠δ (4.12)计算结果𝑑𝑎1=64.506𝑚𝑚，𝑑𝑎2=199.149𝑚𝑚；15.齿根角𝜃𝑓计算公式4.13如下：

=ℎ𝑓 (4.13)𝑅计算结果𝜃𝑓1=1.69°,𝜃𝑓2=3.47°；16.齿顶角𝜃𝑎和齿根角𝜃𝑓相同，故𝜃𝑎1=1.69°,𝜃𝑎2=3.47°；17.顶锥角𝛿𝑎计算公式4.14如下： =δ+𝜃𝑎 (4.14)计算结果𝛿𝑎1=16.79°，𝛿𝑎2=78.37°；18.外锥高𝐴𝑘计算公式4.15如下： 𝐴𝑘=𝑅𝑐𝑜𝑠𝛿−ℎ𝑎𝑠𝑖𝑛𝛿 (4.15)计算结果𝐴𝑘1=98.565𝑚𝑚𝐴𝑘2=24.872𝑚𝑚；19.重合度𝜀𝑎计算公式4.16如下： 𝜀𝑎=𝐾(𝜀𝑎1+𝜀𝑎2) (4.16)式中的𝜀𝑎1和𝜀𝑎2可通过查询机械设计手册获取,𝜀𝑎1=0.96，𝜀𝑎2=0.54；20.齿线重合度𝜀𝛽，因b/R=0.3，查询机械设计手册得𝜀𝛽=1.85；21.总重合度𝜀𝛾计算公式4.17如下： 𝜀𝛾=√𝜀𝑎2+𝜀𝛽2 (4.17)代入计算得𝜀𝛾=2.134。锥齿轮的危险工况应该是在低速挡传动的时候，扭矩较大，以下按照低速挡进行强度校核。轮齿齿根弯曲应力校核扭矩计算，由轮边开始计算扭矩大小，需要满足驱动附着条件𝐹𝑡≤𝐺·𝜑，此时轮边扭矩和锥齿轮大齿轮的扭矩相同。代入计算得𝑇2=113.40𝑁·𝑚。轮齿齿根弯曲应力校核公式4.18如下： 𝜎

=𝐹𝑡𝐾𝐴×1

×𝑌𝑋𝐾𝐹𝛽 (4.18)𝐹

𝑏𝑚

𝐾𝑋𝐽公式4.18中各值的取值和计算如下：1.轮副所传递的切向载荷𝐹𝑡由公式4.19确定 𝐹

==(4.19)𝑡计算结果𝐹𝑡=1145.45𝑁；

𝑑1

𝑑22.过载系数𝐾𝐴的选取，锥齿轮运转工况为轻微振动，查询机械设计手册得，𝐾𝐴=1.3；3.动载系数𝐾𝑣的选取，本次设计的锥齿轮属于分齿精度较高的类型，查询机械设计手册得，𝐾𝑉=1；4.尺寸系数𝑌𝑋根据锥齿轮的模数确定，锥齿轮的模数m=4.5，查询机械设计手册得𝑌𝑋=0.65；5.载荷分布系数𝐾𝐹𝛽由安装轴的支承方式以及应用范围确定，差得𝐾𝐹𝛽=1.10；6.刀盘系数𝐾𝑋的计算公式4.20如下： 计算结果=0.946；

0.2788=0.2111（0.5𝑑0）𝑙𝑔𝑠𝑖𝑛𝛽𝑚+0.7899 (4.20)𝑅−0.5𝑏7.JJ=0.236；将上述数值代入公式4.18中，得到𝜎𝐹=34.08𝑀𝑃𝑎；以下进行齿根许用应力的计算，计算公式4.21如下： 𝜎′ =𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚𝑌𝑁 (4.21)𝐹𝑙𝑖𝑚公式4.21中各值的取值和计算如下：

𝑌𝜃𝑆𝐹𝑙𝑖𝑚1.许用弯曲应力由齿轮的材料和热处理方式确定，查询机械设计手册得，取为𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚=93.16𝑀𝑃𝑎；2.寿命系数𝑌𝑁由可靠度决定，取𝑌𝑁=1；3.温度系数𝑌𝜃一般取1；4.安全系数𝑆𝐹𝑚𝑖𝑛选择失效率1%，𝑆𝐹𝑚𝑖𝑛=1；𝐹𝑙𝑖𝑚将上述数值代入公式4.21中，𝜎′ =93.16𝑀𝑃𝑎。𝐹𝑙𝑖𝑚𝐹𝑙𝑖𝑚进行数值的比较：𝜎𝐹=34.08MPa<𝜎′ =93.16𝑀𝑃𝑎。满足轮齿齿根弯曲应力校核。𝐹𝑙𝑖𝑚齿面接触应力校核齿面接触应力计算公式4.22如下： 𝜎

=𝑍

√×1

×𝑍𝑋𝑍𝑅𝐾𝐻𝛽×3

(4.22)𝐻

𝑏𝑑2 𝐼

√𝑇1𝑚公式4.22中各值的取值和计算如下:1.弹性系数𝑍𝐸由啮合齿轮的材料决定，本次设计的锥齿轮均为钢制，故取𝑍𝐸=189.8；2.小轮的最大扭矩𝑇1𝑚采用齿面弯曲应力校核时的计算结果，𝑇1𝑚=416.178𝑁·𝑚；3.小轮的工作扭矩𝑇1𝑤取为最大扭矩的80%；4.表面状态系数𝑍𝑅可取为1；5.载荷分布系数𝐾𝐻𝛽与齿面弯曲应力校核时的取值相同，𝐾𝐻𝛽=1.1；6.接触强度几何系数𝐼在齿形角、螺旋角和轴夹角相同时，可由两啮合齿轮的齿数决定，取I=0.122；将上述数值代入公式4.22中，计算结果𝜎𝐻=1827.66Mpa。以下进行工作应力的计算，公式4.23如下： 𝜎′ =𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚𝑍𝑊𝑍𝑁 (4.23)式中各个数值的取值如下：

𝐻𝑙𝑖𝑚

𝑍𝜃𝑆𝐻𝑚𝑖𝑛1.许用接触应力𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚由齿轮的材料和热处理方式决定，取𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚=1314Mpa；2.硬度比系数𝑍𝑊取1；3.寿命系数𝑍𝑁按设计寿命选取，取得𝑍𝑁=1.4；4.温度系数𝑍𝜃与弯曲应力校核时相同，取𝑍𝜃=1；5.安全系数𝑆𝐻𝑚𝑖𝑛按失效率1%选取，取𝑆𝐻𝑚𝑖𝑛=1；综上，将上述数值代入公式4.23中，计算得𝜎′ =1839.6Mpa。进行数值的比较=1827.66MPa<𝜎′ =1839.6Mpa，满足齿面接触强度要求。4.4本章小结本章以平行轴圆柱齿轮设计中确定的传动比为基础，要求满足前后轮转速基本相同，故锥齿轮的传动比应该和平行轴圆柱齿轮设计中的二级齿轮减速比大致相同，再根据不产生根切的最小齿数来确定小锥齿轮的齿数，最后根据负载情况，进行校核齿轮的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度，为了轴的设计和校核做了前期准备。第5章轴的设计及校核本次设计中，中间轴上的受力最为复杂，装配的零件数也最多，所以以中间轴为设3440Cr中间轴的尺寸设计在进行轴的结构设计之前，先按照扭转强度条件估算转轴的最小直径，最小直径计算公式5.1如下： 𝑑

3𝑃 (5.1)𝑚𝑖𝑛≥𝐴√𝑛PP=7.35KW；n1000rpm。AA=100。代入计算得𝑑𝑚𝑖𝑛≥19.44𝑚𝑚，考虑到最小轴径处的齿轮装配问题，采用键连接，故将最小直径增大至105%。则𝑑𝑚𝑖𝑛≥20.42𝑚𝑚。取𝑑𝑚𝑖𝑛=30𝑚𝑚。根据装配的需求进行轴草图的绘制，草图5.1如下。图5.1中间轴草图最小直径处为𝐿9段，为锥齿轮安装段，𝑑7=30mm,𝐿9=30mm。𝐿1和𝐿8为轴承装配处，试选择7007AC号轴承，𝑑1=𝑑6=35mm，d×D×B=35×62×14,考虑𝐿1和𝐿10处的的轴承定位问题，取𝐿1=𝐿8=20mm。𝐿2段做成齿轮轴，兼做轴肩使用，𝑑2=m*z=42mm，𝐿2即为齿宽，𝐿2=25mm。𝐿46009，d×D×B=45×75×16，𝐿4=16mm，𝑑4=45𝑚𝑚。𝐿3段作为𝐿4段的轴肩，查询7009C/DB的安装尺寸,取𝑑3=52mm,𝐿3=1.4*(𝑑3−𝑑4)/2=5mm。𝐿5段作为退刀槽,查询对应花键的尺寸型号，选择补充系列中的6-45×40×12，取𝐿5=3mm。𝐿6段作为接合套安装处，为花键连接，考虑接合套大小，取𝐿6=25𝑚𝑚。𝐿7段作为低速挡齿轮的安装轴段，由于要采用接合套进行换挡，选择选择由轴承进行6008d×D×B=40×68×15𝑑5=40𝑚𝑚𝐿7=33mm。中间轴的强度校核中间轴最危险的时刻，在于低速挡结合时，承受较大的扭矩的时刻，故危险工况即为挂低速挡爬坡时。此时轴传递的扭矩𝑇1=30.927N·m。且只有低速挡齿轮结合，高速挡齿轮不受力。依次计算作用在齿轮上的力，对于平行轴圆柱齿轮，及圆柱斜齿齿轮的齿轮作用力计算公式如下，圆周力公式5.2，径向力公式5.3，法向力公式5.4：

=2𝑇 (5.2)𝑑

=𝐹𝑡𝑡𝑎𝑛𝛼𝑛 (5.3)𝑐𝑜𝑠𝛽 𝐹𝑡𝑡𝑎𝑛𝛽 (5.4)3.2计算结果如下：二级减速齿轮：𝐹𝑡1=1472.727𝑁;𝐹𝑟1=546.952𝑁;𝐹𝑎1=298.827𝑁;低速挡齿轮：𝐹𝑡2=507.005𝑁;𝐹𝑟2=189.267𝑁;𝐹𝑎2=115.561𝑁;对于锥齿轮而言，计算公式有所改变，其中圆周力计算公式同公式5.2，径向力公式5.5和轴向力公式5.6如下： =∗𝑡𝑎𝑛𝛼∗𝑐𝑜𝑠𝛿 (5.5) 𝑡𝑎𝑛𝛼𝑠𝑖𝑛𝛿 (5.6)锥齿轮的相关数值可由第四章中获取，代入计算，计算结果如下：2210.186𝑁;776.667𝑁;209.561𝑁。5.2。5.2轴的受力简图将受力分别分解到垂直和水平平面上，计算轴承反力。以下为垂直平面上的分析：垂直平面受力简图5.3如下：对于端点进行取矩，以及受力平衡计算，解得𝐹𝐴𝑦=1961.221𝑁𝐹𝐵𝑦=−2191.676𝑁。以下为水平平面上的分析：5.4对于端点进行取矩，以及受力平衡计算，解得𝐹𝐴𝑥=702.264𝑁𝐹𝐵𝑥=−1121.246𝑁。图5.3垂直平面受力简图图5.4水平平面受力简图MATLAB以下为合成弯矩的MATLAB代码：a1=39;a2=132.5;a3=165;FAY=1961.221;FBY=-2191.676;FT1=1472.727;FT2=507.005;FAX=702.264;FBX=-1121.246;FR1=546.952;FR2=189.267;M1=6275.363;M2=7049.213;i=1;forx=0:0.01:220ifx<a1y(i)=FAY*x;z(i)=-FAX*x;m(i)=sqrt(y(i)^2+z(i)^2);elseifx>=a1&&x<a2y(i)=FAY*x-FT1*(x-a1);z(i)=-FAX*x+FR1*(x-a1)+M1;m(i)=sqrt(y(i)^2+z(i)^2);elseifx>=a2&&x<a3y(i)=FAY*x-FT1*(x-a1)-FT2*(x-a2);z(i)=-FAX*x+FR1*(x-a1)+M1-FR2*(x-a2)+M2;m(i)=sqrt(y(i)^2+z(i)^2);elsey(i)=FAY*x-FT1*(x-a1)-FT2*(x-a2)+FBY*(x-a3);z(i)=-FAX*x+FR1*(x-a1)+M1-FR2*(x-a2)+M2-FBX*(x-a3);m(i)=sqrt(y(i)^2+z(i)^2);endi=i+1;endx=0:0.01:220;plot(x,m)生成的合成弯矩图5.5如下所示：武汉理工大学毕业设计（论文）武汉理工大学毕业设计（论文）5.5合成弯矩图x=165mmY=1.279*105N·mm。MATLABa1=39;a2=132.5;a3=165;M1=6275.363;M2=7049.213;M3=2932.397;i=1;forx=0:0.01:220ifx<a1y(i)=0;elseifx>=a1&&x<a2y(i)=M1;elseifx>=a2&&x<220y(i)=M1+M2;elsex=220y(i)=M1+M2-M3;endi=i+1;endx=0:0.01:220;plot(x,y)以下为生成的扭矩图5.6：图5.6扭矩图扭矩最大值在x=132.5~220mm取得，扭矩Y=13320N·mmx=165.5mm5.73 d=21.68√

√𝑀2+(𝜓𝑇)2𝜎−1𝑃

(5.7)式中各数值的取值如下，其中M和T为所求截面的合成弯矩和扭矩，矫正系数𝜓取为0.3，轴的弯曲许用应力𝜎−1𝑃由轴的材料确定，取为90MPa。代入公式5.7中，d=24.378mm≤𝑑5=40mm故中间轴的强度满足校核。输入轴的设计需要考虑到动力的输入以及和中间轴上齿轮的配合问题。根据装配的需求进行轴草图的绘制，草图5.7如下。图5.7输入轴草图最小直径处为𝐿1段，为动力输入端，𝑑1=20mm,𝐿1=100mm。𝐿2和𝐿7为轴承装配处，试选择7005AC号轴承，𝑑1=𝑑7=25mm，d×D×B=25×47×12,考虑𝐿2和𝐿7处的的轴承定位问题，取𝐿1=𝐿8=20mm。𝐿3段做为轴肩使用，查询轴承安装尺寸，得𝑑3=30mm，𝐿3考虑和中间轴的配合问题，计算得𝐿3=35mm。𝐿4段高速挡小齿轮的装配处，考虑到装配的不便和齿轮大小问题，采用采用齿轮轴结5~10mm，5mm𝐿5段作为齿轮间的连接段,计算得取𝐿5=15mm。𝐿6段作为低速挡小齿轮的装配处，做成齿轮轴结构，取𝐿6=25𝑚𝑚，𝑑6即为低速挡小齿轮的分度圆尺寸。输出轴的设计需要考虑到动力的输出以及和中间轴上齿轮的配合问题。根据装配的需求进行轴草图的绘制，草图5.8如下。最小直径处为𝐿1段和𝐿10α=30°，z=22，m=1，故==22𝑚𝑚,𝐿1=𝐿10=30𝑚𝑚。𝐿2和𝐿9段作为到轴承安装段的过渡段，避免轴段之间直径差距过大，导致的应力集中现象。𝑑2=𝑑9=30𝑚𝑚。𝐿2=40𝑚𝑚。𝐿9=40mm。𝐿3和𝐿8段作为轴承的安装段，采用7008AC号轴承，其尺寸为d×D×B=40×68×15，𝑑3=𝑑8=40𝑚𝑚,考虑安装问题，取𝐿3=20𝑚𝑚,𝐿8=15𝑚𝑚。𝐿4段作为输出轴齿轮的安装段，兼用做轴承的轴向定位作用，查询机械设计手册可得𝑑4=46𝑚𝑚,取𝐿4=20𝑚𝑚。𝐿5段作为齿轮的轴向定位用，𝑑5=50𝑚𝑚,𝐿5=5𝑚𝑚。𝐿7段作为轴承的定位轴肩，取𝑑7=46𝑚𝑚,𝐿7=5𝑚𝑚。𝐿6段由和中间轴的配合计算长度，𝐿6=77𝑚𝑚，𝑑6=40𝑚𝑚。

图5.8输出轴草图本章先通过设计最为复杂的中间轴，根据承受的扭矩确定轴的最小直径，再经轴承的选取，确定相对应轴段的直径，查询轴承的安装直径，进一步确定相邻的轴段的直径，而后根据配合要求，设计齿轮的配合，部分和轴固定的齿轮设计为齿轮轴。而后根据中间轴的设计，对输入轴和输出轴进行设计。最终确定了轴的尺寸设计，为了下一章中的轴承选择和校核提供了基础数据。 第6章轴承的选择和校核57007AC，输7008AC，7008C/DB，7009C/DB。为了5000h。6.1输入轴轴承的校核=11.2𝑘𝑁,=T由第3章中获得，T=11.1N·m。其受力简图6.1如下：图6.1输入轴受力简图m=2,螺旋角β=12°50′18″α=20°𝑡482609𝑟180160𝑁，𝐹𝑎=110.000𝑁。左端点到齿轮的距离𝐿1=63.5𝑚𝑚，左右端点的距离L=147mm。对左右端点进行取矩，计算得左右轴承的支反力，合成计算轴承的径向载荷。计算方法同第5章，首先计算垂直分力和水平分力，然后合成计算公式6.1如下： (6.1)==217.107N。计算轴向派生力,计算公式6.2如下： (6.2)==147.632N。由安装方向和齿轮的轴向力判断得，A，B===+257.633N。ee0.68。计算轴承的当量动载荷。𝐹𝑎𝐴=0.036<𝑒,则𝑃

=𝐹

=299.068𝑁;𝐹𝑎𝐴=0.02<𝑒,则𝑃

=𝐹 =𝐹𝑟𝐴217.107N。

𝑟𝐴

𝑟𝐴

𝐹𝑟𝐴

𝑟𝐵

𝑟𝐵以下进行校核轴承的寿命，其寿命公式6.3如下： 𝐿

=106(𝐶𝑟)𝜀 (6.3)h 60𝑛𝑃式中𝐿h为轴承寿命；额定动载荷𝐶𝑟nn=3000r/min;P𝜀，球轴承取𝜀=。代入计算得𝐿hA=291792h,𝐿hB=762714h。两轴承寿命均大于5000h，满足校核条件。6.2中间轴轴承的校核=18.5𝑘𝑁,=T3，T=26.485N·m6.2图6.2中间轴受力简图m=2,β=12°50′18″==180.160𝑁，𝐹𝑎2=110.000𝑁。m=2,β=11°28′40″==468.390𝑁，𝐹𝑎1=225.9045𝑁。左端点到二级减速齿轮的距离𝐿1=39𝑚𝑚，二级减速小齿轮到高速挡大齿轮的距离𝐿2=32𝑚𝑚，左右端点的距离L=158.5mm。对左右端点进行取矩，计算得左右轴承的支反力，合成计算轴承的径向载荷。计算方法同第5章，首先计算垂直分力和水平分力，6.1==807.586N。6.2=679.249N,𝐹𝑠𝐵=549.158N。由安装方向和齿轮的轴向力判断得，A，B===695.305N。计算轴承的当量动载荷，分别计算左右轴承的e值。查询机械设计手册，由插值法得，左右的轴承的e值均为0.68。计算轴承的当量动载荷。𝐹𝑎𝐴=0.70>𝑒,则𝑃

=𝑋𝐹

+𝑌𝐹

=1014.462𝑁;𝐹𝑎𝐴=0.68=𝑒,则𝑃

=𝐹 =𝐹𝑟𝐴807.586N。

𝑟𝐴

1𝑟𝐴

1𝑎𝐴

𝐹𝑟𝐴

𝑟𝐵

𝑟𝐵以下进行校核轴承的寿命，其寿命公式6.3中代入计算得𝐿hA=33692h,𝐿hB=66784h。两轴承寿命均大于5000h，满足校核条件。6.3输出轴轴承的校核安装在输入轴两端的轴承型号为7008AC，正装，其基本额定动载荷=19𝑘𝑁=T3，T=97.201N·m6.3m=2,螺旋角β=11°28′40″α=20=1262.351𝑁=256.323𝑁𝐿1=L=162mm。对左右端点进行取矩，计算得左右轴承的支反力，合成计算轴承的径向载荷。代入计算公式6.1中，代入计算得，𝐹𝑟𝐴=1060.978𝑁,𝐹𝑟𝐵=313.343N。6.2=721.465N,𝐹𝑠𝐵=213.073N。由安装方向和齿轮的轴向力判断得，B，A===977.789N,ee0.68。计算轴承的当量动载荷。𝐹𝑎𝐴=0.05<𝑒,则𝑃

=𝐹

=1060.978𝑁;𝐹𝑎𝐴=0.07<𝑒,则𝑃

=𝐹 =𝐹𝑟𝐴313.343N。

𝑟𝐴

𝑟𝐴

𝐹𝑟𝐴

𝑟𝐵

𝑟𝐵以下进行校核轴承的寿命，代入寿命公式6.3中，代入计算得𝐿hA=6535h,𝐿hB=253699h。两轴承寿命均大于5000h，满足校核条件。6.4本章小结

图6.3输出轴受力简图本章对于分动箱中选用的轴承进行了寿命的校核，确保了能够满足巴哈赛车行驶时的寿命要求，验证了轴设计中的安装轴承处的数值可靠性，为分动箱壳体设计提供了一定的数据基础。第7章分动箱壳体的设计分动箱壳体主要起到对于传动轴的支撑保护作用，并且为传动件提供一封闭的工作空间，使其处于良好的工作状况，创造良好的润滑条件。故壳体需要足够的强度，且最7本设计兼有二级圆柱齿轮减速器结构，故一些机构参数参照二级圆柱齿轮减速器进行设计。其部分设计依据下图7.1：δ0.025a+3mm≥8mmδ=10mm。箱盖壁厚𝛿10.9δ≥8mm，取=10𝑚𝑚。箱盖和箱体的凸缘厚度均为1.5倍的对应壁厚，b=𝑏1=15𝑚𝑚。本次设计中的分动箱采用吊耳固定在汽车上，故无地脚螺栓，为了后续计算方便，先取地脚螺栓直径为1.5δ~2δ，考虑螺栓规格，取d=16mm。轴承端盖连接螺栓直径𝑑2=(0.4~0.5)𝑑=6mm。底座和箱盖的连接螺栓直径𝑑3=(0.5~0.6)𝑑,取𝑑3=8𝑚𝑚。齿轮齿顶圆到箱体内壁的距离∆1≥1.2𝛿，取∆1=12𝑚𝑚。齿轮端面到箱体内壁距离∆2≥10mm，取∆2=10𝑚𝑚。轴承内端面到箱体内壁的距离∆3由润滑方式决定，本设计采用油润滑，取∆3=5𝑚𝑚。箱体箱盖连接螺栓至外壁距离𝐶1和至凸缘距离𝐶2查询机械设计手册可得𝐶1=12𝑚𝑚,𝐶2=10𝑚𝑚。轴承端盖选择为凸缘式轴承端盖，𝐷2=1.25𝐷+10，D为对应的轴承外径。箱座和箱盖的肋厚𝑚1=𝑚2=0.85𝛿=8.5𝑚𝑚。由于壳体的受力部分集中在轴承处以及和巴哈赛车车架的固定处，鉴于壳体的整体ANSYS7050-7451将分动箱的模型导入ANSYS，并且添加材料和网格划分之后得到图7.2。图7.2壳体模型的导入导入和网格划分壳体的受力主要由各个轴承的支反力提供，由轴和轴承的设计验算中可以得到各个轴承的支