本科毕业论文——汽车差速器与主减速器设计

本科 毕业论文 毕业论文答辩ppt模板下载毕业论文ppt模板下载毕业论文ppt下载关于药学专业毕业论文临床本科毕业论文下载 ——汽车差速器与主减速器 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 本科毕业 论文 政研论文下载论文大学下载论文大学下载关于长拳的论文浙大论文封面下载 ——汽车差速器与主减速器设计 摘要 关键词:建模，差速器，主减速器，分析 I Abstract This paper discusses the automobile differential design and modeling process of the final drive, and the structure and the principle of automobile differential and the final drive.the car After the analysis and calculation of final drive and differential,to use Pro/E to complete make 3D model of the final drive and differential, then to produce 2D drawings.There is going to analysis the final drive to prove the principle after finishing the composing. Keywords: Modeling, Differential,Final drive，Analysis II 目录 摘要 ................................................................... I Abstract .............................................................. II 目录 ................................................................. III 1绪论 ................................................................. 1 1.1课题来源 ........................................................ 1 1.2课题研究现状 .................................................... 1 1.2.1国内外汽车行业CAD研究与应用情况 .......................... 1 1.3主减速器的研究现状 .............................................. 1 1.4 差速器的研究现状 ............................................... 2 1.5 课题研究的主要内容 ............................................. 3 2QY7180概念轿车主减速器与差速器总体设计 ............................... 4 2.1QY7180概念轿车主要参数与主减速器、差速器结构选型 ............... 4 2.1.1QY7180概念轿车的主要参数 .................................. 4 2.1.2QY7180概念轿车主减速器与差速器结构选型 .................... 4 2.2主减速器与差速器的结构与工作原理 ................................ 5 2.3QY7180概念轿车主减速器主减速比i0的确定 ......................... 6 3主减速器和差速器主要参数选择与计算 ................................... 7 3.1主减速器齿轮计算载荷的确定 ...................................... 7 3.1.1按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮的计算转矩Tce .. 7 3.1.2按驱动车轮打滑转矩确定从动齿轮的计算转矩Tcs .............. 7 3.1.3按日常平均使用转矩来确定从动齿轮的计算转矩 ................ 8 3.2主减速器齿轮传动设计 ............................................ 8 3.2.1按齿面接触强度设计 ........................................ 8 3.2.2按齿根弯曲强度设计 ....................................... 10 III 3.2.3按变速器一挡齿轮设计 ..................................... 12 3.3差速器行星齿轮与半轴齿轮主要参数选择和计算..................... 15 4主减速器与差速器的三维实体建模 ...................................... 18 4.1主减速器三维建模分析与设计思路 ................................. 18 4.2斜齿轮的建模过程 ............................................... 18 4.3锥齿轮的建模过程 ............................................... 26 4.4差速器壳体、主减速器壳体的创建 ................................. 36 4.4.1差速器壳体的创建 ......................................... 36 4.4.2主减速器壳体的创建 ....................................... 37 5主减速器与差速器的装配与运动仿真 .................................... 39 5.1主减速器装配思路 ............................................... 39 5.2主减速器装配过程 ............................................... 39 5.3主减速器运动仿真 ............................................... 41 5.3.1运动仿真思路 ............................................. 41 5.3.2建立运动仿真过程 ......................................... 42 5.3.3运动仿真分析 ............................................. 42 总结与展望 ............................................................ 45 致谢 .................................................................. 46 参考文献 .............................................................. 47 IV 1绪论 1.1课题来源 课题《QY7180概念轿车主减速器、差速器设计》本课题是数字化样车设计的一部分，主 要使用Pro/E软件完成QY7180概念轿车变速器主减速器、差速器的三维模型建立、校核分 析和 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 图设计。 1.2课题研究现状 1.2.1国内外汽车行业CAD研究与应用情况 美国的汽车公司在上世纪80年代初就开始CAD系统的规划与实施，到了80年代中期有 大半以上的产品设计工作采用CAD来进行设计制造，并取消了中间过程，使计算机与制造 终端直接相连，最终实现了系统网络化，至90年代初其产品开发全面采用CAD。德国、日 本等发达国家的一些大型汽车企业，在上世纪90年代就已基本上全面采用CAD。我国从 20世纪70年代开始研究和推广CAD，到目前为止，国内大型制造型企业如汽车企业已普 遍实施了CAD系统，一些大型汽车企业的CAD应用水平也接近国际先进水平。 1.3主减速器的研究现状 减速器是机械装备制造业应用较为广泛的传动与调速设备，在现代科研、国防、交通、冶 金、化工以及基础设施建设等众多领域应用十分广泛。汽车主减速器是驱动桥最重要的组成 部分，其功用是将万向传动装置传来的发动机转矩传递给驱动车 1 轮，是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。目前车用减速器发展趋势和特点是 向着六高、二低、二化方向发展，即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、 高传动效率，低噪声、低成本，标准化、多样化。自改革开放以来，中国的汽车工业得到了 长足发展与进步，车用主减速器也随着整车的发展不断成长和成熟起来。随着轿车的技术不 断发展，发动机前置前轮驱动已成为普及型轿车的首选，发动机前置前轮驱动的轿车，结构紧凑、造价成本较低，但是造成发动机舱零件总成增加、车辆重心前移，对车辆的加速性能与制动性能都有较大影响，对发动机前置前轮驱动的轿车而言，减小发动机与动力总成的质量与尺寸成为一个主要的优化设计方向。设计开发上，CAD、CAE、CAM等计算机应用技术，以及UG、CATIA、PRO/E等设计软件先后应用于主减速器的结构设计和齿轮加工中，有限元分析、数模建立、虚拟试验分析等也被采用;齿轮设计也初步实现了计算机编程的电算化，使得主减速器的优化设计变得简单与方便。从发动机的大马力、低转速的发展趋势以及车辆的最高车速的提升来看，车桥减速器应该向小速比方向发展:在最大输出扭矩相同时齿轮的使用寿命要求更高(齿轮疲劳寿命平均可达50万次以上);在额定轴荷相同时，车桥的超载能力更强;主减速器齿轮使用寿命更长、噪音更低、强度更大，润滑密封性能更好;整体刚性好，速比范围宽。 1.4 差速器的研究现状 近年来中国汽车差速器市场发展迅速，产品产出持续扩张，国家产业政策鼓励汽车差速器产业向高技术产品方向发展，国内企业新增投资项目投资逐渐增多。投资者对汽车差速器行业的关注越来越密切，这使得汽车差速器行业的发展需求增大。从目前来看，我国差速器行业已经顺利完成了由小到大的转变，正处于由大到强的发展阶段。由小到大是一个量变的过程，科学发展观对它的影响或许仅限于速度和时间，但由大到强却是一个质变的过程，能否顺利完成这一蜕变，科学发展观起着至关重要的作用。然而，在这个转型和调整的关键时刻，提高汽车车辆、石油化工、电力通讯差速器的精度、可靠性是中国差速器行业的紧迫任务。 2 1.5 课题研究的主要内容 课题主要内容 (1)QY7180概念轿车的基本情况 (2)QY7180概念轿车主减速器、差速器设计结构特点及设计方法 (3)QY7180概念轿车主减速器、差速器设计三维建模及二维工程图 (4)QY7180概念轿车主减速器、差速器设计运动分析 (5)了解Pro/E的参数化设计方法 本次课题主要通过对QY7180概念轿车主要动力参数得分析计算，得出其主减速器与差速器的主要参数，并通过Pro/E软件实现主减速器与差速器的三维实体建模，并对其进行运动仿真。 3 2QY7180概念轿车主减速器与差速器总体设计 2.1QY7180概念轿车主要参数与主减速器、差速器结构选型 2.1.1QY7180概念轿车的主要参数 QY7180概念轿车的主要参数见 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 2.1。 表2.1 QY7180轿车主要参数 主要参数 总质量 最高车速(km/h) 最大功率(kw,rpm ) 最大扭距(N?m,rpm) 前轴轴荷(满载/空载) 后轴轴荷(满载/空载) 变速器一挡传动比 变速器二挡传动比 变速器三挡传动比 变速器四挡传动比 变 速器五挡传动比 数值 1490 161 70/5200 145/3000 800/645 770/425 3.455 1.944 1.286 0.969 0.800 2.1.2QY7180概念轿车主减速器与差速器结构选型 QY7180轿车是一款发动机前置前轮驱动的轿车，整车重量较小，发动机输出功率不大，因此该车的整套动力系统均是横向布置、采用质量较小、结构较为简单的部件。因为经大概估算的主减速比不大，主减速器采用结构简单、体积及质量小且制造成本较低的单级主减速器，且主减速器为横向布置，不需要该变动力的传动方向，因此主减速器齿轮采用传动较为平稳、噪音较低、承载能力较强的圆柱斜齿轮，如图2.1。对于行驶在公路上的汽车来说，由于路面较好，各驱动轮与路面的附着系数几乎没有差别，且附着较好，因此采用结构简单、工作平稳、制造方便、用 4 于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，如图2.2。 2.2主减速器与差速器的工作原理 主减速器是由主减速器主动齿轮、主减速器从动齿轮、轴承与外壳组成;差速器是由行星齿轮、半轴齿轮与差速器壳体组成。与差速器结构如图2.1与图2.2所示。 图2.1 主减速器结构图 图2.2 差速器结构 5 主减速器是在传动系中起降低转速，增大转矩作用的主要部件，当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。它是依靠齿数少的齿轮带齿数多的齿轮来实现减速的，采用圆锥齿轮传动则可以改变转矩旋转方向。将主减速器布置在动力向驱动轮分流之前的位置，有利于减小其前面的传动部件(如离合器、变速器、传动轴等)所传递的转矩，从而减小这些部件的尺寸和质量。差速器是汽车驱动桥的主要构成部件，其作用就是在向两个半轴传递动力的同时，可以调节两边半轴的转速旋转，使其有转速差以使两边车轮尽可能以纯滚动的形式作不等半径行驶，减少轮胎与地面的摩擦。发动机的动力经变速器再从传动轴进入主减速器后，直接驱动差速器壳，差速器壳再将动力传递到行星齿轮，由行星齿轮带动左、右半轴齿轮，进而驱动车轮，左、右半轴的转速之和等于差速器壳转速的两倍。当汽车直线行驶时，行星齿轮、左、右半轴齿轮和驱动车轮三者转速相同。当汽车转弯行驶时，由于汽车驱动车轮受力情况发生变化，反馈在左右半轴上，进而破坏差速器原有的平衡，这时转速重新分配，导 致内侧车轮转速减小，外侧车轮转速增加，重新达到平衡状态，同时，汽车完成转弯动作。 2.3QY7180概念轿车主减速器主减速比i0的确定 主减速比的大小，对主减速器的结构形式、轮廓尺寸及质量的大小影响很大。主减速器比的选择，应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起，由汽车的整车动力计算来确定。对于具有很大功率储备的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率Pemax的情况下，所选择的值应能保证这些汽 车有尽可能高的最高车速vamax[1]。这时i0值由下式来计算: rr:车轮滚动半径 rr=0.2862m np:发动机最大功率时转速 np=5200r/min vamax:最高车速 vamax=161km/h igh:变速器最高档传动比 igh=ig5=0.800 6 3主减速器和差速器主要参数选择与计算 3.1主减速器齿轮计算载荷的确定 由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地计算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩(Tce、Tcs)的较小者，作为汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力 的计算载荷[1]。 3.1.1按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮的计算转矩Tce Kd:猛接离合器时所产生的动载系数 Kd=1 Temax:发动机最大转矩 Temax=145N?m i0:主减速比 i0=4.3562 i1:变速器一档传动比 i1=3.455 n:驱动桥数 n=1 η:传动系传动效率 η=0.9 3.1.2按驱动车轮打滑转矩确定从动齿轮的计算转矩Tcs G1:满载状态下驱动桥上的动载荷 G1=7840N 7 m1:汽车加速时前轴载荷转移系数 m1=0.81 φ:轮胎与路面间的附着系数 φ=0.85 rr:轮胎滚动半径 rr=0.2862 η:主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率 η=0.99 3.1.3按日常平均使用转矩来确定从动齿轮的计算转矩 Ga:汽车满载总重量 Ga=14602N i:主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比 i=1 rr:轮胎滚动半径 rr=0.2862 η:主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率 η=0.99 n:驱动桥数 n=1 fr:道路滚动阻力系数 fr=0.015 fh:平均爬坡能力系数 fh=0.08 fp:汽车性能系数 fp=0 3.2主减速器齿轮传动设计 设计思路 主要通过机械设计教材提供的方法进行齿面接触强度设计、齿根弯曲强度设计以及按主减 速器一挡齿轮进行设计，然后对比各种方法的优劣 ，进行选择。 3.2.1按齿面接触强度设计 齿轮精度为6级[6] 小齿轮齿数z1=14 8 大齿轮齿数z2=z1×4.3562=60.98?61 初选螺旋角为,=14: 试选载荷系数Kt=1.6 转矩T1=Tjm=464.8106N?m 小齿轮转速n1=6500.0603r/min 宽度系数Φd=0.6 弹性影响系数Ze=189.8MPa? 齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=σHlim2=1200MPa 计算应力循环次数(按寿命10年每年300天每天3小时) 取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91 KHN2=0.94 取失效概率为1%，安全系数S=1 选取区域系数Zh=2.433 端面重合度计算:εα1=0.69 εα2=0.86 εα=εα1+εα2=1.55 许用接触应力 试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得[6] 带入参数得d1t=69.8185mm 计算圆周速度 9 计算齿宽b及模数mnt 计算纵向重合度ε, 计算载荷系数K 使用系数Kα=1.5 动载系数Kv=1.15 齿间载荷分配系数Khα=Kfα=1.1 齿向载荷分配系数Kh,=1.388 齿向载荷分布系数Kf,=1.26 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 计算模数mn 3.2.2按齿根弯曲强度设计 计算载荷系数 10 根据纵向重合度查得螺旋角影响系数Y,=0.92 取弯曲疲劳寿命系数为KFN1=0.89 KFN2=0.92，安全系数为1.4 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ 查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限σ 计算弯曲疲劳许用应力 查取齿形系数YFα1=3.1 YFα2=2.28 查取应力校正系数YSα1=1.48 YSα2=1.73 计算大小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值较大 设计计算 对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值Mn=6，取分度圆直径d1=82.4368mm 取z1=11，则z2=z1×4.3562=47.91?48，取z2=48 计算中心距 11 将中心距圆整为183mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 3 α因,值改变不大，故参数ε、K,、Zh等不必修改 计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 圆整后取B2=41mm B1=46mm 以上设计计算方法采用的是机械设计教程中所用到的设计校核方法，但是计算所得到的齿轮尺寸较大，不适合于发动机横置前驱的轿车，由于没有找到有关发动机横置前驱轿车主减速器设计的有关资料，这里将采用轿车变速器中齿轮设计的有关方法，为了更接近于主减速器齿轮，则采用变速器一挡齿轮设计作为参照。 3.2.3按变速器一挡齿轮设计 模数选择 在齿轮中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮齿数，增加齿宽使的齿轮啮合的重合度增加，可以减小噪音，所以从减小噪音方面来看应该合理减小模数、增加齿宽;从减小质量方面来看，应该增加模数、减小齿宽。对于轿车来讲，减小噪音比较重要 ，所以应该选择小些的模数。乘用车发动机排量在1.0与1.6之间，通常模数在2.25与2.75之间; 发动机排量在1.6与2.5之间，通常 12 模数在2.75与3.0之间。所选模数数值应该符合国家标准GB/T1357—1987的规定，见表3.1。选用时，应该优先选用第一系列，括号汽车变速器常用的齿轮模数(摘自GB/T1357—1987) 第一系列 1.00 1.25 1.50 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 (mm) 第二系列 1.75 2.25 2.75 (3.25) 3.50 (3.75) 4.50 5.50 压力角选择 齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，为此能减少进入啮合与退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声;压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。实验证明:对于直齿轮，压力角为28º时强度最高，超过28º强度增加不多;对于斜齿轮，压力角为25º时强度最高。因此，理论上对于乘用车，为加大重合度将降低噪音应该取用14.5º、15º、16º、16.5º等小些的压力角;对于商用车，为提高齿轮承载能力应选用25º或22.5º等大些的压力角。对于传动比较大的齿轮应采用较大的压力角，以增加强度。 螺旋角的选择 选取斜齿轮的螺旋角，应该注意对齿轮工作噪音、齿轮的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声低。实验还证明:随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30º时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望采用过大的螺旋角，以15º—25º为宜。 齿宽的选择 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予弥补，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮工作应力增加。选用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通 13 常根据齿轮模数mn的大小来选定齿宽: 斜齿轮b=Kc*mn，Kc取为6.0—8.5 传动比较大时，齿宽系数Kc可取大些，使接触线长度增加，降低接触应力。 齿轮变位边位系数选择 变位齿轮主要有两类:高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。总变位系数越小，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱。另外总变位系数值越小，齿轮的齿形重合度越大，这不但对降低噪音有利，而且由于齿形重合度增大，单齿承受的最大载荷时的着力点距齿根近，弯曲力矩小，相当于齿根强度提高，对于齿根薄而产生的削弱强度的因素有所抵消。传动比较大的齿轮的总变位系数应该选择较大值，以便获得高强度齿轮副，一般总变位系数可以选用1.0以上。 齿顶高系数选择 齿顶高系数小，则齿轮重合度小、工作噪声大;但因齿轮受到的弯矩减小，齿轮的弯曲应力也减少。在齿轮加工精度提高后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。 为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪音和提高齿根强度，会采用齿顶高系数大于1.00的细高齿制。采用细高齿制时，必须通过验算保证齿顶厚度不得小于0.3m和齿轮没有根切和齿顶干涉。目前，对于细高齿制的齿顶高系数，还没有制定统一的标准，由各企业自行确定，从小至1.05到大至1.90的都有，且许多成对的主、从动齿轮的齿顶高系数不同。 综上所述，主减速器的主、从动齿轮的主要参数确定为如表3.2与表3.3。 对于主减速器主、从动齿轮的几何参数计算将在其三维建模中通过公式加以确定，在此不再进行详细描述。 14 表3.2 主减速器从动齿轮主要参数 齿轮参数类型 法面模数(mm) 齿数 法面压力角(º) 螺旋角(º) 齿轮宽度(mm) 齿顶高系数 顶隙系数 法面变位系数 数值 2.5 61 22.5 14 30 1.3 0.25 -0.9 表3.3 主减速器主动齿轮主要参数 齿轮参数类型 法面模数(mm) 齿数 法面压力角(º) 螺旋角(º) 齿轮宽度(mm) 齿顶高系数 顶隙系数 法面变位系数 数值 2.5 14 22.5 14 40 1.3 0.25 0.9 3.3差速器行星齿轮与半轴齿轮主要参数选择和计算 行星齿轮数目的选择[1] 轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多采用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。 行星齿轮球面半径Rb的确定 圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮背面的球面半径Rb，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上也代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。 球面半径Rb可按如下的经验公式确定: Kb:行星齿轮球面半径系数，Kb=2.52—2.99，对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值;对于有两个行星齿轮的轿车以及所有越野车和矿用汽车取大值，这里取2.96。 15 Tj:计算转矩，在Tce与Tcs中取较小值，即Tcs=772.445N?m 差速器行星齿轮球面半径Rb确定后，可根据下式预选其节锥距: A0=(0.98—0.99)Rb mm 经算得A0=26.752mm 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了获得较大的模数而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少一些，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用14—25。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.5至2之间。 差速器的各个行星齿轮与2个半轴齿轮是同时啮合的，因此在确定这两种齿轮的齿数时，因考虑它们之间的装配关系。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数之和，必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则差速器将无法安装。 这里选行星齿轮齿数z1=12，半轴齿轮齿数z2=20 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 行星齿轮与半轴齿轮的节锥角γ1、γ2 圆锥齿轮的大端面模数m 半轴齿轮节圆直径d 压力角的选择 汽车差速器目前大都选用22.5º的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减少到10，并且在行星齿轮齿顶不变尖的条件下，还可由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。综上所述，差速器的行星齿轮、半轴齿轮 16 的主要参数确定为如表3.4。 表3.4 差速器行星齿轮与半轴齿轮主要参数 行星齿轮参数类型 模数(mm) 齿数 节锥角(º) 齿轮宽度(mm) 齿顶高系数 顶隙系数 变位系数 数值 2.5 12 31 9 0.8 0.2 0 半轴齿轮参数类型 模数(mm) 齿数 节锥角(º) 齿轮宽度(mm) 齿顶高系数 顶隙系数 变位系数 数值 2.5 20 59 9 0.8 0.2 0 对于差速器行星齿轮与半轴齿轮的几何参数计算将在其三维建模中通过公式加以确定，在此不再进行详细描述。 17 4主减速器与差速器的三维实体建模 Pro/ENGINEER软件是PTC公司于1989年开发的一种先进的工业造型及工程设计自动化(MDA)软件，它是一套从设计研发到生产制造的软件系统。它拥有工业设计、机械设计、大型装配体管理、机构运动仿真、模具设计和产品数据管理等方面的多项强大功能，具有目前最全面和集成最紧密的产品开发环境。 其主要特点有: (1)实体造型 (2)单一数据库及其全相关性 (3)参数化设计 (4)特征造型 (5)工程数据再利用 4.1主减速器三维建模分析与设计思路 主减速器齿轮主要采用参数化建模思路，依靠参数进行尺寸定义，这样可以建立一个模型以适应多种不同齿轮的建模，节省时间与精力，也便于修改;而差速器壳体、主减速器壳体、轴承等采用普通非参数化建模方法，主要有回转方法、拉伸方法等，对于简单、单一类型的模型来说非参数化建模更方便直接，但修改较为复杂。其中斜齿轮的建模分析为:(1)输入参数、关系式，创建齿轮基本圆、(2)创建渐开线、(3)创建扫引轨迹、(4)创建扫描混合截面、(5)创建第一个轮齿、(6)阵列轮齿。锥齿轮建模分析为:(1)输入关系式、绘制创建锥齿轮所需的基本曲线、 (2)创建渐开线、(3)创建齿根圆锥、(4)创建第一个轮齿、(5)阵列轮齿。 4.2斜齿轮的建模过程 18 1)输入基本参数和关系式 (1)创建一个零件文件，打开“参数”对话框; (2)使用主减速器从动齿轮参数，在“参数”对话框内输入参数的名称、值、和说明等。需要输入的参数如表4.1所示; 表4.1斜齿轮参数化建模主要参数 名称 MN Z ALPHAN BETA B HAX CX MT XT 值 2.5 61 22.5 14 30 1.3 0.25 — — 说明 法面模数 齿数 法面压力角 螺旋角 齿轮宽度 齿顶高系数 顶隙系数 端面模数 端面变位系数 名称 HA HF XN DD DB DA DF STD DDA 值 — — -0.9 — — — — — — 说明 齿顶高 齿根高 法面变位系数 分度圆直径 基圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 分度圆齿厚 分度圆齿厚角 注意:表4.1中未填的参数值，表示是由系统通过关系式将自动生成的尺寸，用户无需指定。 (3)打开“关系”对话框内输入齿轮的分度圆直径关系、基圆直径关系、齿根圆直径关系和齿顶圆直径关系。由这些关系式，系统便会自动生成表4.1所示的未指定参数的值。输入的关系式如下: /*齿轮基本关系式 ha=(hax+xn)*mn hf=(hax+cx-xn)*mn dd=mn*z/cos(beta) da=dd+2*ha db=dd*cos(alphan) df=dd-2*hf mt=mn/cos(beta) alphat=atan(tan(alphan)/cos(beta)) xt=xn/cos(beta) std=(pi/2+2*xt*tan(alphat))*mt dda=(std/(dd/2)*360/(2*pi))/2 19 2)创建齿轮基本圆 (1)进入“草绘”对话框; (2)选择“FRONT”面作为草绘平面，选取“RIGHT”面作为参考平面，参考方向为向“右”，进入草绘环境; (3)在绘图区以系统提供的原点为圆心，绘制四个任意大小的圆，并且标注圆的直径尺寸，如图4.1所示; 图4.1草绘齿轮基本圆 (4)在“关系”对话框中输入尺寸关系如下: /*齿轮基本圆关系式 D0=da D1=db D2=df D3=dd 其中D0、D1、D2、D3为圆的直径尺寸代号，注意尺寸代号视具体情况会有所有同。da、db、df、dd为用户自定义的参数，即为齿顶圆直径、基圆直径、齿根圆直径、分度圆直径。 3)创建渐开线 (1)打开“曲线选项”菜单管理器; (2)在绘图区单击选取系统坐标系为曲线的坐标系; (3)坐标系类型选择“笛卡尔”坐标系; (4)在弹出的记事本窗口中输入曲线的方程，如下: ang=90*t r=db/2 20 s=pi*r*t/2 xc=r*cos(ang) yc=r*sin(ang) x=xc+s*sin(ang) y=yc-s*cos(ang) z=0 (5)保存数据，退出记事本，完成后的曲线如图4.2所示; 图4.2创建渐开线 4)镜像渐开线 (1)以分度圆曲线与渐开线的交点，创建点PNT0; (2)选择“TOP”面与“RIGHT”面完成轴“A_1”的创建; (3)选取“A_1”轴与基准点“PNT0”完成“DTM1”面的创建; (4)在绘图区选取刚刚创建的“DTM1”面与“A-1”轴作为参考，在偏距文本框内输入旋转 角度为“dda”并添加关系; (5)打开“关系”对话框，选择“DTM1”面和“DTM2”面间的夹角尺寸代号，并输入关系式: /*镜像平面旋转角度 D6=dda (6)在绘图区选中创建的渐开线，然后进入“镜像”特征定义操控面板; (7)在绘图区选取“DTM2”平面作为镜像平面，完成渐开线的镜像，完成后的曲线如图 4.3所示。 21 图4.3镜像渐开线 5)创建齿根圆 (1)进入拉伸“草绘”定义对话框; (2)选择“FRONT”面作为草绘平面，选取“RIGHT”面作为参考平面，参考方向为向“顶”， 进入草绘环境; (3)在绘图区选取齿根圆曲线，完成草图的绘制; (4)在“拉伸”特征定义操控面板定义拉伸深度值为B，完成齿根圆的创建，完成后的齿 根圆如图4.4所示; 图4.4拉伸齿根圆 (6)进入“关系”对话框，选择齿根圆厚度尺寸代号，输入关系式: /*齿根圆宽度关系式 D7=b 6)创建螺旋线 (1)打开“曲线选项”菜单管理器; (2)在绘图区单击选取系统坐标系为曲线的坐标系; (3)坐标系类型选择“圆柱”坐标系; (4)在弹出的记事本窗口中输入曲线的方程，如下: r=db/2 22 theta=t*360*b*tan(beta)*cos(alphat)/(pi*db) z=t*b (5)保存数据，退出记事本，完成曲线创建。 7)创建扫描混合截面 (1)选择“FRONT”面作为草绘平面，选取“RIGHT”面作为参考平面，参考方向为向“顶”， 进入草绘环境; (2)绘制如图4.5所示的二维草图，完成草图的绘制; 图4.5草绘齿形 (3)打开“关系”对话框。选择截面圆角的尺寸代号，输入关系式: /*截面圆角半径关系式 if hax>=1 D14=0.38*mn endif if hax<1 D14=0.46*mn endif (4)进入“特征”菜单管理器，在“特征”菜单管理器上依次单击 “复制”? “完成”，系统弹出“复制特征”菜单管理器。在“复制特征菜单管理器”上依次单击 “移动”? “完成”，系统弹出“选取特征”菜单管理器; (5)在绘图区单击选取上一步创建的截面特征，在“选取特征”菜单管理器上单击 “完成”，系统弹出“移动特征”菜单管理器; (6)在“移动特征”菜单管理器上单击 “平移”，系统弹出“选取方向”菜单管理器; 23 (7)在“选取方向”菜单管理器中单击选取 “曲线/边/轴”，然后在绘图区单击选取齿根圆的端面作为参照，如图4.6所示。系统弹出“方向”菜单管理器，单击 “正向”; 图4.6选择参考平面 (8)输入偏移距离为b,完成特征的复制; (9)进入“关系”对话框。选择两个截面的尺寸代号，输入关系式: D15=b (10)旋转复制上一步复制的截面，在主菜单上依次单击 “编辑”? “特征操作”，系统弹出“特征”菜单管理器; (11)在“特征”菜单管理器上依次单击 “复制”? “完成”，系统弹出“复制特征”菜单管理器。在“复制特征菜单管理器”上依次单击 “移动”? “完成”，系统弹出“选取特征”菜单管理器; (12)在绘图区单击选取上一步创建的复制截面特征，在“选取特征”菜单管理器上单击 “完成”，系统弹出“移动特征”菜单管理器; (13)在“移动特征”菜单管理器上单击 “旋转”，系统弹出“选取方向”菜单管理器; (14)在“选取方向”菜单管理器中单击选取 “曲线/边/轴”，然后在绘图区单击选取齿根圆的中心轴作为参照。系统弹出“方向”菜单管理器，单击 “反向”? “正向”; 这时系统会提示输入旋转角度，点击对话框从键盘输入旋转角度为: “360*b*tan(beta)*cos(alphat)/(pi*db)”，完成特征的复制，完成后的截面如图 4.7所示; 24 图4.7创建扫描混合面 (16)进入“关系”对话框选择旋转角度的尺寸代号，输入关系式: D22=360*b*tan(beta)*cos(alphat)/(pi*db) 8)创建第一个轮齿特征 (1)进入“扫描混合”特征定义操控面板; (2)在绘图区单击选取创建的螺旋线作为扫描混合的扫引线; (3)在“扫描混合”特征定义操控面板上单击 “剖面”菜单，系统弹出 “剖面”定义对话框，在第一项下拉菜单中选取“所选截面”，在绘图区选择第一截面与第二截面，如图4.8所示; 图4.8选取扫面混合面 (4)完成第一个轮齿的创建，完成后的特征如图4.9所示; 图4.9完成轮齿创建 25 9)阵列轮齿 (1)选择刚刚创建的轮齿，打开“阵列”定义操控面板; (2)在“阵列”特征定义面板内单击“轴”阵列，在绘图区单击选取齿根圆的中心轴作为阵 列参照，输入阵列个数为“61”，偏移角度为“360/z”度，完成阵列特征的创建; (3)打开“关系”对话框选择阵列参数尺寸代号，输入关系式: /*阵列关系式 D58=360/z P61=z (4)完成所有轮齿的创建，完成后的齿轮如图4.10所示。 图4.10完成齿轮创建 4.3锥齿轮的建模过程 1)输入基本参数和关系式 (1)创建一个零件文件，打开“参数”对话框; (2)使用差速器半轴齿轮参数，在“参数”对话框内输入参数的名称、值、和说明等。需要输入的参数如表4.2所示; 26 表4.2圆锥直齿轮参数化建模主要参数 名称 M Z ALPHA ZD B HAX CX H DELTA DELTAA DELTAB DELTAF RX 值 2.5 12 22.5 20 9 0.8 0.25 — — — — — — 说明 模数 齿数 法面压力角 大齿轮齿数 齿轮宽度 齿顶高系数 顶隙系数 全齿高 分锥角 顶锥角 基锥角 根锥角 锥距 名称 HA HF X D DB DA DF THETAF THETAA THETAB BB BA BF 值 — — 0 — — — — — — — — — — 说明 齿顶高 齿根高 变位系数 分度圆直径 基圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿根角 齿顶角 齿基角 齿基宽 齿顶宽 齿根宽 注意:表4.2中未填的参数值，表示是由系统通过关系式将自动生成的尺寸，用户无需指定。 (3)打开“关系”对话框内输入齿轮的分度圆直径关系、基圆直径关系、齿根圆直径关系和齿顶圆直径关系。由这些关系式，系统便会自动生成表4.2所示的未指定参数的值，输入的关系式如下: /*齿轮基本关系式 HA=(HAX+X)*M HF=(HAX+CX-X)*M H=(2*HAX+CX)*M DELTA=ATAN(Z/ZD) D=M*Z DB=D*COS(ALPHA) DA=D+2*HA*COS(DELTA) DF=D-2*HF*COS(DELTA) HB=(D-DB)/(2*COS(DELTA)) RX=D/(2*SIN(DELTA)) THETAA=ATAN(HA/RX) THETAB=ATAN(HB/RX) THETAF=ATAN(HF/RX) 27 DELTAA=DELTA+THETAA DELTAB=DELTA+THETAB DELTAF=DELTA+THETAF BA=B/COS(THETAA) BB=B/COS(THETAB) BF=B/COS(THETAF) 2)创建基本曲线 (1)进入“基准平面”对话框，创建基准平面“DTM1”; (2)选择“TOP”面为参照，在“基准平面”对话框的偏移项内输入偏移距离为“d/(2*tan(delta))”，完成平面创建，并将偏移距离添加到“关系”对话框; (3)创建基准轴，创建通过“FRONT”面与“RIGHT”面的基准轴“A_1”; (4)进入草绘对话框，选择“FRONT”面作为草绘平面，选取“RIGHT”面作为参考平面，参考方向为向“顶”，进入草绘环境; (5)绘制如图4.11所示的二维草图，标注如图示的尺寸，尺寸大小任意，保证图形的基本外形; 图4.11创建基本曲线 (6)将尺寸代号添加到“关系”对话框中，添加关系式; /*基本曲线关系式 D1=90 D3=DF/2 D4=DB/2 D5=D/2 D6=DA/2 28 D7=B D2=DELTA 3)创建大端齿轮基本圆 (1)打开“基准平面”对话框，创建基准平面“DTM2”平面与“FRONT”面为法向关系，并且穿过图4.12所示的“参照曲线1”; (2)进入“基准点”对话框，创建经过如图4.12所示两条曲线的基准点“PNT1”; 图4.12创建参照点 (3)打开草绘对话框，选择“DTM2”面作为草绘平面，选取“FRONT”面作为参考平面，参考方向为向“顶”，进入草绘环境; (4)绘制如图4.13所示的二维草图，标注如图示的尺寸，尺寸大小任意，保证图形的基本外形; 图4.13创建大端齿轮基本圆 (5)进入“关系”对话框内添加关系式，如图4.13所示; /*齿轮大端圆关系式: D17=d/cos(delta) D18=da/cos(delta) D19=db/cos(delta) D20=df/cos(delta) 4)创建小端齿轮基本圆 29 (1)打开“基准平面”对话框，创建基准平面“DTM3”。平面与“FRONT”面为法向关系，并且穿过图4.14所示的“参照曲线1”; (2)打开“基准点”对话框，创建经过如图4.14所示两条曲线的基准点“PNT2”; 图4.14创建基本点 (3)进入草绘对话框，选择“DTM3”面作为草绘平面，选取“FRONT”面作为参考平面，参考方向为向“左”，进入草绘环境; (4)绘制如图4.15所示的二维草图，标注如图示的尺寸，尺寸大小任意，保证图形的基本外形; 图4.15创建小端齿轮基本圆 (5)打开“关系”对话框内添加关系式; /*齿轮小端圆关系式: D25=(df-2*bf*sin(deltaf))/cos(delta) D26=(db-2*bb*sin(deltab))/cos(delta) D27=(d-2*b*sin(delta))/cos(delta) D28=(da-2*ba*sin(deltaa))/cos(delta) 5)创建渐开线 (1)打开“坐标系”对话框，在“原始”选项卡里，单击选取“PNT1”点作为参照。在“坐标系”对话框内打开“定向”选项卡，选取图4.16所示的“曲线1”为y轴的负向参照，“曲线2”为x轴正向参照，完成坐标系CS0的创建; 30 选取曲线创建坐标系 (2)打开“坐标系”对话框，在“原始”选项卡里，单击选取坐标系CS0 作为参照。在“坐标系”对话框内打开“定向”选项卡，进行如图4.17所示的设置，完成坐标系CS1的创建; 图4.17创建坐标系CS1 将坐标系CS1与CS0的关系式添加到“关系”对话框内，单击如图4.18所示的尺寸，添加关系式为; D38=360*cos(delta)/(4*z)+180*tan(alpha)/pi-alpha 图4.18创建坐标系关系 (4)打开“曲线选项”菜单管理器; (5)在绘图区单击选取坐标系CS1为曲线的坐标系; (6)坐标系类型选择“笛卡尔”坐标系; 31 (7)在弹出的记事本窗口中输入曲线的方程，如下: r=db/cos(delta)/2 theta=t*60 x=r*cos(theta)+r*sin(theta)*theta*pi/180 y=r*sin(theta)-r*cos(theta)*theta*pi/180 z=0 (8)保存数据，退出记事本，完成; (9)用相同的方法，创建坐标系CS2，选取点“PNT2”作为坐标系CS2的放置参照。在“坐标系”对话框内打开“定向”选项卡，选取图4.19所示的“曲线1”作为y轴的负向参照，“曲线2”为x轴正向参照，完成坐标系CS2的创建。 图4.19选取曲线创建坐标系 (10)打开“坐标系”对话框，在“原始”选项卡里，单击选取坐标系CS2作为参照。在“坐标系”对话框内打开“定向”选项卡，与上次输入数值相同，完成坐标系CS3的创建。 (11)同样将坐标系CS3与CS2的关系式，添加到“关系”对话框内，添加关系式为; D44=360*cos(delta)/(4*z)+180*tan(alpha)/pi-alpha (12)用相同的方法创建齿轮小端的渐开线。选取坐标系CS3作为参照，坐标系类型为“笛卡尔”，渐开线方程为: r=(db-2*bb*sin(deltab))/cos(delta)/2 theta=t*60 x=r*cos(theta)+r*sin(theta)*theta*pi/180 32 y=r*sin(theta)-r*cos(theta)*theta*pi/180 z=0 完成渐开线的创建。 6)镜像渐开线 (1)打开“基准点”对话框，在绘图区选取齿轮大端的渐开线和分度圆曲线作为参照，完成基准点“PNT3”的创建; (2)创建经过“A_1”轴与基准点“PNT3”的基准平面“DTM4”; (3)创建经过“A_1”轴与基准平面“DTM4”的基准平面“DTM5”，在“基准平面”对话框“旋转”文本框内输入旋转角度为“3”度; (4)将基准平面“DTM4”与基准平面“DTM5”的旋转角度输入到“关系”对话框，打开“关系”对话框，添加关系式为: /*DTM4与DTM5夹角: D52=360*cos (delta)/(4*z) (5)选定齿轮大端的渐开线，打开“镜像”特征定义操控面板。选取平面“DTM5”作为镜像平面，完成大端渐开线的镜像; (6)使用相同的方法镜像齿轮小端的渐开线，完成后的渐开线如图4.20所示; 图4.20镜像渐开线 7)创建齿根圆特征 (1)打开“旋转”定义操控面板; (2)选择“FRONT”面作为草绘平面，选取“RIGHT”面作为参考平面，参考方向为向“右”，进入草绘环境; (3)绘制如图4.21所示的二维草图，注意绘制用于旋转的中心线，完成草图 33 的绘制; 图4.21草绘齿根圆 草绘完毕，生成齿根圆圆锥; (4)将图4.21所示的两个尺寸添加到“关系”对话框，打开“关系”对话框，添加关系式如下: /*旋转体 d114=h d113=0.8*h 其中d114为齿轮大端的尺寸，d113为齿轮小端的尺寸，完成。 8)创建第一个轮齿 (1)草绘用于扫描混合的轨迹，选择“FRONT”面作为草绘平面，选取“RIGHT”面作为参考平面，参考方向为向“顶”，进入草绘环境; (2)绘制如图4.22所示的二维草图，完成草图的绘制; 图4.22创建扫描混合轨迹 (3)打开“扫描混合”特征定义操控面板，在绘图区单击选取上一步创建的草绘曲线作为扫描混合的扫引线; (4)在“扫描混合”特征定义操控面板上单击 “剖面”菜单，系统弹出 “剖面”定义对话框; 34 (5)在绘图区单击第一个截面所在点作为扫描混合截面的草绘点; (6)进入草绘环境，绘制二维草图，截面的两个圆角半径相等，如图4.23所示; 图4.23草绘齿形 (7)在“剖面”定义对话框内单击 “插入”，在“剖面”列表框内显示“剖面2”，在绘图区单击扫引轨迹的另一个端点; (8)同样的进入草绘环境，绘制第二个截面，截面的两个圆角同样为等半径的; (9)完成第一个轮齿的创建，完成后的特征如图4.24所示; 图4.24创建轮齿 (10)将截面圆角半径添加到“关系”式对话框，打开“关系”对话框，添加截面圆角半径的关系式: /*截面圆角: if hax<1 d58=0.31*m d63=0.31*m endif 35 if hax>=1 d58=0.2*m d63=0.2*m endif 9)阵列轮齿 (1)选中刚刚创建的第一个轮齿特征，进入“阵列”定义操控面板; (2)在“阵列”特征定义面板内单击“轴”阵列，在绘图区单击选取齿根圆的中心轴作为阵列参照，输入阵列个数为“20”，偏移角度为“360/z”度，完成阵列特征的创建; (3)将阵列参数添加到“关系”对话框，打开“关系”对话框。输入的关系式为: /*阵列关系式: d94=360/z p97=z 完成后的齿轮如图4.25所示 图4.25完成圆锥齿轮创建 4.4差速器壳体、主减速器壳体的创建 4.4.1差速器壳体的创建 差速器壳体是用来传递转速与转矩，故其要有对称式的设计与足够的强度，以 36 满足动平衡与保证不出现断裂。因此主体采用回转形式建模，采用拉伸切除为辅助，以减少多余的尺寸。行星齿轮与半轴齿轮要安装在差速器壳体上，在建模过程中，差速器壳体的尺寸主要来自于行星齿轮与半轴齿轮装配关系所形成的尺寸，以保证行星齿轮与半轴齿轮能够顺利啮合。在保证齿轮啮合与扭曲的情况下，尽量减小尺寸以减少质量。完成后的差速器壳体如图4.26所示。 图4.26完成创建的差速器壳体 4.4.2主减速器壳体的创建 主减速器壳体主要用来保证差速器齿轮以及主减速器齿轮能在一个密闭的环境中工作，以提高传动系寿命、保障传动平稳，另外主减速器壳体还要给差速器与主减速器齿轮提供支撑，使其能够稳定、平稳工作。主减速器壳体建模主要采用回转形式创建，其尺寸主要来自于差速器尺寸、主减速器齿轮尺寸、主减速器齿轮装配关系和圆锥滚子轴承装配关系。由于主减速器壳体一般是铸造件，因此也要采用拔模特征来创建拔模面。主减速器壳体的固定采用螺 栓固定，因此要做螺栓孔。完成后的主减速器壳体如图4.27所示。 37 图4.27完成创建的主减速器壳体 38 5主减速器与差速器的装配与运动仿真 5.1主减速器装配思路 主减速器的装配过程是将一个个零件按照装配关系组装起来的过程，在装配过程中零件之间的装配关系是非常重要的。一般的装配过程是由内到外、由主到次的过程，由于主减速器与差速器之间有许多重叠的轴定位关系，因此其装配不能简单地遵循从内到外、从主到次的装配思路。主减速器与差速器的装配思路应满足轴定位关系，以及其它尺寸装配关系。 5.2主减速器装配过程 1)装配差速器壳体与行星齿轮、半轴齿轮。为装配后的差速器能够进行运动仿真，这里行星齿轮与半轴齿轮装配时的定义关系为销钉与端面偏距，以实现行星齿轮与半轴齿轮啮合关系，以及齿轮与壳体之间的旋转关系。装配如图5.1所示。 图5.1齿轮与差速器壳体的装配 2)行星齿轮、半轴齿轮装配在差速器壳体上之后，即将主减速器从动齿轮与差速器壳体装配在一起。主减速器从动齿轮要将动力传递给差速器壳体，因此主减速器从动齿轮与差速器壳体之间应该没有相对转动。现实中常用销钉连接或者焊接， 39 在装配时则定义关系为刚体与端面对齐，以实现主减速器从动齿轮与差速器壳体之间固接。装配如图5.2图所示。 图5.2装配主减速器从动齿轮 3)差速器与主减速器壳体之间用圆锥滚子轴承连接，轴承内环装在差速器壳体上，轴承 外环装在主减速器壳体上，均为固接，差速器转动时，通过轴承滚子降低摩擦。这里在差速器壳体上装配轴承内环，其定义关系为刚体，端面对齐。装配如图5.3所示。 图5.3装配轴承内环及销钉 4)完成差速器装配后，即进行主减速器装配。首先将圆锥滚子轴承外环以刚体关系装配在主减速器壳体上，如图5.4a所示，然后将圆锥滚子及套环以销钉关系装配在轴承外环内，如图5.4b所示，再将已装配好的差速器以销钉关系装配在主减速器壳体上，如图5.5a所示，最后以齿轮啮合中心距装配主减速器主动齿轮，主体装配即完成。装配完成如图5.5b所示。 40 a) b) 图5.4主减速器装配过程 a)装配轴承外环 b)装配轴承滚子 a) b) 图5.5主减速器装配过程 a)装配差速器 b)装配轴承及输入轴 5.3主减速器运动仿真 5.3.1运动仿真思路 主减速器与差速器的运动仿真是为实现差速器的功能，即当汽车转弯行驶时， 41 由于汽车驱动车轮受力情况发生变化，反馈在左右半轴上，进而破坏差速器原有的平衡，这时转速重新分配，导致内侧车轮转速减小，外侧车轮转速增加，重新达到平衡状态，同时，汽车完成转弯动作。也为证实差速器的运动关系方程，即两半轴齿轮转速之和等于差速器壳体转速的两倍，两半轴齿轮上的扭矩之和等于差速壳体上的扭矩。 5.3.2建立运动仿真过程 1)完成主减速器与差速器装配后，进入机构运动仿真窗口，首先定义主减速器齿轮间的齿轮传动关系，还有差速器行星齿轮与半轴齿轮间的齿轮传动关系。通过齿轮关系创建功能选择相啮合的齿轮轴，并输入齿数或分度圆直径来实现传动比。 2)完成齿轮传动关系定以后，即在主减速器主动齿轮(输入轴)、两个半轴齿轮上定义伺服电机或执行电机，以实现转速与转矩。在半轴齿轮上定义伺服电机或执行电机是为模拟左、右两个车轮不同的转速或转矩。至于定义怎样的电机、转速和转矩，由运动分析要求定义。如图5.6所示。 图5.6建立仿真运动关系 5.3.3运动仿真分析 这里运动仿真只分析两种情况:一是左右半轴齿轮之间没有速度差，二是左右半轴之间有速度差。在输入轴、两个半轴上加上不同类型的电机与参数来分析差速 42 器壳体与两个半轴齿轮的转速与受力。 假设左右两半轴的转速分别为w1、w2，差速器壳体的转速为w3;左右半轴的转矩为T1、T2，差速器壳体的转速为T3，则应有如下关系式: w1+w2=2w3 T1+T2=T3 (1.1) (1.2) 1)当左右半轴间没有速度差 在仿真分析中定义srz代表输入轴参数，cdz代表差速器壳体参数，bzz代表左半轴参数，bzy代表右半轴参数。在运动仿真中定义输入轴(srz)的转速为360deg/s，主减速器齿轮间的传动比为4.3571，则差速器壳体(cdz)上的转速w3应为82.6237deg/s，当左右半轴没有速度差时，w1=w2，根据式(1.1)可知:w1(bzy)=w2(bzz)=w3=82.6237deg/s。查看仿真结果，如图5.7所示，运动仿真分析符合式(1.1)。由于系统默认的轴向原则为右手定则，故bzz与cdz被定义为反向，其值为负值。 图5.7测量结果 定义输入轴(srz)的转矩为100000N?mm，根据齿轮传动关系差速器壳(cdz)的转矩T3应为435714N?mm,左右半轴间没有速度差，这意味着也没有转矩差，则T1=T2，根据式(1.2)推导出T1(bzy)=T2(bzz)=T3/2=217857N?mm。查看仿真分析结果，如图5.8所示，则运动仿真符合式(1.2)。 43 图5.8测量结果 当左右半轴间有速度差 在运动仿真中给输入轴(srz)加上360deg/s的转速，主减速器齿轮间的传动比为4.3571，则差速器壳体(cdz)上的转速w3应为82.6237deg/s，再定义左半轴(bzz)的转速w2为20deg/s，右半轴的转速未定义。根据式(1.1)可知:w1(bzy)=2w3—w2=145.246deg/s。查看仿真分析结果,如图5.9所示，运动仿真分析符合式(1.1)。 图5.9测量结果 44 总结与展望 本次毕业设计研究了差速器与主减速器的组成、作用、设计要求及国内外现状和发展趋势，主要进行了QY7180概念轿车主减速器与差速器的参数选择与计算，完成了其三维实体建模与二维工程图，并对组装好的主减速器、差速器模型进行了仿真。 1)在毕业设计初期，通过搜集文献资料，进一步了解了主减速器与差速器的结构与原理; 2)通过已知的轿车主要参数，完成了主减速器比、主减速器齿轮各项参数、行星齿轮与半轴齿轮各项参数的选择和计算; 3)使用Pro/E软件完成了主减速器与差速器各个零件的建模，并将其装配在一起; 4)完成了主减速器与差速器的运动仿真。 在完成本次毕业设计的同时，也有一些问题并没有得到完全解决，如果能够进一步完善设计与仿真，那么本次毕业设计将更加完美，具体到每一部分的工作中就有以下几个方面: 1) 没有进行齿轮的强度校核; 2) 运动仿真中没有添加摩擦系数等因素; 3) 运动仿真没有完全分析车辆的各种运动状态; 4) 齿轮参数化建模没有加入更多的参数。 45 致谢 首先感谢我们学院与汽车系的各位老师，是他们在大学四年中给予我们基础课以及专业课的教导与帮助，为我们能够顺利完成大学学业以及毕业设计打下了良好的基础，也感谢我们汽车系为我们的毕业设计提供了很好的条件。更要感谢我的指导教师***老师，*老师在我出现难关时总能耐心的讲解与帮助，使我的毕业设计能够比较顺利的完成，同时也要感谢同组同学**、***的支持与帮助。 46 参考文献 [1] 刘惟信(汽车车桥设计[M](北京:清华大学出版社，2004( [2] 孙恒，陈作模，葛文杰(机械原理[M](北京:高等教育出版社，2006( [3] 席伟光，杨光(机械设计课程设计[M](北京:高等教育出版社，2003( [4] 王望予(汽车设计[M](北京:机械工业出版社，2004( [5] 甘永立(几何公差与测量[M](上海:上海科学技术出版社，2008( [6] 濮良贵，纪名刚等(机械设计[M](北京:高等教育出版社，2006( [7] 陈家瑞(汽车构造(下册[M](北京:机械工业出版社，2005( [8] 余志生(汽车理论[M](北京:机械工业出版社，2006( [9] 王宝玺，贾庆祥(汽车制造工艺学[M](北京:机械工业出版社，2007( [10] 李永泰，李朝波等(悟透Pro/ENGINEER野火4.0完全自学手册[M](北京:电子工业出版社，2010( [11] 苏春(数字化设计与制造[M](北京:机械工业出版社，2005( [12] 卢曦，郑松林(轿车主减速器齿轮疲劳寿命的试验研究[J](机械强度，2008:664-667 [13] 叶素娣， 陈科(单级圆柱齿轮减速器的优化设计[J](芜湖职业技术学院学报，2009，11(2) [14] 朱杰武(汽车减速器从动斜齿轮断齿分析[J](陕西工学院学报，2000，16(4) [15] Pingyuan XI，Siqin CHANG(Fuzzy Optimization on Automobile Final 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