載貨汽車主減速器設(shè)計及三維建模

載貨汽車主減速器設(shè)計及三維建模摘要本文以東風(fēng)大力神型號重卡的主減速器作為研究對象，通過查閱文獻資料和現(xiàn)場調(diào)研，了解目前國內(nèi)外載貨汽車的主減速器發(fā)展現(xiàn)狀、工作原理和機械結(jié)構(gòu)。本文首先主減速進行了總體方案設(shè)計。在此基礎(chǔ)上，重點對原先的單級主減速器設(shè)計改變成雙級主減速器，可以使減速器的整體結(jié)構(gòu)布局更加的合理緊湊，工作時性能也更加可靠。另外雙級主減速器的結(jié)構(gòu)組成主要是由兩個減速齒輪副，只要保證規(guī)定的間隙數(shù)值，其傳動比例大于單級主減速器。而且這樣設(shè)計的結(jié)構(gòu)可以減少噪音量，使用時的機械磨損量少，增加壽命時間，對雙級主減速器進行了結(jié)設(shè)計、受力分析以及強度計算，保證雙級主減速器安全穩(wěn)定性。同時繪制了主減速器中的圓柱齒輪，錐齒輪的零件圖和主減速器裝配圖。關(guān)鍵詞：主減速器；減速齒輪副；參數(shù)設(shè)計；合理性目錄TOC\o"1-3"\h\u6687第1章緒論 第1章緒論1.1研究目的隨著經(jīng)濟的快速發(fā)展，基礎(chǔ)設(shè)施的建設(shè)需求與日俱增，大噸數(shù)載貨汽車的需求量也開始快速增長。再這樣的經(jīng)濟發(fā)展之中，汽車產(chǎn)業(yè)已經(jīng)不知不覺中已經(jīng)成為國家實體經(jīng)濟中的重要支柱，成為衡量國家現(xiàn)代化工業(yè)的重要標(biāo)準(zhǔn)[1]。在這樣的重要經(jīng)濟建設(shè)下，東風(fēng)風(fēng)神等自卸載貨汽車也是汽車現(xiàn)代化工藝的體現(xiàn)，目前國內(nèi)的自主研發(fā)的自卸車發(fā)展?fàn)顩r非常迅速[2]，其銷售量據(jù)調(diào)查已經(jīng)達到了15萬輛左右，占據(jù)全球重卡載貨汽車的一半市場以，其銷售增長率呈現(xiàn)上升趨勢，較上一年的銷售量增加了20%左右[3]。對于汽車的動力性能的最佳體現(xiàn)取決于汽車發(fā)動機的性能以及傳動效率。優(yōu)秀的汽車發(fā)動機的參數(shù)設(shè)計需要傳動系統(tǒng)的合理選擇[12]，雖然底盤設(shè)計也很重要，但是相較于發(fā)動機而言還是稍遜一籌。合理的傳動系統(tǒng)可以提高發(fā)動機的運轉(zhuǎn)效率，是燃料的使用效率增高，減少發(fā)動機齒輪的磨損程度，使發(fā)動機的使用壽命大幅度提高[13]。目前汽車的傳動系統(tǒng)設(shè)計之中最為重要的就是驅(qū)動橋的設(shè)計，是汽車傳動系統(tǒng)的核心部件。根據(jù)相關(guān)的調(diào)查報告可以得知，汽車故障率基本上有將近25%發(fā)生在驅(qū)動橋部件中[14]，而主減速器作為驅(qū)動橋機構(gòu)的組成部件，其意義是非常關(guān)鍵的。主減速器的設(shè)計性能優(yōu)秀否直接影響汽車的動力性能，燃油效率以及操作控制的穩(wěn)定性、安全性、行車過程中的噪音含量，還直接影響發(fā)動機的使用壽命長短等諸多問題。所以本論文將針對主減速器這一關(guān)鍵部件進行合理的參數(shù)設(shè)計，做到發(fā)動機的傳比效率最優(yōu)化。1.2國內(nèi)外現(xiàn)狀研究1.2.1國外研究現(xiàn)狀由于國外的汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展時間較早，已經(jīng)形成了規(guī)模的發(fā)展體系，其中以歐美日韓為代表的汽車產(chǎn)業(yè)建設(shè)尤為成功。他們對于主減速器的設(shè)計使用更加成熟。其中戴姆勒公司通過In-SooSuh等測試方法對主減速器進行設(shè)計優(yōu)化，通過測出車內(nèi)行駛時的噪音量與發(fā)動機傳動系統(tǒng)扭矩值，探究改進主減速器的優(yōu)化[4]。偉世通公司的設(shè)計人員利用EDS軟件優(yōu)化主減速器的齒輪結(jié)構(gòu)，分析齒輪傳遞時的能量損耗，并基于這樣的分析現(xiàn)狀建立動力學(xué)模型，分析主減速器的傳動系統(tǒng)，研究在傳動過程中發(fā)動機的齒輪嚙合噪音量，根據(jù)分析結(jié)果對主減速器的結(jié)構(gòu)進行迭代設(shè)計計算[5]。外國的科研者TadashiTakeuchi和KazuhideTogai等人通過CAE建模仿真分析主減速器中的齒輪主要問題是出自于嚙合過程中傳動比誤差所導(dǎo)致的[6]。這樣分析主減速器中的齒輪傳動問題更加合理規(guī)范。另外國外的加工工藝已經(jīng)采取了電腦化編程，采用模塊化設(shè)計，直接進行產(chǎn)品的配套化生產(chǎn)，生產(chǎn)效率更加高效，適合現(xiàn)在的工業(yè)化體系發(fā)展。1.2.2國內(nèi)研究現(xiàn)狀與國外的長期對汽車產(chǎn)業(yè)的研究制造不同，我國對汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展時間較晚，對于發(fā)動機的主減速器研究開始的就更加晚了。直到1978年前后，我國才開始通過對發(fā)動機等機械設(shè)備的疲勞值測試，形成相關(guān)的理論體系[7]。到上世紀(jì)末，我國才針對發(fā)動機的驅(qū)動橋部分提出相應(yīng)的檢測方法理論以及標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定值等，為后續(xù)的重卡主減速器設(shè)計提供了相關(guān)的理論依據(jù)[8]。在近幾年時間，長春理工大學(xué)的郭巖通過對比的科研手法對現(xiàn)有的主減速器進行改進開發(fā)設(shè)計，對主減速器的布局結(jié)構(gòu)進行理論的計算，在計算修改的之后對主減速器加以道路試驗、臺架試驗等，加快了主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計過程[9]。東風(fēng)公司的科研人員通過設(shè)計開發(fā)一款獨立懸架的重型驅(qū)動橋，其設(shè)計的構(gòu)思精妙，對于汽車運行時的穩(wěn)定性以及安全性有著大幅度的提高[10]。哈爾濱工業(yè)大學(xué)的科研人員通過研究齒輪傳動效率在不同的工作情況下的變化，必將其變化融入到彈性接觸理論之中，通過齒輪嚙合時的沖擊力以及沖擊角，建立相應(yīng)的動力學(xué)模型。用動力模型描述齒輪嚙合在不同工作狀態(tài)下的穩(wěn)態(tài)分析以及瞬態(tài)分析。在進行一系列實驗之后，其數(shù)據(jù)表明在沖擊力大的場合，齒輪的嚙合的瞬態(tài)嚙合力大于穩(wěn)態(tài)嚙合力數(shù)值，導(dǎo)致其沖擊時間更長。而且沖擊力在不同的工作環(huán)境中會改變齒輪的嚙合周期，會增大齒輪的摩擦力，加強對切向齒輪的沖擊作用，縮短齒輪的使用壽命，為后續(xù)的主減速器的兩個減速齒輪副提供設(shè)計參考及思路[11]。目前國內(nèi)的汽車設(shè)計過程所采用的方法還是非常傳統(tǒng)的，通過設(shè)計出初步的發(fā)動機，在進行一些列的道路測試以及各種實驗。再根據(jù)顧客的需求進行改進，再進行測試，如此反復(fù)的設(shè)計與測試過程無疑中加劇了成本的消耗，對人力物力也是極大的浪費，而且這樣修改而成的主減速器雖然達到了客戶的需求，但實際上發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的搭配并不是很合理的，沒有達到設(shè)計的最佳情況。目前國內(nèi)有部分企業(yè)開始使用計算機對設(shè)計的發(fā)動機進行仿真模擬試驗，這樣那個可以減少人力物力的消耗，還可以使設(shè)計的數(shù)據(jù)最大合理化，提高重卡汽車的動力性能以及燃油效率，相信在這樣的設(shè)計體系之下，重卡的主減速器的發(fā)展會突飛猛進。1.3現(xiàn)有問題分析目前的汽車驅(qū)動橋系統(tǒng)功率在傳動過程中存在很多的損失問題，其傳動效率的的主要損失是由主減速器所導(dǎo)致的。目前主減速器在工作時所導(dǎo)致傳遞功率減少的主要原因是主減速器齒輪、軸承在嚙合過程中所產(chǎn)生的機械以及壓液力損失。所以主減速器的設(shè)計好壞直接影響汽車的動力性能以及燃油效率。本論文將通過對東風(fēng)大力神的設(shè)計參數(shù)對主減速器進行設(shè)計，并通過建立相關(guān)的仿真模型對設(shè)計的主減速器進行傳動效率分析，并進行優(yōu)化改進。第2章主減速器的選擇2.1主減速器的方案選擇汽車發(fā)動機的重要組成部件就是驅(qū)動橋機構(gòu)，它位于汽車傳動系統(tǒng)的末端，其功能主要是傳遞變速箱所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩，將其轉(zhuǎn)矩的力分配至汽車的行駛輪之中，為汽車的運行提供動力。而且驅(qū)動橋機構(gòu)除了傳遞轉(zhuǎn)矩之外還將肩負(fù)著路面與車底盤之間的間隙的調(diào)節(jié)功能，防止車在運行中出現(xiàn)底盤與路面出現(xiàn)磕碰情況。而驅(qū)動橋機構(gòu)的核心部件就是主減速器總成，不同設(shè)計情況下的主減速器的結(jié)構(gòu)是非常不同的，目前市場上主要流行的主減速器設(shè)計方案有中央減速器以及輪邊減速器兩種，其設(shè)計方案方式是由減速器所安置的位置決定的。如果按照減速器上的齒輪輻數(shù)目還可以分成單級主減速器以及雙級主減速器。目前單級主減速器在市場上主要用于橋車以及輕型的載貨汽車等，而重型載貨汽車主要使用雙級主減速器，原因是雙級主減速器的傳動比大，傳動效率更佳，可以保證發(fā)動機中的燃料使用率。而本文設(shè)計的東風(fēng)大力神載貨汽車則是一款重型載貨汽車，所以在主減速器的選擇上應(yīng)該選擇雙級主減速器，適用于重卡這樣的大型載貨汽車。2.2主減速器的設(shè)計要求現(xiàn)在的市場上主減速器在經(jīng)歷更新?lián)Q代，面對汽車行業(yè)以及國家政策下的高標(biāo)準(zhǔn)要求，主減速器的發(fā)展方向主要這個方面發(fā)展：（1）使用性能更佳，傳動效率高。（2）進行模塊化設(shè)計，方便組裝。（3）設(shè)計不再單一化，面對不同的車型可以有著不同的設(shè)計方案。其規(guī)定的設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)如下：（1）在面對汽車的設(shè)計要求之下所進行設(shè)計的主減速器應(yīng)該讓汽車的動力性能大幅度提高以及使燃料的使用效率更強。（2）雙級主減速器在設(shè)計過程中應(yīng)該保證結(jié)構(gòu)布局的合理，結(jié)構(gòu)尺寸緊湊，在運行過程中保證一定的離地間隙，防止磕碰；另外齒輪在進行嚙合運動時所產(chǎn)生的噪音小，不影響駕駛員的狀態(tài)。（3）適用于各個道路情況以及各個天氣狀況的使用。（4）所設(shè)計的雙級主減速機在校核強度的保證下，應(yīng)該保證其整體質(zhì)量的輕便，較少燃料使用。（5）設(shè)計結(jié)構(gòu)簡單，可以進行整體流水線加工，方便安裝以及維修。2.3主減速器的齒輪選擇目前的主減速器中的兩個減速齒輪副在設(shè)計中所采用的齒輪不同，其第一級齒輪使用的螺旋錐齒輪，齒輪角度一般是90°的交角，這樣的齒輪布局放置可以使主減速器承受更大的沖擊力，而且該齒輪在嚙合過程中所產(chǎn)生的噪音更少，充分嚙合的情況也可以保證發(fā)動機的運行更加穩(wěn)定，其傳動效率比可以高達99%，加工制造工藝簡單，在運行的過程中不需要外設(shè)潤滑裝置，減少成本的消耗。第二級齒輪采用的是圓柱齒輪，其齒輪的軸線都是呈現(xiàn)垂直狀態(tài)，這樣的齒輪在布局設(shè)計中可以在第一級齒輪傳遞后將轉(zhuǎn)矩更加平穩(wěn)的傳遞，還可以增加主減速器整體的強度，提高接觸強度。而且在圓柱齒輪的設(shè)計之中，若是將齒輪的齒輪數(shù)減少，其傳動效率還將提高，這樣的設(shè)計將車與地面的間隙擴大，但是目前圓柱齒輪的加工制造工藝難度較大，制造精度高。第3章主減速器的基本參數(shù)設(shè)計3.1主減速器的參數(shù)本論文設(shè)計的東風(fēng)大力神載貨汽車是重卡汽車，選取的型號為DFL3258A21，其結(jié)構(gòu)參數(shù)如表3-1所示：表3.1東風(fēng)大力神（DFL3258A21）載貨汽車參數(shù)表項目符號設(shè)計規(guī)格驅(qū)動形式6x4整車重量/t11.91總質(zhì)量/t25輪胎規(guī)格12.00-20發(fā)動機最大馬力350最大輸出功率/kw257kw最大輸出功率轉(zhuǎn)速1900rpm最大扭矩1600n.m最大扭矩轉(zhuǎn)速1100-1500rpm變速器傳動比5.30.7車軸距4050±1350m最高時速/km/h80km/h根據(jù)表格數(shù)據(jù)可以發(fā)現(xiàn)，該款重卡汽車采用的輪胎規(guī)格是12.00-20，可以計算得出輪胎的直徑：面對重卡汽車的設(shè)計，將其發(fā)動機最大輸出功率轉(zhuǎn)速用ng表示，計算重卡的傳動比：上述公式中，各個參數(shù)所代指的意義如下：D——輪胎直徑；ng——最大輸出功率轉(zhuǎn)速；Vmax——最高時速；——變速器最大傳動比；對所得的傳動比進行校核計算，其公式如下：=上述公式中，各個參數(shù)所代指的意義如下：上述公式中，各個參數(shù)所代指的意義如下：D——輪胎直徑；ng——最大輸出功率轉(zhuǎn)速；Vmax——最高時速；——變速器最大傳動比；——其余變速器傳動比，取=1；——輪邊傳動比，取=1；另外根據(jù)相關(guān)表格查詢，取功率浮動系數(shù)為0.45，將輪胎直徑、轉(zhuǎn)速、最高時速等參數(shù)代入，所以的計算=9.16，其傳動比大于設(shè)計規(guī)定的7.6，所以本論文設(shè)計采用雙級主減速器的設(shè)計。所以根據(jù)相關(guān)規(guī)定，二級傳動比與一級傳動比的比率在0.5—2.1之間。所以本文選取的比值為1.1，其一級傳動比的齒輪齒數(shù)大多選擇在9-15之間，所以本文為了設(shè)計的要求，選擇齒數(shù)=11，則可以計算=2.89，則==3.17，則可以得出實際傳動比=9.16.3.2主減速齒輪載荷計算重卡汽車在運行時，其設(shè)計的主減速器要受到極大的沖擊力，所以需要對主減速器里的減速齒輪副進行載荷計算，保證設(shè)計的合理性，公式如下：上述公式中，各個參數(shù)所代指的意義如下：——最大的額定載荷；——轉(zhuǎn)矩最大值；——傳動齒輪比，=48.55；——傳動效率，本文取0.9；——安全參數(shù)，本文取1；——驅(qū)動橋數(shù)，本文取1；由公式（3-4）得知，將最大轉(zhuǎn)矩1600帶入式中，再代入其他參數(shù)，計算結(jié)果為：=69912N.m上述公式中，各個參數(shù)所代指的意義如下：——車輛在超載時的負(fù)荷值；——道路安全系數(shù)，取決于輪胎規(guī)格的安裝，本文取0.85；——輪胎直徑；——安全參數(shù)，本文取1；由于大力神該款重卡采取的的規(guī)格是6x4，總質(zhì)量為25t，后橋允許載重16t，所以滿載時，前軸分配載荷為36%，后軸為64%，計算前后軸載荷：將計算結(jié)果代入（3-5）之中，得到=81600N.m經(jīng)過上述的計算，比較與值的大小，選擇=69912作為最大的額定載荷進行檢驗，計算主減速器的平均轉(zhuǎn)矩值：上述公式中，各個參數(shù)所代指的意義如下：——車輛總重量為25t；——使用掛車時的重量，本文無掛車，取0：——輪胎直徑；——道路摩擦系數(shù)，本文在滿載時取=0.018；——汽車上坡時系數(shù)，本文在滿載時取=0.8；——發(fā)動機參數(shù)，本文在滿載時取=0；將計算結(jié)果代入（3-8）之中，所得最大應(yīng)載荷計算量為122700N.m。3.3一級主減速齒輪參數(shù)計算3.3.1傳動比計算在本論文的雙級主減速器的設(shè)計過程中，一級傳動比小于二級傳動比，所以在齒輪齒數(shù)的選擇之上，一級主動齒輪的齒數(shù)應(yīng)該大于二級齒輪齒數(shù)，再上述文章中，我們將一級齒輪齒數(shù)選擇的值為11，所以二級齒輪齒數(shù)應(yīng)該=11x2.89=31.79，查閱手冊將齒數(shù)設(shè)定為29個，所以實際傳動比2.64，=3.47。3.3.2節(jié)圓直徑參數(shù)計算在進行節(jié)圓直徑的參數(shù)計算過程中，需要對通過轉(zhuǎn)矩確定應(yīng)力載荷，其中使用的應(yīng)力載荷應(yīng)選取，用計算應(yīng)力載荷較小進行計算，其公式如下：上述公式中，各個參數(shù)所代指的意義如下：——計算設(shè)計軸的直徑系數(shù)，通常取值范圍為13-16之間；——計算使用的轉(zhuǎn)矩值，使用69912/3.47=20147.55N.m，所計算的值就是主減速器的第一級齒輪受最大應(yīng)力載荷所承受的轉(zhuǎn)矩值：將計算結(jié)果一級各個參數(shù)代入（3-9）之中，得到=353.74~435.39mm，為后續(xù)計算方便考慮，將d2定值為400mm。3.3.3齒輪端面模數(shù)計算通上述計算所得的d2定值為400mm，所以可以得出端面模數(shù)mt=d2/z2=14.3.3.4齒輪端寬計算齒輪齒面寬度b=0.155d2=400x0.155=62mm，所以齒輪寬度取值62mm。3.3.5錐齒輪螺旋方向根據(jù)相關(guān)的設(shè)計規(guī)范，齒輪再搭配使用的時候，一般主動錐齒輪的螺旋方向為左旋，從動錐齒輪的螺旋方向為右旋，這樣才可以保證齒輪在運行時嚙合性的良好，可以起到相互作用力的效果。3.3.6錐齒輪螺旋角的選擇按照設(shè)計的常規(guī)標(biāo)準(zhǔn)，齒輪的螺旋壓力角應(yīng)該選擇α=35°，適用于現(xiàn)在錐齒輪運行時標(biāo)準(zhǔn)，防止螺旋角過大，導(dǎo)致錐齒輪收到的軸向切力過大，是齒輪在運行過程中平穩(wěn)且噪音小。3.3.7錐齒輪壓力角的選擇對于壓力角的選擇，通常在齒輪設(shè)計中β取值為20°，適用于現(xiàn)在錐齒輪的運行過程。3.3.8錐齒輪參數(shù)表表3.2一級齒輪各設(shè)計參數(shù)表序號名稱設(shè)計過程參數(shù)值1一級齒輪齒數(shù)112二級齒輪齒數(shù)293模數(shù)mt14（mm）4齒寬b62（mm）5壓力角α20°6分度圓直徑d=mzd1=154（mm）d2=406（mm）7齒頂高系數(shù)ha*18齒根高系數(shù)Hf*0.259齒頂圓直徑Dd=（z+2）mDd1=182Dd2=43410齒根圓直徑Dg=Dd-4.5mDg1=119Dg2=36511螺旋角β35°3.4二級主減速齒輪參數(shù)計算3.4.1齒輪彎曲強度設(shè)計計算齒輪表面的彎曲疲勞值，其計算結(jié)果應(yīng)該小于許用彎曲應(yīng)力計算公式如下：=680Mpa上述公式中，各個參數(shù)所代指的意義如下：——載荷系數(shù)，本次設(shè)計的齒輪其精度為8級，所以本論文取值為1.3；——二級齒輪在最大應(yīng)力載荷收到的轉(zhuǎn)矩；——齒輪寬度；——計算齒輪的分度圓直徑；——模數(shù)；——齒型系數(shù)，其中的齒形系數(shù)是由載荷、使用、動載以及變位系數(shù)組成，其中的計算=KAKVKαKβ,得到的=2.96；；——應(yīng)力修正系數(shù)，經(jīng)過表格查詢得知=1.55，；將齒形系數(shù)與應(yīng)力修正系數(shù)乘積和許用彎曲應(yīng)力進行比值，挑選比值小的齒輪進行強度校驗計算，其公式如下：﹥經(jīng)過上述計算結(jié)果，將對小齒輪進行彎曲強度檢驗計算，其公式如下：=8.65mm查閱相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)表格手冊，得二級齒輪模數(shù)取mn=9mm3.4.2二級主減速齒輪參數(shù)表通過上述計算，計算斜齒圓柱齒輪加工所需要的參數(shù)值，具體情況如表3-3所示：表3.3斜齒圓柱齒輪各設(shè)計參數(shù)表序號名稱設(shè)計過程參數(shù)值1壓力角α20°2分度圓直徑d3齒頂高系數(shù)ha*14齒根高系數(shù)Hf*0.255齒頂圓直徑Dd=（z+2）mDd1=182Dd2=4346齒根圓直徑Dg=Dd-4.5mDg1=119Dg2=3657中心距a通過上述表格公式，計算斜齒圓柱齒輪的各個參數(shù)，計算結(jié)果如下：中心距=318.56mm，則中心距取整數(shù)的原則為319mm；齒頂高系數(shù)計算ha=9mm，齒根高系數(shù)計算hf=11.25mm，齒高計算為20.25mm，分度圓直徑d1=159mm，分度圓直徑d2=477mm，齒頂圓直徑da1=177mm，齒頂圓直徑da2=495mm，齒根圓直徑df1=139mm，齒根圓直徑df2=455mm，齒輪齒寬b=127.22mm，為了保證安裝時具有一定的預(yù)留間隙，則b=132mm。3.5一級主動錐齒輪設(shè)計計算根據(jù)上述計算所得的結(jié)果，對齒輪進行相應(yīng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，在設(shè)計過程中應(yīng)該考慮到裝配時的間隙問題，以及軸承在安裝過程中考慮的配合問題，其設(shè)計圖如3-1所示：圖3.1一級主動錐齒輪圖其設(shè)計的軸分成8段，從左往右進行尺寸的介紹，其每段尺寸要求如下：：錐面，其齒輪寬度為50mm，齒輪大端面直徑為110mm，齒頂圓直徑為132.22mm；：配合軸承安裝，由于設(shè)計是錐齒輪，所使用的配合軸承為30316，軸端最小直徑為80mm，寬度為26mm，軸端最大直徑為140mm，寬度為25mm，軸徑為80mm；軸大端直徑為80mm，軸小端直徑為60mm，123三段總長為80mm；軸徑60mm;軸大端直徑為70mm，軸小端直徑為60mm；配合軸承安裝，所使用的配合軸承為30314，，軸端最小直徑為70mm，寬度為24mm，軸端最大直徑為125mm，軸徑為80mm，寬度為21mm；采用花鍵連接，設(shè)計的花鍵尺寸為分度圓直徑58mm，齒頂圓直徑為62mm，花鍵健寬為62mm；制造成螺栓軸狀態(tài)，螺栓直徑為M36，長度為60mm;上述錐齒輪設(shè)計總長為260mm。3.6中間軸設(shè)計計算二級齒輪在傳動時需要與一級齒輪進行嚙合，在這中間需要中間軸進行轉(zhuǎn)矩的傳輸，其設(shè)計圖如3-2所示：圖3.2中間軸圖其設(shè)計的軸分成8段，從左往右進行尺寸的介紹，其每段尺寸要求如下：（1）進行配合安裝，安裝對象為軸承箱，其設(shè)計軸承直徑為80mm，寬度42，倒角寬度1mm；（2）滿足設(shè)計尺寸不足的預(yù)留位置，直徑為92mm，寬度為39.5mm；（3）斜齒圓柱齒輪，齒寬為159mm，齒頂圓177mm；（4）滿足設(shè)計尺寸不足的預(yù)留位置，直徑為100mm，寬度為22mm；（5）凸臺設(shè)計，與錐齒輪進行配合安裝，其設(shè)計尺寸與動齒輪一樣，軸徑為186mm，軸寬38mm；（6）圓盤設(shè)計，與錐齒輪進行配合安裝，其設(shè)計尺寸與動齒輪一樣，軸徑為232mm，軸寬22mm；（7）退刀軸設(shè)計，方便加工，軸徑為75mm，軸寬為13.5mm；（8）采用的配合狀態(tài)與1段相同，其設(shè)計要保證安裝的間隙，軸徑為80mm，軸寬為59mm。其中雙減速器結(jié)構(gòu)簡圖如圖3.3所示：圖3.3雙減速器結(jié)構(gòu)簡圖第4章主減速器的結(jié)構(gòu)校核4.1一級主減速齒輪校核4.1.1錐齒輪校核在進行錐齒輪的強度校核時，需要計算出錐齒輪面受到的圓周力，其受力圖如圖4-1所示，其公式如下所示：上述公式中，各個參數(shù)所代指的意義如下：——代指錐齒輪在受到載荷時單位量上的圓周力；——在最大轉(zhuǎn)矩下的，受到的最大應(yīng)力載荷單位量上的圓周力；——從動齒輪的齒寬，取值50mm。圖4.1主動錐齒輪受力圖所以當(dāng)發(fā)動機處于最大的轉(zhuǎn)矩的時候，其計算公式如下：按照后車滿載荷的狀態(tài)下的計算公式如下：上述公式中，各個參數(shù)所代指的意義如下：——后車滿載時的載荷重量；——車與地面的摩擦系數(shù)，取值=0.85；——汽車輪胎規(guī)格；——從動輪直徑。根據(jù)相關(guān)的表格查詢，可以得知在重卡一檔位的時候許用圓周力=3439N.m，而計算出來的少于，校核計算成功。4.1.2齒輪彎曲強度校核對錐齒輪的齒面進行許用彎曲應(yīng)力進行校核，其計算公式如下：上述公式中，各個參數(shù)所代指的意義如下：——超載系數(shù)1.0；——尺寸系數(shù)==0.792；——載荷分配系數(shù)，＝1.10～1.25；取=1.2；——質(zhì)量系數(shù)，取1；——端面模數(shù)，mm。=10mm；——齒面寬度，mm；——齒輪齒數(shù)；——齒輪所受的轉(zhuǎn)矩，N?m；W——彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)。通過上提我們可以得知，其兩個齒輪的彎曲計算綜合系數(shù)不同，其小齒輪取值w1=0.22，其大齒輪取值w2=0.187。根據(jù)上述公式，將各個參數(shù)進行代入，計算相應(yīng)的公式如下：經(jīng)過上述計算可以得知，目前錐齒輪的齒面主要承受的問題是齒面點蝕以及齒根節(jié)點處斷裂的問題，根據(jù)上述公式計算過程中，其齒面的許用彎曲應(yīng)力是700Mpa，而上述計算的值均小于許用應(yīng)力值，所以檢驗校核成功。4.1.3齒輪接觸強度校核對錐齒輪的齒面進行許用接觸應(yīng)力進行校核，其計算公式如下：上述公式中，各個參數(shù)所代指的意義如下：——齒輪制造的所使用的材料，其彈性系數(shù)，本文取232.6:；，，——=1，=1.2，=1；——取1；——齒輪表面的綜合系數(shù)，本文取值1表；——目前一級齒輪的計算；——接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)。通過上提我們可以得知，其兩個齒輪的接觸計算綜合系數(shù)不同，其小齒輪取值j1=2.73，其大齒輪取值j2=10.46。根據(jù)上述公式，將各個參數(shù)進行代入，計算相應(yīng)的公式如下：經(jīng)過上述計算可以得知，目前錐齒輪的主齒輪的許用接觸應(yīng)力為2800Mpa，其從動齒面的許用接觸應(yīng)力是1750Mpa，而上述計算的值均小于許用接觸應(yīng)力值，所以檢驗校核成。4.2二級主減速齒輪校核4.2.1齒輪彎曲強度校核對二級齒輪的齒面進行許用彎曲應(yīng)力進行校核，對主動從動齒輪進行計算，其計算公式如下：上述的計算結(jié)果，均小于許用彎曲應(yīng)力值MPa，校核檢驗成功。4.2.2齒輪接觸強度校核上述公式中，各個參數(shù)所代指的意義如下：——齒輪制造的所使用的材料，其彈性系數(shù)，本文取2.5；——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，本文取189.8；——螺旋角系數(shù)，本文取0.98；——齒數(shù)比，本文取3。根據(jù)上述公式，將各個參數(shù)進行代入，計算結(jié)果為：=1356.56MPa和=1236.47MPa。經(jīng)過上述計算可以得知，目前斜齒圓柱齒輪的主齒輪的許用接觸應(yīng)力為1356.56Mpa，其從動齒面的許用接觸應(yīng)力是1236.47Mpa，而上述計算的值均小于許用接觸應(yīng)力值1500Mpa，所以檢驗校核成。4.3錐齒輪軸校核對錐齒輪上的齒輪軸進行設(shè)計校核，目前齒輪軸上所受到的轉(zhuǎn)矩為8946.66N.m，對上述的轉(zhuǎn)矩進行受力分析，將轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)化成圓周力、軸向力以及徑向力。由此通過計算可以得知圓周力P=11255.18N.m，軸向力A=11682.35N.m，徑向力R=21450.61N.m，所以可以計算得知兩周所受到的徑向力以及軸向里的值，其中徑向力前段受力值為9267.07N，后端徑向力受力值為21011.21N，軸向力前段值為0，軸向力后段值為11682.33N，其受力分析圖如圖4-4所示：圖4.4錐齒輪受力分析圖根據(jù)上述的圖，可以計算水平彎矩，其公式如下：=1680.92N.m根據(jù)上述計算所得的結(jié)果，畫出彎矩圖，如圖4-5所示：圖4.5水平面彎矩圖根據(jù)上述的圖，可以計算垂直彎矩，其公式如下：==934.56N.m根據(jù)上述計算所得的結(jié)果，畫出彎矩圖，如圖4-6所示：圖4.6垂直面彎矩圖將上述計算的水平彎矩以及垂直彎矩，進行合成彎矩的計算：=1933.54N.m根據(jù)上述計算所得的結(jié)果，可以得知后軸彎矩受力值最大，所以對軸的最小直徑的校核，目前的許用彎曲應(yīng)力是90Mpa，所以軸徑最小直徑應(yīng)該大于59.89mm，而錐齒輪軸最小軸徑為80mm，符合設(shè)計要求。4.4中間軸校核對錐齒輪上的中間軸進行設(shè)計校核，將中間軸上所受到的轉(zhuǎn)矩進行受力分析，將轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)化成圓周力、軸向力以及徑向力。由此通過計算可以得知從動錐齒輪圓周力P=14413.26N.m，軸向力A=2538.24N.m，徑向力R=11684.35N.m，另外主動圓柱齒輪P2=23109.45N.m，軸向力A2=6629.65N.m，徑向力R2=8751.01N.m，軸承C所受到的軸向力Ac=0，徑向力Rc=6827.05N.m，軸承D所受到的軸向力Ad=4059.19N.m，徑向力Rd=9093.85，其受力分析圖如圖4-7所示：圖4.7中間軸受力圖根據(jù)上述的圖，可以計算水平彎矩，其公式如下：=1059.34N.m=173.11N.m=409.23N.m=1136.54N.m根據(jù)上述計算所得的結(jié)果，畫出彎矩圖，如圖4-8所示：圖4.8水平面彎矩圖根據(jù)上述的圖，可以計算垂直彎矩，其公式如下：=0=1049.65N.m=-208.65N.m=-839.89N.m根據(jù)上述計算所得的結(jié)果，畫出垂直彎矩圖，如圖4-9所示：圖4.9垂直面彎矩圖將上述計算的水平彎矩以及垂直彎矩，進行合成彎矩的計算：根據(jù)上述計算所得的結(jié)果，所以對軸的最小直徑的校核，目前的許用彎曲應(yīng)力是90Mpa，所以軸徑最小直徑應(yīng)該大于50.62mm，而錐齒輪軸最小軸徑為186mm，符合設(shè)計要求。第5章主減速器三維建模5.1Pro/E軟件簡介Pro/E軟件作為目前世界上最為優(yōu)秀的CAD系統(tǒng)軟件之一，其設(shè)計運行的理念融合了并行設(shè)計、柔性設(shè)計、參數(shù)化設(shè)計以及系統(tǒng)靈敏度設(shè)計等技術(shù)。該軟件的參數(shù)化以及全相關(guān)特性、干涉檢查、組件設(shè)計以及自由曲面等功能是目前市場上很多二維軟件難以實現(xiàn)的。Pro/E軟件在建模的過程中主要采用自頂向下的設(shè)計過程，主要的設(shè)計步驟為建立控的組件、部件以及裝配圖。5.2主減速零件三維建模利用Pro/E軟件建立模型之前需要對設(shè)計的模型進行其組成配件的了解，了解零件與零件之間的關(guān)系，以此來建立模型。本次的設(shè)計需要在平面中進行草繪，完成旋轉(zhuǎn)、拉伸、掃描等基本特征來完成建模。因此完成Pro/E建模需要以下等條件：選擇其中的平面為參考對象進行草繪工作；利用拉伸、旋轉(zhuǎn)、掃描、混合等基本特征來完成模型的建立；對完成的模型進行修正，利用復(fù)制以及陣列功能；對設(shè)計的模型進行上色以及質(zhì)量分析。5.2.1錐齒輪零件設(shè)計本次設(shè)計的錐齒輪通過輸入?yún)?shù)，完成錐齒輪的毛坯件制造，在通過拉伸命令，通過輸入計算公式完成錐齒輪的建立，其模型如圖5.1所示：圖5.1錐齒輪三維模型圖5.2.2中間軸零件設(shè)計中間軸只要是起到兩級齒輪副之間的傳遞作用，通過拉伸、選擇基本特征來完成模型的建立。圖5.2中間軸三維模型圖5.2.3二級傳動主動齒輪零件設(shè)計二級傳動主動齒輪零件通過拉伸、選擇基本特征來完成模型的建立。 圖5.3二級傳動主動齒輪三維模型圖5.3主減速器裝配在完成主減速器零件的繪制建模之后，按照零件的設(shè)計要求以及約束條件完成主減速器的裝配。通過在Pro/E里面的模塊中選擇“組件”。模型的裝配主要是通過一定的約束條件以及連接方式來進行完成，最后組成一個整體并符合設(shè)計的要求。圖5.4裝配組件圖圖5.4兩級減速齒輪副裝配圖圖5.5主減速裝配圖結(jié)論本論文的設(shè)計的課題是東風(fēng)大力神（DFL3258A21）載貨汽車主減速器設(shè)計與優(yōu)化，針對該款的主減速器進行了雙級減速器的設(shè)計，這樣的設(shè)計可以使減速器的結(jié)構(gòu)更加可靠穩(wěn)定，在使用中產(chǎn)生的噪音量更少。而且通過汽車的數(shù)據(jù)進行了兩級減速齒輪副的設(shè)計，中間軸的設(shè)計以及錐齒輪軸的設(shè)計，并對設(shè)計的零件進行了強度的校核，完成了二維圖紙的繪制。參考文獻[1]楊彥