載貨汽車主減速器設(shè)計(jì)及三維建模

載貨汽車主減速器設(shè)計(jì)及三維建模摘要本文以東風(fēng)大力神型號(hào)重卡的主減速器作為研究對(duì)象，通過查閱文獻(xiàn)資料和現(xiàn)場(chǎng)調(diào)研，了解目前國(guó)內(nèi)外載貨汽車的主減速器發(fā)展現(xiàn)狀、工作原理和機(jī)械結(jié)構(gòu)。本文首先主減速進(jìn)行了總體方案設(shè)計(jì)。在此基礎(chǔ)上，重點(diǎn)對(duì)原先的單級(jí)主減速器設(shè)計(jì)改變成雙級(jí)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(shí)性能也更加可靠。另外雙級(jí)主減速器的結(jié)構(gòu)組成主要是由兩個(gè)減速齒輪副，只要保證規(guī)定的間隙數(shù)值，其傳動(dòng)比例大于單級(jí)主減速器。而且這樣設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)可以減少噪音量，使用時(shí)的機(jī)械磨損量少，增加壽命時(shí)間，對(duì)雙級(jí)主減速器進(jìn)行了結(jié)設(shè)計(jì)、受力分析以及強(qiáng)度計(jì)算，保證雙級(jí)主減速器安全穩(wěn)定性。同時(shí)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(jì)；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(jì)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(zhǎng)。再這樣的經(jīng)濟(jì)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(guó)家實(shí)體經(jīng)濟(jì)中的重要支柱，成為衡量國(guó)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(jì)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(guó)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(dá)到了15萬輛左右，占據(jù)全球重卡載貨汽車的一半市場(chǎng)以，其銷售增長(zhǎng)率呈現(xiàn)上升趨勢(shì)，較上一年的銷售量增加了20%左右[3]。對(duì)于汽車的動(dòng)力性能的最佳體現(xiàn)取決于汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的性能以及傳動(dòng)效率。優(yōu)秀的汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的參數(shù)設(shè)計(jì)需要傳動(dòng)系統(tǒng)的合理選擇[12]，雖然底盤設(shè)計(jì)也很重要，但是相較于發(fā)動(dòng)機(jī)而言還是稍遜一籌。合理的傳動(dòng)系統(tǒng)可以提高發(fā)動(dòng)機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)效率，是燃料的使用效率增高，減少發(fā)動(dòng)機(jī)齒輪的磨損程度，使發(fā)動(dòng)機(jī)的使用壽命大幅度提高[13]。目前汽車的傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)之中最為重要的就是驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)，是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的核心部件。根據(jù)相關(guān)的調(diào)查報(bào)告可以得知，汽車故障率基本上有將近25%發(fā)生在驅(qū)動(dòng)橋部件中[14]，而主減速器作為驅(qū)動(dòng)橋機(jī)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(jì)性能優(yōu)秀否直接影響汽車的動(dòng)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(dòng)機(jī)的使用壽命長(zhǎng)短等諸多問題。所以本論文將針對(duì)主減速器這一關(guān)鍵部件進(jìn)行合理的參數(shù)設(shè)計(jì)，做到發(fā)動(dòng)機(jī)的傳比效率最優(yōu)化。1.2國(guó)內(nèi)外現(xiàn)狀研究1.2.1國(guó)外研究現(xiàn)狀由于國(guó)外的汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展時(shí)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(duì)于主減速器的設(shè)計(jì)使用更加成熟。其中戴姆勒公司通過In-SooSuh等測(cè)試方法對(duì)主減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)優(yōu)化，通過測(cè)出車內(nèi)行駛時(shí)的噪音量與發(fā)動(dòng)機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)扭矩值，探究改進(jìn)主減速器的優(yōu)化[4]。偉世通公司的設(shè)計(jì)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(shí)的能量損耗，并基于這樣的分析現(xiàn)狀建立動(dòng)力學(xué)模型，分析主減速器的傳動(dòng)系統(tǒng)，研究在傳動(dòng)過程中發(fā)動(dòng)機(jī)的齒輪嚙合噪音量，根據(jù)分析結(jié)果對(duì)主減速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行迭代設(shè)計(jì)計(jì)算[5]。外國(guó)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(dòng)比誤差所導(dǎo)致的[6]。這樣分析主減速器中的齒輪傳動(dòng)問題更加合理規(guī)范。另外國(guó)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(jì)，直接進(jìn)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(guó)內(nèi)研究現(xiàn)狀與國(guó)外的長(zhǎng)期對(duì)汽車產(chǎn)業(yè)的研究制造不同，我國(guó)對(duì)汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展時(shí)間較晚，對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)的主減速器研究開始的就更加晚了。直到1978年前后，我國(guó)才開始通過對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)等機(jī)械設(shè)備的疲勞值測(cè)試，形成相關(guān)的理論體系[7]。到上世紀(jì)末，我國(guó)才針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)橋部分提出相應(yīng)的檢測(cè)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(jì)提供了相關(guān)的理論依據(jù)[8]。在近幾年時(shí)間，長(zhǎng)春理工大學(xué)的郭巖通過對(duì)比的科研手法對(duì)現(xiàn)有的主減速器進(jìn)行改進(jìn)開發(fā)設(shè)計(jì)，對(duì)主減速器的布局結(jié)構(gòu)進(jìn)行理論的計(jì)算，在計(jì)算修改的之后對(duì)主減速器加以道路試驗(yàn)、臺(tái)架試驗(yàn)等，加快了主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)過程[9]。東風(fēng)公司的科研人員通過設(shè)計(jì)開發(fā)一款獨(dú)立懸架的重型驅(qū)動(dòng)橋，其設(shè)計(jì)的構(gòu)思精妙，對(duì)于汽車運(yùn)行時(shí)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(dòng)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(shí)的沖擊力以及沖擊角，建立相應(yīng)的動(dòng)力學(xué)模型。用動(dòng)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(jìn)行一系列實(shí)驗(yàn)之后，其數(shù)據(jù)表明在沖擊力大的場(chǎng)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(shí)間更長(zhǎng)。而且沖擊力在不同的工作環(huán)境中會(huì)改變齒輪的嚙合周期，會(huì)增大齒輪的摩擦力，加強(qiáng)對(duì)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(gè)減速齒輪副提供設(shè)計(jì)參考及思路[11]。目前國(guó)內(nèi)的汽車設(shè)計(jì)過程所采用的方法還是非常傳統(tǒng)的，通過設(shè)計(jì)出初步的發(fā)動(dòng)機(jī)，在進(jìn)行一些列的道路測(cè)試以及各種實(shí)驗(yàn)。再根據(jù)顧客的需求進(jìn)行改進(jìn)，再進(jìn)行測(cè)試，如此反復(fù)的設(shè)計(jì)與測(cè)試過程無疑中加劇了成本的消耗，對(duì)人力物力也是極大的浪費(fèi)，而且這樣修改而成的主減速器雖然達(dá)到了客戶的需求，但實(shí)際上發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)的搭配并不是很合理的，沒有達(dá)到設(shè)計(jì)的最佳情況。目前國(guó)內(nèi)有部分企業(yè)開始使用計(jì)算機(jī)對(duì)設(shè)計(jì)的發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行仿真模擬試驗(yàn)，這樣那個(gè)可以減少人力物力的消耗，還可以使設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)最大合理化，提高重卡汽車的動(dòng)力性能以及燃油效率，相信在這樣的設(shè)計(jì)體系之下，重卡的主減速器的發(fā)展會(huì)突飛猛進(jìn)。1.3現(xiàn)有問題分析目前的汽車驅(qū)動(dòng)橋系統(tǒng)功率在傳動(dòng)過程中存在很多的損失問題，其傳動(dòng)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(shí)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(jī)械以及壓液力損失。所以主減速器的設(shè)計(jì)好壞直接影響汽車的動(dòng)力性能以及燃油效率。本論文將通過對(duì)東風(fēng)大力神的設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)主減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)，并通過建立相關(guān)的仿真模型對(duì)設(shè)計(jì)的主減速器進(jìn)行傳動(dòng)效率分析，并進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)。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(dòng)機(jī)的重要組成部件就是驅(qū)動(dòng)橋機(jī)構(gòu)，它位于汽車傳動(dòng)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(yùn)行提供動(dòng)力。而且驅(qū)動(dòng)橋機(jī)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(yùn)行中出現(xiàn)底盤與路面出現(xiàn)磕碰情況。而驅(qū)動(dòng)橋機(jī)構(gòu)的核心部件就是主減速器總成，不同設(shè)計(jì)情況下的主減速器的結(jié)構(gòu)是非常不同的，目前市場(chǎng)上主要流行的主減速器設(shè)計(jì)方案有中央減速器以及輪邊減速器兩種，其設(shè)計(jì)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(jí)主減速器以及雙級(jí)主減速器。目前單級(jí)主減速器在市場(chǎng)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(jí)主減速器，原因是雙級(jí)主減速器的傳動(dòng)比大，傳動(dòng)效率更佳，可以保證發(fā)動(dòng)機(jī)中的燃料使用率。而本文設(shè)計(jì)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(jí)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(jì)要求現(xiàn)在的市場(chǎng)上主減速器在經(jīng)歷更新?lián)Q代，面對(duì)汽車行業(yè)以及國(guó)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(gè)方面發(fā)展：（1）使用性能更佳，傳動(dòng)效率高。（2）進(jìn)行模塊化設(shè)計(jì)，方便組裝。（3）設(shè)計(jì)不再單一化，面對(duì)不同的車型可以有著不同的設(shè)計(jì)方案。其規(guī)定的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)如下：（1）在面對(duì)汽車的設(shè)計(jì)要求之下所進(jìn)行設(shè)計(jì)的主減速器應(yīng)該讓汽車的動(dòng)力性能大幅度提高以及使燃料的使用效率更強(qiáng)。（2）雙級(jí)主減速器在設(shè)計(jì)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(yùn)行過程中保證一定的離地間隙，防止磕碰；另外齒輪在進(jìn)行嚙合運(yùn)動(dòng)時(shí)所產(chǎn)生的噪音小，不影響駕駛員的狀態(tài)。（3）適用于各個(gè)道路情況以及各個(gè)天氣狀況的使用。（4）所設(shè)計(jì)的雙級(jí)主減速機(jī)在校核強(qiáng)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(jì)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，可以進(jìn)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(gè)減速齒輪副在設(shè)計(jì)中所采用的齒輪不同，其第一級(jí)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(dòng)機(jī)的運(yùn)行更加穩(wěn)定，其傳動(dòng)效率比可以高達(dá)99%，加工制造工藝簡(jiǎn)單，在運(yùn)行的過程中不需要外設(shè)潤(rùn)滑裝置，減少成本的消耗。第二級(jí)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(jì)中可以在第一級(jí)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(qiáng)度，提高接觸強(qiáng)度。而且在圓柱齒輪的設(shè)計(jì)之中，若是將齒輪的齒輪數(shù)減少，其傳動(dòng)效率還將提高，這樣的設(shè)計(jì)將車與地面的間隙擴(kuò)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(jì)3.1主減速器的參數(shù)本論文設(shè)計(jì)的東風(fēng)大力神載貨汽車是重卡汽車，選取的型號(hào)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(xiàng)目符號(hào)設(shè)計(jì)規(guī)格驅(qū)動(dòng)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(dòng)機(jī)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(dòng)比5.30.7車軸距4050±1350m最高時(shí)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(jì)算得出輪胎的直徑：面對(duì)重卡汽車的設(shè)計(jì)，將其發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出功率轉(zhuǎn)速用ng表示，計(jì)算重卡的傳動(dòng)比：上述公式中，各個(gè)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(shí)速；——變速器最大傳動(dòng)比；對(duì)所得的傳動(dòng)比進(jìn)行校核計(jì)算，其公式如下：=上述公式中，各個(gè)參數(shù)所代指的意義如下：上述公式中，各個(gè)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(shí)速；——變速器最大傳動(dòng)比；——其余變速器傳動(dòng)比，取=1；——輪邊傳動(dòng)比，取=1；另外根據(jù)相關(guān)表格查詢，取功率浮動(dòng)系數(shù)為0.45，將輪胎直徑、轉(zhuǎn)速、最高時(shí)速等參數(shù)代入，所以的計(jì)算=9.16，其傳動(dòng)比大于設(shè)計(jì)規(guī)定的7.6，所以本論文設(shè)計(jì)采用雙級(jí)主減速器的設(shè)計(jì)。所以根據(jù)相關(guān)規(guī)定，二級(jí)傳動(dòng)比與一級(jí)傳動(dòng)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(jí)傳動(dòng)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(jì)的要求，選擇齒數(shù)=11，則可以計(jì)算=2.89，則==3.17，則可以得出實(shí)際傳動(dòng)比=9.16.3.2主減速齒輪載荷計(jì)算重卡汽車在運(yùn)行時(shí)，其設(shè)計(jì)的主減速器要受到極大的沖擊力，所以需要對(duì)主減速器里的減速齒輪副進(jìn)行載荷計(jì)算，保證設(shè)計(jì)的合理性，公式如下：上述公式中，各個(gè)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(dòng)齒輪比，=48.55；——傳動(dòng)效率，本文取0.9；——安全參數(shù)，本文取1；——驅(qū)動(dòng)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(jì)算結(jié)果為：=69912N.m上述公式中，各個(gè)參數(shù)所代指的意義如下：——車輛在超載時(shí)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(shí)，前軸分配載荷為36%，后軸為64%，計(jì)算前后軸載荷：將計(jì)算結(jié)果代入（3-5）之中，得到=81600N.m經(jīng)過上述的計(jì)算，比較與值的大小，選擇=69912作為最大的額定載荷進(jìn)行檢驗(yàn)，計(jì)算主減速器的平均轉(zhuǎn)矩值：上述公式中，各個(gè)參數(shù)所代指的意義如下：——車輛總重量為25t；——使用掛車時(shí)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(shí)取=0.018；——汽車上坡時(shí)系數(shù)，本文在滿載時(shí)取=0.8；——發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)，本文在滿載時(shí)取=0；將計(jì)算結(jié)果代入（3-8）之中，所得最大應(yīng)載荷計(jì)算量為122700N.m。3.3一級(jí)主減速齒輪參數(shù)計(jì)算3.3.1傳動(dòng)比計(jì)算在本論文的雙級(jí)主減速器的設(shè)計(jì)過程中，一級(jí)傳動(dòng)比小于二級(jí)傳動(dòng)比，所以在齒輪齒數(shù)的選擇之上，一級(jí)主動(dòng)齒輪的齒數(shù)應(yīng)該大于二級(jí)齒輪齒數(shù)，再上述文章中，我們將一級(jí)齒輪齒數(shù)選擇的值為11，所以二級(jí)齒輪齒數(shù)應(yīng)該=11x2.89=31.79，查閱手冊(cè)將齒數(shù)設(shè)定為29個(gè)，所以實(shí)際傳動(dòng)比2.64，=3.47。3.3.2節(jié)圓直徑參數(shù)計(jì)算在進(jìn)行節(jié)圓直徑的參數(shù)計(jì)算過程中，需要對(duì)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(jì)算應(yīng)力載荷較小進(jìn)行計(jì)算，其公式如下：上述公式中，各個(gè)參數(shù)所代指的意義如下：——計(jì)算設(shè)計(jì)軸的直徑系數(shù)，通常取值范圍為13-16之間；——計(jì)算使用的轉(zhuǎn)矩值，使用69912/3.47=20147.55N.m，所計(jì)算的值就是主減速器的第一級(jí)齒輪受最大應(yīng)力載荷所承受的轉(zhuǎn)矩值：將計(jì)算結(jié)果一級(jí)各個(gè)參數(shù)代入（3-9）之中，得到=353.74~435.39mm，為后續(xù)計(jì)算方便考慮，將d2定值為400mm。3.3.3齒輪端面模數(shù)計(jì)算通上述計(jì)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(jì)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(jì)規(guī)范，齒輪再搭配使用的時(shí)候，一般主動(dòng)錐齒輪的螺旋方向?yàn)樽笮?，從?dòng)錐齒輪的螺旋方向?yàn)橛倚?，這樣才可以保證齒輪在運(yùn)行時(shí)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(jì)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(yùn)行時(shí)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(yùn)行過程中平穩(wěn)且噪音小。3.3.7錐齒輪壓力角的選擇對(duì)于壓力角的選擇，通常在齒輪設(shè)計(jì)中β取值為20°，適用于現(xiàn)在錐齒輪的運(yùn)行過程。3.3.8錐齒輪參數(shù)表表3.2一級(jí)齒輪各設(shè)計(jì)參數(shù)表序號(hào)名稱設(shè)計(jì)過程參數(shù)值1一級(jí)齒輪齒數(shù)112二級(jí)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(jí)主減速齒輪參數(shù)計(jì)算3.4.1齒輪彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪表面的彎曲疲勞值，其計(jì)算結(jié)果應(yīng)該小于許用彎曲應(yīng)力計(jì)算公式如下：=680Mpa上述公式中，各個(gè)參數(shù)所代指的意義如下：——載荷系數(shù)，本次設(shè)計(jì)的齒輪其精度為8級(jí)，所以本論文取值為1.3；——二級(jí)齒輪在最大應(yīng)力載荷收到的轉(zhuǎn)矩；——齒輪寬度；——計(jì)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(dòng)載以及變位系數(shù)組成，其中的計(jì)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(jìn)行比值，挑選比值小的齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校驗(yàn)計(jì)算，其公式如下：﹥經(jīng)過上述計(jì)算結(jié)果，將對(duì)小齒輪進(jìn)行彎曲強(qiáng)度檢驗(yàn)計(jì)算，其公式如下：=8.65mm查閱相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)表格手冊(cè)，得二級(jí)齒輪模數(shù)取mn=9mm3.4.2二級(jí)主減速齒輪參數(shù)表通過上述計(jì)算，計(jì)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(jì)參數(shù)表序號(hào)名稱設(shè)計(jì)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(jì)算斜齒圓柱齒輪的各個(gè)參數(shù)，計(jì)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(jì)算ha=9mm，齒根高系數(shù)計(jì)算hf=11.25mm，齒高計(jì)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(shí)具有一定的預(yù)留間隙，則b=132mm。3.5一級(jí)主動(dòng)錐齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算根據(jù)上述計(jì)算所得的結(jié)果，對(duì)齒輪進(jìn)行相應(yīng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在設(shè)計(jì)過程中應(yīng)該考慮到裝配時(shí)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(jì)圖如3-1所示：圖3.1一級(jí)主動(dòng)錐齒輪圖其設(shè)計(jì)的軸分成8段，從左往右進(jìn)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(jì)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(zhǎng)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(jì)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(zhǎng)度為60mm;上述錐齒輪設(shè)計(jì)總長(zhǎng)為260mm。3.6中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算二級(jí)齒輪在傳動(dòng)時(shí)需要與一級(jí)齒輪進(jìn)行嚙合，在這中間需要中間軸進(jìn)行轉(zhuǎn)矩的傳輸，其設(shè)計(jì)圖如3-2所示：圖3.2中間軸圖其設(shè)計(jì)的軸分成8段，從左往右進(jìn)行尺寸的介紹，其每段尺寸要求如下：（1）進(jìn)行配合安裝，安裝對(duì)象為軸承箱，其設(shè)計(jì)軸承直徑為80mm，寬度42，倒角寬度1mm；（2）滿足設(shè)計(jì)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(jì)尺寸不足的預(yù)留位置，直徑為100mm，寬度為22mm；（5）凸臺(tái)設(shè)計(jì)，與錐齒輪進(jìn)行配合安裝，其設(shè)計(jì)尺寸與動(dòng)齒輪一樣，軸徑為186mm，軸寬38mm；（6）圓盤設(shè)計(jì)，與錐齒輪進(jìn)行配合安裝，其設(shè)計(jì)尺寸與動(dòng)齒輪一樣，軸徑為232mm，軸寬22mm；（7）退刀軸設(shè)計(jì)，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(jì)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(jiǎn)圖如圖3.3所示：圖3.3雙減速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖第4章主減速器的結(jié)構(gòu)校核4.1一級(jí)主減速齒輪校核4.1.1錐齒輪校核在進(jìn)行錐齒輪的強(qiáng)度校核時(shí)，需要計(jì)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(gè)參數(shù)所代指的意義如下：——代指錐齒輪在受到載荷時(shí)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(dòng)齒輪的齒寬，取值50mm。圖4.1主動(dòng)錐齒輪受力圖所以當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)處于最大的轉(zhuǎn)矩的時(shí)候，其計(jì)算公式如下：按照后車滿載荷的狀態(tài)下的計(jì)算公式如下：上述公式中，各個(gè)參數(shù)所代指的意義如下：——后車滿載時(shí)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(dòng)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(shí)候許用圓周力=3439N.m，而計(jì)算出來的少于，校核計(jì)算成功。4.1.2齒輪彎曲強(qiáng)度校核對(duì)錐齒輪的齒面進(jìn)行許用彎曲應(yīng)力進(jìn)行校核，其計(jì)算公式如下：上述公式中，各個(gè)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(gè)齒輪的彎曲計(jì)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(gè)參數(shù)進(jìn)行代入，計(jì)算相應(yīng)的公式如下：經(jīng)過上述計(jì)算可以得知，目前錐齒輪的齒面主要承受的問題是齒面點(diǎn)蝕以及齒根節(jié)點(diǎn)處斷裂的問題，根據(jù)上述公式計(jì)算過程中，其齒面的許用彎曲應(yīng)力是700Mpa，而上述計(jì)算的值均小于許用應(yīng)力值，所以檢驗(yàn)校核成功。4.1.3齒輪接觸強(qiáng)度校核對(duì)錐齒輪的齒面進(jìn)行許用接觸應(yīng)力進(jìn)行校核，其計(jì)算公式如下：上述公式中，各個(gè)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(jí)齒輪的計(jì)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(gè)齒輪的接觸計(jì)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(gè)參數(shù)進(jìn)行代入，計(jì)算相應(yīng)的公式如下：經(jīng)過上述計(jì)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(dòng)齒面的許用接觸應(yīng)力是1750Mpa，而上述計(jì)算的值均小于許用接觸應(yīng)力值，所以檢驗(yàn)校核成。4.2二級(jí)主減速齒輪校核4.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度校核對(duì)二級(jí)齒輪的齒面進(jìn)行許用彎曲應(yīng)力進(jìn)行校核，對(duì)主動(dòng)從動(dòng)齒輪進(jìn)行計(jì)算，其計(jì)算公式如下：上述的計(jì)算結(jié)果，均小于許用彎曲應(yīng)力值MPa，校核檢驗(yàn)成功。4.2.2齒輪接觸強(qiáng)度校核上述公式中，各個(gè)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(diǎn)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(gè)參數(shù)進(jìn)行代入，計(jì)算結(jié)果為：=1356.56MPa和=1236.47MPa。經(jīng)過上述計(jì)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(dòng)齒面的許用接觸應(yīng)力是1236.47Mpa，而上述計(jì)算的值均小于許用接觸應(yīng)力值1500Mpa，所以檢驗(yàn)校核成。4.3錐齒輪軸校核對(duì)錐齒輪上的齒輪軸進(jìn)行設(shè)計(jì)校核，目前齒輪軸上所受到的轉(zhuǎn)矩為8946.66N.m，對(duì)上述的轉(zhuǎn)矩進(jìn)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(jì)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(jì)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(jì)算水平彎矩，其公式如下：=1680.92N.m根據(jù)上述計(jì)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(jì)算垂直彎矩，其公式如下：==934.56N.m根據(jù)上述計(jì)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(jì)算的水平彎矩以及垂直彎矩，進(jìn)行合成彎矩的計(jì)算：=1933.54N.m根據(jù)上述計(jì)算所得的結(jié)果，可以得知后軸彎矩受力值最大，所以對(duì)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(jì)要求。4.4中間軸校核對(duì)錐齒輪上的中間軸進(jìn)行設(shè)計(jì)校核，將中間軸上所受到的轉(zhuǎn)矩進(jìn)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(jì)算可以得知從動(dòng)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(dòng)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(jì)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(jì)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(jì)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(jì)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(jì)算的水平彎矩以及垂直彎矩，進(jìn)行合成彎矩的計(jì)算：根據(jù)上述計(jì)算所得的結(jié)果，所以對(duì)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(jì)要求。第5章主減速器三維建模5.1Pro/E軟件簡(jiǎn)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(jì)運(yùn)行的理念融合了并行設(shè)計(jì)、柔性設(shè)計(jì)、參數(shù)化設(shè)計(jì)以及系統(tǒng)靈敏度設(shè)計(jì)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(jì)以及自由曲面等功能是目前市場(chǎng)上很多二維軟件難以實(shí)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(jì)過程，主要的設(shè)計(jì)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(duì)設(shè)計(jì)的模型進(jìn)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(jì)需要在平面中進(jìn)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(duì)象進(jìn)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(duì)完成的模型進(jìn)行修正，利用復(fù)制以及陣列功能；對(duì)設(shè)計(jì)的模型進(jìn)行上色以及質(zhì)量分析。5.2.1錐齒輪零件設(shè)計(jì)本次設(shè)計(jì)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(jì)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(jì)中間軸只要是起到兩級(jí)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(jí)傳動(dòng)主動(dòng)齒輪零件設(shè)計(jì)二級(jí)傳動(dòng)主動(dòng)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(jí)傳動(dòng)主動(dòng)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(jì)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(jìn)行完成，最后組成一個(gè)整體并符合設(shè)計(jì)的要求。圖5.4裝配組件圖圖5.4兩級(jí)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(jì)的課題是東風(fēng)大力神（DFL3258A21）載貨汽車主減速器設(shè)計(jì)與優(yōu)化，針對(duì)該款的主減速器進(jìn)行了雙級(jí)減速器的設(shè)計(jì)，這樣的設(shè)計(jì)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(jìn)行了兩級(jí)減速齒輪副的設(shè)計(jì)，中間軸的設(shè)計(jì)以及錐齒輪軸的設(shè)計(jì)，并對(duì)設(shè)計(jì)的零件進(jìn)行了強(qiáng)度的校核，完成了二維圖紙的繪制。參考文獻(xiàn)[1]楊彥