载货汽车主减速器设计及三维建模

载货汽车主减速器设计及三维建模摘要本文以东风大力神型号重卡的主减速器作为研究对象，通过查阅文献资料和现场调研，了解目前国内外载货汽车的主减速器发展现状、工作原理和机械结构。本文首先主减速进行了总体方案设计。在此基础上，重点对原先的单级主减速器设计改变成双级主减速器，可以使减速器的整体结构布局更加的合理紧凑，工作时性能也更加可靠。另外双级主减速器的结构组成主要是由两个减速齿轮副，只要保证规定的间隙数值，其传动比例大于单级主减速器。而且这样设计的结构可以减少噪音量，使用时的机械磨损量少，增加寿命时间，对双级主减速器进行了结设计、受力分析以及强度计算，保证双级主减速器安全稳定性。同时绘制了主减速器中的圆柱齿轮，锥齿轮的零件图和主减速器装配图。关键词：主减速器；减速齿轮副；参数设计；合理性目录TOC\o"1-3"\h\u6687第1章绪论 第1章绪论1.1研究目的随着经济的快速发展，基础设施的建设需求与日俱增，大吨数载货汽车的需求量也开始快速增长。再这样的经济发展之中，汽车产业已经不知不觉中已经成为国家实体经济中的重要支柱，成为衡量国家现代化工业的重要标准[1]。在这样的重要经济建设下，东风风神等自卸载货汽车也是汽车现代化工艺的体现，目前国内的自主研发的自卸车发展状况非常迅速[2]，其销售量据调查已经达到了15万辆左右，占据全球重卡载货汽车的一半市场以，其销售增长率呈现上升趋势，较上一年的销售量增加了20%左右[3]。对于汽车的动力性能的最佳体现取决于汽车发动机的性能以及传动效率。优秀的汽车发动机的参数设计需要传动系统的合理选择[12]，虽然底盘设计也很重要，但是相较于发动机而言还是稍逊一筹。合理的传动系统可以提高发动机的运转效率，是燃料的使用效率增高，减少发动机齿轮的磨损程度，使发动机的使用寿命大幅度提高[13]。目前汽车的传动系统设计之中最为重要的就是驱动桥的设计，是汽车传动系统的核心部件。根据相关的调查报告可以得知，汽车故障率基本上有将近25%发生在驱动桥部件中[14]，而主减速器作为驱动桥机构的组成部件，其意义是非常关键的。主减速器的设计性能优秀否直接影响汽车的动力性能，燃油效率以及操作控制的稳定性、安全性、行车过程中的噪音含量，还直接影响发动机的使用寿命长短等诸多问题。所以本论文将针对主减速器这一关键部件进行合理的参数设计，做到发动机的传比效率最优化。1.2国内外现状研究1.2.1国外研究现状由于国外的汽车产业发展时间较早，已经形成了规模的发展体系，其中以欧美日韩为代表的汽车产业建设尤为成功。他们对于主减速器的设计使用更加成熟。其中戴姆勒公司通过In-SooSuh等测试方法对主减速器进行设计优化，通过测出车内行驶时的噪音量与发动机传动系统扭矩值，探究改进主减速器的优化[4]。伟世通公司的设计人员利用EDS软件优化主减速器的齿轮结构，分析齿轮传递时的能量损耗，并基于这样的分析现状建立动力学模型，分析主减速器的传动系统，研究在传动过程中发动机的齿轮啮合噪音量，根据分析结果对主减速器的结构进行迭代设计计算[5]。外国的科研者TadashiTakeuchi和KazuhideTogai等人通过CAE建模仿真分析主减速器中的齿轮主要问题是出自于啮合过程中传动比误差所导致的[6]。这样分析主减速器中的齿轮传动问题更加合理规范。另外国外的加工工艺已经采取了电脑化编程，采用模块化设计，直接进行产品的配套化生产，生产效率更加高效，适合现在的工业化体系发展。1.2.2国内研究现状与国外的长期对汽车产业的研究制造不同，我国对汽车产业发展时间较晚，对于发动机的主减速器研究开始的就更加晚了。直到1978年前后，我国才开始通过对发动机等机械设备的疲劳值测试，形成相关的理论体系[7]。到上世纪末，我国才针对发动机的驱动桥部分提出相应的检测方法理论以及标准规定值等，为后续的重卡主减速器设计提供了相关的理论依据[8]。在近几年时间，长春理工大学的郭岩通过对比的科研手法对现有的主减速器进行改进开发设计，对主减速器的布局结构进行理论的计算，在计算修改的之后对主减速器加以道路试验、台架试验等，加快了主减速器的结构设计过程[9]。东风公司的科研人员通过设计开发一款独立悬架的重型驱动桥，其设计的构思精妙，对于汽车运行时的稳定性以及安全性有着大幅度的提高[10]。哈尔滨工业大学的科研人员通过研究齿轮传动效率在不同的工作情况下的变化，必将其变化融入到弹性接触理论之中，通过齿轮啮合时的冲击力以及冲击角，建立相应的动力学模型。用动力模型描述齿轮啮合在不同工作状态下的稳态分析以及瞬态分析。在进行一系列实验之后，其数据表明在冲击力大的场合，齿轮的啮合的瞬态啮合力大于稳态啮合力数值，导致其冲击时间更长。而且冲击力在不同的工作环境中会改变齿轮的啮合周期，会增大齿轮的摩擦力，加强对切向齿轮的冲击作用，缩短齿轮的使用寿命，为后续的主减速器的两个减速齿轮副提供设计参考及思路[11]。目前国内的汽车设计过程所采用的方法还是非常传统的，通过设计出初步的发动机，在进行一些列的道路测试以及各种实验。再根据顾客的需求进行改进，再进行测试，如此反复的设计与测试过程无疑中加剧了成本的消耗，对人力物力也是极大的浪费，而且这样修改而成的主减速器虽然达到了客户的需求，但实际上发动机与传动系统的搭配并不是很合理的，没有达到设计的最佳情况。目前国内有部分企业开始使用计算机对设计的发动机进行仿真模拟试验，这样那个可以减少人力物力的消耗，还可以使设计的数据最大合理化，提高重卡汽车的动力性能以及燃油效率，相信在这样的设计体系之下，重卡的主减速器的发展会突飞猛进。1.3现有问题分析目前的汽车驱动桥系统功率在传动过程中存在很多的损失问题，其传动效率的的主要损失是由主减速器所导致的。目前主减速器在工作时所导致传递功率减少的主要原因是主减速器齿轮、轴承在啮合过程中所产生的机械以及压液力损失。所以主减速器的设计好坏直接影响汽车的动力性能以及燃油效率。本论文将通过对东风大力神的设计参数对主减速器进行设计，并通过建立相关的仿真模型对设计的主减速器进行传动效率分析，并进行优化改进。第2章主减速器的选择2.1主减速器的方案选择汽车发动机的重要组成部件就是驱动桥机构，它位于汽车传动系统的末端，其功能主要是传递变速箱所产生的转矩，将其转矩的力分配至汽车的行驶轮之中，为汽车的运行提供动力。而且驱动桥机构除了传递转矩之外还将肩负着路面与车底盘之间的间隙的调节功能，防止车在运行中出现底盘与路面出现磕碰情况。而驱动桥机构的核心部件就是主减速器总成，不同设计情况下的主减速器的结构是非常不同的，目前市场上主要流行的主减速器设计方案有中央减速器以及轮边减速器两种，其设计方案方式是由减速器所安置的位置决定的。如果按照减速器上的齿轮辐数目还可以分成单级主减速器以及双级主减速器。目前单级主减速器在市场上主要用于桥车以及轻型的载货汽车等，而重型载货汽车主要使用双级主减速器，原因是双级主减速器的传动比大，传动效率更佳，可以保证发动机中的燃料使用率。而本文设计的东风大力神载货汽车则是一款重型载货汽车，所以在主减速器的选择上应该选择双级主减速器，适用于重卡这样的大型载货汽车。2.2主减速器的设计要求现在的市场上主减速器在经历更新换代，面对汽车行业以及国家政策下的高标准要求，主减速器的发展方向主要这个方面发展：（1）使用性能更佳，传动效率高。（2）进行模块化设计，方便组装。（3）设计不再单一化，面对不同的车型可以有着不同的设计方案。其规定的设计标准如下：（1）在面对汽车的设计要求之下所进行设计的主减速器应该让汽车的动力性能大幅度提高以及使燃料的使用效率更强。（2）双级主减速器在设计过程中应该保证结构布局的合理，结构尺寸紧凑，在运行过程中保证一定的离地间隙，防止磕碰；另外齿轮在进行啮合运动时所产生的噪音小，不影响驾驶员的状态。（3）适用于各个道路情况以及各个天气状况的使用。（4）所设计的双级主减速机在校核强度的保证下，应该保证其整体质量的轻便，较少燃料使用。（5）设计结构简单，可以进行整体流水线加工，方便安装以及维修。2.3主减速器的齿轮选择目前的主减速器中的两个减速齿轮副在设计中所采用的齿轮不同，其第一级齿轮使用的螺旋锥齿轮，齿轮角度一般是90°的交角，这样的齿轮布局放置可以使主减速器承受更大的冲击力，而且该齿轮在啮合过程中所产生的噪音更少，充分啮合的情况也可以保证发动机的运行更加稳定，其传动效率比可以高达99%，加工制造工艺简单，在运行的过程中不需要外设润滑装置，减少成本的消耗。第二级齿轮采用的是圆柱齿轮，其齿轮的轴线都是呈现垂直状态，这样的齿轮在布局设计中可以在第一级齿轮传递后将转矩更加平稳的传递，还可以增加主减速器整体的强度，提高接触强度。而且在圆柱齿轮的设计之中，若是将齿轮的齿轮数减少，其传动效率还将提高，这样的设计将车与地面的间隙扩大，但是目前圆柱齿轮的加工制造工艺难度较大，制造精度高。第3章主减速器的基本参数设计3.1主减速器的参数本论文设计的东风大力神载货汽车是重卡汽车，选取的型号为DFL3258A21，其结构参数如表3-1所示：表3.1东风大力神（DFL3258A21）载货汽车参数表项目符号设计规格驱动形式6x4整车重量/t11.91总质量/t25轮胎规格12.00-20发动机最大马力350最大输出功率/kw257kw最大输出功率转速1900rpm最大扭矩1600n.m最大扭矩转速1100-1500rpm变速器传动比5.30.7车轴距4050±1350m最高时速/km/h80km/h根据表格数据可以发现，该款重卡汽车采用的轮胎规格是12.00-20，可以计算得出轮胎的直径：面对重卡汽车的设计，将其发动机最大输出功率转速用ng表示，计算重卡的传动比：上述公式中，各个参数所代指的意义如下：D——轮胎直径；ng——最大输出功率转速；Vmax——最高时速；——变速器最大传动比；对所得的传动比进行校核计算，其公式如下：=上述公式中，各个参数所代指的意义如下：上述公式中，各个参数所代指的意义如下：D——轮胎直径；ng——最大输出功率转速；Vmax——最高时速；——变速器最大传动比；——其余变速器传动比，取=1；——轮边传动比，取=1；另外根据相关表格查询，取功率浮动系数为0.45，将轮胎直径、转速、最高时速等参数代入，所以的计算=9.16，其传动比大于设计规定的7.6，所以本论文设计采用双级主减速器的设计。所以根据相关规定，二级传动比与一级传动比的比率在0.5—2.1之间。所以本文选取的比值为1.1，其一级传动比的齿轮齿数大多选择在9-15之间，所以本文为了设计的要求，选择齿数=11，则可以计算=2.89，则==3.17，则可以得出实际传动比=9.16.3.2主减速齿轮载荷计算重卡汽车在运行时，其设计的主减速器要受到极大的冲击力，所以需要对主减速器里的减速齿轮副进行载荷计算，保证设计的合理性，公式如下：上述公式中，各个参数所代指的意义如下：——最大的额定载荷；——转矩最大值；——传动齿轮比，=48.55；——传动效率，本文取0.9；——安全参数，本文取1；——驱动桥数，本文取1；由公式（3-4）得知，将最大转矩1600带入式中，再代入其他参数，计算结果为：=69912N.m上述公式中，各个参数所代指的意义如下：——车辆在超载时的负荷值；——道路安全系数，取决于轮胎规格的安装，本文取0.85；——轮胎直径；——安全参数，本文取1；由于大力神该款重卡采取的的规格是6x4，总质量为25t，后桥允许载重16t，所以满载时，前轴分配载荷为36%，后轴为64%，计算前后轴载荷：将计算结果代入（3-5）之中，得到=81600N.m经过上述的计算，比较与值的大小，选择=69912作为最大的额定载荷进行检验，计算主减速器的平均转矩值：上述公式中，各个参数所代指的意义如下：——车辆总重量为25t；——使用挂车时的重量，本文无挂车，取0：——轮胎直径；——道路摩擦系数，本文在满载时取=0.018；——汽车上坡时系数，本文在满载时取=0.8；——发动机参数，本文在满载时取=0；将计算结果代入（3-8）之中，所得最大应载荷计算量为122700N.m。3.3一级主减速齿轮参数计算3.3.1传动比计算在本论文的双级主减速器的设计过程中，一级传动比小于二级传动比，所以在齿轮齿数的选择之上，一级主动齿轮的齿数应该大于二级齿轮齿数，再上述文章中，我们将一级齿轮齿数选择的值为11，所以二级齿轮齿数应该=11x2.89=31.79，查阅手册将齿数设定为29个，所以实际传动比2.64，=3.47。3.3.2节圆直径参数计算在进行节圆直径的参数计算过程中，需要对通过转矩确定应力载荷，其中使用的应力载荷应选取，用计算应力载荷较小进行计算，其公式如下：上述公式中，各个参数所代指的意义如下：——计算设计轴的直径系数，通常取值范围为13-16之间；——计算使用的转矩值，使用69912/3.47=20147.55N.m，所计算的值就是主减速器的第一级齿轮受最大应力载荷所承受的转矩值：将计算结果一级各个参数代入（3-9）之中，得到=353.74~435.39mm，为后续计算方便考虑，将d2定值为400mm。3.3.3齿轮端面模数计算通上述计算所得的d2定值为400mm，所以可以得出端面模数mt=d2/z2=14.3.3.4齿轮端宽计算齿轮齿面宽度b=0.155d2=400x0.155=62mm，所以齿轮宽度取值62mm。3.3.5锥齿轮螺旋方向根据相关的设计规范，齿轮再搭配使用的时候，一般主动锥齿轮的螺旋方向为左旋，从动锥齿轮的螺旋方向为右旋，这样才可以保证齿轮在运行时啮合性的良好，可以起到相互作用力的效果。3.3.6锥齿轮螺旋角的选择按照设计的常规标准，齿轮的螺旋压力角应该选择α=35°，适用于现在锥齿轮运行时标准，防止螺旋角过大，导致锥齿轮收到的轴向切力过大，是齿轮在运行过程中平稳且噪音小。3.3.7锥齿轮压力角的选择对于压力角的选择，通常在齿轮设计中β取值为20°，适用于现在锥齿轮的运行过程。3.3.8锥齿轮参数表表3.2一级齿轮各设计参数表序号名称设计过程参数值1一级齿轮齿数112二级齿轮齿数293模数mt14（mm）4齿宽b62（mm）5压力角α20°6分度圆直径d=mzd1=154（mm）d2=406（mm）7齿顶高系数ha*18齿根高系数Hf*0.259齿顶圆直径Dd=（z+2）mDd1=182Dd2=43410齿根圆直径Dg=Dd-4.5mDg1=119Dg2=36511螺旋角β35°3.4二级主减速齿轮参数计算3.4.1齿轮弯曲强度设计计算齿轮表面的弯曲疲劳值，其计算结果应该小于许用弯曲应力计算公式如下：=680Mpa上述公式中，各个参数所代指的意义如下：——载荷系数，本次设计的齿轮其精度为8级，所以本论文取值为1.3；——二级齿轮在最大应力载荷收到的转矩；——齿轮宽度；——计算齿轮的分度圆直径；——模数；——齿型系数，其中的齿形系数是由载荷、使用、动载以及变位系数组成，其中的计算=KAKVKαKβ,得到的=2.96；；——应力修正系数，经过表格查询得知=1.55，；将齿形系数与应力修正系数乘积和许用弯曲应力进行比值，挑选比值小的齿轮进行强度校验计算，其公式如下：﹥经过上述计算结果，将对小齿轮进行弯曲强度检验计算，其公式如下：=8.65mm查阅相关标准表格手册，得二级齿轮模数取mn=9mm3.4.2二级主减速齿轮参数表通过上述计算，计算斜齿圆柱齿轮加工所需要的参数值，具体情况如表3-3所示：表3.3斜齿圆柱齿轮各设计参数表序号名称设计过程参数值1压力角α20°2分度圆直径d3齿顶高系数ha*14齿根高系数Hf*0.255齿顶圆直径Dd=（z+2）mDd1=182Dd2=4346齿根圆直径Dg=Dd-4.5mDg1=119Dg2=3657中心距a通过上述表格公式，计算斜齿圆柱齿轮的各个参数，计算结果如下：中心距=318.56mm，则中心距取整数的原则为319mm；齿顶高系数计算ha=9mm，齿根高系数计算hf=11.25mm，齿高计算为20.25mm，分度圆直径d1=159mm，分度圆直径d2=477mm，齿顶圆直径da1=177mm，齿顶圆直径da2=495mm，齿根圆直径df1=139mm，齿根圆直径df2=455mm，齿轮齿宽b=127.22mm，为了保证安装时具有一定的预留间隙，则b=132mm。3.5一级主动锥齿轮设计计算根据上述计算所得的结果，对齿轮进行相应的结构设计，在设计过程中应该考虑到装配时的间隙问题，以及轴承在安装过程中考虑的配合问题，其设计图如3-1所示：图3.1一级主动锥齿轮图其设计的轴分成8段，从左往右进行尺寸的介绍，其每段尺寸要求如下：：锥面，其齿轮宽度为50mm，齿轮大端面直径为110mm，齿顶圆直径为132.22mm；：配合轴承安装，由于设计是锥齿轮，所使用的配合轴承为30316，轴端最小直径为80mm，宽度为26mm，轴端最大直径为140mm，宽度为25mm，轴径为80mm；轴大端直径为80mm，轴小端直径为60mm，123三段总长为80mm；轴径60mm;轴大端直径为70mm，轴小端直径为60mm；配合轴承安装，所使用的配合轴承为30314，，轴端最小直径为70mm，宽度为24mm，轴端最大直径为125mm，轴径为80mm，宽度为21mm；采用花键连接，设计的花键尺寸为分度圆直径58mm，齿顶圆直径为62mm，花键健宽为62mm；制造成螺栓轴状态，螺栓直径为M36，长度为60mm;上述锥齿轮设计总长为260mm。3.6中间轴设计计算二级齿轮在传动时需要与一级齿轮进行啮合，在这中间需要中间轴进行转矩的传输，其设计图如3-2所示：图3.2中间轴图其设计的轴分成8段，从左往右进行尺寸的介绍，其每段尺寸要求如下：（1）进行配合安装，安装对象为轴承箱，其设计轴承直径为80mm，宽度42，倒角宽度1mm；（2）满足设计尺寸不足的预留位置，直径为92mm，宽度为39.5mm；（3）斜齿圆柱齿轮，齿宽为159mm，齿顶圆177mm；（4）满足设计尺寸不足的预留位置，直径为100mm，宽度为22mm；（5）凸台设计，与锥齿轮进行配合安装，其设计尺寸与动齿轮一样，轴径为186mm，轴宽38mm；（6）圆盘设计，与锥齿轮进行配合安装，其设计尺寸与动齿轮一样，轴径为232mm，轴宽22mm；（7）退刀轴设计，方便加工，轴径为75mm，轴宽为13.5mm；（8）采用的配合状态与1段相同，其设计要保证安装的间隙，轴径为80mm，轴宽为59mm。其中双减速器结构简图如图3.3所示：图3.3双减速器结构简图第4章主减速器的结构校核4.1一级主减速齿轮校核4.1.1锥齿轮校核在进行锥齿轮的强度校核时，需要计算出锥齿轮面受到的圆周力，其受力图如图4-1所示，其公式如下所示：上述公式中，各个参数所代指的意义如下：——代指锥齿轮在受到载荷时单位量上的圆周力；——在最大转矩下的，受到的最大应力载荷单位量上的圆周力；——从动齿轮的齿宽，取值50mm。图4.1主动锥齿轮受力图所以当发动机处于最大的转矩的时候，其计算公式如下：按照后车满载荷的状态下的计算公式如下：上述公式中，各个参数所代指的意义如下：——后车满载时的载荷重量；——车与地面的摩擦系数，取值=0.85；——汽车轮胎规格；——从动轮直径。根据相关的表格查询，可以得知在重卡一档位的时候许用圆周力=3439N.m，而计算出来的少于，校核计算成功。4.1.2齿轮弯曲强度校核对锥齿轮的齿面进行许用弯曲应力进行校核，其计算公式如下：上述公式中，各个参数所代指的意义如下：——超载系数1.0；——尺寸系数==0.792；——载荷分配系数，＝1.10～1.25；取=1.2；——质量系数，取1；——端面模数，mm。=10mm；——齿面宽度，mm；——齿轮齿数；——齿轮所受的转矩，N•m；W——弯曲应力用的综合系数。通过上提我们可以得知，其两个齿轮的弯曲计算综合系数不同，其小齿轮取值w1=0.22，其大齿轮取值w2=0.187。根据上述公式，将各个参数进行代入，计算相应的公式如下：经过上述计算可以得知，目前锥齿轮的齿面主要承受的问题是齿面点蚀以及齿根节点处断裂的问题，根据上述公式计算过程中，其齿面的许用弯曲应力是700Mpa，而上述计算的值均小于许用应力值，所以检验校核成功。4.1.3齿轮接触强度校核对锥齿轮的齿面进行许用接触应力进行校核，其计算公式如下：上述公式中，各个参数所代指的意义如下：——齿轮制造的所使用的材料，其弹性系数，本文取232.6:；，，——=1，=1.2，=1；——取1；——齿轮表面的综合系数，本文取值1表；——目前一级齿轮的计算；——接触应力的综合系数。通过上提我们可以得知，其两个齿轮的接触计算综合系数不同，其小齿轮取值j1=2.73，其大齿轮取值j2=10.46。根据上述公式，将各个参数进行代入，计算相应的公式如下：经过上述计算可以得知，目前锥齿轮的主齿轮的许用接触应力为2800Mpa，其从动齿面的许用接触应力是1750Mpa，而上述计算的值均小于许用接触应力值，所以检验校核成。4.2二级主减速齿轮校核4.2.1齿轮弯曲强度校核对二级齿轮的齿面进行许用弯曲应力进行校核，对主动从动齿轮进行计算，其计算公式如下：上述的计算结果，均小于许用弯曲应力值MPa，校核检验成功。4.2.2齿轮接触强度校核上述公式中，各个参数所代指的意义如下：——齿轮制造的所使用的材料，其弹性系数，本文取2.5；——节点区域系数，本文取189.8；——螺旋角系数，本文取0.98；——齿数比，本文取3。根据上述公式，将各个参数进行代入，计算结果为：=1356.56MPa和=1236.47MPa。经过上述计算可以得知，目前斜齿圆柱齿轮的主齿轮的许用接触应力为1356.56Mpa，其从动齿面的许用接触应力是1236.47Mpa，而上述计算的值均小于许用接触应力值1500Mpa，所以检验校核成。4.3锥齿轮轴校核对锥齿轮上的齿轮轴进行设计校核，目前齿轮轴上所受到的转矩为8946.66N.m，对上述的转矩进行受力分析，将转矩转化成圆周力、轴向力以及径向力。由此通过计算可以得知圆周力P=11255.18N.m，轴向力A=11682.35N.m，径向力R=21450.61N.m，所以可以计算得知两周所受到的径向力以及轴向里的值，其中径向力前段受力值为9267.07N，后端径向力受力值为21011.21N，轴向力前段值为0，轴向力后段值为11682.33N，其受力分析图如图4-4所示：图4.4锥齿轮受力分析图根据上述的图，可以计算水平弯矩，其公式如下：=1680.92N.m根据上述计算所得的结果，画出弯矩图，如图4-5所示：图4.5水平面弯矩图根据上述的图，可以计算垂直弯矩，其公式如下：==934.56N.m根据上述计算所得的结果，画出弯矩图，如图4-6所示：图4.6垂直面弯矩图将上述计算的水平弯矩以及垂直弯矩，进行合成弯矩的计算：=1933.54N.m根据上述计算所得的结果，可以得知后轴弯矩受力值最大，所以对轴的最小直径的校核，目前的许用弯曲应力是90Mpa，所以轴径最小直径应该大于59.89mm，而锥齿轮轴最小轴径为80mm，符合设计要求。4.4中间轴校核对锥齿轮上的中间轴进行设计校核，将中间轴上所受到的转矩进行受力分析，将转矩转化成圆周力、轴向力以及径向力。由此通过计算可以得知从动锥齿轮圆周力P=14413.26N.m，轴向力A=2538.24N.m，径向力R=11684.35N.m，另外主动圆柱齿轮P2=23109.45N.m，轴向力A2=6629.65N.m，径向力R2=8751.01N.m，轴承C所受到的轴向力Ac=0，径向力Rc=6827.05N.m，轴承D所受到的轴向力Ad=4059.19N.m，径向力Rd=9093.85，其受力分析图如图4-7所示：图4.7中间轴受力图根据上述的图，可以计算水平弯矩，其公式如下：=1059.34N.m=173.11N.m=409.23N.m=1136.54N.m根据上述计算所得的结果，画出弯矩图，如图4-8所示：图4.8水平面弯矩图根据上述的图，可以计算垂直弯矩，其公式如下：=0=1049.65N.m=-208.65N.m=-839.89N.m根据上述计算所得的结果，画出垂直弯矩图，如图4-9所示：图4.9垂直面弯矩图将上述计算的水平弯矩以及垂直弯矩，进行合成弯矩的计算：根据上述计算所得的结果，所以对轴的最小直径的校核，目前的许用弯曲应力是90Mpa，所以轴径最小直径应该大于50.62mm，而锥齿轮轴最小轴径为186mm，符合设计要求。第5章主减速器三维建模5.1Pro/E软件简介Pro/E软件作为目前世界上最为优秀的CAD系统软件之一，其设计运行的理念融合了并行设计、柔性设计、参数化设计以及系统灵敏度设计等技术。该软件的参数化以及全相关特性、干涉检查、组件设计以及自由曲面等功能是目前市场上很多二维软件难以实现的。Pro/E软件在建模的过程中主要采用自顶向下的设计过程，主要的设计步骤为建立控的组件、部件以及装配图。5.2主减速零件三维建模利用Pro/E软件建立模型之前需要对设计的模型进行其组成配件的了解，了解零件与零件之间的关系，以此来建立模型。本次的设计需要在平面中进行草绘，完成旋转、拉伸、扫描等基本特征来完成建模。因此完成Pro/E建模需要以下等条件：选择其中的平面为参考对象进行草绘工作；利用拉伸、旋转、扫描、混合等基本特征来完成模型的建立；对完成的模型进行修正，利用复制以及阵列功能；对设计的模型进行上色以及质量分析。5.2.1锥齿轮零件设计本次设计的锥齿轮通过输入参数，完成锥齿轮的毛坯件制造，在通过拉伸命令，通过输入计算公式完成锥齿轮的建立，其模型如图5.1所示：图5.1锥齿轮三维模型图5.2.2中间轴零件设计中间轴只要是起到两级齿轮副之间的传递作用，通过拉伸、选择基本特征来完成模型的建立。图5.2中间轴三维模型图5.2.3二级传动主动齿轮零件设计二级传动主动齿轮零件通过拉伸、选择基本特征来完成模型的建立。 图5.3二级传动主动齿轮三维模型图5.3主减速器装配在完成主减速器零件的绘制建模之后，按照零件的设计要求以及约束条件完成主减速器的装配。通过在Pro/E里面的模块中选择“组件”。模型的装配主要是通过一定的约束条件以及连接方式来进行完成，最后组成一个整体并符合设计的要求。图5.4装配组件图图5.4两级减速齿轮副装配图图5.5主减速装配图结论本论文的设计的课题是东风大力神（DFL3258A21）载货汽车主减速器设计与优化，针对该款的主减速器进行了双级减速器的设计，这样的设计可以使减速器的结构更加可靠稳定，在使用中产生的噪音量更少。而且通过汽车的数据进行了两级减速齿轮副的设计，中间轴的设计以及锥齿轮轴的设计，并对设计的零件进行了强度的校核，完成了二维图纸的绘制。参考文献[1]杨彦