华中科技大学文华学院
毕业设计（论文）
机车车轮联动机构的设计与仿真
学 生 姓 名： 徐 凡 学号：[1**********]2
学 部 （系）：机械与电气工程学部 专 业 年 级：09级机械设计与制造4班 指 导 教 师：李元科 职称或学位：教授
2012年5月22日
目录
摘要........................................................................................................................ 2
关键词：................................................................................................................ 2
前言........................................................................................................................ 2
1、绪论.................................................................................................................. 3
1.1 PRO/E软件在产品造型设计方面的应用 ..................................................... 3
2、机车车轮联动机构的设计及计算.................................................................. 5
2.1齿轮的弯曲强度计算...................................................................................... 9
2.2齿轮的接触强度计算：.................................................................................. 9
3、机车车轮联动机构的分析............................................................................ 10
4、机车车轮联动机构的零件三维造型............................................................ 13
4.1机构的三维造型............................................................................................ 13
4.2机构的二维图................................................................................................ 18
5、机车车轮联动机构的PROE 装配与仿真...................................................... 21
5.1机构的装配.................................................................................................... 21
5.2机构的仿真.................................................................................................... 24
参考文献.............................................................................................................. 25
致谢...................................................................................................................... 25
摘要
本文主要是在Pro/E软件设计平台上完成机车车轮联动机构的三维造型设计的。在整个设计的过程中，主要对机车车轮联动机构的各个零部件进行三维造型设计和色彩渲染，最后对各个零部件进行虚拟装配、动态仿真、全局干涉检查。通过对机车车轮联动机构的系统设计，肯定了Pro/E软件在造型设计、基本特征创建、组件虚拟装配、动态仿真、色彩渲染等方面的优势，从而使设计工作直观化、高效化、精确化。并充分证明了Pro/E软件在新产品的研究和开发中具有很重要的意义。
关键词：Pro/E；三维造型；虚拟装配；色彩渲染；动态仿真
前言
铁路运输业是一个独立的、特殊的物质生产部门，是发展经济、提高人民物质集体化生活水平的重要基础设施。由于国民经济的发展不断推动着铁路运输量的增长，铁路运输在国民经济的发展中处于重要的地位，是能源、矿类等重要物资的重要运输方式。铁路运输具有运量大、运价低且运距长的优势。在全球石油供求相对紧张的情况下, 由于铁路运输能源消耗量低, 系统价格低廉, 铁路运输因其技术经济特征优势受油价上涨影响相对较小。在公路运输普遍低迷的情况下, 铁路运输可以为社会运输需求提供充足的运力保证。
其次, 铁路运输具有绿色优势。首先, 在环境污染方面, 铁路所产生的废气、噪音干扰比其他运输方式都要低, 从各运输方式货运(吨/公里) 造成的单位污染强度来看, 公路是铁路的10倍。相对来说, 铁路对环境和生态平衡的影响程度较小, 特别是电气化铁路的影响更小; 其次在能耗方面, 等量运输下, 铁路明显优于公路和民航; 再者, 在土地资源方面, 铁路占地少, 利用率高, 在相同流量情况下, 铁路占地仅为公路的八分之一, 因此可以节省大量的土地, 使土地资源达到最有效的利用。
首先, 铁路货运有较完善的基础设施, 具有覆盖全国大部分地区的运输网络。截至2008年, 我国有9万公里铁路以及遍及全国的营业铁路运输网, 覆盖面广, 运输能力强, 成本低, 全天候和高度集中统一的优点是其他运输方式所不能代替的竞争优势。其次, 从地理位置来讲, 铁路物流具有成为物流配送中心的优势。铁路货场站大都处于城镇或区域的经济中心, 同时都具有大量的仓库、货场, 以及各种装卸设备设施。另外铁路还有直接与企业相连的各种专用线、专
用铁道等设施, 具备仓储、保管和运输的有利条件。提高主要体现在两个方面:一是规模的大型化, 为了进一步发展铁路物流的规模优势, 铁路货运车辆将向载重化发展, 如已出现载重量达71 500吨的超重货运列车; 二是速度的高速化, 铁路将通过提高运输速度, 不断缩小与航空运输、公路运输的差距。如法国在1990年制造了时速515.3km/h的高速列车, 日本1998年将实验时速提高到539km/h,我国当前正采取多种技术方案实现铁路的提速战略。总之货运向现代物流方向发展, 是我国铁路货运发展的必由之路。这是分析我国铁路货运经营状况, 科学的探讨我国铁路货运的内外部环境, 明确我国铁路货运业的优势和劣势、机会和威胁后得出的结论。铁路货运作为我国最大的运输企业, 是众多供应链下的重要物流环节, 在我国物流业的发展中占有重要的位置, 相信铁路货运业将一如既往, 积极探索推进我国现代物流业快速发展的有效途径, 为构筑货畅其流、方便准时、经济合理、用户满意的现代物流环境, 建设和完善专业化、社会化、现代化的物流服务网络做出新的贡献。
1、绪论
科学技术的迅猛发展，以前所未有的速度冲击和改变着我们的生活水平和生产方式。物质的极大丰富，使人们对各种产品的要求发生了根本性的变化。纯功能性的产品已经满足不了人们的生活需要。艺术的形态、人性化的设计成为大众首选的时尚，二十一世纪是设计的世纪，在激烈的市场竞争中，出色的造型设计将是企业成功的重要因素，因为它可以创造产品的个性，提升品牌的价值，使产品更具有竞争力。火车车轮是非常重要的火车零部件之一。由于其生产加工过程主要采用热加工成形工艺，当轮坯在各个工序间传递时流水线需要满足环境温度高、传递负载大、传递速度快、定位精度高等要求。因此，普通流水线的工件传递方式都不能很好地满足车轮热生产中各工序间的传递工作要求。机械手是能够模仿人体肢体部分功能并允许对其进行自动控件，使其按照预定要求输送工件或操持工具进行生产操作的自动化生产设备。它具有动作灵活可控、定位准确可靠、负载驱动力高、环境适应力强等特点。目前，机械手广泛应用于钢铁、海洋、石油、化工、物流搬运等生产自动化行业，大大减轻了工人劳动强度和劳动条件，提高了生产效率，稳定了产品质量。针对火车车轮各生产工序间轮坯传递的高负载、高温、高位置精度、高生产率等要求。
1.1 Pro/E软件在产品造型设计方面的应用
三维造型设计软件正广泛应用于工业产品的设计和制造过程。目前流行的大型设计应用软件（如Solid Works,UG,Pro/E）均能实现从产品的造型设计、精确设计、模具分型、模具结构设计和模具数控加工等一整套自动化功能，为美
化工业产品的外观造型、提高产品的精度和质量、缩短产品的设计和加工周期提供了非常有效的手段。
Pro/E软件是由1985年美国PTC 公司研发的计算机辅助工程设计软件。二十多年发展成为世界三维软件中的代表产品。作为高端的、全方位的三维产品设计开发软件，也成为国内最受欢迎的三维CAD/CAM软件，应用范围遍布汽车、机械、电子、模具等诸多行业
（1）参数化设计和特征功能Pro/Engineer是采用参数化设计的、基于特征的实体模型化系统，工程设计人员采用具有智能特性的基于特征的功能去生成模型、如腔、壳、倒角及圆角，您可以随意勾画草图，轻易改变模型。这一功能特性给工程设计者提供了在设计上从未有过的简易和灵活。
（2）单一数据库Pro/Engineer是建立在统一基层上的数据库上，不象一些传统的CAD/CAM系统建立在多个数据库上。所谓单一数据库，就是工程中的资料全部来自一个库，使得每一个独立用户在为一件产品造型而工作，不管他是哪 一个部门的。换言之，在整个设计过程的任何一处发生改动，亦可以前后反应在整个设计过程的相关环节上。
例如，一旦工程详图有改变，NC （数控）工具路径也会自动更新；组装工程图娟任何变动，也完全同样反应在整个三维模型上。这种独特的数据结构与工程设计的完整结合，使得一件产品的设计结合起来。这一优点，使得设计更优化，成品质量更高，产品能更好地推向市场，价格也更便宜。
（3）全相关性Pro/Engnineer的所有模块都是全相关的。这就意味着在产品开发过程中某一处进行的修改，能够扩展到整个设计中，同时自动更新所有的工程文档，包括装配体、设计图纸以及制造数据。全相关性鼓励在开发周期的任一点进行修改，却没有任何损失，并使并行工程成为可能，所以能够使开发后期的一些功能提前发挥其作用。
（4）基于特征的参数化造型Pro/Engineer使用户熟悉的特征作为产品几何模型的构造要素。这些特征是一些普通的机械对象，并且可以按预先设置很容易的进行修改。例如：设计特征有弧、圆角、倒角等等，它们对工程人员来说是很熟悉的，因而易于使用。装配、加工、制造以及其它学科都使用这些领域独特的特征。通过给这些特征设置参数（不但包括几何尺寸，还包括非几何属性）然后修改参数很容易的进行多次设计叠代，实现产品开发。
（5）数据管理加速投放市场，需要在较短的时间内开发更多的产品。为了实现这种效率必须允许多个学科的工程师同时找一产品进行开发。数据管理模块的开发研制，正是专门用于管理并行工程中同时进行的各项工作，由于使用了Pro/Engineer独特的全相关性功能，因而使之成为可能。
（6）装配管理Pro/Engineer的基本结构能够使您利用一些直观的命令，例如“啮合”、“插入”、“对齐”等很容易的把零件装配起来，同时保持设计意图。高级的功能支持大型复杂装配体的构造和管理，这些装配中零件的数量不受限制。
（7）易于使用 菜单以直观的方式联级出现，提供了逻辑项和预先选取的最普通选项，同时还提供了简短的菜单描述和完整的在线帮助，这种形式使得容易学习和使用。
2、机车车轮联动机构的设计及计算
以点E2作以F 为圆心，半径为AB （EF//AB）的圆周运动；而构件3上的点E3的轨迹显然也是以点F 为圆心、AB 长为半径的圆，即两者轨迹重合，因而增加了构件3及转动副E 、F 以后，并不影响机构的自由度。故在计算机构自由度时，应将构件3及转动副E 、F 除去。注意：若不满足AB 、CD 、EF 平行且相等的条件，则EF
杆为真实约束，机构不能运动。
图2-1轨迹重合
（2）两构件组成若干个导路中心线互相平行或重叠的移动副，如图2-2所示的D 处或E 处
图2-2虚约束图
（3）两构件组成若干个轴线互相重合的转动副，如图2-3所示的B 处或C 处。
（4）在机构整个运动过程中，如果其中某两构件上两点之间的距离始终不变，则连接此两点的两个转动副和一个构件形成的约束也是虚约束。如图2-4所示，若拆去转动副E 、F 和构件4，则E 、F 之间及构件4对机构运动不起约束作用，所以也是虚约束。
（5）机构中对运动不起作用的自由度（F=-1）的对称部分存在虚约束。如图2-5所示的行星轮系，实际上只要一个行星轮2就可以满足运动要求，而图中却采用了三个行星轮作对称副一起不予计算。注意O 处有两个转动副，该机构有三个活动构件，三个低副、两个高副，故可求得此机构的自由度为F=1应当指出的是：从机构运动的观点分析，机构的虚约束是多余的，但从增加机构的刚度和改善机构的受力条件来说却是有益的。此外，当机构具有虚约束时，通常对机构中零件的加工和机构的装配要求均较高，以满足特定的几何条件；否则，会使虚约束转化成真实约束而使机构不能运动。
齿轮转矩计算由于机车行驶时传动等载荷的不稳定性，因此要准确地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打滑时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即
T je =T e max i TL k o ηt /n
T j ϕ=G 2ϕr r /ηLB i LB （2-1） （2-2）
式中: T e max 一发动机最大转矩，N.m ；
i TL —由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；
ηt — 传动系上述传动部分的传动效率，取ηt =0.9；
k o — 超载系数，对一般载货机车取Ko=1；当性能系数几>0时，可取Ko= 2 或由实验决定 ；
n — 该机车的驱动桥的数目；
G 2—机车满载时一个驱动桥给水地面的最大负载
ϕ—机车车轮对地面的附着系数；对于安装一般车轮的机车，取ϕ=0.85；
r r —车轮的滚动半径，m ；
ηLB — 主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率；
i LB — 主减速器从动齿轮到驱动轮之间的减速比；
计算得到以下数据：
T je =T e max ⋅i TL ⋅K 0⋅ηT /n =700*6.608*1*0.9/2=2081.52N·m （2-3）
T j ϕ=G 2*α*r r
ηLB *i LB =16. 215*1000*9. 8*0. 25. 571*0. 9*2=5387.86N·m （2-4）
取较小的T je 进行下面的计算。
进行主减速器从动齿轮的平均计算转矩T jm 计算：
T jm =(G a +G T ) r r (f R +f H +f P ) /i LB ηLB n （2-5）
G a —机车满载总质量，N ；
G T —所牵引的挂车的满载总质量，N ，但仅用于牵引车的计算； f R —铁路滚动阻力系数，f R =0.010--0.015；
—机车正常使用时的平均爬坡能力系数；
—机车性能系数；
f P f H f P =1/100[16-0.195（G a +G T ）/T e max ] （2-6）
当0.195（G a +G T ）/T e max >16时，取f P =0.
代入数据算得f P >16，取f P =0。
代入数据算得T jm =278N·m
当计算主减速器主动齿轮时，应将（2-3）-（2-5）各式分别除以该对齿轮的减速比及传动效率。由此可计算出主动齿轮的平均计算转矩T=11.06N.m齿数的选择，对于单级主减速器，当i 0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数z 1取得小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当i 0>=6时，z 1的最小值可取为5，
但为了啮合平稳及提高疲劳强度，z 1最好大于5。当i 0较小（如i 0=3.5~5）时，z 1可取为7~12，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保
证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主，从动齿轮的齿数之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货机车应不少于40，对于载客机车应不少于50。
可取z1=7,z2=39.节圆直径的选择
可根据从动锥齿轮的计算转矩，取两者中较小的一个为计算依据，根据经验公式选出：
d 2=K d 2∙j
式中 d2——从动锥齿轮的节圆直径，mm;
K ——直径系数，取=13~16;
T ——计算转矩，N.m; 取最小者为2081.52N.m
根据上式可得d2=178.75mm，齿轮强度计算
" 格里森制”圆锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算，通常进行以下几种：（1）单位齿长上的圆周力
P=Te max ·i g ·1000/(d1/2·F) （2-7）
式中： T e max —发动机最大转矩，N ·m ；
i g —变速器传动比，常取I 档及直接进行计算；
d 1—主动齿轮节圆直径；
根据I 档计算单位齿长上的圆周力p 1
p 1=700⨯6.608⨯10
188. 6276
23=177.057N/mm ⨯27. 7
P 常用作估算主减速器齿轮的表面耐磨性。许用单位齿长上的圆周力 载货机车P 为1429N/mm,p1
根据以上的计算表明，后桥的主减速齿轮与从动齿轮耐磨性都比较好，
满足要求。
2.1齿轮的弯曲强度计算
机车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的计算弯曲应力σ
为
σw =2⋅10⋅T j K 0K s K m K v Fzm J 23w 2（N /mm ） （2-8）
式中：
T j —齿轮的计算转矩，N ·m ，从动齿轮T je ，T j ϕ 两者中较小者和T jm 计算；对于主动齿轮还需将上述计算转矩算到主动齿轮上；
K 0—超载系数；
K S —尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m ≥1.6mm 时，K S =m
25. 4
K m —载荷分配系数，当两个齿轮均采用骑马式支承型式时，K m =1.00~1.10；当一个齿轮采用骑马式支承时，K m =1.10~1.25。支承刚度大时取小值;
K v —质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、周节及径向跳
动精度高时，可取K v =1 ；
F —计算齿轮的直面宽，mm ；
Z —计算齿轮的齿数；
m —齿轮的端面模数，mm ；
J —计算弯曲应力的综合系数，该车后桥取J=0.22
则有：
σw =2×1000×2081.52×0.6488×1.10/1×27.7×39×4.5 ²×0.22
w 计算得σ=617.34MPa，其中尺寸系数K S =0.6488，机车主减速器齿轮的
许用弯曲应力为700MPa 。因为617.34
2.2齿轮的接触强度计算：
机车主减速器双曲面齿轮的接触应力公式为：
σj =C p d 12T z K o K s K m K f ⨯10K v FJ 3 （2-15）
式中：
1
C p —材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N
K o , K v , K m , K s , T z —见式（2-14）下的说明； 2/mm ；
K f —表面质量系数，一般情况下，对于制造精确地齿轮可取K f =1；
它综合考虑了啮合齿面的相对半径、载荷J —计算接触应力的综合系数，
作用位置、轮齿间的载荷分配、有效齿宽及惯性系数等因素的影响，J =0.22；
代入数据进行计算得到：σ
j =232. 6
188. 62762⨯10⨯2081. 52⨯1⨯1⨯1. 1⨯11⨯27. 7⨯0. 223=1019.198MPa 机车主减速器齿轮
的许用弯曲应力为2800MPa ，因为1019.198
根据机车行驶运动学的要求和实际的车轮道路以及它们之间的相互关系表明：机车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚动的行程往往是有差别的。例如，转弯时外侧车轮的行程要比内侧的长。另外，即使机车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会使车轮过早磨损、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使机车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，机车左右驱动轮间都装有差速器，后者保证了机车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了机车行驶运动学的要求。
3、机车车轮联动机构的分析
平面联动机构具有许多优点，如能够实现某些运动轨迹及运动规律的设计要求；其构件多为杆状，可用于远距离的运动和动力的传递；其运动副元素一般为圆柱面或平面，制造方便，易于保证所要求的运动副元素间的配合精度，且接触压强小，便于润滑，不易磨损，适于传递较大动力，因此广泛用于各种机械和仪表中。平面联动机构在设计及应用中也存在一些缺点：其作变速运动的构件惯性力及惯性力矩难以完全平衡；较难精确实现预期的运动规律的要
求；设计方法比较复杂如图3-1所示。
图3-1机车联动机构原理图
齿轮式差速器有圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。按两侧的输出转矩是否相等，齿轮式差速器有对称式（等转矩式）和不对称式（不等转矩式）两类。对称式主要用做机车轮间差速器或由平衡悬架联系的两驱动桥之间的轴间差速器。不对称式差速器用做前、后驱动桥之间或前驱动桥与中、后驱动桥之间的轴间差速器。机车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。又可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器等。
普通圆锥齿轮式差速器普通锥齿轮差速器锁紧系数一般为0.05～0.15，两半轴转矩比K b =1.11～1.35，这说明左、右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴的转矩大致相等，这样的分配比例对于行驶的机车来说是合适的。摩擦片式差速器摩擦片式差速器的锁紧系数可达0.6，K b 可达4。这种差速器结构简单，工作平稳，可明显提高机车通过性。强制锁止式差速器当一个驱动轮处于附着系数较小的路面时，可通过液压或气动操纵，啮合接合器(即差速锁) 将差速器壳与半轴锁紧在一起，使差速器不起作用，这样可充分利用地面的附着系数。采用差速锁将普通锥齿轮差速器锁住，可使汽车的牵引力提高，从而提高了机车通过性。当然，如果左、右车轮都处于低附着系数的路面，虽锁住差速器，但牵引力仍超过车轮与铁轨间的附着力，机车也无法行驶。强制锁止式差速器可充分利用原差速器结构，其结构简单，操作方便。目前，许多使用范围比较广的重型机车上都装用差速锁。目前，机车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点。行星齿轮球面半径R B 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R B ，它是行星齿轮的安装尺寸。
R B =K B T j (3-1)
式中：K B —行星齿轮球面半径系数，K B =2.52—2.99，对于有4个行星齿轮的机车取小值；T j —计算扭矩，N ·m ，取T je 、T j 中较小值。
R B =2.99×32081. 52=38.177mm
节锥距的确定：
A 0=（0.98—0.99）R B （3-2）
计算：
A 0=0.985×38.177=37.6 mm
行星齿轮齿数Z 1和半轴齿轮齿数Z 2的选择。根据所选车型以及其用途情况，其后桥需要较为紧凑且要保证齿轮有足够的强度特点去：Z 1=10；Z 2=14差速器圆锥齿轮模数以及半轴齿轮节圆直径的初步确定如下：先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角γ1、γ2:
γ1=arctan（Z 1/Z 2） （3-3）
γ2=arctan（Z 2/Z 1） （3-4）
计算:
γ1=arctan(10/14)=35.5377
γ2=arctan（14/10）=54.4623
计算圆锥齿轮的大端面模数：
m=（2A 0/Z 1）sin γ1=（2A 0/Z 2）sin γ2 （3-5）
由以上数据可算m=4.4
再进行节圆直径计算：
d=Zm （3-6）
所以可知道：d 1=44 mm
d 2=61.6 mm
差速器的行星半轴齿轮压力角a 的确定如下：过去机车差速器都选用20°压力角，这时齿高系数为1，而最少齿数是13。目前，机车差速器齿轮大都选用22°30΄ 的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且在小齿轮(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齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角20°的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。考虑所选车使用道路环境选择a=22°30对机车差速器直齿锥齿轮的进行几何尺寸计算：由于行星齿轮在差速器工作之中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左右驱动轮有差速时候才进行相对转动，所以只需要对差速器齿轮进行弯曲强度计算，疲劳寿命则不需要考虑。
弯曲应力为：
σw =2·1000·K o ·T ·k s ·k m /kv ·F ·Z 2·㎡·J (3-7) 式中：T —差速器一个行星齿轮给予一半轴齿轮的转矩，N ·m
T=Tj ×0.6/n
T j —计算转矩，按T je 、T j ϕ两者中的较小者和T j n —行星齿轮数目；
Z 2—半轴齿轮数目；
J —计算机车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数； T=2081.52×0.6/2=624.456 N·m
σw m 计算； =2·1000·K o ·T ·k s ·k m /kv ·F ·Z 2·㎡·J
=2000×624.456×1×0.6488×1.1/1×27.7×14×4.5×4.5×0.222 =511.27MPa
按T je 、T j ϕ两种计算转矩中的较小者进行计算时，弯曲应力应不大于
980MPa 。
由于511.27
至此差速器齿轮，及半轴齿轮与行星齿轮计算完毕。
4、机车车轮联动机构的零件三维造型
4.1机构的三维造型
1) 创建机车车轮实体如图4-1所示
图4-1 机车车轮三维图
(1)创建拉伸特征截面如图4-2所示
图4-2 二维拉伸图
设置拉伸高度为150和70；单击确定按钮
所示
（2）利用阵型工具
择6，角度选择60，确定对4-2图进行圆周阵列，设置类型为轴，数目选按钮，完成机车车轮三维造型。 完成拉伸模型，如图4-2
2) 机车车轴如图4-3所示
图4-3 机车车轴三维图
（1）创建拉伸特征截面如图4-4所示
图4-4 车轴二维拉伸图
(2)设置拉伸高度为780和1000；单击确定按钮完成拉伸模型如图4-3
所示
3) 创建机车连接零件如图4-5所示
图4-5 连接零件三维图
（1）创新拉伸特征截面如图4-6所示
图4-6二维拉伸图
(2)设置拉伸高度分别为30和90，分别反向拉伸，单击模型如图4-5所示。
4) 创建机车连杆如图4-7所示
按钮完成拉伸
图4-7 连杆1三维图
（1）创建连杆拉伸特征截面如图4-8所示
图5-8连杆1二维拉伸图
（2）设置拉伸高度为120，单击
所示。5) 创建机车连杆2如图4-9所示 按钮完成拉伸特征。模型如图4-7
图4-9连杆2三维图
创建拉伸特征截面如图4-10所示
图4-10连杆2二维拉伸图
设置拉伸高度为150和120
，单确定
4-9所示。
6) 创建套筒拉伸模型如图4-11所示
按钮完成拉伸特征。模型如图
图4-11套筒三维图
（1）创建拉伸特征截面如图4-12所示
图4-12套筒拉伸图
(1)设置拉伸高度分别为80和1000，
单击
图4-11所示。
7) 创建机车动力推杆如图4-13所示。 按钮完成拉伸特征。模型如
图4-13动力推杆三维图
创建拉伸特征截面如图4-14所示
图5-14动力推杆二维拉伸图
创建拉伸高度为300和1400
，然后单击
30；最后单击去除材料按钮分别为300和按钮完成三维建模如图4-13所示。
8) 创建机车机架如图4-15所示。
4-15机架三维图
创建拉伸截面如图4-16所示。
图5-16机架二维拉伸图
（2）设置拉伸高度分别为1180和1500
，然后单击模如图4-15所示。 按钮完成三维建
4.2机构的二维图
1）创建机车车轮的二维图如图4-17
图4-17机车车轮三视图
2）创建机车车轴的二维图如图
4-18
图4-18机车车轴三视图
3）创建机车连接零件二维图如图4-19所
图4-19连接零件三视图
4）创建机车连杆1如图4-20所示
图4-20连杆1三视图
5）创建机车连杆2如图4-21所示
图4-21连杆2三视图
6）创建机车套筒如图4-22所示
图4-22套筒三视图
7）创建机车动力推杆如图4-23所示
图4-23动力推杆三视图
8）创建机车机架如图4-22所示
图4-22机车机架三视图
5、机车车轮联动机构的Proe 装配与仿真
5.1机构的装配
对机车车轮各个零部件进行装配，装配步聚如下：
1) 在缺省模式下装配机车车轮联动机构的主壳体
2) 单击装配
3) 单击装配按钮，把机车车轮打开，选择缺省模式 按钮，把机车车轴打开，约束类型选择销钉连接。然后分别选择车轮和车轴的中心轴，两辆对齐重合。再选择轴的一个面和车轮的一个面重合，完成这两个零件的装配。如图5-1所示
图5-1车轮装配图
4) 以此类推完成车轮和车轴的全部装配，如图5-2所示
图6-2车轮车轴装配图
5) 单击按钮，把连杆打开，为了实现机构运动仿真。用户定义先择销钉连接，约束类型选择对齐，使杆的轴和车轮的轴两轴对齐。在新建一个约束类型为匹配，使配合面对齐。以此类推完成装配如图5-3
图5-3连杆车轮车轴装配图
6) 单击按钮，把机车车轮联动机构的动力推杆打开。也是选择销钉连接，约束类型选择为对齐。在新建一个约束条件为匹配，使配合面对齐完成装配如图5-4所示
图5-4动力推杆装配图
7) 单击
所示。
按钮，把机车套筒打开。用户自定义选择滑动杆连接，约束类型选择为对齐。在新建一个约束条件为匹配，合配合面对齐完成装配如图5-5
图5-5套筒装配图
8) 单击按钮，把机架打开。用户自定义选择销钉连接，约束类型选择为对齐。在新建一个约束条件为匹配，合配合面对齐完成装配如图5-6所示
图5-6机架装配图
9) 联动机构装配二维图如图5-7、图5-8、图5-9所示
图5-7联动机构主视图
图5-8联动机构左视图
图5-9联动机构府视图
5.2机构的仿真
接头连接所用的约束都是能实现特定运动(含固定) 的组合约束，包括：销钉、圆柱、滑动杆、轴承、平面、球、6DOF 、常规、刚性、焊接，共10种。销钉：由一个轴对齐约束和一个与轴垂直的平移约束组成。元件可以绕轴旋转，具有1个旋转自由度，总自由度为1。轴对齐约束可选择直边或轴线或圆柱面，可反向；平移约束可以是两个点对齐，也可以是两个平面的对齐/配对，平面对齐/配对时，可以设置偏移量。圆柱：由一个轴对齐约束组成。比销钉约束少了一个平移约束，因此元件可绕轴旋转同时可沿轴
向平移，具有1个旋转自由度和1个平移自由度，总自由度为2。轴对齐约束可选择直边或轴线或圆柱面，可反向。滑动杆：即滑块，由一个轴对齐约束和一个旋转约束(实际上就是一个与轴平行的平移约束) 组成。元件可滑轴平移，具有1个平移自由度，总自由度为1。轴对齐约束可选择直边或轴线或圆柱面，可反向。旋转约束选择两个平面，偏移量根据元件所处位置自动计算，可反向。轴承：由一个点对齐约束组成。它与机械上的“轴承”不同，它是元件（或组件）上的一个点对齐到组件（或元件）上的一条直边或轴线上，因此元件可沿轴线平移并任意方向旋转，具有1个平移自由度和3个旋转自由度，总自由度为4。平面：由一个平面约束组成，也就是确定了元件上某平面与组件上某平面之间的距离(或重合) 。元件可绕垂直于平面的轴旋转并在平行于平面的两个方向上平移，具有1个旋转自由度和2个平移自由度，总自由度为3。可指定偏移量，可反向。球：由一个点对齐约束组成。元件上的一个点对齐到组件上的一个点，比轴承连接小了一个平移自由度，可以绕着对齐点任意旋转，具有3个入旋转自由度，总自由度为3。6DOF ：即6自由度，也就是对元件不作任何约束，仅用一个元件坐标系和一个组件坐标系重合来使元件与组件发生关联。元件可任意旋转和平移，具有3个旋转自由度和3个平移自由度，总自由度为6。刚性：使用一个或多个基本约束，将元件与组件连接到一起。连接后，元件与组件成为一个主体，相互之间不再有自由度，如果刚性连接没有将自由度完全消除，则元件将在当前位置被“粘”在组件上。如果将一个子组件与组件用刚性连接，子组件内各零件也将一起被“粘”住，其原有自由度不起作用。总自由度为0。焊接：两个坐标系对齐，元件自由度被完全消除。连接后，元件与组件成为一个主体，相互之间不再有自由度。如果将一个子组件与组件用焊接连接，子组件内各零件将参照组件坐标系发按其原有自由度的作用。总自由度为0。接头连接类型。
参考文献
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[2]余林、李华，Pro/E辅助设计标准教材，北京理工大学出版社，北京，2007年1月
[3]易飚，表Pro/E_MXD_运动仿真与机构运动分析实例，苏州职业大学学报，第15卷第4期，2004
[4]王凯，曹西京，基于Pro/E的机械产品机构运动的仿真设计，轻工机械，第24卷第1期，2006
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[6]陈岳坪，伍丽峰，曲柄摇杆机构的运动仿真实现，广西工学院学报，第18卷第1期，2007
[7]陈秀娟，基于Pro/E的凸轮机构运动仿真设计，机械工程与自动化，No.3,Jun
[8]刘善林，胡鹏浩，张勇基于UG 的凸轮机构运动仿真研究，计算机应用技术，2007年第12期
致谢
本文自始至终都在李元科导师的悉心指导和关怀下完成，李老师严谨的治学之风和踏实的治学态度始终鞭策我以更高的标准来要求自己；他渊博的理论知识和丰富的实践经验保证了我论文的方向始终没有偏离正轨，并使我的专业水平得到了进一步的提高，为以后的工作打好基础，这些都将让我终身受益。在此表示衷心的感谢。此外，在论文的进行过程中我的同学和朋友为我提供了极大的帮助和支持，除了提供部分资料和数据等，与他们的讨论也让我受益非浅，在此，向他们表示衷心的感谢
华中科技大学文华学院
毕业设计（论文）
机车车轮联动机构的设计与仿真
学 生 姓 名： 徐 凡 学号：[1**********]2
学 部 （系）：机械与电气工程学部 专 业 年 级：09级机械设计与制造4班 指 导 教 师：李元科 职称或学位：教授
2012年5月22日
目录
摘要........................................................................................................................ 2
关键词：................................................................................................................ 2
前言........................................................................................................................ 2
1、绪论.................................................................................................................. 3
1.1 PRO/E软件在产品造型设计方面的应用 ..................................................... 3
2、机车车轮联动机构的设计及计算.................................................................. 5
2.1齿轮的弯曲强度计算...................................................................................... 9
2.2齿轮的接触强度计算：.................................................................................. 9
3、机车车轮联动机构的分析............................................................................ 10
4、机车车轮联动机构的零件三维造型............................................................ 13
4.1机构的三维造型............................................................................................ 13
4.2机构的二维图................................................................................................ 18
5、机车车轮联动机构的PROE 装配与仿真...................................................... 21
5.1机构的装配.................................................................................................... 21
5.2机构的仿真.................................................................................................... 24
参考文献.............................................................................................................. 25
致谢...................................................................................................................... 25
摘要
本文主要是在Pro/E软件设计平台上完成机车车轮联动机构的三维造型设计的。在整个设计的过程中，主要对机车车轮联动机构的各个零部件进行三维造型设计和色彩渲染，最后对各个零部件进行虚拟装配、动态仿真、全局干涉检查。通过对机车车轮联动机构的系统设计，肯定了Pro/E软件在造型设计、基本特征创建、组件虚拟装配、动态仿真、色彩渲染等方面的优势，从而使设计工作直观化、高效化、精确化。并充分证明了Pro/E软件在新产品的研究和开发中具有很重要的意义。
关键词：Pro/E；三维造型；虚拟装配；色彩渲染；动态仿真
前言
铁路运输业是一个独立的、特殊的物质生产部门，是发展经济、提高人民物质集体化生活水平的重要基础设施。由于国民经济的发展不断推动着铁路运输量的增长，铁路运输在国民经济的发展中处于重要的地位，是能源、矿类等重要物资的重要运输方式。铁路运输具有运量大、运价低且运距长的优势。在全球石油供求相对紧张的情况下, 由于铁路运输能源消耗量低, 系统价格低廉, 铁路运输因其技术经济特征优势受油价上涨影响相对较小。在公路运输普遍低迷的情况下, 铁路运输可以为社会运输需求提供充足的运力保证。
其次, 铁路运输具有绿色优势。首先, 在环境污染方面, 铁路所产生的废气、噪音干扰比其他运输方式都要低, 从各运输方式货运(吨/公里) 造成的单位污染强度来看, 公路是铁路的10倍。相对来说, 铁路对环境和生态平衡的影响程度较小, 特别是电气化铁路的影响更小; 其次在能耗方面, 等量运输下, 铁路明显优于公路和民航; 再者, 在土地资源方面, 铁路占地少, 利用率高, 在相同流量情况下, 铁路占地仅为公路的八分之一, 因此可以节省大量的土地, 使土地资源达到最有效的利用。
首先, 铁路货运有较完善的基础设施, 具有覆盖全国大部分地区的运输网络。截至2008年, 我国有9万公里铁路以及遍及全国的营业铁路运输网, 覆盖面广, 运输能力强, 成本低, 全天候和高度集中统一的优点是其他运输方式所不能代替的竞争优势。其次, 从地理位置来讲, 铁路物流具有成为物流配送中心的优势。铁路货场站大都处于城镇或区域的经济中心, 同时都具有大量的仓库、货场, 以及各种装卸设备设施。另外铁路还有直接与企业相连的各种专用线、专
用铁道等设施, 具备仓储、保管和运输的有利条件。提高主要体现在两个方面:一是规模的大型化, 为了进一步发展铁路物流的规模优势, 铁路货运车辆将向载重化发展, 如已出现载重量达71 500吨的超重货运列车; 二是速度的高速化, 铁路将通过提高运输速度, 不断缩小与航空运输、公路运输的差距。如法国在1990年制造了时速515.3km/h的高速列车, 日本1998年将实验时速提高到539km/h,我国当前正采取多种技术方案实现铁路的提速战略。总之货运向现代物流方向发展, 是我国铁路货运发展的必由之路。这是分析我国铁路货运经营状况, 科学的探讨我国铁路货运的内外部环境, 明确我国铁路货运业的优势和劣势、机会和威胁后得出的结论。铁路货运作为我国最大的运输企业, 是众多供应链下的重要物流环节, 在我国物流业的发展中占有重要的位置, 相信铁路货运业将一如既往, 积极探索推进我国现代物流业快速发展的有效途径, 为构筑货畅其流、方便准时、经济合理、用户满意的现代物流环境, 建设和完善专业化、社会化、现代化的物流服务网络做出新的贡献。
1、绪论
科学技术的迅猛发展，以前所未有的速度冲击和改变着我们的生活水平和生产方式。物质的极大丰富，使人们对各种产品的要求发生了根本性的变化。纯功能性的产品已经满足不了人们的生活需要。艺术的形态、人性化的设计成为大众首选的时尚，二十一世纪是设计的世纪，在激烈的市场竞争中，出色的造型设计将是企业成功的重要因素，因为它可以创造产品的个性，提升品牌的价值，使产品更具有竞争力。火车车轮是非常重要的火车零部件之一。由于其生产加工过程主要采用热加工成形工艺，当轮坯在各个工序间传递时流水线需要满足环境温度高、传递负载大、传递速度快、定位精度高等要求。因此，普通流水线的工件传递方式都不能很好地满足车轮热生产中各工序间的传递工作要求。机械手是能够模仿人体肢体部分功能并允许对其进行自动控件，使其按照预定要求输送工件或操持工具进行生产操作的自动化生产设备。它具有动作灵活可控、定位准确可靠、负载驱动力高、环境适应力强等特点。目前，机械手广泛应用于钢铁、海洋、石油、化工、物流搬运等生产自动化行业，大大减轻了工人劳动强度和劳动条件，提高了生产效率，稳定了产品质量。针对火车车轮各生产工序间轮坯传递的高负载、高温、高位置精度、高生产率等要求。
1.1 Pro/E软件在产品造型设计方面的应用
三维造型设计软件正广泛应用于工业产品的设计和制造过程。目前流行的大型设计应用软件（如Solid Works,UG,Pro/E）均能实现从产品的造型设计、精确设计、模具分型、模具结构设计和模具数控加工等一整套自动化功能，为美
化工业产品的外观造型、提高产品的精度和质量、缩短产品的设计和加工周期提供了非常有效的手段。
Pro/E软件是由1985年美国PTC 公司研发的计算机辅助工程设计软件。二十多年发展成为世界三维软件中的代表产品。作为高端的、全方位的三维产品设计开发软件，也成为国内最受欢迎的三维CAD/CAM软件，应用范围遍布汽车、机械、电子、模具等诸多行业
（1）参数化设计和特征功能Pro/Engineer是采用参数化设计的、基于特征的实体模型化系统，工程设计人员采用具有智能特性的基于特征的功能去生成模型、如腔、壳、倒角及圆角，您可以随意勾画草图，轻易改变模型。这一功能特性给工程设计者提供了在设计上从未有过的简易和灵活。
（2）单一数据库Pro/Engineer是建立在统一基层上的数据库上，不象一些传统的CAD/CAM系统建立在多个数据库上。所谓单一数据库，就是工程中的资料全部来自一个库，使得每一个独立用户在为一件产品造型而工作，不管他是哪 一个部门的。换言之，在整个设计过程的任何一处发生改动，亦可以前后反应在整个设计过程的相关环节上。
例如，一旦工程详图有改变，NC （数控）工具路径也会自动更新；组装工程图娟任何变动，也完全同样反应在整个三维模型上。这种独特的数据结构与工程设计的完整结合，使得一件产品的设计结合起来。这一优点，使得设计更优化，成品质量更高，产品能更好地推向市场，价格也更便宜。
（3）全相关性Pro/Engnineer的所有模块都是全相关的。这就意味着在产品开发过程中某一处进行的修改，能够扩展到整个设计中，同时自动更新所有的工程文档，包括装配体、设计图纸以及制造数据。全相关性鼓励在开发周期的任一点进行修改，却没有任何损失，并使并行工程成为可能，所以能够使开发后期的一些功能提前发挥其作用。
（4）基于特征的参数化造型Pro/Engineer使用户熟悉的特征作为产品几何模型的构造要素。这些特征是一些普通的机械对象，并且可以按预先设置很容易的进行修改。例如：设计特征有弧、圆角、倒角等等，它们对工程人员来说是很熟悉的，因而易于使用。装配、加工、制造以及其它学科都使用这些领域独特的特征。通过给这些特征设置参数（不但包括几何尺寸，还包括非几何属性）然后修改参数很容易的进行多次设计叠代，实现产品开发。
（5）数据管理加速投放市场，需要在较短的时间内开发更多的产品。为了实现这种效率必须允许多个学科的工程师同时找一产品进行开发。数据管理模块的开发研制，正是专门用于管理并行工程中同时进行的各项工作，由于使用了Pro/Engineer独特的全相关性功能，因而使之成为可能。
（6）装配管理Pro/Engineer的基本结构能够使您利用一些直观的命令，例如“啮合”、“插入”、“对齐”等很容易的把零件装配起来，同时保持设计意图。高级的功能支持大型复杂装配体的构造和管理，这些装配中零件的数量不受限制。
（7）易于使用 菜单以直观的方式联级出现，提供了逻辑项和预先选取的最普通选项，同时还提供了简短的菜单描述和完整的在线帮助，这种形式使得容易学习和使用。
2、机车车轮联动机构的设计及计算
以点E2作以F 为圆心，半径为AB （EF//AB）的圆周运动；而构件3上的点E3的轨迹显然也是以点F 为圆心、AB 长为半径的圆，即两者轨迹重合，因而增加了构件3及转动副E 、F 以后，并不影响机构的自由度。故在计算机构自由度时，应将构件3及转动副E 、F 除去。注意：若不满足AB 、CD 、EF 平行且相等的条件，则EF
杆为真实约束，机构不能运动。
图2-1轨迹重合
（2）两构件组成若干个导路中心线互相平行或重叠的移动副，如图2-2所示的D 处或E 处
图2-2虚约束图
（3）两构件组成若干个轴线互相重合的转动副，如图2-3所示的B 处或C 处。
（4）在机构整个运动过程中，如果其中某两构件上两点之间的距离始终不变，则连接此两点的两个转动副和一个构件形成的约束也是虚约束。如图2-4所示，若拆去转动副E 、F 和构件4，则E 、F 之间及构件4对机构运动不起约束作用，所以也是虚约束。
（5）机构中对运动不起作用的自由度（F=-1）的对称部分存在虚约束。如图2-5所示的行星轮系，实际上只要一个行星轮2就可以满足运动要求，而图中却采用了三个行星轮作对称副一起不予计算。注意O 处有两个转动副，该机构有三个活动构件，三个低副、两个高副，故可求得此机构的自由度为F=1应当指出的是：从机构运动的观点分析，机构的虚约束是多余的，但从增加机构的刚度和改善机构的受力条件来说却是有益的。此外，当机构具有虚约束时，通常对机构中零件的加工和机构的装配要求均较高，以满足特定的几何条件；否则，会使虚约束转化成真实约束而使机构不能运动。
齿轮转矩计算由于机车行驶时传动等载荷的不稳定性，因此要准确地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打滑时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即
T je =T e max i TL k o ηt /n
T j ϕ=G 2ϕr r /ηLB i LB （2-1） （2-2）
式中: T e max 一发动机最大转矩，N.m ；
i TL —由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；
ηt — 传动系上述传动部分的传动效率，取ηt =0.9；
k o — 超载系数，对一般载货机车取Ko=1；当性能系数几>0时，可取Ko= 2 或由实验决定 ；
n — 该机车的驱动桥的数目；
G 2—机车满载时一个驱动桥给水地面的最大负载
ϕ—机车车轮对地面的附着系数；对于安装一般车轮的机车，取ϕ=0.85；
r r —车轮的滚动半径，m ；
ηLB — 主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率；
i LB — 主减速器从动齿轮到驱动轮之间的减速比；
计算得到以下数据：
T je =T e max ⋅i TL ⋅K 0⋅ηT /n =700*6.608*1*0.9/2=2081.52N·m （2-3）
T j ϕ=G 2*α*r r
ηLB *i LB =16. 215*1000*9. 8*0. 25. 571*0. 9*2=5387.86N·m （2-4）
取较小的T je 进行下面的计算。
进行主减速器从动齿轮的平均计算转矩T jm 计算：
T jm =(G a +G T ) r r (f R +f H +f P ) /i LB ηLB n （2-5）
G a —机车满载总质量，N ；
G T —所牵引的挂车的满载总质量，N ，但仅用于牵引车的计算； f R —铁路滚动阻力系数，f R =0.010--0.015；
—机车正常使用时的平均爬坡能力系数；
—机车性能系数；
f P f H f P =1/100[16-0.195（G a +G T ）/T e max ] （2-6）
当0.195（G a +G T ）/T e max >16时，取f P =0.
代入数据算得f P >16，取f P =0。
代入数据算得T jm =278N·m
当计算主减速器主动齿轮时，应将（2-3）-（2-5）各式分别除以该对齿轮的减速比及传动效率。由此可计算出主动齿轮的平均计算转矩T=11.06N.m齿数的选择，对于单级主减速器，当i 0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数z 1取得小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当i 0>=6时，z 1的最小值可取为5，
但为了啮合平稳及提高疲劳强度，z 1最好大于5。当i 0较小（如i 0=3.5~5）时，z 1可取为7~12，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保
证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主，从动齿轮的齿数之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货机车应不少于40，对于载客机车应不少于50。
可取z1=7,z2=39.节圆直径的选择
可根据从动锥齿轮的计算转矩，取两者中较小的一个为计算依据，根据经验公式选出：
d 2=K d 2∙j
式中 d2——从动锥齿轮的节圆直径，mm;
K ——直径系数，取=13~16;
T ——计算转矩，N.m; 取最小者为2081.52N.m
根据上式可得d2=178.75mm，齿轮强度计算
" 格里森制”圆锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算，通常进行以下几种：（1）单位齿长上的圆周力
P=Te max ·i g ·1000/(d1/2·F) （2-7）
式中： T e max —发动机最大转矩，N ·m ；
i g —变速器传动比，常取I 档及直接进行计算；
d 1—主动齿轮节圆直径；
根据I 档计算单位齿长上的圆周力p 1
p 1=700⨯6.608⨯10
188. 6276
23=177.057N/mm ⨯27. 7
P 常用作估算主减速器齿轮的表面耐磨性。许用单位齿长上的圆周力 载货机车P 为1429N/mm,p1
根据以上的计算表明，后桥的主减速齿轮与从动齿轮耐磨性都比较好，
满足要求。
2.1齿轮的弯曲强度计算
机车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的计算弯曲应力σ
为
σw =2⋅10⋅T j K 0K s K m K v Fzm J 23w 2（N /mm ） （2-8）
式中：
T j —齿轮的计算转矩，N ·m ，从动齿轮T je ，T j ϕ 两者中较小者和T jm 计算；对于主动齿轮还需将上述计算转矩算到主动齿轮上；
K 0—超载系数；
K S —尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m ≥1.6mm 时，K S =m
25. 4
K m —载荷分配系数，当两个齿轮均采用骑马式支承型式时，K m =1.00~1.10；当一个齿轮采用骑马式支承时，K m =1.10~1.25。支承刚度大时取小值;
K v —质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、周节及径向跳
动精度高时，可取K v =1 ；
F —计算齿轮的直面宽，mm ；
Z —计算齿轮的齿数；
m —齿轮的端面模数，mm ；
J —计算弯曲应力的综合系数，该车后桥取J=0.22
则有：
σw =2×1000×2081.52×0.6488×1.10/1×27.7×39×4.5 ²×0.22
w 计算得σ=617.34MPa，其中尺寸系数K S =0.6488，机车主减速器齿轮的
许用弯曲应力为700MPa 。因为617.34
2.2齿轮的接触强度计算：
机车主减速器双曲面齿轮的接触应力公式为：
σj =C p d 12T z K o K s K m K f ⨯10K v FJ 3 （2-15）
式中：
1
C p —材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N
K o , K v , K m , K s , T z —见式（2-14）下的说明； 2/mm ；
K f —表面质量系数，一般情况下，对于制造精确地齿轮可取K f =1；
它综合考虑了啮合齿面的相对半径、载荷J —计算接触应力的综合系数，
作用位置、轮齿间的载荷分配、有效齿宽及惯性系数等因素的影响，J =0.22；
代入数据进行计算得到：σ
j =232. 6
188. 62762⨯10⨯2081. 52⨯1⨯1⨯1. 1⨯11⨯27. 7⨯0. 223=1019.198MPa 机车主减速器齿轮
的许用弯曲应力为2800MPa ，因为1019.198
根据机车行驶运动学的要求和实际的车轮道路以及它们之间的相互关系表明：机车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚动的行程往往是有差别的。例如，转弯时外侧车轮的行程要比内侧的长。另外，即使机车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会使车轮过早磨损、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使机车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，机车左右驱动轮间都装有差速器，后者保证了机车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了机车行驶运动学的要求。
3、机车车轮联动机构的分析
平面联动机构具有许多优点，如能够实现某些运动轨迹及运动规律的设计要求；其构件多为杆状，可用于远距离的运动和动力的传递；其运动副元素一般为圆柱面或平面，制造方便，易于保证所要求的运动副元素间的配合精度，且接触压强小，便于润滑，不易磨损，适于传递较大动力，因此广泛用于各种机械和仪表中。平面联动机构在设计及应用中也存在一些缺点：其作变速运动的构件惯性力及惯性力矩难以完全平衡；较难精确实现预期的运动规律的要
求；设计方法比较复杂如图3-1所示。
图3-1机车联动机构原理图
齿轮式差速器有圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。按两侧的输出转矩是否相等，齿轮式差速器有对称式（等转矩式）和不对称式（不等转矩式）两类。对称式主要用做机车轮间差速器或由平衡悬架联系的两驱动桥之间的轴间差速器。不对称式差速器用做前、后驱动桥之间或前驱动桥与中、后驱动桥之间的轴间差速器。机车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。又可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器等。
普通圆锥齿轮式差速器普通锥齿轮差速器锁紧系数一般为0.05～0.15，两半轴转矩比K b =1.11～1.35，这说明左、右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴的转矩大致相等，这样的分配比例对于行驶的机车来说是合适的。摩擦片式差速器摩擦片式差速器的锁紧系数可达0.6，K b 可达4。这种差速器结构简单，工作平稳，可明显提高机车通过性。强制锁止式差速器当一个驱动轮处于附着系数较小的路面时，可通过液压或气动操纵，啮合接合器(即差速锁) 将差速器壳与半轴锁紧在一起，使差速器不起作用，这样可充分利用地面的附着系数。采用差速锁将普通锥齿轮差速器锁住，可使汽车的牵引力提高，从而提高了机车通过性。当然，如果左、右车轮都处于低附着系数的路面，虽锁住差速器，但牵引力仍超过车轮与铁轨间的附着力，机车也无法行驶。强制锁止式差速器可充分利用原差速器结构，其结构简单，操作方便。目前，许多使用范围比较广的重型机车上都装用差速锁。目前，机车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点。行星齿轮球面半径R B 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R B ，它是行星齿轮的安装尺寸。
R B =K B T j (3-1)
式中：K B —行星齿轮球面半径系数，K B =2.52—2.99，对于有4个行星齿轮的机车取小值；T j —计算扭矩，N ·m ，取T je 、T j 中较小值。
R B =2.99×32081. 52=38.177mm
节锥距的确定：
A 0=（0.98—0.99）R B （3-2）
计算：
A 0=0.985×38.177=37.6 mm
行星齿轮齿数Z 1和半轴齿轮齿数Z 2的选择。根据所选车型以及其用途情况，其后桥需要较为紧凑且要保证齿轮有足够的强度特点去：Z 1=10；Z 2=14差速器圆锥齿轮模数以及半轴齿轮节圆直径的初步确定如下：先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角γ1、γ2:
γ1=arctan（Z 1/Z 2） （3-3）
γ2=arctan（Z 2/Z 1） （3-4）
计算:
γ1=arctan(10/14)=35.5377
γ2=arctan（14/10）=54.4623
计算圆锥齿轮的大端面模数：
m=（2A 0/Z 1）sin γ1=（2A 0/Z 2）sin γ2 （3-5）
由以上数据可算m=4.4
再进行节圆直径计算：
d=Zm （3-6）
所以可知道：d 1=44 mm
d 2=61.6 mm
差速器的行星半轴齿轮压力角a 的确定如下：过去机车差速器都选用20°压力角，这时齿高系数为1，而最少齿数是13。目前，机车差速器齿轮大都选用22°30΄ 的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且在小齿轮(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齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角20°的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。考虑所选车使用道路环境选择a=22°30对机车差速器直齿锥齿轮的进行几何尺寸计算：由于行星齿轮在差速器工作之中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左右驱动轮有差速时候才进行相对转动，所以只需要对差速器齿轮进行弯曲强度计算，疲劳寿命则不需要考虑。
弯曲应力为：
σw =2·1000·K o ·T ·k s ·k m /kv ·F ·Z 2·㎡·J (3-7) 式中：T —差速器一个行星齿轮给予一半轴齿轮的转矩，N ·m
T=Tj ×0.6/n
T j —计算转矩，按T je 、T j ϕ两者中的较小者和T j n —行星齿轮数目；
Z 2—半轴齿轮数目；
J —计算机车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数； T=2081.52×0.6/2=624.456 N·m
σw m 计算； =2·1000·K o ·T ·k s ·k m /kv ·F ·Z 2·㎡·J
=2000×624.456×1×0.6488×1.1/1×27.7×14×4.5×4.5×0.222 =511.27MPa
按T je 、T j ϕ两种计算转矩中的较小者进行计算时，弯曲应力应不大于
980MPa 。
由于511.27
至此差速器齿轮，及半轴齿轮与行星齿轮计算完毕。
4、机车车轮联动机构的零件三维造型
4.1机构的三维造型
1) 创建机车车轮实体如图4-1所示
图4-1 机车车轮三维图
(1)创建拉伸特征截面如图4-2所示
图4-2 二维拉伸图
设置拉伸高度为150和70；单击确定按钮
所示
（2）利用阵型工具
择6，角度选择60，确定对4-2图进行圆周阵列，设置类型为轴，数目选按钮，完成机车车轮三维造型。 完成拉伸模型，如图4-2
2) 机车车轴如图4-3所示
图4-3 机车车轴三维图
（1）创建拉伸特征截面如图4-4所示
图4-4 车轴二维拉伸图
(2)设置拉伸高度为780和1000；单击确定按钮完成拉伸模型如图4-3
所示
3) 创建机车连接零件如图4-5所示
图4-5 连接零件三维图
（1）创新拉伸特征截面如图4-6所示
图4-6二维拉伸图
(2)设置拉伸高度分别为30和90，分别反向拉伸，单击模型如图4-5所示。
4) 创建机车连杆如图4-7所示
按钮完成拉伸
图4-7 连杆1三维图
（1）创建连杆拉伸特征截面如图4-8所示
图5-8连杆1二维拉伸图
（2）设置拉伸高度为120，单击
所示。5) 创建机车连杆2如图4-9所示 按钮完成拉伸特征。模型如图4-7
图4-9连杆2三维图
创建拉伸特征截面如图4-10所示
图4-10连杆2二维拉伸图
设置拉伸高度为150和120
，单确定
4-9所示。
6) 创建套筒拉伸模型如图4-11所示
按钮完成拉伸特征。模型如图
图4-11套筒三维图
（1）创建拉伸特征截面如图4-12所示
图4-12套筒拉伸图
(1)设置拉伸高度分别为80和1000，
单击
图4-11所示。
7) 创建机车动力推杆如图4-13所示。 按钮完成拉伸特征。模型如
图4-13动力推杆三维图
创建拉伸特征截面如图4-14所示
图5-14动力推杆二维拉伸图
创建拉伸高度为300和1400
，然后单击
30；最后单击去除材料按钮分别为300和按钮完成三维建模如图4-13所示。
8) 创建机车机架如图4-15所示。
4-15机架三维图
创建拉伸截面如图4-16所示。
图5-16机架二维拉伸图
（2）设置拉伸高度分别为1180和1500
，然后单击模如图4-15所示。 按钮完成三维建
4.2机构的二维图
1）创建机车车轮的二维图如图4-17
图4-17机车车轮三视图
2）创建机车车轴的二维图如图
4-18
图4-18机车车轴三视图
3）创建机车连接零件二维图如图4-19所
图4-19连接零件三视图
4）创建机车连杆1如图4-20所示
图4-20连杆1三视图
5）创建机车连杆2如图4-21所示
图4-21连杆2三视图
6）创建机车套筒如图4-22所示
图4-22套筒三视图
7）创建机车动力推杆如图4-23所示
图4-23动力推杆三视图
8）创建机车机架如图4-22所示
图4-22机车机架三视图
5、机车车轮联动机构的Proe 装配与仿真
5.1机构的装配
对机车车轮各个零部件进行装配，装配步聚如下：
1) 在缺省模式下装配机车车轮联动机构的主壳体
2) 单击装配
3) 单击装配按钮，把机车车轮打开，选择缺省模式 按钮，把机车车轴打开，约束类型选择销钉连接。然后分别选择车轮和车轴的中心轴，两辆对齐重合。再选择轴的一个面和车轮的一个面重合，完成这两个零件的装配。如图5-1所示
图5-1车轮装配图
4) 以此类推完成车轮和车轴的全部装配，如图5-2所示
图6-2车轮车轴装配图
5) 单击按钮，把连杆打开，为了实现机构运动仿真。用户定义先择销钉连接，约束类型选择对齐，使杆的轴和车轮的轴两轴对齐。在新建一个约束类型为匹配，使配合面对齐。以此类推完成装配如图5-3
图5-3连杆车轮车轴装配图
6) 单击按钮，把机车车轮联动机构的动力推杆打开。也是选择销钉连接，约束类型选择为对齐。在新建一个约束条件为匹配，使配合面对齐完成装配如图5-4所示
图5-4动力推杆装配图
7) 单击
所示。
按钮，把机车套筒打开。用户自定义选择滑动杆连接，约束类型选择为对齐。在新建一个约束条件为匹配，合配合面对齐完成装配如图5-5
图5-5套筒装配图
8) 单击按钮，把机架打开。用户自定义选择销钉连接，约束类型选择为对齐。在新建一个约束条件为匹配，合配合面对齐完成装配如图5-6所示
图5-6机架装配图
9) 联动机构装配二维图如图5-7、图5-8、图5-9所示
图5-7联动机构主视图
图5-8联动机构左视图
图5-9联动机构府视图
5.2机构的仿真
接头连接所用的约束都是能实现特定运动(含固定) 的组合约束，包括：销钉、圆柱、滑动杆、轴承、平面、球、6DOF 、常规、刚性、焊接，共10种。销钉：由一个轴对齐约束和一个与轴垂直的平移约束组成。元件可以绕轴旋转，具有1个旋转自由度，总自由度为1。轴对齐约束可选择直边或轴线或圆柱面，可反向；平移约束可以是两个点对齐，也可以是两个平面的对齐/配对，平面对齐/配对时，可以设置偏移量。圆柱：由一个轴对齐约束组成。比销钉约束少了一个平移约束，因此元件可绕轴旋转同时可沿轴
向平移，具有1个旋转自由度和1个平移自由度，总自由度为2。轴对齐约束可选择直边或轴线或圆柱面，可反向。滑动杆：即滑块，由一个轴对齐约束和一个旋转约束(实际上就是一个与轴平行的平移约束) 组成。元件可滑轴平移，具有1个平移自由度，总自由度为1。轴对齐约束可选择直边或轴线或圆柱面，可反向。旋转约束选择两个平面，偏移量根据元件所处位置自动计算，可反向。轴承：由一个点对齐约束组成。它与机械上的“轴承”不同，它是元件（或组件）上的一个点对齐到组件（或元件）上的一条直边或轴线上，因此元件可沿轴线平移并任意方向旋转，具有1个平移自由度和3个旋转自由度，总自由度为4。平面：由一个平面约束组成，也就是确定了元件上某平面与组件上某平面之间的距离(或重合) 。元件可绕垂直于平面的轴旋转并在平行于平面的两个方向上平移，具有1个旋转自由度和2个平移自由度，总自由度为3。可指定偏移量，可反向。球：由一个点对齐约束组成。元件上的一个点对齐到组件上的一个点，比轴承连接小了一个平移自由度，可以绕着对齐点任意旋转，具有3个入旋转自由度，总自由度为3。6DOF ：即6自由度，也就是对元件不作任何约束，仅用一个元件坐标系和一个组件坐标系重合来使元件与组件发生关联。元件可任意旋转和平移，具有3个旋转自由度和3个平移自由度，总自由度为6。刚性：使用一个或多个基本约束，将元件与组件连接到一起。连接后，元件与组件成为一个主体，相互之间不再有自由度，如果刚性连接没有将自由度完全消除，则元件将在当前位置被“粘”在组件上。如果将一个子组件与组件用刚性连接，子组件内各零件也将一起被“粘”住，其原有自由度不起作用。总自由度为0。焊接：两个坐标系对齐，元件自由度被完全消除。连接后，元件与组件成为一个主体，相互之间不再有自由度。如果将一个子组件与组件用焊接连接，子组件内各零件将参照组件坐标系发按其原有自由度的作用。总自由度为0。接头连接类型。
参考文献
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[8]刘善林，胡鹏浩，张勇基于UG 的凸轮机构运动仿真研究，计算机应用技术，2007年第12期
致谢
本文自始至终都在李元科导师的悉心指导和关怀下完成，李老师严谨的治学之风和踏实的治学态度始终鞭策我以更高的标准来要求自己；他渊博的理论知识和丰富的实践经验保证了我论文的方向始终没有偏离正轨，并使我的专业水平得到了进一步的提高，为以后的工作打好基础，这些都将让我终身受益。在此表示衷心的感谢。此外，在论文的进行过程中我的同学和朋友为我提供了极大的帮助和支持，除了提供部分资料和数据等，与他们的讨论也让我受益非浅，在此，向他们表示衷心的感谢