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原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 毕 业 设 计（论文） 题目 无级变速自行车设计 专专 业：业： 学学 生生 姓姓 名：名： 班班 级级： 学学 号：号： 指指 导导 教教 师：师： 完完 成成 时时 间：间： XX 学院本科毕业设计（论文） I 摘要摘要 本课题的主要研究内容是无级变速自行车设计。传统自行车在使用过程中比较 费力，并且还达不到自己想要的车速。本文鉴于上述原因，并且在分析无级变速器 和自行车的基础上，将钢球外锥式无级变速器进行改装，从而形成自行车无级变速 装置。该装置通过八个钢球利用摩擦力将动力进行输入和输出，用一对斜齿轮进行 分度调速，从而使自行车进行无级调速，达到预想的效果。 关键词：无级变速、自行车、无级变速器 ABSTRACTABSTRACT The main contents of this paper is continuously variable bicycle design. In the course of a conventional bicycle more demanding, and has not yet reached their desired speed. In view of the above article, and the CVT based on the analysis of the bicycle and the outer cone CVT ball be modified to form a bicycle CVT. The device will be using friction ball through eight power input and output, with a pair of helical gear indexing speed, so that the variable speed bicycle, to achieve the desired effect. Keywords: CVT, bicycles, transmission XX 学院本科毕业设计（论文） II 目 录 摘要 . I ABSTRACT I 第 1 章 绪论 . 3 1.1 自行车的发展概况 . 3 1.2 机械无级变速器的发展概况 . 4 1.3 无级变速自行车研究现状 . 5 1.4 无级变速自行车的研究意义及实用价值 . 7 第 2 章 无级变速器总体方案的选择 8 2.1 钢球外锥式无级变速器 . 8 2.2 钢环长锥式无级变速器 . 9 2.3 方案的分析与确定 . 9 第 3 章 无级变速器部分零件的设计与计算 10 3.1 钢球与主从动锥齿轮的设计与计算 . 10 3.2 增压盘的设计与计算 . 11 3.3 输入轴的设计与计算 . 12 3.4 输出轴的设计与计算 . 15 3.5 输入输出轴上轴承的选择与计算 . 17 3.6 输入输出轴上端盖的设计与计算 . 19 3.7 调速齿轮上变速曲线槽的设计与计算 . 19 3.8 调速机构的设计与计算 . 21 3.9 无级变速器的安装 . 22 第 4 章 结论 23 参考文献 24 XX 学院本科毕业设计（论文） 3 第第1 1章章 绪论绪论 1 1. .1 1 自行车的发展概况自行车的发展概况 自行车的诞生与发展已有几百年了，在自行车的发展历程中自行车的结构有过 几次重大的变化，这些变化使自行车的设计发展中出现过“山穷水复疑无路，柳暗 花明又一村” 。每一次重大的变化都是自行车的设计思想上的一个大的突破，每一次 大的变化都使自行车的发展进入了一个新时代。 1791 年，法国人西弗拉克发明了最原始的自行车。它只有两个轮子而没有传动 装置，人骑在上面，需用两脚蹬地驱车向前滚动。 1801 年，俄国人阿尔塔马诺夫设计出世界上第一辆用踏板踩动的自行车。1817 年德国人德雷斯在自行车上装了方向舵，使其能改变行使方向。 1839 年，苏格兰人麦克米伦制造出木制车轮，装实心橡胶轮胎、前轮小、后轮 大、坐垫较低、装有脚踏板和曲柄连杆装置，骑者可以双脚离开地面的自行车。同 年，麦克米伦又将木制自行车改为铁制自行车。 1867 年，英国人麦迪逊设计出第一辆装有钢丝辐条的自行车。 1869 年德国斯图加特出现了由后轮导向和驱动的自行车，同时车上采用了滚动 轴承、飞轮、脚刹、弹簧等部件。 1886 年英国人詹姆斯把自行车前后轮改为大小相同，并增加了链条，使其车型 与现代自行车基本相同。 1887 年，德国曼内斯公司将无缝钢管首先用于自行车生产。 1888 年英国人邓洛普用橡胶制造出内胎，用皮革制造出外胎， ，以次作为自行车 的充气轮胎。从此，基本奠定了现代自行车的雏形。时至今日，自行车已成为全世 界人们使用最多，最简单，最实用的交通工具。也许人们应该永远记住这些自行车 的发明者们，他们的名字，丝毫不亚于汽车的发明者卡尔、本茨。 随着自行车的诞生也兴起了自行车运动。1868 年在法国举行了世界上首次自行 车比赛，赛程为 2 公里。1893 年第一届世界业余自行车锦标赛创办，1895 年第一界 世界职业自行车锦标赛创办，1896 年自行车比赛被列为奥运会冲要比赛项目。至尽 各类自行车比赛多达几百个，其中尤以行程 3900 公里的环法自行车大赛最为著名。 自行车诞生于欧洲，但 20 世纪却在亚洲的中国获得了前所未有的普及和发展。 现在中国的自行车产量、消费量、出口量均居世界第一。中国老百姓拥有 5 亿多辆 XX 学院本科毕业设计（论文） 4 自行车，年出口达到 2000 万辆。从某种意义上说，中国是一个自行车王国。每天清 晨和落日时分，滚滚车流在中国的城市中移动，这是最为壮观的一道风景，这是一 条现在中国流动的长城。 50 年代，自行车还是较为稀少的宠物。60、70 年代，自行车已经在人们的生活 中占有重要位置，缝纫机、手表、自行车被列为三大件，成为一个家庭是否富裕的 象征。人们谈论“飞鸽、永久” ，不啻于今天人们谈论“捷达、富康” ，谁家的自行 车丢失了，公安局，派出所会立刻侦破。在以轿车为高官专属的年代，自行车是百 姓的自豪。80，90 年代，自行车的生产发生了巨大的变化，千篇一律的老样式被五 光十色的新式自行车代替。 “飞鸽、永久”也不在独享殊荣。山地车、变速车、高档 赛车、电动自行车等遍地开花。过去自行车单一的实用功能衍变出娱乐功能，人们 不再仅仅是骑车而是玩车。人们对自行车的认识度也远比 50 年代多。 1 1. .2 2 机械无级变速器的发展概况机械无级变速器的发展概况 无级变速器分为机械无级变速器，液压传动无级变速器，电力传动无级变速器 三种，但本设计任务要求把无级变速器安装在自行车上，所以一般只能用机械无级 变速器，所以以下重点介绍机械无级变速器。 机械无级变速器最初是在19世纪90年代出现的，至20世纪30年代以后才开始发 展，但当时由于受材质与工艺方面的条件限制，进展缓慢。直到20世纪50年代，尤 其是70年代以后，一方面随着先进的冶炼和热处理技术，精密加工和数控机床以及 牵引传动理论与油品的出现和发展，解决了研制和生产无级变速器的限制因素；另 一方面，随着生产工艺流程实现机械化、自动化以及机械要改进工作性能，都需要 大量采用无级变速器。因此在这种形式下，机械无级变速器获得迅速和广泛的发展。 主要研制和生产的国家有美国、日本、德国、意大利和俄国等。产品有摩擦式、链 式、带式和脉动式四大类约三十多种结构形式。 国内无级变速器是在20世纪60年代前后起步的，当时主要是作为专业机械配套 零部件，由于专业机械厂进行仿制和生产，例如用于纺织机械的齿链式，化工机械 的多盘式以及切削机床的Kopp型无级变速器等，但品种规格不多，产量不大，年产 量仅数千台。直到80年代中期以后，随着国外先进设备的大量引进，工业生产现代 化及自动流水线的迅速发展，对各种类型机械无级变速器的需求大幅度增加，专业 厂才开始建立并进行规模化生产，一些高等院校也开展了该领域的研究工作。经过 十几年的发展，国外现有的几种主要类型结构的无级变速器，在国内皆有相应的专 业生产厂及系列产品，年产量约10万台左右，初步满足了生产发展的需要。与此同 XX 学院本科毕业设计（论文） 5 时，无级变速器专业协会、行业协会及情报网等组织相继建立。定期出版网讯及召 开学术信息会议进行交流。 1 1. .3 3 无级变速自行车研究现状无级变速自行车研究现状 自行车发展到现在已经有传统的自行车演变成无级变速自行车，现代的无级变 速自行车可谓是形式多样，五花八门，以下是当今社会上存在的部分无级变速自行 车。 1、低座无级变速自行车 由低矮形车架把一个作驱动的前轮和一个作导向的后轮连接在一块的自行车， 带靠背的座椅安装在车架中部，骑行者可斜躺着坐在座椅上，两腿放在前轮二侧。 杠杆式曲柄无级传动装置固定在前轮的前上方，通过左右曲柄杆上的滑块铰接链条 交替传动前轮。操纵把手装于前轮的正上方，由钢丝绳牵引后轮转向。这样就不会 干扰车子的方向操纵。 2、人力脚踏式无级变速自行车 一种人力脚踏式无级变速自行车，在自行车车架两侧面的中轴上，安装有锥面 相对的变速轮盘组成的主动轮，主动轮两侧安装有脚蹬两变速轮盘轮沿挂有三角皮 带，两盘面间安装有压缩弹簧；在车架的前斜梁上，安装有由变速杆操纵可前后移 动的挺杆，挺杆的近变速轮盘端安装有可使两变速轮盘靠近或分离的插件；在自行 车后轴上的后轮轮辐两侧面支承有附轮；车架后斜梁上在三角皮带上方安装有可推 压三角皮带张紧的张紧轮。自行车的行走和变速不用成组链轮和链条传动，成本低、 重量轻，可实现无级变速，速度转换快，速比大。 3、带传动无级变速自行车 一种无级变速自行车，改进了现有自行车的动力传动机构。该自行车的动力传 动机构包括以下部件：小动轮、小定轮等构成。其特征在于自行车的动力传动机构 包括以下部件：小动轮、小定轮等，与自行车后轴上的飞轮轴套固定连接，小动轮 在拨叉控制下沿轴滑动；大动轮、大定轮、大动轮拨叉，大动轮、大定轮也呈锥形， 两轮大小形状一致，锥面相对，组成带有形沟槽的大传动轮，固定在自行车中轴 上，大动轮在拨叉控制下沿轴滑动；型传动带镶在大小轮的沟槽中；型带张紧 装置装在后轴上，其支承轮支撑传动带；调速器装在车把附近，与闸线连接，闸线 带动调节大小动轮位置的拨叉。 这种无级变速自行车通过带传动来实现自行车的无 级变速，传动平稳、噪音低、调速操作方便、变速范围大；同时该无级变速自行车 的结构简单、易于加工，可以实现大规模成批生产。 XX 学院本科毕业设计（论文） 6 4、前置往复式无级变速自行车 针对自行车的驱动、乘座和避震进行改进。包括：乘骑者坐靠休闲式椅，两脚 蹬踏前置的两个悬摇杆曲柄，可进行弧形的曲线往复运动，用脚掌面的蹬踏角度或 用手直接调动摇杆上力臂的长短实现无级变速，高效能的带动挠性件驱动后轮；还 包括装卸方便且不互换的休闲式座椅和防落物防盗的可带走座椅；简化的全避震使 乘坐舒适并使货架携带的物品减小了颠簸 5、纯滚动式四个档位无级变速自行车 一种纯滚动式四个档位无级变速自行车，其中在中轴上的中心齿轮啮合连接有 一级行星轮和二级行星轮，中心齿轮的两侧分别套装有推动盘，一侧固定在脚蹬轮 轴上，另一侧固定在链轮上；二级行星轮和中心齿轮为棘轮总成与链轮啮合连接， 在中轴和后轴的车架体上固定有座盘，座盘上固定有升降档位弹簧。随时变增减速 档位，对自行车零部件无影响，制造简单，性能可靠，操作简单，使用方便。 6、无链无级变速自行车 一种无链条传动，可随意变换车速的自行车。该自行车包括车轮、把手、三角 架和踏拐等，横梁左端设有后齿轮、大齿轮和正反齿轮，横梁右端设有中轴齿轮， 齿轮与拐轴齿轮啮合，偏心连杆的上端和杠杆的右端同轴装在定位槽板的滑槽中， 杠杆的左端与齿条连接，齿条与正反齿轮啮合，横梁上方设有拉簧、活动支架和钢 丝拉索。该自行车结构简单，调速方便灵活，经久耐用，适合各种型号。 7、蓄能型-全自动无级变速自行车 一种蓄能型一全自动无级变速自行车，属于交通工具技术领域。本实用新型的 目的通过如下技术方案实现：主要由设置每侧脚蹬上的长型齿盘交替工作，通过同 侧的链条传动同侧的飞轮，飞轮连同带动设置在轮骨内的发条内端发条外端同轮骨 固定。骑行时由于每侧长型齿盘的作用，通过链条对同侧的发条交替蓄能，从而实 现全自动无级变速。本实用新型是现代变速自行车的换代产品。 8、便携式高安全型无级变速自行车 一种新式样的自行车。其特征是由行走机构，车椅式直立车龙头转向机构，杠 杆式无级变速驱动机构。本装置是由足踏杠杆式无级变速机构，车架可横向折叠， 驱动大车轮在前面，导向小车轮在后边的行走机构与带靠背车坐椅式的直立车龙头 转向机构组成的自行车装置。该装置形体式样，较为奇特但骑行舒适，更安全，并 能折叠便携带。 XX 学院本科毕业设计（论文） 7 1 1. .4 4 无级变速自行车的研究意义及实用价值无级变速自行车的研究意义及实用价值 改进现有齿轮式有级变速自行车不足。 1、换挡问题。一般变速自行车为前后轮双齿轮组，以满足更多种变速比。这种 方式需要车主熟悉掌握变速的档位数以搭配获得最佳效果。无级变速自行车能够实 现传动比的连续改变，免去记忆复杂的前后轮档位搭配，增加了易用性。 2、重心问题。普通变速自行车的变速齿轮集中在一侧，造成重心偏移。易倒。 无级变速采用后轮2个并排，中间放置变速器，重心居中，便于转弯操控。 3、链条问题。传统变速自行车存在链条在齿轮组空隙中调整时易掉链的问题。 无级变速自行车采取金属带式无级变速方式，锥形金属带夹在两个锥形轮之间，不 易掉链。而且金属带以及锥形轮盘较普通齿轮链条性能更加优异。减小了保养难度。 4、维修问题。普通变速自行车因构建过多，增加了维修难度，而无级变速自行 车零件简单，维修难度低， 5、舒适度问题。现有变速自行车最多拥有前7后9共63种档位，但其跳跃性档位 设置有可能仍然使某些人找不到适于自己的传动比。无级变速自行车可以满足各种 人的不同需要。 6、转弯问题。采取前轮小后轮大的设计方式，增加了转弯的灵活性。由于主要 构件集中于后轮，重心靠后，可以减小前轮小容易前翻的问题。 7、上坡问题。普通变速自行车由于前后轮同时放置变速器，重心较无级变速自 行车靠前。上坡难度比后置无级变速自行车大。 8、使用价值。可以有效降低成本，装配难度，维修难度，生产难度都有所降低， 适于普通家居生活。 9、操作难度降低，适用于中国最早一代使用自行车却正在慢慢老去的群体。只 需转动旋钮即可实现变速。 10、外观新颖时尚。 XX 学院本科毕业设计（论文） 8 第第 2 2 章章 无级变速器总体方案的选择无级变速器总体方案的选择 自行车无级变速方式多种多样，在此，我只选择了两种方案参考并作比较，选 出相对理想方案。该两种方案分别是钢球外锥式无级变速器和钢球长锥式无级变速 器，分别描述如下。 2 2. .1 1 钢球外锥式无级变速器钢球外锥式无级变速器 图 2-1 钢球外锥式无级变速器 如图所示，动力由轴输入，通过自动增压装置，带动主动轮同速转动，经过一 组钢球利用摩擦力驱动输出轴，最后将运动输出。传动钢球的支承轴的两端，嵌装 在壳体两端盖和的径向弧行倒槽内，并穿过调速涡轮的曲线槽；调速时，通过蜗杆 和蜗轮转动，由于曲线槽的作用使钢球轴线的倾斜角发生变化，导致钢球与两锥轮 的工作半径改变， 输出轴转速得到调节。 其动力范围为： Rn=9， Imax=1/Imin， P11 kw ， 4% ， 0、800、92 。此种变速器应用广泛。 从动调速齿轮的端面分布一组曲线槽，曲线槽数目与钢球数相同。曲线槽可用 阿基米德螺旋线，也可用圆弧。当转动主动齿轮使从动齿轮转动时，从动齿轮的曲 线槽迫使传动钢球轴绕钢球的轴心线摆动，传动轮以及从动轮与钢球的接触半径发 生变化，实现无级调速。具体分析为：主要由两个锥轮和一组钢球组成。主、从动 XX 学院本科毕业设计（论文） 9 锥轮和分别装在轴上，钢球被压紧在两锥轮的工作锥面上，并可在轴上自由转动。 工作时，主动锥轮依靠摩擦力带动钢球绕轴旋转，钢球同样依靠摩擦力带动从动锥 轮转动。轴传动比 ，由于 ，所以 。调整支承轴 的倾斜角与倾斜方向，即可改变钢球的传动半径r1和r2，从而实现无级变速。 2.22.2 钢环长锥式无级变速器钢环长锥式无级变速器 钢环长锥式无级变速器一种早期生产的环锥式无级变速器，是利用钢环的弹性 楔紧作用自动增压而无需增压装置。由于采用两轴线平行的长锥替代了两对分离轮， 并且通过移动钢环来进行变速，所以结构特别简单。但由于长锥的锥度较小，故变 速范围受限制。 这种变速器属升、降速型，其机械特性技术参数为：传动比 i21 = n2/n1 =20、 5,变速比 Rb = 4,输入功率 P1=（0、12、2） kw ，输入转速 n1=1500 r/min ,传动 效率 85% 。一般用于机床和纺织机械等、 2.32.3 方案的方案的分析与确定分析与确定 钢球长锥式无级变速器结构很简单，且使用参数更符合我们此次设计的要求， 但由于在调速过程中，怎样使钢环移动有很大的难度，需要精密的装置，如果此装 置用于自行车，成本会大大的提高，显得不合理。 而钢球外锥式无级变速器的结构也比较简单，原理清晰，各项参数也比较符合 设计要求，故选择此变速器。只是字选用此变速器的同时须对该装置进行部分更改。 须更改的部分是蜗轮蜗杆调速装置部分。因为我们是选用了 8 个钢球，曲线槽 设计，一个曲线槽跨度是 90 0，也就是说自行车从最大传动比调到最小传动比，需要 使其转过 90 0，而普通蜗轮蜗杆传动比是 1/8，那么其结构和尺寸将完全不符合我们 设计的要求。为此，我们想到了将它们改为两斜齿轮传动，以用来调速。选用斜齿 轮是因为斜齿轮传动比较平稳。在设计过程中，将主动斜齿轮的直径设计成从动斜 齿轮的 3/4，这样只要主动轮转动 120 0，那么从动轮就会转动 900，符合设计要求。 XX 学院本科毕业设计（论文） 10 第第 3 3 章章 无级变速器部分零件的设计与计算无级变速器部分零件的设计与计算 钢球外锥式无级变速器零件的设计与计算包括主从动锥齿轮，增压盘，调速 齿轮上变速曲线槽，输入轴，输出轴，输入输出轴上轴承，输入输出轴上端盖， 调速机构等部分的设计与计算，以下各章节分别介绍以上内容。 3 3. .1 1 钢球与主从动锥齿轮的设计与计算钢球与主从动锥齿轮的设计与计算 输入功率 变车人 vgmmP 11 86. 017. 48 . 920651 . 0=0、4039 kw 其 中 ：1 . 0 1 ,65 人 m kg,20 车 m kg, 8 . 9g,15v km/h17. 4 m/s,86. 0 变 轮胎直径：560 1 d mm 由力学知识可得：轮胎所产生的转矩与钢球摩擦所产生的转矩应平衡 NdcQRgm q 1211 8m 3 2 车人 其中：280 1 R mm ,1 . 0 2 ，16. 2 1 c , Q 为钢球所受正压力 代入数据可得：17997 q dQ Hmax=13533KdQ=13533 3 417997 q d =56284/dq 由于传动件的j=22002500 Mpa 带入上式得： 51.22 q d58.25 mm ,取 dq=25 mm,钢球数8z 输出转速 n2= 66. 03600 6015000 =142、3 r/min 输入转速 n1=142、3/(0、751、22)=189、7116、6 r/min 传动比 75. 0,22. 1 minmax II 变速范围 63. 1 75. 0 22. 1 n R 钢球支轴的极限转角 XX 学院本科毕业设计（论文） 11 增速方向 /00 max1 3439522. 1arctan45arctanI 减速方向 /00 min2 487875. 0arctan45arctanI 圆锥工作直径 542516. 2 121 q dcDD mm 钢球中心圆直径 7 .71cos 13 q dcD mm 钢球侧隙 1sincos 1 z c q d=1 8 sin45cos16. 2 0 25=2、 43 mm 外环内经 7 .96257 .71 3 qr dDD mm 外环轴向截面圆弧半径 R=(0、70、8) dq=(0、70、8) 25=17、520 mm ,取 R=18 mm 锥轮工作圆之间的轴向距离 68.1745sin25sin 0 q dB mm 3.23.2 增增压盘的设计与计算压盘的设计与计算 增压盘的作用直径 p d= (0、50、6) D1 = (0、50、6) 54 = 2732、4 mm 取30 p d mm 滑动摩擦角 0/ 53. 815. 0arctanarctan c f 增压盘 V 形槽倾角 =arctan sin 1 p d fD =14、850 传动钢球的确接触应力为 =1353 3 KdQ=13533 3 25 417997 =2251、35 Mpa j 每个钢球作用在 V 形槽侧面的正压力 Qy= 18085.14sin308 85. 04039. 095500001 . 12 0 =651、6 N 用 钢 球 增 压 装 置 时 jmax=13703 2 q Yz r QK =1370 3 2 4 6 .6511 . 1 =4865、6 Mpa j 其中：j为 40005000 Mpa XX 学院本科毕业设计（论文） 12 钢球半径 4 q r mm 27. 8cos/2 q rB mm 碟形弹簧预紧力为 200 N ,结构设计如下图所示： 图 3-1 增压装置 3.33.3 输入轴的设计与计算输入轴的设计与计算 1、输入轴上传递的功率为 4093. 0 输入 P kw 转速 n1=189、7116、6 r/min ,取 n1=135 r/min 转矩 T1=9550000 1 n P入 =9550000 135 4039. 0 =28572 N mm 2、如图所示，作用于锥轮的正压力 Q 图 3-2 正压力计算示意图 由前计算可知： 17997 q dQ , 其中25 q dmm 所以6 .49098 25 17997 总 Q N 单个锥轮的轴向力 Fa=径向力95.43345sin7 .613 0 t F N 3、初步确定轴的最小直径 XX 学院本科毕业设计（论文） 13 选取轴的材料是 40Cr ,调质处理 、取 A0=100 ,于是得： dmin = 0 A 3 1 n P入 =1003 180 4039. 0 =14、4 mm ,取 dmin=14、5 mm 4、轴的结构设计 图 3-3 输入轴 如图所示， -段装飞轮， -段装端盖， -段装轴承1 ， 规格是 d1=17 mm , -段为轴肩，d=19、4 mm,-段装轴承2 ，规格 d2=12 mm ,- ,- 段装压紧装置以及装锥轮，具体尺寸如零件图所示 求轴上的载荷 -段不承受径向载荷 两轴承的距离为1 .2921 . 2889 mm 飞轮压轴力方向线与轴承 1 的距离为5 .1459 . 9 mm 图 3-4 压轴力受力模型 a、计算压轴力 Fp eFPp FKF Fe=1000 v p v= 100060 11 p zn 选定链条型号和节距 查机械设计表，单排链 234. 04039. 058. 00 . 1PKKP ZACA kw 90 / n r/min 由 PCA和 n 的值查机械设计图 9-11，得可选 10A-1，链条 节距875.15p mm 故 v= 100060 875.153890 =0、904857 m/s XX 学院本科毕业设计（论文） 14 所以 Fe= 904875. 0 4039. 01000 =446、4 N 所以 36.51315. 11 .446 p F n （链条水平布置时的压轴力系数 KFP=1、 15） b、 11r FF 22r FF 1 .299 .14 2 rp FF 所以 2 .238 2 r F N 所以 56.7512 .23836.513 211 rpr FFFF n 计算最大弯矩 66229 .1436.513 Anax MM N、mm 5、校核扭矩 T=9550000 n P =9550 135 9 .403 =28572 N mm CA= w 2 2 285726 . 06622 = 3 2 2 171 . 0 285726 . 06622 =34、7 Mpa-1=60 Mpa 键槽处轴的校核 W(c)= d tdbtd 232 2 2 = 5 .142 1235 32 5 .14 22 =224、7 （AC）= 7 .224 214296 . 0 = 57、22 Mpa CA=60 Mpa 6、键强度的校核 平键的尺寸为 1055lhb，键槽轴深 0 . 2, 0 . 3thkt p= kld T 3 102 = 5 .14102 214292 =147、8 Mpa p=120150 Mpa 满足条件 花键校核 p=2T 103/(zhldm) 其中： 为载荷分配不均系数，取 0、8 花键齿数 8z 齿的工作长度 8l mm 花键齿侧的工作高度 5 . 1h mm XX 学院本科毕业设计（论文） 15 花键的平均直径 5 .13 2 1215 m d mm p= m zhld T 3 102 = 5 .1385 . 188 . 0 214292 =41、34 Mpa p=4070 Mpa 花键的连接情况是：使用或制造情况不良，齿面未经热处理，故满足要求 3.43.4 输输出出轴的设计与计算轴的设计与计算 1、输出轴上的传递功率为 3474. 017. 48 . 920651 . 0 输出 P kw 转速 3 .142n2 r/min 于是转矩 T2= 2 n 9550000 出 P =9550000 3 .142 34736. 0 =23311、9 N mm 2、作用于锥轮的正压力 Q 由前计算可知： 17997 q dQ, 其中25 q dmm 所以 Q=7 .613 25 17997 N 单个锥轮的轴向力 Fa=径向力95.43345sin7 .613 0 t F 3、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料是 40Cr ,调质处理 、取 A0=100 ,于是得： dmin = 0 A 3 2 n P 出 =1003 3 .142 34736. 0 =13、5 mm 取 d=14、5 mm 4、轴的结构设计 图 3-5 输出轴 -段与输入轴的-段完全相同，只有-段不一样，输出轴-段 装的是后轮轴。这样设计便于统一加工、 5、求轴上的载荷 两轴承的距离为1 .2921 . 2889 mm 压轴力 F合压与轴承 1 的距离为9 .449 . 935mm XX 学院本科毕业设计（论文） 16 合 图 3-6 压轴力受力模型 如上图所示 F合压= 22 fN =2 2 1 . 0 3 2 8 . 92065 N=558、1 N 3 .555 3 2 8 . 92065N N 1 .5589 .449 .441 .29 1 合压 FFr 所以8 .822 2 r F N 9 .13801 .5588 .822 21 合压 FFF rr N 6、计算最大弯矩 239431 .298 .8221 .29 2max r FM N 7、校核扭矩 所受扭矩：4 .155482803 .5551 . 0 / TrfT 轮 N mm A 处校核 CA= 3 2 2 171 . 0 4 .155486 . 023943 =52、3 Mpa CA Mpa C 出校核 W(c)= d tdbtd 232 2 2 = 5 .142 1235 32 5 .14 22 =224、7 （AC）= 7 .224 4 .155486 . 0 =41、5 Mpa CA=60 Mpa 故校核安全 8、键强度的校核 平键的尺寸为4055lhb，键槽轴深0 . 2, 0 . 3thkt p= kld T2 = 405 .142 4 .155482 =26、8 Mpa p=120150 Mpa 满足条件 XX 学院本科毕业设计（论文） 17 花键校核 p=2T 103/(zhldm) 其中： 为载荷分配不均系数，取 0、8 花键齿数 8z mm 齿的工作长度 8l 花键齿侧的工作高度 5 . 1h mm 花键的平均直径 5 .13 2 1215 m d mm p= m zhld T 3 102 = 5 .1385 . 188 . 0 4 .155482 =29、99 Mpa p=4070 Mpa 花键的连接情况是：使用或制造情况不良，齿面未经热处理，故满足要求 3.53.5 输入输出轴上轴承的选择与计算输入输出轴上轴承的选择与计算 1、 输入轴上轴承的寿命计算 Fd1 Fr1 Fd2 Fr2 Fae 图 3-7 输入轴轴承受力计算示意图 331345sin7 .613845sin8 00 QFae N aedd FFF 12 2 轴承被拉松 1622 .23868. 068. 0 122 rda FFF N 2 .238 2 r F N 1 轴承被压紧 31513313162 21 aeda FFF N 56.751 1 r F N 所以 轴承 2 的当量载荷为2 .23816202 .23810 . 1 111 arp yFxFfP N 轴承 1 的当量载荷为 30507 .315187. 056.75141. 00 . 1 111 arp yFxFfP N XX 学院本科毕业设计（论文） 18 所以 Lh1= 3 6 60 10 P C n = 3 6 05. 3 3 . 6 13560 10 =1088 h Lh2= 3 6 2382. 0 2 . 5 13560 10 = 6 1028. 1 h 2、 输出轴上轴承的寿命计算 Fd2 Fr2 Fd1 Fr1 Fae 图 3-8 输出轴轴承受力计算示意图 331345sin7 .613845sin8 00 QFaeN aedd FFF 12 2 轴承被拉松 5 .5598 .82268. 068. 0 222 rda FFF N 8 .822 2 r F N 1 轴承被压紧 7 .275333133 .559 21 aeda FFF N 9 .1380 1 r F N 所以轴承 1 的当量载荷为 7 .29617 .275387. 09 .138041. 00 . 1 111 arp yFxFfP N 轴承 2 的当量载荷为 8 .8225 .55908 .82210 . 1 111 arp yFxFfPN 所以 Lh1= 3 6 60 10 P C n = 3 6 96. 2 3 . 6 3 .14260 10 =1127、3 h Lh2= 3 6 822. 0 2 . 5 3 .14260 10 = 4 10942. 2 h XX 学院本科毕业设计（论文） 19 3.63.6 输入输出轴上端盖的设计与计算输入输出轴上端盖的设计与计算 密封件的设计如下：见下图 3-9 轴径15 1 d mm ， 14 1 D mm ， 29D mm ， 16 1 B mm 端盖的设计及计算如下：见下图 3-10 1 1 1 1 4 6 0 2 0 图 3-9 密封圈 图 3-10 端盖 螺钉直径 3 3 d mm 41 30 dd mm 5 .4235 . 2355 . 2 30 dDD mm 5035 . 25 .425 . 2 302 dDD mm 6 . 32 . 1 3 de mm ee 1 ,取 4 mm 1m mm D4=D1015251035 mm 5 .3395 .423 305 dDD mm D6=D24=335=32 mm 10 1 bmm , 16 1 dmm , 28 1 D mm 主从动轴一样、 3.73.7 调速齿轮上变速曲线槽的设计与计算调速齿轮上变速曲线槽的设计与计算 槽的张角 =800120 ,取 =900。 XX 学院本科毕业设计（论文） 20 (1)变速曲线槽的槽形曲线为圆弧， 中心线上三个特殊点 A， B， C 的坐标系 （以 O 为极点）分别为： 22. 1 max II时, 0 0 A 66.334828sin5 .157 .715 . 0sin5 . 0 /0 max3 lDRA mm 其中： q dl5 . 0（0、51、0）=2555 . 0（0、51、0）=15、5 mm I=1 时 ，B= max max 1I I = 0 90 22. 11 22. 1 =49、460 85.357 .715 . 05 . 0 3 DRB mm 75. 0 min II 时 ， 0 90C, 384875sin5 .157 .715 . 0sin5 . 0 /0 min3 lDRC mm 图 3-11 调速论 (3)用通过三点作圆弧的方法确定槽圆弧确定曲线半径 R 和中心 O ” (4)要求传动比 Ix与齿轮转角 呈线性变化时，槽形曲线方程为： R（）=0、5D3+lsin =0、5D3+lsinarctan cot 1 1 minmaxmax minmaxmax III III =0、5 71、7+15、5sinarctan 0 45cot 75. 022. 122. 11 75. 022. 122. 11 XX 学院本科毕业设计（论文） 21 =35、85+15、5sin(arctan 47. 08 .19 8 .1947. 0 0 0 ) 3.83.8 调速机构的设计与计算调速机构的设计与计算 调速机构采用两斜齿轮分度调速。 1、调速齿轮的设计与计算 模数 2 n m mm 螺旋角 0 12 法面压力角 0 20 n 端面压力角 t 3721. 012cos/20tancos/tantan 00 nt 所以 0 4 .20 t 基圆柱螺旋角 b 19921. 04 .20cos12tancostantan 00 tb 所以 0 27.11 b 法面齿距 28. 6214. 3 nn mP mm 端面齿距 42. 612cos/ 0 nnt PmP mm 法面基圆齿距 9 . 520cos28. 6cos 0 nnbn PP mm 法面齿顶高系数 1 an h 法面顶隙系数 25. 0 n c 分度圆直径 37.10812cos/253cos/ 0 nt zmzmd mm 基圆直径 57.1014 .20cos37.108cos 0 tb ddmm 齿顶高 212 anna hmh mm 齿根高 5 . 225. 012 nannf chmhmm 齿顶圆直径 37.1122237.1082 aa hdd mm 齿根圆直径 37.10325 . 237.1082 ff hddmm XX 学院本科毕业设计（论文） 22 法面齿厚 14. 32/ nn mS mm 端面齿厚 2