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哈工大华德学院毕业设计（论文）任务书 姓 姓名：王德宝 院（系）：汽车工程系 专业 专业：交通运输（汽车运用工程） 班 号：0793122任务 任务起止日期： 2010 年 10月 13日至2010年 12月 28日毕业 毕业设计（论文）题目： 基于闭式功率流的汽车变速器试验台设计 立题 立题的目的和意义： 汽车变速器是汽车传动系统的重要组成部分，其性能的优劣直接影响到传动系统的性能，关系到整车的质量。因此必须进行疲劳寿命试验用来测试和分析汽车变速器的耐久性、使用寿命、传动效率等因素的影响，以及验证变速器产品结构设计、制造工艺、材料、负荷、转速、润滑等参数的合理性，为产品设计和质量评价提供可靠的科学依据，缩短产品的开发周期和提高产品质量。研制汽车变速器试验台，实现对各种汽车变速器例行试验，测试其性能、参数等，以检验变速器是否满足有关技术要求的规定。变速器在其研发阶段需要完成变速器机械效率实验、润滑实验、疲劳磨损试验等。提高变速器的传动效率不仅可提高动力性，降低车辆油耗，而且对抑制由于近年来车辆速度提高而引起的传动系统的发热具有重要的意义。为了防止变速器烧坏，同时抑制油温上升，要对变速器的各零部件供给必要而充分的润滑油进行润滑，并进行确认试验，试验的目的是评价变速器在各种工作条件下不传递转矩时的润滑效能。变速器耐久性试验分为齿轮试验、轴承试验和磨损试验，即分别考核齿轮的弯曲疲劳强度、轴承的承载能力和寿命以及齿轮轴承的点蚀、色变和压痕等。 技术 技术要求与主要内容：1、研究的基本内容 （1）变速器试验台系统的总体方案； （2）传动系统的总体设计和驱动电机的选择； （3）变速机构、传动轴、加载装置的设计；（4） （4）传感器和单项离合器的选配及总体结构设计。1、 2、技术要求2、 （1）宝来1.8T手动豪华型轿车变速器参数为准。 3、 （2）要求合理选用驱动电机.传感器.联轴器。4、 （3）要求对试验台进行合理的总体布置。（） （4）要求进行动力传递装置.工作装置的详细设计，在正确计算的基础上，完成 部件的设计选型。（5）完成总装配图，清楚表达设计。 进度 进度安排：1、进行文献检索查，查看相关资料。 第一周（10月1310月17） 2、提交设计草稿，进行讨论、修定，做开题答辩 。 第二周（10月1810月24）3、初步确定传动系统的总体设计计算。 第三周（10月2510月31）4、变速机构的设计和传动轴的设计计算。 第四周（11月0111月07）5、锁止装置的设计计算。 第五周（11月0811月14）6、传感器和单项离合器型号的选配 。 第六周（11月1511月21） 7、绘制草图及中期检查答辩。 第七周（11月2211月28）8、提交正式设计图纸及论文草稿，教师审核。 第八周（11月2912月05） 9、完成设计说明书。 第九周（12月0612月12） 10、审查修改图纸、计算及设计说明书 。 第十周（12月1312月19） 11、设计答辩。 第十一周（12月2012月26） 第 第 同组 同组设计者及分工：指导 指导教师签字 年 月 日系（ 系（教研室）主任意见：系（ 系（教研室）主任签字 年 月 日哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） 题 目 基于闭式功率流的汽车 变速器试验台设计 专 业 交通运输（汽车运用工程） 学 号 1079312211 学 生 王德宝 指 导 教 师 纪峻岭 答 辩 日 期 哈工大华德学院哈工大华德学院毕业设计（论文）评语姓名： 常万举 学号： 079312236 专业：交通运输（汽车运用工程） 毕业设计（论文）题目： 九档变速器设计 工作起止日期：_ 年_ 月_ 日起 _ 年_ 月_ 日止指导教师对毕业设计（论文）进行情况，完成质量及评分意见：_ 指导教师签字： 指导教师职称： 评阅人评阅意见：_ _ _ _ 评阅教师签字：_ 评阅教师职称：_答辩委员会评语：_根据毕业设计（论文）的材料和学生的答辩情况，答辩委员会作出如下评定：学生 毕业设计（论文）答辩成绩评定为： 对毕业设计（论文）的特殊评语：_ 答辩委员会主任（签字）： 职称：_答辩委员会副主任（签字）： 答辩委员会委员（签字）：_ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _年 月 日哈工大华德学院毕业设计（论文）任务书 姓 名： 常万举 院 （系）：汽车工程系 专 业： 交通运输（汽车运用工程） 班 号：0793122 任务起至日期： 年 月 日至 年 月 日 毕业设计（论文）题目： 九档变速器设计 立题的目的和意义： 乘用车得到普遍应用，通过改变输入驱动桥的扭矩和转速。设计一种9当变速器，能满足发动机的在有利工况工作。通过9当变速器设计有利于学生对汽车底盘技术的理解，提高工程设计能力。 技术要求与主要内容：1. 完成变速器的总体设计方案2. 完成变速器总布置的设计3. 完成变速器的计算， 4. 撰写设计说明书 进度安排： 同组设计者及分工：指导教师签字_ 年 月 日 系（教研室）主任意见： 系（教研室）主任签字_ 年 月 日哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 1第 1 章 绪 论1.1 课题的来源和意义我国汽车行业在全世界来说应该属于那种旭日东升，蓬勃发展的一种类型。由于众所周知的原因，我国的汽车工业虽起步于上世纪 50 年代，但却踯躅于60 年代，徘徊在 70 年代，直到改革开放我国政府提出把汽车工业作为支柱性产业重点发展，才开始快速发展。正是由于这些曲折和波折，使我国汽车业的设计、制造、应用等各领域的技术水平均大幅落后于其他发达国家，汽车试验领域也是没有例外。改革开放以来，受政策的支持和资金的扶持，以及各厂家和相关单位及院校的共同努力，我国的汽车工业大踏步向前发展，取得了不小的进步，我国的汽车产量在 2003 年已经跃居世界第 5 位，我国的技术水平也相应取得了飞速的发展，我国汽车的大量出口已指日可待。作为汽车技术一部分的汽车试验领域也取得了一些显著成果。由于一直紧跟国外先进汽车的试验研究方法，从理论上也达到了较高的水平，基本上达到了世界的平均水平，但是受到技术和成本的限制，尚未普遍应用于科研、教学和生产部门。汽车零部件试验在汽车设计和制造领域占据重要的地位，因此试验台的种类也很多，有的结构简单，但耗费较高，有的现代化程度高，适合规模大、效益高的大型试验部门使用，但造价昂贵。而一些小型科研单位以及高等院校受资金、场地、人员、环境等的影响，不可能采用上述那些要求较高的试验台。本课题在于研究一种经济实用而且经久耐用，便于操作，占地较小，适合于室内安装的试验台，以供那些条件有限的单位使用。1汽车变速器是汽车构造上的一个结构复杂、使用条件复杂、可靠性要求高的重要部件，因此从产品开发到生产直至使用都要对其进行大量的试验，以确定其各种性能参数，为汽车的生产、销售以及维修单位和汽车的使用者提供可靠的参考，防止出现重大的事故。在此领域各国都在潜心研究，以不断提高试哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 2验的准确性，从而提供更可靠的试验数据，为社会服务。1.2 汽车试验装置的发展概况十九世纪下半叶,德国的戴姆勒-奔驰公司、法国的标致公司、美国的福特公司、意大利的菲亚特公司等先后生产出了第一辆汽车。随着科学技术的发展，汽车结构不断完善，汽车性能也不断提高。由于汽车工业与其他工业、农业、国防和人民的日常生活密切相关，汽车质量引起人们的广泛重视。二十世纪初期，美国人亨利福特创立了流水线作业的生产形式，使生产效率大幅提高，生产成本下降，使用范围急剧扩大，汽车的可靠性、寿命和性能方面的问题突出出来，要求开展试验研究工作。汽车试验的发展历史经历了大致如下三个阶段：第一个阶段从十九世纪末叶到第二次世界大战结束，是汽车试验的逐步建立，主要包括基本试验台的建立，基本试验规范和标准的形成；第二个阶段从第二次世界大战结束到上世纪七十年代，由于相邻工业的发展，相邻学科的发展和渗透，使汽车试验理论、试验设备、试验标准和规范有了长足的发展和进步；第三个阶段的主要标志是电子计算机在汽车试验中的应用和标准法规的完善。 31.3 汽车变速器性能试验台国内外发展概况汽车变速器是汽车构造上的一个结构复杂、使用条件复杂、可靠性要求高的重要部件，因此从产品开发到生产到使用都要对其进行大量的试验。目前，传统的汽车变速器试验台的形式主要有以下几种：1.开式功率流变速器试验台常见的开式功率流汽车传动系零部件试验台由驱动装置、加载装置、测量装置、被试装置等四部分组成，如图 1.1 所示。它的特点是：结构简单，试验方法简单，通用性好，但是由于需采用原动机作为驱动电机来驱动，造价高，耗电量大，尤其是做耗时较长的疲劳寿命试验时，更是如此。目前它适用于科研、教学和小型生产厂，例如吉林大学汽车哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 3试验室、哈尔滨齿轮厂研发部等。图 1-1 开式功率流变速器试验台2.闭式功率流变速器试验台机械封闭式试验台，是目前为止国内汽车变速器驱动桥齿轮试验中应用最多的试验台。它的特点是：结构复杂，操作较复杂，控制繁琐，通用性差，但是功耗少、投资省，适用于变速器性能试验。1.4 本课题的研究内容及主要工作利用机械闭式功率流原理，研制一套变速器机械效率、刚度、疲劳强度和润滑测试装置的传动机构，要求设计并研究可靠的传动系统的结构。由于封闭式功率流试验台只需在事先给系统加载的情况下，选择小的测功机（仅提供封闭系统消耗的机械损失功率） ，即可完成机械效率的测定以及用时较长的疲劳寿命和润滑等的试验，具有功耗少、投资省、耗电少的特点，而且变速器的机械效率高、功率损失小，因此，本课题将对这种试验台的传动系统部分进行研究。在这部分里主要完成传动机构的设计（包括升速器、传动轴和锁止装置的设计，不包括加载器的设计）以及电动机及传感器、单向离合器的选型。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 4第 2 章 传动系统的总体设计2.1 设计方案论证本次设计的题目是变速器性能闭式试验台传动机构的设计，是在目前现有的开式试验台的基础上进行的一次改进性设计。2.1.1 常见的机械式变速器损坏形式1.外壳变速器外壳的主要损坏形式是壳体开裂。损坏原因是其强度不够或存在铸造缺陷，在齿轮径向分力的作用下开裂。也常出现因变速器内的金属块（如断齿、轴承碎块等）挤压进齿轮啮合处而将壳体胀裂的情况。2.齿轮变速器齿轮的损坏形式主要有以下几种：（1）轮齿折断轮齿折断是指齿轮的一个或多个齿的整体或其局部的折断，轮齿折断通常有疲劳折断和过载折断两种。（2）齿面点蚀轮齿进入啮合时，轮齿齿面接触处在法向力的作用下将产生很大的接触应力，脱离啮合后接触应力即消失。对齿廓工作面上某一固定点来说，它受到的是近似于脉动变化的接触应力。如果接触应力超过了轮齿材料的接触疲劳极限时，齿面上出现不规则的细微的疲劳裂纹，随着裂纹的蔓延、扩展而导致齿面表层上的金属微粒剥落，形成麻点状的凹坑，这种现象称为齿面疲劳点蚀。点蚀发生后，破坏了齿轮的正常工作，引起振动和噪声。实践表明，由于轮齿在节线附近啮合时，同时啮合的齿对数少，且轮齿间相对滑动速度小，润滑油膜不易形成，所以点蚀首先出现在靠近节线的齿根表哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 5面上。一般闭式传动中软齿面易发生点蚀失效，设计时就应保证齿面有足够的接触强度。（3）齿面胶合在高速重载的齿轮传动中，由于齿面间的压力较大，相对滑动速度较高，因而发热量大，使啮合区温度升高、油膜破裂而引起润滑失效，相啮合两个齿面的局部金属直接接触并在瞬间互相粘连。当两齿面相对转动时，较软齿面上的金属从表面被撕落下来，而在齿面上沿滑动方向出现条状伤痕，这种现象称为齿面胶合。在低速重载的传动中，由于齿面间压力大，因而不易形成油膜，也会出现胶合。（4）齿面磨损齿面磨损是齿轮在啮合传动过程中，轮齿接触表面上的材料摩擦损耗的现象。齿轮的磨损有磨粒磨损和跑合磨损两种。（5）塑性变形当轮齿材料较软而载荷较大时，轮齿表面的材料将沿着摩擦力方向发生塑性变形，导致主动轮齿面节线附近出现凹沟，从动轮齿面节线附近出现凸棱，齿面的正常齿形被破坏，影响齿轮的正常啮合，这种现象称为齿面塑性变形。这种失效主要出现在低速、过载严重和起动频繁的齿轮传动中。3.轴类零件变速器轴类零件的损坏形式主要有：（1）断裂（2）花键磨损 因花键磨损而导致轴类零件报废，多见于变速器第一轴与离合器从动盘连接的花键，主要由于侧键磨损严重而报废。（3）轴颈剥落 由于变速器第二轴有的部位以轴颈作为轴承内滚道用，直接与滚针接触，所以在使用过程中易于出现轴颈剥落。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 64.轴承在变速器中，滚动轴承的损坏主要有：（1）滚子、滚道表面剥落（接触疲劳） 。（2）保持架断裂。（3）内外圈断裂。5.同步器 同步器的失效，主要是由于同步环磨损，致使后备行程消失造成的。 62.1.2 闭式试验台与开式试验台比较 1.开式试验台国内外变速器总成疲劳试验台的形式很多，但就其功率循环的方式而言，都可以归纳为两大类，即开式试验台和闭式试验台，现分别阐述如下：开式试验台与闭式试验台相比较而言各有各的优点和缺点，开式试验台的特点是：由驱动电机输出功率，通过被试变速器和陪试变速器后，即被负载装置（各种测功机）全部吸收并消耗掉，下图为几种方案（图中的几种联接方式都是针对变速器传动效率试验的，但也可以用来进行变速器总成疲劳试验，只是不需要测量输出扭矩的装置） 。1.测功机（或驱动电机）2.扭矩测量仪（或传感器）3.被试变速器 4.陪试变速器 5.加载装置（测功机）（a）被试变速器位于传感器中间式（b）传感器位于两变速器间式（c）无传感器式哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 7图 2-1 应用开式试验台测定变速器效率的装置示意图由图 2-1 可见，开式试验台的机构简单，它主要是由驱动电机、负载装置、被试变速器和陪试变速器几部分组成：（1）驱动电机 驱动电机多用转速可调的直流电机或电力测功机。（2）负载装置 负载装置种类很多，常见的有：直流电机或电力测功机（作为负载装置用时是发电机） 、电涡流测功机、水力测功机 （其负荷调节较为困难，不易稳定，所以在变速器试验台中这些年已很少使用了）和磁粉加载器。这种负荷装置是近几年才用于汽车试验领域的，其主要特点是：负荷控制方便、噪声小、低速加载性能好，但其滑差功率小（大扭矩时允许的转速很低），所以只适用于小吨位车辆变速器疲劳寿命试验。 上述四种负载装置中，目前应用最多的是电涡流测功机和电力测功机。（3）载荷测定装置 如果应力测功机作为驱动装置，则载荷即可应用测功设备配备的测力装置测量，若应用其他电机驱动，则多使用扭矩测量仪。（4）陪试变速器的作用 开式试验台的结构对陪试变速器的要求与机械封闭式变速器试验台不同。在机械封闭式试验台上，陪试变速器的速比一定要与被试变速器相同，而且每次试验时一定要挂同一挡位。在开式试验台上，陪试变速器实际只起到一般升降速器的作用，为了满足负载装置的特性要求，而利用它将转速变到一定范围。因此，陪试变速器的速比可以与被试变速器不同。这一特点显示了如下优越性：可以选用被试变速器承载能力大得多的变速器做为陪试变速器，使其在试验中根本不会损坏。这样，既可以降低陪试变速器的损耗，又能减少拆装工作量，缩短试验辅助时间，加快试验进度。这一点是闭式变速器试验台难以办到的。 因此，开式试验台的优缺点归纳为：优点：降低陪试变速器的损耗，缩短试验辅助时间，加快试验进度。此外还有结构简单，控制方便和便于进行变负荷试验等优点。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 8缺点：试验功率不能循环，能量不能反馈，而是全变为热能散失掉了，所以耗电量大，不适用于进行大吨位车辆的变速器试验。 72.2 传动系统的工作原理传动系统组成如图 2-3 所示，该试验台传动系统是由驱动电机、转矩传感器、转矩加载器、两个齿轮箱、传动轴和两个变速器（一个被试变速器，一个陪试变速器）组成的一个封闭的传动系统。传动系统的工作过程为： 1.电动机及控制装置系统工作中应控制并读取转速，一方面在试验中保持系统工作转速不变，另一方面要对系统进行多种转速情况下试验，因此应选择调速电机并采用操纵方便数据读取准确的单片机通过键盘对系统进行模式输入。2.加载装置为使小功率驱动电机能正常驱动系统，保持系统运转，并且保证所测试变速器满足在实际状态工作的条件，应事先给系统加载，以使内部保持有相当的内力转矩，因此设有转矩加载装置，转矩加载装置形式多样，传统的加载方式为平衡力矩加载法和行星齿轮加载法，在应用中不便于对变速器进行加载，为使加载方式可靠、操纵方便，本课题采用蜗轮蜗杆加载方式。通过旋转蜗杆和观察转矩转速传感器上的读数，控制加载力矩的大小。另外，由于蜗轮蜗杆的相互制约，系统被锁死，保持系统储备内力而不运转。3.动力传递部分工作时由电动机驱动系统。动力既经辅助齿轮箱经传动轴带动变速器输入轴转动并同时带动辅助齿轮箱从动齿轮转动。由于变速器输入轴和输出轴转速不同，为保证系统主动部分轴及齿轮转速一致，特增加一台陪试变速器，而且保持两台变速器相对布置即被试变速器的输出轴和陪试变速器的输出轴相连，动力传递的方式是： 电动机第一辅助齿轮箱主动齿轮轴被试变速器输入轴被试变速器输出轴哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 9 图 2-4 动力传递路线则所测机械效率为: = （2-1）12TT4.疲劳寿命、刚度、强度和润滑试验这些试验为长期试验，一方面要测定变速器工作到疲劳失效的时间及早期失效发生的部位，另一方面要根据观察并测定在各挡位工作参数的变化情况。由于变速器从开始正常工作到发生疲劳失效需很长的时间，因此在试验台上需要按与实际相近的循环作长期连续的工作。在此期间要加强对系统尤其是对箱体的冷却。 132.3 驱动电机的选择2.3.1 工作条件本试验台选择宝来（1.8T 手动挡，豪华型）汽车变速器技术参数为基准。该车发动机的最大功率 110KW/5700r/min，最大转矩 210Nm/4600r/min。为了满足试验台应用的广泛性，选择储备系数K=1.4。 14宝来汽车的各挡传动比如下表所示。表 2 2-1 1 宝来汽车各挡传动比挡 位1 档2 档3 档4 档5 档倒 档传动比3.31.9441.3081.0290.8373.062.3.2 选择电动机的类型陪试变速器输出轴第二辅助齿轮箱主动齿轮轴陪试变速器输入轴哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 10试验台总传动效率等于各传动件传动效率的乘积，查阅相关手册得齿轮传动的效率为 0.98、滚动轴承的传动效率为 0.99、变速器的传动效率为 0.95、联轴器的传动效率为 0.99。则试验台总传动效率= 0.9980.980.980.9940.950.95=0.77。此试验台在工作过程中损失的功率由电机提供，根据宝来汽车发动机的最大功率 110KW/5700r/min，确定电机所需容量为：Pw =P (1-)=110 0.23 = 25.3KW。电机的储备系数K=1.4,则所选电机功率为：Pw =25.31.4=35.42KW。由同步转速为 1500r/min，查机械设计课程设计后，选用驱动电机型号为 Y225S-4。其参数为：额定功率 37KW；满载转速 1480r/min；堵转转矩1.9Nm；最大转矩 2.2Nm。2.4 本章小结本章分析比较了开式试验台与闭式试验台的优缺点，在此基础上对设计方案的可行性进行了可靠的论证，确定了传动机构总体布置方案，阐述了传动系统的各部分工作原理，在粗估整个试验台的功率损失后，为系统选择电动机的型号。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 11第 3 章 变速机构的设计由驱动电机的参数可见，电机最大转速为 1500 r/min，最大转矩为2.2Nm。为满足系统所需高转速、小转矩的需要，应增加一套变速机构，即升速器。升速器由单级斜齿圆柱齿轮副构成，主要功能是在电动机带动变速器旋转过程中提高输出轴的转速，降低转矩。升速器的设计包括齿轮、轴、箱体的设计以及计算，轴承的选择与校核，油封的选择等，该套升速机构的传动比为 4。3.1 齿轮的设计与校核3.1.1 选择齿轮材料及精度等级 制造齿轮最常用的材料为 45 号钢，45 号钢经过不同的热处理方法可以满足不同的应用范围。正火是将钢件加热到相变点以上 3050，保温一段时间，然后在空气中冷却，冷却速度比退火快，常用来处理低碳和中碳结构钢材及渗碳零件，使其组织细化，增加强度及韧度，减小内应力，改善切削性能。调质处理是在淬火后高温回火，用来使钢获得高的韧度和足够的强度，很多重要零件是经过调质处理的。在此次设计中，小齿轮选用 45 号钢调质，硬度为 15230HBS；大齿轮选 45 号钢正火，硬度为 170HBS。因为该升速机构的转速较高，初选 6 级精度，要求齿面粗糙度Ra0.801.60m。3.1.2 确定设计准则由于该升速机构为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬度 HBS 小于等于350 的软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 12强度。3.1.3 按齿面接触疲劳强度设计1.转矩T1T1=2101.4Nm=2.94105Nmm2.载荷系数K设齿轮按 6 级精度制造，取载荷系数K=1.5。3.齿数Z1，螺旋角和齿宽系数d小齿轮Z1取 24，则大齿轮齿数Z2=244=96，初选=15。因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面均为软齿面，查机械设计手册，确定选取d=1。4.弹性系数ZE查有关齿轮手册，得 ZE=189.8。5.许用接触应力H 查有关齿轮手册，得 =560MPa，=530MPa，SH=1；lim1Hlim2HN1=60njLh=6060001(105240)=7.488109N2=N1/i=7.488109/4=1.872109查手册，得ZN1=0.85，ZN2=0.92；=MPa=476MPa1H1lim1NHHZS0.85 5601=MPa=487.6MPa2H2lim2NHHZS0.92 5301故 1d21313.17EdHKT uZu=mm231.5 294000 5 3.17 189.81 4476=95.86mm哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 13=mm=3.86mmnm11cosdz195.86 cos15z取标准模数=4。nm6.确定中心距和螺旋角a=mm=248.47mma122cosnmzz424962cos15考虑到实际情况，结合变速器的外形尽寸发现中心距太小，整个机构地a运转的过程中会发生干涉，需加大中心距。因此重选=5，以达到加大中心nm距的目的。=mm=310.583mma122cosnmzz524962cos15圆整后取中心距为：=310mma圆整中心距后确定的螺旋角为：=12arccos2nmzza52496arccos2 31014.5914 35 243.1.4 主要尺寸计算=mm=124.00mm1d1cosnm z5 24cos14.59=mm=496.00mm2d25 96coscos14.59nm z=1124mm=124mm1b1dd取=130mm，=124mm(为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大些)。1b2b3.1.5 按齿根弯曲疲劳强度校核哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 14如，则校核合格。FF确定有关系数与参数：1.当量齿数113322332426coscos 14.5996106coscos 14.59VVzzzz2.齿形系数FY查有关齿轮手册，得 2.627，2.178（差值法） 。1FY2FY3.应力修正系数SY查有关齿轮手册，得 1.597，1.805（差值法） 。1SY2SY4.许用弯曲应力F查手册，得 210MPa，=190MPa，=1.3，=0.9，=0.92；lim1Flim2HFS1NY2NY=MPa=145.38MPa1F1lim1NFFYS0.9 2101.3=MPa=134.46MPa2F2lim2NFFYS0.92 1901.3=1F1211.6cosFSnKTY Ybm z=mm21.6 1.5 294000 cos14.592.627 1.597124 524=38.59MPa1F哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 15=MPa=36.16MPa2F22111FSFFFY YY Y2.178 1.80538.592.627 1.5972F齿根弯曲强度校核合格。3.1.6 验算齿轮的圆周速度由齿轮的圆周速度公式=v1 160 1000d n求得齿轮的圆周速度最大值为 34.5m/s，查有关齿轮设计手册，先择齿轮精度为 6 级，与预选值相符。3.1.7 几何尺寸计算1.大齿轮=5mm，=6.25mm2anhm21.25fnhmmm=506mm222496aaddhmm=483.5mm22224962 6.25ffddh 由于500mm，因此采用轮腹式结构。2ad2.小齿轮=5mm，=1.25mm1anhm11.25fnhm=mm=134mm1112aaddh1242 5 mm=111.5mm11121242 6.25ffddh 由于200mm ，因此采用实体式结构。1ad3.2 箱体结构尺寸的计算有关箱体结构尺寸的计算可以查阅减速器设计资料，根据箱体主要结构尺哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 16寸计算公式求得的尺寸值如下所示。箱体壁厚：0.025a+1=0.025310+1=8.75 mm，取=10mm。箱盖壁厚：0.02a+1=0.02310+1=7.2mm，取=10mm。11箱盖凸缘厚：=1.5=15mm。1b1b1箱座凸缘厚度：=1.5=15mm。bb箱座底凸缘厚度：=2.5=25mm。2b2b地脚螺钉直径：=0.036+12=0.036310+12=23.16mm，取fdfda=24mm。fd地脚螺钉数目：=6 。nn轴承旁联接螺栓直径：=0.75=0.7524mm=18mm，取=20mm。1d1dfd1d盖与座联接螺栓直径：=0.5=0.524mm=12mm。2d2dfd联接螺栓的间距 ： =150mm。2dll轴承端盖螺钉直径：=0.4=0.424mm=9.6mm，取=10mm。3d3dfd3d定位销直径：=（0.70.8）=8.49.6mm，取=10mm。dd2dd，至箱壁距离：34mm，26mm，18mm。fd1d2d1C，至凸缘边缘距离：28mm，16mm。fd2d2C轴承旁凸台半径：=。1R1R2C凸台高度：以便于扳手操作为准，取=130mm。hh外箱壁至轴承座端面距离 ： =+（510） ，取 =70mm。1l1l1C2C1l大齿轮顶圆内箱壁距离：=1.2=12mm，取=14mm。111哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 17齿轮端面与内箱壁距离：=14mm。22箱盖,箱座肋厚，：，取=10mm。1mm110.85m0.85m1mm地脚螺栓为：螺栓 GB5782-86 M2450，两箱共 12 个。盖与座连接螺栓：螺栓 GB5783-86 M1250，两箱共 6 个。轴承旁联接螺栓直径：螺栓 GB5783-86 M20160，两箱共 16 个。轴承端盖螺钉直径：GB5783-86 M1040，两箱共 48 个。视孔盖螺栓：对于单级变速机构，当中心距350mm 时，视孔盖螺栓直a径取 6mm，孔数为 8，盖厚 4mm。螺栓 GB5783-86 M612，两箱共 16 个。d3.3 传动机构的设计3.3.1 小齿轮轴的设计与校核1.选择轴的材料，确定许用应力选用 45 号钢并经调质处理，查相关手册得强度极限=637MPa，许用弯B曲应力=60MPa，毛坯直径200mm。1b0d2.按扭转强度估算轴径（最小直径）d=（107118）3PCn369.55 10T=（107118）mm362940009.55 10=33.5438.83mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故需将估算直径加大 3%5%，取为 34.5538.83mm。由设计手册取标准直径=38mm。1d3.设计轴的结构（1）拟定轴上零件的装配方案（如图 3-1a 所示）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 18（2）确定轴上零件的位置和固定方式齿轮从轴的右端装入，如上图所示，齿轮的左端用轴肩固定，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故采用 H7/r6 的配合。由于轴承对称安装于齿轮的两侧，则其左轴承用轴肩固定、右轴承由套筒右端面来定位，轴承的周向固定采用过盈配合。轴承的外圈位置由轴承盖顶住，这样轴组件的轴向位置即可完全固定。（3）确定各轴段的直径如图 3-1a 所示，轴段（外伸端）直径最小，d1=38mm；考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段必须满足轴承内径的标准，故取轴段的直径d2=45mm（选择轴承型号为 6409 GB/T296-94） ；为了便于拆卸左右轴承，可查出 6904 型深沟球轴承的安装高度为 5mm，取d5=55mm；小齿轮孔径d3=48mm，轴间高度为h=5mm，则d4=58mm。（4）确定各轴段的长度齿轮轮宽为 130mm，为保证齿轮固定可靠，轴段的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为 128mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为 14mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为 29mm） ，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段 长度取为 19mm，轴承支点距离mm；根据箱体结构及联197l 轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取mm；查阅有关的联轴器手册取80l =70mm。l（5）按设计结果画出轴的结构草图，如图 3-1a 所示。4.按弯扭合成强度核轴径（1）画出轴的受力图（图 3-1b） 。（2）作水平面内的弯矩图（图 3-1c） 。首先对斜齿圆柱齿轮传动中的主动轮进行受力分析：哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 19N=4741.94N22222 294000 4496tTFd=4741.94N=1783.44N22tancosnrtFFtan20cos14.59N=1234.30N22tan4741.94 tan14.59atFF小齿轮受力与大齿轮等大反向。支点反力为：N=2370.97N14741.9422tHAHBFFF-截面处的弯矩为：H= 2370.97Nmm =233537.59NmmM1972-截面处的弯矩为：H= 2370.97（19+）Nmm=79427.50 NmmM292 （3）作垂直面内的弯矩图（图 3.1d） ，支点反力为：N=503.26N1111783.441234.30 1242222 197arVAF dFFl=(1783.44-503.26)N=1280.18 N1VBrVAFFF-截面左侧弯矩为： V左Nmm =49571.11NmmM197503.2622VAlF-截面右侧弯矩为： V右Nmm=126097.73NmmM1971280.1822VBlF-截面处的弯矩为： V=1280.1833.5Nmm=42886.03NmmM29 192VBF （4）作合成弯矩图（图 3.1e）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 20 （3-1）22HVMMM-截面为：NmmNM左22HVMM左2249571.11233537.5923874mmNmmN2222126097.73233537.59HVMMM右右265406mm-截面为：NmmNmm222242886.0379427.50VHMMM90266 （5）作转矩图（图 3-1f） Nmm1294000T （6）求当量弯矩 因加速机构单向运转，即可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。-截面：NmmN22222654060.6 294000eMMT右318681mm-截面：NmmN2222902660.6 294000eMMT198154mm （7）确定危险截面及校核强度由前面图可以看出，截面-，-所受转矩相同，但弯矩，eeMM且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径d3d2，故也应对截面-进行校核。-截面：哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 21MPa=28.82MPa33186810.1 48eeMW-截面：MPa=21.75MPa31981540.1 45eeMW查手册，得MPa，满足条件，故设计的轴有足够的强160be1b度。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 22L=197Ft1Fa1Fr1FHAFHBFt1MHCd1d2d3d4d5d212345L/28033.560AB(a)(b)(c)哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 23FVAFVBFr1Fa1MVC1MVC2MT(d)(e)(f)图 3-1 小齿轮轴设计3.3.2 大齿轮轴的设计与校核1.选择轴的材料，确定许用应力选用 45 号钢并经调质处理，由设计手册查得强度极限=637MPa，许用B哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 24弯曲应力=60MPa，毛坯直径200mm。1b0d2.按扭转强度估算轴径（最小直径）d =（107118）3PCn2369.55 10T=（107118）mm36294000 49.55 10=53.2358.71mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故需将估算直径加大 3%5%，取为 54.8361.64mm。由设计手册取标准直径=60mm。1d3.设计轴的结构（1）拟定轴上零件的装配方案，如图 3-2a 所示。（2）确定轴上零件的位置和固定方式齿轮从轴的右端装入，如上图所示，齿轮的左端用轴肩固定，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故采用 H7/r6 的配合。由于轴承对称安装于齿轮的两侧，则其左轴承用轴肩固定、右轴承由套筒右端面来定位，轴承的周向固定采用过盈配合。轴承的外圈位置由轴承盖顶住，这样轴组件的轴向位置即可完全固定。（3）确定各轴段的直径如图 3-2a 所示，轴段（外伸端）直径最小，d1=60mm；考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段必须满足轴承内径的标准，故取轴段的直径d2=75mm（选择轴承型号为 6215 GB/T296-94） ；为了便于拆卸左右轴承，可查出 6215 型深沟球轴承的安装高度为 4.5mm，取d5=84mm；由于大齿轮要做成轮腹式齿轮，齿轮孔径mm=82.67103.33mm，取=83mm，则轴 21241.21.51.21.51.21.5sbld sd哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 25段的直径ds=83mm；考虑到要对安装的在轴段上的大齿轮进行定位，轴段上应有轴肩，取轴间高度为h=4.5mm，则d4=92mm。（4）确定各轴段的长度齿轮轮宽为 124mm，为保证齿轮固定可靠，轴段的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为 122mm；查有关轴承的手册，6215 型深沟球轴承的宽度B=25mm，则轴承支点间的距离mm=193mm；根据箱体结构及联轴器距1972925l 轴承盖要有一定距离 要求，取=80mm；查阅有关的联轴器手册取=107mm；ll在轴段、上分别加工出键槽，使三个键槽处于轴的同一圆柱线线上。（5）按设计结果画出轴的结构草图，如图 3-2a 所示。4.按弯扭合成强度核轴径（1）画出轴的受力图（图 3-2b） 。（2）作水平面内的弯矩图（图 3-2c） 。支点反力为：N =2370.97N24741.9422tHAHBFFF-截面处的弯矩为：H=2370.97Nmm=228798.6NmmM1932-截面处的弯矩为：H=2370.9734.5Nmm=81798.47NmmM （3）作垂直面内的弯矩图（图 3.2d） ，支点反力为：N =2477.76N2221783.441234.30 4962222 193arVAFdFFlN=-694.32N11783.442477.76VBrVAFFF-截面左侧弯矩为： V左Nmm=239103.84NmmM1932477.7622VAlF-截面右侧弯矩为：哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 26 V右Nmm=-67001.86NmmM193694.3222VBlF -截面处的弯矩为： VNmm=-23954.04NmmM34.5694.32 34.5VBF （4）作合成弯矩图（图 3.2e）22HVMMM-截面为：Nmm=330937NM左22HVMM左22239103.84228798.6mmNmm=238407Nmm222267001.86228798.6HVMMM右右-截面为：Nmm=85234Nmm222223954.0481798.47VHMMM （5）作转矩图（图 3.2f）Nmm=1176000Nmm2294000 4T （6）求当量弯矩 因加速机构单向运转，即可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。-截面：Nmm=779353N22223309370.6 1176000eMMT左mm-截面：Nmm=710740N2222852340.6 1176000eMMTmm （7）确定危险截面及校核强度由图 3.2f 图可以看出，截面-，-所受转矩相同，但弯矩哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 27，且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径eeMMd3d2，故也应对截面-进行校核。-截面：MPa=13.63MPa37793530.1 83eeMW-截面：MPa=16.85MPa37107400.1 75eeMW满足条件，故设计的轴有足够的强度。e1bL=193mmd1d2d5d4d3d2d1107808010734.51234(a)L=193nTFa2Ft2Fr2(b)哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 28Ft2FHAFHBMHCFr2FVAFVBFa2MVC1MVC2(c)(d)哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 29MT(e)(f)图 3-2 大齿轴轴设计3.3.3 联轴器型号的选择1.小轴上联轴器型号的选择根据小齿轮轴轴径d=38mm，承受的转矩Tmax=294Nm，最大转速nmax=6000r/min，查阅有关联轴器的手册，确定小齿轮轴联轴器为：YL9 联轴器 GB 5843-86138 6038 60JJ两箱各一对。2.大轴上联轴器型号的选择根据大齿轮轴轴径d= 60mm，承受的转矩Tmax=1176Nm，最大转速nmax=1500r/min，查阅有关联轴器的手册，确定大齿轮轴联轴器为：YL12 联轴器 GB 5843-86160 10760 107JJ由于大轴对称布置，两伸出端轴径相同，因此选择 YL12 联轴器两对。3.连接方式两轴处的联轴器通过键与轴连接。4.联轴器材料YL9 联轴器材料为钢，YL12 联轴器材料为铁。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 303.3.4 键的选择与校核由于轴上载荷沿键的长度方向是均匀分布的，所以应该按平键连接的挤压强度条件来校核键的强度。平键连接的挤压强度条件为： 4000jyjyTdhl（3.2）式中 被连接零件所传递的转矩，Nmm；T 轴径，mm；d 键的高度，mm；h 键的工作长度，mm，A 型键 =L-b，B 型键 =L，C 型键 =L-llll0.5b并且L（1.61.8）d，以免因键过长而增大压力沿键长分布的不均匀性。 为键连接中最弱材料的许用挤压应力。 jy1.小轴上键的选择与校核（1）联轴器处键的选择与校核根据轴径d=38mm，轴段长度为 60mm，转矩Tmax=294Nm，选择键的型号为（mm）：键 1050 GB1096-79平头普通平（A 型） 、b=10、h=8、L=50 键的工作长度 =（50-10）mm=40mml则 MPa=96.71MPa4000 29438 8 40jy 查阅有关键的手册，选择键的材料为钢，许用挤压应力jy=60130MPa，由于，因此键的强度足够，合格。jyjy（2）小齿轮连接键的选择与校核根据小齿轮轮毂轴径d=48，轴段长度为 128mm，转矩Tmax=294Nm，选择键的型号为（mm）：哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 31键 14110 GB1096-79圆头普通平键（A 型） 、b=14、h=9、L=110键的工作长度 =（110-14）mm=96mm，将参数代入式（3-2）得 lMPa=28.36MPa4000 29448 9 96jy 由于，因此键的强度足够，合格。键的材料为钢。jyjy2.大轴上键的选择与校核（1）联轴器处键的选择与校核由轴的外伸端直径d=60mm，联轴器处的轴段长为 107mm，转矩Tmax=1176Nm，选择键的型号为（mm）：键 18100 GB1096-79圆头普通平键（A 型） 、b=18、h=11、L=90键的工作长度 =（90-18）mm=72mm，将参数代入式（3-2）得lMPa=98.99MPa4000 117660 11 72jy由于，因此键的强度足够，合格。键的材料为钢。大齿轮轴两jyjy侧外伸端均采用此种型号的键。（2）大齿轮连接键的选择与校核根据大齿轮轮毂轴径d=83mm，轴段长度为 122mm，转矩Tmax=1176Nm，选择键的型号为（mm）：键 22110 GB1096-79圆头普通平键（A 型） 、b=22、h=14、L=110键的工作长度 =（110-22）mm=88mm，将参数代入式（3-2）得lMPa=46.00MPa4000 117683 14 88jy由于，因此键的强度足够，合格。键的材料为钢。jyjy3.4 轴承型号的选择与校核3.4.1 小轴上轴承型号的选择与校核1.轴承类型的选择由于小轴转速较高，同时主要承受径向载荷，因此选深沟球轴承。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 322.轴承型号的选择与校核由已知条件，与轴承配合处的轴径mm，转速nmax=6000r/min，轴承45d 所受径向载荷Fr=1783.44N，轴向载荷Fa=1234.30N，工作温度正常，预期寿命=5000h，选得 6409 型轴承。查有关轴承的手册，6409 型轴承 hLCr=77.5kN，C0r=45.5kN，则Fa/ C0r=1234.30/45.5103=0.027，利用差值法求e 值。=0.2180.220.190.190.0270.0140.0280.014e根据当量动载荷公式 （3-3）PraPfXFYF式中 载荷系数，查手册得=1.5；PfPf X、Y径向载荷系数和轴向载荷系数。由于Fa/Fr=1234.30/1783.44=0.69e，查手册得X=0.56=2.011.992.302.300.0270.0140.0280.014Y则 N=5220N1.50.56 1783.442.01 1234.30P 由基本额定动载荷公式 （3-4） 16670hTn LPCf得 1/66010hTn LPCf式中 温度系数，查手册得=1；TfTf 轴承的预期寿命，取=10000h； hL hL哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 33 寿命指数，对球轴承=3。则 N=63498kN1/6522060 6000 5000110CrC所以，选用深沟球轴承 6409 合适。查有关轴承的手册，得 6409 型轴承的具体尺寸如下表所示（表 3-1）表 3 3-1 1 64096409 型轴承尺寸基本尺寸/mm安装尺寸/mm极限转速r/min轴承型号dDBrsmindaminDaminrasmin基本额定动载荷Cr基本额定静载荷C0r脂润滑油润滑64094512029255110277.545.5560070003.4.2 大轴上轴承型号的选择与校核1.轴承类型的选择大齿轮的受力情况与小齿轮相同，也是主要承受径向载荷，考虑到整个结构力求简单、低成本、便于安装等方面的因素，因此大轴上也采用深沟球轴承。2.轴承型号的选择与校核由已知条件，与轴承配合处的轴径mm，转速nmax=1500r/min，轴承75d 所受径向载荷Fr=1783.44N，轴向载荷Fa=1234.30N，工作温度正常，预期寿命=5000h。 hL（1）求当量动载荷 P根据公式，式中径向载荷系数X和轴向载荷系数要根据PraPfXFYFFa/C0r 值查取。C0r是轴承的径向额定静载荷，未选轴承型号前暂不知道，故用试算法计算。根据设计手册暂取Fa/C0r=0.025，利用差值法求得e=0.21，由哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 34Fa/ Fr=1234.30/1783.44= 0.69e，查手册得X=0.56，Y=2.06，则N=5312N1.50.56 1783.442.06 1234.30P （2）计算所需的径向额定动载荷值由公式（3-4）得 1/66010hTn LPCf式中 温度系数，查手册得=1；TfTf 轴承的预期寿命，取=5000h； hL hL 寿命指数，对球轴承=3。则 N=40706N1/365312 60 1500 5000110C（3）选择轴承型号查有关轴承的手册，根据d=75mm 选得 6215 轴承，其Cr=66000N40706N，C0r=49500N。6215 轴承的Fa/C0r=1234.30/49500=0.0249，与初步假设定值（0.025）相近，所以，选用深沟球轴承 6215 合适。查有关轴承的手册，得 6215 型轴承的具体尺寸如表3.2 所示。表 3 3-2 2 62156215 型轴承尺寸基本尺寸/mm安装尺寸/mm极限转速r/min轴承型号dDBrsmindaminDaminrasmin基本额定动载荷Cr基本额定静载荷C0r脂润滑油润滑哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 35621575130251.5841211.566049.5450056003.4.3 轴承的润滑与密封1.润滑方式的选择滚动轴承润滑的主要作用是减小摩擦、降低磨损、吸振、降温、防锈等。 16一般滚动轴承大多是采用脂润滑或油润滑两种。在一些特殊工作条件下的轴承近来还采用因体润滑。滚动轴承的润滑方式可根据其速度因素dn值，根据相关手册选取。在此设计中大齿轮轴上轴承的速度因素dn=751500mmr/min=1.125105 mmr/min，小齿轮轴上轴承的速度因素dn=456000mmr/min=2.7105mmr/min，综合考虑两个速度因素，最终选择油润滑。轴承在速度或高温下工作时，宜采用没润滑。油润滑方式的优点是润滑性能好，摩擦系数小，润滑可靠，具有冷却和良好的清洗作用，可用多种润滑方式以适应不同的工作条件。2.密封装置的选择为了使润滑持续、可靠、不漏油，同时为了防止外界脏物进入机体，必须采用相应的密封装置。密封装置是一种能保证密封性的零件组合，一般包括被密封表面、密封件和辅助件。滚动轴承密封的主要作用是防止灰尘、水分、酸气和其他物质侵入轴承以及阻止润滑剂漏失，因此必须设计出可靠的密封装置。滚动轴承密封装置的选择与润滑种类、工作环境和温度、密封表面的圆周速度等因素有关。 17（1）大齿轮轴上轴承密封方式的确定根据轴承孔径d=75mm，n=1500r/min，得轴承的圆周速度 为：vm/s=5.89m/s 75 150060 100060 1000d nv因此采用毡圈密封，此种密封方式结构简单、方便可靠。具体尺寸见表哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 363.3。表 3 3-3 3 毡圈油封及槽（JB/ZQ4606JB/ZQ46068686 摘录） mmmm毡 圈槽Bmin轴径dDd1B1D0d0b铸铁材料半粗羊毛毡7594738829271（2）小齿轮轴上轴承密封方式的确定根据轴承孔径d=45mm，n=6000r/min，得轴承的圆周速度 为：vm/s=14.13m/s30m/s 45 600060 100060 1000d nv因此采用密封圈密封，此种密封方式方便、可靠。耐油橡胶和塑料密封圈有 O、J、U 等形式，有弹簧箍的密封性能更好，故选择旋转轴唇形密封圈，内包骨架。具体尺寸见表 3-4。表 3 3-4 4 旋转轴唇形密封圈（GBGB 1387113871-9292 摘录） mmmmd1Db内包骨架型456283.4.4 轴组件轴向固定方式的确定在机器中，轴（和轴上零件）的位置是靠轴承来固定的。工作时，轴和轴哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 37承对机座不允许有径向移动，轴向移动也应限制在一定限度之内，并还要考虑轴在工作中有热伸长量能够得到补偿。限制轴的轴向移动有三种方式。1.两端固定如图 3.3 所示，使轴的两个支点中的每一个支点都能限制轴的单向移动，两个支点合起来就限制了轴的双向移动，这种固定方法称为两端固定。这种支承形式结构简单，适用于工作温度变化不大的短轴（跨距350mm） 。为了防止轴承因轴的受热伸长而被卡死，轴承外圈与端盖之间须预留间隙。向心轴承预留间隙为 0.20.3mm；向心角接触轴承预留间隙要小些，可依靠轴承的内部游隙来进行调节。间隙和轴承游隙的大小可用垫片或调整螺钉等来调节。2.一端固定、一端游动如图 3.4 所示的支承结构中，一个支点为双向固定（图中左端） ，另一个支点则可作轴向移动（图中右端） ，这种支承结构称为游动支承。显然它不能承受轴向载荷。选用深沟球轴承作为游动支承时就在轴承外圈与端盖间留适当间隙；选用圆柱滚子轴承作为游动支承时，依靠轴承本身具有内、外圈可分离的特性达到游动目的，则轴承外圈应作双向固定，以免外圈同时移动，造成过大错位。这种固定方式适用于工作温度较高的长轴（跨距L350mm） 。3.两端游动两端游动是为了某种特殊需要而采用的支承固定形式。如图 3.5 所示，人字齿轮啮合时一齿轮轴需定位，而另一齿轮轴应两端游动，以便自动定位。若小齿轮轴的轴向位置也固定，将会发生干涉以至卡死现象。通过比较三种不同的轴向固定方式，由于两根轴的跨距均小于 350mm，工作温度正常，并且无特殊要求，最终选择两端固定方式。图 3-3 两端固定（深沟球轴承）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 38图 3-4 固游支承图 3-5 两端游动支承3.5 轴承端盖3.5.1 小轴上轴承端盖如图 3.6（a） 、 （b）所示。由 6409 型轴承外径D=120mm110140mm，查有关轴承端盖的手册，得 6409 型轴承的轴承端盖联接螺栓直径d3=10mm，螺钉数为 6 个。其余尺寸根据计算公式求得的数值如下所示。do=d3+1=（10+1）mm=11mmD0=D+2.5d3=（120+2.510）mm=145mmD2=D0+2.5d3=（145+2.510）mm=170mme=1.2d3=1.210mm=12mm，取 e=15e1e，m由结构确定D4=D-（1015）=120-（1015）mm=105110mm，取D4=108mmD5=D0-3d3=（145-310）mm=115mmD6=D-（24）=120-（24）mm=116118mm，取D6=118 mmb1由密封件尺寸确定哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 393.5.2 大轴上轴承端盖大轴上左右两侧轴承盖相同，如图（3.6）由 6215 型轴承外径D=130mm110140mm，查有关轴承端盖的手册，得 6215 型轴承的轴承端盖联接螺栓直径d3=10mm，螺钉数为 6 个。其余尺寸根据计算公式求得的数值如下所示。do= d3+1=（10+1）mm=11mmD0=D+2.5 d3=（130+2.510）mm=155mmD2= D0+2.5 d3=（155+2.510）mm=180mme=1.2 d3=1.210mm=12mme1e，m由结构确定D4=D-（1015）=130-（1015）mm=115120mm，取D4=118mmD5=D0-3 d3=（155-310）mm=125mmD6=D-（24）=130-（24）mm=126128mm，取D6=128 mmb1e3.6 套筒齿轮与轴承之间采用套筒进行轴向定位，套筒的宽度等于齿轮与轴承间的距离，高度应满足轴承安装尺寸的要求，孔径应与轴径大小相等。由小齿轮轴的设计部分可知，6409 型深沟球轴承的安装高度为 5mm，轴径为 45mm，小齿轮与轴承之间的距离为 19mm，则小轴套筒靠近轴承处外径为 55mm，宽 10mm，取靠近小齿轮处套筒外径为 65mm。由大齿轮轴的设计部分可知，6215 型深沟球轴承的安装高度为 5mm，轴径为 75mm，大齿轮与轴承之间的距离为 22mm，则大轴套筒靠近轴承处外径为 85mm，宽 10mm，取靠近大齿轮处套筒外径为 95mm。套筒材料为 Q235 钢，调质处理后硬度为 170HBS，因为套筒只起到轴向定位作用，受到的轴向力较小，所以采用此种型号的钢可以满足要求。3.7 杆式油标杆式油标的各部分结构尺寸如表 3-6 所示，本次设计中选择杆式油标的d哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 40值为 M16，其余尺寸查表可得。 3.8 本章小结 本章系统地进行了整个变速机构的设计，其中包括大齿轮与小齿轮的设计与校核、大齿轮轴与小齿轮轴的设计与校核、轴承型号的选择与校核、联轴器型号的选择、键型号的选择与校核、密封与润滑方式的选择、箱体尺寸的计算和轴承端盖尺寸的计算等。 （a） （b）图 3-6 轴承端盖 表 3 3-5 5 套筒 mmmm 尺寸代号BLd1d2d3小轴套筒1019455565d1d2d3BL大轴套筒1022758595哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 41 表 3 3-6 6 杆式油标 mmmm dd1d2d3habcDD1M1241262810642016M1641663512852622M20620842151063226哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 42第 4 章 传动轴的设计由变速器性能闭式试验台的结构简图可以看出，整个系统构成一个回路，在与连接被试变速器和陪式变速器平行的另一侧为传动轴，该传动轴左侧与齿轮箱大齿轮轴的伸出端相连，同时为了满足机构的正常工作，该传动轴上连有一个单向离合器和联轴器，具体结构如图 4.1 所示。图 4-1 试验台总体布置传动轴的设计应满足通用性。由于不同型号的变速器，其输入轴和输出轴的长度不同，因此整个机构的整体长度是跟据不同型号的变速器的外形尺寸而定的。当变速器的输入轴或输出轴太短时，还应在变速器与变速器之间加一个哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 43传动轴。因此本章主要是完成单向离合器处传动轴的设计与校核和变速器与变速器联接轴的设计与校核。4.1 单向离合器处轴段的设计与校核由于单向离合器所在轴与大齿轮轴的输出端相连，并且大齿轮轴输出端的长度足够，因此我们只需要对单向离合器所在的轴进行设计与校核。如图（4.1）所示。1.选择轴的材料，确定许用应力由已知条件要知此传动轴传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，而且为了满足经济性和通用性要求，选择此处传动轴的材料与齿轮轴的材料相同，为 45 号钢并经调质处理。强度极限=637MPa，许用弯曲应力B=60MPa，毛坯直径200mm。1b0d2.确定轴径考虑到该段轴是通过联轴器与大齿轮的输出轴相连，而大齿轮轴输出端的联轴器型号为：YL12 联轴器 GB 5843-86160 10760 107JJ因此，该轴段轴径应与联轴器型号相匹配，确定此轴的最小轴径为 60mm，联轴器的定位轴肩高度 2.5mm。根据此段轴的轴径d=60mm，选择键的型号为（mm）：键 1890 GB1096-79圆头普通平键（A 型） 、b=18、h=11、L=90键的工作长度 =（90-18）mm =72mm，将参数代入式（3.2）得lMPa=98.99MPa4000 117660 11 72jy由于 =60130 MPa，所以，因此键的强度足够，合格。jyjyjy键的材料为钢。3.校核轴径哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 44由于该轴只受转矩，因此只需根据所受转矩的大小来进行校核。轴承受的转矩T=1176Nm 则：=705.6Nm0.6 1176MTMPa=32.67MPa33705.6 100.1 60eMW满足的条件，故设计的轴有足够的强度。eb4.轴的长度此试验台适用于不同型号的变速器，因此整个机构的长度是根据所测变速器的长度而确定的，不过我们也可以根据几种不同大小是变速器尺寸进行统计，根据最小变速器的轴向尺寸将轴的长度定为 200cm，然后再制造长度为20cm、25cm、30cm、35cm、40cm、45cm、50cm（联轴器处的长度不计算在内）一系列轴以满足不同情况。9.59010720009.5902214 652 452 450.80.8 60+0.06+0.041E 60+0.06+0.041E图 4-2 传动轴设计图4.2 变速器间轴段的设计与校核被试变速器的输入轴与左侧传感器相连，输出轴与陪试变速器的输出轴相连，对于某些变速器由于它的输出轴太短，因此我们为了正常的进行试验需要在这两处加上一段长度合理的轴。1.选择轴的材料，确定许用应力哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 45选择 45 号钢并调质处理，强度极限=637MPa，许用弯曲应力B=60MPa，毛坯直径200mm。1b0d2.确定轴径变速器在一挡时，输出的转矩最大，此时输入的转矩为发动机的最大转矩。本次设计是以宝来（1.8T 豪华型）汽车变速器为依据，由于联接轴是与变速器的输出轴相联，采用成对的联轴器相联，因此确定联接轴的轴径也就是确定变速器输出轴的轴径。宝来（1.8T 豪华型）汽车发动机的最大转矩为210Nm，一挡传动比为 3.3，则变速器的输出转矩为2103.3Nm=693Nm，又由于储备系数K=1.4，则变速器输出轴的最大转矩为 6931.4 Nm=970.2 Nm。按扭转强度估算轴径（最小直径）为d=（107118）3PCn369.55 10T=（107118）mm336970.2 109.55 10=49.9255.06mm 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故需将估算直径加大 3%5%，取为 51.4257.81mm，由设计手册取标准直径d=55mm。选择联轴器型号为：YL11 联轴器 GB 5843-86155 8455 84JJ联轴器定位轴肩高度为 2.5mm。根据轴径d=55mm，轴段长度为 84mm，转矩Tmax=970.2 Nm，选择键的型号为（mm）：键 1670 GB1096-79平头普通平（A 型） 、b=16、h=10、L=70 则 MPa=81.67MPa4000 970.255 16 54jy查阅有关键的手册，选择键的材料为钢，许用挤压应力jy哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 46=6090MPa，由于，因此键的强度足够，合格。jyjy3.校核轴径由于该轴也只受转矩，因此只需根据所受转矩的大小来进行校核。转矩T=970 .2Nm，则：=0.6970.2Nm=582.12NmMTMPa=34.99MPa33582.12 100.1 55eMW满足的条件，故设计的轴有足够的强度。eb4.轴的长度为了达到通用性的要求，将轴的长度制成20cm、25cm、30cm、35cm、40cm、45cm、50cm（联轴器处的长度不计算在内）一系列轴以满足不同情况。2 452 45870842000.80.8870368 60 55+0.05+0.034 55+0.05+0.034图 4-3 变速器间轴的设计图4.3 本章小结 本章主要完成了传动轴的设计与校核，包括与大齿轮轴连接的传动轴和变速器输出轴间轴段的设计与校核，同时对轴上联轴器进行了型号的选择，以及对联轴器处的键进行了选择和强度校核。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 47第 5 章 加载器的设计5.1 加载方法的比较与选择加载方法的比较与选择机械闭式变速器试验台采用的加载方式很多，常见的有如下几种，下面分别一一加以阐述：（1）盘式加载法这种加载法是将封闭回路中相邻的两个加载盘相对转一定的角度，直至达到试验负荷时，再将两个加载盘锁死，即可达到加载的目的。这种加载机构常与扭力杆和刻度盘合用。 6这种加载方法操作费力兼加运加载时与静止加载时的负荷不同（即转运后出现“负荷重新分配”现象，静止加载时与转运中封闭回路各处的扭矩分配关系不同）所以影响负荷的准确性，但是影响不大，而且体积较小，安装容易。 7哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 485.2 蜗杆传动的特点与设计5.2.1 蜗杆传动的特点蜗杆传动用来传递空间两交错轴之间的运动与动力。蜗杆传动由蜗杆与蜗轮组成，一般蜗杆主动、蜗轮从动，作减速运动。与齿轮传动相比，蜗杆传动具有下列特点：（1）传动比大、结构紧凑在一般传动中，i=1080，在分度机构中（只传递运动）i可达 1000，因而结构紧凑。（2）传动平衡、噪声低由于蜗杆齿连续不断地与蜗轮齿相啮合，同时，蜗杆蜗轮啮合时为线接触，因而传动平稳，噪声低。（3）可具自锁性当蜗杆的螺旋线升角小于啮合副材料的当量摩擦角，蜗杆传动具有自锁性。即只能蜗杆带动蜗轮，而蜗轮不能带动蜗杆。在起重装置等机械中经常利用此自锁性。（4）效率低因为蜗杆蜗轮在啮合处有较大的相对滑动，因而磨损大，发热量大，效率低。一般传动效率为 0.70.8，具有自锁性的蜗杆传动效率为 0.40.45，故蜗杆传动主要用于中小功率传动。（5）成本高为减少蜗杆传动啮合处的摩擦和磨损，控制发热和防止胶合，蜗轮常采用青铜材料制造，因此成本增高。5.2.2 蜗杆传动的设计根据已知条件设计一闭式蜗杆传动，蜗轮输出的转矩T2=1176Nm，由于整个加载过程是通过人手旋转套在蜗杆上的手柄来完成加载，因此蜗轮蜗杆的转速都不高，取蜗轮转速n2=1r/min，蜗杆转速n1=65r/min，得到传动比哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 49=65。加载机构载荷平稳，单向运转，具有自锁功能。由于蜗杆传动的相对滑i动速度很大，必须进行热平衡计算，校核蜗杆传动的工作温度是否过高，因此估计加载器的散热面积A=1.5m2。1、选择传动的类型和材料考虑到传递的功率不大，转速较低，选用 ZA 蜗杆传动。（1）查有关蜗杆材料手册，选择蜗杆材料为 45 号钢，调质处理，220240HBS，用于不重要传动，齿面粗糙度Ra=3.2m；（2）查有关蜗轮材料手册，选择蜗轮轮缘材料为锡青铜 ZCuSn10P1，砂模铸造，H=180MPa，F=51MPa（单侧受载） 。2、按蜗轮齿面接触疲劳强度设计（1）确定蜗杆头数z1，蜗轮齿数z2具有自锁功能的蜗杆传动蜗杆头数z1=1；根据传动比 =65，得iz2= z1=651=65。i（2）确定载荷系数KA=1.0，载荷分布系数K=1.0，取动载荷系数Kv=1.05（初估v23m/s） 。则 K=KAKKv=1.01.01.05=1.05 （5-1）（3）确定模数m和蜗杆分度圆直径d1，蜗轮分度圆直径d2 mm3=2078.30mm3 2221224804801.05 117600065 180Hm dKTz/（5-2）查有关蜗杆传动手册，取m2d1=2250mm3，m=5mm，d1=90mm，q=18.000则 d2=mz2=565mm=325mm （4）计算蜗杆导程角，滑动速度vs，蜗轮切向速度v2 =3.179811tan18zq1arctan18哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 50由于此蜗杆传动具有自锁功能，需小于 330，现求得蜗杆导程角=31047330，满足条件。 m/s=0.307m/s （5-1 190 6560 1000cos60 1000cos3.1798sd nv3） v2=m/s=0.017m/s3m/s （5-22325 160 100060 1000d n4）因此初选Kv=1.05 合适。（5）计算总效率根据vs=0.307m/s，查相关手册得=4850，满足蜗杆传动vv自锁条件。=0.4148 （5-5）1tan0.960.96tanv3、校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度（1）确定蜗轮齿形系数 YF当量齿数 =65.30 23365coscos 3.1798Vzz根据=65.30，=3.1798，按插值法，查手册求YF。然而在手册中没Vz有4时对应的齿形系数 YF值。因此为了进行齿根弯曲疲劳强度校核，根据数值的变化规律按比例适当扩大YF值，取=65.30，=3.1798时，VzYF=3。（2）确定蜗轮螺旋角系数Y =0.977 （5-3.179811140140Y 6） （3）校核蜗轮弯曲强度哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 51 0.977MPa=40.58MPa （5-2121.641.64 1.05 1176000390 325 5FFKTY Yd d m 7）=40.58MPaF=51MPaF弯曲强度足够。4、蜗杆、蜗轮各部分尺寸计算中心距 =207.5mm，中心距圆整为 208mm12119032522add蜗杆头数 z1=1蜗轮齿数 z2=65齿形角 ZA 型=20蜗杆轴向齿距 px=m=3.145=15.7mm蜗杆分度圆直径 d1=90mm蜗杆齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=（90+215）mm=100mm蜗杆齿根圆直径 df1=d1-2hf1=（90-21.25）mm=78mm蜗杆齿顶高 ha1=ha*m=15mm=5mm顶隙 c=c*m=0.25mm=1mm蜗杆齿根高 hf1=（ha*+c*）m=（1+0.2）5mm=6mm蜗杆齿高 h1= ha1+hf1=（5+6）mm=11mm蜗杆齿宽 b1（11+0.06z2）m=（11+0.0665）5=74.5mm， b1=140mm蜗轮分度圆直径 d2=325mm蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=（325+215）mm=335 mm蜗轮齿根圆直径 df2=d22hf2=（325-21.25）mm=313 mm蜗轮齿顶高 ha2=ha*m=15mm=5mm蜗轮齿根高 hf2=（ha*+c*）m=（1+0.2）5mm=6mm蜗轮齿高 h2=ha2+hf2=（5+6）mm=11mm蜗轮顶圆直径 de2=345mm哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 52蜗轮齿宽 b20.75 da1=0.75100mm=75mm,取b2=70mm蜗轮齿顶圆弧半径 Ra2=mm=40mm190522dm蜗轮齿根圆弧半径 Rf2=mm=51mm*11000.2 522adc m蜗杆轴向齿厚 SX1=0.53.145mm=7.85mm12m蜗轮分度圆齿厚 S2=0.53.145mm=7.85mm12m蜗杆齿厚测量高度 =m=5mm1ah蜗杆节圆直径 =d1=100mm1d蜗轮节圆直径 =d2=325mm2d5、热平衡计算（1）确定室温、允许油温 、散热系数KS0t1t取室温=20， =70，=15W/（m2）0t1tsK（2）计算工作油温1t=0.3Kw 121116661176659.55 109.55 109.55 1065 0.4148TTPnni（5-8）=27.80 =70，1101000 110001 0.41480.32015 1.5sPttK A1t合适。6、蜗杆传动润滑方式及精度等级选择（1）确定润滑油粘度及润滑方式根据=0.307m/s，查有关蜗杆传动的手册，选用润滑油粘度为sv哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 53=350cSt，润滑方式为油池润滑。40v（2）确定精度等级根据=0.307m/s，查有关蜗杆传动的手册，选用 9 级精度。sv5.3 轴的结构设计5.3.1 蜗轮轴的设计1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件可知此加载器传递的功率属小功率，对材料无特殊要求，故选用 45 钢并经调质处理。查有关轴的材料手册得强度极限B=637MPa，许用弯曲应力-1b=60MPa。2、按扭转强度估算轴径（最小直径）=(107108)=(107108)mm=53.2358.71mm 3Pd Cn/239550T311769550（5-9）考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故需将估算直径加大 3%5%，取为 54.8361.65mm，由设计手册取标准直径d1=60mm。3、设计轴的结构（1）确定轴上零件的位置和固定方式确定蜗轮从轴的左端装入，蜗轮的右端用轴肩定位，左端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。蜗轮的周向固定采用平键连接，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故采用 H7/r6 的配合。由于轴承对称安装于蜗轮的两侧，则其右侧轴承用轴肩固定、左轴承由套筒左端面来定位，轴承的周向固定采用过盈配合。轴承的外圈位置由轴承盖顶住，这样轴组件的轴向位置即可完全固定。（2）确定各轴段的直径轴段（外伸端）直径最小，d1=60mm；考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上安装轴承上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段上哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 54安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，故取轴段的直径d2为 65mm；用同样的方法确定轴段的直径 d3=67mm、轴肩直径d4=75mm；d5= d2=65mm。（3）确定各轴段的长度蜗轮轮毂宽 =（1.21.8）d，d代表蜗轮轮毂孔径，则 =（1.21.8）ll67mm=80.4120.6mm，取 =100mm，此宽度正好与蜗杆的齿顶圆直径相等；l同时，为了保证蜗轮固定可靠，轴段的长度应略短于蜗轮轮毂宽度，取为98mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间就留有一定的间距，取该间距为 14mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（初选 30213 型圆锥滚子轴承，轴承宽度T=24.75mm） ，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为 5mm，所以轴段的长度取为 19mm，轴承支点距离=（24.75+192+100）mm=162.75mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有L一定距离的要求，取=80mm；在轴段、上分别加工出键槽，使两键槽处l于轴的同一圆柱母线上。（4）按设计结果画出轴的结构草图，如图 5-1a 所示。4、按弯扭合成强度校核轴径（1）画出轴的受力图（图 5-1b）（2）作水平面内的弯矩图（图 5-1c） 。对蜗轮蜗杆进行受力分析如图 4-2所示。 N=969.27N （5-121211222 117600065 0.4148 90taTTFFdi d 10） N=7236.92N （5-212222 1176000325atTFFd 11） N=352.79N （5-122tan969.27tan20rrtFFF 12）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 55支点反力为： N=3618.46N （5-27236.9222tHAHBFFF13） 查有关轴承的手册，得 30213 型圆锥滚子轴承a=23.8mm，T=24.75mm，则轴承支点间的跨距为： mm=139.9mm （5-24.752162.752 23.822TlLa 14）-截面处的弯矩为：=3618.46Nmm=253111.28NmmHM139.92-截面处的弯矩为：=3618.46Nmm=72188.28NmmHM139.910022 （3）作垂直面内的弯矩图（图 5-1d）根据下列式子： （5-222220VAraVArVBldFlFFFFF15）得N=949.46N （5-22969.27 325352.79222 139.92arVAFdFFl16）N=-1302.25 N （5-2352.79949.46VBrVAFFF 17）-截面左侧弯矩为：哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 56 Nmm=66414.73Nmm （5-VM左139.9949.4622VAlF18）-截面右侧弯矩为： Nmm=-91092.39Nmm （5-VM右139.91302.2522VBlF 19）-截面处的弯矩为： =949.4619.95Nmm=18941.73Nmm VM139.910022VAF（5-20） （4）作合成弯矩图（图 5.1e） （5-22HVMMM21）-截面为： Nmm=261680Nmm M左22HVMM左2266414.73253111.28（5-22） Nmm=269004Nmm 222291092.39253111.28HVMMM右右（5-23）-截面为： Nmm=74632Nmm 222218941.7372188.28VHMMM（5-24） （5）作转矩图（图 5-1f）=1176000Nmm2TT （6）求当量弯矩 因减速机构单向运转，即可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 570.6。-截面： Nmm=755139Nmm 22222690040.6 1176000eMMT右（5-25）-截面：Nmm=709536Nmm （5-2222746320.6 1176000eMMT26） （7）确定危险截面及校核强度由前面图可以看出，截面-，-所受转矩相同，但弯矩，且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径d3 eMeMd2，故也应对截面-进行校核。-截面： MPa=25.11MPa （5-37551390.1 67eeMW27）-截面： MPa=25.84MPa （5-37095360.1 65eeMW28）查相关手册得-1b=60MPa，满足-1b条件，故设计的轴有足够的e强度。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 58Ft2FHAFHBMHCFHAFHBFr2Fa2MVC2MVC2MMT(c)(d)(e)(f)图 5-1 蜗轮轴的设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 595.3.2 蜗杆轴的设计1、选择轴的材料，确定许用应力选择 45 钢，调质处理，毛坯直径200mm，B=637MPa。2、按扭转强度估算轴径（最小直径）Nmm=43617Nmm21117600065 0.4148TTi=(107108)=(107108)3Pd Cn/1369.55 10Tmm=17.7519.58mm36436179.55 10考虑到要将蜗杆和轴制成整体式，必须满足蜗杆的齿根圆直径与分度圆直径之比df/d1.7 ，则ddf/1.7=45.88，通过综合考虑，取轴的最小直径d=46mm。 3、设计轴的结构（1）确定轴上零件的位置和固定方式确定蜗杆和轴制成整体式。由于轴承对称安装于蜗杆的两侧，则其两侧轴承用轴肩固定，轴承的周向固定采用过盈配合。轴承的外圈位置由轴承盖顶住，这样轴组件的轴向位置即可完全固定。（2）确定各轴段的直径轴段（外伸端）直径最小，d1=46mm；为能很顺利地在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，故取轴段的直径d2为 50mm；为了便于拆卸右侧轴承，可查出 30210 型圆锥滚子轴承的安装高度为 4mm，取d3=58mm（初选圆锥滚子轴承 30210 GB/T297-94） 。（3）确定各轴段的长度蜗杆齿宽 140mm，轴承支点间的跨距 L 应根据加载器箱体内壁间距来确定。蜗轮顶圆直径为 345mm，蜗轮顶圆距箱体内壁的距离为 14mm，取轴段的长度哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 60为 90mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（30210 型圆锥滚子轴承，轴承宽度T=21.75mm） ，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为 5mm，所以轴段的长度为 26.75mm，轴承支点距离=（26.75+140+802）Lmm=326.75mm；根据箱体结构距轴承盖要有一定距离及人在用手加载时对加载手柄也有一定的要求，取=150mm。l（4）按设计结果画出轴的结构草图，如图 5.2a 所示。4、按弯扭合成强度校核轴径（1）画出轴的受力图（图 5.2b）（2）作水平面内的弯矩图（图 5.2c） 。N=969.27N121211222 117600065 0.4148 90taTTFFdi d N=7236.92N212222 1176000325atTFFd N=352.79N122tan969.27tan20rrtFFF 支点反力为：N=484.64N1969.2722tHAHBFFF 查有关轴承的手册，得 30210 型圆锥滚子轴承a=20mm，T=21.75mm，则轴承支点间的跨距为：mm=308.5mm21.752326.752 2022TlLa -截面处的弯矩为：=484.64Nmm=74755.72NmmHM308.52-截面处的弯矩为：=484.64Nmm=52946.92NmmHM308.59022 （3）作垂直面内的弯矩图（图 5-2d）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 61根据下列式子： 22122VAarVAVBrdlFlFFFFF得N=-879.23N11352.797236.92 902222 308.5arVAF dFFl=352.79+879.23N=1232.02N1VBrVAFFF-截面左侧弯矩为：Nmm=-135621.23NmmVM左308.5879.2322VAlF -截面右侧弯矩为：Nmm=190039.06NmmVM右308.51232.0222VBlF-截面处的弯矩为： =-879.2394.25Nmm=-96055.88NmmVM308.59022VAF （4）作合成弯矩图（图 5.2e）22HVMMM-截面为：Nmm=154860NmmM左22HVMM左22(-135621.23)74755.72Nmm=204214Nmm2222190039.0674755.72HVMMM右右-截面为：Nmm=109682Nmm2222(-96055.88)52946.92VHMMM （5）作转矩图（图 5.2f）=43617Nmm1TT哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 62 （6）求当量弯矩 因减速机构单向运转，即可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。-截面：Nmm=205884Nmm22222042140.6 43617eMMT右-截面：Nmm=112761Nmm22221096820.6 43617eMMT （7）确定危险截面及校核强度由前面图可以看出，截面-，-所受转矩相同，但弯矩，且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径eMeMd4d3，故也应对截面-进行校核。-截面：MPa=2.82MPa32058840.1 90eeMW-截面：MPa=5.78MPa31127610.1 58eeMW查相关手册得-1b=60MPa，满足-1b条件，故设计的轴有足够的e强度。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 63b1150d1d2d3d4d3d2d11234L(a)SSLFrFrPFr 1Fa 1Ft 1TFHAFHBFt 1MHCFVAFVBFr 1Fa 1(b)(c)(d)哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 64MVC2MVC1MM T(e)(f)5.3.3 联轴器型号的选择根据蜗轮轴外伸端轴径d=60mm，承受的转矩Tmax=1176Nm，最大转速nmax=1500r/min，查阅有关联轴器的手册，确定蜗轮轴联轴器为：YL12 联轴器 GB 5843-86160 10760 107JJ5.3.4 键的选择与校核因为只有蜗轮轴上联轴器处和蜗轮连接轴径处有键，所以为这两处的键进行校核。1、联轴器处键的选择与校核根据蜗轮轴外伸端轴径d=60mm，轴段长为 107mm，转矩Tmax=1176Nm，选图 5-2 蜗杆轴的设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 65择键的型号为（mm）：键 18100 GB1096-79圆头普通平键（A 型） 、b=18、h=11、L=110键的工作长度 =（100-18）mm =82mm，将参数代入得l MPa=86.92MPa （5-4000 117660 11 82jy29）由于，因此键的强度足够，合格。键的材料为钢。jyjy2、蜗轮连接轴径处键的选择与校核根据蜗轮轮毂孔径d=67mm，连接处的轴段长为 98mm，转矩Tmax=1176Nm，选择键的型号为（mm）：键 2090 GB1096-79圆头普通平键（A 型） 、b=20、h=12、L=90键的工作长度 =（90-20）mm =70mm，将参数代入得lMPa=83.58MPa4000 117667 12 70jy由于，因此键的强度足够，合格。键的材料为钢。jyjy5.4 加载器箱体的设计箱体壁厚：0.025a+1=0.025207.5+1=6.19mm，取=10mm。箱盖壁厚：0.02a+1=0.02207.5+1=5.15mm，取=10mm。11箱盖凸缘厚：=1.5=15mm。1b1b1箱座凸缘厚度：=1.5=15mm。bb箱座底凸缘厚度：=2.5=25mm。2b2b地脚螺钉直径：=0.036+12=0.036207.5+12=19.47mm，取fdfda=20mmfd地脚螺钉数目：=4。nn哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 66轴承端盖螺钉直径：=（0.40.5）=（0.40.5）3d3dfd20mm=810mm，取=10mm。3d视孔盖螺钉直径：=（0.30.4）=（0.30.4）20mm=68mm，4d4dfd取=8mm。4d至箱壁距离：=26mm。fd1C1C至凸缘边缘距离：=24mm。fd2C2C轴承旁凸台半径：=。1R1R2C外箱壁至轴承座端面距离 ： =+（510）=24+22+（510）1l1l1C2Cmm，取 =55mm。1l蜗轮外圆与内箱壁距离：=1.2=12mm，取=14mm。111蜗轮轮毂端面与内箱壁距离：=14mm。22箱盖,箱座肋厚，m：0.85，0.80，取=8.5mm。1m1m 1m 1mm地脚螺栓为：螺栓 GB5782-86 M20100，个数为 4。盖与座连接螺栓：螺栓 GB5783-86 M1260，个数为 4 个。视孔盖螺栓： 对于单级变速机构，当中心距350mm 时，视孔盖螺栓直a径取 7mm，孔数为 8，盖厚 4mm。螺栓 GB5783-86 M730，共 8 个。d5.5 轴承型号的选择与校核5.5.1 蜗轮轴上轴承型号的选择与校核1、选择轴承类型、初选型号轴承内径为 65mm，转速不高n2=1r/min，转矩T2=1176000Nmm，轴向力Fa2，要求轴承预期寿命Lh=10000h，因此初选圆锥滚子轴承哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 6730213（Cr=120kN，C0r=152kN，nlim=3200r/min，T=24.75mm，a=23.8mm，e=0.4mm，Y=1.5，Y0=0.8） 。2、计算轴承的径向支反力（1）跨距mm=139.9mm24.752162.752 23.822TlLa （2）轴承、的径向支反力1)轴承的径向支反力水平分量 N=3618.46N （5-27236.9222tr XFF30）垂直分量 N=949.45N （5-222969.27 325352.79222 139.92arr YFdFFl31）轴承的径向支反力 N=3741N （5-22223618.46949.45rr Xr YFFF32）2)轴承的径向支反力水平分量 =3618.46N （5-22tr XFF33）垂直分量 N=-1302.24N （5-212352.79969.27 3252222 139.9arr YFdFFl 34）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 68轴承的径向支反力 N=3846N （5-22223618.461302.24rr Xr YFFF35） 3、计算轴承、上的轴向载荷Fa、Fa（1）求轴承的内部轴向力对于圆锥滚子轴承S=Fr/2Y，将已知Y=1.5 代入此式，可求出S、S值，方向如图 4.1 所示 N=1247N （5-3741/22 1.5rSFY36） N=1282N （5-3846/22 1.5rSFY37）（2）求Fa、FaS+FA=（1247+969.27）N=2216.27NS则轴承处于“放松”状态，轴承处于“压紧”状态。 =1247N （5-aFS38） =2216.27N （5-aAFSF39）4、计算轴承的当量动载荷P、P该加载机构载荷系数fp取 1.5，由轴承手册可查得轴承 30210 的e值为0.42，而 =1247/3741=0.33e （5-/arFF40） =2216.27/3846=0.58e （5-/arFF41）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 69查有关轴承手册得出当量动载荷的X、Y系数值为X=1，Y=0；X=0.4，Y=1.5。=(13741+01247)1.5N=5612N （5-rapPX FY Ff42）=(0.43846+1.52216.27)N=7294N （5-rapPX FY Ff43）P、P中取大值，P= P=7294N。5、寿命计算 （5- 1/16670hTn LPCf44）式中取fT=1，P=7294N，对于圆锥滚子轴承=10/3，Lh=10000h，n=1r/min 代入上式，得出=6257N=120kN3/101 10000729416670CrC故 30213 轴承能保证所预期寿命。6、静强度校核 C0P0S0 （5-45）（1）计算当量静载荷查轴承手册可得出 30213 轴承的X0= 0.5；Y0=0.8（已知）轴承 =(0.53714+0.81247)N=2868N （5-000raPX FY F46）=3741N0rPF哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 70取大值， =3741N。0P轴承=(0.53846+0.82216.27)N=3696N （5-000raPX FY F47）=3846N0rPF取大值，=3846N。0P（2）查轴承手册，取安全系数S0=1.2（3）计算工作额定静载荷C0=S0 P0=1.23846N=4615.2N=152kN000CS P0C静强度校核合格。7、公差等级的选择选择普通级轴承5.5.2 蜗杆轴上轴承型号的选择与校核 1、选择轴承类型、初选型号轴承内径为 50mm，转速不高n1=65r/min，转矩T1=43617Nmm，轴向力Fa1=7236.92 Nmm，要求轴承预期寿命Lh=10000h，因此初选圆锥滚子轴承30210（Cr=73.2kN，C0r=92.0kN，nlim=4300r/min，T=21.75mm，a=20mm，e=0.42mm，Y=1.4，Y0=0.8） 。2、计算轴承的径向支反力（1）跨距mm=278.5mm21.752296.752 2022TlLa （2）轴承、的径向支反力（图 4.2）1)轴承的径向支反力水平分量哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 71N=-484.64N1969.2722tr XFF 垂直分量N=-992.95N111352.797236.92 902222 278.5arr YF dFFl轴承的径向支反力N=1105N2222484.64992.95rr Xr YFFF2)轴承的径向支反力水平分量N=-484.64N1969.2722tr XFF 垂直分量N=1345.74N111352.797236.92 902222 278.5arr YF dFFl轴承的径向支反力N=1430N2222484.641345.74rr Xr YFFF 3、计算轴承、上的轴向载荷Fa、Fa（1）求轴承的内部轴向力对于圆锥滚子轴承S=Fr/2Y，将已知Y=1.4 代入此式，可求出S、S值，方向如图 4.2 所示N=395N1105/22 1.4rSFYN=511N1430/22 1.4rSFY（2）求Fa、FaS+FA=（395+7236.92）N=7631.92NS则轴承处于“放松”状态，轴承处于“压紧”状态。=395NaFS哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 72=7631.92NaAFSF4、计算轴承的当量动载荷P、P该加载机构载荷系数fp取 1.5，由轴承手册可查得轴承 30210 的e值为0.42，而=395/1105=0.36e/arFF=7631.92/14305.34e/arFF查有关轴承手册得出当量动载荷的X、Y系数值为X=1，Y=0；X=0.4，Y=1.4。=(11105+0395)1.5N=1658NrapPX FY Ff=（0.41430+1.47631.92）1.5N=11257NrapPX FY FfP、P中取大值，P= P=11257N。5、寿命计算 1/16670hTn LPCf式中取fT=1，P=11257N，对于圆锥滚子轴承=10/3，Lh=10000h，n=65r/min 代入上式，得出N=73.2kN3/1065 10000112573378416670CrC故 30210 轴承能保证所预期寿命。6、静强度校核C0P0S0（1）计算当量静载荷查轴承手册可得出 30210 轴承的X0= 0.5；Y0=0.8（已知）轴承=（0.51105+0.8395）N=869N000raPX FY F哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 73=1105N0rPF取大值，=1105N。0P轴承=（0.51430+0.87631.92）N=6821N000raPX FY F=1105N0rPF取大值，=6821N。0P（2）查轴承手册，取安全系数S0=1.2（3）计算工作额定静载荷C0=S0 P0=1.26821N=8185.2N=92.0kN000CS P0C静强度校核合格。7、公差等级的选择选择普通级轴承5.5.3 轴承组合设计由于轴承间跨距较小（350mm） ，齿轮发热不大，轴的热膨胀量不大，轴承可以采用两端固定结构。考虑到轴承孔加工工艺性、轴承组合结构简单以及便于轴承装拆，采用正装形式的轴承结构。30210 轴承d=50mm，n=65r/min，dn=3250mmr/min。故轴承采用脂润滑。为使齿轮润滑油不溅入轴承，在轴肩与轴承之间装挡油环。轴承与端盖接触处轴的线速度/（601000）=3.145065/（601000）=0.17m/s5m/s，故采 vd n用毡圈密封。1、密封件根据轴径d=50mm、65mm 确定蜗杆轴、蜗轮轴上密封件的尺寸如表 5.1 所示。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 74 表 5 5-1 1 毡圈油封及槽（JB/ZQ4606JB/ZQ46068686 摘录） mm毡 圈槽Bmin轴径dDd1B1D0d0b铸铁50694986851715材料半粗羊毛毡658463882667152、润滑脂型号（表 5-2）表 5 5-2 2 润滑脂的型号与用途名 称代 号滴点不低于工作锥入度（25，150g）1/10mm主要用途通用锂基润滑脂（GB ZL-1170310340有良好的耐水性和而热性。适用于温度在 20120范围内各种哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 757324-87）机械的滚动轴承、滑动轴承及其它摩擦部位的润滑5.6 轴承端盖尺寸5.6.1 蜗轮轴上轴承端盖尺寸查有关轴承手册，得 30213 轴承的轴承外径D=120mm，则轴承盖联接螺栓直径d3=10mm，螺钉数为 6 个，其余参数如下所示。do= d3+1=（10+1）mm=11mmD0=D+2.5 d3=（120+2.510）mm=145mmD2= D0+2.5 d3=（145+2.510）mm=170mme=1.2 d3=1.210mm=12mme1e，m由结构确定D4=D-（1015）=120-（1015）mm=105110mm，取D4=108mmD5= D0-3 d3=（145-310）mm=115mmD6=D-（24）=120-（24）mm=116118mmb1=15mmd1=0.10655.6.2 蜗杆轴上轴承端盖尺寸查有关轴承手册，得 30210 轴承的轴承外径D=90mm，则轴承盖联接螺栓直径d3=8mm，螺钉数为 4 个，其余参数如下所示。do=d3+1=（8+1）mm=9mmD0=D+2.5d3=（90+2.58）mm=110mmD2=D0+2.5d3=（110+2.58）mm=130mme=1.2d3=1.28mm=9.6mme1e，哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 76m由结构确定D4=D-（1015）=90-（1015）mm=7580mm，取D4=78mmD5=D0-3 d3=（11038）mm=86mmD6=D-（24）=90-（24）mm=8688mmb1=15mmd1=0.10505.7 本章小结本章阐述了加载方法的比较与选择，在此基础上确定了加载方法和加载器的结构形式，并对加载器的蜗轮、蜗杆、蜗轮轴和蜗杆轴进行了详细的参数设计和结构，并进行了强度校核。第 6 章 锁止装置的设计 在使用加载器给整个机构加载时需要一个装置将左侧大齿轮轴锁止，以达到加载的目地。选择结构简单、工作可靠的锁止盘来达到要求。加载时，将锁哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 77止件插到锁止槽中，加载完成后卸下加载器，抽出锁止件。根据试验台的适用范围进行锁止盘装置的设计与校核。6.1 锁止盘的设计与校核 1.锁止盘材料的选择由试验台传动机构的工作条件可知整个机构传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，因此选择 45 钢，调质处理。在优质碳素结构钢中以 45 钢最为典型，它不仅强度、硬度较高，且兼有较好的塑性和韧性，即综合性能优良。而且 45 钢在机构结构中用途最广，并且经过调质处理后可以使钢获得更高的韧度和足够的强度。2.锁止盘的联接方式采取联轴器与锁止盘焊接在一起的连接方式。3.锁止盘的结构（1）取盘的外径为 130mm，内孔径与联轴器内径相等为 60mm； （2）均匀的开四个锁止槽。4.锁止盘的校核 因为锁止盘上只有锁止槽受力，所以只需对锁止槽进行校核。该锁止槽只受横向载荷 F，所以可以从横向校核。校核公式为： (6-1)02 TFd式中 T 锁止盘所受转矩，为 1176Nm； d0锁止盘外径，为 130mm。将已知数据代入式 5.1 得：N=18092N32 1176 10130F取锁止槽宽为 30mm，则MPa =75.38MPa180928 30PFdl哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 78MPa=20.1MPa1809230 3030 30F式中 d锁止槽深，取 8mm； l锁止槽长，取 30mm。 查表得 =190MPa，=71MPa P =75.38MPap P=20.1MPa 因此该装置合宜。 130126.530180.02267.2 0-0.230+0.021 0 60+0.06+0.041E8图 6-1 锁止盘的设计6.2 锁止槽、锁止件的设计1.锁止槽的设计锁止槽的作用是当需要对机构进行锁止时，能将锁止件插入到槽中，从而达到锁止的目的。锁止槽不易过宽，以免在加载过程中出现滑动，取槽宽为30mm，槽深 8mm，槽长 30mm。2.锁止件的设计锁止件的尺寸应与锁止槽相匹配，取锁止齿高为 6mm，为了保证锁止的可靠性，尽量使齿长略大于槽长，取齿长l=50mm，锁止件的总长为 200mm，件高哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 79为 26mm，宽为 50mm。锁止件与基座采用螺栓连接，先用螺栓尺寸为 M20。3.校核齿面锁止齿和锁止盘所受的力F大小相等为 4523N，方向相同。由校核公式 pFdl(6.2)式中 d齿高，取 6mm； l与锁止槽配合部分的齿长，取 30mm。查表得 =90MPa PMPa=25.13 MPa 45236 30p P满足要求。4.校核螺栓由校核公式 pFd l(6.3)式中 F螺栓受力，为 18092N； d螺栓直径，取 20mm； l螺栓长，取 45 mm。查表得=80MPa，=130MPa，则 P MPa=20.1MPa1809220 45p PMPa=57.62MPa2244 1809220Fd 因此可以用于该装置。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 802004065026R10 2030+0.05+0.034E1.63.21200.015图 6-2 锁止杆设计6.3 本章小结本章主要阐述了锁止装置的作用并完成了各组成部件的设计与校核，其中包括锁止盘的设计与校核、锁止杆设计与校核等，其中锁止盘与联轴器采用了焊接在一起的连接方式。第 7 章 传感器及单向离合器型号的选择7.1 传感器型号的选择 在进行变速器性能试验时，需要一个装置能够记录加载器加载转矩的大小、显示电机提供转速是否达到了变速器在不同挡位时需要的转速，以及工作后陪哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）- 81试变速器输入轴的转矩，比较被试变速器输入轴转矩与陪试变速器输入轴的转矩就可得到变速器的效率。因此需要在被试变速器输入轴前、陪试变速器输入轴后连接转矩转速传感器。由于市面上传