汽车主减速器总成检测机结构设计毕业论文.doc

黑龙江旅游职业技术学院 毕 业 设 计 (论 文)专 业 机械设计制造及其自动化 课 题 汽车主减速器总成检测机结构设计 和控制电路设计 摘要汽车主减速器是汽车总成的一个重要部件，其性能对整车质量有着直接影响，在生产线上通过试验台对主减速器进行全方位的检测能够有效地保证产品质量。本文介绍了汽车主减试验台的机械结构设计及技术实现。系统可以实现对三种主减速器的综合性能检测,并能根据预先设定的技术参数进行产品性能评判。本试验台整体结构由工作机构、翻转机构、传动机构和支撑机构四部分组成。文中详细阐述了试验台的各零部件的设计及必要的计算过程，还叙述了对伺服电机、减速机、扭矩传感器、线性滑轨等外购件的选型过程。最终，完成了试验台的设计要求，给出了所设计的试验台的主要技术指标。关键词:主减速器 试验台 机械结构Abstract The final drive is an important part in the automobile， its performance has the direct influence to the entire vehicle quality, carries on the omni-directional examination on the production line through the experimental system of final drive to be able effectively to guarantee the product quality. This article introduced the mechanism design and the technical realization of experimental system of final drive. The system may realize to three types of final drive overall performance examinations, and evaluate the production performance according to the technique parameters beforehand. The integrated structure of test stand consists of four components，namely：working mechanism，overturn mechanism，drive mechanism and supporting mechanismThe paper states the design and calculation of parts and components for test stand in detailAlso it introduce the process of purchased components selectionIt includes servo electromotor，speed reducer，torque and rotational speed sensor，linear guidway and etcFinally，it accomplish the design requirement and give out the technical specifications of the test standKeywords: final drive experimental system mechanism structure目 录目 录41 引言51.1 主减速器简介51.2 主减速器结构及其分类61.3 汽车检测技术的国内外发展现状81.4研究主减实验台的作用和意义102总体方案设计 112.1常见实验台检测方案概述112.2 总体设计思路113 主减速器实验台的机械结构设计123.1实验台整体结构设计123.2工作机构的设计133.2.1伺服系统133.2.2减速器的设计143.2.2.1行星齿轮传动基本尺寸计算153.2.2.2行星齿轮传动受力分析203.2.2.3行星齿轮传动强度校核233.2.3扭矩传感器323.2.4花键轴的设计333.3传动提升机构的设计343.3.1直线滑轨343.3.2气缸353.3.3链轮组件363.4支撑机构的设计374试验台使用说明374.1试验台检测原理374.2实验台的主要技术指标38总结39谢辞40参考文献41附录一 科技文献翻译42 1 引言1.1 主减速器简介主减速器主要由主减速器齿轮和差速器构成，结构图如图1.1所示，主减速器齿轮采用一对双曲面齿轮传动，以改变传动轴线方向，降低转速并增大扭矩。差速器使左右轮差速，由图中的的行星直齿锥齿轮系实现。1.1 主减速器结构图主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动机纵置的汽车来说，主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器，可使主减速器前面的传动部件如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，也可使变速箱的尺寸质量减小，操纵省力。由此可见主减速器在整个汽车传动系中扮演了非常重要的角色。如图1.2所示，现代汽车的主减速器，广泛采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。双曲面齿轮工作时，齿面间的压力和滑动较大，齿面油膜易被破坏，必须采用双曲面图1.2 主减速器外形图齿轮油润滑，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将使齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。1.2 主减速器的结构及其分类1.2.1 主减速器的分类主减速器按不同的使用要求，其结构形式也各不相同。按参加减速传动的齿轮副数目分：有单级式主减速器和双级式主减速器。在双级式主减速器中，若第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称为轮边减速器。按主减速器主传动比挡数分：有单速式和双速式。前者的传动比是固定的，后者有两个传动比可以选择，来适应不同的行驶条件。按齿轮副结构形式分：有圆柱齿轮式(又分为轴线固定式和轴线旋转式即行星齿轮式)、圆锥齿轮式和准双曲面齿轮式。1.2.2 主减速器的结构现在以单级主减速器为例，来说明主减速器的构造。图1.3所示的是单级主减速器总成的结构图。其主要靠一对锥齿轮传递扭矩，具有结构简单、传动效率高、体积小、重量轻等优点，现今的汽车的驱动桥大多采用了此种结构。主动齿轮轴16采用跨置式结构，用两个单列圆锥滚子轴承2、4和一个圆柱滚子轴承6，分别支承在轴承座3和减速器壳7内。从动锥齿轮12以内孔定心用螺栓11与差速器左半壳9连成一体。差速器左、右半壳用螺栓紧固在一起，其两端用两个圆锥滚子轴承8支承在减速器壳的瓦盖式轴承座中，轴承外侧挡有调整螺母10、14。整个单级主减速器总成的工作情况是：从传动轴传来的动力由叉形凸缘1经花键传递给主动齿轮轴、从动锥齿轮，经过降速增扭、变向后，通过螺栓传给差速器壳，再由差速器传给两侧的半轴，从而驱动车轮行驶。图1.3 单级主减速器总成结构1.叉形凸缘 2.单列圆锥磙子轴承 3.轴承座4.单列圆锥滚子轴承 5.支承螺栓 6.圆柱滚子轴承7.减速器壳 8.圆锥滚子轴承 9.差速器左半壳 10.调整螺母(左) 11.螺栓 12.从动锥齿轮13.差速器右半壳 14调整螺母(右) 15调整垫片 16.主动齿轮轴1.3 汽车检测技术的国内外发展现状汽车制造技术包含了从原材料进厂开始到汽车整车出厂为止的整个过程。因此，汽车制造检测技术的涉及的面很宽，范围也很广。它的分类方法和要求也各不相同。按被检参数的属性分可以分为:物理化学性质的检测、几何量的检测、性能参数的检测。汽车检测参数是反映汽车技术状况直接或间接的参数。检测参数可以是上述任何参数。检测参数可以是稳定的值，也可以是动态信号，为提高检测精度，应根据不同的对象选择相应的检测参数。在选择检测参数时应根据参数的敏感性、单调性、稳定性和信息性的原则。除了这些原则外，测量的方便性和经济性也是必须考虑的。汽车检测技术是汽车技术的发展而发展的，在汽车发展的早期，人们主要通过有经验的维修人员发现汽车的故障并作有针对性的修理。既过去人们常讲的“望”(眼看)、“闻”(耳听)、“切”(手摸)方式。随着现代科学技术的进步，特别是计算机技术的进步，汽车检测技术也飞速发展。目前人们己能依靠各种仪器设备，对汽车进行检测，而且安全、迅速、准确。根据以上所述，检验汽车技术状况的方法分三种: 1、人工凭经验诊断法:这种方法具有不需要专门仪器或设备，投资少等优点。缺点是诊断速度慢、准确性差，不能进行定量分析，且需要较高的技术水平。人工凭经验诊断法多使用于中小维修企业和汽车队的故障诊断。虽然该法缺点较多，但在相当长的时期内仍有其独特的使用价值。 2、仪器设备检测法:这种方法是在人工凭经验诊断法基础上发展起来的现代检验方法。该法可在汽车不解体情况下，借助简单工具，用仪器或设备检测汽车性能和故障的参数，曲线或波形，甚至能自动分析，判断汽车的技术状况。其优点是检测速度快，准确性高，能定量分析和易掌握等。缺点是需要的仪器和设备多，操作人员多，占用厂房大，因而投资也大。仪器设备检测法多适用于大型维修企业和汽车检测站，它是现代汽车检测技术的发展方向。3、系统检测方法:这是要计算机辅助检测基础上的多功能自动化检测方法。在检测系统早采用先进的计算机，传感器及电子设备，能同时获得多个检测参数和进行多项测试功能。实现了状态信号采集，特征提取，状态识别的自动化，并能以显示，打印，绘图等多种方式自动输出检测分析结果。检测精确，可靠，效率高，己有一大批先进的自动检测系统投入使用。国外汽车检测设备发展较快，特别是工业发达国家、随着其汽车的发展速度和汽车保有量的迅猛增长、推动了汽车检测设备的发展进程;如今国外汽车检测维修设备己普遍应用高新技术，是机电一体化、智能化的综合体，产品质量高、工艺性好、使用方便可靠。如日本、美国、意大利等国家汽车检测诊断设备的种类、制造工艺、产品水平均处于世界领先地位，其产品己形成系列化、标准化和规范化。由于汽车工业的总体水平相对于工业发达国家落后，我国的汽车检测技术及装备水平同样处于较为落后的地位。大部分生产厂家及汽车维修站的汽车性能及故障检测仍然停留在 “手摸、眼看、耳听”及简单道路测试的原始水平。我国从 80年代起从日本和欧洲 (主要是日本)引进 (改造)了一些检测技术设备，这些设备除部分采用自动控制外大多采用单机人工操作，存在着自动化程度低，检测项目单一，检测精度及可靠性差，效率不高等缺点，如今已大大落后于世界先进水平，难以满足汽车生产及维修的需要。随着民族汽车工业的发展，对先进汽车产品检测技术及设备的需求越来越迫切。在积极引进、消化吸收国外先进检测设备的同时，也必须提高同类设备的自主设计开发水平，努力研制适合我国国情的先进检测设备，为保障汽车产品的高质量，加强产品的竞争力，促进我国汽车工业的发展提供必要条件。检测设备的研制生产得到了快速发展，缩小了与先进国家的差距。如今汽车检测中通用的制动试验台、侧滑试验台和底盘测功机等，国内己自给有余，而且结构形式多样。我们虽然已经取得了很大的进步，但与世界先进水平相比，还有一定距离。我国汽车检测技术要赶超世界先进水平，应该从汽车检测技术基础、汽车检测设备智能化和汽车检测管理网络化等方面进行研究和发展。自20世纪 60年代后期，由于政府部门的重视，我国开始研制一些结构简单的维修设备，但由于种种原因，检测技术一直发展缓慢。到了20世纪70年代，特别是20世纪 80年代以后，随着汽车数量的迅速增长，特别是随着汽车制造业和公路交通运输业的发展，我国的机动车保有量迅速增加。从近几年在北京举办的中国国际汽车维修检测设备及汽车用品展览会上不难看出，目前我国汽车检测维修设备行业的从业队伍正在不断发展壮大，检测维修设备的档次和技术含量越来越高，种类也日臻全面，逐步形成了类别和系列。1.4 研究主减试验台的作用和意义在现代社会，汽车已经成为人们工作、生活中不可缺少的一种交通工具。汽车本身是一个复杂的系统，随着行驶里程的增加和使用时间的延续，其技术状况将不断恶化。因此，一方面要不断研制性能优良的汽车，在车辆出厂前就做好把关技术;另一方面要借助维护和修理，恢复其技术状况。 汽车生产过程的检测技术，作为现代制造技术的重要组成部分，它是监督控制生产过程和产品质量的眼睛和手段。一辆汽车有上千万个品种、上万个零部件组成。在大批量连续生产过程中，要保证整车的技术性能和使用要求，产品设计和工艺设计部门，要对每一种零部件，从原材料进厂、铸锻冲过程，机械加工和热处理，直至总成和整车的装配试验过程的各个生产环节，制订出质量标准指标和工艺技术参数，并加以有效的控制。 生产过程的检测技术，不但能够准确地判断这些质量性能指标和工艺技术参数，是否已经达到设计的要求，即产品是否合格。而且重要的是，通过对检测数据的分析处理，能够正确判断这些性能指标和技术参数失控的状况和产生的原因。这一方面可以通过检测设备的信息反馈，对工艺设备及时地调整来消除失控现象；另一方面也为产品设计和工艺设计部门采取有效地改进措施消除失控现象，提供可靠的科学依据，从而达到保证产品质量和稳定生产过程的目的。这就是通常所说的，检测技术对产品质量和稳定生产所起的 “能动的反作用”。汽车主减速器是汽车总成的一个重要部件，其性能对整车质量有着直接影响，在生产线上通过试验台对主减速器进行全方位的检测能够有效地保证产品质量。2 总体方案设计2.1 常见试验台检测方案概述汽车试验台常见的分类方法有多种:按测试原理不同，可分为反力式和惯性式两类；按试验台支承车轮形式不同，可分为滚筒式和平板式两种;按检测参数不同，可分为测制动力式、测制动距离式和综合式三类;按实验台的测量、指示装置传递信号不同，可分为机械式、液压力和电气式三类；按实验台同时能测车轴数不同，可分为单轴式、双轴式和多轴式三类。 在上述类型中，反力式滚筒制动试验台 (测制动力式)和惯性式滚筒制动试验台 (测制动距离式)获得了广泛应用。其中，特别是单轴反力式滚筒制动试验台应用最为普遍，国外车辆检测站所用制动检验设备多为这种型式。例如，苏联90%的制动检验设备为反力式滚筒制动试验台。在日本，反力式滚筒试验台是被运输大臣批准的制动检验设备。惯性式跑板制动试验台有一定应用，但不普遍。多功能综合试验台不仅能够检测车辆的制动性能，还能检测加速性能、滑行性能、燃烧经济性和车速表指示误差等，有的甚至还能进行底盘测功等多项实验。2.2 总体设计思路本次主减试验台结构设计将整个机械部分的设计分为了三个主要部分。分别是试验台支撑机构的设计，工作机构的设计，配重提升机构的设计。试验台整体支撑框架的设计需要满足对整个工作机构、配重机构、夹具系统以及提供翻转动力的电机的定位支撑。采用螺钉联结的方式对需要放置在支撑机构上的零部件进行固定，同时应考虑其具有足够的强度来支撑整个测试系统。试验台工作机构的设计主要有三个要重点考虑的问题。首先要能够传送电机的动力，在电机启动时由于试验台本身的阻力矩以及主减速器的阻力矩的存在，要求传动系统要具有一定的降低转速增大扭矩的功能。其次要保证在线检测的关键零件扭矩传感器接入整个系统，并且能够平稳的运行。最后还要实现动力输出轴和主减速器输入轴的柔性连接。工作机构首先要具有减速增扭的装置，这里采用一个二级行星齿轮减速器来实现。动力从电动机的输入轴传送到减速器的输出轴后直接将扭矩输送到扭矩传感器，在传感器的另一端通过一个花键套再次将动力传送给花键轴。花键套（带有内花键）和外花键轴进行配合，由于设计外花键轴允许有一定的轴向位移，这种配合方式可以保证试验台可以对三种不同主减速器进行检测。最后在传动系统的末段，根据主减速器的输入轴设计一个连接法兰，保证传动系统的动力能够稳定传送到主减速器输入轴。最后设计出工作机构整体支撑结构。配种提升机构首先要有提供动作机构，在这里我选择利用一个气缸来提供动力，然后通过链轮组件将配重杆与气缸顶升杆支架连接在一起，实现整体的移动。配重杆上装有相应重量的配重块。3 主减速器实验台的机械结构设计3.1 实验台整体结构设计实验台的整体结构包括支撑机构、翻转机构、工作机构、传动机构等。它的总体机构是立式，主要有扭矩传感器、伺服电机、减速机、行星减速器、直线滑轨、链轮组件、气缸、安装板、配重机构等组成，其结构如图3-1所示。本次试验台的主体外形框架是通过利用几块钢板（板厚16mm，材料为Q235）焊接而成。框架从外形上看似方形，其结构如图3-1所示。中间竖直支撑钢板1上安装两个直线滑轨17，顶升杆安装板4、伺服拧紧轴支撑机构6与导轨滑块17通过螺钉连接在一起，与滑块一起上下滑移实现拧紧轴与被测工件的连接与脱落。气缸支架7通过螺钉联接固定在中间竖直支撑钢板1上。该实验台的翻转机构安装在中间竖直支撑安装钢板的上部，当工件被放置到工位定位夹紧之后，启动电机将其翻转180。为了避免翻转后被测工件松动或因惯性不能及时停下，在中间竖直支撑板上还设置了调整定位机构。当工件翻转180后，通过调整调整螺栓将其固定，之后才进行有关项目的测试。该试验台的工作提升机构都是通过气缸顶升杆的移动来实现的，在未进行检测安装之前，粗算出工作机构和其固定机构的重量以确定配重块的重量和数目。工件定位之后，按下启动按钮，气缸顶升杆开始移动，带动伺服拧紧轴向上移动。当拧紧轴输出端上的连接法兰与主减速器输入端刚接触时，连接法兰上的连接销不可能一下就能和主减速器输入端连接上，此时气缸顶升杆继续上移，拧紧轴内的弹簧被压缩。当弹簧被压缩到一定程度时（预设弹簧压缩量为15mm）,气缸停止上移，此时启动工作机构电机，伺服拧紧轴开始转动，带动连接法兰一起转动。开始转速较小，当连接销转到主减速器输入端的连接孔时由于弹簧的作用力使连接销快速插入孔中实现两者之间的联接。此后调整转速进行检测。顶升杆的行程是通过调整螺钉来实现的。图3-1：实验台整体结构示意图1.竖直中间支撑钢板 2.伺服电机 3.二级行星减速器 4.顶升杆安装板 5.扭矩传感器 6.伺服拧紧轴支撑机构 7.气缸支架 8.调整螺栓 9.被测工件支撑板 10.气缸 11.链轮组件 12.配重机构 13.水平接地支撑板 14.翻转机构支撑座15.减速器 16.减速器支承座 17.直线导轨 18.连轮组件支承座 19. 接近开关安装座20.接近开关感应块 21.感应块安装板 22.调整螺钉3.2 工作机构的设计3.2.1 伺服系统伺服系统有交流伺服和直流伺服系统，交流伺服使用的是交流伺服电机，直流伺服使用的直流伺服电机。这两种电机各有优缺点：直流伺服电机的机械特性是线性的，转矩随着转速的增加而均匀下降。而交流伺服电机的机械特性是非线性的，且特性的斜率随着控制电压的不同而变化。直流伺服电机由于需要电刷和换向器，因而带来不少如结构制造工艺复杂、容易发生故障等严重缺陷；交流伺服电机不需要电刷和换向器，因此结构简单、运行可靠、没有无线电干扰等优点。我们选用的是松下的伺服系统，型号是中容量小惯量的MSMA型，电机功率是2KW。其型号为MSMA202P1G,具体参数如表3.1。它具有高性能，高精度，高响应，耐环境性的全数字化伺服控制系统，可进行精确。它具有以下特点：a.在驱动器中，由于采用了高性能的CPU，所以大大提高了机器响应性，具有多功能，高性能；b.电机低速性能好，便于控制，可以准确控制其扭矩。频繁起动性能好，适合大批量生产的要求。电机的整体全部密封设计，采用高热传导设计，浇铸处理，达到紧凑外形设计和高散热性，无须电扇散热，从而延长马达的寿命。高密度线圈，使最大转矩可达额定值的400%； c.采用高分辨率编码器 (17bit)； d.由于防震控制的高适应性和机械共振滤波器的使用，自动协调性能提高使用更为方便；e.伺服驱动器安装体积很小，使用方便,结构紧凑，同时，控制性能大大提高；f.不再出现象步进电机那样的锯齿和失速现象，稳定的转矩特性，平稳的运行； g.具有时时自动调整的功能，使得操作方便；h.电机轴带有绝对位置编码器，可以进行绝对位置控制。表3.1 松下伺服电机MSMA202P1G额定功率kW额定转速r/min额定扭矩Nm电机轴径mm230006.36193.2.2 减速器的设计 在本次设计的试验台中，有两处要用到减速器，一处是在翻转机构中，一处工作机构中（拧紧轴）。在翻转机构中我们选用的是台湾聚盛减速机，该减速机具有如下特点：小型轻量化： 重量：1.580kg 长度：90.5250mm;正整数比： 比数从31000比;低背隙、全系列单段6弧分;适用于各厂牌伺服、步进电机;密封式设计: 不必换油，安装方便;高转矩，低惯性矩 转矩：4.3114/42.51120kgf*m/Nm 低惯性矩：0.3069.35kg*cm2减速比：从31000本次设计中选用的型号为：VGM行星减速器MF120S,减速比为25。在工作机构中所选用的是自己设计的二级行星齿轮减速器，其结构如图3.2所示。图3.2：二级行星齿轮减速器结构示意图1.伺服电机连接法兰 2.电机齿轮轴 3.高速级行星齿轮 4.太阳轮箱体 5.低速级行星齿轮 6.高速级行星轮架 7.低速级行星轮架3.2.2.1 行星齿轮传动基本尺寸计算 该二级行星齿轮减速器齿轮减速机构传动简图如图3.3所示。图3-3减速器传动结构示意简图齿数选择查机械传动设计手册得，由于齿轮齿面是硬齿面，所以。根据行星齿轮传动所满足的装配条件、同心条件和邻接条件，初选第一级小齿轮的齿数为，内齿轮齿数为，行星轮齿数。第二级小齿轮的齿数为，内齿轮齿数为，行星轮齿数。输出转速：=减速器总传动比为：由于第一级和第二级共用一个太阳箱体，其参数需综合考虑。并且第二级相比第一级受到的扭矩较大。其模数初步计算如下： 初步计算齿轮的主要参数按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模数m齿轮材料和热处理的选择：中心小齿轮和内齿轮材料均为40Cr，调质、齿部高频淬火，齿面硬度为48-52HRC，据行星齿轮传动设计第六章图6-14和图6-29，取和，中心小齿轮和内齿轮的加工精度7级；行星轮采用40Cr，调质、齿部高频淬火，齿面硬度为48-52HRC。据图6-14和图6-29，取和，行星轮的加工精度7级。按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模数为:确定公式内各计算数值现已知，。 小齿轮的名义转矩=29.4Nm算式系数，对于直齿轮传动=12.1；由表6-5查取综合系数，取=1.8；按表6-6查取使用系数=1.6；取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数=1.2，由公式（7-12）可得=1+1.5（-1）=1+1.5（1.2-1）=1.3；由图6-22查得齿形系数=2.66取齿宽系数=1.3。则得齿轮模数为mm取齿轮模数=2。啮合参数计算采用角度变位齿轮传动，模数m=2,齿顶高系数，顶隙系数，压力角。根据机械设计手册图13-1-4得：齿轮外啮合系=31时，=0.555，取=0.29 则-=0.265。外啮合齿轮啮合角：inv=0.028=22.58则：实际中心距 31.6中心距变动系数 齿顶高变动系数 基本尺寸计算：分度圆直径： mmmm 节圆直径： 齿顶高： mm mm齿根高： mmmm齿顶圆直径： mmmm齿根圆直径： mmmm齿顶圆压力角：、轮传动的重合度为：） = )=1.264经综合考虑，第一级齿轮传动中模数同样取为2mm，第一级齿轮参数计算如下：采用角度变位齿轮传动，模数m=2,齿顶高系数，顶隙系数，压力角。根据机械设计手册图13-1-4得：齿轮外啮合系=30时，=0.265，取=0.265 则-=0。外啮合齿轮啮合角：inv=0.0214=22.5则：实际中心距 30.5中心距变动系数 齿顶高变动系数 基本尺寸计算：分度圆直径： mmmm 节圆直径： 齿顶高： mm mm齿根高： mmmm齿顶圆直径： mmmm齿根圆直径： mmmm齿顶圆压力角：、轮传动的重合度为：） = )=1.37传动效率的计算传动效率可按公式进行近似计算，取，已知，由可得则第一级行星齿轮传动效率第二级行星齿轮传动效率3.2.2.2 行星齿轮传动受力分析为了对行星齿轮传动中的齿轮、轴和轴承等零件进行强度计算，便需要分析行星齿轮传动中构件的受力情况。行星齿轮传动的主要受力构件有中心轮、行星轮、转臂、内齿轮和行星齿轮轴及轴承等。在进行受力分析时，首先假设行星齿轮传动为等速旋转，多个行星轮受载均匀，且不考虑摩擦力和构件自重的影响。因此，在输入转矩的作用下各构件处于平衡状态，构件间的作用力等于反作用力。在此平衡状态下，分析和计算各构件上所受的力和力矩。为了计算轮齿上的作用力，首先需要求得行星齿轮传动中输入件所传递的额定转矩。在已知原动机（电动机等）的名义功率P和同步转速n的条件下，其输入件所传递的转矩可按下式计算，即在行星齿轮传动中，该输入转矩通常应取决于工作机所需的额定转矩（或额定功率）。当工作机在变负荷下工作时，该额定转矩是指在较繁重的连续的正常工作条件下使用的转矩（或功率）。在行星齿轮传动中，一个啮合齿轮副的受力分析与计算与普通定轴齿轮是相同的。对于直齿园柱齿轮传动，由于轮齿的螺旋角，法向压力角，故其轴向力，则可得切向力在行星齿轮传动中，由于其行星轮的数目通常都大于1，即，其均匀对称地分布于中心轮之间；所以，在2Z-X型行星传动中，各基本构件（中心轮a、b和转臂x）对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，本设计在行星齿轮传动受力分析之中不考虑各构件的径向力的影响。在2Z-X型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F，如图所示。由于在输入件中心轮a上受有个行星轮c同时施加的作用力和输入转矩的作用。当行星轮的数目时，各个行星轮上的载荷均匀（或采用载荷分配不均匀系数进行补偿），因此，只需分析和计算其中的一套即可。依据行星齿轮传动设计第六章第一节中的公式，现对各级传动的受力情况计算如下。行星齿轮受力如下图所示图3.4 行星齿轮受力分析图第一级行星齿轮传动受力分析输入件中心轮在每一套（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩为 Nm式中 中心轮所传递的转矩，Nm； 行星轮数目。行星轮作用于中心轮的切向力为（N）中心轮作用于行星轮的切向力为（N）内齿轮作用于行星轮的切向力为（N）转臂作用于行星轮的切向力为（N）在转臂上所受的切向力为（N）在转臂上所受的力矩为Nm在内齿轮上所受的切向力为（N）在内齿轮上所受的力矩为 Nm第二级行星齿轮传动受力分析输入件中心轮在每一套（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩为 Nm式中 中心轮所传递的转矩，Nm； 行星轮数目。行星轮作用于中心轮的切向力为（N）中心轮作用于行星轮的切向力为（N）内齿轮作用于行星轮的切向力为（N）转臂作用于行星轮的切向力为（N）在转臂上所受的切向力为（N）在转臂上所受的力矩为Nm在内齿轮上所受的切向力为（N）在内齿轮上所受的力矩为 Nm3.2.2.3行星齿轮传动强度校核由于该类型行星传动工作时具有短期间断的工作特点，且具有结构紧凑、外廓尺寸较小和传动比大的特点。针对其工作特点，只需按其齿根弯曲应力的强度条件公式进行校核计算，即 首先按公式（6-69）计算齿轮的齿根应力，即其中，齿根应力的基本值可按公式（6-70）计算，即 许用齿根应力可按公式（6-70）计算，即 现将该行星传动按高速级与低速级分别验算如下:高速级-齿轮副A. 名义切向力中心轮的切向力=可按公式（6-31）计算；已知19.1Nm，和26mm。则得 NB. 有关系数。a. 使用系数使用系数按中等冲击查表6-7得=1.6。b. 动载使用系数。先按公式（6-57）计算轮相对于转臂H的速度，即=其中 =1083 r/min所以 =5.33 已知中心轮和行星轮的精度为7级，即精度等级C=7；再按公式（6-58）计算动载系数，即式中B=0.25（C-5）=0.25(7-5) =0.40A=50+56（1-B）=50+56（1-0.4）=84则得1.08中心轮和行星轮的动载系数=1.08c. 齿向载荷分布系数。齿向分布系数可按公式（6-60）计算，即由图6-7（b）得由图6-8得，代入上式，则得d. 齿间载荷分布系数。齿间载荷分布系数由表6-9可查得=1.1e. 行星齿间载荷分布系数。行星轮间载荷分布系数按公式（7-12）计算，即已取=1.2，则得f. 齿形系数。齿形系数由图6-24查得=2.6 =2.45g. 应力修正系数。应力修正系数由图6-24查得 h. 重合度系数。重合度系数可按公式（6-75）计算，即i. 螺旋角系数。螺旋角系数由图6-25得=1取齿宽b=20mm。C. 计算齿根弯曲应力。按公式（6-69）计算齿根弯曲应力，即=N/mmN/mm取弯曲应力=110 N/mm。D. 计算许用齿根应力，即已知齿根弯曲疲劳极限N/mm。由表6-11查得最小安全系数。式中各系数取值如下。应力系数，按所给定的区域图取时，取=2。寿命系数按表6-16中的（4）式计算，即式中应力循环次数按表6-13中的相应公式计算，且可按每年工作300天，每天工作16h，即=60（5000-1083）330016=3.3810则得 齿根圆角敏感系数按图6-33查得=1。相对齿根表面状况系数按表6-18中对应公式计算，即取齿根表面微观不平度，代入上式得尺寸系数按表6-17中对应的公式计算，即代入公式（6-71）可得许用齿根应力为 N/mm因齿根应力=110 N/mm小于许用应力=433 N/mm，即。所以- 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。-齿轮副在内啮合齿轮副-中只需要校核内齿轮的齿根弯曲强度。A. 名义切向力。行星轮的切向力 N。B. 有关系数。a.使用系数使用系数按中等冲击查表6-7得=1.6。b. 动载使用系数。先按公式（6-57）计算行星轮相对于转臂H的速度，即 = 其中 =-1911 r/min所以 =5.24 已知内齿轮和行星轮的精度为7级，即7；再按公精度等级C=式（6-58）计算动载系数，即式中B=0.25（C-5）=0.25(7-5) =0.40A=50+56（1-B）=50+56（1-0.4）=84则得1.08内齿轮和行星轮的动载系数=1.08c. 齿向载荷分布系数。齿向分布系数可按公式（6-60）计算，即 由图6-7（b）得由图6-8得，代入上式，则得d. 齿间载荷分布系数。齿间载荷分布系数由表6-9可查得=1.1e. 行星齿间载荷分布系数。行星轮间载荷分布系数按公式（7-12）计算，即已取=1，则得f. 齿形系数。齿形系数由图6-24查得=2.66 =2.21g. 应力修正系数。应力修正系数由图6-24查得 h重合度系数。重合度系数可按公式（6-75）计算，即i. 螺旋角系数。螺旋角系数由图6-25得=1取齿宽b=20mm。C. 算齿根弯曲应力。按公式（6-69）计算齿根弯曲应力，即=71N/mm取弯曲应力=100 N/mm。D. 计算许用齿根应力，即 已知齿根弯曲疲劳极限N/mm。由表6-11查得最小安全系数。 式中各系数取值如下。应力系数，按所给定的区域图取时，取=2。寿命系数按表6-16中的（4）式计算，即 式中应力循环次数按表6-13中的相应公式计算，且可按每年工作300天，每天工作16h，即=60（-1911-1083）3 300 16=2.5910则得 0.99齿根圆角敏感系数按图6-33查得=1。相对齿根表面状况系数按表6-18中对应公式计算，即取齿根表面微观不平度，代入上式得 尺寸系数按表6-17中对应的公式计算，即 代入公式（6-71）可得许用齿根应力为 N/mm因齿根应力=75N/mm小于许用应力=440 N/mm，即。所以，-齿轮副满足齿根弯曲强度条件。销轴的强度验算在实际运动过程中，并不能三个行星轮都能同时的均匀受力，且销轴受到剪切和挤压的双重作用，容易产生失效，所以需要进行强度的验算剪切应力为，挤压应力为。据材料的许用剪切应力在载荷稳定时，可取，；载荷变化时，；此处取，由销轴的材料为40Cr调质淬火MPa，则得Mpa，Mpa。分析销轴所受的作用力可知，作用在销轴上的力即为转臂H上的切向力。（N）。由于每级拥有三个行星轮，在实际情况下，每一瞬间并不是三个同时受力，现依据在每个瞬间有两个行星轮同时受力，即每个销轴上所受的力=163.5 N每个销轴上的剪切应力为MpaMpa每个销轴上的挤压应力为MpaMpa。因此，此级削轴强度合格。由于低速级上齿轮副的强度校核验算过程和高速级一样，再此就不做具体叙述，同时该级内齿轮的校核已在高速级上校核过，在这可将其省略不做。现将其主要参数给出如下：中心轮所受的名义转矩=29.4N.m-齿轮副：计算齿根弯曲应力：使用系数=1.6动载使用系数=1.06齿向载荷分布系数=1.38齿间载荷分布系数=1.1行星齿间载荷分布系数=1.3齿形系数: 应力修正系数: 重合度系数=0.77螺旋角系数=1取齿宽b=31mm。齿根弯曲应力 N/mm =105.6 N/mm 取=110 N/mm计算许用齿根应力：最小安全系数应力系数=2寿命系数=0.9齿根圆角敏感系数=1相对齿根表面状况系数0.98尺寸系数=1.03许用齿根应力=428 N/mm销轴的强度验算：每个销轴上的剪切应力为MpaMpa每个销轴上的挤压应力为Mpa250Mpa3.2.3扭矩传感器 扭矩传感器主要由扭力轴、磁检测器、转筒及壳体等四部分组成。将传感器的两个电压讯号输入TR-1转矩转速功率测量仪，经过仪表将电压讯号进行放大、整形、检相、变换成计数脉冲，然后计数和显示，便可直接读出扭矩和转速的测量结果。本试验台采用北京三晶创业科技集团有限公司生产的转矩转速传感器，其具有精度高、稳定性能好、较强的抗干扰能力和输出电路保护等特点。转矩量程的计算如下：M=6.36* 18=114.48 Nm 根据厂家的说明，实际选用的扭矩传感器的转矩量程应为计算所得数据的2-3倍，故选择的转矩转速传感器型号JN338A-500，具体的参数如表3.2所示。3.2 扭矩传感器主轴直径mm量程Nm最高转速r/min转矩准确度过载能力重复性滞后线性3850085000.2% FS150% FS0.1%FS0.1%FS0.1%FS3.2.4花键轴的设计花键轴是连接主减速器和扭矩传感器的一个主要过渡零件。花键轴通过一个花键套与扭矩传感器连接在一起，花键轴的输出端通过利用一个法兰将其与主减速器连接起来，针对不同型号的主减速器分别制有不同的连接法兰。现确定花键轴的最小直径：按轴的扭矩强度条件计算来确定轴的最小直径，计算式为 (4-1)式中： 扭转切应力，单位为Mpa； 轴所受的扭矩,单位为Nmm； 轴的抗扭截面系数，单位为mm； 轴的转速，单位为r/min； 轴传递的功率，单位为kW； 计算截面处轴的直径，单位为mm； 许用扭转切应力，单位为Mpa，由机械设计表15-3值为35 55Mpa，取值为45Mpa。由式(4-1)得 即 mm故在设计过程中轴的最小直径必须大于或等于24mm.3.3 传动提升机构的设计3.3.1直线滑轨为了减少工作机构移动过程中因摩擦而产生的过大反作用力，考虑用线性滑轨来作为支撑工作机构移动的传动支撑部件。直线导轨是连接工作机构配重提升机构的最主要的部件，它与中间竖直钢板是通过螺钉联接在一起，这样可提高工作机构传动的平稳性，直线滑轨的一些参数如下图。图3.6 直线滑轨技术参数简图本次设计设计选用的直线滑轨型号为BRH 30AL2L1335NZ2,数量为两个，其型号代表意义为：滑座形式为高组装、尺寸编号为30、法兰型式为加长式有法兰螺纹型、单根滑轨滑块数2、滑轨长度为1335mm、普通级、中预压。3.3.2气缸气缸是实现工作机构移动的主要部件之一，气缸通过气缸支架固定在中间竖直钢板上，气缸顶杆安装有自对中活塞杆连接件，以防止在安装过程中活塞杆与气缸体不在一条直线上。本次设计中选用的气缸型号为Festo 气缸DNC80-400-PPV,其缸体直径为80mm行程为400mm，自对中活塞杆连接件型号为Festo FK-M201.5,其活塞杆(提升杆)直径为20mm.现对活塞杆上作用的力计算如下： 推力： 拉力：其中 D-气缸内径 P-气缸工作压力，一般情况下P为0.40.6M。现取0.5 M则：推力：=2512 N 拉力：=2355 N双作用气缸工作原理简图如下：图3.7 气缸工作原理简图3.3.3链轮组件链轮组件是连接配重杆与气缸之间相对运动的主要部件，通过它的过渡将配重杆上配重块的重量传递给顶升气缸安装板实现顶升气缸的上升，从而带动工作机构的移动.其结构如图。支架材料为焊件Q235，轴为45钢，套为Q235.链轮传动采用滚子链，其标记为:10A-1145 GB1243.1-83.其选择标准依照链轮组件。图3.8 :链轮组件结构简图1.支架 2.轴 3.套3.4 支撑机构的设计实验台的主体支撑结构是一个焊接组件。主题支撑板是中间的一块竖直支撑钢板，钢板材料为Q235（所有焊接件均是），规格为blh=720mm1800mm16mm,钢板中开了一个方形孔以供顶升气缸支架的上下移动，距钢板中间210mm分别攻有两排M10的螺纹通孔以供安装两个直线导轨。拧紧轴固定支架也是通过三块钢板焊接而成，竖直板上攻有20个M10的螺纹通孔，其中16个是与配合，其他四个是与提升气缸杆支架配合的，该钢板规格为blh=580mmmm64016mm。两块水平钢板规格为blh=360mm520mm16mm，上面的一块板开了一个85mm的圆孔，下面的一块板开了以一个145mm的圆孔，下钢板还攻有4个M10的螺纹通孔。支撑链轮组件的是两根矩形空心型钢，也是通过焊接在两侧竖直钢板上。中间竖直钢板与两侧竖直钢板焊接在一起成为一个整体后在于连接地面的钢板焊接一起实现实验台的整体固定。总结将此系统作为主减速器柔性装配线的最后一道环节对主减速器的装配质量性能进行检测，主要检测其中主动齿轮的啮合效果、运转的阻力矩，并根据预先输入计算机的分组参数进行产