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机械毕业设计车辆工程
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CL01-135@基于闭式功率流的汽车,机械毕业设计车辆工程
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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。 nts 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 13 10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 18 10月 24） 3、 初步确定 传动系统的总体设计计算。 第三周（ 10 月 25 10月 31） 4、变速机构的设计和传动轴的设计计算。 第四周（ 11 月 01 11月 07） 5、锁止装置的设计计算。 第五周（ 11 月 08 11月 14） 6、传感器和单项离合器型号的选配 。 第六周（ 11 月 15 11月 21） 7、绘制草图及中期检查答辩。 第七周（ 11 月 22 11nts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 29 12月 05） 9、完成设计说明书。 第九周（ 12 月 06 12月 12） 10、审查修改图纸、计算及设计说明书 。 第十周（ 12 月 13 12月 19） 11、设计答辩。 第十一周（ 12 月 20 12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 nts nts - 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nts - 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。 3 1.3 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nts - 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。 nts - 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 的齿根表面上。 nts - 5 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。 4.轴承 nts - 6 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。 6 2.1.2 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 图 2-1 应用开式试验台测定变速器效率的装置示意图 nts - 7 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。 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nts - 8 以耗电量大，不适用于进行大吨位车辆的变速器试验。 7 2.2 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 nts - 9 图 2-4 动力传递路线 则所测机械效率为 : =12TT （ 2-1） 4.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。 13 2.3 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 。 14 为了满足试验台应用的广泛性，选择储备系数 K=1.4。 宝来汽车的各挡传动比如下表所示。 表 2-1 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 3.3 1.944 1.308 1.029 0.837 3.06 2.3.2 选择电动机的类型 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 nts - 10 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 = 0.9980.980.980.99 40.950.95=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 = 25.3 KW。电机的储备系数 K=1.4,则所选电机功率为： Pw =25.31.4=35.42 KW。 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 1.9N m；最大转矩 2.2N m。 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。 nts - 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 2.2N m。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 30 50 ，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。 15 在此次设计中，小齿 轮选用 45 号钢调质，硬度为230HBS；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 Ra0.80 1.60m 。 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强度。 3.1.3 按齿面接触疲劳强度设计 1.转矩 T1 nts - 12 T1=2101.4N m=2.9410 5N mm 2.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 lim1H=560MPa，lim2H=530MPa， SH=1； N1=60njLh=6060001(105240)=7.48810 9 N2=N1/i=7.48810 9/4=1.87210 9 查手册，得 ZN1=0.85， ZN2=0.92； 1H = 1 lim1NHHZ S =0.85 5601 MPa=476MPa 2H = 2 lim 2NHHZ S =0.92 5301 MPa=487.6MPa 故 1d 213 1 3 . 1 7EdHK T u Zu = 23 1 . 5 2 9 4 0 0 0 5 3 . 1 7 1 8 9 . 81 4 4 7 6 mm =95.86mm nm=11cosd z =19 5 .8 6 c o s 1 5zmm=3.86mm 取标准模数nm=4。 nts - 13 6.确定中心距 a 和螺旋角 a = 122 cosnm z z = 4 24 962 cos15 mm=248.47mm 考虑到实际情况，结合变速器的外形尽寸发现中心距 a 太小，整个机构地运转的过程中会发生干涉，需加大中心距。因此重选nm=5，以达到加大中心距的目的。 a = 122 cosnm z z = 5 24 962 cos15 mm=310.583mm 圆整后取中心距为： a =310mm 圆整中心距后确定的螺旋角 为： = 12a r c c o s 2nm z za= 5 2 4 9 6a r c c o s 2 3 1 0 =14.59 =14 35 24 3.1.4 主要尺寸计算 1d=1cosnmz= 5 24cos14.59 mm=124.00mm 2d=2 5 9 6c o s c o s 1 4 . 5 9nmz mm=496.00mm 1b=1dd=1124mm=124mm 取1b=130mm，2b=124mm(为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大些 )。 3.1.5 按齿根弯曲疲劳强度校核 如F F，则校核合格。 确定有关系数与参数： 1.当量齿数 nts - 14 11 3322 3324 26c o s c o s 1 4 . 5 996 106c o s c o s 1 4 . 5 9VVzzzz 2.齿形系数FY查有关齿轮手册，得 1FY 2.627，2FY 2.178（差值法） 。 3.应力修正系数SY查有关齿轮手册，得 1SY 1.597，2SY 1.805（差值法） 。 4.许用弯曲应力 F查 手册，得 lim1F 210MPa，lim2H=190MPa，FS=1.3，1NY=0.9，2NY=0.92； 1F = 1 lim1NFFY S =0.9 2101.3 MPa=145.38MPa 2F = 2 lim 2NFFY S =0.92 1901.3 MPa=134.46MPa 1F = 1 211 .6 c o sFSnKT YYb m z =21 . 6 1 . 5 2 9 4 0 0 0 c o s 1 4 . 5 9 2 . 6 2 7 1 . 5 9 71 2 4 5 2 4 mm =38.59MPa 1F2F=22111FSFFFYYYY = 2 . 1 7 8 1 . 8 0 53 8 . 5 9 2 . 6 2 7 1 . 5 9 7 MPa=36.16MPa 2F 齿根弯曲强度校 核 合格。 3.1.6 验算齿轮的圆周速度 nts - 15 由齿轮的圆周速度公式 v = 1160 1000dn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 2anhm=5mm，2 1.25fnhm=6.25mm 2 2 2 496aad d h mm=506mm 2 2 22 4 9 6 2 6 . 2 5ffd d h mm=483.5mm 由于2ad 500mm，因此采用轮腹式结构。 2.小齿轮 1anhm=5mm，1 1.25fnhm=1.25mm 1 1 12aad d h= 124 2 5 mm=134mm 1 1 12 1 2 4 2 6 . 2 5ffd d h mm=111.5mm 由于1ad 200mm ， 因此采用实体式结构。 3.2 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1： 0.02a+1=0.02310+1=7.2mm ， 取1=10mm。 箱盖凸缘厚1b：1b=1.51=15mm。 nts - 16 箱座凸缘厚度 b ： b =1.5 =15mm。 箱座底凸缘厚度2b：2b=2.5 =25mm。 地脚螺钉直径fd：fd=0.036a +12=0.036310 +12=23.16mm，取fd=24mm。 地脚螺钉数目 n ： n =6 。 轴承旁联接螺栓直径1d：1d=0.75fd=0.7524mm=18mm ，取1d=20mm。 盖与座联接螺栓直径2d：2d=0.5fd=0.524mm=12mm 。 联接螺栓2d的间距 l ： l =150mm。 轴承端盖螺钉直径3d：3d=0.4fd=0.424mm=9.6mm ，取3d=10mm。 定位销直径 d ： d =（ 0.7 0.8）2d=8.4 9.6mm，取 d =10mm。 fd，1d，2d至箱壁距离1C： 34mm， 26mm， 18mm。 fd，2d至凸缘边缘距离2C： 28mm， 16mm。 轴承旁凸台半径1R：1R=2C。 凸台高度 h ：以便于扳手操作为准，取 h =130mm。 外箱壁至轴承座端面距离1l：1l=1C+2C+（ 5 10），取1l=70mm。 大齿轮顶圆内箱壁距离1：1=1.2 =12mm，取1=14mm。 齿轮端面与内箱壁距离2：2=14mm。 箱盖 ,箱座肋厚1m， m ：110.85m ， 0.85m ，取1m=m =10mm。 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。 nts - 17 视孔盖螺栓：对于单级变速机构，当中心距 a 350mm 时，视孔盖螺栓直径d 取 6mm，孔数为 8，盖厚 4mm。螺栓 GB5783-86 M612 ，两箱共 16个。 3.3 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B=637MPa，许用弯曲应力 1b=60MPa，毛坯直径0d200mm 。 2.按扭转强 度估算轴径（最小直径） d3 PC n=（ 107 118）3 69.55 10T=（ 107 118）3 62940009.55 10mm =33.54 38.83mm 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 34.55 38.83mm。由设计手册取标准直径1d=38mm。 3.设计轴的结构 （ 1）拟定轴上零件的装配方案 （如图 3-1a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。 nts - 18 （ 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 197l mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离 的 要求，取 80l mm；查阅有关的联轴器手册取 l =70mm。 （ 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： 2222 2 2 9 4 0 0 0 4496tTF d N=4741.94N 22ta nc o s nrtFF =4741.94 tan 20cos14.59 N=1783.44N 22 t a n 4 7 4 1 . 9 4 t a n 1 4 . 5 9atFF N=1234.30N 小齿轮受力与大齿轮等大反 向 。 支点反力为： 1 4 7 4 1 . 9 422tH A H B FFF N=2370.97N nts - 19 - 截面处的弯矩为： M H = 2370.97 1972N mm =233537.59N mm - 截面处的弯矩为： M H = 2370.97 （ 19+292） N mm=79427.50 N mm （ 3）作垂直面内的弯矩图（图 3.1d），支点反力为： 111 1 7 8 3 . 4 4 1 2 3 4 . 3 0 1 2 42 2 2 2 1 9 7arVA FdFF l N=503.26N 1VB r VAF F F=(1783.44-503.26)N=1280.18 N - 截面左侧弯矩为： M V 左 197 5 0 3 . 2 622VA lF N mm =49571.11N mm - 截面右侧弯矩为： M V 右 197 1 2 8 0 . 1 822VB lF N mm=126097.73N mm - 截面处的弯矩为： M V 29 192VBF =1280.1833 .5N mm=42886.03N mm （ 4）作合成弯矩图（图 3.1e） 22HVM M M （ 3-1） - 截面为： M左 22HVMM左 224 9 5 7 1 . 1 1 2 3 3 5 3 7 . 5 9N mm 23874 Nmm 2 2 2 21 2 6 0 9 7 . 7 3 2 3 3 5 3 7 . 5 9HVM M M 右 右 N mm 265406 N mm - 截面为： nts - 20 2 2 2 24 2 8 8 6 . 0 3 7 9 4 2 7 . 5 0VHM M M N mm 90266 N mm （ 5）作转矩图（图 3-1f） 1 294000T N mm （ 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： 2222 2 6 5 4 0 6 0 . 6 2 9 4 0 0 0eM M T 右 N mm 318681 N mm - 截面： 2222 9 0 2 6 6 0 . 6 2 9 4 0 0 0eM M T N mm 198154 N mm （ 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 d3 d2，故也应对截面 - 进行校核。 - 截面： 33186810 . 1 4 8ee MW MPa=28.82MPa - 截面： 31981540 . 1 4 5ee MW MPa=21.75MPa 查 手册， 得 1 60b MPa，满足e 1b条件，故设计的轴有足够的强度。 nts - 21 L=197F t 1F a 1F r 1F HA F HBF t 1M HCd 1d 2d 3d 4d 5d 212345L / 28033.560AB( a )( b )( c )nts - 22 F VA F VBF r 1F a 1M VC1M VC2MT( 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B=637MPa，许用弯nts - 23 曲应力 1b=60MPa，毛坯直径0d200mm 。 2.按扭转强度估算轴径（最小直径） d3 PC n=（ 107 118） 23 69.55 10T=（ 107 118）3 6294000 49.55 10mm =53.23 58.71mm 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 54.83 61.64mm。由设计手册取标 准直径1d=60mm。 3.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 2 1241 . 2 1 . 5 1 . 2 1 . 5 1 . 2 1 . 5s bld mm=82.67 103.33mm，取sd=83mm，则轴段 的直径 ds=83mm；考虑到要对安装的在轴段 nts - 24 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 1 9 7 2 9 2 5l mm=193mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离 要求，取 l =80mm；查阅有关的联轴器手册取 l =107mm；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： 2 4 7 4 1 . 9 422tH A H B FFF N =2370.97N - 截面处的弯矩为： M H =2370.97 1932Nmm=228798.6Nmm - 截面处的弯矩为： M H =2370.9734.5Nmm=81798.47Nmm （ 3）作垂直面内的弯矩图（图 3.2d），支点反力为： 222 1 7 8 3 . 4 4 1 2 3 4 . 3 0 4 9 62 2 2 2 1 9 3arVA FdFF l N =2477.76N 1 1 7 8 3 . 4 4 2 4 7 7 . 7 6V B r V AF F F N=-694.32N - 截面左侧 弯矩为： M V 左 193 2 4 7 7 . 7 622VA lF Nmm= 239103.84Nmm - 截面右侧弯矩为： M V 右 193 6 9 4 . 3 222VB lF Nmm= -67001.86Nmm nts - 25 - 截面处的弯矩为： M V 3 4 . 5 6 9 4 . 3 2 3 4 . 5VBF Nmm= -23954.04Nmm （ 4）作合成弯矩图（图 3.2e） 22HVM M M - 截面为： M左 22HVMM左 222 3 9 1 0 3 . 8 4 2 2 8 7 9 8 . 6Nmm= 330937Nmm 2 2 2 26 7 0 0 1 . 8 6 2 2 8 7 9 8 . 6HVM M M 右 右 Nmm= 238407Nmm - 截面为： 2 2 2 22 3 9 5 4 . 0 4 8 1 7 9 8 . 4 7VHM M M Nmm= 85234Nmm （ 5）作转矩图（图 3.2f） 2 2 9 4 0 0 0 4T Nmm= 1176000Nmm （ 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： 2222 3 3 0 9 3 7 0 . 6 1 1 7 6 0 0 0eM M T 左 Nmm= 779353Nmm - 截面： 2222 8 5 2 3 4 0 . 6 1 1 7 6 0 0 0eM M T Nmm= 710740Nmm （ 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eeMM ，且轴上还有键槽，故截面 - 可能为危险截面。但由于轴径 d3 d2，故也应对截面 - 进行校核。 nts - 26 - 截面： 37793530 . 1 8 3ee MW MPa=13.63MPa - 截面： 37107400 . 1 7 5ee MW MPa=16.85MPa 满足e 1b条件，故设计的轴有足够的强度。 L=193mmd 1d 2d 5d 4d 3d 2d 110780 8010734.51234( a )L=193n TF a 2F t 2F r 2( b )nts - 27 F t 2F HA FHBM HCF r 2F VA FVBF a 2M V C 1M V C 2( c )( d )nts - 28 MT( 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 138 6038 60JJ GB 5843-86 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 160 10760 107JJ GB 5843-86 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。 nts - 29 3.3.4 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： 4000jy jyTdhl （ 3.2） 式中 T 被连接零件所传递的转矩， Nmm ； d 轴径， mm； h 键的高度， mm； l 键的工作长度， mm， A型键 l =L-b， B型键 l =L， C型键 l =L-0.5 b并且 L （ 1.6 1.8） d，以免因键过长而增大压力沿键长分布的不均匀性。 jy 为键连接中最弱材料的许用挤压应力。 1.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 l =（ 50-10） mm=40mm 则 4 0 0 0 2 9 43 8 8 4 0jy MPa=96.71MPa 查阅有关键的手册，选择键的材料为钢，许用挤压应力 jy=60 130MPa，由于jy jy，因此键的强度足够，合格。 （ 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）： 键 14110 GB1096 -79圆头普通平键（ A型）、 b=14、 h=9、 L=110 键的工作长度 l =（ 110-14） mm=96mm，将参数代入式（ 3-2）得 nts - 30 4 0 0 0 2 9 44 8 9 9 6jy MPa=28.36MPa 由于jy jy，因此键的强度足够 ，合格。键的材料为钢。 2.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
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