基于闭式功率流的汽车变速器试验台设计

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 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 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 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 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 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 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 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 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 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 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 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 6 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 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 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 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 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 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 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 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 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 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 图 2 4 动力传递路线 则所测机械效率为 2 1 1 2 T T 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 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 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 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 210N m 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 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 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 0 998 0 98 0 98 0 994 0 95 0 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 3 1 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 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 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 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 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 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 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 在此次设计中 小齿轮选用 45 号钢调质 硬度为 15 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 Ra 0 80 1 60 m 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 T1 210 1 4N m 2 94 105N 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 24 4 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 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 查有关齿轮手册 得 560MPa 530MPa SH 1 lim1H lim2H N1 60njLh 60 6000 1 10 52 40 7 488 109 N2 N1 i 7 488 109 4 1 872 109 查手册 得ZN1 0 85 ZN2 0 92 MPa 476MPa 1 H 1lim1 NH H Z S 0 85 560 1 MPa 487 6MPa 2 H 2lim2 NH H Z S 0 92 530 1 故 1 d 2 1 3 13 17 E dH KT uZ u mm 2 3 1 5 294000 5 3 17 189 8 1 4476 95 86mm mm 3 86mm n m 1 1 cosd z 1 95 86 cos15 z 取标准模数 4 n m 6 确定中心距和螺旋角a mm 248 47mma 12 2cos n mzz 42496 2cos15 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 n m 距的目的 mm 310 583mma 12 2cos n mzz 52496 2cos15 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 圆整后取中心距为 310mma 圆整中心距后确定的螺旋角为 12 arccos 2 n mzz a 52496 arccos 2 310 14 59 14 35 24 3 1 4 主要尺寸计算 mm 124 00mm 1 d 1 cos n m z 5 24 cos14 59 mm 496 00mm 2 d 2 5 96 coscos14 59 n m z 1 124mm 124mm 1 b 1dd 取 130mm 124mm 为了补偿安装误差 通常使小齿轮齿宽略大些 1 b 2 b 3 1 5 按齿根弯曲疲劳强度校核 如 则校核合格 F F 确定有关系数与参数 1 当量齿数 1 1 33 2 2 33 24 26 coscos 14 59 96 106 coscos 14 59 V V z z z z 2 齿形系数 F Y 查有关齿轮手册 得 2 627 2 178 差值法 1F Y 2F Y 3 应力修正系数 S Y 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 查有关齿轮手册 得 1 597 1 805 差值法 1S Y 2S Y 4 许用弯曲应力 F 查手册 得 210MPa 190MPa 1 3 0 9 0 92 lim1F lim2H F S 1N Y 2N Y MPa 145 38MPa 1 F 1lim1 NF F Y S 0 9 210 1 3 MPa 134 46MPa 2 F 2lim2 NF F Y S 0 92 190 1 3 1 F 1 2 1 1 6cos FS n KT Y Y bm z mm 2 1 6 1 5 294000 cos14 59 2 627 1 597 124 524 38 59MPa 1 F MPa 36 16MPa 2F 22 1 11 FS F FF Y Y Y Y 2 178 1 805 38 59 2 627 1 597 2 F 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 v 1 1 60 1000 d 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 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 1 大齿轮 5mm 6 25mm 2an hm 2 1 25 fn hm mm 506mm 222 496 aa ddh mm 483 5mm 222 24962 6 25 ff ddh 由于 500mm 因此采用轮腹式结构 2a d 2 小齿轮 5mm 1 25mm 1an hm 1 1 25 fn hm mm 134mm 111 2 aa ddh 1242 5 mm 111 5mm 111 21242 6 25 ff ddh 由于 200mm 因此采用实体式结构 1a d 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 0 025 310 1 8 75 mm 取 10mm 箱盖壁厚 0 02a 1 0 02 310 1 7 2mm 取 10mm 1 1 箱盖凸缘厚 1 5 15mm 1 b 1 b 1 箱座凸缘厚度 1 5 15mm bb 箱座底凸缘厚度 2 5 25mm 2 b 2 b 地脚螺钉直径 0 036 12 0 036 310 12 23 16mm 取 f d f da 24mm f 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 17 地脚螺钉数目 6 nn 轴承旁联接螺栓直径 0 75 0 75 24mm 18mm 取 20mm 1 d 1 d f d 1 d 盖与座联接螺栓直径 0 5 0 5 24mm 12mm 2 d 2 d f d 联接螺栓的间距 150mm 2 dll 轴承端盖螺钉直径 0 4 0 4 24mm 9 6mm 取 10mm 3 d 3 d f d 3 d 定位销直径 0 7 0 8 8 4 9 6mm 取 10mm dd 2 dd 至箱壁距离 34mm 26mm 18mm f d 1 d 2 d 1 C 至凸缘边缘距离 28mm 16mm f d 2 d 2 C 轴承旁凸台半径 1 R 1 R 2 C 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 5 10 取 70mm 1 l 1 l 1 C 2 C 1 l 大齿轮顶圆内箱壁距离 1 2 12mm 取 14mm 1 1 1 齿轮端面与内箱壁距离 14mm 2 2 箱盖 箱座肋厚 取 10mm 1 mm 11 0 85m 0 85m 1 mm 地脚螺栓为 螺栓 GB5782 86 M24 50 两箱共 12 个 盖与座连接螺栓 螺栓 GB5783 86 M12 50 两箱共 6 个 轴承旁联接螺栓直径 螺栓 GB5783 86 M20 160 两箱共 16 个 轴承端盖螺钉直径 GB5783 86 M10 40 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 M6 12 两箱共 16 个 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 18 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 637MPa 许用弯 B 曲应力 60MPa 毛坯直径 200mm 1b 0 d 2 按扭转强度估算轴径 最小直径 d 107 118 3 P C n 3 6 9 55 10 T 107 118 mm 3 6 294000 9 55 10 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 38mm 1 d 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 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 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 19 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 N 4741 94N 2 2 2 22 294000 4 496 t T F d 4741 94N 1783 44N 22 tan cos n rt FF tan20 cos14 59 N 1234 30N 22 tan 4741 94 tan14 59 at FF 小齿轮受力与大齿轮等大反向 支点反力为 N 2370 97N 1 4741 94 22 t HAHB F FF 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 截面处的弯矩为 H 2370 97 N mm 233537 59N mmM 197 2 截面处的弯矩为 H 2370 97 19 N mm 79427 50 N mmM 29 2 3 作垂直面内的弯矩图 图 3 1d 支点反力为 N 503 26N 111 1783 441234 30 124 2222 197 ar VA F dF F l 1783 44 503 26 N 1280 18 N 1VBrVA FFF 截面左侧弯矩为 V 左 N mm 49571 11N mmM 197 503 26 22 VA l F 截面右侧弯矩为 V 右 N mm 126097 73N mmM 197 1280 18 22 VB l F 截面处的弯矩为 V 1280 18 33 5N mm 42886 03N mmM 29 19 2 VB F 4 作合成弯矩图 图 3 1e 3 1 22 HV MMM 截面为 N mmN M 左 22 HV MM 左 22 49571 11233537 59 23874 mm N mmN 2222 126097 73233537 59 HV MMM 右右 265406 mm 截面为 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 21 N mmN mm 2222 42886 0379427 50 VH MMM 90266 5 作转矩图 图 3 1f N mm 1 294000T 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 N mmN 22 22 2654060 6 294000 e MMT 右 318681 mm 截面 N mmN 22 22 902660 6 294000 e MMT 198154 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 ee MM 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 MPa 28 82MPa 3 318681 0 1 48 e e M W 截面 MPa 21 75MPa 3 198154 0 1 45 e e M W 查手册 得MPa 满足 条件 故设计的轴有足够的强 1 60 b e 1b 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 22 L 197 Ft1 Fa1 Fr1 FHAFHB Ft1 MHC d1 d2 d3d4 d5 d2 12 3 4 5 L 2 80 33 5 60 A B 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 23 FVAFVB Fr1 Fa1 MVC1 MVC2 M T 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 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 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 弯曲应力 60MPa 毛坯直径 200mm 1b 0 d 2 按扭转强度估算轴径 最小直径 d 107 118 3 P C n 2 3 6 9 55 10 T 107 118 mm 3 6 294000 4 9 55 10 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 60mm 1 d 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 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 mm 82 67 103 33mm 取 83mm 则轴 2 124 1 21 51 21 51 21 5 s bl d s d 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 l l 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 97N 2 4741 94 22 t HAHB F FF 截面处的弯矩为 H 2370 97 N mm 228798 6N mmM 193 2 截面处的弯矩为 H 2370 97 34 5N mm 81798 47N mm M 3 作垂直面内的弯矩图 图 3 2d 支点反力为 N 2477 76N 222 1783 441234 30 496 2222 193 ar VA FdF F l N 694 32N 1 1783 442477 76 VBrVA FFF 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 截面左侧弯矩为 V 左 N mm 239103 84N mmM 193 2477 76 22 VA l F 截面右侧弯矩为 V 右 N mm 67001 86N mmM 193 694 32 22 VB l F 截面处的弯矩为 V N mm 23954 04N mmM 34 5694 32 34 5 VB F 4 作合成弯矩图 图 3 2e 22 HV MMM 截面为 N mm 330937N M 左 22 HV MM 左 22 239103 84228798 6 mm N mm 238407N mm 2222 67001 86228798 6 HV MMM 右右 截面为 N mm 85234N mm 2222 23954 0481798 47 VH MMM 5 作转矩图 图 3 2f N mm 1176000N mm 2 294000 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 N mm 779353N 22 22 3309370 6 1176000 e MMT 左 mm 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 27 N mm 710740N 22 22 852340 6 1176000 e MMT mm 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 且轴上还有键槽 故截面 可能为危险截面 但由于轴径 ee MM d3 d2 故也应对截面 进行校核 截面 MPa 13 63MPa 3 779353 0 1 83 e e M W 截面 MPa 16 85MPa 3 710740 0 1 75 e e M W 满足 条件 故设计的轴有足够的强度 e 1b L 193mm d1 d2 d5 d4 d3 d2 d1 107 8080 107 34 5 12 3 4 a 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 28 L 193 nT Fa2 Ft2 Fr2 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 29 Ft2 FHAFHB MHC Fr2 FVAFVB Fa2 MVC1 MVC2 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 30 M T 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 294N m 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 86 1 38 60 38 60 J J 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 1176N m 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 86 1 60 107 60 107 J J 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 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 YL9 联轴器材料为钢 YL12 联轴器材料为铁 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 4000 jyjy T dhl 3 2 式中 被连接零件所传递的转矩 N mm 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 llll 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 为键连接中最弱材料的许用挤压应力 jy 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 294N m 选择键的型号为 mm 键 10 50 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 71MPa 4000 294 38 8 40 jy 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 因此键的强度足够 合格 jy jy 2 小齿轮连接键的选择与校核 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 32 根据小齿轮轮毂轴径d 48 轴段长度为 128mm 转矩Tmax 294N m 选择 键的型号为 mm 键 14 110 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 l MPa 28 36MPa 4000 294 48 9 96 jy 由于 因此键的强度足够 合格 键的材料为钢 jy jy 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 1176N m 选择键的型号为 mm 键 18 100 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l MPa 98 99MPa 4000 1176 60 11 72 jy 由于 因此键的强度足够 合格 键的材料为钢 大齿轮轴两 jy jy 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 1176N m 选 择键的型号为 mm 键 22 110 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l MPa 46 00MPa 4000 1176 83 14 88 jy 由于 因此键的强度足够 合格 键的材料为钢 jy jy 3 4 轴承型号的选择与校核 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 33 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 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 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 h L Cr 77 5kN C0r 45 5kN 则Fa C0r 1234 30 45 5 103 0 027 利用差值法求 e 值 0 218 0 220 19 0 190 0270 014 0 0280 014 e 根据当量动载荷公式 3 3 Pra PfXFYF 式中 载荷系数 查手册得 1 5 P f P f X Y 径向载荷系数和轴向载荷系数 由于Fa Fr 1234 30 1783 44 0 69 e 查手册得 X 0 56 2 01 1 992 30 2 300 0270 014 0 0280 014 Y 则 N 5220N 1 50 56 1783 442 01 1234 30P 由基本额定动载荷公式 3 4 16670 h T n LP C f 得 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 34 1 6 60 10 h T n LP C f 式中 温度系数 查手册得 1 T f T f 轴承的预期寿命 取 10000h h L h L 寿命指数 对球轴承 3 则 N 63498kN 1 6 522060 6000 5000 110 C r C 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 dDB rs mi n da min Da min ras min 基本 额定 动载 荷Cr 基本 额定 静载 荷C0r 脂润 滑 油润 滑 64094512029255110277 545 556007000 3 4 2 大轴上轴承型号的选择与校核 1 轴承