机械毕业设计66减速器加载试验台设计

1 前言 静液传动由于具有功率大 、 密度大 、 易于实现工作过程的自动化等优点而被广泛地应用在工程领域中。但由于静液传动存在着漏油 、 噪声大和效率低等缺点，以及来自于机械传动 、 电器传动和交流伺服技术快速发展的竞争等原因，进入 20 世纪 90 年代以来，其增长速度明显减慢。因此，如何在发挥其自身优势的基础上，借鉴于其他传动技术的优点 、克服自身的不足，从而设计出新型的静液传动系统，并不断地使其获得进一步地发展，已经成为当前急需解决的关键问题。 二次调节静液传动系统是近年新发展起来的节能系统。它具有一系列的独特特点，越来越引起了人 们的重视。二次调节静液传动系统是工作于恒压网络的压力耦联系统，能在四个象限内工作，回收与重新利用系统的制动动能和重物势能；在系统中二次元件能无损地从恒压网络取得能量，因而大大地提高了系统效率；系统中可以同时并联多个负载，在各负载端可分别实现互不相关的控制规律；扩大了系统的工作区域，改善了系统的控制特性，减少了设备总投资，降低了工作过程中的能耗，节约冷却费用。在能源日益紧缺的今天，基于能量回收与重新利用而提 出的二次调节技术具有重要的理论研究意义和实际应用价值。 国外从 70 年代末开始此项技术的研究，现已将它应用 于造船工业 、 车辆传动 、 大型试验台等领域，取得了显著的节能效果。我国从 80 年代末从事二次调节技术的研究，目前尚处于实验室研究阶段。本文简要回顾了这一领域的发展过程及最新成就，并对基于二次调节的减速器加载试验台驱动单元进行了详细地设计，并对 驱动单元的系统刚度特性进行了分析。不当之处希望得到老师的批评指正。 2 1 绪论 1.1 课题研究目的和意义 世界在发展，科技在进步。对于新设计制造的减速器，需要利用专门的固定试验台对其进行加载试验，检测各项工作性能和可靠性指标是否满足要求。减速器是用于原动机和工作机之间的独立的封闭传动装置。由于减速器具有结构紧凑 、 传动效率高 、 传动准确可靠 、 使用维护方便等特点，故在各种机械设备中应用甚广。以往对较简单的单项试验如疲劳寿命试验等，可在传统的液压式加载试验台上进行，但其功率消耗很大，效率很低。对稍复杂一些的综合性能试验，可在电封闭加载试验台上进行，但在相同加载功率下，所用电器设备庞大复杂，另外虽然可实现功率回收，提高了效率，可由于其回收功率以电能形式回馈给电网，因而在动载变化较大时，对电网的冲击较大，某些电器元件被烧坏的情况时有发生，所以我们要尽量避免它的发生。这也成 为了我们的主要任务。由于近年来加载试验台技术的不断发展，使得许多试验都可以在具有高动态性能的固定试验台上完成，而利用二次调节技术的液压伺服加载试验台就是近年来为人们所重视的一类加载试验台。这种加载系统与传统的变量泵 -定量马达系统不同，它采用带有储能器的恒压中心油源（一次元件）实现与各个单独调节回路（二次元件）之间的压力藕联，该系统具有能量可回收利用，效率高，可以多用户并行工作，远离动力源，冲击小，噪声底，系统控制性能好等优点，因此被认为是液压领域的重大突破。 近年来我国开始利用二次调节技术研制新型加载试验设 备，在这种二次调节加载技术的理论与应用方面，取得了一定成果和进展，但还存在许多需要进一步解决的问题。所以对此的研究有一定的实用和经济价值。 1.2 二次调节技术的研究发展与应用 1 1.2.1 二次调节技术的研究发展概况 二次调节静液传动系统是近年新发展起来的节能系统 .它具有一系列的独特优点，因而越来越受到人们的重视，二次调节静液传动系统是工作于恒压网络的压力祸联系统，能在四个象限内工作，回收与重新利用系统的制动动能和重物势能 ;在系统中二次元件能无损耗地从恒压网络取 得能量，因而大大地提高了系统效率 ;系统中可以同时并联多个负载，在各负载端可分别实现互不相关的控制规律 ;扩大了系统的工作区域，改善了系统的控制特性，减少了设备总投资，降低了工作过程中的能耗，节约冷却费用 .在能源日益紧缺的今天，基 3 于能量回收与重新利用而提出的二次调节技术具有重要的理论研究意义和实际应用价值，国外从 70 年代末开始此项技术的研究，现己将它应用于造船工业、车辆传动、大型试验台等领域，取得了显著的节能效果 .由于这项技术的成功利用，使得液压技术向前推进了一大步。二次调节技术起源于德国，从事这项技术的研究也 主要限于德国。目前国外从事这方面研究的单位主要有德国汉堡国防工业大学静液传动和控制实验室 LHAS、亚深工业大学流体传动与控制研究所 RWTH 和博士力士乐有限公司 (Bosch Rexroth GmbH)。国外该研究方向的代表人物主要有德国汉堡国防工业大学的 H.W.Nikolaus 教授、亚深工业大学的W.Backe 教授以及力士乐公司的 R.Kodak 先生等。 1977 年， H. W.Nikolaus 教授 2 首先提出二次调节静液传动 2 的概念。 1980 年 W.Backe教授和 H.Murrenhoff 先生开始利用单出杆变量油缸的二次元件进行液压直接转速控制的二次调节系统的研究 。 1981 年， H. W.Nikolaus 教授采用双出杆变量油缸的二次元件进行液压直接转速控制的二次调节系统的研究。在这种液压直接转速控制的二次调节系统中，用测速泵来作为二次元件输出转速的检测和反馈元件。由于测速泵的最小感知转速较高，当所要求的转速低于最小感知转速时，不能真实地检 。 测转速值 ； 因此，这种系统的调速范围比较小，最低工作转速也比较高。 1982 年开始研究液压先导控制二次调节系统，其中有机液位移反馈调速和机液力反馈调速两种调速形式。从 1983 年开始研究电液转速控制的二次调节系统和电液转角控制的二次调节系统 .在电液控制系统中，用测速电机作为二次元件输出转速的检测和反馈元件，它的最小感知转速低，系统的调速范围大，消耗的能量少，系统的效率高。此后又有一系列关于对二次调节系统的研究，其中有对单反馈和双反馈电液转速控制二次调节系统的研究等 。 1987 年， F.Metzner 为提高系统的控制性能，提出了数字模拟混合转角控制系统，将经过电液力反馈转速控制的二次元件 作为被控对象，用数字 PID 控制方法，实现位置 (转角 )、转速、转矩和功率控制 。 1993 年， W.Backe 和 Ch.Koegl 又研究了转速和转矩控制的二次调节问题，其中包括对这种系统中两个参数的解祸问题的研究。 1994 年， R.Kodak 先生研究了具有高动态特性的电液转矩控制二次调节系统，并在四轮驱动车上进行了实物试验。 1995 年，德国力士乐公司为德累斯顿工业大学内燃机和汽车研究所研制了大功率、用于旋转试件并接近于实际运行条件的二次调节反馈控制试验台。从此，这一技术开始逐渐应用到生产实际中，并不断地扩大应用范围。目 前在德国，这项技术已进入实用阶段，在许多与液压相关的领域获得了成功利用。以力士乐公司为代表，在二次调节技术方面，具 4 有多项专利技术，用于二次调节的二次元件和控制器等也有多种系列产品。 1.2.2 二次调节技术的应用 由于二次调节技术具有诸多优点，使它在很多领域得到广泛应用。第一套配备有二次调节闭环控制的产品是建在鹿特丹欧洲联运码头 （ ECT） 的无人驾驶集装箱转运车 CT40；德国的科那西山特号海上浮油及化学品清污船的液压传动设备配备有二次调节反馈控制系统。该系统可以使预选的撇沫泵和传输泵设备的转速保持恒定，并使之 不受由于传输介质黏度的变化而引起的外加转矩变化的影响；德累斯顿工业大学通用试验台应用了二次调节反馈控制的四象限运转 、 能量回收及高反馈控制精度等特点。该试验台能满足实际中的严格要求；奔驰汽车公司也将二次调节技术应用于行驶模拟试验台 、 以及在无人驾驶运输系统的行驶驱动。它还被用于近海起重机的驱动 、 油田用抽油机和精轧机组的液压系统中。德国在市区公共汽车上配备二次调节传动系统后取得显著的节能效果。如图 1-1 所示，改造后的市区公共汽车由恒压变量泵 2 和二次元件 4 组成的轴向柱塞单元驱动。它在满载启动时能给出大约 180Kw 的 功率，由此可使汽车在 20s 内加速到它的最大速度 50km/h。而发动机 1 的功率却只有 30Kw，其中 150Kw 的差值是从液压蓄能器 3 中获得的。液压蓄能器的充压是在制动过程中进行的，在这个过程中二次元件作为泵来工 作，而液压蓄能器为下次的加速过程充压。系统的损失由液 1. 发动机 2. 恒压变量泵 3. 蓄能器 4. 二次元件 5. 汽车后桥 图 1-1 二次调节静液传动系统在公共汽车中应用原理图 Fig.1-1 second-quiet fluid drivetrain system in the application of principles of the bus 综上所述，二次调节技术可实现能量回收和重新利用，其主要应用在以下几个 方面： 1) 位能回收 如液压驱动的卷扬起重机械。由于卷扬机械中有位能变化，采用二次调节传动技术可以回收其位能。它可用于起重机械和矿井提升机械，缆索机械的索道传动，船用甲板机械等； 5 2) 惯性能回收 如液压驱动摆动机械和实验装置。应用二次调节技术可对摆动机械在频繁起动 、 制动过程中产生的惯性能进行回收和再利用； 3) 综合节能 群控作业机械和实验装置。对于多台周期性工作设备可共用一个动力能源 ,这样既节省了费用 ,又节约了能源 ,这在流水作业的机械和液压实验装置中十分常见。 1.3 二次调节加载系统原理与特点 1.3.1 二次调节加载系统原理 3 二次调节静液传动系统 （ 简称为二次调节系统 ） 一般由恒压油源 、 二次元件 （ 液压泵/马达 ）、 工作机构和控制调节机构等组成。二次调节系统是工作于恒压网络的压力耦联系统，其工作原理是：在恒压网络中，通过调节二次元件斜盘倾角来改变二次元件排量，以适应负载 （ 工作机构 ） 转矩的变化，从而使负载按设定的规律变化。 二次调节加 载 系统原理如图 1-2 所示。可逆式泵 /马达元件与电液伺服阀 、 变量液压缸 、 2356 789101112131415161718E14转速控制系统 转矩控制系统1电动机 2恒压变量泵 3蓄能器 4安全阀 5油箱 6,18位移传感器 7,16变量液压缸 8,17电液伺服阀 9,15可逆式泵 /马达元件 10转速传感器 11,14控制器 12加载对象 13转矩传感器 图 1-2 二次调节 加载 系统原理 Fig.1-2 Principle diagram of loading system with secondary regulation 位移传感器等组合在一起，统称为二次元件。电动机 、 恒压变量泵、蓄能器、安全阀及相应的管路等元件构成恒压网络，为整个加载系统提供稳定的恒压动力源。两个可逆式泵 /马达元件以压力耦联方式并联于恒压网络上，两元件机械端口之间通过转速传感器和转矩传感器以及加载对象刚性地连接在一起。 转速控制系统和转矩控制系统为典型的电液伺服 6 系统二者相互独立，可分别进行调节，以满足加载系统对转速和转矩的不同要求。系统工作时，由控制器 11 和 14 分别向电液伺服阀 8 和 17 发出电信号，通过阀控缸 机构（前置级排量控制）改变两个可逆式泵 /马达元件的斜盘摆角，从而使其排量发生变化，以适应外负载转速和转矩的变化。另外，当系统进行工作时，元件 9（马达）由恒压网络获取液压能，并将其转换成机械能来驱动加载对象和元件 15（泵），实现加载，元件 15（泵）将机械能转换成液压能后又直接回馈给恒压网络，重新用来驱动元件 9（马达），在两个可逆式泵 /马达元件之间形成闭式循环。这样，恒压油源所提供的液压能只是用来补偿系统的容积损失和机械损失，而驱动元件 9（马达）所需的大部分能量都来自元件 15（泵）。此外，在该加载系统中，没有节 流元件，因而避免了节流损失。由此可见，该加载系统在工作中不仅减少系统发热，而且还可以达到节能目的。 从以上分析可以得出，实现各种控制目的的最终控制量是作用在变量液压缸上，变量液压缸不同的位置使二次元件有不同的斜盘倾角，即有不同的排量。因此，二次调节的最终控制是实现对变量液压缸位置控制。 1.3.2 二次调节加载系统特点 4 1）同传统的加载系统相比， 二次调节 加载系统有如下一些特点： a 通过改变二次元件的排量来改变输出转矩的大小，进而实现对转速 、 位置 、 转矩和功率的控制。通过改变二次元件斜盘摆角的方向 （ 过零点 ） 来改变二次元件的转向 ； b 由于二次调节系统是压力耦联系统，所以二次元件的流量与其转速和转矩的乘积成比例； c 它是压力耦联系统，系统中的压力基本保持不变。二次元件直接与恒压油源相连，因此在系统中没有原理性节流损失，提高了系统效率； d 二次元件 （ 液压马达 /泵 ） 可在四个象限内运行工作，既可以工作在液压马达工况，也可以工作在液压泵工况，为能量的回收和重新利用创造了条件 ； e 蓄能器回收的液压能可满足间歇性大功率的需要，在设备的启动过程中能利用蓄能器释放出的能 量来加速启动过程，由此来提高系统的工作效率； f 由于蓄能器的存在使系统中不会形成压力尖峰，可减少压力限制元件的发热，从而降低用于系统冷却的功率消耗； g 与电力系统相似，二次元件工作于恒压网络，在这个恒压网络中可以并联多个互不相关的负载，并可实现互不相关的控制规律，而液压泵站只需按负载的平均功率之和进行 7 设计安装； h 二次调节系统提供了新的控制规律和控制结构。 2）与电传动相比： a 闭环控制动态响应快； b 高功率密度，重量轻，安装空间小； c 安装功率小。 1.4 减速器加载系统概述 5 减速器的种类很多 、 应用范围广，用以满足各种机械传动的不同要求。因此，减速器加载试验台系统应具备扭矩、转速可变化的条件，且其扭矩、转速的变化应是可单独调节的。减速器试验加载系统主要分为开放式和封闭式两大类。 1.4.1 开放式加载系统 开放式加载系统原理如图 1-1 所示。驱动单元由电动机 (或内燃机、液压马达等 )、及附属装置组成，它负责向系统提供动力 (功率 )，驱动转速的调节由电机调速来实现 ;试验单元主要由被测装置、减速器、转矩转速测量装置以及其它一些测量装置组成 ;负载模拟单元主要由测功机 (或液压加载器等 )及附属装置组成，加载转矩由测功机 (或液压加载器 )调定。 开放式加载系统的工作原理及工作过程比较简单，整套设备的技术含量低，制造成本相对较低，但它的致命弱点是需要大功率动力，能量无法回收利用，效率低，因此其试验成本相对于后面所述的封闭式加载系统来说较高。 图 1-3 开放式加载系统原理示意图 Fig.1-3 Principle diagram of open type loading system 1.4.2 封闭式加载系统 封闭式加载系统又分为电力封闭式、机械封闭式和液压封闭 式几种。 1) 电力封闭式加载系统这种加载系统的原理如图 1-2 所示。驱动单元由交流 (或直流 )电动机及附属装置组成，驱动转速的调节由电机调速来实现 ;试验单元与开放式相同 ;负载模拟单元由交流 (或直流 )发电机及附属装置组成，负载转矩由发电机形成。 8 图 1-4 电力封闭式加载系统原理示意图 Fig.1-4 Principle diagram of closed type electric loading system 负载发电机产生的电能通过电网加以回收并反馈给驱动电机，形成封闭的功率流，从而降低试验能耗，系统效 率高。但由于功率回收技术是一项专业性非常强的技术，整套装置的成本非常高，又由于回收过程的回收效率受加载负荷的影响较大，而且对于大功率加载系统来说，试验台及电动机体积庞大，另外，在系统动载变化较大时，可能对电网造成较大的冲击。 2) 液压封闭式加载系统这种加载系统的原理如图 1-3 所示。驱动单元由油源、液压 马达及相关液压 元件组成，它负责向系统提供动力 (功率 )，通过对液压马达流量和斜盘摆角的调节，来满足对不同驱动转速的要求 ;负载模拟单元由液压泵及相关液压元件等组成，通过控制液压泵的斜盘摆角，可模拟各种工况下的负载 转矩。负载模拟单元产生的液压能通过液压网络加以回收，并直接反馈给驱动单元，形成封闭的功率流，从而降低试验能耗，系统效率高。系统加载过程中所形成的动载影响，基本被限制在液压系统内部，对电网的冲击很小。 图 1-5 液压封闭式加载系统原理示意图 Fig.1-5 Principle diagram of closed type mechanical loading system 如果将图 1-3 中的液压马达和液压泵换成二次元件，就构成了二次调节加载系统。由于二次调节加载系统可充分利用计算机控制的优越性，使加载参数 (转矩和转速 )的调节非常灵 活方便，所以系统的静、动态性能好，可对各种复杂工况进行模拟。因此，将这种二次调节式加载系统用于减速器加载试验，是十分理想的。 1.5 论文主要研究内容 1）对基于二次调节的减速器加载系统进行深入的理论分析，建立减速器加载系统的数学模型，并绘制方框图； 9 2）对驱动变速箱的轴及齿轮等传动零部件进行详细的设计，并对其作校核 。 10 2 减速器模拟加载试验台组成与原理 2.1 引言 减速器加载试验按减速器的重要性分为型式检验、出厂检验、温升检验 等几种检验方式。型式检验主要针对最新研制的减速器的一种检验方式，包括装配及连接尺寸检验，空载试验，效率试验，温升试验，噪声试验，超载试验，耐久试验；出厂检验针对现有成熟减速器进行的出厂前检验，包括装配及连接尺寸检验，出厂空载试验，出厂温升试验，出厂噪声试验；温声试验主要针对检修完毕的减速器进行的性能测试。 本章针对 减速器模拟 加载 系统 ，建立较为精确的数学模型。数学模型包括有微分方程、状态方程及变量图、传递函数及方块图等。 2.2 试验台各部分组成及其功用 减速器加载试验台如图 2-1 所示，由恒压油源及管路系统 、 模拟加载系统 、 控制系统 、机械台架四部分组成。恒压油源为整个模拟加载单元提供恒定压力，同各种液压元件及管路一起构成恒压网络。恒压油源主要由两台 Rexroth 公司的 A4VSO180DP 型轴向柱塞式恒压变量泵和一台双联叶片式定量泵组成，柱塞泵为系统提供恒定的高压油源，叶片泵为二次元件及主泵提供背压，并通过给系统补充冷油的方式来实现系统的冷却。当然，油源部分还包括高低压溢流阀、卸荷阀、蓄能器、油液过滤器及风冷却器等。模拟加载系统实现对试验对象减速器的驱动和加载的模拟，它包括驱动单元、二次输出加载单元。驱动单元主要 由两个 Rexroth 公司的 A4VSO250 型轴向柱塞元件串联而成的双联二次元件、两个弹性联轴器、转矩转速传感器组成，该单元用来模拟减速器的驱动。二次输出加载单元主要由双联二次元件、两个弹性联轴器、转矩转速传感器组成，该单元用来模拟传感器二次输出端的负载。控制系统由 PC 计算机、工业控制计算机、数据采集卡、数字显示仪和用来 控制油源启停的 PLC 控制器等组成，该部分主要完成整个系统的连续量和开关量的控制、数据采集、系统状态监测 、 系统状态超限保护等。机械支架和试验平台提供加载试验对象减速器 、 联轴器及加载二次元件的支撑 和连接。其中模拟加载系统为整个试验台的核心部分，也是本课题的研究对象。 2.3 模拟加载系统原理 由图 2-2 可见，二套二次元件的液压端口共同并联于恒压网络上 ，机械端口通过各转 11 123二次元件双联二次元件双联变速器驱动变速器二次输出减速器恒 压 油 源驱 动 模 拟 单 元 二 次 输 出 加 载 单 元低 压 恒 压 网 络高 压 恒 压 网 络5 641-PC 机（上位机） 2-工控机（下位机） 3-采集卡 4-弹性联轴器（ 4 个） 5-转矩转速传感器（ 2 个） 6-齿轮联轴器（ 2 个） 图 2-1 减速器加载实验台组成 Fig. 2-1 The reducer gear experiments composition 速转矩传感器、弹 性联轴器、变速器、加载试件等连接在一起。二次元件 1 工作于马达工况，用来模拟减速器发动机驱动轴动力，它同转速传感器、控制器 1 等构成驱动转速控制系统；二次元件 2 工作于泵工况，用来对减速器二次输出端加载，为转矩控制方式，它同相应的转矩传感器 2、控制器 2，构成二次输出 加载 转矩控制系统。在转速控制系统和转矩控制系统中，都包含有内环和外环两种控制回路，由对应于各二次元件的电液伺服阀、变量液压缸、位移传感器 LVDT 构成阀控缸回路（内环），再加上相应的二次元件、转速感器或转矩传感器，就构成了转速控制回路或转矩控制回路（外环 ）。 当系统进行工作时，二次元件 1（马达）由恒压网络获取液压能，并将其转换成机械能来驱动加载试件和二次元件 2（泵），实现模拟加载。同时，二次元件 2（泵）将机械能转换成液压能后又直接回馈给恒压网络，重新用来驱动二次元件 1（马达），在二次元件 1（马达）和二次元件 2（泵）之间，功率流形成闭式循环。这样，恒压油源所提供的液压能只是用来补偿系统的容积损失和机械损失，而驱动二次元件 1（马达）所需的大部分能量都来自二次元件 2（泵）。因此，该加载系统实现了能量回收与利用，系统效率高。 12 由于二套二次调节系统同样设置有转速传感 器和转矩传感器，可以任意将其调整为转速控制状态（作为驱动单元）和转矩控制状态 （ 作为加载单元），因此可以按被试件的要求，设置其中一套二次调节系统作为驱动单元，另外 1 套作为加载单元。二 次元 件 2驱 动变 速 器转 速传 感 器二 次 输 出 变速 器转 矩传 感 器USUS电 液 伺 服 阀 2电 液 伺 服 阀 1恒 压 网 络恒 压变 量 泵蓄 能 器控 制器 1二 次元 件 1控 制器 2变 量 液压 缸 2变 量 液压 缸 1L V D T 1 L V D T 2减速器图 2-2 模拟加载系统原理图 Fig.2-2 Principle diagram of simulation loading system 13 3 减速器加载试验台驱动变速箱的设计 3.1 引言 减速器加载试验台是大功率 、 高载荷的试验台，它主要由驱动单元、加载单元 、控制系统、机械支架及试验平台组成。驱动单元和加载单元是该平台的核心部分，对于液压加载试验台来说，加载单元只有德国力士乐公司的产品符合要求，其它的产品均不能达到令人满意的程度。我国的这类产品更是少之又少，而且也不能完全满足要求，并且性能也不太稳定。 3.2 驱动变速箱的参数计算 6 图 3-1 是驱动变速箱传动系统图 7 ，从图中可以看出 轴 、 轴分别有滑移齿轮。 轴最大输入转速为 2300r/min，二次加载元件最 大排量为 250ml/r，二次加载元件工作压差为 36.39MPa，二次加载元件输出扭矩为 6870.94N.m， 轴最大输入扭矩为 945.46N.m， 轴最大输入功率为 193.46kw。 m = 6Z = 2 3m = 6Z = 33m = 6Z = 4 4m = 6Z = 3 4m = 8Z = 2 0m = 8Z = 2 8m = 8Z = 3 0m = 8Z = 2 6m = 8Z = 3 9m = 8Z = 4 2m = 8Z = 2 7m = 8Z = 4 0m = 8Z = 4 2m = 8Z = 3 7i = 1 . 91i = 1 . 0 3i = 1 . 4i = 1 . 0 7i = 1 . 5 38i = 0 . 6 9 2i = 1图 3-1 驱动变速箱传动系统图 Fig. 3-1 driven transmissions drivetrain system 14 3.2.1 传动方案的确定 如何分配各级传动比，是传动装置设计中又一个重要问题。传动比分配的合理，可以见效传动装置的外廓尺寸和重量，达到结 构紧凑，降低成本的目的，还可以得到较好的润滑条件。图 3-2 为变速箱传动比的分配。 分配传动比如下： 8 3 8 1 6 1 7 7 8 7 = 1 0 . 0 24 2 4 1 3 9 5 3 7 7 8 3 8 1 6 1 7 4 8 7 = 9 . 1 04 2 4 1 3 9 5 6 7 7 （ 最小传动比 ） 8 5 8 1 6 1 7 7 8 7 = 1 0 . 5 84 0 4 1 3 9 5 3 7 7 （ 最大传动比 ） 8 5 8 1 6 1 7 4 8 7 = 9 . 8 04 0 4 1 3 9 5 6 7 7 3.2.2 扭矩的计算 1 0 0 1 1 9 3 . 4 6 0 . 9 9 1 9 1 . 5 3 kw (3-1) 1 2 3 0 0 / m innr(3-2) 1111 9 1 . 5 39 5 5 0 9 5 5 0 7 9 5 . 2 72300 Nmn (3-3) 同理，其他各轴的扭矩分别为2 1 6 4 1 .9 7 Nm ；3 3 0 9 0 .5 4 Nm ； 4 4 5 7 0 .4 8 Nm ；5 6 2 7 6 .3 7 Nm ；6 6 8 7 0 .9 4 Nm 3.2.3 最大转速的计算 1212= nn i (3-4) 2300= 2.15 = 1069.77 r/min 同理，其它各轴转速为3 = 545.80nr/min；4 = 354.42nr/min；5 = 247.85nr/min；6 = 217.41nr/min。 15 12 =i834285402381=41i2381=41i3461=39i3461=39i45 =i45 =i77537753745674565687=77i5687=77i5687=77i5687=77i图 3-2 驱动变速箱传动比分配图 Fig. 3-2 driven transmissions transmission than distribution maps 3.3 齿轮的设计 8 3.3.1 选择齿轮材料 9 小齿轮选用 45 号钢，调质处理，1 2 1 7 2 5 5H B S H B S ；大齿轮选用 45 号钢 ，正火处理，2 1 6 2 2 1 7H B S H B S ； 按国家标准，分度圆上的压力角 =20o ；对于正常齿，齿顶高系数 =1ah，顶隙系数 = 0.25c 。 3.3.2 确定齿轮传动精度等级 按下式估取圆周速度： 13111( 0 . 0 1 3 0 . 0 2 2 )t Pvn n (3-5) 3 1 9 1 . 5 3= ( 0 . 0 1 3 0 . 0 2 2 ) 2 3 0 02300 16 =19 m/s 同理，可得其它齿轮的圆周速度：2 =11tvm/s；3 =8tvm/s；4 =5tvm/s；5 =5tvm/s；6 =4tvm/s。 各轴齿轮精度均为第 公差组， 轴的齿轮精度等级为 5， 轴、 轴的 齿轮精度等级为 7， 轴、 轴的齿轮精度等级为 8， 轴的齿轮精度等 级为 9。 3.3.3 各轴齿轮中心距的确定 1） 按齿面接触疲劳强度确定中心距 小齿轮的转矩：1 7 9 5 2 6 5 . 8 7 N m m ， 初取 2 1.1ttKZ。 取 0.35a ， 齿宽系数： 1 2 . 1 5 10 . 3 5 0 . 5 522da u (3-6) 查表得， 1 8 8 .9EZ M P a， 而 22 2 . 5c o s s i n c o s 2 0 s i n 2 0HZ oo确定 轴和 轴的中心距： 213( 1 ) ( )2 EHttaHZ Z ZKTauu (3-7) 23 1 . 1 7 9 5 2 6 5 . 8 7 1 8 8 . 9 2 . 5( 2 . 1 5 1 ) ( )2 0 . 3 5 2 . 1 5 5 2 4 . 4245.15mm 取 250a mm 估计 模数 ( 0 . 0 0 7 0 . 0 2 ) ( 0 . 0 0 7 0 . 0 2 ) 2 5 0 1 . 7 5 5m a m m 取 4m mm 2） 同理，确定 轴和 轴的中心距： 2132323( 1 ) ( )2 1 . 1 1 6 4 1 9 7 1 . 1 7 1 8 8 . 9 2 . 5(1 . 9 6 1 ) ( )2 0 . 3 5 1 . 9 6 5 2 4 . 43 0 2 . 5 3EHttaHZ Z ZKTauumm 取 305a mm 17 估计模数 ( 0 . 0 0 7 0 . 0 2 ) ( 0 . 0 0 7 0 . 0 2 ) 3 0 5 2 . 1 3 5 6 . 1m a m m 取 5m mm 3）确定 轴 和 轴 的中心距： 21323( 1 ) ( )2 1 . 1 3 0 9 0 5 3 9 . 5 8 1 8 8 . 9 2 . 5(1 . 5 4 1 ) ( )2 0 . 3 5 1 . 5 4 5 2 4 . 43 4 7 . 3 6EHttaHZ Z ZKTauumm 取 350a mm 估计模数 ( 0 . 0 0 7 0 . 0 2 ) ( 0 . 0 0 7 0 . 0 2 ) 3 5 0 2 . 4 5 7m a m m 取 7m mm 4）确定 轴和 轴 的中心距： 21323( 1 ) ( )2 1 . 1 4 5 7 0 4 8 4 . 1 7 1 8 8 . 9 2 . 5(1 . 5 4 1 ) ( )2 0 . 3 5 1 . 4 3 5 2 4 . 43 8 8 . 0 8EHttaHZ Z ZKTauumm 取 390a mm 估计模数 ( 0 . 0 0 7 0 . 0 2 ) ( 0 . 0 0 7 0 . 0 2 ) 3 9 0 2 . 7 3 7 . 8m a m m 取 6m mm 5）确定 轴和 轴的中心距： 21323( 1 ) ( )2 1 . 1 6 2 7 6 3 7 4 . 8 2 1 8 8 . 9 2 . 5(1 . 1 4 1 ) ( )2 0 . 3 5 1 . 1 4 5 2 4 . 44 0 9 . 7 0EHttaHZ Z ZKTauumm 取 410a mm 估计模数 ( 0 . 0 0 7 0 . 0 2 ) ( 0 . 0 0 7 0 . 0 2 ) 4 1 0 2 . 8 7 8 . 2m a m m 取 5m mm 3.3.4 齿轮齿数及分度圆直径的计算 1） 轴小齿轮和 轴与其啮合的 大齿轮齿数的确定： 18 112 2 2 5 0 3 9 . 6 8( 1 ) 4 ( 2 . 1 5 1 )az mu (3-8) 2 3 1 1 1 3 9 . 6 8 2 . 1 5 8 5 . 3 1 2z z i (3-9) 取1 1 2 34 0 , 8 5zz实际传动比 231185 2 . 1 2 540zi z 实(3-10) 传动比误差 2 . 1 5 2 . 1 2 5 1 0 0 % 1 . 1 6 % 5 %2 . 1 5iiii 理 实理(3-11) 许用 分度圆直径 1 1 1 1 4 4 0 1 6 0d m z m m (3-12) 2 3 2 3 4 8 5 3 4 0d m z m m 验算圆周速度1 1 1 3 . 1 4 1 6 0 2 3 0 0 1 9 . 2 6 / 1 2 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s m s (3-13) 选择 5 级精度的齿 轮合适 2） 轴小齿轮和 轴与其啮合的大齿轮齿数的确定： 213 2 2 1 22 2 3 0 5 4 1 . 2 2( 1 ) 5 ( 1 . 9 6 1 )4 1 . 2 2 1 . 9 6 8 0 . 7 9azmuz z i 取2 1 3 24 1, 8 1zz实际传动比 322181 1 . 9 7 5 641zi z 实传动比误差 1 . 9 6 1 . 9 7 5 6 1 0 0 % 0 . 7 9 6 % 5 %1 . 9 6iiii 理 实理许用 分度圆直径 2 1 2 1 5 4 1 2 0 5d m z m m 3 2 3 2 5 8 1 4 0 5d m z m m 验算圆周速度 2 1 2 3 . 1 4 2 0 5 1 0 6 9 . 7 7 1 1 . 4 8 / 1 2 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s m s 选择 7 级精度的齿轮合适 3） 轴小齿轮和 轴与其啮合的大齿轮齿数的确定： 19 314 3 3 1 32 2 3 5 0 3 9 . 3 7( 1 ) 7 ( 1 . 5 4 1 )3 9 . 3 7 1 . 5 4 6 0 . 6 3azmuz z i 取3 1 4 33 9 , 6 1zz实际传动比 433161 1 . 5 639zi z 实传动比误差 1 . 5 4 1 . 5 6 1 0 0 % 1 . 3 % 5 %1 . 5 4iiii 理 实理许用 分度圆直径 3 1 3 1 7 3 9 2 7 3d m z m m 4 3 4 3 7 6 1 4 2 7d m z m m 验算圆周速度 3 1 3 3 . 1 4 2 7 3 5 4 5 . 8 7 . 5 4 1 / 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s m s 选择 7 级精度的齿轮合适 4） 轴小齿轮和 轴与其啮合的大齿轮齿数的确定： 415 3 4 1 42 2 3 9 0 5 3 . 4 9 8( 1 ) 6 ( 1 . 4 3 1 )5 3 . 4 9 8 1 . 4 3 7 6 . 5azmuz z i 取4 1 5 35 3 , 7 7zz实际传动比 534177 1 . 4 5 2 853zi z 实传动比误差 1 . 4 3 1 . 4 5 2 8 1 0 0 % 1 . 5 9 % 5 %1 . 4 3iiii 理 实理许用 分度圆直径 4 1 4 1 6 5 3 3 1 8d m z m m 5 3 5 3 6 7 7 4 6 2d m z m m 验算圆周速度 4 1 4 3 . 1 4 3 1 8 3 5 4 . 4 2 5 . 8 9 8 / 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s m s 选择 8 级精度的齿轮合适 5） 轴小齿轮和 轴 与其啮合的大齿轮齿数的确定： 20 516 1 5 1 42 2 4 1 0 7 6 . 6 4( 1 ) 6 ( 1 . 1 4 1 )7 6 . 6 4 1 . 1 4 8 7 . 3 6azmuz z i 取5 1 6 17 7 , 8 7zz实际传动比 615187 1 . 1 2 9 8 777zi z 实传动比误差 1 . 1 4 1 . 1 2 9 8 7 1 0 0 % 1 . 0 1 3 % 5 %1 . 1 4iiii 理 实理许用 分度圆直径 5 1 5 16 1 6 16 7 7 3 8 56 8 7 4 3 5d m z m md m z m m 验算圆周速度 5 1 5 3 . 1 4 3 8 5 2 4 7 . 8 5 4 . 9 9 / 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s m s 选择 8 级精度的齿轮合适 . 3.3.5 齿轮传动几何尺寸计算 1) 轴齿轮传动几何尺寸计算 轴小齿轮传动几何尺寸计算： 分度圆直径： 11 11 11=d m Z=4 40 =160 mm 齿顶高： 11 11=aah h m(3-14) =14 =4mm 齿根高： 1 1 a 1 1= ( h + c )fhm(3-15) = (1 + 0 .2 5 ) 4 =5mm 全齿高： 21 *1 1 a 1 1= ( 2 h + c ) mh (3-16) = ( 2 1 + 0 . 2 5 ) 4 =9mm 齿顶圆直径： 1 1 1 1 1 1=2aad d h(3-17) = 160 2 4 =168 mm 齿根圆直径： 1 1 1 1 1 1=2ffd d hm(3-18) = 160 2 5m =150 mm 基圆直径： 1 1 1 1= c o sbdd (3-19) = 1 6 0 c o s 2 0o =150 mm 齿距： 11 11=pm(3-20) =4 =12.56 mm 齿厚： 1111 = 2ms (3-21) 4=2=6.28 mm 齿槽宽： 1111 = 2me (3-22) 4=2 22 =6.28 mm 基圆齿距： 1 1 1 1= c o sbpp (3-23) = 1 3 co s 2 0 o =12.22 mm 法向齿距： 1 1 1 1= = 1 2 . 2 2nbppmm (3-24) 顶隙： 11 11=c c m(3-25) =0.25 4 =1mm 同理可得 轴大齿轮传动几何尺寸：分度圆直径12=168dmm，齿顶高12=4ahmm，齿根高12=5fhmm，全齿高12=9hmm，齿顶圆直径12 =176admm，齿根圆直径12 = 158fdmm，基圆直径12 =158bdmm，齿距直径12 = 12.56pmm，齿厚直径12= 6.28smm，齿槽宽12= 6.28emm，基圆齿距12 = 12.22bpmm，法向齿距12 = 12.22npmm，顶隙12=1cmm。 2） 其它各轴齿轮传动几何尺寸 轴大齿轮传动几何尺寸：分度圆直径23= 340dmm，齿顶圆直径23 = 348admm，齿根圆直径23 = 330fdmm，基圆直径23 = 319bdmm，其余传动几何尺寸与 轴大齿轮传动几何尺寸相同。 轴中齿轮传动几何尺寸：分度圆直径22= 332dmm，齿顶圆直径22 = 340admm，齿根圆直径22 = 322fdmm，基圆直径22 = 312bdmm，其余传动几何尺寸与 轴大齿轮传动几何尺寸相同。 轴小齿轮传动几何尺寸：分度圆直径21= 205dmm，齿顶高直径21=5ahmm，齿根高21 = 6.25fhmm，全齿高直径21 = 11.25hmm，齿顶圆直径21= 215admm，齿根圆直径21 = 192.5fdmm，基圆直径21 = 192.6bdmm， 齿距直径21=15.7pmm，齿厚直径21= 7.85smm，齿槽宽21= 7.85emm ，基圆齿距21 = 14.75bpmm ，法向齿距21 = 14.75npmm ，顶隙 23 21=1.25cmm。 轴大齿轮传动几何尺寸：分度圆直径3 =405dmm，齿顶圆直径3 = 415admm，齿根圆直径3 = 392.5fdmm，基圆直径3 = 381bdmm，其余传动几何尺寸与 轴小齿轮传动几何尺寸相同。 轴小齿轮传动几何尺寸：分度圆直径31= 273dmm，齿顶高直径31=7ahmm，齿根高31 = 8.75fhmm，全齿高直径31 = 15.75hmm，齿顶圆直径31 = 287admm，齿根圆直径31 = 255.5fdmm ，基圆直径31= 257bdmm ， 齿距直径31 = 21.98pmm ，齿厚直径31 = 10.99smm，齿槽宽31 = 10.99emm，基圆齿距31 = 20.65bpmm，法向齿距21 = 20.65npmm，顶隙31=1.75cmm。 轴小齿轮传动几何尺寸：分度圆直径41= 318