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汽车 变速器 性能 试验台 设计

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毕业论文指导教师评分表学生姓名袁 搏院系汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-7班指导教师姓名纪峻岭职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称汽车变速器性能试验台的设计序号评 价 项 目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；选题的理论意义或实际价值103查阅文献资料能力；综合运用知识能力154研究方案的设计能力；研究方法和手段的运用能力；外文应用能力255文题相符程度；写作水平156写作规范性；篇幅；成果的理论或实际价值；创新性157科学素养、学习态度、纪律表现；毕业论文进度10得 分 X= 评 语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）工作态度： 好 较好 一般 较差 很差研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（研究方案、研究方法、正确性）：好 较好 一般 较差 很差其他： 指导教师签字： 年 月 日毕业设计指导教师评分表学生姓名袁 搏院系汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-7班指导教师姓名纪峻岭职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称汽车变速器性能试验台的设计序号评 价 项 目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与工程实践、社会实际、科研与实验室建设等的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力205计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）106插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）58科学素养、学习态度、纪律表现；毕业论文进度10得 分 X= 评 语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）工作态度： 好 较好 一般 较差 很差研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少说明书规范性： 好 较好 一般 较差 很差图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好 较好 一般 较差 很差其他： 指导教师签字： 年 月 日 毕业论文评阅人评分表学生姓名袁 搏专业班级车辆工程07-7班指导教师姓名纪峻岭职称副教授题目汽车变速器性能试验台的设计评阅组或预答辩组成员姓名藏杰、朱荣福、纪峻岭、鲍宇、孙远涛出席人数5序号评 价 项 目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度152题目工作量；选题的理论意义或实际价值103查阅文献资料能力；综合运用知识能力204研究方案的设计能力；研究方法和手段的运用能力；外文应用能力255文题相符程度；写作水平156写作规范性；篇幅；成果的理论或实际价值；创新性15得 分 Y= 评 语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）回答问题： 正确 基本正确 基本不正确 不能回答所提问题研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（研究方案、研究方法、正确性）：好 较好 一般 较差 很差其他： 评阅人或预答辩组长签字： 年 月 日注：毕业设计（论文）评阅可以采用2名评阅教师评阅或集体评阅或预答辩等形式。 毕业设计评阅人评分表学生姓名袁 搏专业班级车辆工程07-7班指导教师姓名纪峻岭职称副教授题目汽车变速器性能试验台的设计评阅组或预答辩组成员姓名藏杰、朱荣福、纪峻岭、鲍宇、孙远涛出席人数5序号评 价 项 目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与工程实践、社会实际、科研与实验室建设等的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力255计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）156插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）5得 分 Y= 评 语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）回答问题： 正确 基本正确 基本不正确 不能回答所提问题研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少说明书规范性： 好 较好 一般 较差 很差图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好 较好 一般 较差 很差其他： 评阅人或预答辩组长签字： 年 月 日注：毕业设计（论文）评阅可以采用2名评阅教师评阅或集体评阅或预答辩等形式。毕业论文答辩评分表学生姓名袁 搏专业班级车辆工程07-7班指导教师纪峻岭职 称副教授题目汽车变速器性能试验台的设计答辩时间月 日 时答辩组成员姓名出席人数序号评 审 指 标满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况，题目难易度、工作量、理论意义或价值102研究方案的设计能力、研究方法和手段的运用能力、综合运用知识的能力、应用文献资料和外文的能力203论文撰写水平、文题相符程度、写作规范化程度、篇幅、成果的理论或实际价值、创新性154毕业论文答辩准备情况55毕业论文自述情况206毕业论文答辩回答问题情况30总 分 Z= 答辩过程记录、评语：自述思路与表达能力：好 较好 一般 较差 很差回答问题： 正确 基本正确 基本不正确 不能回答所提问题研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（研究方案、研究方法、正确性）：好 较好 一般 较差 很差其他： 答辩组长签字： 年 月 日毕业设计答辩评分表学生姓名袁 搏专业班级车辆工程07-7班指导教师纪峻岭职 称副教授题目汽车变速器性能试验台的设计答辩时间月 日 时答辩组成员姓名藏杰、朱荣福、纪峻岭、鲍宇、孙远涛出席人数5序号评 审 指 标满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况，题目难易度、工作量、与实际的结合程度102设计（实验）能力、对实验结果的分析能力、计算能力、综合运用知识能力103应用文献资料、计算机、外文的能力104设计说明书撰写水平、图纸质量，设计的规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）、实用性、科学性和创新性155毕业设计答辩准备情况56毕业设计自述情况207毕业设计答辩回答问题情况30总 分 Z= 答辩过程记录、评语：自述思路与表达能力：好 较好 一般 较差 很差回答问题： 正确 基本正确 基本不正确 不能回答所提问题研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少说明书规范性： 好 较好 一般 较差 很差图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好 较好 一般 较差 很差其他： 答辩组长签字： 年 月 日毕业设计（论文）成绩评定表学生姓名袁 搏性别男院系汽车与交通工程学院专业车辆工程班级07-7班设计（论文）题目汽车变速器性能试验台的设计平时成绩评分（开题、中检、出勤）指导教师姓名纪峻岭职称副教授指导教师评分（X）评阅教师姓名职称评阅教师评分（Y）答辩组组长职称答辩组评分（Z）毕业设计（论文）成绩百分制五级分制答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）： 院系公章： 年 月 日注：1、平时成绩（开题、中检、出勤）评分按十分制填写，指导教师、评阅教师、答辩组评分按百分制填写，毕业设计（论文）成绩百分制=W+0.2X+0.2Y+0.5Z 2、评语中应当包括学生毕业设计（论文）选题质量、能力水平、设计（论文）水平、设计（论文）撰写质量、学生在毕业设计（论文）实施或写作过程中的学习态度及学生答辩情况等内容的评价。优秀毕业设计（论文）推荐表题 目汽车变速器性能试验台的设计类别毕业设计学生姓名袁 搏院（系）、专业、班级汽车与交通工程学院车辆工程07-7班指导教师纪峻岭职 称副教授设计成果明细：答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）： 院、系公章： 年 月 日备 注： 注：“类别”栏填写毕业论文、毕业设计、其它SY-025-BY-2毕业设计（论文）任务书学生姓名袁 搏 系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-7班指导教师姓 名纪峻岭职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称汽车变速器性能试验台的设计一、 设计（论文）目的、意义1、 设计目的汽车变速器是汽车上的重要部件，其设计的合理性关系到整车的性能。因此其设计成果必须通过实验进行检验。汽车变速器性能试验台可以完成变速器机械效率、疲劳寿命和刚度等性能指标的测试。设计的主要内容包括总体结构设计、传动机构设计和驱动机电的选择等。闭式汽车变速器性能试验台，是应用了闭式功率流的原理，使设计的变速器性能试验台具有节能、操纵方便的特点。即达到节约能源、减小试验人员劳动强度的目的。2、 设计意义变速器性能试验台可以用于进行产品定型试验，完成国家标准规定的试验项目，且与传统汽车变速器性能试验台相比，能充分利用循环功率，具有节约试验中的能源消耗、操控方便等意义。变速器设计的关键是结构设计和各零件材料的选择。通过试验，验证变速器结构形式和材料的选择的可靠性，另一方面也可以及早发现是否由于过设计而成为造成车辆超载的隐患。二、设计内容、研究方法1、设计内容完成变速器性能闭式试验台的传动机构设计。根本机械变速器汽车的结构特点和行驶条件，拟定试验台的基本技术参数，完成变速器性能闭式试验台的传动机构设计。设计的主要内容包括总体结构设计、传动部件设计和驱动电机的选择等。2、 设计方法1） 在调研及查阅资料的基础上，合理确定必要的车辆技术参数作为设计的依据。主要包括试验台满足的测试范围变速器的基本性能指标等；2） 合理选择电动机的类型和参数3） 完成变速器试验台传动机构的总布置设计，要求结构合理；4） 完成动力传递路线设计，要求传递参数综合考虑各因素并经多次反复验算后确定；5） 总结构设计和零件设计满足机械设计的要求，做必要的力学方面的校核；6） 设计结果要充分应用闭式功率流的原理。三、设计完成后应提交的成果1、设计说明书一份要求：内容完整、数据详实、应用性强。2、图纸部分 图纸量折合成0号图纸2张以上要求：包括总成图和零件图各若干张，结构表达清楚，材料选择合理。四、设计（论文）进度安排（1）调研、收集资料、撰写开题报告书和文献综述 第1-2周（2月28日-3月11日） （2）确定设计参数，选择电动机并确定传动系参数 第 3-4周（3月14日-3月25日） （3）确定设计方案，完成总布置初步设计 第5-6周（3月28日-4月8日） （4）进行齿轮转动箱体设计 第7周（4月11日-4月15日）（5）绘制总体图 第8-10周（4月18日-5月6日）（6）绘制零件图 第11-13周（5月9日-5月27日）（7）撰写设计说明书 第14周（5月30日-6月3日） （8）毕业设计审核、修改 第15-16周（6月6日-6月17日）（9）毕业设计答辩准备及答辩 第17周（6月20日-6月24日）五、主要参考资料1 刘惟信 . 汽车设计 . 清华大学出版社2 陈家瑞 . 汽车构造 ，机械工业出版社 3 王国林 . 汽车底盘构造及维修 ，高等教育出版社 4 齐晓杰 . 汽车液压、液力与气压传动技术，化学工业出版社5 王世刚 . 机械设计 . 哈尔滨工程大学出版社6 戴枝荣 . 工程材料 . 高等教育出版社7 王宝玺 . 汽车拖拉机制造工艺学，机械工业出版社8 赵桂芝 . 汽车试验学 . 吉林大学出版社9 王望予 . 汽车设计，机械工业出版社 10 中国汽车工程学会 . 汽车工程手册 . 试验篇六、备注指导教师签字：年 月 日教研室主任签字： 年 月 日毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目:汽车变速器性能试验台的设计院 系 名 称: 汽车与交通工程学院 专 业 班 级: 车辆工程07-7班 学 生 姓 名: 袁 搏 导 师 姓 名: 纪峻岭 开 题 时 间: 2011年3月11日 指导委员会审查意见： 签字： 年 月 日毕业设计（论文）开题报告学生姓名袁 搏系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-7班指导教师姓名纪峻岭职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称汽车变速器性能试验台的设计一、课题研究现状、选题目的和意义 1、课题研究现状（1）国外的研究现状目前，国外变速器台架测试技术已经比较成熟，可以对变速器的一些特性进行检测，如空载或有负荷情况下的加速及减速换挡特性，1、2、3、4前进挡、倒挡的滑差测定，各种工况下的各种油压等。这些设备技术含量高、测试精度高，但购置费用较高，只有一些经济发达地区的个别大型维修部门从国外厂家购买了试验台，但仅仅几台试验台远远满足不了我国各地众多轿车维修单位的需要。 目前我国北京四惠汽车修理公司、广东花都汽车修理公司及广西南宁富缘汽车修理有限公司引进了英国公司开发的用于汽车维修行业使用的自动变速器试验台，该试验台能对自动变速器进行动态模拟测试，检测的技术指标包括在不同负荷的控制油压、输入、输出转速、冷却流量、离合器、制动器是否打滑等指标。该机的作用主要在两个方面：其一在自动变速器维修前对自动变速器进行诊断、分析，对以后的维修提供数据；其二为维修后出厂的自动变速器作性能检测，以保证维修后的出厂质量。其结构可分为自动变速器试验台台架、模拟加载装置、动力供应部分、连接附件、控制台等五个部分组成。ATPUK-300型动力装置为73kw的调频电机作为动力输入，ATP-CN-200型采用一个排量为4L的发动机作为动力输入装置，采用仪表显示，独立控制，其连接设计了快速连接机构，能对数十种自动变速器进行快速连接其模拟负载装置采用了风冷的电涡流测功机。此设备设计较先进，可以试验多种型号的自动变速器，应用范围较广，特别是快速连接机构值得借鉴，但是设备价格较昂贵，只有在较大的修理企业且在北京、广东等自动变速器维修量较大的地方才能考虑购买，一般汽车修理企业在产品的价格上较难接受。 （2）国内的研究现状目前，汽车变速器检测已获得很大发展，但在许多汽车变速器制造和检修企业，尤其是一些小型企业仍采用传统测试方法。在国内的机车检修设备使用单位中，大多数的汽车变速器试验台仍属于触点控制的非标准设备，采用手工调节，人工读表，人工数据处理等。这种传统方法工作效率低、劳动强度大，而且要求测试人员工作时精力高度集中并具有丰富的试验经验，即使这样，测试精度也往往难以保证。由于其数字化程度低、试验操作繁琐、安全系数低、故障率高，报表可信度低，且难以建立完备的机车检修数据信息库，所以成为制约检修生产信息化和数字化的瓶颈。部分国内厂家已经开始了该试验台的研制并取得了一些成绩，但由于技术力量不足，所开发的试验台技术含量、自动化程度较低，有些项目的测试只能用手动操作，谁确率较低，而且检测项目较少，与国外的产品相比缺乏竞争力，无法替代进口产品。研制的设备要具有集成化、数字化和智能化的特点，保证测试精度高、重复性好，同时要求简单可靠、成本低。目前，能够满足上述要求，同时具有手动和自动控制方式，汽车变速器测试的设备并不多见。随着我国汽车保有量的迅速增长，促进了汽车检测维修设备企业的发展，并开始开发研制具有一定水平的检测维修设备。但是由于装备自动变速器的汽车是近几年才大量进入我国，自动变速器检修设备一直处于较低水平，目前国内市场上仅有山西省汽车保修机具供应站生产一种称作“中国首台自动变速器维修专用试验台的一型自动变速器试验台，该试验台在实验时不装液力变矩器，即不能试验液力变矩器的性能，由于不试验液力变矩器所以该设备结构简单，成本低，售价相对较低该设备采用液压马达进行动力输入，输入额定转矩为200Nm，输入转矩较小，不能满足大排量汽车自动变速器对自动变速器的检修试验的要求，由于在实验时不装液力变矩器，所以靠试验台提供自动变速器系统油压，这样不能完全模拟实际使用工况，但是可以拆除油底壳进行试验，当阀体漏油时可以一目了然的看到设计的一型电磁阀测试仪可以对种以上车辆的自动变速器进行换挡控制，可以用于试验台检测时使用，也可单独就车路试，此设备值得借鉴。2、课题研究的目的和意义随着社会的发展，汽车已经进入了千家万户，成为人们出行的很便利的交通工具。使人们的出行不再麻烦，使人们相当依赖的交通工具。而变速器作为汽车的一部分，控制着汽车行驶时在各种路况时的车速，可以说变速器的性能直接作为这辆汽车好坏的评价汽车。工业的百年历史中，肯定没有任何一个时代的变速器技术能比得上今天那么深入民心和丰富多彩，我们也几乎能断言，在下一个百年，变速器技术对人们购车的影响肯定也比不上我们这个时代，因此我们研究汽车变速器性能的试验是十分必要的。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、润滑条件等参数的合理性，为产品设计与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。研制自动控制的汽车变速器试验台，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；自动记录相应的试验数据并进行分析处理，最后将数据、特性曲线等试验结果通过报表打印输出。实现汽车变速器测试系统的高精度、速应性、实时性和高抗干扰能力。改变传统的汽车变速器测试方法，大幅度提高工作效率，从而提高汽车变速器检修的速度和质量，降低检修成本，实现检修自动化、数字化、智能化，完成对检修过程的有效记录管理，建立汽车变速器的状态参数数据库，为汽车变速器检修由定期维修向状态维修提供一定的设备基础，提高汽车变速器检修管理水平，从而实现对汽车变速器状态的有效控制，为数字化检修的建设服务。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1、设计内容完成变速器性能闭式试验台的传动机构设计。根本机械变速器汽车的结构特点和行驶条件，拟定试验台的基本技术参数，完成变速器性能闭式试验台的传动机构设计。设计的主要内容包括总体结构设计、传动部件设计和驱动电机的选择等。2、拟解决的主要问题（1）进行加载器的结构设计；（2）应用工程软件完成加载器的力学分析。三、技术路线（研究方法）调查、研究并查阅资料确定必要的车辆技术参数包括试验台满足的测试范围变速器的基本性能指标完成变速器试验台的总布置设计总体方案设计电机、传感器的选择传动机构的设计加载装置的设计AutoCAD绘图撰写设计说明书完成毕业设计四、进度安排 （1）调研、收集资料、撰写开题报告书和文献综述 第1-2周（2月28日-3月11日） （2）确定设计参数，选择电动机并确定传动系参数 第 3-4周（3月14日-3月25日） （3）确定设计方案，完成总布置初步设计 第5-6周（3月28日-4月8日） （4）进行齿轮转动箱体设计 第7周（4月11日-4月15日）（5）绘制总体图 第8-10周（4月18日-5月6日）（6）绘制零件图 第11-13周（5月9日-5月27日）（7）撰写设计说明书 第14周（5月30日-6月3日） （8）毕业设计审核、修改 第15-16周（6月6日-6月17日）（9）毕业设计答辩准备及答辩 第17周（6月20日-6月24日）五、参考文献1 刘惟信 . 汽车设计M.北京:清华大学出版社,2001.2 陈家瑞 . 汽车构造M.北京:人民交通出版社，2001. 3 马秋生 . 机械设计基础M.北京:机械工业出版社，2005.4 齐晓杰 . 汽车液压、液力与气压传动技术M,化学工业出版社,2004.125 付百学 . 汽车试验技术M.北京理工大学出版社，2007.6 侯俊，邓楚南 . 汽车自动变速器试验台设计与研究J,北京汽车，2006.7 王宝玺 . 汽车拖拉机制造工艺学M，机械工业出版社,2005.8 王望予 . 汽车设计M.北京：机械工业出版社，2004.9 苗鸿宾，乔峰丽，程志刚 . 汽车变速器综合试验台的研制J.机械制造，2004.10侯俊，邓楚南 . 汽车自动变速器试验台设计与研究J.北京汽车，2006.11杨志强，俞建祥 . 交流变频器在汽车变速器电封闭试验台中的应用J.汽车研究与开发,2003.12冯瑞，赵秀栩 . 基于电液比例技术的汽车变速器试验台加载系统J.汽车制造技术，2006.13 苗鸿宾，乔峰丽，程志刚 . 汽车变速器综合试验台的研制J.机械制造，2004.14Friedrich Ehrlinger . 汽车变速器传动系统综合分析 J. 制造技术与机床, 2007，(9).15谭罡风等 . 汽车传动系统试验台加载系统研究J北京汽车，2006，01.16Domian,Grumbach.Passenger car transmissions today and in the future；ATZ, Germany,2006.17Leitermann.Modern manual transmissions innovative solutions for a mature technology.VDI Berichte Nr.1943,2006(Germany).六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日SY-025-BY-5毕业设计（论文）中期检查表填表日期2011年4月18日迄今已进行 7 周剩余 10 周学生姓名袁搏系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-7班指导教师姓名纪峻岭职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称学生填写毕业设计（论文）工作进度已完成主要内容待完成主要内容1、 设计主要参数的确定2、 确定设计方案，完成传动机构总布置设计3、 变速机构的设计及计算4、 与其相关部分元件的选取5、 绘制出总传动机构布置草图及变速机构草图1、 加载器的设计与计算2、 传感器及单向离合器的选择存在问题及努力方向 经过近一段时间的学习，发现自己在课本知识方面存在很多问题与不足，在有关设计方面有许多知识点不是很清晰，在今后剩余的设计时间当中我要努力的克服自身的不足，多掌握一些知识，来完成好未完成的设计。学生签字： 指导教师意 见 指导教师签字： 年 月 日教研室意 见教研室主任签字： 年 月 日本科学生毕业设计汽车变速器性能试验台的设计 院系名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 B07-7 班 学生姓名： 袁搏 指导教师： 纪峻岭 职 称： 副教授 黑黑 龙龙 江江 工工 程程 学学 院院二一一年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign Of Auto TransmissionPerformance Test BenchCandidate：Yuan BoSpecialty：Vehicle EngineeringClass：B07-7Supervisor：Associate Prof. Ji JunlingHeilongjiang Institute of Technology2011-06Harbin黑龙江工程学院本科生毕业设计I摘 要汽车变速器是汽车底盘的主要部件，换挡频繁，磨损严重，是汽车早期损坏的主要部件之一。利用变速器性能试验台研究它的各项使用性能，对节省材料，降低成本，缩短研发周期，提高变速器的性能、使用寿命和工作效率，都是非常必要和重要的，而闭式变速器试验台具有节约能源的特点，对于降低试验成本有着十分重要的意义。文中阐述了变速器性能闭式试验台的布置结构和工作原理，在确定了设计方案的基础上完成了试验台传动机构的设计，并对设计的结构进行了布置合理性分析和力学刚度、强度的校核，使得此试验台能够完成如变速器效率试验、磨合试验、齿轮磨损试验，并根据所设计的各部分详细参数，利用软件 AUTOCAD 绘制了试验台中传动机构的整体装配图和传动机构的各部分零件图。关键词：汽车变速器；试验台；闭式；传动机构；结构设计；分析黑龙江工程学院本科生毕业设计IIABSTRACTThe trasmission is the most important component on the chassis,shifting frequent and wearing serious,its one of the main components early damage to the car.Use the test bench to test the trasmission on its various properties is very important and necessary for saving material,redcing cost, shorting the development cycle, improving the transmissions life and working efficiency.And the closed test bench has the advantages of saving energy and controling convenient.Its very important for saving the cost.This text expounded in the transmissions structure of layout and the working principle, I have a detailed transmit agencies design on the base of the design programmes determined,then I analysis the designs reasonable and check the mechanical stiffness and strength,makes this test bench to complete such as the transmission efficiency testing, running-testing, gear wearing testing, and in accordance with the detailed design parameters of various parts, using a pilot mapping software AUTOCAD map the transmit agencies assembly and some parts of the it.Key Words:Automobile trasmission;Test bench;Closed;Transmit agencies;Structure design; Analysis黑龙江工程学院本科生毕业设计目 录摘要.IAbstract.II第 1 章 绪论.11.1 课题的来源和意义.11.2 汽车试验装置的发展概况.11.3 汽车变速器性能试验台国内外发展概况.21.4 本课题的研究内容及主要工作.3第 2 章 传动系统的总体设计.42.1 设计方案论证.42.1.1 常见的机械式变速器损坏形式.42.1.2 闭式试验台与开式试验台比较.52.2 传动系统的工作原理.92.3 驱动电机的选择.102.3.1 工作条件.102.3.2 选择电动机的类型.102.4 传感器型号的选择.112.5 本章小结.11第 3 章 变速机构的设计.123.1 齿轮的设计与校核.123.1.1 选择齿轮材料及精度等级.123.1.2 确定设计准则.123.1.3 按齿面接触疲劳强度设计.123.1.4 主要尺寸计算.143.1.5 按齿根弯曲疲劳强度校核.143.1.6 验算齿轮的圆周速度.153.1.7 几何尺寸计算.15黑龙江工程学院本科生毕业设计3.2 箱体结构尺寸的计算.153.3 传动机构的设计.173.3.1 小齿轮轴的设计与校核.173.3.2 大齿轮轴的设计与校核.213.3.3 联轴器型号的选择.253.3.4 键的选择与校核.263.4 轴承型号的选择与校核.273.4.1 小轴上轴承型号的选择与校核.273.4.2 大轴上轴承型号的选择与校核.293.4.3 轴承的润滑与密封.303.4.4 轴组件轴向固定方式的确定.313.5 轴承端盖.333.5.1 小轴上轴承端盖.333.5.2 大轴上轴承端盖.333.6 套筒.343.7 杆式油标.343.8 本章小结.34第 4 章 加载器的设计.364.1 加载方法的比较与选择.364.2 蜗杆传动的特点与设计.384.2.1 蜗杆传动的特点.384.2.2 蜗杆传动的设计.384.3 轴的结构设计.424.3.1 蜗轮轴的设计.424.3.2 蜗杆轴的设计.474.3.3 联轴器型号的选择.514.3.4 键的选择与校核.514.4 加载器箱体的设计.524.5 轴承型号的选择与校核.534.5.1 蜗轮轴上轴承型号的选择与校核.534.5.2 蜗杆轴上轴承型号的选择与校核.554.5.3 轴承组合设计.58黑龙江工程学院本科生毕业设计4.6 轴承端盖尺寸.594.6.1 蜗轮轴上轴承端盖尺寸.594.6.2 蜗杆轴上轴承端盖尺寸.594.7 本章小结.60第 5 章 传动轴的设计.615.1 单向离合器型号的选择.615.2 单向离合器处轴段的设计与校核.625.3 变速器间轴段的设计与校核.645.4 本章小结.65结论.66参考文献.67致谢.69附录.70附录 A 英文文献.70附录 B 中文翻译.72黑龙江工程学院本科生毕业设计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。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，汽车结构不黑龙江工程学院本科生毕业设计2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。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。图 1.1 开式功率流变速器试验台它的特点是：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，例如吉林大学汽车试验室、哈尔滨齿轮厂研发部等。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黑龙江工程学院本科生毕业设计3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，设计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、加载器的设计）以及电动机及传感器、单向离合器的选型。黑龙江工程学院本科生毕业设计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汽车变速器性能闭式试验台的设计，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。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黑龙江工程学院本科生毕业设计5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。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）黑龙江工程学院本科生毕业设计6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。在机械黑龙江工程学院本科生毕业设计7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。2.闭式试验台 所谓闭式是对功率或能量封闭循环而言，按此意义闭式试验台又可分为两类：机械封闭式和电封闭式。（1）电封闭式电封闭式试验台的机械装置与开式试验台相同，但其负载必须是电机或者发电机，所发电流通过控制系统反馈到驱动电机或输入电网，以便达到能量循环的目的。因此，电封闭式试验台耗能少，适用于大吨位车辆的变速器试验。但是，电封闭试验台的缺点是操纵控制系统结构复杂，造价高。（2）机械封闭式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，其结构形式和加载方式有多种方案。介绍如下：尽管机械封闭式变速器疲劳试验台都是由两个辅助齿轮箱、两个变速器通过传动轴和联轴器连接而成的，但因其布置方案不同，可以分为如下三种布置方式的机械封闭式试验台，a 方案是两个变速器并联；b、c 两种方案是两个变速器串联的。三种方案各有特点，下面对它们一一进行论述：a 方案的特点是：两个辅助齿轮箱的受力情况不同，与变速器第一轴相连的辅助齿轮箱承受的扭矩小，但转速高。与变速器第二轴连接的辅助齿轮箱承受的扭矩大但转速低，这种方案的优点是：可以使辅助齿轮箱的速比不等于 1，即让陪试变速器的扭矩低于被试变速器的扭矩，从而可以大大提高被试变速器的寿命。但因此也会使试验台的震动和噪声加大，这也是不利的。黑龙江工程学院本科生毕业设计8方案 b 和 c 相比较，因为方案 b 是辅助齿轮箱与两个变速器的第一轴相连，所以受力较小，因而辅助齿轮箱及其内部的零件可以尺寸较小，但是这种方案因为辅助齿轮箱和与其相联的传动轴转速较高，所以试验台的噪声和振动较大。与之相反，c 方案的两个辅助齿轮箱受力虽大但转速较低（尤其是在试验低速挡时） ，所以在试验中噪声小，振动轻。因此，可将试验转速提高，加快试验进度，只要辅助齿轮箱的设计尺寸加大，使其有足够的使用寿命，c 方案也是可取的。1.电动机 2.辅助齿轮箱 3.被试变速器 4.陪式变速器（a）两个变速器不同轴布置（b）两变速器同轴相对布置（c）两变速器同轴相反布置图 2.2 机械封闭式变速器试验台传动机构三种布置方案示意图但是方案 c 也有一个不足之处，从上图可以看出驱动电机与被试变速器同处在一个轴上，由于变速器的转速较高，电机很难达到变速器各种工况下的转速要求，为此，将方案 c 的电机驱动部位移到另外一个回路轴上，辅助箱内采用齿轮传动，电机输出轴与大齿轮轴通过联轴器连接在一起，变速器输入轴与小齿轮轴通过联轴器连接在一起，达到升速的目的，即下图所示的为机械封闭式变速器性能闭式试验台的最佳方案。电 机齿轮箱加 载 器齿轮箱传感器变速器传感器传感器黑龙江工程学院本科生毕业设计9图 2.3 机械封闭式变速器性能闭式试验台传动系统布置示意图机械闭式试验台与电封闭式试验台相比，它们的共同点就是耗能少，适用于大吨位车辆的变速器试验，但是电封闭试验台操纵控制系统复杂，造价高，所以很少被采用。因此，我们这次选择机械封闭式试验台，而不选择电封闭式试验台。机械闭式与机械开式试验台相比，它们有各自的优点和缺点，开式试验台的优点为降低陪试变速器的损耗，减少拆装工作量，缩短试验辅助时间，结构简单，控制方便和便于进行变负荷试验等优点。缺点为试验功率不能循环能量不能反馈，而是全部变为热能散失掉了，所以耗电量大，不适于进行较大吨位车辆的变速器试验，而闭式试验台正好弥补了这一缺点，它通过能量循环，实现了能量再利用。因而大大节省了能量，可以进行较大吨位的车辆的变速器试验。但闭式试验台缺点是难以降低陪式变速的损耗，为了降低噪声，必须增大尺寸。但是这些缺点若通过合理的优化设计是可以避免或降低的。综上所述，本次设计采用机械闭式试验台，是合理的也是最佳的。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黑龙江工程学院本科生毕业设计10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: = 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。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）汽车变速器技术参数为基准。该车发动机的最大功率 120KW/5800r/min，最大转矩 220Nm/4700r/min。为了满足试验台应用的广泛性，选择储备系数 K=1.5。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3.31.9441.3081.0290.8373.062.3.2 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黑龙江工程学院本科生毕业设计11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120KW/5800r/min，确定电机所需容量为：Pw =P (1-)=120 0.23 = 27.6KW。电机的储备系数 K=1.5,则所选电机功率为：Pw =27.61.5=41.4KW。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 42KW；满载转速 1480r/min；堵转转矩 1.9Nm；最大转矩 2.2Nm。2.4 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。由于市面上传感器的型号很多，只需根据需要选择一个能够满足要求的传感器即可。NJ 型扭矩传感器通过弹性轴、两组磁电信号发生器，把被测转矩、转速转换成具有相位差的两组交流电信号，这两组交流电信号的频率相同且与轴的转速成正比，而其相位差的变化部分又与被测转矩成正比。将传感器的这两组电信号用专用屏蔽电缆线送入 NC 型扭矩测量仪或装有扭矩卡的计算机，即可得到转矩、转速及功率的精确值。NJ 型扭矩传感器与 NC-2A 型扭矩仪或 CB2000 卡配套使用，是一种测量各种动力机械转动力矩、转速、及机械功率的精密测量仪器。其用途十分广泛，在电机、风机、水泵、齿轮及减速箱、铁路机车、汽车拖拉机、飞机、船舶、矿山 机械、液压气动元件等几乎所有机械制造部门及其科研院所、大专院校均有广泛的应用。2.5 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及传感器的型号。黑龙江工程学院本科生毕业设计12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 15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Ra0.801.60m。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强度。3.1.3 按齿面接触疲劳强度设计1.转矩 T1T1=2201.5Nm=3.3105Nmm黑龙江工程学院本科生毕业设计132.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 330000 5 3.17 189.81 4476=95.86mm=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，整个机构地运转的a黑龙江工程学院本科生毕业设计14过程中会发生干涉，需加大中心距。因此重选=5，以达到加大中心距的目的。nm=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黑龙江工程学院本科生毕业设计15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=F11211.6cosFSnKTY Ybm z=mm21.6 1.5 330000 cos14.592.627 1.597124 524=43.22MPa1F=MPa=46.93MPa2F22111FSFFFY YY Y2.178 1.80543.222.627 1.5972F齿根弯曲强度校合格。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，=6.25mm1anhm11.25fnhm=mm=134mm1112aaddh1242 5 黑龙江工程学院本科生毕业设计16mm=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=24mm。fdfdafd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黑龙江工程学院本科生毕业设计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，视孔盖螺栓直径取ad6mm，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=637MPa，许用弯曲应力B=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）mm363300009.55 10=34.8538.63mm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 35.8938.63mm。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）（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。黑龙江工程学院本科生毕业设计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mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定197l 距离的要求，取mm；查阅有关的联轴器手册取=70mm。80l 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=5322.58N22222 330000 4496tTFd=5322.58N=2001.82N22tancosnrtFFtan20cos14.59N=1385.44N22tan5322.58 tan14.59atFF小齿轮受力与大齿轮等大反向。支点反力为：N=2661.29N15322.5822tHAHBFFF-截面处的弯矩为：H=2661.29Nmm =262137.07NmmM1972-截面处的弯矩为：黑龙江工程学院本科生毕业设计19H= 2661.29（19+）Nmm=89153.22 NmmM292 （3）作垂直面内的弯矩图（图 3.1d） ，支点反力为：N=564.88N1112001.821385.44 1242222 197arVAF dFFl=(2001.82-564.88)N=1436.94 N1VBrVAFFF-截面左侧弯矩为： V左Nmm =55641.07NmmM197564.8822VAlF-截面右侧弯矩为： V右Nmm=141538.59NmmM1971436.9422VBlF-截面处的弯矩为： V=1436.9433.5Nmm=48137.49NmmM29 192VBF （4）作合成弯矩图（图 3.1e） 22HVMMM（3.1）-截面为：NmmNmmM左22HVMM左2255641.07233537.5924007NmmNmm2222141538.59233537.59HVMMM右右283613-截面为：NmmNmm222248137.4979427.50VHMMM93628 （5）作转矩图（图 3.1f） Nmm1330000T （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：黑龙江工程学院本科生毕业设计20NmmNmm22222836130.6 330000eMMT右329564-截面：NmmNmm2222936280.6 330000eMMT203176 （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eeMM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：MPa=29.80MPa33295640.1 48eeMW-截面：MPa=22.78MPa32031760.1 45eeMW查手册，得MPa，满足条件，故设计的轴有足够的强度。160be1b黑龙江工程学院本科生毕业设计21L=197Ft1Fa1Fr1FHAFHBFt1MHCd1d2d3d4d5d212345L/28033.560AB(a)(b)(c)黑龙江工程学院本科生毕业设计22FVAFVBFr1Fa1MVC1MVC2MT(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，许用弯曲应B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黑龙江工程学院本科生毕业设计23=（107118）mm36330000 49.55 10=55.3260.01mm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 56.9762.84mm。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 21241.21.51.21.51.21.5sbld =83mm，则轴段的直径 ds=83mm；考虑到要对安装的在轴段上的大齿轮进行sd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轴承盖要有1972925l 一定距离 要求，取=80mm；查阅有关的联轴器手册取=107mm；在轴段、ll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黑龙江工程学院本科生毕业设计24（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 =2661.29N25322.5822tHAHBFFF-截面处的弯矩为：H=2661.29Nmm=256814.8NmmM1932-截面处的弯矩为：H=2661.2934.5Nmm=91814.51NmmM （3）作垂直面内的弯矩图（图 3.2d） ，支点反力为：N =2781.16N2222001.821385.44 4962222 193arVAFdFFlN=-779.34N12001.822781.16VBrVAFFF-截面左侧弯矩为： V左Nmm=268381.94NmmM1932781.1622VAlF-截面右侧弯矩为： V右Nmm=-75206.31NmmM193779.3422VBlF -截面处的弯矩为： VNmm=-26887.23NmmM34.5779.34 34.5VBF （4）作合成弯矩图（图 3.2e）22HVMMM-截面为：Nmm=341856NmmM左22HVMM左22268381.94228798.6Nmm=245326Nmm222275206.31228798.6HVMMM右右-截面为：黑龙江工程学院本科生毕业设计25Nmm=89522Nmm222226887.2381798.47VHMMM （5）作转矩图（图 3.2f）Nmm=1320000Nmm2330000 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=812546Nmm22223418560.6 1320000eMMT左-截面：Nmm=731628Nmm2222895220.6 1320000eMMT （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eeMM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：MPa=14.21MPa38125460.1 83eeMW-截面：MPa=17.34MPa37316280.1 75eeMW满足条件，故设计的轴有足够的强度。e1bL=193mmd1d2d5d4d3d2d1107808010734.51234(a)黑龙江工程学院本科生毕业设计26L=193nTFa2Ft2Fr2(b)Ft2FHAFHBMHCFr2FVAFVBFa2MVC1MVC2(c)(d)黑龙江工程学院本科生毕业设计27MT(e)(f)图 3.2 大齿轮轴设计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=330Nm，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=1320Nm，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。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： 4000jyjyTdhl（3.2）式中 被连接零件所传递的转矩，Nmm；T黑龙江工程学院本科生毕业设计28 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-0.5bllll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=330Nm，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=108.55MPa4000 33038 8 40jy 查阅有关键的手册，选择键的材料为钢，许用挤压应力=60130MPa，由jy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=330Nm，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 =（110-14）mm=96mm，将参数代入式（3.2）得 lMPa=31.83MPa4000 33048 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=1320Nm，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=111.11MPa4000 132060 11 72jy黑龙江工程学院本科生毕业设计29由于，因此键的强度足够，合格。键的材料为钢。大齿轮轴两侧外伸jyjy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=1320Nm，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=51.63MPa4000 132083 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。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，轴承所受径45d 向载荷 Fr=2001.82N，轴向载荷 Fa=1385.44N，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=1385.44/45.5103=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 PraPfXFYF（3.3）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=1385.44/2001.82=0.69e，查手册得X=0.56=2.011.992.302.300.0270.0140.0280.014Y则 N=5220N1.50.56 2001.822.01 1385.44P 黑龙江工程学院本科生毕业设计30由基本额定动载荷公式 16670hTn LPCf（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=10000h； hL hL 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 3.1 6409 型轴承尺寸示意基本尺寸/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，轴承所受径75d 向载荷 Fr=2001.82N，轴向载荷 Fa=1385.44N，工作温度正常，预期寿命=5000h。 hL（1）求当量动载荷 P黑龙江工程学院本科生毕业设计31根据公式，式中径向载荷系数 X 和轴向载荷系数要根据 Fa/C0r PraPfXFYF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 Fa/ Fr=1385.44/2001.82= 0.69e，查手册得 X=0.56，Y=2.06，则N=5312N1.50.56 2001.822.06 1385.44P （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=1385.44/49500=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 3.2 6215 型轴承尺寸示意基本尺寸/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621575130251.5841211.566049.5450056003.4.3 轴承的润滑与密封1.润滑方式的选择黑龙江工程学院本科生毕业设计32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。（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 3.3。表 3.3 毡圈油封及槽（JB/ZQ460686 摘录） mm毡 圈槽Bmin轴径dDd1B1D0d0b铸铁材料半粗羊毛毡75947388292715（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：v黑龙江工程学院本科生毕业设计33m/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 3.4 旋转轴唇形密封圈（GB 13871-92 摘录） mmd1Db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） 。3.两端游动黑龙江工程学院本科生毕业设计34两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）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=145mm黑龙江工程学院本科生毕业设计35D2=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3.5.2 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。黑龙江工程学院本科生毕业设计363.7 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 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 3.5 套筒 mm尺寸代号BLd1d2d3小轴套筒1019455565d1d2d3BL大轴套筒1022758595 表 3.6 杆式油标 mmdd1d2d3habcDD1黑龙江工程学院本科生毕业设计37M1241262810642016M1641663512852622M20620842151063226第 4 章 加载器的设计4.1 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。黑龙江工程学院本科生毕业设计38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。（2）平衡力矩加载法这种加载法又称“反作用力矩加载法”或“摇摆箱加载法” 。用于机械封闭式变速器试验台时，将被试变速器采用平衡支承法安装（即变速器两端支承在有滚动轴承的支架上，使变速器能绕其主轴旋转一定角度） ，在与变速器壳体相联的力臂外端吊一定质量的重块，使力臂上的力矩与变速器在试验负荷作用下壳体上的反作用扭矩相平衡，按重块的质量即可计算出试验扭矩。这种加载方法的优点很多，如结构简单，试验负荷准确，运转中能观察到试验负荷的变化，还可以在试验中出现损坏（如轴断裂等）或试验台发生严重故障等而导致试验负荷发生较大变化的情况下，通过安装在力臂上下的限位开关作用实现自动停车等等。因此，这种加载方法一直被广泛采用。（3）行星机构加载法 这种加载方法是借助于行星加载器施加载荷的。行星机构有圆柱齿轮式和圆锥齿轮式两种。这两种加载方法的优点是在试验台运转中能调整和改变负荷便于实现变负荷试验，其缺点是加载机构复杂，制造难度大。因此，国内很少采用这种加载方法。（4）液压加载法液压加载法是利用压力油推动液压加载器的转子相对于定子旋转一定角度加载的。常用的液压加载器有叶片式和凸轮（或斜齿）式两种。在采用液压加载法时，虽然能根据油压计算负荷，但不够精确。因此常配备扭矩测量仪监视负荷的变化。液压加载法的优点是在运转中可以非常方便地调整或改变负荷，便于进行变负荷试验。但使用中必须经常监视和调整负荷，因油路故障和油温变化等原因都会影响负荷的稳定性。液压加载器的结构复杂（除加载器之外，还要配备旋转密封阀和液压源站等） ，加工精度要求也较高。因此，在等负荷试验中不宜采用。因为液压加载器的油温等因素变化对负荷时时都有影响，所以液压加载器即便用在变负荷试验中，也要通过闭环系统控制和调整负荷，以便弥补油压的波动对负荷造成的影响。在国内外，有多种变速器总成寿命的试验及评价方法。近十年来，国内的试验及评价方法已经有了很大的改进，如改单一挡位试验为多挡位循环试验；改简单对比评价方法为指定通用评价指标评价变速器总成寿命的方法等。现将国内外几种常用的试验及评价方法简述如下：黑龙江工程学院本科生毕业设计39（1）强化试验法强化试验是为了缩短试验时间，而在变速器第一轴施加等于或者大于发动机最大扭矩的试验方法。 在强化试验中，负荷的确定（即强化系数的选取）是根据预定达到的目标损坏形式来选择的。一般是根据变速器中有关齿轮的计算应力值，并参照相近车型变速器寿命试验数据来确定的。在上海大众宝来（1.8T）车型所用的变速器齿轮工艺试验中，按照疲劳试验时变速器第一轴扭矩规定为 250Nm（发动机最大扭矩 220，即强化系数 1.19） ；弯曲疲劳试验时变速器第一轴扭矩定为 305Nm（即强化系数为 1.45） ，获得了满意的试验效果。这种强化试验方法，对试验结果的评价，只能用此对比的方法，用于工艺性试验是最合适的。（2）单一挡位寿命试验方法在试验方法标准制定之前对于新设计的变速器总成的定型试验，多数采用单一挡位试验方法，即只试验挡（最多、两个挡） ，然后将试验结果与旧车型或者同类车型进行比较，借以评价被试变速器的好坏。这种试验及评价方法显然不够科学，试验挡位少，暴露的问题不够全面。另外，对试验结果的评价，完全依赖于同类车型的试验数据，这也很不合理，尤其是在缺乏对比数据时，就更难下结论了。（3）挡位循环试验法最近几年，参考有关资料，并结合国内部分生产厂家的试验数据，制定了我国载货汽车变速器总成挡位循环试验方法及评价指标，即JB3987-85 标准及 JBn4152-85汽车机械式变速器台架试验标准 （以下简称JBn4152-85 标准 ） 。（4）S-N 曲线国外一些厂家消耗很多变速器齿轮进行了大量的寿命试验，并绘制出各挡齿轮的S-N 曲线（即齿轮台架试验台寿命与试验负荷的关系曲线） ，这样只要给定一个负荷，就可查出各挡齿轮相应的台架试验寿命。总结上述可知：在等幅载荷试验中，采用盘式加载法加载最合适；在变负荷试验中，采用行星机构加载法或液压加载法较好。因为本试验台是为变速器总成效率试验而设计的，就效率试验的特点而言，应该是负荷稳定。所以选用平盘式加载法加载最合适。同时盘式加载法加载结构简单，试验负荷准确，所以本试验台设计方案中采用盘式加载法加载。黑龙江工程学院本科生毕业设计404.2 蜗杆传动的特点与设计4.2.1 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。4.2.2 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=1320Nm，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 =65。加载机构载荷平稳，i单向运转，具有自锁功能。由于蜗杆传动的相对滑动速度很大，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） 。黑龙江工程学院本科生毕业设计412、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 （4.1）（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 132000065 180Hm dKTz/（4.2）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 1 190 6560 1000cos60 1000cos3.1798sd nv（4.3） v2=m/s=0.017m/s3m/s 22325 160 100060 1000d n（4.4）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，满足蜗杆传动自锁条件。vv =0.4148 1tan0.960.96tanv（4.5）3、校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度（1）确定蜗轮齿形系数 YF黑龙江工程学院本科生毕业设计42当量齿数 =65.30 23365coscos 3.1798Vzz根据=65.30，=3.1798，按插值法，查手册求 YF。然而在手册中没有4Vz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，YF=3。Vz（2）确定蜗轮螺旋角系数 Y =0.977 3.179811140140Y （4.6） （3）校核蜗轮弯曲强度 0.977MPa=40.58MPa 2121.641.64 1.05 1320000390 325 5FFKTY Yd d m （4.7）=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12119032522add208mm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黑龙江工程学院本科生毕业设计43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 121116661320659.55 109.55 109.55 1065 0.4148TTPnni（4.8）=27.80 =70，合适。1101000 110001 0.41480.32015 1.5sPttK A1t6、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黑龙江工程学院本科生毕业设计44根据=0.307m/s，查有关蜗杆传动的手册，选用润滑油粘度为=350cSt，润滑sv40v方式为油池润滑。（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。sv4.3 轴的结构设计4.3.1 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 （4.9）3Pd Cn/239550T313209550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；同时，l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；为保证黑龙江工程学院本科生毕业设计45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L箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取=80mm；在轴段、上分l别加工出键槽，使两键槽处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 4.1a 所示。4、按弯扭合成强度校核轴径（1）画出轴的受力图（图 4.1b）（2）作水平面内的弯矩图（图 4.1c） 。对蜗轮蜗杆进行受力分析如图 4.2 所示。 N=969.27N 121211222 132000065 0.4148 90taTTFFdi d （4.10） N=7236.92N 212222 1320000325atTFFd （4.11） N=352.79N 122tan969.27tan20rrtFFF （4.12）支点反力为： N=3618.46N 27236.9222tHAHBFFF（4.13） 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 24.752162.752 23.822TlLa （4.14）-截面处的弯矩为：=3618.46Nmm=253111.28NmmHM139.92-截面处的弯矩为：黑龙江工程学院本科生毕业设计46=3618.46Nmm=72188.28NmmHM139.910022 （3）作垂直面内的弯矩图（图 4.1d）根据下列式子： 222220VAraVArVBldFlFFFFF（4.15）得N=949.46N 22969.27 325352.79222 139.92arVAFdFFl（4.16）N=-1302.25 N （4.17）2352.79949.46VBrVAFFF -截面左侧弯矩为： Nmm=66414.73Nmm VM左139.9949.4622VAlF（4.18）-截面右侧弯矩为： Nmm=-91092.39Nmm VM右139.91302.2522VBlF （4.19）-截面处的弯矩为： =949.4619.95Nmm=18941.73Nmm （4.20）VM139.910022VAF （4）作合成弯矩图（图 4.1e） 22HVMMM（4.21）-截面为： Nmm=261680Nmm M左22HVMM左2266414.73253111.28黑龙江工程学院本科生毕业设计47（4.22） Nmm=269004Nmm 222291092.39253111.28HVMMM右右（4.23）-截面为： Nmm=74632Nmm 222218941.7372188.28VHMMM（4.24） （5）作转矩图（图 4.1f）=1320000Nmm2TT （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=755139Nmm 22222690040.6 1320000eMMT右（4.25）-截面： Nmm=709536Nmm 2222746320.6 1320000eMMT（4.26） （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eMeM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=25.11MPa 37551390.1 67eeMW（4.27）-截面： MPa=25.84MPa 37095360.1 65eeMW（4.28）黑龙江工程学院本科生毕业设计48查相关手册得-1b=60MPa，满足-1b条件，故设计的轴有足够的强度。ed1d2d3d4d51234107L80 19SSPFr2Fa2Ft2LFrFrTFt2FHAFHB (a)(b)(c)Ft2FHAFHBMHCFHAFHBFr2Fa2MVC2MVC2MMT(c)(d)(e)(f)4.3.2 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=43617Nmm21132000065 0.4148TTi=(107108)=(107108)mm=17.7519.58mm3Pd Cn/1369.55 10T36436179.55 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。图 4.1 蜗轮轴的设计黑龙江工程学院本科生毕业设计49（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）mm=326.75mm；根据L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 4.2a 所示。4、按弯扭合成强度校核轴径（1）画出轴的受力图（图 4.2b）（2）作水平面内的弯矩图（图 4.2c） 。N=969.27N121211222 132000065 0.4148 90taTTFFdi d N=7236.92N212222 1320000325atTFFd 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：黑龙江工程学院本科生毕业设计50=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 4.2d）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 4.2e）22HVMMM-截面为：Nmm=154860NmmM左22HVMM左22(-135621.23)74755.72Nmm=204214Nmm2222190039.0674755.72HVMMM右右-截面为：黑龙江工程学院本科生毕业设计51Nmm=109682Nmm2222(-96055.88)52946.92VHMMM （5）作转矩图（图 4.2f）=43617Nmm1TT （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eMeM上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径 d4d3，故也应对截面-黑龙江工程学院本科生毕业设计52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强度。eb1150d1d2d3d4d3d2d11234L(a)SSLFrFrPFr 1Fa 1Ft 1TFHAFHBFt 1MHCFVAFVBFr 1Fa 1(b)(c)(d)MVC2MVC1MM T(e)(f)4.3.3 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=1320Nm，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 107JJ4.3.4 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。图 4.2 蜗杆轴的设计黑龙江工程学院本科生毕业设计531、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=1320Nm，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=110键的工作长度 =（100-18）mm =82mm，将参数代入式（3.2）得l MPa=86.92MPa 4000 132060 11 82jy（4.29）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=1320Nm，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，将参数代入式（3.2）得lMPa=83.58MPa4000 132067 12 70jy由于，因此键的强度足够，合格。键的材料为钢。jyjy4.4 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=20mmfdfdafd地脚螺钉数目：=4。nn轴承端盖螺钉直径：=（0.40.5）=（0.40.5）20mm=810mm，取3d3dfd=10mm。3d黑龙江工程学院本科生毕业设计54视孔盖螺钉直径：=（0.30.4）=（0.30.4）20mm=68mm，取4d4dfd=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）mm，取1l1l1C2C=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，视孔盖螺栓直径a取 7mm，孔数为 8，盖厚 4mm。螺栓 GB5783-86 M730，共 8 个。d4.5 轴承型号的选择与校核4.5.1 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=1320000Nmm，轴向力 Fa2，要求轴承预期寿命Lh=10000h，因此初选圆锥滚子轴承30213（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（图 4.1）1)轴承的径向支反力黑龙江工程学院本科生毕业设计55水平分量 N=3618.46N 27236.9222tr XFF（4.30）垂直分量 N=949.45N 222969.27 325352.79222 139.92arr YFdFFl（4.31）轴承的径向支反力 N=3741N 22223618.46949.45rr Xr YFFF（4.32）2)轴承的径向支反力水平分量 =3618.46N 22tr XFF（4.33）垂直分量 N=-1302.24N （2.34）212352.79969.27 3252222 139.9arr YFdFFl 轴承的径向支反力 N=3846N 22223618.461302.24rr Xr YFFF（4.35） 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 3741/22 1.5rSFY（4.36） N=1282N 3846/22 1.5rSFY（4.37）（2）求 Fa、Fa黑龙江工程学院本科生毕业设计56S+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 aFS（4.38） =2216.27N aAFSF（4.39）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 （4.40）/arFF =2216.27/3846=0.58e /arFF（4.41）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 rapPX FY Ff（4.42） =(0.43846+1.52216.27)N=7294N （4.43）rapPX FY FfP、P中取大值，P= P=7294N。5、寿命计算 1/16670hTn LPCf（4.44）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。黑龙江工程学院本科生毕业设计576、静强度校核 C0P0S0 （4.45）（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 （4.46）000raPX FY F=3741N0rPF取大值， =3741N。0P轴承 =(0.53846+0.82216.27)N=3696N （4.47）000raPX FY F=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4.5.2 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）黑龙江工程学院本科生毕业设计581)轴承的径向支反力水平分量N=-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黑龙江工程学院本科生毕业设计59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=1.5 代入此式，可求出 S、S值，方向如图 4.2 所示N=395N1105/ 22 1.5rSFYN=511N1430/ 22 1.5rSFY（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=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=1.5。=(11105+0395)1.5N=1658NrapPX FY Ff=（0.41430+1.57631.92）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 代黑龙江工程学院本科生毕业设计60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=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4.5.3 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，故采用毡圈密封。 vd n黑龙江工程学院本科生毕业设计611、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 4.3 所示。 表 4.3 毡圈油封及槽（JB/ZQ460686 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 4.4）表 4.4 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 7324-87）ZL-1170310340有良好的耐水性和而热性。适用于温度在 20120范围内各种机械的滚动轴承、滑动轴承及其它摩擦部位的润滑黑龙江工程学院本科生毕业设计624.6 轴承端盖尺寸4.6.1 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=0.10654.6.2 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，m 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=0.1050黑龙江工程学院本科生毕业设计634.7 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设计，并进行了强度校核。第 5 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黑龙江工程学院本科生毕业设计64轴器，具体结构如图 5.1 所示。图 5.1 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。5.1 单向离合器型号的选择当加载时，右侧齿轮箱的大齿轮轴随着加载器的输出轴转过一定的角度，则大齿轮轴上的联轴器也转过相应的角度 ，但由于与大齿轮轴上的联轴器相连接的左侧轴和联轴器在锁止装置的作用下没有转动，这样就出现了两个联轴器上的连接螺栓孔不对正，在加载后无法将传动轴与右侧大齿轮轴联接起来，因而整个机构要想能够正常的工作必须要解决加载结束后联轴器孔不对正的问题。最后经过仔细的思考我决定在传动轴上焊接一个单向离合器来达到试验台传动机构的要求。楔块式单向离合器，有的行业称之为逆止器或单向轴承，属于机电一体化产品中机械传动的基础件，是一种随速度或旋转方向的变化而能自动接合或脱开的自锁器，常与滚珠丝杠副或其它部件配套，作为防止逆转机构，也可以单独使用，作为主动轴和从动轴之间的精确定位、传动转矩或切断转矩，用途广泛。主要有 CKA 型、CKB 型、CKC 型、CKD 型、CKE 型、CKZ 型、KK 型、HF 型、HFL 型 CKS 型等多种型号。 CKB 型主要用于较高超越极限转速(8002500r/min)、传递中等转矩（30Nm4000Nm） ，其特点单向自锁可靠，反向解脱轻便。多用于包装机械、印刷机械、食品机械、农业机械、医疗机械和各种斗式提升机、皮带运输机、减速机中。所以 CKB 型单向离合器可以达到要求。将单向离合器的外圈与联轴器焊接在一起，内圈直接与传动轴相连，在加载的过程中不必将传动轴与右侧齿轮箱中的大齿轮轴相联接的联轴器断开，加载时右侧齿轮箱中的齿轮均转过一定的角度，变速器所在轴所转过一定的角度，最后将转矩传给左侧的齿轮箱，左侧齿轮箱中的大齿轮轴与传动轴黑龙江工程学院本科生毕业设计65左侧相连，因而在锁止装置的约束下大齿轮轴无转动，此时与传动轴相连接的单向离合器内圈和焊接在联轴器上的单向离合器外圈正好处于脱离状态，外圈空转而内圈不转，这样既达到了加载的目的，又解决了加载时联轴器联接螺栓孔不对中的问题。具体情况如图所示（图 5.1） 。根据所设计的传动轴，可知传动轴轴径 d=65mm(见图纸传动轴） ，且根据减速器减速增扭的原则，由于减速器的传动比为 4，此次设计所选用的变速器最大扭矩为 210Nm，乘以储备系数 K=1.4 后为 294Nm，所以传动轴承受的最大转矩T=2101.4 4=1176Nm，因此在选型表中选择单向离合器的型号为 CKB211 见下表。 表 5.1 CKB211 单向离合器基本参数和主要尺寸图 mm型 号代 号公称转矩 Tn（Nm）宽 度L（0-0.06）外环直径D （h7）轴径d（0-0.025）外环键槽宽深bt质量m（kg）CKB211CKB1104265100042.011065105.02.045.2 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（5.1）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=60MPa，毛坯直径B1b200mm。0d2.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，联轴黑龙江工程学院本科生毕业设计66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 132060 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=1320Nm 则：=705.6Nm0.6 1320MTMPa=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 5.2 传动轴设计图5.3 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黑龙江工程学院本科生毕业设计67一段长度合理的轴。1.选择轴的材料，确定许用应力选择 45 号钢并调质处理，强度极限=637MPa，许用弯曲应力=60MPa，B1b毛坯直径200mm。0d2.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）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）汽车发动机的最大转矩为 220Nm，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=1.5，则变速器输出轴的最大转矩为6931.5 Nm=970.5 Nm。按扭转强度估算轴径（最小直径）为d=（107118）3PCn369.55 10T=（107118）mm336970.5 109.55 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=970.5 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 970.555 16 54jy查阅有关键的手册，选择键的材料为钢，许用挤压应力=6090MPa，由于jy，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 黑龙江工程学院本科生毕业设计68.2Nm，则：=0.6970.5Nm=582.3NmMTMPa=34.99MPa33582.3 100.1 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 5.3 变速器间轴的设计图5.4 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。黑龙江工程学院本科生毕业设计69结 论本次设计主要是通过了解国内外汽车变速器性能试验台的发展概况，并比较开式功率流变速器试验台与闭式功率流变速器试验台的优缺点，通过方案的论证，完成机械式变速器性能闭式试验台传动机构的设计。此试验台传动机构利用机械闭式功率流原理，在事先给系统加载的情况下，选择小的驱动电机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。本次设计主要进行了以下几方面的内容：（1）通过设计方案的论证确定传动系统的总体构成及各组成部分的工作原理，并根据损失功率的大小选择驱动电机的型号及传感器的型号；（2）确定了变速机构的功用及变速机构中的传动方式，设计变速机构中零部件并对一些零部件进行选型及必要的强度校核。主要零部件包括斜齿圆柱齿轮副、轴、轴承和密封装置等；（3）设计并校核了各部分的轴段，主要包括与大齿轮轴联接的传动轴和变速器输出轴之间的联接轴段；本次设计的创新之处在于解决了开式试验台功耗大、耗电多的缺点，并利用了单向离合器的工作原理可以使在加载过程中不必将联轴器断开，解决了加载后联轴器联接螺栓孔不对中的问题。整套机构结构简单、功耗少。此次设计的试验台传动机构最主要的优点就是由于其闭式的特点使得整个试验台传动机构的耗能特别少，整个试验台中的能量一直在循环往复，形成了闭式功率流，在试验台传动系统中所消耗的那部分能量由电机提供，大大减少了能量的消耗。本试验台可以完成包括变速器效率试验、齿轮磨损试验等在内的一系列试验。但是由于参考资料有限并且受理论知识和实践调研的限制，此变速器性能试验台传动机构的设计仍有一些不足之处，比如整个试验台传动机构需要有一个冷却系统来对试验台进行冷却，且冷却液温度的变化要控制在一个很小的范围之内，并且由于本此设计只是对试验台传动机构进行了理论上的参数和结构设计，在实际应用中肯定还会存在一些问题，这些问题都还需要我通过更深入的学习和研究，积累丰富的理论知识和实践经验后加以解决和完善。在设计过程中，驱动电机的选择是通过粗估此试验台的功率损失并通过比较不同功率的机械式变速器，以宝来（1.8T）的变速器为设计依据，为满足试验台的通用性，确定一个储备系数 K 后选择的，因此电机选择的准确性及试验台的通用范围（即储备系数的大小）都还有待加以精确和调整。黑龙江工程学院本科生毕业设计70参考文献1陈晓辉.自动变速器检测试验台设计与研究D.山东：山东大学.2005.22李庆，罗锡文.汽车液力自动变速器试验台J.广州：华南农业大学学报.2007.023向立明.汽车变速器试验台的发展历史及未来趋势J.公路与汽运.2007.01 4赵凯.自动变速器试验台自动化设计改进D.武汉：武汉理工大学.2003.25王磊.变速器闭式试验台的设计D.吉林：吉林大学.2004.6孙德志.重型车变速器台结构及控制系统的研究D.哈尔滨：哈尔滨工程大学.2006.57高吕和，阎虎生.我国自动变速器试验台的发展与现状J.北京：北京工业职业技术学院学报.2007.03 8Tingbany.hydrlic.Institute on Automobile Transmisson Test SystemD. 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