汽车驱动桥试验台的设计

第1章绪论1.1课题的来源和意义汽车已经成为现代社会发展不可或缺的交通工具，在人们的日常生活中扮演着重要的角色。另一方面汽车工业以其强有力的产业拉动作用，己经成为我国国民经济发展的支柱性行业。2009年，为应对国际金融危机、确保经济平稳较快增长，国家出台了一系列促进汽车、摩托车消费的政策，有效刺激了汽车消费市场，汽车产销呈高增长态势，首次成为世界汽车产销第一大国。2009年，汽车产销分别为1379.1万辆和1364.5万辆，同比增长48.3％和46.15％。汽车零部件试验在汽车设计和制造领域占据重要的地位，因此试验台的总类也很多，有的结构简单，适用范围广，但试验耗费较高，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，应采用操作方便，占地较小，试验费用较低的试验台。作为汽车上重要部件的汽车驱动桥具有结构复杂、使用条件复杂、可靠性要求高等特点，因此从产品开发到生产使用都要对其进行大量的试验，以确定其各种性能参数是否满足设计的要求，为汽车的生产、销售、维修单位以及汽车的使用者提供可靠的保障。驱动桥在其研发阶段需要完成变速器机械效率试验、润滑试验、疲劳磨损试验等。提驱动桥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。为了防止烧坏，同时抑制油温上升，要对变速器内的各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。1.2机械疲劳可靠性研究的历史回顾车辆驱动桥是一个机械零部件组成的结构系统，因此，研究驱动桥的疲劳可靠性要以研究机械疲劳可靠性的理论、方法为基础。机械可靠性研究，主要以产品的寿命特征作为研究对象，而疲劳是机械结构和零部件的主要破坏形式，据统计有80％以上的机械失效都源于疲劳破坏，这是由于大多数机械结构和零部件都工作在循环载荷下。关于动载荷引起疲劳失效的机理问题直至现在尚不能做出明确的解释，人们研究疲劳寿命仍然要通过试验完成。早在1871年德国工程师AugustWohler就提出了表征循环应力与寿命之间关系的S-N曲线和疲劳极限的概念。1910年，O．H．Basquin提出了金属S-N曲线的经验规律，指出应力对疲劳循环数的双对数坐标图在很大的应力范围内表现为线性关系。这一理论沿用至今，仍然是寿命预测的根本理论。但S-N曲线只能预测恒幅对称循环应力下的寿命，对于变幅应力下的寿命却不能直接应用。对此，M．A．Miner在1945年，提出了线性疲劳累积损伤理论，建立了多级应力下的疲劳寿命模型141，从而解决了变幅载荷下的寿命预测问题。1954年，L．F．Coffin和S．S．Manson又提出了表征塑性应变幅与疲劳寿命关系的Coffin．Manson公式，从而，形成了适于塑性变形状态下的疲劳寿命估算的局部应变法。从另一方面，在1960年至1970年前后，E.B.Haugen、E.B.Stulen、D．Kececioglutlo、A．M．Freudenthalil等人，在疲劳可靠性理论的研究和应用方面取得了突破，将静强度应力——强度干涉模型用于疲劳可靠性设计中，将经典的应力——强度干涉模型中静强度概率分布变为在指定寿命下的疲劳强度的分布，将静应力的概率分布变为疲劳应力的概率分布，逐渐完善了用应力与强度干涉关系进行疲劳可靠性设计的一套方法，并提出了著名的疲劳可靠性应力——强度干涉模型，为疲劳可性研究奠定了重要的理论基础。此后，关于机械可靠性设计与疲劳问题的理论与应用方面的研究更是吸引了众多研究人员，研究主要集中在干涉模型的推广和可靠度的计算方法方面。我国在80年代开始注重机械可靠性研究，90年代后得到了空前的进展，由于对机械破坏失效机理认识的逐步深化，对机械概率故障资料的逐步积累，以及概率统计在零部件的应力与强度分析方面的应用，为可靠性研究提供了理论基础和实践经验，吕海波等对结构、零部件疲劳可靠性进行了具体的研究，分析了结构在稳定和非稳定应力下的可靠性模型、可靠度的计算方法。黄洪钟等将模糊数学应用到可靠性分析，黄雨华等研究了随机载荷下疲劳可靠性的研究方法，吴立言等把概率有限元与虚拟测试技术引入齿轮可靠度计，使可靠性理论的应用在强度分析、疲劳研究等方面有了新进展。1.3驱动桥疲劳可靠性研究的方法与现状1．汽车驱动桥检测技术的发展与现状随着我国经济的高速发展和高速公路的迅速建设，我国重型汽车的生产在经历了几十年的发展后已经颇具规模，目前的生产厂家有二十多家，年生产能力达到50万辆以上。国内市场上的国产主流重卡产品，技术上大多比较落后。统计数据显示，一汽、二汽的主销产品仍然属于8～10t的准重卡产品，其平台本身也并不完全符合重卡产品的构造特点。重型汽车产业与其它产业不同，尤其是高端产品，不仅是国民经济的支柱产业之一，也是重要的战略战备资源。重型汽车工业的发展，产品技术的提升同军队装备现代化建设发展是密不可分的。从长远发展来看，其对我国的国防建设、军事装备的现代化持续发展有极为重要的意义。早在多年前中国重卡市场最为火爆之际，就有业内专家清醒地指出：“中国现在缺少的不是卡车，中国缺少的是高技术含量、高品质的高端重卡”。所以，提高我国在重型卡车制造行业的研发检测能力、制造加工水平和维修服务规模，加快民族自主品牌在高端重卡市场的崛起具有重要的使命和意义。重型车辆驱动桥性能和寿命试验是重型车辆传动系台架试验的重要项目，是载货汽车底盘试验除发动机、变速器之外的主要试验设备之一，在载货汽车的试验设备中具有重要的地位。综上所述，正因为重型车辆驱动桥总成齿轮疲劳测试系统的研发有着重要的研究价值和实用意义，国外重型汽车制造商对其可靠性进行了较为详细的寿命试验研究。如美国BURKE公司、英国的ROMAX公司和SMT制造技术有限公司、德国RENK公司和SCHENCK公司、奥地利的AVL公司在汽车驱动桥检测方面都具有相当的实力和市场。随着传感器技术、电子技术和计算机技术的不断发展，在国外汽车零部件检测技术近年来得到了迅速的发展。国外汽车驱动桥生产厂家除在产品开发、产品设计、效果验证阶段使用试验设备以外，在生产制造环节中，即生产线上、装配线上、无人车间内，也大量使用测试性能先进的在线检测仪器。检测装备、检测仪器、遍及零部件加工整个过程，零部件的加工基本上是自动制造、自动检测、自动判断，以实现全过程质量控制。这样不仅能准确地判断产品是否合格，更重要的是可以通过检测数据的分析处理，正确判断质量失控的状态即产生的原因。产品质量控制得较好。因此，装配、调整差异小。由于该试验要求能够近似模拟真车实际情况，且测量的参数和要求的功能较多，故必须搭建专用的试验台架进行性能和寿命测试试验。以下是国外汽车零部件试验台架检测技术的发展特点：（1）向标准化方向发展；（2）普遍采用了高新技术；（3）检测方法由传统方法转向仪表化、微机化的方法；（4）检测诊断设备具有快速、准确、方便的特点；（5）开发具有功能繁多、检测种类齐全的设备。我国汽车检测技术起步较晚，而且在国内汽车驱动桥生产厂家中，只有少部分能够进行驱动桥的性能和寿命测试，且具有测试结构简单，自动化程度低、测试手段落后、测试项目单一等缺点，甚至有些企业还是停留在人们常讲的“望”（眼看）、“闻”（耳听）、“切”（手摸）的传统方式来判断质量是否合格。与发达国家相比我们的汽车检测维修技术还存在着许多急需解决的问题。主要表现为：（1）产品可靠性低；（2）自动化程度低、性能落后；（3）品种不全，更新慢；（4）技术含量低；（5）检测设备的加工能力有待提高。但是，随着我国汽车工业的发展，零部件制造业也会得到迅速的发展，同样汽车部件特别是重型车辆部件检测技术也会有较大提高，各种检测设备也会遍布设计生产制造的各个环节，来保证产品出厂的质量要求，真正和国外的重型车辆制造商们进行竞争。可喜的是，国家下属的汽车质量监督检测中心和一些国有大型汽车制造企业的研发单位这些年在汽车检测行业都做了大量的工作，取得了显著的成绩。驱动桥总成齿轮疲劳试验台一般分为闭式和开式两种。所谓开式和闭式是指功率流而言。功率流封闭的试验台简称为闭式试验台，功率流不封闭的试验台简称为开式试验台。闭式试验台以节约能源为其明显特点，用于做试验周期较长的疲劳试验，常见的闭式试验台有：机械加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台、液压加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台、电能封闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台等。开式试验台便于实现自动控制，测试范围也较宽，一般多用于做性能试验，如美国格里森公司NQ510型驱动桥试验台。另外有不少开式试验台，为了节约能源，可进行部分能源回收，在欧美和日本使用的情况较多。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，研制一套驱动桥机械效率、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，选择较小的电动机（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，而且驱动桥的机械效率高、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、传动轴和加载器的设计）以及电动机及传感器的选型。

第2章总体方案确定2.1设计方案论证2.1.1引言一般分为闭式和开式两种。所谓开式和闭式是指功率流而言。功率流封闭的试验台简称为闭式试验台，功率流不封闭的试验台简称为开式试验台。闭式试验台以节约能源为其明显特点，用于做试验周期较长的疲劳试验，常见的闭式试验台有：机械加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台（国内外广泛采用）、液压加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台、电能封闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台等。开式试验台便于实现自动控制，测试范围也较宽，一般多用于做性能试验，如美国格里森公司NQ510型驱动桥试验台。另外有不少开式试验台，为了节约能源，可进行部分能源回收，在欧美和日本使用的情况较多。驱动桥总成齿轮疲劳试验中，一般采用的测试仪器有转矩转速传感器。此外，近年来试验中普遍配套使用的二次仪表有转矩转速仪、功率仪和效率仪等，给台架试验提供了方便条件，便于实现操作、测量的自动化。动力装置的布置位置及功率流的方向都直接影响到系统的功率损失，合理地布置动力装置、及确定功率流的流向能将系统的损失功率控制到最低。采用封闭式汽车驱动桥可靠性试验台并选用最优动力装置的布置方案能大大减小试验能耗，有效节约试验成本。2.1.2封闭式试验台试验原理封闭式汽车驱动桥总成可靠性试验台结构如图2.1所示。它由主减速器、辅助齿轮箱以及加载装置构成一个封闭系统。通过加载装置加载封闭力矩，在整个封闭系统中各齿轮之间产生啮合力，由封闭系统外的动力装置来完成整个系统的运转，并同时补充封闭系统中发热所产生的功率损失。此时，动力装置需消耗的能量仅占系统中的一小部分。2.1.3封闭式试验台动力装置的布置方案分析并用支撑使之反方向不能旋转，这时，封闭系统断开。之后将加载小齿轮用工具推向加载大齿轮并固定好，随后开启加载小电机，通过加载小齿轮箱的减速升扭后，将较大的扭矩如图2-1所示。图2-1封闭式试验台原理图2-2机械加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台架功率流流向简图为了减少试验台结构，提高可控性且减少噪音、污染以及节约能源，故这里用电机代替发动机作为原动力，经连轴器带动主动齿轮箱运转。主动齿轮箱再带动加载卡盘和加载大齿轮后再经过转矩转速传感器传动轴到被试驱动桥总成样品。然后，经过两侧的齿轮箱及位于主试件上面的与主试件相同型号的陪试驱动桥总成，再经传动轴与主动齿轮箱相连，从而构成一个扭矩的封闭循环结构。试验台的封闭载荷是由加载电机带动加载齿轮箱中的齿轮副和蜗轮蜗杆副驱动可移位的加载小齿轮。加载过程为：先关闭试验台电机，并松开齿轮箱后侧卡盘和加载大齿轮之间的八个连接螺栓，然后，用专用卡具卡在卡盘外的卡槽中，通过加载小齿轮和加载大齿轮的啮合传递到齿轮箱后面的系统中，观察转矩转速仪实时显示的转矩值，到目标转矩时停止加载，此时用螺栓将卡盘和加载大齿轮相连并固定好。拆掉专用卡具，退出加载小齿轮，使之不与加载大齿轮相啮合。到此，系统内部扭矩加载完毕，开启试验台，相应的扭矩便加到了被试驱动桥总成和陪试驱动桥总成当中。功率流流向如上图2-2所示。2.2本章小结本章对总体设计方案进行了比较分析，以及试验台架运行原理，工作过程和加载工程进行阐述。最终确定了总体设计方案如图2-1封闭试验台架原理。

第3章传动机构设计3.1驱动电机的选择本试验台选择以一汽客车的驱动桥的技术参数为基准。为了满足试验台应用的广泛性，选择储备系数K=1.5。各项参数如下:最大功率125Kw/2300rpm扭矩580Nm/1300~1500rpm变速器1档6.098R档5.98驱动桥4.556表3.1传动效率表传动类型齿轮传动精度等级及结构形式6、7级，闭式8级，闭式脂润滑，开式圆拄齿轮传动0.980.970.95圆锥齿轮传动0.970.950.94表3.2传动效率表部件名称效率部件名称效率4~6档变速器0.95单级减速主减速器0.96分动器0.95双级减速主减速器0.928档以上变速器0.90传动轴的万向节0.98蜗杆传动0.70~0.75V带传动0.94~0.96所有齿轮箱的效率取=0.95。则(3.1)(3.2)查《机械设计课程设计》后，选用驱动电机型号为Y200L1-2。其参数为：额定功率30KW；满载转速2950r/min3.2齿轮箱A3.2.1.齿轮计算1、计算齿轮分配传动比（1）选择齿轮传动精度等级、材料及齿数a）由于工作条件中高速及噪声影响取6级精度。 图3-1齿轮箱A简图b）小齿轮材料为20CrMnTi渗碳淬火，大齿轮材料为20CrMnTi，渗碳淬火c）初选小齿轮齿数=30、。（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算式进行试算（3.3）a）根据工作条件，选取载荷系数K=1.3b）计算小齿轮传递的转矩为发动机输出最大转矩；变速器最大传动比（此处为一档传动比）k为试验台通用而设的系数c）选取齿宽系数d）由表查得材料的弹性影响系数，标准齿轮e）有图按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。f）计算硬力循环次数g）有图表查得接触疲劳寿命系数;h）计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，有式得i）计算小齿轮分度圆直径d，代入中较小值=237.20mm（3.4）j）确定齿轮参数去模数m=8，，B=(3)校核齿根弯曲疲劳强度a)由表查得齿形系数和应力修正系数为：，。b)由应力循环次数查图表的弯曲疲劳寿命系数,c)由图表查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为，。d)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 （3.5） （3.6）e)计算圆周力 （3.7）f)计算轮齿齿根弯曲应力。由式得d）由表查得材料的弹性影响系数，标准齿轮e）有图按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。f）计算硬力循环次数g）有图表查得接触疲劳寿命系数;h）计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，有式得i）计算小齿轮分度圆直径d，代入中较小值=187.60mm（3.4）j）确定齿轮参数去模数m=7，，B=(3)校核齿根弯曲疲劳强度a)由表查得齿形系数和应力修正系数为：，。b)由应力循环次数查图表的弯曲疲劳寿命系数。c)由图表查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为，。d)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得（3.5）（3.6）e)计算圆周力 （3.7）f)计算轮齿齿根弯曲应力。由式得（3.8）（3.9）因此齿根弯曲强度足够。(4)齿轮几何参数计算齿轮与、与两两相同。3.3.2.轴与轴承的设计1、轴的设计（1）估算轴的基本直径选用40Cr调质，估计直径d<100mm，查表得=980MPa，查表，取C=105，由式得（3.21）所求d为最小轴径，应为联轴器处，因该处有一键槽，应将该轴段直径增大5%，即，取标准值d=70mm。（2）轴的结构设计（见图3.4（3）轴的受力分析a)求轴传递的转矩表3.9各轴段直径（从左到右）位置轴直径/mm说明联轴器70选用GY8联轴器轴承端盖处80便于安装设一轴肩膀，取a=5轴承处85根据轴承内径，初定深沟球轴承6017齿轮处90齿轮孔应稍大于轴承处直径，并为标准直径轴环处104，取104mm右端轴承轴肩处96为便于拆卸，轴间高度不能过高，取a=4右端轴承处85根据轴承内径，初定深沟球轴承6017b)求轴上的作用力齿轮上的切向力齿轮上的径向力c）求轴的跨距（4）按当量弯矩校核轴的强度表3.10各轴段长度（从左到右）位置轴段长度/mm说明联轴器115107+5=115GY8轴承端盖处90端盖距联轴器25mm，端盖距轴承左端面42mm轴承处4922+20+5+2=49齿轮处103为保证套筒能压紧齿轮，此轴段长度应略小于齿轮轮毂宽度，故取118轴环处10轴环宽度故取b=10右端轴承轴肩处15右端轴承处22深沟球轴承6017宽度b=22全轴长度404L=115+90+49+103+10+15+22=404mma)作轴的空间受力简图（见图3.4b）b）作水平面受力图及弯矩图（见图3.4cc)作垂直面受力图及弯矩图（见图3.4d）d）作合成弯矩图（见图3.4e）e）作转矩图（见图3.4f）按当量弯矩校核轴的强度由表查得，对于45钢，，其中，故由式得（a）L=178mm（b）FrFt（c）FtFhMhFhFr(d)FvFvMvM（e）（f）T图3.4齿轮轴强度计算（3.22）因此，轴的强度足够。2、轴承选择与校核由于已知条件与轴承配合处的轴径为85mm，转速=504.83轴承处所受的径向力Fr=9170N，工作温度正常，预期寿命为10000h。a)球当量动载荷P根据公式，由于齿轮是直齿轴承只受径向力，故X=1，Y=0，fp查表取1.2b）计算所需的径向力额定动载荷值（球轴承）（3.23）c）选择轴承型号查有关轴承手册，根据d=85mm，选取6017轴承，油润滑。基本额定动载荷r=50.8KN，极限转速=5600r/mim3、齿轮轴的设计由箱体与轴的结构可以确定轴的长度：49+103+10+15+22=199mm轴所受的力为齿轮传递到轴承传到轴的径向力。由于该齿两边都有齿轮，采用极限法，所受力为2倍的单对齿轮产生的径向力。故（1）轴的受力分析由表查得，对于40Cr调质，，其中，故由式得MPa（3.24）故取整=85mm。2）轴的结构设计（见图3.5表3.11各轴段直径（从左到右）位置轴直径/mm说明轴承处85根据轴承内径，初定深沟球轴承6017齿轮处90齿轮孔应稍大于轴承处直径，并为标准直径轴环处104，取104mm右端轴承轴肩处96为便于拆卸，轴间高度不能过高，取a=4右端轴承处85根据轴承内径，初定深沟球轴承6017表3.11各轴段长度（从左到右）位置轴段长度/mm说明轴承处4922+20+5+2=49mm齿轮处103为保证套筒能压紧齿轮，此轴段长度应略小于齿轮轮毂宽度，故取118轴环处10轴环宽度故取b=10右端轴承轴肩处15右端轴承处22深沟球轴承6017宽度b=22mm全轴长度199L=49+103+10+15+22=199mm（3）轴的受力分析a)求轴传递的转矩b)求轴上的作用力齿轮上的切向力齿轮上的径向力c）求轴的跨距（4）按当量弯矩校核轴的强度a)作轴的空间受力简图（见图3.5b）b）作水平面受力图及弯矩图（见图3.5cc)作垂直面受力图及弯矩图（见图3.5d）d）作合成弯矩图（见图3.5e）e）作转矩图（见图3.5f）按当量弯矩校核轴的强度由表查得，对于45钢，，其中，故由式得（3.22）因此，轴的强度足够。2、轴承选择与校核由于已知条件与轴承配合处的轴径为85mm，转速=504.83r/min。轴承处所受的径向力Fr=18340N，工作温度正常，预期寿命为10000h。a)球当量动载荷P根据公式，由于齿轮是直齿轴承只受径向力，故（a）L=178mm（b）FrFt（c）FtFhFhMhFr(d)FvFvMvM（e）（f）T图3.5齿轮轴强度计算X=1，Y=0，fp查表取1.2b）计算所需的径向力额定动载荷值（球轴承）（3.23）c）选择轴承型号查有关轴承手册，根据d=85mm，选取6017轴承，油润滑。基本额定动载荷r=50.8KN，极限转速=5600r/mim。3.4本章小结本章中系统的进行了传动系统中最重要的主要两个部件进行了设计，即齿轮箱A和齿轮箱B的设计，包括电机的选择和各齿轮各轴、轴承的设计，设计时注意功率和扭矩的差异，并要合理的空间结构。

第4章加载机构设计4.1加载小电机功率计算加载小电机的扭矩通过齿轮传动、蜗杆传动及带传动传递到加载大齿轮上，传递扭矩的同时，也存在着传递能量的损失，这些损失我们可以根据传递效率的大小及加载所需功率的多少来计算，具体如下：由于为了及时准确地观察加载扭矩值，所以加载速度不能太高，可以选择，所以可按下式估算电机功率值：式中；——加载齿轮箱传动效率（具体效率可参考表1-1和表1-2）按最大值计算参考课程设计手册选Y802—2，P=1.1KW，n=2825rpm。4.2加载机构设计与计算4.2.1、齿轮的设计（1）选择齿轮传动精度等级、材料及齿数a)由于工作条件及噪声影响取7级精度。b)齿轮材料均为45钢，小齿轮调质处理，硬度为240HBS，大齿轮正火处理，硬度为200HBS。c)初选小齿轮齿数=24、。（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算式进行试算（4.1）a)根据工作条件，选取载荷系数K=1.3b)计算小齿轮传递的转矩c)选取齿宽系数d)由表查得材料的弹性影响系数，标准齿轮e)有图按齿面硬度查的齿轮的接触疲劳强度极限，。f)计算硬力循环次数g)有图表查得接触疲劳寿命系数;h)计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，有式得i)计算小齿轮分度圆直径d，代入中较小值=22.9mm（4.2）j)确定齿轮参数取模数m=1，，，B=（3）校核齿根弯曲疲劳强度a）由表查得齿形系数和应力修正系数为：，。b）由应力循环次数查图表的弯曲疲劳寿命系数。c）由图表查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为，。d）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得e）计算圆周力f）计算轮齿齿根弯曲应力。由式得（4.3）（4.4）因此齿根弯曲强度足够。(4)齿轮几何参数计算4.2.2、涡轮蜗杆的设计与计算（1）选择蜗杆、涡轮材料蜗杆材料用45钢，轮齿表面淬火，硬度≥45HRC。涡轮材料用ZCuAL10Fe3，砂型铸造，估计v<2m/s,根据表得160MPa。（2）选择蜗杆头数与根据i=50，查表得蜗杆头数=1，则涡轮齿数为=i=5=50（3）确定涡轮传递的转矩涡轮传递的转矩为（4）确定模数m和蜗杆分度圆直径因载荷平稳，取载荷系数K=1.1。按式得（4.5）查表得，模数m=5mm，直径系数q=10。分度圆直径=50（5）计算主要尺寸涡轮分度圆直径 蜗杆导程角 中心距 4.2.3、V带的设计与计算小带轮转速输入功率P=1.1KW（1）查的（2）选用普通V带型号根据，，位于A型B型交界，按B型选用。（3）取（4）验算；在5~25m/s范围内，合适。（5）初选选取中心距取，符合=1674.69查表B型选用1600mm，计算实际中心距（6）验算最小带轮包角（7）求V带根数z，，得由式得传动比； ，，得；取z=2根4.2.4．加载齿轮设计与计算（1）选择齿轮传动精度等级、材料及齿数a)由于工作条件及噪声影响取9级精度。b)齿轮材料均为20CrMnTi，渗碳淬火，。c)初选小齿轮齿数=24、。（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算式进行试算（4.1）a)根据工作条件，选取载荷系数K=1.3b)计算小齿轮传递的转矩c)选取齿宽系数d)由表查得材料的弹性影响系数，标准齿轮e)有图按齿面硬度查的齿轮的接触疲劳强度极限，。f)计算硬力循环次数g)有图表查得接触疲劳寿命系数;h)计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，有式得i)计算小齿轮分度圆直径d，代入中较小值=76.78mm（4.2）j)确定齿轮参数取模数m=4，，B=（3）校核齿根弯曲疲劳强度a）由表查得齿形系数和应力修正系数为：，。b）由应力循环次数查图表的弯曲疲劳寿命系数。c）由图表查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为，。d）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得e）计算圆周力f）计算轮齿齿根弯曲应力。由式得（4.3）（4.4）因此齿根弯曲强度足够。(4)齿轮几何参数计算4.3本章小结本章中主要设计了两个部分，一个是减速部分，起减速增扭作用，另一个是加载器。减速机构为一对齿轮和一对蜗轮蜗杆组成，加载器为齿轮加载式加载器，根据设计的传动比设计出结构出来。结论本次设计主要是通过了解国内外汽车驱动桥性能试验台的发展概况，以及节能的观点下，采用闭式试验台。通过方案论证，采用功率损失最小的传动系统结构。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）通过计算研究，各结构闭式试验台功率损失也一样，根据计算选出功率损失最少的结果，并设计。（2）根据所需参数，选择驱动电机，并设计传动机构各部分，计算、校核两个齿轮箱各参数。（3）选出加载用的小电机，并确定出所需传动比，根据传动比设计减速机构和加载器，并计算各参数。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，虽然结构麻烦一点，占用空间大一点，但是对于长期，频繁进行驱动桥试验的机构来说还是很大的节省。但是由于参考资料有限各项参数也不全并且受理论知识和实践调研的限制，此驱动桥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。

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致谢本设计自始至终都是在导师纪峻岭关心和指导下完成的，从毕业的选题、资料收集、图纸的绘制到完成无不凝结了指导老师辛勤的汗水。导师严谨的治学态度、渊博的学识、诲人不倦的奉献和求实肯干的钻研精神，使我在设计工作中受益匪浅；导师为人师表的言行及给我的关怀，令我终生难忘。我在学习和设计工作中的点滴进步，无不凝聚着导师的心血，至此设计完成之际，首先向导师致以最崇高的敬意和诚挚的感谢。此外，在进行设计的三个多月时间里，感谢汽车系的几位老师为我的设计工作的顺利进行给予的学术指导。感谢武中锋同学、张会金和李景泉同学等全体同学的大力支持和热心帮助，与他们的融洽相处使我的求学生活充满乐趣、终生难忘。感谢四年来同寝室的朋友、同学在生活中的关心与照顾，感谢所有曾给予我无私帮助的老师和同学们。由于本人水平有限，时间仓促，本设计难免存在错误与不足之处，希望各位领导、老师和同学给予批评指正。

附录ACarsdrivetransmissionintheendofitsbasicfunctionisincreasedbythetransmissionshaftordirectlybythetorque,cametothetorquedistributiontoleftandrightdrivewheels,drivethecar.Driveaxleassemblyqualityaffectsthequality,andautomotivetestistoensureproductperformance,improveproductqualityandmarketcompetition.Thiscarwilldriveassemblyoffatiguelifetestresearchandanalysisonthekeytechnology.Itfirstlyintroducestheconceptofautomotivetesttechnology,developmentofautomobiletesttechnology,autodrivetheimportantsignificanceoffatiguelifeofmaindetectionmethods.Thenthedriveassemblystructureandperformanceofthegeardriveandtheanalysis,thisisthefoundationoftestdrive.Thenthecardriveaxleoffatigueinvalidationformsandcommonreasonsformainreducer,gearfailuremechanism,thispaperdiscussestheapplicationofgminafatiguedamagecumulativetheory,thispaperputsforwardtodriveaxleoffatiguelifeestimationmethod.Basedonthestructureandmechanicalpartsdriveaxleoffatigue,combinedwiththeautomobileindustrytheoryofnationalstandardsathomeandabroad,someautopartsfactory,theenterprisestandardtodrivetheassembly,testwerediscussed,andthestandardofthetestbench.Basedonthetestdriveaxleassemblyopenandclosedtwobasicelectricity,determinetheschemeadoptsacfrequencyfeedbackloadingexperimentsystemsolutions.Finally,thetestdriveaxleassemblylayoutandstructure,andtotheprincipleoftestdriverandloadingsystemdesignmethodisdiscussed,andthecontrolsoftwareisalsobrieflyintroduced,finallyintroducesworkflowdesignschemeandtest.Reliabilityofdrivingaxleinfluencesthereliabilit、，ofvehicledirectly．Duringvehiclerunning，theroadconditionsarevariable，especiallywhenvehiclerunsonroughroad．appendeddynamiclpadcausedbyvehiclevibrationandimpactofcollisioncausedbyroughroadmakedrivingaxle’sloadstobecomecomplex．Thedrivingaxle’sworkingconditionisrough．Houseofdrivingaxel，mainreducinggearetc．mustworkreliablViIlthespecifiedeffectivelifeuntilthevehicleisscraped．Currentlysafetyfactormethodisadoptedinthedesignofdrivingaxle．Themethodcannotsolvecoordinationbetweenlightweightandstrengthrequirement．Sovariablemethodsbeingusedindesignandmanufacturetoanalyzereliabilityandforecastlifeperiodwillbeindispensabilityinreliabilitydesignofdrivingaxle．PrecisionofReliabilityandlifeanalysisisrestrictedbecauseofmanyinfectionfactors．Problemsofdesigncannotbesolvedcompletely．Sonotonlythemaincomponentsofdrivingaxlewillbetestedonlifetestingbench．butalsothewholedrivingaxle’sreliabilitymustbechecked—Theauthordevelopsrollwheelprojectiondrivingaxlefatiguereliabili“test．bed．Thetest-bedcantestthewholedrivingaxle．Inchapter2，accordingtothefatiguepropertyandfatiguedamageaccumulationofmaterialandcomponent．thedissertationanalysestheproceedingofcomponent’sfatiguelifeprediction．andgivesanengineeringmethodoffatiguelifepredictionusingfatigueamageaccumulationtheory．ThemethodCallbeusedinvaryinglpadproperties．Thedissertationalsodeducesthestresslifemodelandthestrainlifepredictionmodelwhichcanbeusedtoequiamplitudeloading．variableamplitudeloadingandrandomloading．Inchapter3，thedissertationanalysesthecomponentsofdrivingaxle’sreliabilitysolvingmethodusingstress．strengthinterferencemodelanddynamicstress．strengthinterferencemodelunderequiamplitudeloading．variableamplitudelpadingandrandomloading．Inchapter4．thedissertationgivesthedesignideaofrollwheelprojectiondrivingaxlefatiguereliabili“test-bed．Thedissertationalsointroducesoptimumcombinationofmotioninertiasimulationandoptimalconfirmationofrunningresistancesimulation，andthetestsystem’skinematicsmodelandit'sfeature．Inchapter5，accordingtoroadproperty,thedissertationdiscussestheprincipleofsimulationroadintimedomainconstructedby行equencydomain，theemphasisonsimulatinglimitlessroadbyuseoflimitedrollwheel’ssurfaceoftest．bedandtheoryofsimulatingroughroadbyuseofprojection．Basedonthetheory,thedissertationconstructsvariablerankroadsurfaceoftwotrafficlane．Accordingtoanalyzingtheroadsurface’sfeature，usingagroupofprojectionstoreappeartestingfield’sroadsurfaceonthetest—bedisprovedtobereasonable．Inchapter6，thedissertationintroducestheprincipleofdriveaxlefatiguereliaKlityfasttestanddiscussesthemethodandprocessofdataacquisition．TheauthormeasuredloadspectrumofZL．50drivingaxleandstressspectrumofhouseleafspringseat．andanalyzedstressspectrumofdrivingaxlehouseonthetestfield．Bytheseworks．theauthorprovesthedriveaxlebenchtest’Sfastfatiguetestingissimilartoroadtest．Accordingtodriveaxlehouse’sfatiguelifepredictionofsimulationtestandroadtest’sloadspectrum，theauthordiscussestheequivalentrelationshipbetweensimulationtestandroadtest．Finally,theauthorsummarizestheresearchandprospectsthefuture’swork，presentssomesuggestions．目录第一章总论 11.1项目背景 11.1.1项目名称及承办单位 11.1.2承办单位 11.1.3项目建设地点 11.1.4可行性研究报告编制单位 11.2报告编制依据和研究范围 11.2.1报告编制依据 11.2.2研究范围 21.3承办单位概况 21.4项目提出背景及必要性 31.4.1项目提出的背景 31.4.2项目建设的必要性 41.5项目概况 51.5.1建设地点 51.5.2建设规模与产品方案 51.5.3项目投资与效益概况 51.6主要技术经济指标 6第二章市场分析及预测 82.1绿色农产品市场分析及预测 82.1.1生产现状 82.1.2市场前景分析 92.2花卉市场分析及预测 112.2.1产品市场现状 112.2.2市场需求预测 122.2.3产品目标市场分析 132.3中药材产品市场分析及预测 132.3.1产品简介 132.3.2产品分布现状分析 152.3.3市场供求状况分析 162.3.4市场需求预测 17第三章建设规模与产品方案 203.1项目的方向和目标 203.2建设规模 203.3产品方案 213.3.1优质高产粮食作物种植基地 213.3.2无公害蔬菜种植基地 213.3.3中药材种植基地 213.3.4花卉种植基地 21第四章建设场址及建设条件 224.1建设场址现状 224.1.1建设场址现状 224.1.2厂址土地权属类别及占地面积 224.2建设条件 224.2.1气象条件 224.2.2水文及工程地质条件 234.2.4交通运输条件 234.2.5水源及给排水条件 244.2.6电力供应条件 244.2.7通讯条件 244.3其他有利条件 244.3.1农产品资源丰富 244.3.2劳动力资源充沛 254.3.3区位优势明显 25第五章种植基地建设方案 265.1概述 265.1.1种植基地运营模式 265.1.2种植基地生产执行标准 265.23000亩优质高产粮食作物种植基地建设方案 285.2.1品种选择 285.2.2耕作技术 285.2.3种植基地建设内容和产量预期 335.32000亩无公害蔬菜种植基地建设方案 345.3.1概述 345.3.2无公害蔬菜质量标准 345.3.3蔬菜栽培与田间管理 355.3.4种植基地建设内容和产量预期 375.42000亩中药材种植基地建设方案 385.4.1概述 385.4.2GAP基地建设要求 385.4.3选择优良品种 395.4.4金银花栽培与田间管理 395.4.5种植基地建设内容和产量预期 435.52000亩花卉种植基地建设方案 445.5.1概述 445.5.2技术方案 455.5.3种植基地建设内容和产量预期 49第六章田间工程及配套设施建设方案 516.1概述 516.23000亩绿色粮食作物种植基地灌溉方案 516.2.1总体布局 516.2.2设计依据 526.2.3灌溉制度的确定 526.2.4渠道衬砌工程设计 536.32000亩无公害蔬菜种植基地灌溉方案 556.3.1总体布局 556.3.2设计依据 556.3.3主要设计参数 566.3.4灌水器选择与毛管布置方式 566.3.5滴灌灌溉制度拟定 576.3.6支、毛管水头差分配与毛管极限长度确定 586.3.7网统布置与轮灌组划分 596.3.8管网水力计算 606.3.9水泵扬程及选型 646.42000亩中药材种植基地灌溉方案 656.4.1设计依据 656.4.2设计参数 656.4.3喷头选型和布置间距 656.4.4灌溉制度 666.4.5取水工程规划布置 686.4.6管网水力计算 706.4.7机泵选型 726.52000亩花卉种植基地灌溉方案 726.5.1设计依据 726.5.2微灌主要设计参数 726.5.3微灌灌水器选择与毛管布置方式 736.5.4微灌灌溉制度拟定 746.5.5微灌支、毛管水头差分配与毛管极限长度确定