【摩托车链条封闭力流结构试验台设计16000字（论文）】

PAGEIV摩托车链条封闭力流结构试验台设计摘要随着现代各行各业的发展，汽车行业也在顺应时代在迅速发展，顺应着市场的需求，汽车，摩托车的整体性能也有所提高，摩托车的核心部件是发动机，是摩托车的动力源，可以将燃料在气缸内燃烧，将热能转化成机械能使摩托车进行运动，所以发动机的性能决定了摩托车的工作情况。正时系统作为发动机气门机构的时间控制单元，在发动机运行过程中起着重要的作用。在全球范围内，各种大型汽车公司都在采用正时链传动系统来代替正时齿形链传动和正时皮带传动，在国内现状下，摩托车厂商也都采用正时链传动系统，但是在现况下，研发与国外网络的生产能力之间仍存在差距。电路测试条件和测试设备不太理想。因此，研发与国外网络的生产能力之间仍存在差距。在这一点上，一个完整的发动机电路试验台将有助于改善我们的汽车电路行业在国际上的地位。测试链和陪试链形成的封闭力流结构的试验台可以组成测试摩托车链条传动的噪声以及疲劳受损情况的试验台，封闭力流系统在工作时可以节省能源的使用，降低电机功率，但是需要克服摩擦阻力，还可以通过电机调速，实现变速。通过观察各种汽车链在各种工作条件下所产生的噪声特性，从而寻找使其噪声减小的方法。关键词：摩托车链条试验台测试链陪试链封闭力流目录摘要 I第1章绪论 51.1课题的研究背景及意义 51.2国内外研究发展的现状 51.2.1国外现状 51.2.2国内现状 51.3本文研究的重点内容 61.3.1滚子链的失效形式 61.3.2本文研究的内容 6第2章原理方案设计 82.1试验台总体方案的选择 82.1.1常见整链台架试验台 82.1.2整链台架试验方式的确定 112.2传动装置的总体设计 112.2.1常见的机械传动方式 112.2.2传动方式的确定 132.3加载方式的选择 132.3.1常见的加载方式 142.3.2加载方式的确定 15第3章结构设计 163.1电动机的选用 163.1.1电动机类型和结构形式的选择 163.1.2电动机容量的选择 163.1.3电动机转速的确定 163.2高速带设计计算 173.2.1设计高速带 173.3链轮设计计算 193.3.1主动链轮设计 193.3.2从动链轮设计 213.4轴的设计计算 233.5丝杠 273.6加载装置的设计 273.6.1设计外直齿轮 273.6.2外斜齿轮设计 313.6.3加载套设计 34总结 35参考文献 37PAGE16PAGE第1章绪论1.1课题的研究背景及意义在正时链传动系统中，滚子链作为其主要的形式之一，广泛的应用于各行各业中，包括印刷机，输送机，自行车，摩托车，汽车等等，是一种简单高效，可靠的动力传输装置。滚子链已经具有三千多年的历史，在我国古代的农村，就出现了类似输送链的翻车和水车，所以我国是应用链条技术最早的国家之一，20世纪60年代，滚子链被广泛应用于各种场合，但由于滚子和套筒加工技术的落后，系统的要求无法满足，从而提高了发动机的性能。汽车的排气标准越来越严格，对发动机转速的要求也越来越高，尽管在高速下使用寿命短，但传动比不稳定等都不能满足发动机的严格要求，一批高强度，高耐磨，噪声低的链条急需被需要，所以当务之急是滚子链的研发，从而对测试设计出来的滚子链合格与否成为了关键，所以设计出一台可以检测链运行时噪音大小，疲劳受损情况的试验台是必要的，这样就可以对出现的问题进行修改，得到合格的产品。1.2国内外研究发展的现状1.2.1国外现状在最近几十年中，国内外对于链传动的应用需求不断扩大，所以对其精度，噪声，振动等方面的要求不断提高，许多专家学者对此做了大量的研究工作。近代链条的基本结构起源于欧洲的文艺复兴时期，18世纪，铰接式输送链，滚子链，销轴链及齿形链相继被研发出来，1831年，美国开始将链条适用于农业机械当中，1886年，链传动系统应用于自行车中，三年后推广至汽车，1903年，该系统开始应用于飞机当中，如今，随着链条种类的不断丰富，品质逐渐提高，链传动系统已经应用于各行各业中。1.2.2国内现状在国内初期，只在杭州，沈阳等少数地区建立了链条厂，后来又在中国的苏州，齐齐哈尔等建立了国营企业链条厂。改革开放初期，链传动行业迅猛发展，并且不断向国外延申。在转型发展的时期，链传动行业在链条的各种特性上得到进一步发展，所包含的面积更加宽泛。1988年5月，成立了中国机械通用零部件工业协会链传动分会，20世纪50至60年代，链传动的技术开始被吉林工业大学的科研人员研究，1983年，机械工业出版社所出版了一本由吉林工业大学链传动研究所的教师所编著的《链传动》，近十年来，汽车行业的迅速发展，我国汽车工业已经成为了国民经济的重要来源之一，国家对于基础工业的重视程度越来越深，一带一路的稳步推进，更加有利于链传动市场的进一步发展。1.3本文研究的重点内容在摩托车的运转过程中，链条起到了动力传输的作用，是一个非常重要的环节，设计此试验台来检验链条噪音大小和疲劳受损情况有着非常重要的作用。1.3.1滚子链的失效形式滚子链的失效主要就是链条的失效，因其在制造，设计，使用等许多方面的差别，失效的情况也是不同的，但可分为两种情况，一种是正常状态故障，即故障发生在链条达到其使用寿命时，另一种是非正常状态故障，即在正常情况下，链条就产生损坏，由于失效机理的不同，失效形式大致可分为以下的几种：1、链条铰链的磨损2、链条的疲劳破坏3、链条铰链的胶合4、链条的冲击破断5、链条的过载拉断1.3.2本文研究的内容链条传动通常在试验台上进行封闭式功率电流试验，在试验台上可以检查机械传动部件和系统的性能，其结构如下图1.1所示，在试验回路上，试验链条与陪衬链条分别安装在两轴各自的位置，同一轴上链齿轮数相等，主动轴带动回路转动，起动机安装在从动轴端部，使驱动轴带动从动轴，链传动经常在功率流封闭式试验台上进行实验操作，功率流封闭式试验台可以检验机械传动部件和系统性能，其结构如图1.1所示，在两根轴对应的位置分别布置试验链条和陪衬链条，且在一根轴上的链齿轮数是相同的，主动轴主要是使链条进行旋转，在从动轴那端安装加载器，使得主动轴带动从动轴进行运转，因这个测试只需要克服摩擦的影响，所以只需要消耗很低的功率。通过加载器可以改变封闭扭矩的大小，驱动系统则可以改变封闭系统的运转速度，然后可以改变封闭功率。`1-1封闭力流实验台结构示意图在试验台上，通过高速传动带，再通过链条传动来调节电机进行调速。将链轮放在传动装置的两端，一端放置待测链条，一端放置陪衬链条，使用滑槽机构，使从动轴上下移动，调整中心间的距离，然后通过丝杠加载从动轴。为了冷却和润滑链条，将喷油嘴放置在链条罩的上部，并将链条罩放在试验台的两侧。主要可实现技术指标：1、中心距的测量范围：180~300mm2、主轴转速范围：0~4000rpm3、加载器最大加载力矩：98N.m第2章原理及方案设计2.1试验台总体方案整链台架运转实验可以反应出链传动在工作时，可能出现的大致所有情况。它可以确定出在链传动中大概所能承受的载荷条件即载荷和速度、传动动力学参数（链齿轮数、链节数等）、使用寿命时长、同一结构因素、工艺因素、承载能力，以及其它方面的因素。所以，根据试验的不同目的，相对应的选择符合条件的整链台架试验台。2.1.1常见的整链台架试验台1.开放功率流式试验台在开放功率流式试验台（开式试验台）上，可以真实的反映出链条传动过程的工况，开式试验台可以研究链条传动过程中啮合特性和动载荷工况，如下图2-1所示为工作原理，在该试验台上安装2和8两个变频器，2用来进行减速以改变试验链轮的运行速度，8用来升速从而使测功机9在规定的转速范围内运行，如果测功机的转速低于规定范围，则吸收的功率太小，无法使被测试链在传动过程中承受相应的负载。为了测试链条7的受载大小，在试验台上安装同步驱动装置，靠齿链无级变速器5来调节集流器4引电。因此，调速时，该试验台结构比较复杂，运行时所需电机容量大，测功机消耗链条传动的全部功率，所以，此试验台只可用于短时间的原理性实验，不适用于验证疲劳可靠性的试验。图2-1开放式功率流试验台示意图1—电动机2、8—变速器3—主动链轮4—集流器5—无级变速器6—从动链轮8—被试验链条9—测功机2.双紧边试验台双紧边试验台可以具体的反应出整链磨损、铰链胶合、链子啮合的冲击和联接的牢固性等一些方面的工作情况。双紧边链传动试验台的工作原理图为图2-2所示。变速电机与驱动轮轮1连接，直接装在可活动的轴上，加载砝码5作用在链轮3上，改变链条2的松紧度。在工作时，同时拧紧链条2的两侧，在链条2两边所产生相等的力，即F1=F2（F1为紧边的张力，F2为松边的张力），即在传递过程中产生的有效拉力为F=F1-F2=0。所以此试验台所消耗的功率非常小，仅用来克服链传动的啮合损失以及轴承摩擦的损失。如下图2-2所示，a、b、c、d四边在链条传动时都在紧边啮入，啮出，所以链传动在实际工作时所产生的摩擦受损情况要加强一倍。但是，链板受承受的力与实际工作情况有明显的差别。因此，在这种试验台上，当两侧没有张力差时，链板产生的张力的变化很小，不能反映链条实际工作中链条的疲劳强度，所以，在这种试验台上，可以进行无效的负载运动，也可以进行链条传动时的无载情况。图2-2双紧边试验台示意图1—主动链轮2—试验链条3—从动链轮4—滑动支座5—加载砝码3.封闭功率流式试验台封闭功率流式试验台的工作情况为图2-3所示，8所表示的是加载器，将链轮10固定在8上，在轴上套上链轮6，加载器7将6与轴相连接，在轴3上固定链轮5和2，为进行加载，使两个链轮在加载器的作用下进行相对转动，从而使链条4和9张紧。链条4的上边，在加载器的作用下与链条9的下边相拉近。电机接通使轴3进行转动时，会产生功率流，其方向如下图所示，所以会在两链条之间形成闭合回路。所以本实验台会消耗非常小的功率，因电动机只需克服两链条形成闭合回路所产生的摩擦阻力，其消耗的功率仅为链传动传递的功率的10%～15%，且能重复使用，达到节能的要求。该试验台的缺点是链传动多边形和穿透冲击引起两条链振动的作用下相互作用。所以，在此试验台检测链传动的试验时，没有办法消除两个链条之间所产生的干扰。图2-3封闭功率流式链传动试验台示意图1—电动机2、5、6、10—链轮4、9—链条7—加载器3、8—轴2.1.2整链台架试验方式的确定如前文所叙述，开放式功率流式试验台的结构相对复杂，所需电机容量很大，所传递的功率被消耗，不适用于本次试验，双紧边试验台不能真实的反应链条的疲劳受损情况，与实际的工作情况存在差异。所以本次设计只可选用封闭式功率流式试验台。2.2传动装置的总体设计设计传动装置的目的主要是选择合适的电机型号，确定传动方案，计算传动装置的运动参数和功率参数，合理分配传动比，为后面传动部件的计算做准备。一台机器可以由三部分组成:原动机，传动装置和工作机。传动装置的作用是将动力装置的动力传给工作机器，从而改变转矩、转速的大小和运动方式的装置。支承与传动部分(齿轮、皮带、链传动为传动部分，轴、体和轴承是支撑部分)两部分组成传动装置。它在机器中所占用的比重很大，所以其性能与质量对于机器的工作所产生的影响非常大。因此设计传动方案要具有合理性。对于本设计的传动方案，要满足其工作机的性能要求，根据不同的传动机结构类型可以有多种不同的布置顺序以及不同的组合形式来构成，但需要运用合理的方案来保证工作是否可靠，它要求方便加工，结构要简单，成本低，体积小，传动效率高，使用和后期维修方便。因此只需一种方案满足其所有要求是有些困难的，所以就要保证本实验的重点达到要求。2.2.1常见的机械传动方式本次设计的实验装置是要求链轮在高速轴带动下高速旋转的情况下来检测链传动的可靠性，所需要的加载器是运用的外部的自动加载装置，所以可以选用功率较小的电机。如前文所诉，电动机只要满足链轮所在的轴在转速上达到要求就可以。因电动机只需输出轴的转速非常小且比所要求的转速低，所以传动装置仅需在升速上达到其需要的要求。所以提出了以下几种可行方案[37,40]：带传动由套紧在传动轴(驱动轮)上的皮带轮和固定的从动轴(从动轮)两轮上面的传动带组成的是带传动。当驱动轮由原动机驱动时，皮带和滑轮摩擦，带动从动轮进行转动，从而进行传递功率。皮带传动时，承载能力非常小，当传递扭矩相同时，结构尺寸的传递只能按照其他形式进行传递。因其具有结构简单，噪音低，价格低廉，传动平稳，润滑以及缓冲吸震都不需要等优点，因此，它被放置在转速较高且传递功率相同时扭矩较小的地方。但带传动最主要的功能就是实现过载的保护，所以在机械中被广泛应用。齿轮传动齿轮传动是机械传动中最重要的传递形式之一，风格多种多样，广泛应用于生活中，在传递功率时，最高可达十万千瓦，最大圆周速度可近达200m/s。其具有寿命长，效率高，工作可靠，结构紧凑，传动比稳定等优点。但是它的成本高，制造和安装精度要求也很高，因此不适合传输距离的场合。因此试验台主要是要测试链传动的噪音问题，所以最重要的就是要考虑经费的多少，所以不适用于齿轮传动。在距离过大的场合，齿轮传动不适用，所以不应采用齿轮的传动。链传动链传动具有多边形效应的问题，运转也不均匀，有冲击力的缺点，且本实验台是用来测试链传动的可靠性，所以链传动在本实验台中不适用，但链传动具有其他的益处。链传动存在的优点有以下几点：1、链传动与皮带传动相比，无弹性滑动，不打滑，所以与带传动相比机械效率高，平均传动比准确的特点;链传动具有尺寸紧凑且链条对轴施加的力相对较小的特点;链传动更适合两轴驱动和多轴驱动等速度要求的情况;链传动适用于传动比高，中心距小的工作场合;链传动可在可燃的环境中安全可靠地工作;链传动对环境有较强的适应能力，链条的磨损与伸长缓慢，张紧量调节小；在链节处链条可进行拆卸，所以更方便拆装2、与齿轮传动相比，链传动具有磨损小，强度高，链轮齿面受力小，安装制造精度低的优点。链传动的中心距可在中心距较大，或者各轴传动的场合被广泛应用，并且具有简单，经济，轻巧并易于布置，调整和安装的特点；链传动具有相对很好的缓冲吸振的功能；在链条上安装好合适的附件之后，易于运输。4.蜗杆传动蜗杆传动是传动机构中的一种，它将传递运动和动力在两轴之间的空间上交叉。两个轴可以在任何一个值的角度混合，常用的角度为90°，蜗杆传动具有一定的优势，例如传动平稳，结构紧凑，传动比大等，因其传动效率较低，所以只适用于间歇运转或中，小功率的场合。蜗杆传动的形式类似于斜齿轮传动的功能，并且会在啮合点产生相对滑动。当滑动的速度比较大或者工作条件不够好的时候，就会出现比较厉害的磨损，继而会产生发热严重的情况，润滑的效果就会变差，所以磨损大，效率低是他的劣势，在变速器发生自锁现象时，所产生的效率只为0.4左右。因为会产生严重的摩擦磨损，所以需要经常消耗有色金属制成涡轮(或轮圈)，方便与钢蜗杆配对，形成相对较好的滑动摩擦剂。经常用于减速装置。5.螺旋传动螺杆和螺母可形成螺旋传动。除用于自锁螺旋外，一般用来将旋转运动与直线运动进行相互转化，同时将能量与力进行传递，或将零件之间的相互位置进行调整。传动螺旋是以传动运动为主，且具有较高的传动精度时；传力螺旋是以传递能量和力为主。调整螺丝是以调整零件之间的相互位置为主。根据螺纹的摩擦状态，螺旋传动可分为：滑动螺旋，静压螺旋以及滚动螺旋。以螺旋传动的运动形式，螺旋传动可分为以下四种情况：1、螺杆传动。即螺母进行移动，时最常用的传动形式。2、螺杆移动并转动。即螺母固定不动，其机构尺寸较大，精度较高。3、螺母移动。即螺杆进行移动，其精度要求不高，但尺寸大而且复杂。4、螺母转动并移动。即螺杆固定不动，其精度要求相对较低。2.2.2传动方式的确定根据上述文中所叙述的几种经常见的机械传动装置的特点，和经费的影响，此试验台将采用皮带传递，不仅可以进行过载保护，还具有运动平稳，噪音低的特点，链传动中心距的调节采用滑动螺旋传动，运动的方式为螺杆转动。即为调节主、从动链轮中心距的变化，将从动轴整体固定在螺母上，然后转动丝杠。2.3选择加载方式在上文所表述中所知本实验台采用封闭功率流式。此试验台的关键在于加载器，在此式试验台中，链传动的伸长量相较于齿轮传动来说会非常大，所以若加载器对此不适应的话，在链条伸长的同时，闭合回路中的载荷衰减会特别快，所以，在此试验台上，要合理的采用可以自动补偿链条磨损伸长并可以保证紧边张力恒定的加载器。2.3.1常见的加载方式按其工作原理常见的加载方式可分为液力式和机械式两种[1]。1.液力式加载器液力加载器包括以下多种形式：螺旋式、杠杆式、转子式液力加载器等。以液力杠杆式加载器为例进行解析。下图2-4为液力杠杆式加载器。这种加载器架子与壳体2相连接，轴上的链轮与轴5相联接。用氯化物制作铝制油缸4的三道密封环3，这样就可以保证活塞与缸体间摩擦力最小。加载是通过管接头1把压力油供入油缸，活塞杆将顶到壳体的凸轮上，这样壳体相对轴转动。在闭环中，液压装载机与轴一起旋转，其优势为结构简单，重量轻，易于动平衡，供油可靠，密封性好，对加载部件的要求比较高。图2-4液力杠杆式加载器示意图2.机械式加载器在封闭式动力传动试验台中，采用的主要机械装载机有螺旋套筒式，丝杠螺母式，绳滑轮式等。螺旋套筒式加载器的结构原理图为下图2-5所示，滑套4和轴6使用砝码1通过杠杆2一起向外移动，轴将滚动轴承与滑套连在一起，轴的一端安装滚子7，使其在螺旋槽内滚动，并在螺旋槽上装上套筒8。在轴向外边移动时，固定在螺旋套筒与轴上的链轮9与5相对转动，进而使测试链条张紧。调节张紧力的大小可通过改变法码的重量，杠杆是否能保持水平可通过调节螺母3，在链条磨损或拉长的时候，载荷可以保持张力恒定。在功率流的闭合回路中安装装载机，具有负载大，磨损大，在装载机旋转质量不平衡时产生惯性大的短处，所以此试验台的工作速度有限制。图2-5螺旋套筒式加载器示意图1—砝码2—杠杆3—调节螺母4—滑套5—链轮6—轴7—滚子8—螺旋套筒2.3.2确定加载方式综合上文所述，不适合采用液压装载机和机械加载装置，因此拟采用功率流外部自动加载的方法。在安装过程中，拨叉步进电机的作用下产生推力，轴向移动加载套筒，从而迫使与封闭系统相连的正，斜齿轮进行相对旋转。在整个装载机中，只有正齿轮、斜齿轮和装载套筒在进行转动，因此拥有运转平稳，使用寿命长的优点。第3章结构设计3.1电动机的选用电动机[38]是标准部件，由专门的工厂进行批量生产，为了方便购买，要提前选择好设计时应用的型号。在电机的选择时，要找到适当的结构，雷影，功率以及转速，之后在产品目录中选用相对应的尺寸，型号。3.1.1选择电动机类型和结构形式电动机按电流可分为交流和直流两种电动机。直流电机具有结构复杂，价格昂贵，电源使用与维护不方便的缺点，在只应用在特殊要求的场合中。三相交流电源在市场上被广泛应用，因此在选择交流电动机时没有特殊要求。交流电动机大体可以分为两类，同步和异步电动机。异步电动机可分为笼式和绕线式两种。笼型异步电动机是应用最广泛的。使用电机时，我们应该注意额定电压。一般为380V。根据温度高低，环境，空间位置大小和尺寸是否合适等工作条件，从而改变性质，尺寸或过载情况等负载性质，直流或者交流电源种类。电动机的类型可以通过起动性能和制动，起动和换向频率，速度高低和调速性能是否良好来确定。3.1.2选择电动机容量电动机容量的选择是否合适，会对电机的工作和经济性产生影响。当所选容量小于工作要求时，将无法保证工作机正常工作。如果电机长时间过载使用，会导致电机过早损坏。选用容量过大的电动机，则会需要较高的使用成本，且能力不能被充分利用，当长时间不满载运行时，所产生的效率和功率因数都变得非常低，继而电能的消耗量会增多，会产生很大的浪费。电动机运行时的发热条件决定电动机的容量。3.1.3确定电动机转速电动机在市场上是多种多样的，根据选择条件的不同，所能选用的类型非常多，例如市面常见的三相异步电动机有750、1000、1500、3000r/min四种同步转速（其相对应的电动机定子绕组的极对数为8、6、4、2）.同步电动机的磁场转速是由电流频率和极对数来确定的，若想达到同步转速，电动机必须要空载，如若不然，负载与电动机的转速都会不高于同步转速。低转速的电动机，转矩大，极对数多，所以重量大，外边轮廓也相对较大，且所需价格昂贵，但是可以减小传动装置的总传动比，体积以及重量；高速旋转电动机与之则相反。所以要综合分析传动装置的性能，重量，价格及尺寸等方面的因素，再来确定电动机转速。根据上文所叙述以及设计题目中所给的参数，并通过计算正时链运转时综合所有条件考虑，选用三菱公司的MR-JE-300A+HF-SN302J-S100额定功率3KW，额定电压380V。3.2高速带设计计算由于轴转速要达到4000r/min，转速比较高，故应采用高速带传动。为驱动高速机床，离心机，粉碎机或某些其他机器增进速度，主要使用高速带传动，超高速带传动要求带传动速度v>100m/s。增速传动中高速带传动大部分都是开口的，在定时进行张紧时，i最高可达到4；在自动进行张紧时，i最高可达到8。因为所选用的电动机的同步转速为3000r/min，故使高速轴转速达4000r/min时采用定期张紧装置即可。高速带传动都具有运转平稳，传动可靠，且使用寿命长的特点，所以采用的环形平带要求重量轻，曲挠性好且厚度薄而均匀，例如特殊制作的编织袋（丝、麻、锦纶等），高速环形胶带，以及薄型锦轮片复合平带等。若高速带传动使用硫化接头时，所选用的带的曲挠性必须与接头尽可能的相近。因为高速带轮必须具有分布对称且均匀，质量小，运转时所产生的空气阻力小的特点，所以通常都采用钢或者铝合金来制造，且要加工各个方面，加工轮缘的工作表面时，粗糙度不应大于3.2，并且要进行动平衡。3.2.1高速带的设计根据条件选取带的类型：选用聚氨脂高速带[41]。小带轮直径：取值应满足公式dd+2（d是轴的直径，是最小轮缘厚度，通常取3-5mm）。在所有允许的条件下，=100。带速：==20.94=50，由表22.1-37知。大带轮直径d：d=id（1-），取0.01-0.02，因为电机的同步转速不会超过3000r/min，所以为了使高速轴转速达到4000r/min，应取传动比i=1.5，d=150mm。轴之间的间距a由公式a=(1.5-2)(d+d)且1.5(d+d)5(d+d)得出，a=480mm。所需要的带长L由公式（3-1）得出，L=1353.8mm由表22.1-36选取L=1400。小带轮包角由公式得出=-。挠曲次数y由公式得出y=，m为带轮数且m=2,ν=20.94,所以y值查表22.1-37取30。带厚是由小带轮直径d和查表22.1-37的查表22.1-36选定=3mm。带宽b是由公式（3-2）得出b=14mm式中传递功率p的值：p=2.2工况系数：查表22.1-9取=1.4拉力计算系数的值：查手册，取=0.79包角修正系数的值：查表22.1-38取=0.95(由包角而定)传动布置系数：查表22.1-33取=1.0传动比系数的值：查表22.1-39取=0.95带的质量m的值：查表22.1-40取m=1.34kg/cm带的许用拉应力[]的值：查表22.1-41取[]=6.5带的离心拉应力的值：==587.57（表22.1-9、22.1-33、22.1-36、22.1-38、22.1-39、22-1-40、22.1-41均由查得）3.2.2带轮的设计高速带[7]传动具有质量均匀对称，带轮重量轻，运转时空气阻力小的特点。所以采用钢或者铝制品进行制造。各个表面都进行加工，轮缘的工作表面的表面粗糙度应为3.2。在主动轮和从动轮的轮缘表面加工出凸度，以防止吊带。可以将轮缘两边的表面做成2°左右的锥度，也可使用薄型锦轮片复合平带的带轮。轮缘表面开环形槽且间距在5-10mm之间来防止在运动时带与轮缘表面之间所形成的气垫。带轮必须进行动平衡。下图3-1为此试验台选用带轮的结构形式。图3-1带轮结构示意图3.3链轮设计计算第一组06B的链轮表3-1链参数参数数据齿数z19节距p9.525mm排距10.24mm滚子外径6.35mm内链节内宽5.72mm销轴直径8.53mm内链节外宽3.28mm外链节内宽8.66mm销轴长度13.5mm3.3.1主动链轮设计有关尺寸计算如下[41]：

表3-2最大最小齿槽形状名称最大齿槽形状最小齿槽形状齿面的圆弧半径滚子定位的圆弧半径滚子定位的角分度圆的直径由公式得：齿根圆的直径由公式得：齿顶圆的直径由公式得：4、齿侧凸缘得直径由公式得：链板的高度取和为5、齿沟的圆弧半径由公式得：6、齿沟半角由公式得：7、工作段得圆弧由公式计算得：圆心的坐标由公式计算得：半径由公式得：工作段得圆弧中心角由公式得：8、齿顶圆弧通过计算得：圆心坐标由公式得：齿形半角由公式计算得：齿顶圆弧半径通过公式得：9、工作段直线部分得圆弧长度由公式得：10、分度圆弦齿高通过计算得：对于三圆一弧直齿形由公式得：11、e点至齿沟圆弧中心连线的距离通过公式计算得：12、链轮得轴向尺寸通过以下计算得：链宽：取mm。倒角半径：=9.525mm倒角深：h=0.5p=4.7625mm齿侧凸缘圆角半径：=0.04p=0.381mm。3.3.2从动链轮设计滚子链传动的传动比推荐使用值为i=2~3.5，取中间值3。表3-3链参数参数数据齿数z57节距p9.525mm排距10.24mm滚子外径6.35mm内链节内宽5.72mm销轴直径8.53mm内链节外宽3.28mm外链节内宽8.66mm销轴长度13.5mm表3-4齿廓最大与最小齿槽形状名称，符号最大的齿槽形状最小的齿槽形状齿面的圆弧半径滚子定位的圆弧半径滚子定位的角拟应用三圆弧一直线齿形，与其相关尺寸计算如下[41]：分度圆直径由公式计算得：，2、齿根圆的直径计算得：，3、齿顶圆的直径由公式得：4、齿侧凸缘的直径由公式得：链板高度h的取值为，5、齿沟的圆弧半径通过计算得：6、齿沟半角由公式得：7、工作段圆弧通过计算得：圆心坐标通过公式得：半径r2通过计算得：圆弧中心角由公式计算得：8、齿顶圆弧通过公式得：圆心坐标通过公式得：齿形半角通过公式计算得：齿顶圆弧半径由公式得：9、工作段直线部分得圆弧长度计算得：10、分度圆的弦齿高通过计算得：11、12、轴向尺寸：倒角半径：倒角深：h=0.5p=4.7625齿侧凸缘圆角半径：=0.04p=0.38106B链轮在此设计完毕。3.4轴的设计计算在机械传动中，轴式非常重要的零件，设计轴的时候，要按照具体的工作要求以及结构工艺因素选用合适的材料，进行结构的设计，计算强度和刚度要根据受力情况。在初步完成结构设计之后，轴的计算要进行校核，校核计算的准则是要满足轴的强度或刚度要求，特定时，轴的稳定性还需要校核。高速轴的设计计算过程如下：（小带轮左右两端是相应对称的，所以下面的计算以左端为例）：1、计算轴的功率、转速以及转矩取高速带传动的效率值为=0.97，所以通过计算得功率p1==2.20.97=2.134，转速=4000，转矩=9550000=5094.9。2、计算作用在小带轮和链轮的力如下因为小带轮是套在高速轮上，所以两零件成一体，因此只需计算圆周力，，，。3、轴的结构设计[43]在轴上安装的零件时，轴承的数量与类型，轴承的安装方式，轴的受受载情况以及加工工艺等许多因素可以决定轴的结构形式。在设计时，要考虑州的结构，减小应力的集中，使轴上的零件装拆方便，定位可靠等，有些轴有刚度要求，所以为减少轴的变形，还需要从结构上进行考虑。1）轴上零件的装配方案的确定总装配图3-2所表示的是选择的装配的大致方案。2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）在圆周方向上使用半圆形键定位，并在左端采用具有自锁和放松双重作用的双螺母定位来满足链轮的定位要求，螺母选用的是GB/T810-1988，M141.5此段轴直径d1-2=14mm，长度L1-2=14mm链轮宽度为20mm，为使定位准确，L3-4=23mm，3-4段轴的专配精度由锥度，所以选取的大小应为1:4。（2）初步选用滚动轴承选用深沟球轴承，因其可以承受径向和较小的轴向载荷。因工作要求，从产品目录中初步选用深沟球轴承6209，并用轴承端盖进行周向定位。选用轴承端盖所在的轴段直径d6-7=38mmL6-7=35mm，此轴承长宽高为45×85×19，因此7-8段轴的直径的长度为d7-8=45mm，在轴承座上装上油杯，为使减少油的耗费量，使其尽可能地都用于润滑，所以应用橡胶挡油圈，采轴的轴向定位要采用轴肩，因有轴承座，此段轴径d9-10=51mm，其长度L9-10=121.5mm。（3）下图所展示的时各个轴承端盖的具体尺寸大小。图3-2主动轴部分部件装配简图3）轴上零件的周向定位因半圆键联接是具有非常好的对称中性，所以链轮与轴的周向定位采用此联接，按轴的尺寸由查手册得出，半圆键的截面尺寸为5922（GB1099），用长度为25mm键槽铣刀加工键槽。4）确定轴上圆角和倒角尺寸选择轴端的倒角为245°，轴肩处的圆角半径的尺寸为R3mm。4、轴上载荷的大小因为轴向所产生的力非常小，所以可以忽略不计，因此只需要计算径向力[43,44]。由轴的结构图a)可以计算出轴的尺寸，然后做出简图b)；再根据轴的计算简图b)，可得出轴的弯矩图与扭矩图，如下图3-3所示：图3-3弯扭图由弯矩图和扭矩图中可以得出轴的危险截面在9-10之间，小带轮在此间作用处合成的弯矩为2873。5、轴强度的校核轴承受最大弯矩和扭矩截面的强度是所需校核的内容，的取值为=0.6，轴的计算应力按公式计算可得(3-3)为，前文中所选用轴的材料为45钢，然后进行调质处理，再按轴的应力值查表15-3得出许用应力的值为[]=60。因为＜[]，所以所采用的轴安全。6、轴疲劳强度的精确校核1）危险截面的判断因为在截面3-4处只产生了扭矩的作用，所以不用校核，因为采用了键槽，轴的疲劳强度被键槽引起的应力集中所消耗，所以充足的扭转强度可以确定轴的最小直径。2）校核截面4的左侧所产生的力抗弯截面系数由公式计算得：抗扭截面系数通过计算得：截面4左侧的弯矩为：截面4左侧的扭矩：截面上的弯曲应力通过公式得：截面上的扭转切应力由公式计算得：轴的材料为45钢并进行调质处理。在机械设计书中表15-1查得弯曲应力为，许用应力为=275，切应力为=155，截面上轴肩形成的理论应力集中系数和通过查表3-2可以得出，因r/d=0.08，D/d=1.24，所以经插值后可查得=1.85，=1.51，轴的材料的敏性系数由图3-1查得为=0.82，=0.85，效应力集中系数按式计算得=1+(-1)=1.697=1+(-1)=1.433尺寸系数=0.67由（图3-2可得）；扭转尺寸系数=0.82（由图3-3可得），轴通过磨削加工后，表面质量系数为==0.92（由图3-4得），所以不需将轴的表面进行强化处理，因此=1，综合得系数值可按式计算碳钢的特性系数=0.1-0.2（由3-1及3-2得），所以取=0.1，=0.05-0.1即取=0.05安全系数值通过以下公式计算得，（3-4）取4.5（3-5）取64.67（3-6）取Sca=4.49＞S=1.5，因此，结果是安全的。3)计算截面4右侧所承受的力抗弯截面系数按公式计算得：抗扭截面系数通过计算得：因此弯矩M及弯曲应力的值为：扭矩及扭转切应力的值为：=7958.3可得出过盈配合处的/值（由表3-8用插入法求出），且=0.8/,所以/=1.83，=1.46，磨削加工轴之后，表面质量系数==0.92（由图3-4得），综合系数按如下公式计算得=（3-7）取值为1.917（3-8）取值为1.547截面4处右侧轴的安全系数通过计算得，远远大于S=1.5，所以具有足够的强度在轴的截面4的右侧。静强度校核在没有过大的瞬时过载量以和严重的应力循环不对称性时也可忽略。到此高速轴的设计完成。低速轴得设计同理可得。3.5丝杠的选择从上文中所计算得出的所有数据，丝杠[42]在180-300mm范围内可以调节，且丝杠的最终长度可以确定为300mm，因为调整丝杠时需安装手柄、丝杠螺母、内外支等。由于丝杠不需要校核，因丝杠上作用的力很小。图3-4所示的是具体尺寸。图3-4丝杠示意图3.6加载装置的设计本设计的加载装置由加载套、直齿轮和斜齿轮三部分组成。且加载器相对于其他装置来说时极其重要的，所以加载器的计算在下文中分成了三大部分。3.6.1外直齿轮的设计1.齿轮的齿数、精度等级、类型以及材料的选择根据加载器所特有的要求，选用精度等级为8级的直齿内啮合圆柱齿轮传动，外齿轮的材料选用40Cr调质，且选取的硬度为HB200选用外齿轮和内齿轮齿数均为30。2.齿面的接触强度设计计算根据齿面接触疲劳强度计算公式所进行相应的试算，即（3-9）1）公式内各计算数值的确定(1)拟定载荷系数的值为Kt=1.3(2)外齿轮传递的转矩通过计算得T1=N.mm(3)齿宽的系数值选取为d=1.833(4)取材料弹性影响系数的值为ZE=189.8MPa(5)内，外齿轮的接触疲劳强度极限的值分别为σHlim2=550MPa，σHlim1=600MPa由齿面硬度查得(6)按照公式计算应力循环次数取值为：N1==60×960×1×（2×8×300×15）=4.147×N2=4.147×109/3.2=1.296×(7)接触面的疲劳寿命系数的值为KHN1=0.90；KHN1=0.95（查表3-1得）(8)由公式计算接触疲劳许用应力的值为：失效概率的值为1%，安全系数的值为S=1，可得[σH]1==0.9×600MPa=540MPa[σH]2==0.95×550MPa=522.5MPa2）计算所需要相应的值(1)外齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小值由下面公式计算得：=2.32×mm=34.76mm(2)圆周速度ν通过下面公式计算得ν==m/s=7.28m/s(3)齿宽b按公式计算可得=1.833×34.756mm=63.71mm(4)齿宽与齿高之比b/h由公式计算的模数的值为：=63.708/30=2.12mm齿数的值为：h=2.25mt=2.25×2.124=4.78mm因此两值之比为：b/h=63.708/4.778=13.33(5)载荷系数的相应计算上文所述的速度ν=7.28m/s,精度为8级，所以动载系数的值为Kv=1.23（查表3-1）KAFt/b<100N/mm。所以KHα=KF=1.2（查表3-1）；因此得使用系数KA=1所以采用8级精度、外齿轮相对支承对称布置时（查表3-2）的值为：KHΒ=1.23+0.18（1+0.6）+0.23×10-3b将所有数值代入公式得:KHβ=1.23+0.18(1+0.6×12)+0.23×10-3×109.98=1.449载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.93(6)按实际的载荷将分度圆的直径进行校正代入公式计算得，d1==56.01mm3.按齿根弯曲强度设计齿根弯曲强度的计算公式为m≥（3-10）l）将公式内各数值进行相应的找出或计算出（1）大，小齿轮的弯曲疲劳强度极限的值分别为=380MPa和=500MPa（查表3-6得）；（2）弯曲疲劳的寿命系数有查表可得出=0.85，=0.88；（3）弯曲疲劳许用应力按公式进行如下的计算弯曲疲劳安全系数的取值为S=1.4，所以可得（4）载荷系数K按公式进行计算得（5）查得齿形系数的值；（查表3-8得）。（6）查的应力校正系数的值；（查表3-8得）。（7）按公式计算并比较大、小齿轮的值因0.01389>0.01644，所以可得大齿轮的数值大。2）按下面公式进行相应设计的计算m≥由上文所计算的结果可以看出，按照齿面接触疲劳强度所计算出的模数m比按齿根弯曲疲劳计算所得出的模数数值要大，且模数的大小决定了承载能力，所以选取按照齿面解除疲劳强度所得出的结果，其值为1.866，将其圆整之后取标准值m=2mm，分度圆直径按照接触强度计算得出其值为，并计算出内外齿轮数。由于本设计的齿轮传动将齿面接触疲劳强度与齿根疲劳强度都进行了设计计算，所以具有结构紧凑，浪费量少的优点。4．计算所需的几何尺寸1）分度圆直径按公式的计算为：2）齿轮宽度由公式所计算得5．将上述值按公式进行验算得，由结果可得所选用的合适6．如3-5所示为齿轮的零件图图3-5直齿轮的简图3.6.2外斜齿轮尺寸的设计1.齿轮的类型、精度等级、材料和齿数按条件进行选定上文中因加载器所需的要求，齿轮传动选用斜齿内啮合圆柱齿轮传动，精度等级选择8级，外齿轮的材料为40Cr调质，内齿轮材料为45号钢，其硬度都为HB200，齿轮数都为30。拟定螺旋角为β=14°2.按照池面的接触强度进行设计计算下面为所需设计计算的公式（3-11）1）将公式内的值进行选取与计算(1)拟定载荷系数的值为Kt=1.6(2)外齿轮传递的转矩按规定计算可得T1=9.8×103N.mm(3)将区域系数进行选取可得ZH=2.43(4)εα1=0.78，εα2=0.87（查表3-1得）将查表所得的值按公式计算得εα1+εα2=1.65(5)许用接触应力按公式计算得[σH]=([σH]1+[σH]2)/2=(540+522.5)/2=531.25MPa2）计算所需要的相应的值(1)将上文的值代入计算外齿轮分度圆直径d1t得公式试算其值，并代入[σH]中较小的值d1t≥=35.76mm(2)圆周速度ν按计算公式所得：ν==m/s=7.56m/s(3)齿宽b及模数mm按下面公式计算可得：=1.833×34.759mm=63.71mm模数的值为：=2.29mm齿数的值为：h=2.25mnt=2.29×2.124=4.79mm所以其比值为：b/h=63.71/4.79=13.33(4)纵向重合度按公式进行计算的值为：εβ=0.318φdz1tanβ=1.903(5)载荷系数按要求进行计算因上文所述速度ν=7.56m/s,精度为8级，可得动载系数Kv=1.23（查表3-1得）KAFt/b<100N/mm。所以得KHα=KF=1.2（查表3-1）；使用系数KA=1（查表3-1得）因选用8级精度、外齿轮相对支承对称布置时可得计算公式为（查表3-2得），将所需数值代入公式后可得KHβ=1.23+0.18(1+0.6×12)+0.23×10-3×109.98=1.45所以所有载荷系数的乘积为：K=KAKVKHαKHβ=1.93267(6)数校核分度圆直径按实际的载荷系由公式所计算得：d1==56.01mm(7)所需要相应的模数m的计算值为m==2.31mm3．按照齿根弯曲强度设计进行计算下面为齿根弯曲强度的计算公式m≥l）公式内各数值的相应计算与查找（1）大，小齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa，=500MPa（由表4-1得）；（2）弯曲疲劳寿命系数得值为=0.85，=0.88（由表4-2得）；（3）弯曲疲劳许用应力的相应计算弯曲疲劳安全系数可以选择S=1.4，按公式计算可得值为（4）载荷系数K按公式计算得：（5）齿形系数按表查找；（查表4-4得）。（6）应力校正系数按表查找得；（查表4-4可得）。（7）按公式计算并比较大、小齿轮的因为0.01379<0.01644，所以可得大齿轮的数值大。2）设计按公式计算可得数值为mn≥由上文中所计算的结果可知，齿根按弯曲疲劳强度所得出的模数m小于齿面按接触疲劳强度计算的模数，齿轮模数是由弯曲强度所决定的承载能力的大小所决定，齿面接触疲劳强度决定承载能力，所以只需要确定模量和齿数的乘积，即直径的大小，因此模量可以根据弯曲强度1.866计算，并圆整成标准值为2，圆直径由接触强度算得为d1=57.22mm，按照公式计算出内，外齿轮齿数的值为因此，此传动满足齿面接触疲劳强度与齿根弯曲疲劳强度的数值，同时还可以具有紧凑的结构，与浪费很少的优势。4．按公式将几何尺寸进行计算1）分度圆直径按如下公式计算得：2）齿轮宽度由其公式得3)将螺旋角按圆整后的中心距进行修正可以β==10°5．及上述所得值进行验算可得，因此合适。6．图3-6所表示得是齿轮零件图。图3-6斜齿轮结构图3.6.3加载套的设计1.齿轮的类型、精度等级、材料和齿数按要求进行选定因加载器是相对重要的零件，所以按其要求材料选用45号钢，硬度选用为HB200。选用内直，斜齿轮的齿数都为30。由本实验台设计得到的直，斜齿轮，就可以计算出齿轮外的加载套的设计尺寸（如图3-7所示）。图3-7加载套结构图总结本试验台设计是为了测试摩托车链条的疲劳以及噪声，在本设计过程中，需要完成以下的基础难题：

通过文中所叙述的各方面综合比较，相对选择了既可以节省能源，但又不影响本实验效果的封闭力流原理。

根据所给定的各种数据，计算出符合条件的主动轴，从动轴以及各零件的尺寸大小，因此就可以形成链条实验的试验台的整体框架。用丝杠调节来调整中心距，这样就可以方便易行。

选用机械式加载，来控制整个装置所需的加载力的大小。参考文献孟繁忠.链条链轮产品设计与检验[M].北京：机械工业出版社，1996董成国.汽车正时齿形链系统设计方法与仿真分析及试验研究[D].吉林大学,2010.李淑民.链传动的等效机构模型及速比计算[J].吉林工学院学报，1996，17（6）：19-22.JamesC.ConwellandG.E.Johnson.Design,ConstructionandInstrumentationofaMachinetoMeasureTensionandImpactForcesin20.RollerChain.Drives[J].Mech.Mach.TheoryVol.31,No.4,pp.525-531,1996.JamesC.ConwellandG.E.Johnson.Design,ConstructionandInstrumentationofaMachinetoMeasureTensionandImpactForcein20.RollerChainDrive[J].Mech.Mach.TheoryVol.31,No.4,pp.525-531,1996.K.W.Wang,S.P.Liu,andS.I.Hayek.mOntheImpactIntensityofVibratingAxiallyMovingRollerChains[J].JournalofVibrationandAcoustics,1992.389-403.S.P.Liu,K.W.Wang,S.I.Hayek,M.W.TretheweyandF.H.K.Chen.AGlobal-LocalIntegratedStudyofRollerChainMeshingDynamics[J].JournalofSoundand