汽車驅(qū)動橋試驗臺的設(shè)計【以一汽客車的驅(qū)動橋參數(shù)基礎(chǔ)】【8張CAD圖紙+PDF圖】

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This topic that is development of a suitable for vehicle axles performance test device, design principles using the principle of closed power flow control, in order to achieve energy saving, convenient, and wide applicability purpose. This paper analyzes the driving axle performance test-bed closed the layout structure and working principle, in determining the basis of the design plan completed the design of test, and drive mechanism to design the structure of rationality analysis and mechanical stiffness decorate, checking intensity, make this test rig can accomplish such as driving axle ratio test, the running-in, gear wear test, and according to all the parts of the detailed design parameters and employing software AUTOCAD plotted in the overall test drive mechanism assembly and driving mechanism of each parts graph. Key Words: Drive cars；Test-beds；Performance test；Excogitation；Institutions loading II 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第1章 緒論 1 1.1 課題的來源和意義 1 1.2 機(jī)械疲勞可靠性研究的歷史回顧 1 1.3 驅(qū)動橋疲勞可靠性研究的方法與現(xiàn)狀 2 1.4 本課題的研究內(nèi)容及主要工作 4 第2章 總體方案確定 5 2.1 設(shè)計方案論證 5 2.1.1 引言 5 2.1.2 封閉式試驗臺試驗原理 5 2.1.3 封閉式試驗臺動力裝置的布置方案分析 5 2.2 本章小結(jié) 7 第3章 傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計 8 3.1 驅(qū)動電機(jī)的選擇 8 3.2 齒輪箱A 9 3.2.1 齒輪計算 9 3.2.2 軸與軸承的設(shè)計 11 3.3 齒輪箱B 23 3.3.1 齒輪計算 23 3.3.2 軸與軸承的設(shè)計 26 3.4 本章小結(jié) 33 第4章 加載機(jī)構(gòu)設(shè)計 34 4.1 加載小電機(jī)功率計算 34 4.2 加載機(jī)構(gòu)設(shè)計與計算 34 4.2.1 齒輪的設(shè)計 34 4.2.2 渦輪蝸桿的設(shè)計與計算 37 4.2.3 V帶的設(shè)計與計算 38 4.2.4 加載齒輪設(shè)計與計算 39 4.3 本章小結(jié) 41 結(jié)論 42 參考文獻(xiàn) 43 致謝 45 附錄 46 第1章 緒 論 1.1 課題的來源和意義 汽車已經(jīng)成為現(xiàn)代社會發(fā)展不可或缺的交通工具，在人們的日常生活中扮演著重要的角色。另一方面汽車工業(yè)以其強(qiáng)有力的產(chǎn)業(yè)拉動作用，己經(jīng)成為我國國民經(jīng)濟(jì)發(fā)展的支柱性行業(yè)。2009年，為應(yīng)對國際金融危機(jī)、確保經(jīng)濟(jì)平穩(wěn)較快增長，國家出臺了一系列促進(jìn)汽車、摩托車消費的政策，有效刺激了汽車消費市場，汽車產(chǎn)銷呈高增長態(tài)勢，首次成為世界汽車產(chǎn)銷第一大國。2009年，汽車產(chǎn)銷分別為1379.1萬輛和1364.5萬輛，同比增長48.3％和46.15％。 汽車零部件試驗在汽車設(shè)計和制造領(lǐng)域占據(jù)重要的地位，因此試驗臺的總類也很多，有的結(jié)構(gòu)簡單，適用范圍廣，但試驗耗費較高，有的現(xiàn)代化程度高、適合規(guī)模大、效益高的大型試驗部門使用，但造價昂貴。而一些小型科研單位以及高等院校受資金、場地、人員、環(huán)境等的影響，應(yīng)采用操作方便，占地較小，試驗費用較低的試驗臺。 作為汽車上重要部件的汽車驅(qū)動橋具有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、使用條件復(fù)雜、可靠性要求高等特點，因此從產(chǎn)品開發(fā)到生產(chǎn)使用都要對其進(jìn)行大量的試驗，以確定其各種性能參數(shù)是否滿足設(shè)計的要求，為汽車的生產(chǎn)、銷售、維修單位以及汽車的使用者提供可靠的保障。 驅(qū)動橋在其研發(fā)階段需要完成變速器機(jī)械效率試驗、潤滑試驗、疲勞磨損試驗等。提驅(qū)動橋的傳動效率不僅可提高動力性，降低車輛油耗，而且對抑制由于近年來車輛速度提高而引起的傳動系統(tǒng)的發(fā)熱具有重要的意義。為了防止燒壞，同時抑制油溫上升，要對變速器內(nèi)的各部件供給必要而充分的潤滑油進(jìn)行潤滑，并進(jìn)行確認(rèn)試驗，試驗?zāi)康氖窃u價變速器在各種工作條件下不傳遞轉(zhuǎn)矩時的潤滑效能。變速器耐久性試驗分為齒輪試驗、軸承試驗和磨損試驗，即分別考核齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度、軸承的承載能力和壽命以及齒輪軸承的點蝕、色變和壓痕等。 1.2機(jī)械疲勞可靠性研究的歷史回顧 車輛驅(qū)動橋是一個機(jī)械零部件組成的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，因此，研究驅(qū)動橋的疲勞可靠性要以研究機(jī)械疲勞可靠性的理論、方法為基礎(chǔ)。 機(jī)械可靠性研究，主要以產(chǎn)品的壽命特征作為研究對象，而疲勞是機(jī)械結(jié)構(gòu)和零部件的主要破壞形式，據(jù)統(tǒng)計有80％以上的機(jī)械失效都源于疲勞破壞，這是由于大多數(shù)機(jī)械結(jié)構(gòu)和零部件都工作在循環(huán)載荷下。 關(guān)于動載荷引起疲勞失效的機(jī)理問題直至現(xiàn)在尚不能做出明確的解釋，人們研究疲勞壽命仍然要通過試驗完成。早在1871年德國工程師August Wohler就提出了表征循環(huán)應(yīng)力與壽命之間關(guān)系的S-N曲線和疲勞極限的概念。1910年，O．H．Basquin提出了金屬S-N曲線的經(jīng)驗規(guī)律，指出應(yīng)力對疲勞循環(huán)數(shù)的雙對數(shù)坐標(biāo)圖在很大的應(yīng)力范圍內(nèi)表現(xiàn)為線性關(guān)系。這一理論沿用至今，仍然是壽命預(yù)測的根本理論。但S-N曲線只能預(yù)測恒幅對稱循環(huán)應(yīng)力下的壽命，對于變幅應(yīng)力下的壽命卻不能直接應(yīng)用。對此，M．A．Miner在1945年，提出了線性疲勞累積損傷理論，建立了多級應(yīng)力下的疲勞壽命模型141，從而解決了變幅載荷下的壽命預(yù)測問題。1954年，L．F．Coffin和S．S．Manson又提出了表征塑性應(yīng)變幅與疲勞壽命關(guān)系的Coffin．Manson公式，從而，形成了適于塑性變形狀態(tài)下的疲勞壽命估算的局部應(yīng)變法。 從另一方面，在1960年至1970年前后，E.B.Haugen、E.B.Stulen、D．Kececioglutlo、A．M．Freudenthalil等人，在疲勞可靠性理論的研究和應(yīng)用方面取得了突破，將靜強(qiáng)度應(yīng)力——強(qiáng)度干涉模型用于疲勞可靠性設(shè)計中，將經(jīng)典的應(yīng)力——強(qiáng)度干涉模型中靜強(qiáng)度概率分布變?yōu)樵谥付▔勖碌钠趶?qiáng)度的分布，將靜應(yīng)力的概率分布變?yōu)槠趹?yīng)力的概率分布，逐漸完善了用應(yīng)力與強(qiáng)度干涉關(guān)系進(jìn)行疲勞可靠性設(shè)計的一套方法，并提出了著名的疲勞可靠性應(yīng)力——強(qiáng)度干涉模型，為疲勞可性研究奠定了重要的理論基礎(chǔ)。此后，關(guān)于機(jī)械可靠性設(shè)計與疲勞問題的理論與應(yīng)用方面的研究更是吸引了眾多研究人員，研究主要集中在干涉模型的推廣和可靠度的計算方法方面。 我國在80年代開始注重機(jī)械可靠性研究，90年代后得到了空前的進(jìn)展，由于對機(jī)械破壞失效機(jī)理認(rèn)識的逐步深化，對機(jī)械概率故障資料的逐步積累，以及概率統(tǒng)計在零部件的應(yīng)力與強(qiáng)度分析方面的應(yīng)用，為可靠性研究提供了理論基礎(chǔ)和實踐經(jīng)驗，呂海波等對結(jié)構(gòu)、零部件疲勞可靠性進(jìn)行了具體的研究，分析了結(jié)構(gòu)在穩(wěn)定和非穩(wěn)定應(yīng)力下的可靠性模型、可靠度的計算方法。黃洪鐘等將模糊數(shù)學(xué)應(yīng)用到可靠性分析，黃雨華等研究了隨機(jī)載荷下疲勞可靠性的研究方法，吳立言等把概率有限元與虛擬測試技術(shù)引入齒輪可靠度計，使可靠性理論的應(yīng)用在強(qiáng)度分析、疲勞研究等方面有了新進(jìn)展。 1.3驅(qū)動橋疲勞可靠性研究的方法與現(xiàn)狀 1．汽車驅(qū)動橋檢測技術(shù)的發(fā)展與現(xiàn)狀 隨著我國經(jīng)濟(jì)的高速發(fā)展和高速公路的迅速建設(shè)，我國重型汽車的生產(chǎn)在經(jīng)歷了幾十年的發(fā)展后已經(jīng)頗具規(guī)模，目前的生產(chǎn)廠家有二十多家，年生產(chǎn)能力達(dá)到50萬輛以上。國內(nèi)市場上的國產(chǎn)主流重卡產(chǎn)品，技術(shù)上大多比較落后。統(tǒng)計數(shù)據(jù)顯示，一汽、二汽的主銷產(chǎn)品仍然屬于8～10t的準(zhǔn)重卡產(chǎn)品，其平臺本身也并不完全符合重卡產(chǎn)品的構(gòu)造特點。重型汽車產(chǎn)業(yè)與其它產(chǎn)業(yè)不同，尤其是高端產(chǎn)品，不僅是國民經(jīng)濟(jì)的支柱產(chǎn)業(yè)之一，也是重要的戰(zhàn)略戰(zhàn)備資源。重型汽車工業(yè)的發(fā)展，產(chǎn)品技術(shù)的提升同軍隊裝備現(xiàn)代化建設(shè)發(fā)展是密不可分的。從長遠(yuǎn)發(fā)展來看，其對我國的國防建設(shè)、軍事裝備的現(xiàn)代化持續(xù)發(fā)展有極為重要的意義。早在多年前中國重卡市場最為火爆之際，就有業(yè)內(nèi)專家清醒地指出：“中國現(xiàn)在缺少的不是卡車，中國缺少的是高技術(shù)含量、高品質(zhì)的高端重卡”。所以，提高我國在重型卡車制造行業(yè)的研發(fā)檢測能力、制造加工水平和維修服務(wù)規(guī)模，加快民族自主品牌在高端重卡市場的崛起具有重要的使命和意義。 重型車輛驅(qū)動橋性能和壽命試驗是重型車輛傳動系臺架試驗的重要項目，是載貨汽車底盤試驗除發(fā)動機(jī)、變速器之外的主要試驗設(shè)備之一，在載貨汽車的試驗設(shè)備中具有重要的地位。綜上所述，正因為重型車輛驅(qū)動橋總成齒輪疲勞測試系統(tǒng)的研發(fā)有著重要的研究價值和實用意義，國外重型汽車制造商對其可靠性進(jìn)行了較為詳細(xì)的壽命試驗研究。如美國BURKE公司、英國的ROMAX公司和SMT制造技術(shù)有限公司、德國RENK公司和SCHENCK公司、奧地利的AVL公司在汽車驅(qū)動橋檢測方面都具有相當(dāng)?shù)膶嵙褪袌?。隨著傳感器技術(shù)、電子技術(shù)和計算機(jī)技術(shù)的不斷發(fā)展，在國外汽車零部件檢測技術(shù)近年來得到了迅速的發(fā)展。國外汽車驅(qū)動橋生產(chǎn)廠家除在產(chǎn)品開發(fā)、產(chǎn)品設(shè)計、效果驗證階段使用試驗設(shè)備以外，在生產(chǎn)制造環(huán)節(jié)中，即生產(chǎn)線上、裝配線上、無人車間內(nèi)，也大量使用測試性能先進(jìn)的在線檢測儀器。檢測裝備、檢測儀器、遍及零部件加工整個過程，零部件的加工基本上是自動制造、自動檢測、自動判斷，以實現(xiàn)全過程質(zhì)量控制。這樣不僅能準(zhǔn)確地判斷產(chǎn)品是否合格，更重要的是可以通過檢測數(shù)據(jù)的分析處理，正確判斷質(zhì)量失控的狀態(tài)即產(chǎn)生的原因。產(chǎn)品質(zhì)量控制得較好。因此，裝配、調(diào)整差異小。由于該試驗要求能夠近似模擬真車實際情況，且測量的參數(shù)和要求的功能較多，故必須搭建專用的試驗臺架進(jìn)行性能和壽命測試試驗。以下是國外汽車零部件試驗臺架檢測技術(shù)的發(fā)展特點： （1）向標(biāo)準(zhǔn)化方向發(fā)展； （2）普遍采用了高新技術(shù)； （3）檢測方法由傳統(tǒng)方法轉(zhuǎn)向儀表化、微機(jī)化的方法； （4）檢測診斷設(shè)備具有快速、準(zhǔn)確、方便的特點； （5）開發(fā)具有功能繁多、檢測種類齊全的設(shè)備。 我國汽車檢測技術(shù)起步較晚，而且在國內(nèi)汽車驅(qū)動橋生產(chǎn)廠家中，只有少部分能夠進(jìn)行驅(qū)動橋的性能和壽命測試，且具有測試結(jié)構(gòu)簡單，自動化程度低、測試手段落后、測試項目單一等缺點，甚至有些企業(yè)還是停留在人們常講的 “望”（眼看）、“聞”（耳聽）、“切”（手摸）的傳統(tǒng)方式來判斷質(zhì)量是否合格。與發(fā)達(dá)國家相比我們的汽車檢測維修技術(shù)還存在著許多急需解決的問題。主要表現(xiàn)為： （1）產(chǎn)品可靠性低； （2）自動化程度低、性能落后； （3）品種不全，更新慢； （4）技術(shù)含量低； （5）檢測設(shè)備的加工能力有待提高。 但是，隨著我國汽車工業(yè)的發(fā)展，零部件制造業(yè)也會得到迅速的發(fā)展，同樣汽車部件特別是重型車輛部件檢測技術(shù)也會有較大提高，各種檢測設(shè)備也會遍布設(shè)計生產(chǎn)制造的各個環(huán)節(jié)，來保證產(chǎn)品出廠的質(zhì)量要求，真正和國外的重型車輛制造商們進(jìn)行競爭?？上驳氖?，國家下屬的汽車質(zhì)量監(jiān)督檢測中心和一些國有大型汽車制造企業(yè)的研發(fā)單位這些年在汽車檢測行業(yè)都做了大量的工作，取得了顯著的成績。 驅(qū)動橋總成齒輪疲勞試驗臺一般分為閉式和開式兩種。所謂開式和閉式是指功率流而言。功率流封閉的試驗臺簡稱為閉式試驗臺，功率流不封閉的試驗臺簡稱為開式試驗臺。閉式試驗臺以節(jié)約能源為其明顯特點，用于做試驗周期較長的疲勞試驗，常見的閉式試驗臺有：機(jī)械加載式閉式驅(qū)動橋總成齒輪疲勞試驗臺、液壓加載式閉式驅(qū)動橋總成齒輪疲勞試驗臺、電能封閉式驅(qū)動橋總成齒輪疲勞試驗臺等。開式試驗臺便于實現(xiàn)自動控制，測試范圍也較寬，一般多用于做性能試驗，如美國格里森公司NQ510型驅(qū)動橋試驗臺。另外有不少開式試驗臺，為了節(jié)約能源，可進(jìn)行部分能源回收，在歐美和日本使用的情況較多。 1.4 本課題的研究內(nèi)容及主要工作 利用機(jī)械閉式功率流原理，研制一套驅(qū)動橋機(jī)械效率、剛度、疲勞強(qiáng)度和潤滑測試裝置的傳動機(jī)構(gòu)，要求設(shè)計并研究可靠的傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)。由于封閉式功率流試驗臺只需在事先給系統(tǒng)加載的情況下，選擇較小的電動機(jī)（僅提供封閉系統(tǒng)消耗的機(jī)械損失功率），即可完成機(jī)械效率的測定以及用時較長的疲勞壽命和潤滑等的試驗，具有功耗少、投資省、耗電少的特點，而且驅(qū)動橋的機(jī)械效率高、功率損失小，因此，本課題將對這種試驗臺的傳動系統(tǒng)部分進(jìn)行研究。 在這部分里主要完成傳動機(jī)構(gòu)的設(shè)計（包括升速器、傳動軸和加載器的設(shè)計）以及電動機(jī)及傳感器的選型。 第2章 總體方案確定 2.1 設(shè)計方案論證 2.1.1 引言 一般分為閉式和開式兩種。所謂開式和閉式是指功率流而言。功率流封閉的試驗臺簡稱為閉式試驗臺，功率流不封閉的試驗臺簡稱為開式試驗臺。閉式試驗臺以節(jié)約能源為其明顯特點，用于做試驗周期較長的疲勞試驗，常見的閉式試驗臺有：機(jī)械加載式閉式驅(qū)動橋總成齒輪疲勞試驗臺（國內(nèi)外廣泛采用）、液壓加載式閉式驅(qū)動橋總成齒輪疲勞試驗臺、電能封閉式驅(qū)動橋總成齒輪疲勞試驗臺等。 開式試驗臺便于實現(xiàn)自動控制，測試范圍也較寬，一般多用于做性能試驗，如美國格里森公司 NQ510 型驅(qū)動橋試驗臺。另外有不少開式試驗臺，為了節(jié)約能源，可進(jìn)行部分能源回收，在歐美和日本使用的情況較多。驅(qū)動橋總成齒輪疲勞試驗中，一般采用的測試儀器有轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器。此外，近年來試驗中普遍配套使用的二次儀表有轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速儀、功率儀和效率儀等，給臺架試驗提供了方便條件，便于實現(xiàn)操作、測量的自動化。 動力裝置的布置位置及功率流的方向都直接影響到系統(tǒng)的功率損失，合理地布置動力裝置、及確定功率流的流向能將系統(tǒng)的損失功率控制到最低。 采用封閉式汽車驅(qū)動橋可靠性試驗臺并選用最優(yōu)動力裝置的布置方案能大大減小試驗?zāi)芎?，有效?jié)約試驗成本。 2.1.2 封閉式試驗臺試驗原理 封閉式汽車驅(qū)動橋總成可靠性試驗臺結(jié)構(gòu)如圖2.1所示。它由主減速器、輔助齒輪箱以及加載裝置構(gòu)成一個封閉系統(tǒng)。通過加載裝置加載封閉力矩，在整個封閉系統(tǒng)中各齒輪之間產(chǎn)生嚙合力，由封閉系統(tǒng)外的動力裝置來完成整個系統(tǒng)的運轉(zhuǎn)，并同時補(bǔ)充封閉系統(tǒng)中發(fā)熱所產(chǎn)生的功率損失。此時，動力裝置需消耗的能量僅占系統(tǒng)中的一小部分。 2.1.3 封閉式試驗臺動力裝置的布置方案分析 并用支撐使之反方向不能旋轉(zhuǎn)，這時，封閉系統(tǒng)斷開。之后將加載小齒輪用工具推向加載大齒輪并固定好，隨后開啟加載小電機(jī)，通過加載小齒輪箱的減速升扭后，將較大的扭矩如圖 2-1 所示。 圖2-1 封閉式試驗臺原理 圖2-2機(jī)械加載式閉式驅(qū)動橋總成齒輪疲勞試驗臺架功率流流向簡圖 為了減少試驗臺結(jié)構(gòu)，提高可控性且減少噪音、污染以及節(jié)約能源，故這里用電機(jī)代替發(fā)動機(jī)作為原動力，經(jīng)連軸器帶動主動齒輪箱運轉(zhuǎn)。主動齒輪箱再帶動加載卡盤和加載大齒輪后再經(jīng)過轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器傳動軸到被試驅(qū)動橋總成樣品。然后，經(jīng)過兩側(cè)的齒輪箱及位于主試件上面的與主試件相同型號的陪試驅(qū)動橋總成，再經(jīng)傳動軸與主動齒輪箱相連，從而構(gòu)成一個扭矩的封閉循環(huán)結(jié)構(gòu)。試驗臺的封閉載荷是由加載電機(jī)帶動加載齒輪箱中的齒輪副和蝸輪蝸桿副驅(qū)動可移位的加載小齒輪。加載過程為：先關(guān)閉試驗臺電機(jī)，并松開齒輪箱后側(cè)卡盤和加載大齒輪之間的八個連接螺栓，然后，用專用卡具卡在卡盤外的卡槽中，通過加載小齒輪和加載大齒輪的嚙合傳遞到齒輪箱后面的系統(tǒng)中，觀察轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速儀實時顯示的轉(zhuǎn)矩值，到目標(biāo)轉(zhuǎn)矩時停止加載，此時用螺栓將卡盤和加載大齒輪相連并固定好。拆掉專用卡具，退出加載小齒輪，使之不與加載大齒輪相嚙合。到此，系統(tǒng)內(nèi)部扭矩加載完畢，開啟試驗臺，相應(yīng)的扭矩便加到了被試驅(qū)動橋總成和陪試驅(qū)動橋總成當(dāng)中。功率流流向如上圖 2-2 所示。 2.2 本章小結(jié) 本章對總體設(shè)計方案進(jìn)行了比較分析，以及試驗臺架運行原理，工作過程和加載工程進(jìn)行闡述。最終確定了總體設(shè)計方案如圖2-1封閉試驗臺架原理。 第3章 傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計 3.1 驅(qū)動電機(jī)的選擇 本試驗臺選擇以一汽客車的驅(qū)動橋的技術(shù)參數(shù)為基準(zhǔn)。為了滿足試驗臺應(yīng)用的廣泛性，選擇儲備系數(shù)K=1.5。各項參數(shù)如下: 最大功率 125Kw/2300rpm 扭矩 580Nm/1300~1500rpm 變速器 1檔 6.098 R檔 5.98 驅(qū)動橋 4.556 表3.1 傳動效率表 傳動類型 齒輪傳動精度等級及結(jié)構(gòu)形式 6、7 級，閉式 8級，閉式 脂潤滑，開式 圓拄齒輪傳動 0.98 0.97 0.95 圓錐齒輪傳動 0.97 0.95 0.94 表3.2 傳動效率表 部件名稱 效率 部件名稱 效率 4~6檔變速器 0.95 單級減速主減速器 0.96 分動器 0.95 雙級減速主減速器 0.92 8檔以上變速器 0.90 傳動軸的萬向節(jié) 0.98 蝸桿傳動 0.70~0.75 V 帶傳動 0.94~0.96 所有齒輪箱的效率取=0.95。則 (3.1) (3.2) 查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》后，選用驅(qū)動電機(jī)型號為Y200L1-2。其參數(shù)為：額定功率30KW；滿載轉(zhuǎn)速2950r/min。 3.2齒輪箱A 3.2.1.齒輪計算 1、計算齒輪 分配傳動比 （1）選擇齒輪傳動精度等級、材料及齒數(shù) a）由于工作條件中高速及噪聲影響取6級精度。 圖3-1齒輪箱A簡圖 b）小齒輪材料為20CrMnTi 滲碳 淬火，大齒輪材料為20CrMnTi，滲碳 淬火 c）初選小齒輪齒數(shù)=30、。 （2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算式進(jìn)行試算 （3.3） a）根據(jù)工作條件，選取載荷系數(shù) K=1.3 b）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 為發(fā)動機(jī)輸出最大轉(zhuǎn)矩；變速器最大傳動比（此處為一檔傳動比） k為試驗臺通用而設(shè)的系數(shù) c）選取齒寬系數(shù) d）由表查得材料的彈性影響系數(shù)，標(biāo)準(zhǔn)齒輪 e）有圖按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 f）計算硬力循環(huán)次數(shù) g）有圖表查得接觸疲勞壽命系數(shù) ; h）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，有式得 i）計算小齒輪分度圓直徑d，代入中較小值 =237.20mm （3.4） j）確定齒輪參數(shù) 去模數(shù)m=8，，B= (3)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 a)由表查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)為：， 。 b)由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖表的彎曲疲勞壽命系數(shù) , c)由圖表查得兩齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限分別為 ，。 d)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式得 （3.5） （3.6） e)計算圓周力 （3.7） f)計算輪齒齒根彎曲應(yīng)力。由式得 （3.8） （3.9） 因此齒根彎曲強(qiáng)度足夠。 (4)齒輪幾何參數(shù)計算 齒輪與相同，齒輪與相同。 3.2.2.軸與軸承的設(shè)計 1、軸的設(shè)計 （1）估算軸的基本直徑 選用45鋼，正火處理，估計直徑d<100mm，查表得=600MPa，查表，取C=115，由式得 所求d為最小軸徑，應(yīng)為聯(lián)軸器處，因該處有一鍵槽，應(yīng)將該軸段直徑增大3%，即，取標(biāo)準(zhǔn)值d=48mm。 （2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （見圖3.1a） 表3.3 各軸段直徑（從左到右） 位置 軸直徑/mm 說 明 聯(lián)軸器 48 根據(jù)內(nèi)徑，選定凸緣聯(lián)軸器GYH6 軸承端蓋處 56 軸承處 60 根據(jù)軸承內(nèi)徑，初定深溝球軸承6012 齒輪處 63 齒輪孔應(yīng)稍大于軸承處直徑，并為標(biāo)準(zhǔn)直徑 軸環(huán)處 75 ，取75mm 右端軸承軸肩處 69 為便于拆卸，軸間高度不能過高，取4.5 右端軸承處 60 根據(jù)軸承內(nèi)徑，初定深溝球軸承6012 右端軸承端蓋處 56 表3.4各軸段長度（從左到右） 位置 軸段長度/mm 說 明 聯(lián)軸器 90 84+6=90 GYH6 軸承端蓋處 67 端蓋距聯(lián)軸器25mm，端蓋距軸承左端面42mm 軸承處 74 2+49+5+18=74mm 齒輪處 118 為保證套筒能壓緊齒輪，此軸段長度應(yīng)略小于齒輪輪轂寬度，故取118 軸環(huán)處 10 軸環(huán)寬度故取b=10 右端軸承軸肩處 44 右端軸承處 18 深溝球軸承6012寬度b=18mm 右端軸承端蓋處 67 端蓋距聯(lián)軸器25mm，端蓋距軸承左端面42mm 右端聯(lián)軸器處 90 84+6=90 GYH6 全軸長度 578 L=90+67+74+118+10+44+18+67+90=578mm （3）軸的受力分析 a)求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 b)求軸上的作用力 齒輪上的切向力 齒輪上的徑向力 c)求軸的跨距 （4） 按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 a)作軸的空間受力簡圖 （見圖3.1b） b)作水平面受力圖及彎矩圖 （見圖3.1c） c) 作垂直面受力圖及彎矩圖 （見圖3.1d） d)作合成彎矩圖 （見圖3.1e） e)作轉(zhuǎn)矩圖 （見圖3.1f） T= f)按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 （3.11） 由表查得，對于45鋼，，其中，故由式得 （3.12） 因此，軸的強(qiáng)度足夠。 （a） L=259 （b） Fr=157423N Ft=4325.18N （c） Ft Fh=787.12N Fh Mh= Fr （d） Fv=393.56N Fv Mv= M （e） （f） T 圖3.1 齒輪軸強(qiáng)度計算 2、 軸承選擇與校核 由于已知條件與軸承配合處的軸徑為55mm，轉(zhuǎn)速=2300r/min。 軸承處所受的徑向力Fr=1574.23N，工作溫度正常，預(yù)期壽命為10000h。 a)球當(dāng)量動載荷 P 根據(jù)公式，由于齒輪是直齒軸承只受徑向力，故 X=1，Y=0，fp查表取1.2 b)計算所需的徑向力額定動載荷值 （球軸承） （3.13） c)選擇軸承型號 查有關(guān)軸承手冊，根據(jù)d=60mm，選取6012軸承，油潤滑?；绢~定動載荷Cr=43.2KN，極限轉(zhuǎn)速=7500r/mim 軸相同。 3、軸的設(shè)計 （1）估算軸的基本直徑 由箱體與軸的結(jié)構(gòu)可以確定軸的長度：18+44+10+118+69=259mm。 軸所受的力為齒輪傳遞到軸承傳到軸的徑向力。由于該齒兩邊都有齒輪，采用極限法，所受力為2倍的單對齒輪產(chǎn)生的徑向力。故 軸的受力分析 由表查得，對于45鋼，，其中，故有式得 MPa （3.14） 故取整=60mm。 （2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （見圖3.2a） 表3.5 各軸段直徑（從左到右） 位置 軸直徑/mm 說 明 軸承處 60 根據(jù)軸承內(nèi)徑，初定深溝球軸承6012 齒輪處 63 齒輪孔應(yīng)稍大于軸承處直徑，并為標(biāo)準(zhǔn)直徑 軸環(huán)處 75 ，取75mm 右端軸承軸肩處 69 為便于拆卸，軸間高度不能過高，取4.5 右端軸承處 60 根據(jù)軸承內(nèi)徑，初定深溝球軸承6012 表3.6各軸段長度（從左到右） 位置 軸段長度/mm 說 明 軸承處 74 2+49+5+18=74mm 齒輪處 118 為保證套筒能壓緊齒輪，此軸段長度應(yīng)略小于齒輪輪轂寬度，故取118 軸環(huán)處 10 軸環(huán)寬度故取b=10 右端軸承軸肩處 44 右端軸承處 10 深溝球軸承6012寬度b=18mm 全軸長度 259 L=69+118+10+44+18=259mm （3）軸的受力分析 a)求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 b)求軸上的作用力 齒輪上的切向力 齒輪上的徑向力 c)求軸的跨距 （4） 按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 a)作軸的空間受力簡圖 （見圖3.1b） b)作水平面受力圖及彎矩圖 （見圖3.1c） c) 作垂直面受力圖及彎矩圖 （見圖3.1d） d)作合成彎矩圖 （見圖3.1e） e)作轉(zhuǎn)矩圖 （見圖3.1f） T= f)按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 （3.11） 由表查得，對于45鋼，，其中，故由式得 （3.12） 因此，軸的強(qiáng)度足夠。 4、 軸承選擇與校核 （a） L=259mm （b） Fr Ft （c） Ft Fh Fh Mh Fr （d） Fv Fv Mv M （e） （f） T 圖3.2 齒輪軸強(qiáng)度計算 由于已知條件與軸承配合處的軸徑為60mm，轉(zhuǎn)速=2300r/min。 軸承處所受的徑向力Fr=3148.46N，工作溫度正常，預(yù)期壽命為10000h。 a))球當(dāng)量動載荷 P 根據(jù)公式，由于齒輪是直齒軸承只受徑向力，故 X=1，Y=0，fp查表取1.2 b)計算所需的徑向力額定動載荷值 （球軸承） （3.15） c)選擇軸承型號 查有關(guān)軸承手冊，根據(jù)d=60mm，選取6012深溝球軸承，油潤滑?；绢~定動載荷Cr=31.5KN，極限轉(zhuǎn)速=7500r/mim。 齒輪軸與齒輪軸相同 4、軸設(shè)計 （1）估算軸的基本直徑 選用45鋼，正火處理，估計直徑d<100mm，查表得=600MPa，查表，取C=115，由式得 所求d為最小軸徑，應(yīng)為聯(lián)軸器處，因該處有一鍵槽，應(yīng)將該軸段直徑增大3%，即，取標(biāo)準(zhǔn)值d=48mm。 （2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （見圖3.3a） （3）軸的受力分析 a)求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 b)求軸上的作用力 表3.7 各軸段直徑（從左到右） 位置 軸直徑/mm 說 明 聯(lián)軸器 48 根據(jù)內(nèi)徑，選定凸緣聯(lián)軸器GYH6 軸承端蓋處 56 軸承處 60 根據(jù)軸承內(nèi)徑，初定深溝球軸承6012 齒輪處 63 齒輪孔應(yīng)稍大于軸承處直徑，并為標(biāo)準(zhǔn)直徑 軸環(huán)處 75 ，取75mm 右端軸承軸肩處 69 為便于拆卸，軸間高度不能過高，取4.5 右端軸承處 60 根據(jù)軸承內(nèi)徑，初定深溝球軸承6012 表3.8各軸段長度（從左到右） 位置 軸段長度/mm 說 明 聯(lián)軸器 90 84+6=90 GYH6 軸承端蓋處 67 端蓋距聯(lián)軸器25mm，端蓋距軸承左端面42mm 軸承處 74 2+49+5+18=74mm 齒輪處 118 為保證套筒能壓緊齒輪，此軸段長度應(yīng)略小于齒輪輪轂寬度，故取118 軸環(huán)處 10 軸環(huán)寬度故取b=10 右端軸承軸肩處 44 右端軸承處 18 深溝球軸承6012寬度b=18mm 全軸長度 421 L=90+67+74+118+10+44+18+67+90=421mm 齒輪上的切向力 齒輪上的徑向力 c)求軸的跨距 （4） 按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 a)作軸的空間受力簡圖 （見圖3.3b） b)作水平面受力圖及彎矩圖 （見圖3.3c） c) 作垂直面受力圖及彎矩圖 （見圖3.3d） d)作合成彎矩圖 （見圖3.3e） e)作轉(zhuǎn)矩圖 （見圖3.3f） T= f)按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 （3.11） 由表查得，對于45鋼，，其中，故由式得 （3.12） 因此，軸的強(qiáng)度足夠。 2、 軸承選擇與校核 由于已知條件與軸承配合處的軸徑為60mm，轉(zhuǎn)速=2300r/min。 軸承處所受的徑向力Fr=1574.23N，工作溫度正常，預(yù)期壽命為10000h。 a)球當(dāng)量動載荷 P 根據(jù)公式，由于齒輪是直齒軸承只受徑向力，故 X=1，Y=0，fp查表取1.2 b)計算所需的徑向力額定動載荷值 （球軸承） （3.13） c)選擇軸承型號 （a） L=259mm （b） Fr Ft （c） Ft Fh Fh Mh Fr （d） Fv Fv Mv M （e） （f） T 圖3.3 齒輪軸強(qiáng)度計算 查有關(guān)軸承手冊，根據(jù)d=60mm，選取6012軸承，油潤滑?；绢~定動載荷Cr=43.2KN，極限轉(zhuǎn)速=7500r/mim。 3.3 齒輪箱B 3.3.1.齒輪計算 此齒輪箱位于兩個驅(qū)動橋中間，故輸入和輸出沒有比例變化，故與、與兩兩相同齒輪，并且此齒輪箱應(yīng)為對稱的2個。 1、計算與齒輪 分配傳動比； （1）選擇齒輪傳動精度等級、材料及齒數(shù) a）由于工作條件中高速及噪聲影響取6級精度。 b）小齒輪材料為20CrMnTi 滲碳 淬火，大齒輪材料為 20CrMnTi，滲碳 淬火 c）初選小齒輪齒數(shù)=30、。 圖3-2齒輪箱B簡圖 （2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算式進(jìn)行試算 （3.3） a）根據(jù)工作條件，選取載荷系數(shù) K=1.3 b）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 為發(fā)動機(jī)輸出最大轉(zhuǎn)矩；變速器最大傳動比（此處為一檔傳動比） k為試驗臺通用而設(shè)的系數(shù) c）選取齒寬系數(shù) d）由表查得材料的彈性影響系數(shù)，標(biāo)準(zhǔn)齒輪 e）有圖按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 f）計算硬力循環(huán)次數(shù) g）有圖表查得接觸疲勞壽命系數(shù) ; h）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，有式得 i）計算小齒輪分度圓直徑d，代入中較小值 =187.60mm （3.4） j）確定齒輪參數(shù) 去模數(shù)m=7，，B= (3)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 a)由表查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)為：，。 b)由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖表的彎曲疲勞壽命系數(shù) 。 c)由圖表查得兩齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限分別為 ，。 d)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式得 （3.5） （3.6） e)計算圓周力 （3.7） f)計算輪齒齒根彎曲應(yīng)力。由式得 （3.8） （3.9） 因此齒根彎曲強(qiáng)度足夠。 (4)齒輪幾何參數(shù)計算 齒輪與、與兩兩相同。 3.3.2.軸與軸承的設(shè)計 1、軸的設(shè)計 （1）估算軸的基本直徑 選用40Cr調(diào)質(zhì)，估計直徑d<100mm，查表得=980MPa，查表，取C=105，由式得 （3.21） 所求d為最小軸徑，應(yīng)為聯(lián)軸器處，因該處有一鍵槽，應(yīng)將該軸段直徑增大5%，即，取標(biāo)準(zhǔn)值d=70mm。 （2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （見圖3.4a） （3）軸的受力分析 a)求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 表3.9 各軸段直徑（從左到右） 位置 軸直徑/mm 說 明 聯(lián)軸器 70 選用GY8聯(lián)軸器 軸承端蓋處 80 便于安裝設(shè)一軸肩膀，取a=5 軸承處 85 根據(jù)軸承內(nèi)徑，初定深溝球軸承6017 齒輪處 90 齒輪孔應(yīng)稍大于軸承處直徑，并為標(biāo)準(zhǔn)直徑 軸環(huán)處 104 ，取104mm 右端軸承軸肩處 96 為便于拆卸，軸間高度不能過高，取a=4 右端軸承處 85 根據(jù)軸承內(nèi)徑，初定深溝球軸承6017 b) 求軸上的作用力 齒輪上的切向力 齒輪上的徑向力 c）求軸的跨距 （4） 按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 表3.10各軸段長度（從左到右） 位置 軸段長度/mm 說 明 聯(lián)軸器 115 107+5=115 GY8 軸承端蓋處 90 端蓋距聯(lián)軸器25mm，端蓋距軸承左端面42mm 軸承處 49 22+20+5+2=49mm 齒輪處 103 為保證套筒能壓緊齒輪，此軸段長度應(yīng)略小于齒輪輪轂寬度，故取118 軸環(huán)處 10 軸環(huán)寬度故取b=10 右端軸承軸肩處 15 右端軸承處 22 深溝球軸承6017寬度b=22mm 全軸長度 404 L=115+90+49+103+10+15+22=404mm a) 作軸的空間受力簡圖 （見圖3.4b） b）作水平面受力圖及彎矩圖 （見圖3.4c） c) 作垂直面受力圖及彎矩圖 （見圖3.4d） d）作合成彎矩圖 （見圖3.4e） e）作轉(zhuǎn)矩圖 （見圖3.4f） f）按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 由表查得，對于45鋼，，其中，故由式得 （a） L=178mm （b） Fr Ft （c） Ft Fh Mh Fh Fr (d) Fv Fv Mv M （e） （f） T 圖3.4 齒輪軸強(qiáng)度計算 （3.22） 因此，軸的強(qiáng)度足夠。 2、軸承選擇與校核 由于已知條件與軸承配合處的軸徑為85mm，轉(zhuǎn)速=504.83r/min。 軸承處所受的徑向力Fr=9170N，工作溫度正常，預(yù)期壽命為10000h。 a) 球當(dāng)量動載荷 P 根據(jù)公式，由于齒輪是直齒軸承只受徑向力，故 X=1，Y=0，fp查表取1.2 b）計算所需的徑向力額定動載荷值 （球軸承） （3.23） c）選擇軸承型號 查有關(guān)軸承手冊，根據(jù)d=85mm，選取6017軸承，油潤滑。基本額定動載荷r=50.8KN，極限轉(zhuǎn)速=5600r/mim。 3、齒輪軸的設(shè)計 由箱體與軸的結(jié)構(gòu)可以確定軸的長度：49+103+10+15+22=199mm。 軸所受的力為齒輪傳遞到軸承傳到軸的徑向力。由于該齒兩邊都有齒輪，采用極限法，所受力為2倍的單對齒輪產(chǎn)生的徑向力。故 （1）軸的受力分析 由表查得，對于40Cr調(diào)質(zhì)，，其中，故由式得 MPa （3.24） 故取整=85mm。 2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （見圖3.5a） 表3.11 各軸段直徑（從左到右） 位置 軸直徑/mm 說 明 軸承處 85 根據(jù)軸承內(nèi)徑，初定深溝球軸承6017 齒輪處 90 齒輪孔應(yīng)稍大于軸承處直徑，并為標(biāo)準(zhǔn)直徑 軸環(huán)處 104 ，取104mm 右端軸承軸肩處 96 為便于拆卸，軸間高度不能過高，取a=4 右端軸承處 85 根據(jù)軸承內(nèi)徑，初定深溝球軸承6017 表3.11各軸段長度（從左到右） 位置 軸段長度/mm 說 明 軸承處 49 22+20+5+2=49mm 齒輪處 103 為保證套筒能壓緊齒輪，此軸段長度應(yīng)略小于齒輪輪轂寬度，故取118 軸環(huán)處 10 軸環(huán)寬度故取b=10 右端軸承軸肩處 15 右端軸承處 22 深溝球軸承6017寬度b=22mm 全軸長度 199 L=49+103+10+15+22=199mm （3）軸的受力分析 a)求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 b) 求軸上的作用力 齒輪上的切向力 齒輪上的徑向力 c）求軸的跨距 （4） 按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 a) 作軸的空間受力簡圖 （見圖3.5b） b）作水平面受力圖及彎矩圖 （見圖3.5c） c) 作垂直面受力圖及彎矩圖 （見圖3.5d） d）作合成彎矩圖 （見圖3.5e） e）作轉(zhuǎn)矩圖 （見圖3.5f） f）按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 由表查得，對于45鋼，，其中，故由式得 （3.22） 因此，軸的強(qiáng)度足夠。 2、軸承選擇與校核 由于已知條件與軸承配合處的軸徑為85mm，轉(zhuǎn)速=504.83r/min。 軸承處所受的徑向力Fr=18340N，工作溫度正常，預(yù)期壽命為10000h。 a) 球當(dāng)量動載荷 P 根據(jù)公式，由于齒輪是直齒軸承只受徑向力，故 （a） L=178mm （b） Fr Ft （c） Ft Fh Fh Mh Fr (d) Fv Fv Mv M （e） （f） T 圖3.5 齒輪軸強(qiáng)度計算 X=1，Y=0，fp查表取1.2 b）計算所需的徑向力額定動載荷值 （球軸承） （3.23） c）選擇軸承型號 查有關(guān)軸承手冊，根據(jù)d=85mm，選取6017軸承，油潤滑?；绢~定動載荷r=50.8KN，極限轉(zhuǎn)速=5600r/mim。 3.4 本章小結(jié) 本章中系統(tǒng)的進(jìn)行了傳動系統(tǒng)中最重要的主要兩個部件進(jìn)行了設(shè)計，即齒輪箱A和齒輪箱B的設(shè)計，包括電機(jī)的選擇和各齒輪各軸、軸承的設(shè)計，設(shè)計時注意功率和扭矩的差異，并要合理的空間結(jié)構(gòu)。 第4章 加載機(jī)構(gòu)設(shè)計 4.1加載小電機(jī)功率計算 加載小電機(jī)的扭矩通過齒輪傳動、蝸桿傳動及帶傳動傳遞到加載大齒輪上，傳遞扭矩的同時，也存在著傳遞能量的損失，這些損失我們可以根據(jù)傳遞效率的大小及加載所需功率的多少來計算，具體如下： 由于為了及時準(zhǔn)確地觀察加載扭矩值，所以加載速度不能太高，可以選擇 ，所以可按下式估算電機(jī)功率值： 式中；——加載齒輪箱傳動效率（具體效率可參考表 1-1 和表 1-2） 按最大值計算 參考課程設(shè)計手冊選Y802—2，P=1.1KW，n=2825rpm。 4.2加載機(jī)構(gòu)設(shè)計與計算 4.2.1、齒輪的設(shè)計 （1）選擇齒輪傳動精度等級、材料及齒數(shù) a) 由于工作條件及噪聲影響取7級精度。 b) 齒輪材料均為45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS，大齒輪正火處理，硬度為200HBS。 c) 初選小齒輪齒數(shù)=24、。 （2） 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算式進(jìn)行試算 （4.1） a)根據(jù)工作條件，選取載荷系數(shù) K=1.3 b)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 c)選取齒寬系數(shù) d)由表查得材料的彈性影響系數(shù)，標(biāo)準(zhǔn)齒輪 e)有圖按齒面硬度查的齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，。 f)計算硬力循環(huán)次數(shù) g)有圖表查得接觸疲勞壽命系數(shù) ; h)計算接觸疲勞許用應(yīng)