汽車驅(qū)動(dòng)橋試驗(yàn)臺(tái)的設(shè)計(jì)【以一汽客車的驅(qū)動(dòng)橋參數(shù)基礎(chǔ)】【8張cad圖紙+文檔全套資料】

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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(lái)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(dòng)橋疲勞可靠性研究的方法與現(xiàn)狀 2 1.4 本課題的研究?jī)?nèi)容及主要工作 4 第2章 總體方案確定 5 2.1 設(shè)計(jì)方案論證 5 2.1.1 引言 5 2.1.2 封閉式試驗(yàn)臺(tái)試驗(yàn)原理 5 2.1.3 封閉式試驗(yàn)臺(tái)動(dòng)力裝置的布置方案分析 5 2.2 本章小結(jié) 7 第3章 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 8 3.1 驅(qū)動(dòng)電機(jī)的選擇 8 3.2 齒輪箱A 9 3.2.1 齒輪計(jì)算 9 3.2.2 軸與軸承的設(shè)計(jì) 11 3.3 齒輪箱B 23 3.3.1 齒輪計(jì)算 23 3.3.2 軸與軸承的設(shè)計(jì) 26 3.4 本章小結(jié) 33 第4章 加載機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 34 4.1 加載小電機(jī)功率計(jì)算 34 4.2 加載機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算 34 4.2.1 齒輪的設(shè)計(jì) 34 4.2.2 渦輪蝸桿的設(shè)計(jì)與計(jì)算 37 4.2.3 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算 38 4.2.4 加載齒輪設(shè)計(jì)與計(jì)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(lái)源和意義 汽車已經(jīng)成為現(xiàn)代社會(huì)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(dòng)作用，己經(jīng)成為我國(guó)國(guó)民經(jīng)濟(jì)發(fā)展的支柱性行業(yè)。2009年，為應(yīng)對(duì)國(guó)際金融危機(jī)、確保經(jīng)濟(jì)平穩(wěn)較快增長(zhǎng)，國(guó)家出臺(tái)了一系列促進(jìn)汽車、摩托車消費(fèi)的政策，有效刺激了汽車消費(fèi)市場(chǎng)，汽車產(chǎn)銷呈高增長(zhǎng)態(tài)勢(shì)，首次成為世界汽車產(chǎn)銷第一大國(guó)。2009年，汽車產(chǎn)銷分別為1379.1萬(wàn)輛和1364.5萬(wàn)輛，同比增長(zhǎng)48.3％和46.15％。 汽車零部件試驗(yàn)在汽車設(shè)計(jì)和制造領(lǐng)域占據(jù)重要的地位，因此試驗(yàn)臺(tái)的總類也很多，有的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，適用范圍廣，但試驗(yàn)耗費(fèi)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(yàn)部門使用，但造價(jià)昂貴。而一些小型科研單位以及高等院校受資金、場(chǎng)地、人員、環(huán)境等的影響，應(yīng)采用操作方便，占地較小，試驗(yàn)費(fèi)用較低的試驗(yàn)臺(tái)。 作為汽車上重要部件的汽車驅(qū)動(dòng)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(diǎn)，因此從產(chǎn)品開(kāi)發(fā)到生產(chǎn)使用都要對(duì)其進(jìn)行大量的試驗(yàn)，以確定其各種性能參數(shù)是否滿足設(shè)計(jì)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(dòng)橋在其研發(fā)階段需要完成變速器機(jī)械效率試驗(yàn)、潤(rùn)滑試驗(yàn)、疲勞磨損試驗(yàn)等。提驅(qū)動(dòng)橋的傳動(dòng)效率不僅可提高動(dòng)力性，降低車輛油耗，而且對(duì)抑制由于近年來(lái)車輛速度提高而引起的傳動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)熱具有重要的意義。為了防止燒壞，同時(shí)抑制油溫上升，要對(duì)變速器內(nèi)的各部件供給必要而充分的潤(rùn)滑油進(jìn)行潤(rùn)滑，并進(jìn)行確認(rèn)試驗(yàn)，試驗(yàn)?zāi)康氖窃u(píng)價(jià)變速器在各種工作條件下不傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)的潤(rùn)滑效能。變速器耐久性試驗(yàn)分為齒輪試驗(yàn)、軸承試驗(yàn)和磨損試驗(yàn)，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(diǎn)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(dòng)橋是一個(gè)機(jī)械零部件組成的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，因此，研究驅(qū)動(dòng)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(duì)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(jì)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(dòng)載荷引起疲勞失效的機(jī)理問(wèn)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(guò)試驗(yàn)完成。早在1871年德國(guó)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(yàn)規(guī)律，指出應(yīng)力對(duì)疲勞循環(huán)數(shù)的雙對(duì)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(cè)的根本理論。但S-N曲線只能預(yù)測(cè)恒幅對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力下的壽命，對(duì)于變幅應(yīng)力下的壽命卻不能直接應(yīng)用。對(duì)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(jí)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(cè)問(wèn)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(jì)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(jì)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(jì)與疲勞問(wèn)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(jì)算方法方面。 我國(guó)在80年代開(kāi)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(duì)機(jī)械破壞失效機(jī)理認(rèn)識(shí)的逐步深化，對(duì)機(jī)械概率故障資料的逐步積累，以及概率統(tǒng)計(jì)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(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，呂海波等對(duì)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(jì)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(cè)試技術(shù)引入齒輪可靠度計(jì)，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(dòng)橋疲勞可靠性研究的方法與現(xiàn)狀 1．汽車驅(qū)動(dòng)橋檢測(cè)技術(shù)的發(fā)展與現(xiàn)狀 隨著我國(guó)經(jīng)濟(jì)的高速發(fā)展和高速公路的迅速建設(shè)，我國(guó)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(wàn)輛以上。國(guó)內(nèi)市場(chǎng)上的國(guó)產(chǎn)主流重卡產(chǎn)品，技術(shù)上大多比較落后。統(tǒng)計(jì)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(tái)本身也并不完全符合重卡產(chǎn)品的構(gòu)造特點(diǎn)。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(guó)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(duì)裝備現(xiàn)代化建設(shè)發(fā)展是密不可分的。從長(zhǎng)遠(yuǎn)發(fā)展來(lái)看，其對(duì)我國(guó)的國(guó)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(guó)重卡市場(chǎng)最為火爆之際，就有業(yè)內(nèi)專家清醒地指出：“中國(guó)現(xiàn)在缺少的不是卡車，中國(guó)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(guó)在重型卡車制造行業(yè)的研發(fā)檢測(cè)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(chǎng)的崛起具有重要的使命和意義。 重型車輛驅(qū)動(dòng)橋性能和壽命試驗(yàn)是重型車輛傳動(dòng)系臺(tái)架試驗(yàn)的重要項(xiàng)目，是載貨汽車底盤試驗(yàn)除發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器之外的主要試驗(yàn)設(shè)備之一，在載貨汽車的試驗(yàn)設(shè)備中具有重要的地位。綜上所述，正因?yàn)橹匦蛙囕v驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞測(cè)試系統(tǒng)的研發(fā)有著重要的研究?jī)r(jià)值和實(shí)用意義，國(guó)外重型汽車制造商對(duì)其可靠性進(jìn)行了較為詳細(xì)的壽命試驗(yàn)研究。如美國(guó)BURKE公司、英國(guó)的ROMAX公司和SMT制造技術(shù)有限公司、德國(guó)RENK公司和SCHENCK公司、奧地利的AVL公司在汽車驅(qū)動(dòng)橋檢測(cè)方面都具有相當(dāng)?shù)膶?shí)力和市場(chǎng)。隨著傳感器技術(shù)、電子技術(shù)和計(jì)算機(jī)技術(shù)的不斷發(fā)展，在國(guó)外汽車零部件檢測(cè)技術(shù)近年來(lái)得到了迅速的發(fā)展。國(guó)外汽車驅(qū)動(dòng)橋生產(chǎn)廠家除在產(chǎn)品開(kāi)發(fā)、產(chǎn)品設(shè)計(jì)、效果驗(yàn)證階段使用試驗(yàn)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(wú)人車間內(nèi)，也大量使用測(cè)試性能先進(jìn)的在線檢測(cè)儀器。檢測(cè)裝備、檢測(cè)儀器、遍及零部件加工整個(gè)過(guò)程，零部件的加工基本上是自動(dòng)制造、自動(dòng)檢測(cè)、自動(dòng)判斷，以實(shí)現(xiàn)全過(guò)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(guò)檢測(cè)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(yàn)要求能夠近似模擬真車實(shí)際情況，且測(cè)量的參數(shù)和要求的功能較多，故必須搭建專用的試驗(yàn)臺(tái)架進(jìn)行性能和壽命測(cè)試試驗(yàn)。以下是國(guó)外汽車零部件試驗(yàn)臺(tái)架檢測(cè)技術(shù)的發(fā)展特點(diǎn)： （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(cè)方法由傳統(tǒng)方法轉(zhuǎn)向儀表化、微機(jī)化的方法； （4）檢測(cè)診斷設(shè)備具有快速、準(zhǔn)確、方便的特點(diǎn)； （5）開(kāi)發(fā)具有功能繁多、檢測(cè)種類齊全的設(shè)備。 我國(guó)汽車檢測(cè)技術(shù)起步較晚，而且在國(guó)內(nèi)汽車驅(qū)動(dòng)橋生產(chǎn)廠家中，只有少部分能夠進(jìn)行驅(qū)動(dòng)橋的性能和壽命測(cè)試，且具有測(cè)試結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，自動(dòng)化程度低、測(cè)試手段落后、測(cè)試項(xiàng)目單一等缺點(diǎn)，甚至有些企業(yè)還是停留在人們常講的 “望”（眼看）、“聞”（耳聽(tīng)）、“切”（手摸）的傳統(tǒng)方式來(lái)判斷質(zhì)量是否合格。與發(fā)達(dá)國(guó)家相比我們的汽車檢測(cè)維修技術(shù)還存在著許多急需解決的問(wèn)題。主要表現(xiàn)為： （1）產(chǎn)品可靠性低； （2）自動(dòng)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(cè)設(shè)備的加工能力有待提高。 但是，隨著我國(guó)汽車工業(yè)的發(fā)展，零部件制造業(yè)也會(huì)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(cè)技術(shù)也會(huì)有較大提高，各種檢測(cè)設(shè)備也會(huì)遍布設(shè)計(jì)生產(chǎn)制造的各個(gè)環(huán)節(jié)，來(lái)保證產(chǎn)品出廠的質(zhì)量要求，真正和國(guó)外的重型車輛制造商們進(jìn)行競(jìng)爭(zhēng)?？上驳氖牵瑖?guó)家下屬的汽車質(zhì)量監(jiān)督檢測(cè)中心和一些國(guó)有大型汽車制造企業(yè)的研發(fā)單位這些年在汽車檢測(cè)行業(yè)都做了大量的工作，取得了顯著的成績(jī)。 驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)一般分為閉式和開(kāi)式兩種。所謂開(kāi)式和閉式是指功率流而言。功率流封閉的試驗(yàn)臺(tái)簡(jiǎn)稱為閉式試驗(yàn)臺(tái)，功率流不封閉的試驗(yàn)臺(tái)簡(jiǎn)稱為開(kāi)式試驗(yàn)臺(tái)。閉式試驗(yàn)臺(tái)以節(jié)約能源為其明顯特點(diǎn)，用于做試驗(yàn)周期較長(zhǎng)的疲勞試驗(yàn)，常見(jiàn)的閉式試驗(yàn)臺(tái)有：機(jī)械加載式閉式驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)、液壓加載式閉式驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)、電能封閉式驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)等。開(kāi)式試驗(yàn)臺(tái)便于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)控制，測(cè)試范圍也較寬，一般多用于做性能試驗(yàn)，如美國(guó)格里森公司NQ510型驅(qū)動(dòng)橋試驗(yàn)臺(tái)。另外有不少開(kāi)式試驗(yàn)臺(tái)，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?jī)?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(dòng)橋機(jī)械效率、剛度、疲勞強(qiáng)度和潤(rùn)滑測(cè)試裝置的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，要求設(shè)計(jì)并研究可靠的傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)。由于封閉式功率流試驗(yàn)臺(tái)只需在事先給系統(tǒng)加載的情況下，選擇較小的電動(dòng)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(cè)定以及用時(shí)較長(zhǎng)的疲勞壽命和潤(rùn)滑等的試驗(yàn)，具有功耗少、投資省、耗電少的特點(diǎn)，而且驅(qū)動(dòng)橋的機(jī)械效率高、功率損失小，因此，本課題將對(duì)這種試驗(yàn)臺(tái)的傳動(dòng)系統(tǒng)部分進(jìn)行研究。 在這部分里主要完成傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)（包括升速器、傳動(dòng)軸和加載器的設(shè)計(jì)）以及電動(dòng)機(jī)及傳感器的選型。 第2章 總體方案確定 2.1 設(shè)計(jì)方案論證 2.1.1 引言 一般分為閉式和開(kāi)式兩種。所謂開(kāi)式和閉式是指功率流而言。功率流封閉的試驗(yàn)臺(tái)簡(jiǎn)稱為閉式試驗(yàn)臺(tái)，功率流不封閉的試驗(yàn)臺(tái)簡(jiǎn)稱為開(kāi)式試驗(yàn)臺(tái)。閉式試驗(yàn)臺(tái)以節(jié)約能源為其明顯特點(diǎn)，用于做試驗(yàn)周期較長(zhǎng)的疲勞試驗(yàn)，常見(jiàn)的閉式試驗(yàn)臺(tái)有：機(jī)械加載式閉式驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)（國(guó)內(nèi)外廣泛采用）、液壓加載式閉式驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)、電能封閉式驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)等。 開(kāi)式試驗(yàn)臺(tái)便于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)控制，測(cè)試范圍也較寬，一般多用于做性能試驗(yàn)，如美國(guó)格里森公司 NQ510 型驅(qū)動(dòng)橋試驗(yàn)臺(tái)。另外有不少開(kāi)式試驗(yàn)臺(tái)，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(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)中，一般采用的測(cè)試儀器有轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器。此外，近年來(lái)試驗(yàn)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(tái)架試驗(yàn)提供了方便條件，便于實(shí)現(xiàn)操作、測(cè)量的自動(dòng)化。 動(dòng)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(dòng)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(dòng)橋可靠性試驗(yàn)臺(tái)并選用最優(yōu)動(dòng)力裝置的布置方案能大大減小試驗(yàn)?zāi)芎模行Ч?jié)約試驗(yàn)成本。 2.1.2 封閉式試驗(yàn)臺(tái)試驗(yàn)原理 封閉式汽車驅(qū)動(dòng)橋總成可靠性試驗(yàn)臺(tái)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(gè)封閉系統(tǒng)。通過(guò)加載裝置加載封閉力矩，在整個(gè)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(dòng)力裝置來(lái)完成整個(gè)系統(tǒng)的運(yùn)轉(zhuǎn)，并同時(shí)補(bǔ)充封閉系統(tǒng)中發(fā)熱所產(chǎn)生的功率損失。此時(shí)，動(dòng)力裝置需消耗的能量?jī)H占系統(tǒng)中的一小部分。 2.1.3 封閉式試驗(yàn)臺(tái)動(dòng)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(shí)，封閉系統(tǒng)斷開(kāi)。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(kāi)啟加載小電機(jī)，通過(guò)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(yàn)臺(tái)原理 圖2-2機(jī)械加載式閉式驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)架功率流流向簡(jiǎn)圖 為了減少試驗(yàn)臺(tái)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(dòng)機(jī)作為原動(dòng)力，經(jīng)連軸器帶動(dòng)主動(dòng)齒輪箱運(yùn)轉(zhuǎn)。主動(dòng)齒輪箱再帶動(dòng)加載卡盤和加載大齒輪后再經(jīng)過(guò)轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器傳動(dòng)軸到被試驅(qū)動(dòng)橋總成樣品。然后，經(jīng)過(guò)兩側(cè)的齒輪箱及位于主試件上面的與主試件相同型號(hào)的陪試驅(qū)動(dòng)橋總成，再經(jīng)傳動(dòng)軸與主動(dòng)齒輪箱相連，從而構(gòu)成一個(gè)扭矩的封閉循環(huán)結(jié)構(gòu)。試驗(yàn)臺(tái)的封閉載荷是由加載電機(jī)帶動(dòng)加載齒輪箱中的齒輪副和蝸輪蝸桿副驅(qū)動(dòng)可移位的加載小齒輪。加載過(guò)程為：先關(guān)閉試驗(yàn)臺(tái)電機(jī)，并松開(kāi)齒輪箱后側(cè)卡盤和加載大齒輪之間的八個(gè)連接螺栓，然后，用專用卡具卡在卡盤外的卡槽中，通過(guò)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(shí)時(shí)顯示的轉(zhuǎn)矩值，到目標(biāo)轉(zhuǎn)矩時(shí)停止加載，此時(shí)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(kāi)啟試驗(yàn)臺(tái)，相應(yīng)的扭矩便加到了被試驅(qū)動(dòng)橋總成和陪試驅(qū)動(dòng)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(duì)總體設(shè)計(jì)方案進(jìn)行了比較分析，以及試驗(yàn)臺(tái)架運(yùn)行原理，工作過(guò)程和加載工程進(jìn)行闡述。最終確定了總體設(shè)計(jì)方案如圖2-1封閉試驗(yàn)臺(tái)架原理。 第3章 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.1 驅(qū)動(dòng)電機(jī)的選擇 本試驗(yàn)臺(tái)選擇以一汽客車的驅(qū)動(dòng)橋的技術(shù)參數(shù)為基準(zhǔn)。為了滿足試驗(yàn)臺(tái)應(yīng)用的廣泛性，選擇儲(chǔ)備系數(shù)K=1.5。各項(xiàng)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(dòng)橋 4.556 表3.1 傳動(dòng)效率表 傳動(dòng)類型 齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)及結(jié)構(gòu)形式 6、7 級(jí)，閉式 8級(jí)，閉式 脂潤(rùn)滑，開(kāi)式 圓拄齒輪傳動(dòng) 0.98 0.97 0.95 圓錐齒輪傳動(dòng) 0.97 0.95 0.94 表3.2 傳動(dòng)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(jí)減速主減速器 0.96 分動(dòng)器 0.95 雙級(jí)減速主減速器 0.92 8檔以上變速器 0.90 傳動(dòng)軸的萬(wàn)向節(jié) 0.98 蝸桿傳動(dòng) 0.70~0.75 V 帶傳動(dòng) 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(jì)課程設(shè)計(jì)》后，選用驅(qū)動(dòng)電機(jī)型號(hào)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(jì)算 1、計(jì)算齒輪 分配傳動(dòng)比 （1）選擇齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)、材料及齒數(shù) a）由于工作條件中高速及噪聲影響取6級(jí)精度。 圖3-1齒輪箱A簡(jiǎn)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(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)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(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出最大轉(zhuǎn)矩；變速器最大傳動(dòng)比（此處為一檔傳動(dòng)比） k為試驗(yàn)臺(tái)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(jì)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(jì)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(jì)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(jì)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(jì)算圓周力 （3.7） f)計(jì)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(jì)算 齒輪與相同，齒輪與相同。 3.2.2.軸與軸承的設(shè)計(jì) 1、軸的設(shè)計(jì) （1）估算軸的基本直徑 選用45鋼，正火處理，估計(jì)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(jì) （見(jiàn)圖3.1a） 表3.3 各軸段直徑（從左到右） 位置 軸直徑/mm 說(shuō) 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(guò)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(zhǎng)度（從左到右） 位置 軸段長(zhǎng)度/mm 說(shuō) 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(zhǎng)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(zhǎng)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(jiǎn)圖 （見(jiàn)圖3.1b） b)作水平面受力圖及彎矩圖 （見(jiàn)圖3.1c） c) 作垂直面受力圖及彎矩圖 （見(jiàn)圖3.1d） d)作合成彎矩圖 （見(jiàn)圖3.1e） e)作轉(zhuǎn)矩圖 （見(jiàn)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(duì)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(jì)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(dòng)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(jì)算所需的徑向力額定動(dòng)載荷值 （球軸承） （3.13） c)選擇軸承型號(hào) 查有關(guān)軸承手冊(cè)，根據(jù)d=60mm，選取6012軸承，油潤(rùn)滑。基本額定動(dòng)載荷Cr=43.2KN，極限轉(zhuǎn)速=7500r/mim 軸相同。 3、軸的設(shè)計(jì) （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(zhǎng)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(duì)齒輪產(chǎn)生的徑向力。故 軸的受力分析 由表查得，對(duì)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(jì) （見(jiàn)圖3.2a） 表3.5 各軸段直徑（從左到右） 位置 軸直徑/mm 說(shuō) 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(guò)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(zhǎng)度（從左到右） 位置 軸段長(zhǎng)度/mm 說(shuō) 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(zhǎng)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(zhǎng)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(jiǎn)圖 （見(jiàn)圖3.1b） b)作水平面受力圖及彎矩圖 （見(jiàn)圖3.1c） c) 作垂直面受力圖及彎矩圖 （見(jiàn)圖3.1d） d)作合成彎矩圖 （見(jiàn)圖3.1e） e)作轉(zhuǎn)矩圖 （見(jiàn)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(duì)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(jì)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(dòng)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(jì)算所需的徑向力額定動(dòng)載荷值 （球軸承） （3.15） c)選擇軸承型號(hào) 查有關(guān)軸承手冊(cè)，根據(jù)d=60mm，選取6012深溝球軸承，油潤(rùn)滑?；绢~定動(dòng)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(jì) （1）估算軸的基本直徑 選用45鋼，正火處理，估計(jì)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(jì) （見(jiàn)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(shuō) 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(guò)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(zhǎng)度（從左到右） 位置 軸段長(zhǎng)度/mm 說(shuō) 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(zhǎng)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(zhǎng)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(jiǎn)圖 （見(jiàn)圖3.3b） b)作水平面受力圖及彎矩圖 （見(jiàn)圖3.3c） c) 作垂直面受力圖及彎矩圖 （見(jiàn)圖3.3d） d)作合成彎矩圖 （見(jiàn)圖3.3e） e)作轉(zhuǎn)矩圖 （見(jiàn)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(duì)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(dòng)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(jì)算所需的徑向力額定動(dòng)載荷值 （球軸承） （3.13） c)選擇軸承型號(hào) （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(jì)算 查有關(guān)軸承手冊(cè)，根據(jù)d=60mm，選取6012軸承，油潤(rùn)滑。基本額定動(dòng)載荷Cr=43.2KN，極限轉(zhuǎn)速=7500r/mim。 3.3 齒輪箱B 3.3.1.齒輪計(jì)算 此齒輪箱位于兩個(gè)驅(qū)動(dòng)橋中間，故輸入和輸出沒(méi)有比例變化，故與、與兩兩相同齒輪，并且此齒輪箱應(yīng)為對(duì)稱的2個(gè)。 1、計(jì)算與齒輪 分配傳動(dòng)比； （1）選擇齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)、材料及齒數(shù) a）由于工作條件中高速及噪聲影響取6級(jí)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(jiǎn)圖 （2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)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(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出最大轉(zhuǎn)矩；變速器最大傳動(dòng)比（此處為一檔傳動(dòng)比） k為試驗(yàn)臺(tái)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(jì)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(jì)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(jì)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(jì)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(jì)算圓周力 （3.7） f)計(jì)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(jì)算 齒輪與、與兩兩相同。 3.3.2.軸與軸承的設(shè)計(jì) 1、軸的設(shè)計(jì) （1）估算軸的基本直徑 選用40Cr調(diào)質(zhì)，估計(jì)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(jì) （見(jiàn)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(shuō) 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(guò)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(zhǎng)度（從左到右） 位置 軸段長(zhǎng)度/mm 說(shuō) 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(zhǎng)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(zhǎng)度 404 L=115+90+49+103+10+15+22=404mm a) 作軸的空間受力簡(jiǎn)圖 （見(jiàn)圖3.4b） b）作水平面受力圖及彎矩圖 （見(jiàn)圖3.4c） c) 作垂直面受力圖及彎矩圖 （見(jiàn)圖3.4d） d）作合成彎矩圖 （見(jiàn)圖3.4e） e）作轉(zhuǎn)矩圖 （見(jiàn)圖3.4f） f）按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 由表查得，對(duì)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(jì)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(dòng)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(jì)算所需的徑向力額定動(dòng)載荷值 （球軸承） （3.23） c）選擇軸承型號(hào) 查有關(guān)軸承手冊(cè)，根據(jù)d=85mm，選取6017軸承，油潤(rùn)滑?；绢~定動(dòng)載荷r=50.8KN，極限轉(zhuǎn)速=5600r/mim。 3、齒輪軸的設(shè)計(jì) 由箱體與軸的結(jié)構(gòu)可以確定軸的長(zhǎng)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(duì)齒輪產(chǎn)生的徑向力。故 （1）軸的受力分析 由表查得，對(duì)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(jì) （見(jiàn)圖3.5a） 表3.11 各軸段直徑（從左到右） 位置 軸直徑/mm 說(shuō) 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(guò)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(zhǎng)度（從左到右） 位置 軸段長(zhǎng)度/mm 說(shuō) 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(zhǎng)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(zhǎng)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(jiǎn)圖 （見(jiàn)圖3.5b） b）作水平面受力圖及彎矩圖 （見(jiàn)圖3.5c） c) 作垂直面受力圖及彎矩圖 （見(jiàn)圖3.5d） d）作合成彎矩圖 （見(jiàn)圖3.5e） e）作轉(zhuǎn)矩圖 （見(jiàn)圖3.5f） f）按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 由表查得，對(duì)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(dòng)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(jì)算 X=1，Y=0，fp查表取1.2 b）計(jì)算所需的徑向力額定動(dòng)載荷值 （球軸承） （3.23） c）選擇軸承型號(hào) 查有關(guān)軸承手冊(cè)，根據(jù)d=85mm，選取6017軸承，油潤(rùn)滑。基本額定動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)中最重要的主要兩個(gè)部件進(jìn)行了設(shè)計(jì)，即齒輪箱A和齒輪箱B的設(shè)計(jì)，包括電機(jī)的選擇和各齒輪各軸、軸承的設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)時(shí)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(jì) 4.1加載小電機(jī)功率計(jì)算 加載小電機(jī)的扭矩通過(guò)齒輪傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng)及帶傳動(dòng)傳遞到加載大齒輪上，傳遞扭矩的同時(shí)，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(lái)計(jì)算，具體如下： 由于為了及時(shí)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(dòng)效率（具體效率可參考表 1-1 和表 1-2） 按最大值計(jì)算 參考課程設(shè)計(jì)手冊(cè)選Y802—2，P=1.1KW，n=2825rpm。 4.2加載機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算 4.2.1、齒輪的設(shè)計(jì) （1）選擇齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)、材料及齒數(shù) a) 由于工作條件及噪聲影響取7級(jí)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(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)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(jì)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(jì)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(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)