電動自行車傳動裝置設(shè)計含開題及5張CAD圖
電動自行車傳動裝置設(shè)計含開題及5張CAD圖,電動自行車,傳動,裝置,設(shè)計,開題,CAD
電動自行車傳動裝置設(shè)計
[摘要]根據(jù)目前我國電動自行車的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，提出將少齒數(shù)齒輪傳動技術(shù)應(yīng)用于電動自行車中，開發(fā)一種合理的電動自行車傳動裝置；采用一種疊加式雙向單作用超越離合器，從而巧妙的實現(xiàn)運動的傳遞；針對少齒數(shù)漸開線齒輪副嚙合的特點，找出符合實際的應(yīng)力計算點，由此建立了接觸強度計算公式，公式中定量計入了綜合滾動速度和齒面相對滑動系數(shù)的影響；應(yīng)用少齒數(shù)齒輪接觸強度公式對其進(jìn)行簡單的強度計算。
[關(guān)鍵詞] 電動自行車 傳動裝置設(shè)計 少齒數(shù)齒輪 應(yīng)力計算點 接觸強度計算 強度校核
Gear design of electric bicycle
Abstract：According to the electric bicycle present situation and development trend of our country, the author puts forward a transmission technology of gear with few teach used in electric bicycle, developing a reasonable electric bicycle transmission device; Adopting a superposition type two-way single function overrunning clutch, and skillful implement movement transmission; According to gear with few teach of engagement of characteristics, and find out the actual stress calculation point, creating the contact strength calculation formula, the formula the comprehensive quantitative included in rolling speed and tooth face relative sliding coefficient influence; Apply the gear with few teach contact strength formula of the simple calculation of the intensity.
Key words：electric bicycle gear design gear with few teach stress calculation points contact strength calculation strength check
目 錄
1引言 1
2傳動方案設(shè)計 3
2.1電動機的選擇 3
2.1.1電動機類型的選擇 3
2.1.2電動機功率的選擇 3
2.2傳動方案的確定 3
3漸開線少齒數(shù)圓柱齒輪傳動設(shè)計計算 5
3.1設(shè)計的意義 5
3.2主要參數(shù)的制定 5
3.2.1齒輪齒數(shù)的確定 5
3.2.2齒輪模數(shù)的確定 5
3.2.3齒輪端面壓力角的確定 7
3.2.4齒輪端面嚙合角的確定 7
3.2.5端面齒頂高系數(shù)及頂隙系數(shù)的確定 7
3.3少齒數(shù)齒輪副設(shè)計計算結(jié)果 7
3.3.1齒輪副 7
3.3.2小齒輪（齒輪軸） 7
3.3.3大齒輪（齒圈） 8
3.3.4刀具 8
3.4設(shè)計結(jié)果校核計算 8
3.4.1齒輪副有關(guān)的參數(shù)驗算 8
3.4.2小齒輪的幾何尺寸驗算 10
3.4.3大齒輪（齒圈）幾何尺寸計算 12
3.5修正設(shè)計結(jié)果 15
3.5.1修正設(shè)計結(jié)果 15
4自行車牙盤的設(shè)計 17
5離合器設(shè)計 20
6軸的設(shè)計計算及校核 21
6.1計算各軸的動力參數(shù)及運動參數(shù) 21
6.1.1小齒輪軸 21
6.1.2大齒輪 21
6.1.3 齒輪軸上齒輪所受的力 22
6.1.4 大齒輪所受的力 22
6.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 22
6.2.1齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 23
6.2.2低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 24
6.3齒輪軸的強度校核計算 25
7軸承的選擇及校核 27
7.1軸承的選擇 27
7.2軸承的校核 27
7.2.1對齒輪軸上軸承的校核 27
8鍵的選擇 29
8.1類型的選擇 29
8.2鍵的尺寸 29
9箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 30
9.1箱體要具有足夠的剛度 30
9.1.1確定箱體的尺寸與形狀 30
9.1.2合理設(shè)計肋板 31
9.1.3合理選擇材料及毛坯制造方法 31
9.2箱體的密封 31
9.3箱體的結(jié)構(gòu)工藝性 31
9.3.1鑄造工藝性 31
9.3.2機械加工工藝性 32
9.4箱體形狀應(yīng)力求均勻、美觀 32
10潤滑與密封 33
10.1減速器內(nèi)各處的潤滑 33
10.2密封方式的確定 33
11其它 34
12接觸強度公式的建立及校核 35
12.1接觸強度的應(yīng)力計算點 35
12.1.1應(yīng)力計算點的確定 35
12.1.2計算點的綜合曲率半徑 35
12.2少齒數(shù)齒輪副滑動系數(shù)和綜合滾動速度的計算 37
12.2.1應(yīng)力計算點滑動系數(shù)的計算 37
12.2.2應(yīng)力計算點綜合滾動速度的計算 38
12.3少齒數(shù)齒輪副齒面接觸強度計算 39
12.3.1少齒數(shù)齒輪副齒面接觸強度條件 39
12.3.2少齒數(shù)齒輪副接觸應(yīng)力的計算 39
12.3.3許用接觸應(yīng)力的計算 40
13總結(jié) 45
致謝 46
參考文獻(xiàn) 47
IV
1引言
隨著環(huán)境問題的日趨嚴(yán)重，電動自行車作為簡便型綠色交通工具以其輕便、無污染、低噪音等優(yōu)點逐漸被消費者所接受，并備受政府部門和商家的重視，有望替代摩托車而成為一大朝陽產(chǎn)業(yè)，大力發(fā)展電動自行車產(chǎn)業(yè)已成為許多省市的重要目標(biāo)。作為電動自行車的重要部分——傳動裝置，將直接影響其結(jié)構(gòu)和性能。為此，我們提出用少齒數(shù)齒輪作為電動自行車的傳動部分，以實現(xiàn)機構(gòu)緊湊、傳動比大、承載能力高等優(yōu)點。
少齒數(shù)齒輪指齒數(shù)介于2～10 之間的齒輪，是一種變位齒輪,含有少齒數(shù)齒輪的齒輪傳動稱為少齒數(shù)齒輪傳動。隨著科學(xué)技術(shù)的不斷進(jìn)步,機械傳動裝置向小型化、輕量化方向發(fā)展,少齒數(shù)齒輪傳動已經(jīng)得到了越來越多的研究和應(yīng)用。在少齒數(shù)齒輪傳動中,由于大幅度減少了小齒輪的齒數(shù),故其單級傳動比大;在傳動比一定的情況下可顯著減小傳動裝置的體積,或在體積一定的條件下可增大齒輪模數(shù),提高輪齒的彎曲強度;在保持較大單級傳動比的同時,降低傳動裝置的成本,提高傳動效率;
當(dāng)今，動力齒輪傳動裝置正沿著小型化、輕型化等方向發(fā)展。為達(dá)到齒輪裝置小型化的目的，通常采用像蝸桿傳動,行星齒輪傳動,少齒差齒輪傳動,諧波齒輪傳動等單級傳動比大的裝置,以減少齒輪裝置的體積。盡管采用蝸桿,行星齒輪傳動等可以提高單級傳動比,減少齒輪傳動的體積。然而它們同漸開線圓柱齒輪傳動比較起來,又有一些明顯的不足之處,普通單頭蝸桿傳動效率低，只有70%左右,帶自鎖的蝸桿傳動效率只有40%--50%，而且因為蝸輪齒圈需采用貴金屬,所以造價較高。齒輪行星傳動結(jié)構(gòu)復(fù)雜,制造成本高。少齒差傳動效率低,一般80-90%；擺線少齒差傳動制造成本高,主要零部件加工精度要求高；活齒少齒差不但傳動效率低。而且制造復(fù)雜。又因為在齒輪傳動中，普通齒輪單級傳動比較??；而在傳動比一定的情況下,相對于少齒數(shù)齒輪傳動裝置的體積大的多,或在體積一定的條件下,齒輪的模數(shù)比較小,而且齒輪的彎曲強度也降低了；要保持較大的單級傳動比,傳動裝置的成本較高，傳動效率卻較低。 多年來，人們一直在探索提高其承載能力、效率、速度、傳動比，減小噪聲、尺寸、重量、成本，以提高性能價格比的途徑。變位齒輪傳動具有一系列優(yōu)點：設(shè)計合理的變位齒輪，其綜合承載能力比標(biāo)準(zhǔn)齒輪提高20%以上；在滿足一定傳動比要求時，應(yīng)用正變位齒輪可以減小小齒輪的齒數(shù)，從而在整體上減小齒輪機構(gòu)的尺寸、效率低的缺點。為改善多齒數(shù)齒輪傳動中存在的這些缺點與不足，進(jìn)而對少齒數(shù)齒輪傳動進(jìn)行研究。而實踐表明，少齒數(shù)齒輪傳動確實能夠克服以上缺點與不足。
鑒于少齒數(shù)齒輪傳動有著普通齒輪傳動所無法代替的一系列優(yōu)點,所以將少齒數(shù)齒輪傳動應(yīng)用到電動自行車中有著非常重大的意義。本次設(shè)計的任務(wù)是:首先，分析目前我國電動自行車存在的主要問題（車速超標(biāo)，騎行功能差，輕摩化趨向明顯），將少齒數(shù)齒輪傳動技術(shù)應(yīng)用于電動自行車傳動系統(tǒng)中，開發(fā)一種保證電動時車速不超過20Km/h的電動自行車傳動裝置；其次，根據(jù)選定的尺寸和數(shù)據(jù)繪制出電動自行車傳動裝置的裝配圖及非標(biāo)準(zhǔn)件的零件圖；最后,對該少齒數(shù)齒輪傳動進(jìn)行強度計算,驗證該少齒數(shù)齒輪是否滿足實際的強度要求。
第 47 頁 共 48 頁
2傳動方案設(shè)計
2.1電動機的選擇
2.1.1電動機類型的選擇
電動機按使用電源不同分為直流電動機和交流電動機，電力系統(tǒng)中的電動機大部分是交流電機，可以是同步電機或者是異步電機。這里我們選用直流電機，直流無刷電機采用永磁場，這使得直流無刷電機擺脫了一般直流電機的傳統(tǒng)設(shè)計和結(jié)構(gòu)，其具有耐顛覆震動、噪音低、振動小、運轉(zhuǎn)平滑、壽命長等特點，能夠在額定負(fù)載范圍內(nèi)當(dāng)負(fù)載變化時仍可以控制電機轉(zhuǎn)子維持一定的轉(zhuǎn)速。由此，我們選用永磁式直流無刷電機。
2.1.2電動機功率的選擇
已知工作機所需功率
電動機與減速器之間采用彈性聯(lián)軸器連接，查《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》表1-7得傳動效率；軸承選用球軸承，查《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》表1-7得一對軸承效率為；選擇7級精度的齒輪，查《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》表1-7得其傳動效率為；
則電機至工作機間傳動的總效率
所需電動機的功率為：
電動機的選擇內(nèi)容主要包括電動機的類型、功率及轉(zhuǎn)速的選擇。我們采用功率為，轉(zhuǎn)速為的特制直流電動機。
2.2傳動方案的確定
合理的傳動方案首先要滿足機器的功能要求，例如傳動功率的大小、轉(zhuǎn)速和運動形式。此外，還要適應(yīng)工作條件，滿足工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、使用維護(hù)便利、工藝性和經(jīng)濟性合理等要求。
1）為減輕變速箱的質(zhì)量，同時又要滿足設(shè)計中大的傳動比。本設(shè)計采用少齒數(shù)齒輪傳動。采用齒輪傳動具有效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、工作時間長，壽命可靠及傳動穩(wěn)定的特點。
2）為了盡可能的使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊，設(shè)計中采用齒輪軸的方法節(jié)省箱體空間，縮小體積；為了得到較大的傳動比，采用了2個齒的少齒數(shù)齒輪。
3）齒輪傳動的特點：
（1）傳遞的圓周速度范圍較大，傳動準(zhǔn)確；
（2）傳遞功率從幾瓦到幾千瓦；
（3）使用效率高，壽命長，結(jié)構(gòu)緊湊，外輪廓尺寸?。?
（4）傳動比穩(wěn)定，可傳遞空間任意配置的兩軸之間的傳動。
4）由于本設(shè)計的傳動比較大，采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動時，體積大、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造成本高。少齒數(shù)齒輪傳動能夠?qū)崿F(xiàn)較大的單級傳動比，克服標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動的以上缺點，因此我們采用單級傳動的少齒數(shù)齒輪減速器。
圖2.1 傳動減速器傳動原理圖
3漸開線少齒數(shù)圓柱齒輪傳動設(shè)計計算
3.1設(shè)計的意義
少齒數(shù)漸開線圓柱齒輪減速器是齒輪傳動技術(shù)上的新進(jìn)展, 因為減少小齒輪的齒數(shù)可顯著增大齒輪的傳動比，并可減小減速器的外廓尺寸和重量, 具有一定的技術(shù)經(jīng)濟效益。由于齒數(shù)較少，故將少齒數(shù)齒輪與大齒輪組成的齒輪副稱為少齒數(shù)漸開線圓柱齒輪機構(gòu)。對于這種機構(gòu), 由于小齒輪齒數(shù)較少, 首先為避免根切, 須采用大變位系數(shù)的正變位; 這樣又引起齒頂變尖而導(dǎo)致齒頂高縮短。其次由于端面重合度大幅度降低而須采用較大螺旋角和較大齒寬的斜齒輪傳動。
針對少齒數(shù)齒輪設(shè)計中存在的問題進(jìn)行了理論和技術(shù)研究，根據(jù)漸開線圓柱齒輪尺寸計算公式和雙向變位少齒數(shù)齒輪副特點，推導(dǎo)出了雙向變位少齒數(shù)齒輪副設(shè)計計算公式。應(yīng)用推導(dǎo)公式進(jìn)行本次少齒數(shù)齒輪的幾何尺寸設(shè)計。
3.2主要參數(shù)的制定
3.2.1齒輪齒數(shù)的確定
初取，由傳動比可得：
3.2.2齒輪模數(shù)的確定
輪齒在受載時，齒根所受的彎矩最大，因此齒根處的彎曲疲勞強度最弱。當(dāng)輪齒在齒頂處嚙合時，處于雙對齒嚙合區(qū)，此時彎矩的力臂雖然最大，但力作用點位于單對齒嚙合區(qū)最高點時，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，因此按齒根彎曲強度設(shè)計。由：求取模數(shù)。
1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
（1）查《機械設(shè)計》圖10-20 c得小齒輪與大齒輪的的彎曲疲勞強度極限均為；
圖3.1
（2）由《機械設(shè)計>圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；
（3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，可得：
計算載荷系數(shù)
（5）查取齒形系數(shù)
由《機械設(shè)計》表10-5查得：。
（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由《機械設(shè)計》表10-5查得： 。
（7）計算大、小齒輪的并加以比較
=
=
大齒輪的數(shù)值大。
2）設(shè)計計算
由彎曲強度算得的模數(shù)1.129并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值。
3.2.3齒輪端面壓力角的確定
由壓力角得：
3.2.4齒輪端面嚙合角的確定
由及可得：
3.2.5端面齒頂高系數(shù)及頂隙系數(shù)的確定
由及可得：
3.3少齒數(shù)齒輪副設(shè)計計算結(jié)果
3.3.1齒輪副
設(shè)計中心距：； 法面模數(shù)：；
傳動比：； 分度圓螺旋角：；
齒輪寬度：； 端面嚙合角：；
端面重合度：； 軸面重合度：；
實際傳遞功率：。
3.3.2小齒輪（齒輪軸）
端面徑向變位系數(shù)：； 切向變位系數(shù):；
分度圓直徑：；
齒頂圓直徑：； 齒根圓直徑:；
跨1個齒公法線長度：。
3.3.3大齒輪（齒圈）
端面徑向變位系數(shù)：； 切向變位系數(shù):；
分度圓直徑：； 齒頂圓直徑：；
齒根圓直徑:； 法面固定弦齒厚：；
法面固定弦齒高：。
3.3.4刀具
法面模數(shù)：；
齒頂高系數(shù)：；
頂隙系數(shù)：；
刀具齒頂高：；
刀具齒根高：；
刀具齒全高：；
刀頂圓弧半徑：；
刀具切向負(fù)變位，變位系數(shù)：；
刀具切向正變位，變位系數(shù)：；
為保證加工的齒面光滑，刀具做成密齒，其余參數(shù)按標(biāo)準(zhǔn)確定。
3.4設(shè)計結(jié)果校核計算
3.4.1齒輪副有關(guān)的參數(shù)驗算
1)端面嚙合角
(1)標(biāo)準(zhǔn)中心距
圓整，取實際中心距=62mm
(2)端面壓力角
（3）端面嚙合角：
設(shè)計結(jié)果：，偏大0.00006o。
2)端面徑向變位系數(shù)和
取：
取
3)中心距變動系數(shù)
4)齒頂高變動系數(shù)
3.4.2小齒輪的幾何尺寸驗算
1)齒頂變尖時的齒頂圓壓力角
解得：
2)齒頂圓
齒頂變尖時的齒頂圓直徑為：
由變位系數(shù)等參數(shù)確定的齒頂圓直徑為：
設(shè)計結(jié)果：，偏大0.0035mm。
大齒輪齒根過渡曲線與小齒輪齒頂漸開線干涉驗算：
不發(fā)生干涉的條件：
其中：
3)齒根圓
設(shè)計結(jié)果：
4)全齒高
5)跨一個齒的公法線長度
根據(jù)朱景梓的推導(dǎo)結(jié)論（同齒輪手冊），未考慮切向變位的影響時：
3.4.3大齒輪（齒圈）幾何尺寸計算
1)分度圓直徑
mm
2)齒頂圓直徑
（1）嚙合干涉限制的極限齒頂圓直徑
不發(fā)生干涉的條件：
可將不發(fā)生干涉條件變成以下形式，便于計算：
令：
（2）削頂后的齒頂圓直徑
故
設(shè)計結(jié)果：；偏大0.261mm, 發(fā)生干涉。
3)齒根圓直徑
設(shè)計結(jié)果：，偏大0.00012mm。
4)全齒高
（干涉削頂量為 , 削頂系數(shù)為）
5)法面固定弦齒厚
未考慮切向負(fù)變位的影響
設(shè)計結(jié)果：
6)法面固定弦齒高
未考慮切向負(fù)變位的影響
設(shè)計結(jié)果：
設(shè)計結(jié)果經(jīng)驗算，會發(fā)生嚙合時齒圈齒頂與小齒輪齒根過渡曲線干涉。
3.5修正設(shè)計結(jié)果
3.5.1修正設(shè)計結(jié)果
其它設(shè)計結(jié)果不變，調(diào)整參數(shù)。
1)重新驗算重合度
其中：
（不變）
2)重新驗算頂隙
（1）標(biāo)準(zhǔn)頂隙c
（2）小齒輪齒頂與大齒輪齒根的間隙
（齒頂變尖，相當(dāng)于削頂量為0.2255mm，削頂系數(shù)為0.15033，使得頂隙變大）
（3）小齒輪齒根與大齒輪齒頂?shù)拈g隙
（為避免干涉需削頂，削頂量為：，削頂系數(shù)為0.10996；其中
、）
4自行車牙盤的設(shè)計
由已知假設(shè)自行車車速為20Km/h，則自行車后軸的轉(zhuǎn)速為
其中：
D——自行車后輪的直徑，單位：mm
V——自行車車速，單位：Km/h
從《電動自行車通用技術(shù)條件》GB17761—1999中選取后輪直徑D=0.56m，則
飛輪轉(zhuǎn)速
牙盤轉(zhuǎn)速
由此可知牙盤與飛輪之間的傳動比為
1）選擇鏈輪齒數(shù)
根據(jù)自行車的工作環(huán)境，取飛輪齒數(shù)，則
牙盤齒數(shù)
經(jīng)圓整，取
2）確定計算功率
由《機械設(shè)計》表9-6查得，；由《機械設(shè)計》圖9-13查得，，則
計算功率
3）選擇鏈條型號和節(jié)距
根據(jù)，由《機械設(shè)計》圖9-11查得，可選12A型鏈， 由《機械設(shè)計》表9-1查得，鏈條節(jié)距為p=19.05mm
4）計算鏈節(jié)數(shù)和中心距
初選中心距
取，相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為
取鏈長節(jié)數(shù)節(jié)
由《機械設(shè)計》表9-7查得，中心距計算系數(shù)
則鏈傳動最大中心距為
5）計算鏈速v，確定潤滑方式。
由和鏈號12A，查《機械設(shè)計》圖9-14可知，應(yīng)該采用滴油潤滑。
6）計算壓軸力
有效圓周力：
7）計算分度圓直徑
飛輪
牙盤
8）計算齒頂圓直徑
由《機械設(shè)計》表9-1查得，滾子直徑
飛輪
圓整為84mm。
牙盤
圓整為188mm。
9）計算齒根圓直徑
飛輪
牙盤
10）計算齒高
飛輪
牙盤
11）選擇材料
飛輪用20鋼，經(jīng)滲碳、淬火、回火處理，硬度為60HRC;牙盤用35鋼，經(jīng)正火處理，硬度為180HBS.
5離合器設(shè)計
本設(shè)計所采用的離合器是一種疊加式雙向單作用超越離合器。離合器的外圈由齒圈、中間體、內(nèi)圈以及滾柱、彈簧等組成。齒圈接受電動機通過小齒輪傳遞的動力，中間體與自行車的輪盤相連，輸出來自電動機的和人力腳踏的動力。內(nèi)圈與自行車的中軸相連。中間體與齒圈組成外離合器，中間體與內(nèi)圈組成內(nèi)離合器。外離合器與內(nèi)離合器的超越方向相反，即，電動時外離合器處于結(jié)合狀態(tài)，而內(nèi)離合器處于脫離狀態(tài)，自行車的中軸不受外力。相反，當(dāng)腳踏騎行時內(nèi)離合器結(jié)合，而外離合器則脫離，所以腳踏騎行時電動機的轉(zhuǎn)子不受外力，這就排除了目前市場上一般的后軸傳動的電動自行車騎行時額外阻力。
圖5.1 雙疊加式向單作用超越離合器
1——星輪、2——滾柱、3——擋板、4——齒輪、5——滾柱、6——中間體
6軸的設(shè)計計算及校核
軸是組成機器的主要零件之一,一切作回轉(zhuǎn)運動的傳動零件都必須安裝在軸上才能進(jìn)行運動和動力的傳遞.因此，軸的主要功用是支撐回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力.
按照承受載荷的不同，軸可分為轉(zhuǎn)軸,心軸和傳動軸三類.工作中既承受彎矩又承受扭矩的軸為轉(zhuǎn)軸.只承受彎矩不承受扭矩的軸為心軸.只承受扭矩而不承受彎矩的軸稱為傳動軸.軸還可按照周線形狀的不同,分為曲軸和直軸兩大類.此外,還有一種鋼絲軟軸,又稱鋼絲撓性軸.它是多組鋼絲分層卷繞而成的，具有良好的撓性,具有良好的撓性，可以將回轉(zhuǎn)運動靈活地傳到不開敞的空間.
軸的設(shè)計和其他零件的設(shè)計相似，包括機構(gòu)設(shè)計和工作能力計算兩方面的內(nèi)容.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計是根據(jù)軸上零件的安裝,定位以及軸的制造工藝等方面的要求,合理的確定軸的結(jié)構(gòu)形式和尺寸.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理,會影響軸的工作能和軸上零件的可靠性,還會增加軸的制度成本和軸上零件裝配的困難.軸的工作能力主要取決于軸的強度,剛度和震動穩(wěn)定性等方面的計算.多數(shù)情況下,軸的工作能力主要取決于軸的強度.這時只需對軸進(jìn)行強度計算,以防止斷裂或塑性變形.
由于碳鋼比合金鋼價廉,對應(yīng)力集中的敏感性較低,同時也可以用熱處理或化學(xué)處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度,故采用碳鋼的制造軸尤為廣泛.故本設(shè)計中在滿足強度條件的前提下，中軸的材料優(yōu)先選用45鋼，又根據(jù)少齒數(shù)齒輪傳動的特點、使用經(jīng)驗和制造要求，取少齒數(shù)齒輪軸和齒圈的材料為。
6.1計算各軸的動力參數(shù)及運動參數(shù)
6.1.1小齒輪軸
6.1.2大齒輪
因為
所以
6.1.3 齒輪軸上齒輪所受的力
根據(jù)齒輪的受力分析，可得：
圓周力：
徑向力：
軸向力：
6.1.4 大齒輪所受的力
根據(jù)齒輪的受力分析，可得：
圓周力：
徑向力：
軸向力：
6.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
軸的結(jié)構(gòu)主要取決于以下因素:軸在機器中的安裝位置及形式;軸上安裝的零件的類型、尺寸、數(shù)量以及和軸連接的方法；載荷的性質(zhì)、大小、方向及分布情況；軸的加工工藝等。由于影響軸的結(jié)構(gòu)的因素較多，且其結(jié)構(gòu)形式又要隨著具體情況的不同而異，所以軸沒有標(biāo)準(zhǔn)的結(jié)構(gòu)形式。設(shè)計時，必須針對不同的情況進(jìn)行具體的分析。
擬定軸上零件的裝配方案是進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計的前提，它決定著軸的基本形式。所謂裝配方案，就是預(yù)定出軸上主要零件的裝配方向、順序和相互關(guān)系。
為了防止軸上零件受力時發(fā)生沿軸向或周向的相對運動，軸上零件除了有游動或空轉(zhuǎn)的要求外，都必須進(jìn)行軸向和周向定位，以保證其準(zhǔn)確的工作位置。
軸和軸上零件的結(jié)構(gòu)、工藝以及軸上零件的安裝布置等對軸的強度有很大的影響，所以應(yīng)在這些方面進(jìn)行充分考慮，以利提高軸的承載能力，減小軸的尺寸和機器的質(zhì)量，降低制造成本。提高軸的強度的常用措施：合理布置軸上零件以減小軸的載荷；改進(jìn)軸上零件的結(jié)構(gòu)以減小軸的載荷；改進(jìn)軸的結(jié)構(gòu)以減少應(yīng)力集中的影響；改進(jìn)軸的表面質(zhì)量以提高軸的疲勞強度。
軸的結(jié)構(gòu)工藝性是指軸的結(jié)構(gòu)形式應(yīng)便于加工和裝配軸上的零件，并且生產(chǎn)率高，成本低。一般地說，軸的結(jié)構(gòu)越簡單，工藝性越好。因此，在滿足使用要求的前提下，軸的結(jié)構(gòu)形式應(yīng)盡量簡化。
按所受的扭矩初步估算軸所需的直徑，將初算作為軸段的最小直徑。有配合要求的軸段，應(yīng)盡量采用標(biāo)準(zhǔn)直徑。確定各軸段長度時，應(yīng)盡可能使軸結(jié)構(gòu)緊湊。軸的隔斷長度主要是根據(jù)各零件與軸配合部分的軸向尺寸和相鄰零件間必要的空隙來確定的。為保證軸向定位可靠，與齒輪和聯(lián)軸器等零件相配合部分的軸段長度一般應(yīng)比輪轂長度短。
6.2.1齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
圖4.1 齒輪軸結(jié)構(gòu)圖
按公式初步估算軸的最小直徑，根據(jù)少齒數(shù)齒輪傳動的特點選取齒輪軸材料為38CrMnAlA，預(yù)熱處理為調(diào)質(zhì)處理（布氏硬度250-260）、滾齒后最終熱處理為淡化處理（維氏硬度850），根據(jù)《機械設(shè)計》課本表15-3，取，于是得
高速軸的最小直徑為6.55mm，而小齒輪的齒頂圓直徑為8.2155mm，故最小直徑應(yīng)該在小齒輪處。
取齒輪所在處直徑為8.2155mm，長度為30mm，該齒輪的右邊安裝軸承，為了軸承的定位應(yīng)制處軸肩，取安裝軸承軸段的直徑為6mm，考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷，在高速工作時也可承受純的軸向力，工作中允許的內(nèi)外圈軸線偏斜量6'-8'，故選用深溝球軸承，軸承型號為606，取該軸段長度為6mm。齒輪左邊制出一周肩，周肩左邊安裝軸承套，用以安裝軸承，取該軸段直徑為10mm，長度為19mm。左端繼續(xù)制出一周肩，用來給軸承套定位，該軸段的結(jié)構(gòu)是一個插接齒，長度為13mm，直徑為12.5mm。
6.2.2低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
圖4.2 低速軸的結(jié)構(gòu)圖
按公式初步估算軸的最小直徑，根據(jù)少齒數(shù)齒輪傳動的特點選取低速軸的材料為45鋼，根據(jù)《機械設(shè)計》課本表15-3，取，于是得
取安裝超越離合器星輪的軸段的直徑為15mm，長度為9.5mm，星輪與軸的周向定位采用B型平鍵連接，由《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》表4-1查的平鍵截面BH=5mm5mm，右端制出一周肩，以滿足對星輪的定位要求，離合器中間體和軸采用空套連接，取該軸段直徑為14mm，長度為50mm，該軸段右端安裝自行車曲柄，所以軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)制成有一定錐度的方軸，并用螺母對自行車曲柄定位；星輪左端安裝軸承，選取軸承型號為61903，該軸段直徑為17mm，長度為60mm，最左端也是安裝自行車曲柄，用螺母定位。
6.3齒輪軸的強度校核計算
由軸的結(jié)構(gòu)可以看出齒輪軸的危險截面在軸上齒輪嚙合的中間部位。
圖4.3 軸上載荷分析圖
由于截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出截面C處的值于下表：
表4.1 截面C處的
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)下式及上表中的數(shù)值，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力
由齒輪軸的材料為38CrMnAlA，由手冊查的。
7軸承的選擇及校核
7.1軸承的選擇
滾動軸承是現(xiàn)代機器中廣泛應(yīng)用的部件之一。它是依靠主要元件的滾動接觸來支撐傳動零件的。與滑動軸承相比，滾動軸承具有摩擦阻力小、功率消耗少、易起動等優(yōu)點。
在此次設(shè)計中，由于電動自行車是一般交通工具，各部分結(jié)構(gòu)和尺寸都不是很大，受到的載荷也不是很大，又由于深溝球軸承制造容易、價格低廉，所以此次電動自行車傳動裝置設(shè)計中都采用深溝球軸承。
7.2軸承的校核
7.2.1對齒輪軸上軸承的校核
小齒輪軸上的軸承選用的是深溝球軸承，型號分別為606和6002。由前面計算得到齒輪軸上所受的力為：
圓周力：
徑向力：
軸向力：
1）求兩軸承承受的徑向載荷Fr1和Fr2
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。
由力分析可知：
2）求兩軸承的計算軸向力
對于6000型軸承，因此可估算：
由設(shè)計圖可得：
由表13-5查得：；再計算得
兩次計算的值相差不大，因此確定，，
3)求軸承當(dāng)量動載荷
因為
由設(shè)計手冊查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：
對軸承1
對軸承2
查表得：，則：
4)求軸承壽命
因為，所以按軸承1的受力大小計算：
8鍵的選擇
鍵是一種標(biāo)準(zhǔn)零件，通常用來實現(xiàn)軸與輪轂之間的周向定位以傳遞轉(zhuǎn)矩，也可實現(xiàn)零件的軸向定位或軸向滑動的導(dǎo)向。
鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。
8.1類型的選擇
鍵聯(lián)接的主要類型有：平鍵聯(lián)接、半圓鍵聯(lián)接、楔鍵聯(lián)接和切向鍵聯(lián)接。以下為該四種鍵的特點：
（1）平鍵聯(lián)接：鍵的兩側(cè)是工作面，工作時，靠鍵同鍵槽側(cè)面的擠壓來傳遞轉(zhuǎn)矩。具有結(jié)構(gòu)簡單、裝拆方便、對中性好等優(yōu)點，但不能承受軸向力。
（2）半圓鍵聯(lián)接：工作時，靠其側(cè)面來傳遞轉(zhuǎn)矩。工藝性好、裝配方便，但對軸的強度削弱較大。
（3）楔鍵聯(lián)接：工作時，靠鍵的楔緊作用來傳遞轉(zhuǎn)矩，承受單向的軸向載荷。主要用于榖類零件的定心精度要求不高和低速的場合.
（4）工作時，靠工作面上的擠壓力和軸與輪轂間的摩擦力來傳遞轉(zhuǎn)矩。用一個切向鍵時，只能傳遞單向轉(zhuǎn)矩。
對以上鍵的類型進(jìn)行分析、根據(jù)本設(shè)計的需要，我們最終選擇：平鍵聯(lián)接（B型）。
8.2鍵的尺寸
按符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)格和強度要求來取定。根據(jù)軸徑d=15mm,軸長l=9.5mm,查《機械設(shè)計手冊》取鍵的截面尺寸為：寬度b=5mm,高度h=5mm,取鍵長l=8mm.
9箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計
減速器箱體起著支持和固定軸系結(jié)構(gòu)，保證軸系運轉(zhuǎn)精度、良好潤滑及可靠密封等重要作用。
箱體多采用剖分式結(jié)構(gòu)，剖分面一般通過軸心線。在重型立式減速器中，為便于制造、安裝和運輸，也可采用多個剖分面。
箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計應(yīng)考慮以下幾方面的問題：
9.1箱體要具有足夠的剛度
箱體在加工和使用過程中，因受復(fù)雜的變載荷而引起相應(yīng)的變形，若箱體的剛度不夠，會引起軸承孔中心線的過渡偏斜，從而影響傳動件的運轉(zhuǎn)精度，甚至由于載荷集中而導(dǎo)致運動副的加速損壞。因此，設(shè)計時要注意以下經(jīng)驗公式檢查：
9.1.1確定箱體的尺寸與形狀
箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合理的箱體壁厚。它與受載大小有關(guān)，可用以下經(jīng)驗公式檢查：
式中，為低速軸轉(zhuǎn)速，
在相同壁厚情況下，增加箱體底面積及箱體輪廓尺寸，可以增加抗彎扭的慣性矩，有利于提高箱體的整體剛性。
箱體軸承孔附近和箱體底座與地基接合處受著較大的集中載荷，故此處應(yīng)有更大的壁厚，以保證局部剛度。
對于錐齒輪減速器的箱體，在支承小錐齒輪懸臂部分的壁厚還可以適當(dāng)加厚些，但應(yīng)注意避免過大的鑄造應(yīng)力，并應(yīng)盡量減小軸的懸臂部分長度，以利于提高軸的剛性。
對于剖分式箱體，軸承座孔兩側(cè)的連接螺栓還應(yīng)盡量靠近。為此，在軸承座孔附近作出凸臺。凸臺要有一定高度，以保證其上由足夠的扳手空間，但高度不應(yīng)超過軸承座孔外圓尺寸。
9.1.2合理設(shè)計肋板
在箱體的受載集中處設(shè)置肋板可以明顯提高舉不剛度。如，軸承座孔與箱底接合面處設(shè)置加強肋，就可減少側(cè)壁的彎曲變形，可設(shè)置內(nèi)肋。加強肋的布置應(yīng)盡量使它受壓應(yīng)力，以起支承作用。對于伸向箱體內(nèi)部的軸承座孔，可設(shè)置內(nèi)肋。內(nèi)肋較外肋可更好的提高局部剛度。
9.1.3合理選擇材料及毛坯制造方法
箱體常用灰鑄鐵制成。鑄鐵易切削，抗壓性好，并具有一定的吸振性。但其彈性模量較小，剛性較差，故在重型減速器中常用鑄鋼箱體。一般情況下，生產(chǎn)批量超過3-4件，采用鑄件比較經(jīng)濟。
9.2箱體的密封
為保證密封，箱體剖分面連接凸緣應(yīng)有足夠?qū)挾?，并要?jīng)過精刨或刮研，連接螺栓間距也不應(yīng)過大，以保證足夠的壓緊力。為了保證軸承孔的精度，剖分面不得加墊片。為提高密封性，可在剖分面上制出回油溝，使?jié)B出的油可沿回油溝的斜槽流回箱內(nèi)。也允許在剖分面間涂以密封膠。
在多極傳動中，為使各級傳動的浸油深度均勻一致，可制成傾斜式箱體剖分面，或采用濺油輪及濺油環(huán)來潤滑不接觸油面的傳動件。濺油輪常用塑料制成，其寬度可取為傳動件寬度的。
9.3箱體的結(jié)構(gòu)工藝性
箱體的制造工藝性對箱體的質(zhì)量和成本，以及對加工、裝配、使用和維修都有直接影響。
9.3.1鑄造工藝性
設(shè)計制造箱體時，要考慮到制模、造型、和清理等工藝的方便。外形應(yīng)力求簡單，盡量減少沿拔模方向的凸起部分，并應(yīng) 有一定的拔模斜度。
箱體的壁厚應(yīng)力求均勻，過度平衡，金屬不要局部積聚。凡外形轉(zhuǎn)折處度應(yīng)有鑄造圓角，以減小鑄件的熱應(yīng)力和避免縮孔。
9.3.2機械加工工藝性
箱體結(jié)構(gòu)應(yīng)有利于減少加工面積。設(shè)計時應(yīng)考慮減少工件與刀具的調(diào)整次數(shù)，以提高加工精度和生產(chǎn)率。箱體上的加工面與非加工面應(yīng)嚴(yán)格分開，并且不在同一平面內(nèi)。因此，箱體與軸承蓋接合面、檢查孔蓋、通氣器、油標(biāo)、和油塞接合處與螺栓頭部或螺母接觸處都應(yīng)做出凸臺。
9.4箱體形狀應(yīng)力求均勻、美觀
箱體設(shè)計應(yīng)考慮藝術(shù)造型問題。外形的簡潔和整齊會增強統(tǒng)一協(xié)調(diào)的美感，如，盡量減少外凸形體，箱體剖分面的凸緣、軸承座凸臺伸到箱體壁內(nèi)，并設(shè)置內(nèi)肋代替外肋，這種構(gòu)型不僅提高了剛性，而且有的還克服了造型形象支離破碎，使外形更加整齊、協(xié)調(diào)合美觀。
10潤滑與密封
10.1減速器內(nèi)各處的潤滑
由于減速器內(nèi)的齒輪間、軸承間有摩擦存在，為保證減速器運行良好，故需要在各摩擦面間加入潤滑劑，這樣不僅可以降低摩擦、減輕磨損，保證零件不遭銹蝕，而且采用循環(huán)潤滑時還能起到散熱降溫作用。由于液體的不可壓縮性，潤滑油膜還具有緩沖、吸振的能力。
齒輪在傳動時，相嚙合的齒面間有相對運動，因此就要發(fā)生摩擦和磨損，增加動力消耗，降低傳動效率。加注潤滑劑，可避免金屬直接接觸，減少摩擦損失，還可以散熱及防銹蝕，確保運轉(zhuǎn)正常及延長壽命。
由于本設(shè)計中兩齒輪直徑差異較大，故將大齒圈的輪齒浸入油池潤滑，飛濺時可潤滑小齒輪及軸承。
10.2密封方式的確定
軸伸端密封方式有接觸式和非接觸式兩種。橡膠油封是接觸式密封中性能較好的一種，可用于油或脂潤滑的減速器中。骨架式油封因有金屬骨架，與孔緊配合裝配即可。無骨架式油封則可裝于緊固套中，并進(jìn)行軸向定位。
油封安裝有注意方向。以防漏油為主時，油封唇邊對著箱內(nèi)；以防外界雜質(zhì)灰塵為主時，唇邊對著箱內(nèi)，本設(shè)計采用前一種。當(dāng)兩油封相背放置時，則可防漏防塵。
本設(shè)計在輸入軸及輸出軸的軸承外側(cè)均安裝了T型無骨架式橡膠密封。對于兩軸端端蓋外，均采用石棉橡膠制紙來密封。這種密封方式的選擇，要考慮密封處的軸表面圓周速度、潤滑劑種類、密封要求、工作溫度、環(huán)境條件等因素。
11其它
軸套的應(yīng)用
套筒是一種常見的定位零件，具有結(jié)構(gòu)簡單，定位可靠，軸上不需開槽、鉆孔和切制螺紋，因而不影響軸的疲勞強度，一般用于軸上兩個零件之間的定位。
在本次設(shè)計中，套筒不但有定位作用，還有其它作用。首先，該設(shè)計的小齒輪軸軸徑較小，使得軸承無法選擇；其次，其特殊的工藝設(shè)計，使得軸上的零件無法定位，因此，我們在此自行設(shè)計了軸套。
該軸套與軸采用過盈配合，在不改變軸的結(jié)構(gòu)的情況下，使得軸承的選擇與定位得到了解決。它不但具有軸套的定位功能，還對裝在其上的軸承有支承作用。
12接觸強度公式的建立及校核
12.1接觸強度的應(yīng)力計算點
12.1.1應(yīng)力計算點的確定
在少齒數(shù)齒輪傳動中,因為節(jié)點P 不在實際嚙合線段B1 B2 上,屬于節(jié)點外嚙合; 且漸開線上不同點的曲率半徑不同,故不同嚙合點具有不同的綜合曲率半徑。所以一對齒在節(jié)點嚙合時的接觸應(yīng)力將失去代表意義。又由于在節(jié)點以后嚙合時,綜合曲率半徑是不斷減小的, 因此以節(jié)點作為接觸應(yīng)力計算點進(jìn)行齒面接觸強度計算是偏于安全的。由出于在實際嚙合線段的中點M 嚙合時, 常常是一對齒嚙合, 由一對齒承擔(dān)全部載荷;少齒數(shù)齒輪傳動的研究實踐證明, 輪齒根部首先出現(xiàn)疲勞點蝕;在節(jié)點以后嚙合時, 綜合曲率半徑是單調(diào)遞減的。因此應(yīng)取實際嚙合線的中點M 作為齒面接觸強度的應(yīng)力計算點。
12.1.2計算點的綜合曲率半徑
由漸開線的性質(zhì)可方便地求出外嚙合時實際嚙合線中點M的端面綜合曲率半徑:
式12.1
由漸開線的性質(zhì)得:
式12.2
式12.3
式中:
———分別為在終止嚙合點、開始嚙合點嚙合時齒根部位的曲率半徑;
———分別為實際中心距和嚙合角，其中;
———兩齒輪齒頂圓壓力角,計算同普通斜齒輪。
其中實際嚙合線段長:
因此，
然后將代入(1)式，最終求出外嚙合時實際嚙合線中點M的端面綜合曲率半徑
。
圖10.1 少齒數(shù)漸開線齒輪傳動嚙合圖
12.2少齒數(shù)齒輪副滑動系數(shù)和綜合滾動速度的計算
12.2.1應(yīng)力計算點滑動系數(shù)的計算
在少齒數(shù)齒輪傳動中,用滑動系數(shù)來度量兩齒廓間相對滑動速度的大小和方向,同時在推導(dǎo)滑動系數(shù)時考慮了兩齒輪齒數(shù)不同引起輪齒參與嚙合次數(shù)的差異。經(jīng)過詳細(xì)分析與推導(dǎo),兩輪齒廓在應(yīng)力計算點M的滑動系數(shù)計算公式為:
式12.4
式12.5
式中:
———嚙合角
———分別為兩齒輪應(yīng)力計算點M處的端面壓力角, 計算如下：
聯(lián)立式12.3、12.4 有 （已知）
同理，可得
將及相關(guān)的已知數(shù)據(jù)代入，得
12.2.2應(yīng)力計算點綜合滾動速度的計算
由已知文獻(xiàn)知,應(yīng)力計算點綜合滾動速度的計算公式為:
式12.6
式中: ———分別為兩齒廓在應(yīng)力計算點的切向滑動速度
將， 代入得
由式(6)進(jìn)一步得知,當(dāng)其在節(jié)點處嚙合時， , ，兩齒面間無切向速度差；當(dāng)小輪齒根部和大輪齒頂部參與嚙合時,綜合滾動速度最小;；當(dāng)小輪齒頂部和大輪齒根嚙合時,綜合滾動速度最大。
12.3少齒數(shù)齒輪副齒面接觸強度計算
12.3.1少齒數(shù)齒輪副齒面接觸強度條件
少齒數(shù)齒輪副在計算點M處的接觸應(yīng)力不大于其許用接觸應(yīng)力 ,即:
式12.7
式中: ———齒輪的計算接觸應(yīng)力,單位為；
———齒輪的許用接觸應(yīng)力,單位為；
12.3.2少齒數(shù)齒輪副接觸應(yīng)力的計算
在少齒數(shù)齒輪傳動接觸強度計算時,仍借用普通齒輪傳動接觸應(yīng)力計算的基本公式[6] ,但公式中某些參數(shù)的確定有所不同。齒面接觸應(yīng)力計算的基本公式為:
式12.8
式中:、 ———分別為載荷系數(shù)和彈性影響系數(shù),單位為：，參見GB3480 – 83取， ;
———應(yīng)力計算點(嚙合線中點) 處法向綜合曲率半徑,單位為mm；
其中可根據(jù)公式求出 式12.9
———沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷,單位為N/ mm。
式12.10
式中:———小齒輪上的轉(zhuǎn)矩,單位為N.mm 根據(jù)前面計算可得;
———齒輪基圓螺旋角，;
———實際接觸線長,單位為mm,計算公式為:
式12.11
式中:
———分別為兩齒輪的端面重合度, 計算公式見GB3480-83 ,
———大齒輪齒寬,單位為mm ，;
———小齒輪計算圓直徑,單位為mm,計算公式為:
式12.12
代入得
式12.13
由2.1中計算得
所以，將所求出的代入式(11)，有
代入所求得的數(shù)據(jù)，得沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷：
因此，最后將、、、代入式 12.8 有，
12.3.3許用接觸應(yīng)力的計算
在少齒數(shù)齒輪傳動中,為了考慮兩齒面間相對滑動系數(shù)和綜合滾動速度對齒面接觸強度的影響,對GB3480 - 83中齒面許用應(yīng)力基本計算公式進(jìn)行了修正, 經(jīng)過理論分析和試驗研究,提出了如下許用接觸應(yīng)力計算公式:
式12.14
式中: ———材料的接觸疲勞極限應(yīng)力系數(shù),由GB3480 - 83 中相應(yīng)曲線列出其方程而得。
———經(jīng)驗指數(shù),對于軟齒面= 0. 15 ,硬齒面= 0. 08；
———經(jīng)驗指數(shù),對于軟齒面= 0. 07 ,硬齒面= 0. 04；本文所選用齒輪材料均為硬齒面，故選取，
———齒輪副強度計算點的滑動系數(shù),為代數(shù)值;由 (4)、(5)式計算得
———齒面布氏硬度，其硬度值為250;
———壽命系數(shù),按被計算齒輪的實際循環(huán)次數(shù)取值見下圖12.1所示；
圖12.1 壽命系數(shù)
如果要選取壽命系數(shù)，必須計算齒輪的實際循環(huán)次數(shù)：
已知此減速器工作年限為4年，按照每年200天,每天兩小時，則，
其中，為小齒輪轉(zhuǎn)速，為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)；為齒輪的工作壽命；
由圖2根據(jù)齒輪的實際循環(huán)次數(shù)取壽命系數(shù)約為1.1。
———分別為潤滑油系數(shù)和粗糙度系數(shù)；
圖12.2 粗糙度系數(shù)
圖12.3 硬化系數(shù)
圖12.4 潤滑劑系數(shù)、
查得，設(shè)
潤滑油系數(shù)
（可參考12.4）
取齒面平均粗糙度為3.2，故
所以根據(jù)圖12.2所示選取粗糙度系數(shù)
———硬化系數(shù),只對齒輪副硬度較小的一方使用;
，可參考圖12.3所示；
———分別由GB3480 - 83取值;
———接觸疲勞安全系數(shù),一般情況下取 = 1.0 , 在特別重要的情況下可取大于1 的值。
最后將以上所選系數(shù)和計算所得數(shù)據(jù)代入許用接觸應(yīng)力的計算公式12.14中，有
所以，由以上計算出來的結(jié)果表明，即就是齒輪副齒面接觸強度小于其許用接觸應(yīng)力，因此，滿足強度計算。
利用式12.14 ,在齒輪幾何參數(shù)、材料及其熱處理方法確定的情況下,分別計算兩個齒輪的接觸疲勞許用應(yīng)力, 按其中小者作為齒輪副的承載能力計算的依據(jù)。
13總結(jié)
本次研究的題目是電動自行車傳動裝置設(shè)計，通過分析現(xiàn)有電動自行車的不足，將少齒數(shù)齒輪傳動技術(shù)應(yīng)用于電動自行車傳動系統(tǒng)中，開發(fā)一種保證電動時車速不超過20Km/h的電動自行車傳動裝置。
本次設(shè)計過程花費的時間比較多，從一開始接觸這個題目到最終完成此次畢業(yè)設(shè)計，整個過程給我留下了非常深刻的印象，本畢業(yè)設(shè)計考察的知識比較廣泛，包括《機械制圖》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《機械設(shè)計》、《機械原理》、《機械工程材料》等幾門重要課程。在畢業(yè)設(shè)計的前期，我重新學(xué)習(xí)了這幾門課程中的相關(guān)章節(jié)，掌握了做本畢業(yè)設(shè)計應(yīng)具備的知識，同時也在網(wǎng)上搜索了大量的相關(guān)資料，進(jìn)一步彌補了自己的不足，也增添了許多新的知識。記得剛開始做這個題目時，由于缺乏對題目的認(rèn)識，讓我走了好多的彎路，有好幾天的時間，我一直都在網(wǎng)上搜資料，但是，到最后我也不知道自己找到了什么。慢慢的我感覺到時間非常緊了，壓力也非常大，這時我拿出老師提供的資料，再次開始我的畢業(yè)設(shè)計，這次我完成了電動自行車傳動裝置基本數(shù)據(jù)的確定。有了這些數(shù)據(jù)，我開始了裝配圖的繪制，但是，這次我感覺到難度很大，因為傳動裝置的原理很簡單（相當(dāng)于一個減速器），但要應(yīng)用到電動自行車上可沒那么簡單，整個過程中想了很多結(jié)構(gòu)，但有些都不合理或者是錯誤的，通過和同學(xué)的討論，并在張老師的指導(dǎo)下，我確定了裝配圖的方案，隨后完成了相關(guān)零件圖的繪制。
此外，通過本次設(shè)計，我對少齒數(shù)齒輪有了進(jìn)一步的了解，它是指齒數(shù)介于2—10之間的齒輪，當(dāng)應(yīng)用于減速器中時，可以提高單級傳動比，減小整個結(jié)構(gòu)的尺寸。進(jìn)一步熟悉了少齒數(shù)齒輪軸運動參數(shù)的計算、減速器結(jié)構(gòu)的設(shè)計、少齒數(shù)齒輪接觸強公式的建立和計算及應(yīng)力計算點的選取。也了解了變位齒輪設(shè)計的過程和優(yōu)點，正傳動變位齒輪可以提高齒面接觸強度、齒根彎曲強度、齒面抗膠合和耐磨損能力，正因為這些優(yōu)點，它被應(yīng)用于電動自行車傳動裝置中。
所以，本次設(shè)計能很好的拓寬學(xué)生的視野，打開設(shè)計理念和思路，是培養(yǎng)創(chuàng)新精神和實踐能力的好機會。由于設(shè)計者知識水平和經(jīng)驗不足，設(shè)計的圖紙和計算的過程及結(jié)果還有待于老師進(jìn)一步批評指正。
致謝
經(jīng)過幾個月的忙碌和工作，本次畢業(yè)設(shè)計已經(jīng)接近尾聲，作為一個本科生，由于經(jīng)驗和知識的匱乏，在做的過程中難免會有許多困難。如果沒有指導(dǎo)老師的督促指導(dǎo)，以及同學(xué)們的支持幫助，要完成這次設(shè)計任務(wù)的難度是難以想象的。
這次畢業(yè)設(shè)計的完成，我要特別感謝我的指導(dǎo)張國海老師， 本次設(shè)計是在張老師的精心指導(dǎo)下完成的，整個設(shè)計過程張老師盡心盡力，盡職盡責(zé)，仔細(xì)的為我們講解每一個問題，認(rèn)真的為我們指導(dǎo)每一個零件的設(shè)計，嚴(yán)格的督促我們，讓我們及時、認(rèn)真的完成每一個環(huán)節(jié)。
其次要感謝和我一起作畢業(yè)設(shè)計的同學(xué)，他們在本次設(shè)計中勤奮工作，克服了許多困難，來完成此次畢業(yè)設(shè)計，并互相討論解決了許多設(shè)計過程中的技術(shù)問題。如果沒有他們的努力工作，此次設(shè)計的完成將會非常困難。
最后，也要感謝全院的領(lǐng)導(dǎo)、老師，為我們提供了這次有意義的畢業(yè)設(shè)計的機會，并給了我們莫大的幫助和支持，在此深表感謝！
參考文獻(xiàn)
[1] 王保民，少齒數(shù)漸開線齒輪副相對滑動的分析與研究[J]，機械設(shè)計與研究，2002（增刊）：139-140.
[2] 少齒數(shù)漸開線齒輪副點蝕失效的理論研究[J]，機械，2003，30（4）：36-38.
[3] 蔣軍，蔣學(xué)全，雙向變位少齒數(shù)圓柱齒輪副[P]。中國專利：94208649.X,1995-5-24.
[4] 王保民，蔣學(xué)全，少齒數(shù)齒輪傳動接觸強度的研究[J].機械設(shè)計，2004，21（8）：16-18.
[5]周銘，蘇大鵬，馬亮.少齒數(shù)齒輪傳動[E].機械工程師 ，2001，（3）.
[6]吳宗澤.機械零件設(shè)計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2007.
[7] 齒輪手冊編委會，齒輪手冊上冊（第2版）[M]，北京：機械工業(yè)出版社，2001.
[8] 范垂本，齒輪的強度和實驗[M]，北京：機械工業(yè)出版社，1979.
[9] 濮良貴，紀(jì)名剛，機械設(shè)計（第七版）[M]，北京：高等教育出版社，2001.
[10] 何寧，蔣學(xué)全，少齒數(shù)漸開線圓柱齒輪加工[J]，重型機械，1992，（4）：53-57.
[11] 孫恒，陳作模，機械原理（第六版）[M]，北京：高等教育出版社，2001。292-340.
[12] 李華敏，漸開線齒輪的幾何原理與計算[J]，北京：機械工業(yè)出版社，1985，13-149.
[13] 王兆義，譯：齒輪的理論與實踐（第一卷）[M]，北京：機械工業(yè)出版社，1986，98-105.
[14] 孫恒，機械原理（第四版）[M]，北京：高等教育出版社，1989，211-213.
[15]Zhou Youqiang , Shu Xiaolong. Analysis of the contact tooth numberand load sharing of the small teeth difference [ C ] . International Symposium on Design and Synthesis. Tokyo ,1984.
[16]Shu Xiaolong. Determination of load sharing factor for planetarygearing withsmall
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