汽車驅(qū)動(dòng)橋試驗(yàn)臺的設(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 loadingII目 錄摘要IABSTRACTII第1章 緒論11.1 課題的來源和意義11.2 機(jī)械疲勞可靠性研究的歷史回顧11.3 驅(qū)動(dòng)橋疲勞可靠性研究的方法與現(xiàn)狀21.4 本課題的研究內(nèi)容及主要工作4第2章 總體方案確定52.1 設(shè)計(jì)方案論證52.1.1 引言52.1.2 封閉式試驗(yàn)臺試驗(yàn)原理52.1.3 封閉式試驗(yàn)臺動(dòng)力裝置的布置方案分析52.2 本章小結(jié)7第3章 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)83.1 驅(qū)動(dòng)電機(jī)的選擇83.2 齒輪箱A93.2.1 齒輪計(jì)算93.2.2 軸與軸承的設(shè)計(jì)113.3 齒輪箱B233.3.1 齒輪計(jì)算233.3.2 軸與軸承的設(shè)計(jì)263.4 本章小結(jié)33第4章 加載機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)344.1 加載小電機(jī)功率計(jì)算344.2 加載機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算344.2.1 齒輪的設(shè)計(jì)344.2.2 渦輪蝸桿的設(shè)計(jì)與計(jì)算374.2.3 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算384.2.4 加載齒輪設(shè)計(jì)與計(jì)算394.3 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(dòng)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(fèi)的政策，有效刺激了汽車消費(fèi)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(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)臺的總類也很多，有的結(jié)構(gòu)簡單，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。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)品開發(fā)到生產(chǎn)使用都要對其進(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，而且對抑制由于近年來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(yàn)，試驗(yàn)?zāi)康氖窃u價(jià)變速器在各種工作條件下不傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)的潤滑效能。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(yàn)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，OHBasquin提出了金屬S-N曲線的經(jīng)驗(yàn)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，MAMiner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，LFCoffin和SSManson又提出了表征塑性應(yīng)變幅與疲勞壽命關(guān)系的CoffinManson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、DKececioglutlo、AMFreudenthalil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(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(jì)數(shù)據(jù)顯示，一汽、二汽的主銷產(chǎn)品仍然屬于810t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(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(dòng)橋性能和壽命試驗(yàn)是重型車輛傳動(dòng)系臺架試驗(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)橋總成齒輪疲勞測試系統(tǒng)的研發(fā)有著重要的研究價(jià)值和實(shí)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(yàn)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(dòng)橋檢測方面都具有相當(dāng)?shù)膶?shí)力和市場。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(dòng)橋生產(chǎn)廠家除在產(chǎn)品開發(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(gè)過程，零部件的加工基本上是自動(dòng)制造、自動(dòng)檢測、自動(dòng)判斷，以實(shí)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(yàn)要求能夠近似模擬真車實(shí)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(yàn)臺架進(jìn)行性能和壽命測試試驗(yàn)。以下是國外汽車零部件試驗(yàn)臺架檢測技術(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(diǎn)；（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(dòng)橋生產(chǎn)廠家中，只有少部分能夠進(jìn)行驅(qū)動(dòng)橋的性能和壽命測試，且具有測試結(jié)構(gòu)簡單，自動(dòng)化程度低、測試手段落后、測試項(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）、“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(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(jì)生產(chǎn)制造的各個(gè)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?？上驳氖牵瑖蚁聦俚钠囐|(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(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)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(yàn)臺簡稱為閉式試驗(yàn)臺，功率流不封閉的試驗(yàn)臺簡稱為開式試驗(yàn)臺。閉式試驗(yàn)臺以節(jié)約能源為其明顯特點(diǎn)，用于做試驗(yàn)周期較長的疲勞試驗(yàn)，常見的閉式試驗(yàn)臺有：機(jī)械加載式閉式驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)臺、液壓加載式閉式驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)臺、電能封閉式驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)臺等。開式試驗(yàn)臺便于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)控制，測試范圍也較寬，一般多用于做性能試驗(yàn)，如美國格里森公司NQ510型驅(qū)動(dòng)橋試驗(yàn)臺。另外有不少開式試驗(yàn)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(dòng)橋機(jī)械效率、剛度、疲勞強(qiáng)度和潤滑測試裝置的傳動(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)械效率的測定以及用時(shí)較長的疲勞壽命和潤滑等的試驗(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，本課題將對這種試驗(yàn)臺的傳動(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(yàn)臺簡稱為閉式試驗(yàn)臺，功率流不封閉的試驗(yàn)臺簡稱為開式試驗(yàn)臺。閉式試驗(yàn)臺以節(jié)約能源為其明顯特點(diǎn)，用于做試驗(yàn)周期較長的疲勞試驗(yàn)，常見的閉式試驗(yàn)臺有：機(jī)械加載式閉式驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)臺（國內(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、電能封閉式驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)臺等。開式試驗(yàn)臺便于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)控制，測試范圍也較寬，一般多用于做性能試驗(yàn)，如美國格里森公司 NQ510 型驅(qū)動(dòng)橋試驗(yàn)臺。另外有不少開式試驗(yàn)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(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)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(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，給臺架試驗(yàn)提供了方便條件，便于實(shí)現(xiàn)操作、測量的自動(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?，有效?jié)約試驗(yàn)成本。2.1.2 封閉式試驗(yàn)臺試驗(yàn)原理封閉式汽車驅(qū)動(dòng)橋總成可靠性試驗(yàn)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(gè)封閉系統(tǒng)。通過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僅占系統(tǒng)中的一小部分。2.1.3 封閉式試驗(yàn)臺動(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。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(yàn)臺原理圖2-2機(jī)械加載式閉式驅(qū)動(dòng)橋總成齒輪疲勞試驗(yàn)臺架功率流流向簡圖為了減少試驗(yàn)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(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(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。加載過程為：先關(guān)閉試驗(yàn)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(gè)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(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，開啟試驗(yàn)臺，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)本章對總體設(shè)計(jì)方案進(jìn)行了比較分析，以及試驗(yàn)臺架運(yùn)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(jì)方案如圖2-1封閉試驗(yàn)臺架原理。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)臺應(yīng)用的廣泛性，選擇儲備系數(shù)K=1.5。各項(xiàng)參數(shù)如下:最大功率 125Kw/2300rpm 扭矩 580Nm/13001500rpm 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(dòng)0.980.970.95圓錐齒輪傳動(dòng)0.970.950.94表3.2 傳動(dòng)效率表部件名稱效率 部件名稱效率 46檔變速器 0.95單級減速主減速器 0.96 分動(dòng)器 0.95雙級減速主減速器 0.92 8檔以上變速器 0.90 傳動(dòng)軸的萬向節(jié) 0.98 蝸桿傳動(dòng) 0.700.75 V 帶傳動(dòng) 0.940.96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A3.2.1.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、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(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=1.3b）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d100mm，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9084+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742+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9084+6=90 GYH6全軸長度578L=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(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1.2b)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 查有關(guān)軸承手冊，根據(jù)d=60mm，選取6012軸承，油潤滑?；绢~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(jì) （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742+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259L=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 FvMvM （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1.2b)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(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d100mm，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9084+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742+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421L=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(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1.2b)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（a） L=259mm（b） Fr Ft （c） Ft Fh Fh Mh Fr （d） Fv FvMvM（e） （f） T 圖3.3 齒輪軸強(qiáng)度計(jì)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(dòng)載荷Cr=43.2KN，極限轉(zhuǎn)速=7500r/mim。3.3 齒輪箱B3.3.1.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(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、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(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=1.3b）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d100mm，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6017b) 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115107+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4922+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404L=115+90+49+103+10+15+22=404mma) 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 FvMvM（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1.2b）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 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(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(jì) （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4922+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199L=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(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 FhMh Fr (d) Fv FvMvM （e） （f） T 圖3.5 齒輪軸強(qiáng)度計(jì)算 X=1，Y=0，fp查表取1.2b）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 查有關(guān)軸承手冊，根據(jù)d=85mm，選取6017軸承，油潤滑?；绢~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)手冊選Y8022，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、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(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=1.3b)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)