汽車驅動橋試驗臺的設計【以一汽客車的驅動橋參數基礎】

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SY-025-BY-2畢業(yè)設計（論文）任務書學生姓名張立磊系部汽車與交通工程學院專業(yè)、班級車輛工程07-2指導教師姓名紀峻嶺職稱副教授從事專業(yè)車輛工程是否外聘是否題目名稱汽車驅動橋試驗臺的設計一、設計（論文）目的、意義設計目的：汽車零部件性能試驗在汽車試驗方面占有重要的地位，汽車上的變速器、傳動軸、驅動橋等重要部件具有結構復雜、使用條件復雜、可靠性要求高等特點，因此從產品開發(fā)到生產裝車都需要對其進行大量的試驗，而且這些試驗的項目和規(guī)范都已形成國家標準并要求強制執(zhí)行，以確定其各種性能參數是否滿足設計的要求，為汽車的生產、銷售、維修和使用者提供可靠的保障。本課題即是開發(fā)一款適合于汽車驅動橋性能試驗的裝置，設計原理采用閉式功率流的原理，以達到節(jié)能、操控方便、適用性強的目的。意義：汽車驅動橋性能試驗的特點是周期長、耗能大、操控復雜、勞動強度大。因此，開發(fā)具有節(jié)約能源消耗、減輕操作人員勞動強度、試驗程序規(guī)范、數據記錄準確等特點的試驗裝置具有十分重要的意義。同時，通過此設計，能夠培養(yǎng)學生綜合運用所學知識獨立完成設計的能力，以及培養(yǎng)學生分析問題和解決問題的能力。二、設計（論文）內容、技術要求（研究方法）1、主要設計內容根據驅動橋的實際工作狀態(tài)，開發(fā)可以模擬汽車驅動橋實際工作狀態(tài)的測試系統(tǒng)，要求設計的系統(tǒng)采用電動機輸入動力，使之在事先通過加載器給系統(tǒng)添加完載荷的狀態(tài)下按規(guī)定轉速運轉。具體完成以下設計內容：1）結構的總體設計；2）加載器的設計；3）電動機及傳感器的選擇；4）傳動系的設計；2、主要技術要求1）確定系統(tǒng)的總體結構和工作原理；2）加載器結構合理、數據準確；3）總體系統(tǒng)運行可靠；三、設計（論文）完成后應提交的成果1、設計說明書一份，1.5萬字以上；2、設計圖紙一套。3、設計的電子稿件一份。四、設計（論文）進度安排1、進行文獻檢索查，查看相關資料，撰寫開題報告。 第1-2周（3月13月12）2、初步確定設計的總體方案，對系統(tǒng)進行初步設計。 第3-6周（3月164月09）3、提交設計草稿，并針對存在問題進行修定。 第 7 周（4月124月16）4、繪制圖紙。 第8-12周（4月195月21）5、提交設計，教師審核。 第13-14周（5月246月4）6、設計修改。 第15周（6月76月11）7、裝訂設計，準備答辯。 第16周（6月146月18） 8、設計答辯。 第17周（6月216月25）五、主要參考資料1張利平.測功機原理.北京：化學工業(yè)出版社，20052黃緯綱，王旭永，王顯正等.汽車驅動橋實驗裝置的研發(fā).上海交通大學學報，1998,(12)3付百學.汽車試驗學.北京；機械工業(yè)出版社，20084馮晉祥.機械設計.北京：人民交通出版社，5汽車工程手冊編委會.汽車工程手冊.北京：人民交通出版社，20016黃聲顯.汽車試驗與檢測技術。北京：人民交通出版社，20057謝金元.閉式功率流驅動橋試驗臺的研究.，北京；機械工業(yè)出版社，2006（4）六、備注指導教師簽字：年 月 日教研室主任簽字： 年 月 日畢業(yè)設計（論文）開題報告設計（論文）題目: 汽車驅動橋試驗臺的設計 院 系 名 稱: 汽車與交通工程學院 專 業(yè) 班 級: 車輛07-2班 學 生 姓 名: 張立磊 導 師 姓 名: 紀峻嶺 開 題 時 間: 指導委員會審查意見： 簽字： 年 月 日SY-025-BY-3畢業(yè)設計（論文）開題報告學生姓名張立磊系部汽車與交通工程學院專業(yè)、班級車輛工程07-2指導教師姓名紀峻嶺職稱副教授從事專業(yè)車輛工程是否外聘是否題目名稱汽車驅動橋試驗臺的設計一、課題研究現(xiàn)狀、選題目的和意義1汽車驅動橋檢測技術的發(fā)展與現(xiàn)狀隨著我國經濟的高速發(fā)展和高速公路的迅速建設，我國重型汽車的生產在經歷了幾十年的發(fā)展后已經頗具規(guī)模，目前的生產廠家有二十多家，年生產能力達到50萬輛以上。國內市場上的國產主流重卡產品，技術上大多比較落后。統(tǒng)計數據顯示，一汽、二汽的主銷產品仍然屬于810t的準重卡產品，其平臺本身也并不完全符合重卡產品的構造特點。重型汽車產業(yè)與其它產業(yè)不同，尤其是高端產品，不僅是國民經濟的支柱產業(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，產品技術的提升同軍隊裝備現(xiàn)代化建設發(fā)展是密不可分的。從長遠發(fā)展來看，其對我國的國防建設、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含量、高品質的高端重卡”。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、變速器之外的主要試驗設備之一，在載貨汽車的試驗設備中具有重要的地位。綜上所述，正因為重型車輛驅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行了較為詳細的壽命試驗研究。如美國BURKE公司、英國的ROMAX公司和SMT制造技術有限公司、德國RENK公司和SCHENCK公司、奧地利的AVL公司在汽車驅動橋檢測方面都具有相當的實力和市場。隨著傳感器技術、電子技術和計算機技術的不斷發(fā)展，在國外汽車零部件檢測技術近年來得到了迅速的發(fā)展。國外汽車驅動橋生產廠家除在產品開發(fā)、產品設計、效果驗證階段使用試驗設備以外，在生產制造環(huán)節(jié)中，即生產線上、裝配線上、無人車間內，也大量使用測試性能先進的在線檢測儀器。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)全過程質量控制。這樣不僅能準確地判斷產品是否合格，更重要的是可以通過檢測數據的分析處理，正確判斷質量失控的狀態(tài)即產生的原因。產品質量控制得較好。因此，裝配、調整差異小。由于該試驗要求能夠近似模擬真車實際情況，且測量的參數和要求的功能較多，故必須搭建專用的試驗臺架進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的發(fā)展特點：向標準化方向發(fā)展；普遍采用了高新技術；檢測方法由傳統(tǒng)方法轉向儀表化、微機化的方法；檢測診斷設備具有快速、準確、方便的特點；開發(fā)具有功能繁多、檢測種類齊全的設備。我國汽車檢測技術起步較晚，而且在國內汽車驅動橋生產廠家中，只有少部分能夠進行驅動橋的性能和壽命測試，且具有測試結構簡單，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)方式來判斷質量是否合格。與發(fā)達國家相比我們的汽車檢測維修技術還存在著許多急需解決的問題。主要表現(xiàn)為：產品可靠性低；自動化程度低、性能落后；品種不全，更新慢；技術含量低；檢測設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也會有較大提高，各種檢測設備也會遍布設計生產制造的各個環(huán)節(jié)，來保證產品出廠的質量要求，真正和國外的重型車輛制造商們進行競爭?？上驳氖?，國家下屬的汽車質量監(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：機械加載式閉式驅動橋總成齒輪疲勞試驗臺、液壓加載式閉式驅動橋總成齒輪疲勞試驗臺、電能封閉式驅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型驅動橋試驗臺。另外有不少開式試驗臺，為了節(jié)約能源，可進行部分能源回收，在歐美和日本使用的情況較多。2.設計目的：汽車零部件性能試驗在汽車試驗方面占有重要的地位，汽車上的變速器、傳動軸、驅動橋等重要部件具有結構復雜、使用條件復雜、可靠性要求高等特點，因此從產品開發(fā)到生產裝車都需要對其進行大量的試驗，而且這些試驗的項目和規(guī)范都已形成國家標準并要求強制執(zhí)行，以確定其各種性能參數是否滿足設計的要求，為汽車的生產、銷售、維修和使用者提供可靠的保障。本課題即是開發(fā)一款適合于汽車驅動橋性能試驗的裝置，設計原理采用閉式功率流的原理，以達到節(jié)能、操控方便、適用性強的目的。3.設計意義：汽車驅動橋性能試驗的特點是周期長、耗能大、操控復雜、勞動強度大。因此，開發(fā)具有節(jié)約能源消耗、減輕操作人員勞動強度、試驗程序規(guī)范、數據記錄準確等特點的試驗裝置具有十分重要的意義。同時，通過此設計，能夠培養(yǎng)學生綜合運用所學知識獨立完成設計的能力，以及培養(yǎng)學生分析問題和解決問題的能力。二、設計（論文）的基本內容、擬解決的主要問題1、主要設計內容根據驅動橋的實際工作狀態(tài)，開發(fā)可以模擬汽車驅動橋實際工作狀態(tài)的測試系統(tǒng)，要求設計的系統(tǒng)采用電動機輸入動力，使之在事先通過加載器給系統(tǒng)添加完載荷的狀態(tài)下按規(guī)定轉速運轉。具體完成以下設計內容：1）結構的總體設計；2）加載器的設計；3）電動機及傳感器的選擇；4）傳動系的設計；2、主要技術要求；1）確定系統(tǒng)的總體結構和工作原理；2）加載器結構合理、數據準確；3）總體系統(tǒng)運行可靠；三、技術路線（研究方法）調研和收集資料臺架總體方案的確定電動機，傳感器的選擇加載機構設計傳動系設計試驗臺主要裝置的支撐設計以及強度校核試驗臺操縱機構的設計方案繪制圖紙完成設計說明書四、設計（論文）進度安排1、進行文獻檢索查，查看相關資料，撰寫開題報告。 第1-2周（2月283月11）2、初步確定設計的總體方案，對系統(tǒng)進行初步設計。 第3-6周（3月144月08）3、提交設計草稿，并針對存在問題進行修定。 第 7 周（4月114月15）4、建立模型進行分析，繪制圖紙。 第8-12周（4月185月20）5、提交設計，教師審核。 第13-14周（5月236月3）6、設計修改。 第15周（6月66月10）7、裝訂設計，準備答辯。 第16周（6月136月17）8、設計答辯。 第17周（6月206月24）五、參考文獻1張利平.測功機原理M.北京：化學工業(yè)出版社，20052黃緯綱，王旭永，王顯正等.汽車驅動橋實驗裝置的研發(fā)J.上海交通大學學報，1998,(12)3付百學.汽車試驗學M.北京；機械工業(yè)出版社，20084馮晉祥.機械設計M.北京：人民交通出版社，5汽車工程手冊編委會.汽車工程手冊M.北京：人民交通出版社，20016黃聲顯.汽車試驗與檢測技術M.北京：人民交通出版社，20057謝金元.閉式功率流驅動橋試驗臺的研究M.北京；機械工業(yè)出版社，2006（4）8. 國家標準局. 噪聲檢測標準 （GB/T1946-1997）, 19979. 陳家瑞.汽車構造M.人民交通出版社, 199410. 余志生主編. 汽車理論M.機械工業(yè)出版社, 198911. 竺延年主編. 最新車橋設計、制造、質量檢測及國內外標準實用手冊M.中國知識出版社, 200512. 陳克興. 設備狀態(tài)檢測與故障診斷技術J.科學技術文獻出版社 199013. 劉惟信. 驅動橋(汽車設計叢書) M.北京：人民交通出版社，198714. 劉惟信. 機械可靠性設計M.北京：清華大學出版社, 199615. 劉惟信. 汽車車橋設計M.北京：清華大學出版社, 200416. 王植槐. 汽車制造檢測技術M.北京：北京理工大學出版社, 2000 17. 小田柿浩三. 自動車設計M.日本：山海堂, 197818. 尾崎紀男. 自動車工學M.日本：森北出版, 197819. 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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 機械疲勞可靠性研究的歷史回顧11.3 驅動橋疲勞可靠性研究的方法與現(xiàn)狀21.4 本課題的研究內容及主要工作4第2章 總體方案確定52.1 設計方案論證52.1.1 引言52.1.2 封閉式試驗臺試驗原理52.1.3 封閉式試驗臺動力裝置的布置方案分析52.2 本章小結7第3章 傳動機構設計83.1 驅動電機的選擇83.2 齒輪箱A93.2.1 齒輪計算93.2.2 軸與軸承的設計113.3 齒輪箱B233.3.1 齒輪計算233.3.2 軸與軸承的設計263.4 本章小結33第4章 加載機構設計344.1 加載小電機功率計算344.2 加載機構設計與計算344.2.1 齒輪的設計344.2.2 渦輪蝸桿的設計與計算374.2.3 V帶的設計與計算384.2.4 加載齒輪設計與計算394.3 本章小結41結論42參考文獻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)以其強有力的產業(yè)拉動作用，己經成為我國國民經濟發(fā)展的支柱性行業(yè)。2009年，為應對國際金融危機、確保經濟平穩(wěn)較快增長，國家出臺了一系列促進汽車、摩托車消費的政策，有效刺激了汽車消費市場，汽車產銷呈高增長態(tài)勢，首次成為世界汽車產銷第一大國。2009年，汽車產銷分別為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計和制造領域占據重要的地位，因此試驗臺的總類也很多，有的結構簡單，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動橋具有結構復雜、使用條件復雜、可靠性要求高等特點，因此從產品開發(fā)到生產使用都要對其進行大量的試驗，以確定其各種性能參數是否滿足設計的要求，為汽車的生產、銷售、維修單位以及汽車的使用者提供可靠的保障。 驅動橋在其研發(fā)階段需要完成變速器機械效率試驗、潤滑試驗、疲勞磨損試驗等。提驅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，要對變速器內的各部件供給必要而充分的潤滑油進行潤滑，并進行確認試驗，試驗目的是評價變速器在各種工作條件下不傳遞轉矩時的潤滑效能。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機械疲勞可靠性研究的歷史回顧 車輛驅動橋是一個機械零部件組成的結構系統(tǒng)，因此，研究驅動橋的疲勞可靠性要以研究機械疲勞可靠性的理論、方法為基礎。機械可靠性研究，主要以產品的壽命特征作為研究對象，而疲勞是機械結構和零部件的主要破壞形式，據統(tǒng)計有80以上的機械失效都源于疲勞破壞，這是由于大多數機械結構和零部件都工作在循環(huán)載荷下。關于動載荷引起疲勞失效的機理問題直至現(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)應力與壽命之間關系的S-N曲線和疲勞極限的概念。1910年，OHBasquin提出了金屬S-N曲線的經驗規(guī)律，指出應力對疲勞循環(huán)數的雙對數坐標圖在很大的應力范圍內表現(xiàn)為線性關系。這一理論沿用至今，仍然是壽命預測的根本理論。但S-N曲線只能預測恒幅對稱循環(huán)應力下的壽命，對于變幅應力下的壽命卻不能直接應用。對此，MAMiner在1945年，提出了線性疲勞累積損傷理論，建立了多級應力下的疲勞壽命模型141，從而解決了變幅載荷下的壽命預測問題。1954年，LFCoffin和SSManson又提出了表征塑性應變幅與疲勞壽命關系的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用方面取得了突破，將靜強度應力強度干涉模型用于疲勞可靠性設計中，將經典的應力強度干涉模型中靜強度概率分布變?yōu)樵谥付▔勖碌钠趶姸鹊姆植?，將靜應力的概率分布變?yōu)槠趹Φ母怕史植?，逐漸完善了用應力與強度干涉關系進行疲勞可靠性設計的一套方法，并提出了著名的疲勞可靠性應力強度干涉模型，為疲勞可性研究奠定了重要的理論基礎。此后，關于機械可靠性設計與疲勞問題的理論與應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年代開始注重機械可靠性研究，90年代后得到了空前的進展，由于對機械破壞失效機理認識的逐步深化，對機械概率故障資料的逐步積累，以及概率統(tǒng)計在零部件的應力與強度分析方面的應用，為可靠性研究提供了理論基礎和實踐經驗，呂海波等對結構、零部件疲勞可靠性進行了具體的研究，分析了結構在穩(wěn)定和非穩(wěn)定應力下的可靠性模型、可靠度的計算方法。黃洪鐘等將模糊數學應用到可靠性分析，黃雨華等研究了隨機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引入齒輪可靠度計，使可靠性理論的應用在強度分析、疲勞研究等方面有了新進展。1.3驅動橋疲勞可靠性研究的方法與現(xiàn)狀1汽車驅動橋檢測技術的發(fā)展與現(xiàn)狀隨著我國經濟的高速發(fā)展和高速公路的迅速建設，我國重型汽車的生產在經歷了幾十年的發(fā)展后已經頗具規(guī)模，目前的生產廠家有二十多家，年生產能力達到50萬輛以上。國內市場上的國產主流重卡產品，技術上大多比較落后。統(tǒng)計數據顯示，一汽、二汽的主銷產品仍然屬于810t的準重卡產品，其平臺本身也并不完全符合重卡產品的構造特點。重型汽車產業(yè)與其它產業(yè)不同，尤其是高端產品，不僅是國民經濟的支柱產業(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，產品技術的提升同軍隊裝備現(xiàn)代化建設發(fā)展是密不可分的。從長遠發(fā)展來看，其對我國的國防建設、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含量、高品質的高端重卡”。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、變速器之外的主要試驗設備之一，在載貨汽車的試驗設備中具有重要的地位。綜上所述，正因為重型車輛驅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行了較為詳細的壽命試驗研究。如美國BURKE公司、英國的ROMAX公司和SMT制造技術有限公司、德國RENK公司和SCHENCK公司、奧地利的AVL公司在汽車驅動橋檢測方面都具有相當的實力和市場。隨著傳感器技術、電子技術和計算機技術的不斷發(fā)展，在國外汽車零部件檢測技術近年來得到了迅速的發(fā)展。國外汽車驅動橋生產廠家除在產品開發(fā)、產品設計、效果驗證階段使用試驗設備以外，在生產制造環(huán)節(jié)中，即生產線上、裝配線上、無人車間內，也大量使用測試性能先進的在線檢測儀器。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)全過程質量控制。這樣不僅能準確地判斷產品是否合格，更重要的是可以通過檢測數據的分析處理，正確判斷質量失控的狀態(tài)即產生的原因。產品質量控制得較好。因此，裝配、調整差異小。由于該試驗要求能夠近似模擬真車實際情況，且測量的參數和要求的功能較多，故必須搭建專用的試驗臺架進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的發(fā)展特點：（1）向標準化方向發(fā)展；（2）普遍采用了高新技術；（3）檢測方法由傳統(tǒng)方法轉向儀表化、微機化的方法；（4）檢測診斷設備具有快速、準確、方便的特點；（5）開發(fā)具有功能繁多、檢測種類齊全的設備。我國汽車檢測技術起步較晚，而且在國內汽車驅動橋生產廠家中，只有少部分能夠進行驅動橋的性能和壽命測試，且具有測試結構簡單，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)方式來判斷質量是否合格。與發(fā)達國家相比我們的汽車檢測維修技術還存在著許多急需解決的問題。主要表現(xiàn)為：（1）產品可靠性低；（2）自動化程度低、性能落后；（3）品種不全，更新慢；（4）技術含量低；（5）檢測設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也會有較大提高，各種檢測設備也會遍布設計生產制造的各個環(huán)節(jié)，來保證產品出廠的質量要求，真正和國外的重型車輛制造商們進行競爭?？上驳氖?，國家下屬的汽車質量監(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：機械加載式閉式驅動橋總成齒輪疲勞試驗臺、液壓加載式閉式驅動橋總成齒輪疲勞試驗臺、電能封閉式驅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型驅動橋試驗臺。另外有不少開式試驗臺，為了節(jié)約能源，可進行部分能源回收，在歐美和日本使用的情況較多。1.4 本課題的研究內容及主要工作利用機械閉式功率流原理，研制一套驅動橋機械效率、剛度、疲勞強度和潤滑測試裝置的傳動機構，要求設計并研究可靠的傳動系統(tǒng)的結構。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（僅提供封閉系統(tǒng)消耗的機械損失功率），即可完成機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，而且驅動橋的機械效率高、功率損失小，因此，本課題將對這種試驗臺的傳動系統(tǒng)部分進行研究。在這部分里主要完成傳動機構的設計（包括升速器、傳動軸和加載器的設計）以及電動機及傳感器的選型。第2章 總體方案確定2.1 設計方案論證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：機械加載式閉式驅動橋總成齒輪疲勞試驗臺（國內外廣泛采用）、液壓加載式閉式驅動橋總成齒輪疲勞試驗臺、電能封閉式驅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 型驅動橋試驗臺。另外有不少開式試驗臺，為了節(jié)約能源，可進行部分能源回收，在歐美和日本使用的情況較多。驅動橋總成齒輪疲勞試驗中，一般采用的測試儀器有轉矩轉速傳感器。此外，近年來試驗中普遍配套使用的二次儀表有轉矩轉速儀、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能耗，有效節(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動橋總成可靠性試驗臺結構如圖2.1所示。它由主減速器、輔助齒輪箱以及加載裝置構成一個封閉系統(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，并同時補充封閉系統(tǒng)中發(fā)熱所產生的功率損失。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，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，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機械加載式閉式驅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構，提高可控性且減少噪音、污染以及節(jié)約能源，故這里用電機代替發(fā)動機作為原動力，經連軸器帶動主動齒輪箱運轉。主動齒輪箱再帶動加載卡盤和加載大齒輪后再經過轉矩轉速傳感器傳動軸到被試驅動橋總成樣品。然后，經過兩側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動橋總成，再經傳動軸與主動齒輪箱相連，從而構成一個扭矩的封閉循環(huán)結構。試驗臺的封閉載荷是由加載電機帶動加載齒輪箱中的齒輪副和蝸輪蝸桿副驅動可移位的加載小齒輪。加載過程為：先關閉試驗臺電機，并松開齒輪箱后側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，觀察轉矩轉速儀實時顯示的轉矩值，到目標轉矩時停止加載，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)內部扭矩加載完畢，開啟試驗臺，相應的扭矩便加到了被試驅動橋總成和陪試驅動橋總成當中。功率流流向如上圖 2-2 所示。2.2 本章小結本章對總體設計方案進行了比較分析，以及試驗臺架運行原理，工作過程和加載工程進行闡述。最終確定了總體設計方案如圖2-1封閉試驗臺架原理。第3章 傳動機構設計3.1 驅動電機的選擇 本試驗臺選擇以一汽客車的驅動橋的技術參數為基準。為了滿足試驗臺應用的廣泛性，選擇儲備系數K=1.5。各項參數如下:最大功率 125Kw/2300rpm 扭矩 580Nm/13001500rpm 變速器 1檔 6.098 R檔 5.98驅動橋 4.556表3.1 傳動效率表傳動類型齒輪傳動精度等級及結構形式6、7 級，閉式 8級，閉式脂潤滑，開式圓拄齒輪傳動0.980.970.95圓錐齒輪傳動0.970.950.94表3.2 傳動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 0.700.75 V 帶傳動 0.940.96所有齒輪箱的效率取=0.95。則 (3.1) (3.2)查機械設計課程設計后，選用驅動電機型號為Y200L1-2。其參數為：額定功率30KW；滿載轉速2950r/min。3.2齒輪箱A3.2.1.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=30、。（2）按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算式進行試算 （3.3）a）根據工作條件，選取載荷系數 K=1.3b）計算小齒輪傳遞的轉矩為發(fā)動機輸出最大轉矩；變速器最大傳動比（此處為一檔傳動比）k為試驗臺通用而設的系數c）選取齒寬系數 d）由表查得材料的彈性影響系數，標準齒輪e）有圖按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。f）計算硬力循環(huán)次數g）有圖表查得接觸疲勞壽命系數 ;h）計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%，安全系數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）確定齒輪參數去模數m=8，B=(3)校核齒根彎曲疲勞強度a)由表查得齒形系數和應力修正系數為：，。b)由應力循環(huán)次數查圖表的彎曲疲勞壽命系數 , c)由圖表查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為 ，。d)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數 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力。由式得 （3.8） （3.9）因此齒根彎曲強度足夠。(4)齒輪幾何參數計算齒輪與相同，齒輪與相同。3.2.2.軸與軸承的設計1、軸的設計 （1）估算軸的基本直徑選用45鋼，正火處理，估計直徑d100mm，查表得=600MPa，查表，取C=115，由式得所求d為最小軸徑，應為聯(lián)軸器處，因該處有一鍵槽，應將該軸段直徑增大3%，即，取標準值d=48mm。（2）軸的結構設計 （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根據內徑，選定凸緣聯(lián)軸器GYH6軸承端蓋處56軸承處60根據軸承內徑，初定深溝球軸承6012齒輪處63齒輪孔應稍大于軸承處直徑，并為標準直徑軸環(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根據軸承內徑，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） 按當量彎矩校核軸的強度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)作轉矩圖 （見圖3.1f）T=f)按當量彎矩校核軸的強度 （3.11）由表查得，對于45鋼，其中，故由式得 （3.12）因此，軸的強度足夠。（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，轉速=2300r/min。 軸承處所受的徑向力Fr=1574.23N，工作溫度正常，預期壽命為10000h。a)球當量動載荷 P根據公式，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 查有關軸承手冊，根據d=60mm，選取6012軸承，油潤滑?；绢~定動載荷Cr=43.2KN，極限轉速=7500r/mim軸相同。3、軸的設計（1）估算軸的基本直徑由箱體與軸的結構可以確定軸的長度：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）軸的結構設計 （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根據軸承內徑，初定深溝球軸承6012齒輪處63齒輪孔應稍大于軸承處直徑，并為標準直徑軸環(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根據軸承內徑，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） 按當量彎矩校核軸的強度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)作轉矩圖 （見圖3.1f）T=f)按當量彎矩校核軸的強度 （3.11）由表查得，對于45鋼，其中，故由式得 （3.12）因此，軸的強度足夠。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 齒輪軸強度計算 由于已知條件與軸承配合處的軸徑為60mm，轉速=2300r/min。 軸承處所受的徑向力Fr=3148.46N，工作溫度正常，預期壽命為10000h。a)球當量動載荷 P根據公式，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軸承手冊，根據d=60mm，選取6012深溝球軸承，油潤滑。基本額定動載荷Cr=31.5KN，極限轉速=7500r/mim。齒輪軸與齒輪軸相同4、軸設計 （1）估算軸的基本直徑選用45鋼，正火處理，估計直徑d100mm，查表得=600MPa，查表，取C=115，由式得所求d為最小軸徑，應為聯(lián)軸器處，因該處有一鍵槽，應將該軸段直徑增大3%，即，取標準值d=48mm。（2）軸的結構設計 （見圖3.3a）（3）軸的受力分析a)求軸傳遞的轉矩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根據內徑，選定凸緣聯(lián)軸器GYH6軸承端蓋處56軸承處60根據軸承內徑，初定深溝球軸承6012齒輪處63齒輪孔應稍大于軸承處直徑，并為標準直徑軸環(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根據軸承內徑，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） 按當量彎矩校核軸的強度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)作轉矩圖 （見圖3.3f）T=f)按當量彎矩校核軸的強度 （3.11）由表查得，對于45鋼，其中，故由式得 （3.12）因此，軸的強度足夠。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，轉速=2300r/min。軸承處所受的徑向力Fr=1574.23N，工作溫度正常，預期壽命為10000h。a)球當量動載荷 P根據公式，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 FvMvM（e） （f） T 圖3.3 齒輪軸強度計算 查有關軸承手冊，根據d=60mm，選取6012軸承，油潤滑。基本額定動載荷Cr=43.2KN，極限轉速=7500r/mim。3.3 齒輪箱B3.3.1.齒輪計算 此齒輪箱位于兩個驅動橋中間，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=30、。 圖3-2齒輪箱B簡圖（2）按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算式進行試算 （3.3）a）根據工作條件，選取載荷系數 K=1.3b）計算小齒輪傳遞的轉矩為發(fā)動機輸出最大轉矩；變速器最大傳動比（此處為一檔傳動比）k為試驗臺通用而設的系數c）選取齒寬系數 d）由表查得材料的彈性影響系數，標準齒輪e）有圖按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。f）計算硬力循環(huán)次數g）有圖表查得接觸疲勞壽命系數 ;h）計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%，安全系數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）確定齒輪參數去模數m=7，B=(3)校核齒根彎曲疲勞強度a)由表查得齒形系數和應力修正系數為：，。b)由應力循環(huán)次數查圖表的彎曲疲勞壽命系數 。c)由圖表查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為 ，。d)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數 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力。由式得 （3.8） （3.9）因此齒根彎曲強度足夠。(4)齒輪幾何參數計算齒輪與、與兩兩相同。3.3.2.軸與軸承的設計1、軸的設計（1）估算軸的基本直徑選用40Cr調質，估計直徑d100mm，查表得=980MPa，查表，取C=105，由式得 （3.21）所求d為最小軸徑，應為聯(lián)軸器處，因該處有一鍵槽，應將該軸段直徑增大5%，即，取標準值d=70mm。（2）軸的結構設計 （見圖3.4a）（3）軸的受力分析a)求軸傳遞的轉矩表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便于安裝設一軸肩膀，取a=5軸承處85根據軸承內徑，初定深溝球軸承6017齒輪處90齒輪孔應稍大于軸承處直徑，并為標準直徑軸環(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根據軸承內徑，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） 按當量彎矩校核軸的強度表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）作轉矩圖 （見圖3.4f）f）按當量彎矩校核軸的強度由表查得，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 齒輪軸強度計算 （3.22）因此，軸的強度足夠。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，轉速=504.83r/min。 軸承處所受的徑向力Fr=9170N，工作溫度正常，預期壽命為10000h。a) 球當量動載荷 P根據公式，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 查有關軸承手冊，根據d=85mm，選取6017軸承，油潤滑?；绢~定動載荷r=50.8KN，極限轉速=5600r/mim。3、齒輪軸的設計由箱體與軸的結構可以確定軸的長度：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倍的單對齒輪產生的徑向力。故（1）軸的受力分析由表查得，對于40Cr調質，其中，故由式得MPa （3.24）故取整=85mm。2）軸的結構設計 （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根據軸承內徑，初定深溝球軸承6017齒輪處90齒輪孔應稍大于軸承處直徑，并為標準直徑軸環(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根據軸承內徑，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） 按當量彎矩校核軸的強度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）作轉矩圖 （見圖3.5f）f）按當量彎矩校核軸的強度由表查得，對于45鋼，其中，故由式得 （3.22）因此，軸的強度足夠。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，轉速=504.83r/min。 軸承處所受的徑向力Fr=18340N，工作溫度正常，預期壽命為10000h。a) 球當量動載荷 P根據公式，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 齒輪軸強度計算 X=1，Y=0，fp查表取1.2b）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 查有關軸承手冊，根據d=85mm，選取6017軸承，油潤滑。基本額定動載荷r=50.8KN，極限轉速=5600r/mim。3.4 本章小結 本章中系統(tǒng)的進行了傳動系統(tǒng)中最重要的主要兩個部件進行了設計，即齒輪箱A和齒輪箱B的設計，包括電機的選擇和各齒輪各軸、軸承的設計，設計時注意功率和扭矩的差異，并要合理的空間結構。第4章 加載機構設計4.1加載小電機功率計算加載小電機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計手冊選Y8022，P=1.1KW，n=2825rpm。4.2加載機構設計與計算4.2.1、齒輪的設計（1）選擇齒輪傳動精度等級、材料及齒數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，小齒輪調質處理，硬度為240HBS，大齒輪正火處理，硬度為200HBS。c) 初選小齒輪齒數=24、。（2） 按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算式進行試算 （4.1）a)根據工作條件，選取載荷系數 K=1.3b)計算小齒輪傳遞的轉矩c)選取齒寬系數 d)由表查得材料的彈性影響系數，標準齒輪e)有圖按齒面硬度查的齒輪的接觸疲勞強度極限，。f)計算硬力循環(huán)次數g)有圖表查得接觸疲勞壽命系數 ;h)計算接觸疲勞許用應