汽車驅(qū)動橋試驗臺的設(shè)計

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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 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 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 動機構(gòu)設(shè)計 .8 3.1 驅(qū)動電機的選擇 .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 加載機構(gòu)設(shè)計 .34 4.1 加載小電機功率計算 .34 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 4.2 加載機構(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 .43 致謝 .45 附錄 .46 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 0 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)以其強有力的產(chǎn)業(yè)拉動作用，己經(jīng)成為我國國民經(jīng)濟發(fā) 展的支柱性行業(yè)。2009 年，為應(yīng)對國際金融危機、確保經(jīng)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(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行潤滑，并進行確認試驗，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(qū)動橋是一個機械零部件組成的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，因此，研究驅(qū)動橋的疲勞可靠性 要以研究機械疲勞可靠性的理論、方法為基礎(chǔ)。 機械可靠性研究，主要以產(chǎn)品的壽命特征作為研究對象，而疲勞是機械結(jié)構(gòu)和零 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 1 部件的主要破壞形式，據(jù)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(shù)機械結(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，OHBasquin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， 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，將靜強度應(yīng)力強度干涉模型用于疲勞 可靠性設(shè)計中，將經(jīng)典的應(yīng)力強度干涉模型中靜強度概率分布變?yōu)樵谥付▔勖?的疲勞強度的分布，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) 力與強度干涉關(guān)系進行疲勞可靠性設(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(yīng)力與強度分析方面的應(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)用在強度分析、疲勞研究等方面有了新進 展。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 2 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。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、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(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?和市場。隨著傳感器技術(shù)、電子技術(shù)和計算機技術(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)； 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 3 （3）檢測方法由傳統(tǒng)方法轉(zhuǎn)向儀表化、微機化的方法； （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 利用機械閉式功率流原理，研制一套驅(qū)動橋機械效率、剛度、疲勞強度和潤滑測 試裝置的傳動機構(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（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(qū)動橋的機械效率高、功率損失小，因此， 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 4 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(gòu)的設(shè)計（包括升速器、傳動軸和加載器的設(shè)計）以 及電動機及傳感器的選型。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 5 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，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。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 6 圖 2-1 封閉式試驗臺原理 圖 2-2 機械加載式閉式驅(qū)動橋總成齒輪疲勞試驗臺架功率流流向簡圖 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 7 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 機代替發(fā)動機作為原動力，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，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(shè)計方案如圖 2-1 封閉試驗臺架原理。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 8 第 3 章 傳動機構(gòu)設(shè)計 3.1 驅(qū)動電機的選擇 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/13001500rpm 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 齒輪傳動精度等級及結(jié)構(gòu)形式傳動類型 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 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)A動 PKw83.1725874.01P90.9試 (3.2)46.35動w 查機械設(shè)計課程設(shè)計后，選用驅(qū)動電機型號為 Y200L1-2。其參數(shù)為：額定 功率 30KW；滿載轉(zhuǎn)速 2950r/min。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 9 3.2 齒輪箱 A 3.2.1.齒輪計算 1、計算 齒輪4321Z 分配傳動比 1321ii 1i （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、 。1z452302 （2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由設(shè)計計算式進行試算 （3.3）3 2HEb1zu1KT2d 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 mN105.3098.65kiT6maxe2 為發(fā)動機輸出最大轉(zhuǎn)矩； 變速器最大傳動比（此處為一檔傳動比）emaxTaxi k 為試驗臺通用而設(shè)的系數(shù) c）選取齒寬系數(shù) 5.0b d）由表查得材料的彈性影響系數(shù) ，標(biāo)準(zhǔn)齒輪MPa8.19zE5.2zH 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Pa701lim 的接觸疲勞強度極限 。Pa7502Hlim f）計算硬力循環(huán)次數(shù) 9h1 105.3024198.36jLn6N）（ 92 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 10 g）有圖表查得接觸疲勞壽命系數(shù) ;0.95KHN10.97HN2 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 MPa50.71295.0S2HlimN1H.K3li2 i）計算小齒輪分度圓直徑 d，代入 中較小值H32HEb1zu1Td =237.20mm 3 265.7189.51.0 （3.4） j）確定齒輪參數(shù) 9.7302.zdm2 去模數(shù) m=8， ，B=48zd1 mdb12045.02 (3)校核齒根彎曲疲勞強度 a)由表查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)為： ，35.Y6.Y2Fa1Sa1Fa， 。68.1Y2Sa b)由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖表的彎曲疲勞壽命系數(shù) , 0.9KFN10.93FN2 c)由圖表查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為 ，MPa85E 。850MPaFE2 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）MPa57.84.1092SKFEN2F （3.6）6.33 e)計算圓周力 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 11 （3.7）N1092.2405.3dTF4 62t f)計算輪齒齒根彎曲應(yīng)力。由式得 MPa57.8a92.165.281209.3YBmK 4Sa1Ft1F （3.8） （3.9a64.5MPa1.6.3581209.3 42SaFt2F ） 因此齒根彎曲強度足夠。 (4)齒輪幾何參數(shù)計算 m24038mzd116522 hddaaa 25611mchff 0)(ddaaa 376232chff 40)( 齒輪 與 相同，齒輪 與 相同。3z24z1 3.2.2.軸與軸承的設(shè)計 1、 軸的設(shè)計 Z （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b C=115，由式得 mnPCd70.4231583 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 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 12 3%，即 ，取標(biāo)準(zhǔn)值 d=48mm。md04.63.174 （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 56248 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 75mm6.7582.10.)7(63 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 56248 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=10mab6.54.1. 右端軸承軸肩處 44 09 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 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 13 mNmNnpT 366 1059)230155.9(105.9 b)求軸上的作用力 齒輪上的切向力 dTFt 8.4329 52 齒輪上的徑向力 Ntr .170tan18.43an2 c)求軸的跨距 ml 2594691 （4） 按當(dāng)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）HMNFr 12.7823.1542mlH51 0.9.78 c) 作垂直面受力圖及彎矩 圖 （見圖 3.1d）VMNFt 56.3921.78mlV 1 0.56.39 d)作合成彎矩圖 （見圖 3.1e） NMVH 525252 18.)1.()04.( e)作轉(zhuǎn)矩圖 （見圖 3.1f） T= mN319 f)按當(dāng)量彎矩校核軸的強度 （3.11）BeM5 23232210.6 )10596.()0()( T 由表查得，對于 45 鋼， ，其中 ，故由式得PabMPaw1 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 14 （3.12）wBee MPad M1353 7.481.026. 因此，軸的強度足夠。 （a） L=259 （b） Fr=157423N Ft=4325.18N （c） Ft Fh=787.12N Fh Mh= mN5104.2 Fr （d） Fv=393.56N Fv Mv= mN5102. M 51028. （e） 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 15 （f） T mN31059 圖 3.1 齒輪 軸強度計算4z 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。maxn 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)(arpYFxf X=1，Y=0 ，fp 查表取 1.2 N08.1923.574.1 b)計算所需的徑向力額定動載荷值 （球軸承） （3.13） 316416 0080hLnftPC 25 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/mimmaxn 軸相同。42Z軸 與 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 。1 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 NFrr 46.3182.15742 軸的受力分析 rH.5726.382 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 16 mNLFMHB 5104.2593.1742 由表查得，對于 45 鋼， ，其中 ，故有式得Pab60MPaw1 MPa5.3dBea1.04223 （3.14）md75 故取整 =60mm。2d （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 75mm6.7582.10.)7(63 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=10mab6.54.1. 右端軸承軸肩處 44 09 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 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 17 mNmNnpT 366 1059)230155.9(105.9 b)求軸上的作用力 齒輪上的切向力 dTFt 8.432 52 齒輪上的徑向力 Ntr .170tan18.43an2 c)求軸的跨距 ml 259691 （4） 按當(dāng)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）HMNFr 12.783.1542mlH51 0.9.78 c) 作垂直面受力圖及彎矩 圖 （見圖 3.1d）VNFt 56.392.78mlMV 1 10.56.39 d)作合成彎矩圖 （見圖 3.1e） NVH 525252 108.).()04.( e)作轉(zhuǎn)矩圖 （見圖 3.1f） T= mN319 f)按當(dāng)量彎矩校核軸的強度 （3.11）5232322 10.6)056.()05()( TMBe 由表查得，對于 45 鋼， ，其中 ，故由式得MPab6MPaw1 （3.12）Beed13 537.481.02. 因此，軸的強度足夠。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 18 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 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 19 圖 3.2 齒輪 軸強度計算2z 由于已知條件與軸承配合處的軸徑為 60mm，轉(zhuǎn)速 =2300r/min。maxn 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)(arpYFxf X=1，Y=0 ，fp 查表取 1.2 N15.37846.12. b)計算所需的徑向力額定動載荷值 （球軸承）/0 （3.15） 10364165.3780hLnftPC K. 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。基本額定動 載荷 Cr=31.5KN，極限轉(zhuǎn)速 =7500r/mim。maxn 齒輪 軸與齒輪 軸相同2Z3z 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 d100mm，查表得 =600MPa，查表，取b C=115，由式得 mnPCd70.4231583 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。m04.6.174 （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 mNmNnpT 366 1059)230155.9(105.9 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 20 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 56248 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 75mm6.7582.10.)7(63 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=10mab6.54.1. 右端軸承軸肩處 44 09 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 NdTFt 18.432520159 54 齒輪上的徑向力 tr .7tan.an c)求軸的跨距 ml 259184186921 （4） 按當(dāng)量彎矩校核軸的強度 a)作軸的空間受力簡圖 （見圖 3.3b） 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 21 b)作水平面受力圖及彎矩 圖 （見圖 3.3c）HMNFr 12.783.1542mlH51 0.9.78 c) 作垂直面受力圖及彎矩 圖 （見圖 3.3d）VNFt 56.3921.mlMV 1 0.56.39 d)作合成彎矩圖 （見圖 3.3e） NVH 525252 18.)1.()04.( e)作轉(zhuǎn)矩圖 （見圖 3.3f） T= mN319 f)按當(dāng)量彎矩校核軸的強度 （3.11）5232322 10.6)1056.()05()( TMBe 由表查得，對于 45 鋼， ，其中 ，故由式得MPab6MPaw （3.12）Beed13 537.481.02. 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(zhuǎn)速 =2300r/min。maxn 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)(arpYFxf X=1，Y=0 ，fp 查表取 1.2 N08.1923.574.1 b)計算所需的徑向力額定動載荷值 （球軸承） （3.13） 316416 0080hLnftPC 25 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 22 c)選擇軸承型號 （a） L=259mm （b） Fr N157423 Ft 8. （c） Ft Fh Fh N12.78 Mh m5104.2 Fr （d） Fv Fv N56.39 Mv mN5102. M （e） （f） T 黑龍江工