【正文】 。 ??14 為了滿足試驗臺應用的廣泛性，選擇儲備系數(shù) K=。 寶來汽車的各擋傳動比 如下表所示。 表 21 寶來汽車各擋傳動比 擋 位 1檔 2檔 3檔 4檔 5檔 倒 檔 傳動比 選擇電動機的類型 試驗臺總傳動效率等于各傳動件傳動效率的乘積，查閱相關手冊得齒輪傳動的效率為 、滾動軸承的傳動效率為 、變速器的傳動效率為 、聯(lián)軸 器 的 傳 動 效 率 為 。則 試 驗 臺 總 傳 動 效 率 η = 179。179。179。 4179。179。= 。此試驗臺在工作過程中損失的功率由電機 提供，根據(jù)寶來汽車發(fā)動機的最大功率 110KW/5700r/min，確定電機所需容量為 ： Pw =P 179。(1 η )=110 179。 = KW。電機的儲備系數(shù) K=,則所選電機功率為： Pw =179。= KW。 由同步轉(zhuǎn)速為 1500r/min，查《機械設計課程設計》后，選用 驅(qū)動 電機 型號為 Y225S4。其參數(shù)為：額定功率 37KW；滿載轉(zhuǎn)速 1480r/min；堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 178。 m；最大轉(zhuǎn)矩 178。 m。 本章小結 本章分析比較了開式 試驗 臺與閉式 試驗 臺的優(yōu)缺點，在此基礎上對設計 方案的可行性進行了可靠的論證，確定了傳動機構總體布置方案，闡述了傳動系統(tǒng)的各部分工作原理，在粗估整個試驗臺的功率損失后，為系統(tǒng)選擇電動機的型號。 11 第 3章 變速機構的設計 由驅(qū)動電機的參數(shù)可見，電機最大轉(zhuǎn)速為 1500 r/min，最大轉(zhuǎn)矩 為 178。 m。為滿足系統(tǒng)所需高轉(zhuǎn)速、小轉(zhuǎn)矩的需要，應增加一套變速機構，即升速器。升速器由單級斜齒圓柱齒輪副構成，主要功能是在電動機帶動變速器旋轉(zhuǎn)過程中提高輸出軸的轉(zhuǎn)速，降低轉(zhuǎn)矩。升速器的設計包括齒輪、軸、箱體的設計以及計算，軸承的選擇與校核， 油封的選擇等，該套升速機構的傳動比為 4。 齒輪的設計與校核 選擇齒輪材料及精度等級 制造齒輪最常用的材料為 45 號鋼， 45號鋼經(jīng)過不同的熱處理方法可以滿足不同的應用范圍。正火是將鋼件加熱到相變點以上 30～ 50℃ ，保溫一段時間，然后在空氣中冷卻，冷卻速度比退火快，常用來處理低碳和中碳結構鋼材及滲碳零件，使其組織細化，增加強度及韌度，減小內(nèi)應力，改善切削性能。調(diào)質(zhì) 12 處理是在淬火后高溫回火，用來使鋼獲得高的韌度和足夠的強度，很多重要零件是經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理的。 ??15 在此次設計中，小齒輪選用 45 號鋼調(diào)質(zhì)，硬度為230HBS；大齒輪選 45號鋼正火，硬度為 170HBS。 因為該升速機構的轉(zhuǎn)速較高，初選 6 級精度，要求齒面粗糙度 Ra≤ ～ 。 確定設計準則 由于該升速機構為閉式齒輪傳動，且兩齒輪均為齒面硬度 HBS 小于等于 350的軟齒面，齒面點蝕是主要的失效形式 ， 應先按齒面接觸疲勞強度進行設計計算，確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸，然后再按彎曲疲勞強度校核齒根的彎曲強度。 按齒面接觸疲勞強度設計 T1 T1=210179。 N178。 m=179。10 5N178。 mm K 設齒輪按 6級精度制造 ， 取載荷系數(shù) K=。 Z1，螺旋角 β 和齒寬系數(shù) ψ d 小齒輪 Z1取 24，則大齒輪齒數(shù) Z2=24179。4=96 ，初選 β =15176。 。 因單級直齒圓柱齒輪為對稱布置，而齒輪表面 均 為軟齒面，查機械設計手冊，確定選取 ψ d=1。 ZE 查有關齒輪手冊，得 ZE=。 [σ H] 查有關齒輪手冊，得 lim1H? =560MPa， lim2H? =530MPa， SH=1； N1=60njLh=60179。6000179。1179。(10179。52179。40)=179。10 9 N2=N1/i=179。10 9/4=179。10 9 查手冊，得 ZN1=， ZN2=； 13 ? ?1H? = 1 lim1NHHZ S? = 5601? MPa=476MPa ? ?2H? = 2 lim2NHHZ S? = 5301? MPa= 故 1d ≥ ? ? ? ? 213 1 7 EdHKT u Zu????? ???? = 23 294 000 5 189 .81 4 476? ? ?????? ??mm = nm = 11cosd z ? =1 cos15z??mm= 取標準模數(shù) nm =4。 a 和螺旋角 ? a = ? ?122cosnm z z?? = ? ?4 24 962cos15??? mm= 考慮到實際情況，結合變速器的外形盡寸發(fā)現(xiàn)中心距 a 太小，整個機構地運轉(zhuǎn)的過程中會發(fā)生 干涉，需加大中心距。因此重選 nm =5，以達到加大中心距的目的。 a = ? ?122cosnm z z?? = ? ?5 24 962cos15??? mm= 圓整后取中心距為： a =310mm 圓整中心距后確定的螺旋角 ? 為： ? = ? ?12arccos 2nm z za?= ? ?5 2 4 9 6ar cc o s 2 3 1 0??? =? =143524? ?? 14 主要尺寸計算 1d = 1cosnmz? = 5 ? ? mm= 2d = 2 5 96cos cos 14 .59nmz? ?? ?mm= 1b = 1d? =1179。124mm=124mm 取 1b =130mm， 2b =124mm(為了補償安裝誤差，通常使小齒輪齒寬略大些 )。 按齒根彎曲疲勞強度校核 如 F? ≤ ? ?F? ，則校核合格。 確定有關系數(shù)與參數(shù)： 11 3322 3324 26c o s c o s 1 4 .5 996 106c o s c o s 1 4 .5 9VVzzzz??? ? ??? ? ?? FY 查有關齒輪手冊，得 1FY? ， 2FY ? （差值法） 。 SY 查有關齒輪手冊，得 1SY? ， 2SY? （差值法） 。 ? ?F? 查 手冊，得 lim1F? ? 210MPa， lim2H? =190MPa， FS =， 1NY =， 2NY =； 15 ? ?1F? = 1 lim1NFFY S? = ? MPa= ? ?2F? = 2 lim2NFFY S? =? MPa= ? ?1F? = 121 cos FSnKT YYbm z ? =21 . 6 1 . 5 2 9 4 0 0 0 c o s 1 4 . 5 9 2 . 6 2 7 1 . 5 9 71 2 4 5 2 4? ? ? ? ????mm =＜ ? ?1F? 2F? = 22111FSFFFYYYY? = 2 .1 7 8 1 .8 0 53 8 .5 9 2 .6 2 7 1 .5 9 7?? ?MPa=＜ ? ?2F? 齒根彎曲強度校 核 合格。 驗算齒輪的圓周速度 由齒輪的圓周速度公式 v = 1160 1000dn?? 求得齒輪的圓周速度最大值為 ，查有關齒輪設計手冊，先擇齒輪精度為 6級，與預選值相符。 幾何尺寸計算 2anhm? =5mm， 2 ? = ? ?2 2 2 496aad d h? ? ? ? ? ? ? ?mm=506mm ? ?2 2 22 4 9 6 2 6 .2 5ffd d h? ? ? ? ?mm= 由于 2ad ＞ 500mm，因此采用輪腹式結構。 16 1anhm? =5mm， 1 ? = 1 1 12aad d h?? =? ?124 2 5?? mm=134mm ? ?1 1 12 1 2 4 2 6 .2 5ffd d h? ? ? ? ?mm= 由于 1ad ＜ 200mm ， 因此采用實體式結構。 箱體結構尺寸的計算 有關箱體結構尺寸的計算可以查閱減速器設計資料，根據(jù)箱體主要結構尺寸計算公式求得的尺寸值如下所示。 箱體壁厚 ? ： +1=179。310+1= mm ，取 ? =10mm。 箱蓋壁厚 1? ： +1=179。310+1= ， 取 1? =10mm。 箱蓋凸緣厚 1b ： 1b =? =15mm。 箱座凸緣厚度 b ： b =? =15mm。 箱座底凸緣厚度 2b ： 2b =? =25mm。 地腳螺釘直徑 fd ： fd = +12=179。310 +12=，取 fd =24mm。 地腳螺釘數(shù)目 n ： n =6 。 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1d ： 1d = fd =179。24mm=18mm ，取 1d =20mm。 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 2d ： 2d = fd =179。24mm=12mm 。 聯(lián)接螺栓 2d 的間距 l ： l =150mm。 軸承端蓋螺釘直徑 3d ： 3d = fd =179。24mm= ，取 3d =10mm。 定位銷直徑 d ： d =（ ～ ） 2d =～ ，取 d =10mm。 17 fd ， 1d ， 2d 至箱壁距離 1C ： 34mm， 26mm， 18mm。 fd ， 2d 至凸緣邊緣距離 2C ： 28mm， 16mm。 軸承旁凸臺半徑 1R ： 1R = 2C 。 凸臺高度 h ：以 便于扳手操作為準，取 h =130mm。 外箱壁至軸承座端面距離 1l ： 1l = 1C + 2C +（ 5～ 10），取 1l =70mm。 大齒輪頂圓內(nèi)箱壁距離 1? ： 1? =? =12mm，取 1? =14mm。 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 2? ： 2? =14mm。 箱蓋 ,箱座肋厚 1m ， m ： ?? ， ?? ，取 1m =m =10mm。 地腳螺栓為：螺栓 GB578286 M24179。50 ，兩箱共 12個。 蓋與座連接螺栓：螺栓 GB578386 M12179。50 ，兩箱共 6個。 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：螺栓 GB578386 M20179。160 ，兩箱共 16 個。 軸承端蓋螺釘直徑： GB578386 M10179。40 ，兩箱共 48 個。 視孔蓋螺栓：對于單級變速機構，當中心距 a ≤350mm 時，視孔蓋螺栓直徑d 取 6mm，孔數(shù)為 8，蓋厚 4mm。螺栓 GB578386 M6179。12 ，兩箱共 16 個。 傳動機構的設計 小齒輪軸的設計與校核 ，確定許用應力 選用 45號鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，查 相關 手冊得強度極限 B? =637MPa，許用彎曲應力 ? ?1b?? =60MPa，毛坯直徑 0d ≤200mm 。 （最小直徑） 18 d≥ 3PCn=（ 107～ 118） 3 10T? =（ 107～ 118） 3 10?mm =～ 考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故需將估算直徑加大 3%～ 5%，取為 ～ 。由設計手冊取標準直徑 1d =38mm。 （ 1）擬定軸上零件的裝配方案 （如圖 31a 所示） （ 2）確定軸上零件的位置和固定方式 齒輪從軸的右端裝入，如上圖所示，齒輪的左端用軸肩固定，右端用套筒固 定，這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵連接，同時為了保證齒輪與軸有良好的對中性，故采用 H7/r6 的配合。由于軸承對稱安裝于齒輪的兩側(cè)，則其左軸承用軸肩固定、右軸承由套筒右端面來定位，軸承的周向固定采用過盈配合。軸承的外圈位置由軸承蓋頂住，這樣軸組件的軸向位置即可完全固定。 （ 3）確定各 軸段的直徑 如 圖 31a 所示，軸段 ① （外伸端）直徑最小， d1=38mm； 考慮到要對安裝在軸段 ① 上的聯(lián)軸器進行定位，軸段 ② 必須滿足軸承內(nèi)徑的標準，故取軸段 ②的直徑 d2=45mm（選擇軸承型號為 6409 GB/T29694）；為了便于拆卸左右軸承，可查出 6904 型深溝球軸承的安裝高度為 5mm，取 d5=55mm；小齒輪孔徑 d3=48mm，軸間高度為 h=5mm，則 d4=58mm。 （ 4）確定各軸段的長度 齒輪輪寬為 130mm，為保證齒輪固定可靠，軸段 ③ 的長度應略短于齒輪輪轂寬度，取為 128mm；為保證齒輪端面與箱 體內(nèi)壁不相碰，齒輪端面與箱體內(nèi)壁間應留有一定的間距，取該 間 距為 14mm；為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為 29mm），并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離為 5mm，所 19 以軸段 ④ 長度取為 19mm，軸承支點距離 197l? mm；根據(jù)箱體結構及聯(lián)軸器距軸承蓋要有一定距離 的 要求，取 80l?? mm；查閱有關的聯(lián)軸器手冊取 l?? =70mm。 （ 5）按設計結果畫出軸的結構草 圖，如圖 31a 所示。 （ 1）畫出軸的受力圖（圖 31b）。 （ 2）作水平面內(nèi)的彎矩圖（圖 31c）。 首先對斜齒圓柱齒輪傳動中的主動輪進行受力分析： 2222 2 2 9 4 0 0 0 4496t TF d ???? N= 22tancos nrtFF ???= ?? N= 22 ta n 4 7 4 1 .9