【正文】 的傳動效率為 、聯軸 器 的 傳 動 效 率 為 。 4179。(1 η )=110 179。 由同步轉速為 1500r/min，查《機械設計課程設計》后，選用 驅動 電機 型號為 Y225S4。 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，為系統選擇電動機的型號。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過程中提高輸出軸的轉速，降低轉矩。調質 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，很多重要零件是經過調質處理的。 按齒面接觸疲勞強度設計 T1 T1=210179。 mm K 設齒輪按 6級精度制造 ， 取載荷系數 K=。 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。1179。10 9 N2=N1/i=179。NHHZ S? = 5301? MPa= 故 1d ≥ ? ? ? ? 213 1 7因此重選 nm =5，以達到加大中心距的目的。 確定有關系數與參數： 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） 。NFFY 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。 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，根據箱體主要結構尺寸計算公式求得的尺寸值如下所示。310+1= ， 取 1? =10mm。 地腳螺釘直徑 fd ： fd = +12=179。24mm=18mm ，取 1d =20mm。 軸承端蓋螺釘直徑 3d ： 3d = fd =179。 fd ， 2d 至凸緣邊緣距離 2C ： 28mm， 16mm。 大齒輪頂圓內箱壁距離 1? ： 1? =? =12mm，取 1? =14mm。50 ，兩箱共 12個。160 ，兩箱共 16 個。螺栓 GB578386 M6179。由設計手冊取標準直徑 1d =38mm。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。 （ 1）畫出軸的受力圖（圖 31b）。 支 點反力為： 1 4 7 4 1 .9 422tH A H B FFF? ? ?N= Ⅰ Ⅰ 截面處的彎矩為： M HⅠ = 179。 （ 19+292 ） N178。 5 0 3 .2 622VA lF? ? ?N178。 mm=178。 mm=178。 mm 265406? N178。 mm （ 6）求當量彎矩 因加速機構單向運轉， 即 可認為轉矩為脈動循環(huán)變化，修正系數 ? 為 。 mm 198154? N178。 22 L=197F t 1F a 1F r 1F HA F HBF t 1M HCd 1d 2d 3d 4d 5d 212345ΙΙΙΙΙΙL / 28060AB( a )( b )( c ) 23 F VA F VBF r 1F a 1M VC1M VC2MT( d )( e )( f ) 圖 31小齒輪軸設計 大齒輪軸的設計與校核 ，確定許用應力 選用 45號鋼并經調質處理，由 設計 手冊查得強度極限 B? =637MPa，許用彎 24 曲應力 ? ?1b?? =60MPa，毛坯直徑 0d ≤200mm 。 （ 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。 （ 3）確定各軸段的直徑 如圖 32a 所示，軸段 ① （外伸端）直徑最小， d1=60mm；考慮到要對安裝在軸段 ① 上的聯軸器進行定位，軸段 ② 必須滿足軸承內徑的標準，故取軸段 ②的直徑 d2=75mm（選擇軸承型號為 6215 GB/T29694）；為了便于拆卸左右軸承，可查出 6215 型深溝球軸承的安裝高度為 ，取 d5=84mm；由于大齒輪要做成輪腹式齒輪，齒輪孔徑 ? ? ? ?2 1241 . 2 1 . 5 1 . 2 1 . 5 1 . 2 1 . 5s bld ???～ ～ ～mm= ～，取 sd =83mm，則軸段 ③ 的直徑 ds=83mm；考慮到要對安裝的在軸段 ③ 25 上的大齒輪進行定位，軸段 ④ 上應有軸肩，取軸間高度為 h=，則 d4=92mm。 （ 2）作水平面內的彎矩圖（圖 32c）。mm Ⅱ Ⅱ 截面處的彎矩為： M HⅡ =179。 1 7 8 3 . 4 4 1 2 3 4 . 3 0 4 9 62 2 2 2 1 9 3arVA FdFF l ???? ? ? ??? ???N = ? ?1 1 7 8 3 . 4 4 2 4 7 7 . 7 6V B r V AF F F? ? ? ?N= Ⅰ Ⅰ 截面左側彎矩為： M VⅠ 左 193 6 9 4 .3 222VB lF? ? ? ?N178。mm= 178。mm= 238407N178。mm= 1176000N178。mm Ⅱ Ⅱ 截面： ? ? ? ?2222 852 34 117 600 0eM M T??? ??? ? ? ? ?N178。 27 Ⅰ Ⅰ 截面： 37793530 .1 8 3ee MW? ?? ?? ?MPa= Ⅱ Ⅱ 截面： 37107400 .1 7 5ee MW? ???? ?? ?MPa= 滿足 e? ≤ ? ?1b?? 條件，故設計的軸有足夠的強度。m ，最大轉速nmax=1500r/min，查閱有關聯軸器的手冊，確定大齒輪軸聯軸器為： YL12 聯軸器 160 10760 107JJ ?? GB 584386 由于大軸對稱布置，兩 伸出 端軸徑相同，因此選擇 YL12 聯軸器兩 對 。平鍵連接的擠壓強度條件為： 4000jy jyTdhl????? ??≤ （ ） 式中 T —— 被連接零件所傳遞的轉矩， N178。 （ 1）聯軸器處鍵的選擇與校核 根據軸徑 d=38mm，軸段長度為 60mm，轉矩 Tmax=294N178。m ，選擇鍵的型號為（ mm）： 鍵 14179。m ，選擇鍵的型號為（ mm）： 鍵 18179。 （ 2）大齒輪連接鍵的選擇與校核 根據大齒輪輪轂軸徑 d=83mm，軸段長度為 122mm，轉矩 Tmax=1176N178。 軸承型號的選擇與校核 小軸上軸承型號的選擇與校核 由于小軸轉速 較 高，同時主要承受徑向載荷，因此選深溝球軸承。 ? ?0 . 2 2 0 . 1 90 . 1 9 0 . 0 2 7 0 . 0 1 40 . 0 2 8 0 . 0 1 4e ?? ? ??= 根據當量動載荷公式 ? ?P r aP f XF YF?? （ 33） 式中 Pf —— 載荷系數，查手冊得 Pf =； X、 Y—— 徑向載荷系數和軸向載荷系數 。 由已知條件，與軸承配合處的軸徑 75d? mm，轉速 nmax=1500r/min，軸承所受徑向載荷 Fr=，軸向載荷 Fa=，工作溫度正常，預期壽命? ?hL =5000h。 則 1 / 365 3 1 2 6 0 1 5 0 0 5 0 0 01 1 0C ????? ????N=40706N （ 3）選擇軸承型號 查有關軸承的手冊，根據 d=75mm 選得 6215 軸承 ，其 Cr=66000N＞ 40706N，C0r=49500N。 ??16 一般滾動軸承大多是采用脂潤滑或油潤滑兩種。 在 此 設 計 中 大 齒 輪 軸 上 軸 承 的 速 度 因 素d178。10 5 mm178。 r/min=179。油潤滑方式的優(yōu)點是潤滑性能好，摩擦系數小，潤滑可靠，具 有 冷卻和良好的清洗作用，可用多種潤滑方式以適應不同的工作條件。滾動軸承密封裝置的選擇與潤滑種類、工作環(huán)境和溫度、密封表面的圓周速度等因素有關。具 體尺寸見 表 。 耐油橡膠和塑料密封圈有 O、 J、 U 等形式，有彈簧箍的密封性能更好，故選擇旋轉軸唇形密封圈 ，內包骨架 。限制軸的軸向移動有三種方式。向心軸承預留間隙為 ～ ；向心角 接觸 軸承預留間隙要小些，可依靠軸承的內部游隙來進行調節(jié)。選用深溝球軸承作為游動支承時就在軸承外圈與端蓋間留適當間隙；選用圓柱滾子軸承作為游動支承時，依靠軸承本身具有內、外圈可分離的特性達到游動目的，則軸承外圈應作雙向固定，以免外圈同時移動，造成過大錯位。若小齒輪軸的軸向位置也固定，將會發(fā)生干涉以至卡死現象。其 余尺寸 根據計算公式求得的數值 如下所示。10mm=12m m，取 e=15 e1≥ e， m 由結構確定 D4=D（ 10～ 15） =[120（ 10～ 15） ]mm=105～ 110mm，取 D4=108mm D5=D03d3=（ 1453179。10 ） mm=155mm 39 D2= D0+ d3=（ 155+179。由小齒輪軸的設計部分可知， 6409 型深溝球軸承的安裝高度為 5mm，軸 徑為 45mm，小齒輪與軸承之間的距離為 19mm，則小軸套筒靠近軸承處外徑為 55mm，寬 10mm，取靠近小齒輪處套筒外徑為 65mm。 本章小結 本章系統地進行了整個變速機構的設計，其中包括大齒輪與小齒輪的設計與校核、大齒輪軸與小齒輪軸的設計與校核、軸承型號的選擇與校核、聯軸器型號的選擇、鍵型號的選擇與校核、密封與潤滑方式的選擇、箱體尺寸的計算和軸承端蓋尺寸的計算等。當變速器的輸入軸或輸出軸太短時，還應在變速器與變速器之間加一個傳動軸。 ，確定許用應力 由已知條件要知此傳動軸傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，而且為了滿足經濟性和通用性要求，選擇此 處傳動軸的材料與齒輪軸的材料相 43 同，為 45 號鋼并經調質處理。 90 GB109679[圓頭普通平鍵（ A型）、 b=1 h=1 L=90] 鍵的工作長度 l =（ 9018） mm =72mm，將參數代入式（ ）得 4000 117660 11 72jy? ?? ??MPa= 由于 [ jy? ]=60～ 130 MPa， 所以 jy? ＜ [ jy? ]， 因此鍵的強度足夠，合格。 m則： 0. 6 11 76MT?? ? ?=178。 90107 20 0022 14φ652 45176。 變速器在一擋時，輸出的轉矩最大，此時輸入的轉矩為發(fā)動機的最大 轉矩。178。m= N178。根據軸徑 d=55mm，軸段長度為 84mm，轉矩Tmax= N178。轉矩T=970 .2N178。m 3 55e MW? ??? ?MPa= 滿足 ? ?eb???163。 2 45176。 ??6 這種加載方法操作費力兼加運加載時與靜止加載時的負荷不同（即轉運后出現“負荷重新分配”現象，靜止加載時與轉運中封閉回路各處的扭矩分配關系不同）所以影響負荷的準確性，但是影響不大，而且體積較小，安裝容易。 （ 2） 傳動平衡、噪聲低 由于蝸桿齒連續(xù)不斷地與蝸輪齒相嚙合，同時，蝸桿蝸輪嚙合時為線接觸，因而傳動平穩(wěn)，噪聲低。 （ 4） 效率低 因為蝸桿蝸輪在嚙合處有較大的相對滑動，因而磨損大，發(fā)熱量大，效率低。m ，由于整個加載過程是通過人手旋轉套在蝸桿上的手柄來完成加載，因此蝸輪蝸桿的轉速 都不高，取蝸輪轉速 n2=1r/min，蝸桿轉速 n1=65r/min，得到傳動比 i=65。 （ 1）查有關蝸桿材料手冊，選擇蝸桿材料為 45 號鋼，調質處理， 220～240HBS，用于不重要傳動，齒面粗糙度 Ra= ； （ 2）查有關蝸輪材料手冊，選擇蝸輪輪緣材料為錫青銅 ZCuSn10P1，砂模鑄造， [σ H]=180MPa， [σ F]=51MPa（單側受載）。 49 （ 2）確定載荷系數 KA=，載荷分布系數 Kβ =，取動載荷系數 Kv=（初估 v2＜ 3m/s）。179。30′ ，現求得蝸桿導程角? =