【正文】 最后真誠(chéng)的謝謝所有給予我關(guān)心與幫助！感謝所有關(guān)心、支持、幫助過我的良師益友 ，讓我愉快的度過大學(xué)生涯。 讓我能更好的完成本次畢業(yè)設(shè)計(jì)。 33 謝辭 論文完成之際，我要特別感謝我的指導(dǎo)老師 王中元 老師的熱情關(guān)懷和悉心指導(dǎo) 。按鈕式的控制方式，可外加遙控配合使用，操作簡(jiǎn)便。目前市場(chǎng)售的汽車旋轉(zhuǎn)臺(tái)，性價(jià)比、科技含量都很高。一般采用采用電力做升降、旋轉(zhuǎn)動(dòng)力，安全、便捷、無污染。 電機(jī)功率的確定 （ 1） 液壓系統(tǒng)實(shí)際需要的輸入功率是選擇電機(jī)的主要依據(jù)，液壓泵的輸入功率必須大于它的輸出功率，液壓泵實(shí)際需要的輸入功率為： 776 1 0 6 1 0 ti mPqPqP ?????? 代入數(shù)據(jù)： 672 .5 1 0 2 5 .7 1 .6 46 1 0 0 .6 5iP K W?????? 表 液壓泵類型總效率齒 輪 泵 葉 片 泵 柱 塞 泵 螺 桿 泵 液壓泵的總效率 （ 2）電機(jī)的功率也可以根據(jù)技術(shù)手冊(cè)找，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第三版，第五卷，可以查得電機(jī)的驅(qū)動(dòng)功率為 4KW ，本設(shè)計(jì)以技術(shù) 手冊(cè)的數(shù)據(jù)為標(biāo)準(zhǔn) ，取電機(jī)的功率為 4KW 。 初算時(shí)，節(jié)流調(diào)速和比較簡(jiǎn)單的油路可 取 ? ,對(duì)于進(jìn)油路有調(diào)速閥和管路 比較復(fù)雜的系統(tǒng)可以取 ? 。 液壓缸 的流量 液壓缸的流量余缸徑和活塞的運(yùn)動(dòng)有關(guān)系，當(dāng)液壓缸的供油量 Q不變時(shí)，除去在行 程開始和結(jié)束時(shí)有一加速和減速階段外，活塞在行程的中間大多數(shù)時(shí)間保持恒定速度 mv ，液壓缸的流量可以計(jì)算如下： cvvAQ ?? 式中： A 活塞的有效工作面積 對(duì)于無缸 腔 24AD?? cv? 活塞的容積效率 ，當(dāng) 采用彈形密封圈時(shí) cv? =1，采用活塞環(huán)時(shí) 30 cv? = maxmaxcvAvQ ?? ， maxv 液壓缸的最大運(yùn)動(dòng)速度 單位 m/s 代入數(shù)據(jù)： 23 . 1 4 0 . 9 0 . 1 3 2 5 6 0 5 . 1 6 / m in0 . 9 8 4m a xQL??? ? ?? 2m i n 3 . 1 4 0 . 9 0 . 1 0 6 6 0 4 . 1 3 / m in0 . 9 8 4??? ? ?? 即液壓缸以其最大速度運(yùn)動(dòng)時(shí)，所需要的流量為 /minL ，以其 最小運(yùn)動(dòng)速度運(yùn)動(dòng)時(shí)，所需要的流量 為 /minL 。 （ 4） 壓缸壁厚，最小導(dǎo)向長(zhǎng)度，液壓缸長(zhǎng)度的確定 液壓缸壁厚的確定 液壓缸壁厚和工藝要求等確定，一般按照薄壁 筒計(jì)算，壁厚由下式求得： YP 液壓缸最高工作壓力 單位 Pa 一般取 YP =（ ） p ??? 缸體材料的許用應(yīng)力 鋼材取 ? ? 100 110 M Pa? ?? ? ?2YPD? ?? 代入數(shù)據(jù)： 661 .3 2 1 0 9 0 .1 1 72 1 0 0 1 0 cm? ? ? ????? 考慮到液壓缸的加工要求，將其壁厚適當(dāng)加厚，取壁厚 3mm?? 。 27 回路特點(diǎn)進(jìn)油路調(diào)速進(jìn)油路調(diào)速回油裝被壓閥回油路調(diào)速背壓值12 x 1025 x 106 10 x 10系統(tǒng)被壓經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù) （ 2） 缸筒內(nèi)經(jīng) 4cmFD p??? cm? 液壓缸機(jī)械效率 取 代入數(shù)據(jù)： D= 34 10 102 10 ????= D= 83mm 取 整 為 D=90mm （ 3） 活塞桿直徑 受拉時(shí)： ( )dD?? 受壓時(shí)： 5p MPa? ( )dD?? 5 p 7MPa ?? ( )dD?? p 7 MPa? ? 該液壓缸的工作壓力為為： p=2MPa,5MPa,取 d=,d=45mm。 液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 系統(tǒng)壓力確定 液壓缸牽引力與工作壓力之間的關(guān)系 牽引力 F（ KN） 5 510 1020 2030 3050 50 工作壓力 P（ MPa） 34 45 57 由于該液壓缸的推力即牽引力為 10KN，根據(jù)上表，可以初步確定液壓缸的工作壓力為： p=2MPa 。背壓力在此次計(jì)算中 可忽略，一般 將其計(jì)入液壓系統(tǒng)的效率之中。根據(jù)密封裝置的不同，分別 用下式計(jì)算： O形密封圈： F F?密 液壓缸的推力 Y形密封圈： 1F =fp dh?密 f 摩擦系數(shù)，取 f ? 密封摩擦力也 可以采用經(jīng)驗(yàn)公式計(jì) 算，一般為 F 0 05 0 1 F?密 （ . . ） （ 4）運(yùn)動(dòng)部件的慣性力。 阻礙工作運(yùn)動(dòng)的力，在本設(shè)計(jì)中即為額定負(fù)載的重力和支架以及上頂板的重力： 其計(jì)算式為： F F FF ? ? ?切 額 載 支 架 上 頂 板 （ 2）摩擦力。 安裝位置：液壓缸的安裝方式為耳環(huán)型，尾部單耳環(huán)，氣缸體可以在垂直面內(nèi)擺動(dòng)，安裝 的位置為 前后兩固定支架之間的橫梁之上，橫梁和支架組成為一體，通過橫梁活塞的推力逐次向外傳遞，使升降機(jī)升降。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)同步時(shí)間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同 步器摩擦追面上的軸向力，均對(duì)同步時(shí)間有影響。本 設(shè)計(jì)鎖止角 ? 取 ?30 ?！?46176。影響鎖止角 ? 選取的因素，主要有摩擦因數(shù) f 、擦錐面的平均半徑 R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角 ? 。 本設(shè)計(jì)中同步器徑向?qū)挾热?7mm。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的 2～ 3倍。有的 變速器用高強(qiáng)度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，一般 在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約 ～ ） ，使 其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強(qiáng)度有顯著提高。 選用鍛件或精密鍛造工藝加 工制成，可提高材料的 屈服強(qiáng)度和疲勞壽命。設(shè)計(jì)時(shí)根據(jù)下式計(jì)算 22 mMb pfR?? （ 9） 設(shè)計(jì)中考慮到降低成本取相同的 b取 5mm。 本次設(shè)計(jì)中采用的 R 為 40～ 55mm。 R設(shè)計(jì)得越大，則摩擦力矩越大。時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。 ? =6176。一般 ? =6176。 圖 563同步器螺紋槽形式 ? 摩擦錐面平均半徑 R錐面工作長(zhǎng)度 b的選擇 摩擦錐面半錐角 ? 越小，摩擦力矩越大。螺紋槽設(shè)計(jì)得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會(huì)使接觸面減少，增加磨損速度。但頂部寬度過窄會(huì)影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分 開，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖 562d） ，完成同步換檔。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時(shí)在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。然 后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之 間存在角速度差 ?? ，致使在錐面上作用 具 有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個(gè)角度，并滑塊予以定位。 10 ??? As aFM =25 = 該軸承受的 扭矩 ：12ZZTT emzxj ? = = 危險(xiǎn)截面 所受 的合成彎矩 為 ： 222 jsc TMMM ??? = = = 彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 ? （ MPa） : ? ???? ?? 3132dM （ 1d 為軸的直徑為 27mm） 求得 σ = 低速檔時(shí) [? ]=400MPa ? ? [? ]；符合要求。 求得 = = = = = = 水平面： AF （ a+b） =rFb AF = = = 水平面所受的力矩 ： 310??? Ac aFM =25 = 垂直面： 20 baaFdFF taA ???? 239。； maxeT 為 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為 46069N 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 齒輪嚙合的圓周力 tF 、徑向力 rF 及軸向力 aF max2 et TiF d? （ 6） max2 tancoser TiF d ??? （ 7） max2 tanea TiF d ?? （ 8） 式中 i 至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比 為 = d 為齒輪的分度圓直徑 為 74mm； ? 為 節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為 15176。212max21 30cos237 0692cos.. tan..2costan2 ?? ?????? ? ???neg mz iTdTF = 237 0692. tan..2tan2。 。 由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力 最大，因此只需要驗(yàn)算中間軸上常嚙合齒輪處的強(qiáng)度和剛度即可。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的 嚙合；后 者使齒輪相互歪斜 ， 致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。 第一軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式，采用 固定軸式傳動(dòng)方案。 16 設(shè)計(jì) 變速器軸設(shè)計(jì)計(jì)算 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。, =2, =45, =17 2sinsin 5 ??? mzrzz ?? = 2sinsin 6 ??? mzrbb ?? = ??E MPa zbFEb? ??????????= MPa j? = 采用滲碳處理齒輪滿足設(shè)計(jì)要求 。 , =2, =16, =37 2sinsin 1 ??