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本科學生畢業(yè)設計 汽車驅動橋試驗臺的設計 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 B07-2 班 學生姓名： 張立磊 指導教師： 紀峻嶺 職 稱： 副教授 黑 龍 江 工 程 學 院 二一一年六月 The Graduation Design for Bachelors Degree Design of Automobile Driving Axle Test- Bed Candidate：Zhang Lilei Specialty：Vehicle Engineering Class：B07-2 Supervisor：Associate Prof. Ji Junling Heilongjiang Institute of Technology 2011-06Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I 摘 要 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。 文中分析了驅動橋性能閉式試驗臺的布置結構和工作原理，在確定了設計方案的 基礎上完成了試驗臺傳動機構的設計，并對設計的結構進行了布置合理性分析和力學 剛度、強度的校核，使得此試驗臺能夠完成如磨合試驗和齒輪磨損試驗，并根據所設 計的各部分詳細參數，利用軟件 AUTOCAD 繪制了試驗臺中傳動機構的整體裝配圖 和傳動機構的各部分零件圖。 關鍵詞：汽車驅動橋；試驗臺；性能試驗；設計；加載機構 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 II ABSTRACT Auto parts performance test in automotive test occupies an important position in the transmission, and cars, transmission shaft, axles and other important parts with complex structure, use condition is complex and reliability requirements higher characteristic, therefore, from product development to the production of its load all need quite a lot of experiments, and the test project and has formed national standards and regulations and requirements to determine their compulsory execution, whether satisfy various performance parameters for car design requirement, the production, sales and maintenance and users provided the reliable safeguard. 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 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 驅動橋疲勞可靠性研究的方法與現狀 .2 1.4 本課題的研究內容及主要工作 .4 第 2 章 總體方案確定 .5 2.1 設計方案論證 .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 .7 第 3 章 傳 動機構設計 .8 3.1 驅動電機的選擇 .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 軸與軸承的設計 .26 3.4 本章小結 .33 第 4 章 加載機構設計 .34 4.1 加載小電機功率計算 .34 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4.2 加載機構設計與計算 .34 4.2.1 齒輪的設計 .34 4.2.2 渦輪蝸桿的設計與計算 .37 4.2.3 V 帶的設計與計算 .38 4.2.4 加載齒輪設計與計算 .39 4.3 本章小結 .41 結論 .42 參考文獻 .43 致謝 .45 附錄 .46 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 第 1 章 緒 論 1.1 課題的來源和意義 汽車已經成為現代社會發(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，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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 部件的主要破壞形式，據統計有 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?的疲勞強度的分布，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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 1.3 驅動橋疲勞可靠性研究的方法與現狀 1汽車驅動橋檢測技術的發(fā)展與現狀 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； 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 （3）檢測方法由傳統方法轉向儀表化、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。可喜的是，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的結構。由于封閉式功率流試驗 臺只需在事先給系統加載的情況下，選擇較小的電動機（僅提供封閉系統消耗的機械 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， 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 本課題將對這種試驗臺的傳動系統部分進行研究。 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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 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。通過加載裝置加載封閉力矩，在整個封閉系統 中各齒輪之間產生嚙合力，由封閉系統外的動力裝置來完成整個系統的運轉，并同時 補充封閉系統中發(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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 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 齒輪傳動精度等級及結構形式傳動類型 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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 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 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、 。1z452302 （2）按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算式進行試算 （3.3）3 2HEb1zu1KT2d a）根據工作條件，選取載荷系數 K=1.3 b）計算小齒輪傳遞的轉矩 mN105.3098.65kiT6maxe2 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）emaxTaxi k 為試驗臺通用而設的系數 c）選取齒寬系數 5.0b d）由表查得材料的彈性影響系數 ，標準齒輪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 9h1 105.3024198.36jLn6N）（ 92 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 g）有圖表查得接觸疲勞壽命系數 ;0.95KHN10.97HN2 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 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 9.7302.zdm2 去模數 m=8， ，B=48zd1 mdb12045.02 (3)校核齒根彎曲疲勞強度 a)由表查得齒形系數和應力修正系數為： ，35.Y6.Y2Fa1Sa1Fa， 。68.1Y2Sa b)由應力循環(huán)次數查圖表的彎曲疲勞壽命系數 , 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力。取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，由式得 （3.5）MPa57.84.1092SKFEN2F （3.6）6.33 e)計算圓周力 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 （3.7）N1092.2405.3dTF4 62t f)計算輪齒齒根彎曲應力。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.軸與軸承的設計 1、 軸的設計 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，應為聯軸器處，因該處有一鍵槽，應將該軸段直徑增大 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 3%，即 ，取標準值 d=48mm。md04.63.174 （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 聯軸器 48 根據內徑，選定凸緣聯軸器 GYH6 軸承端蓋處 56 56248 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 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 根據軸承內徑，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 聯軸器 90 84+6=90 GYH6 軸承端蓋處 67 端蓋距聯軸器 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 端蓋距聯軸器 25mm，端蓋距軸承左端面 42mm 右端聯軸器處 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)求軸傳遞的轉矩 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 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)作轉矩圖 （見圖 3.1f） T= mN319 f)按當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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 （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） 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 （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，轉速 =2300r/min。maxn 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)(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/mimmaxn 軸相同。42Z軸 與 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 。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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 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 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 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)求軸傳遞的轉矩 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 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)作轉矩圖 （見圖 3.1f） T= mN319 f)按當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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 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，轉速 =2300r/min。maxn 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)(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 查有關軸承手冊，根據 d=60mm，選取 6012 深溝球軸承，油潤滑?；绢~定動 載荷 Cr=31.5KN，極限轉速 =7500r/mim。maxn 齒輪 軸與齒輪 軸相同2Z3z 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b C=115，由式得 mnPCd70.4231583 所求 d 為最小軸徑，應為聯軸器處，因該處有一鍵槽，應將該軸段直徑增大 3%，即 ，取標準值 d=48mm。m04.6.174 （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 mNmNnpT 366 1059)230155.9(105.9 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 21 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 聯軸器 48 根據內徑，選定凸緣聯軸器 GYH6 軸承端蓋處 56 56248 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 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 聯軸器 90 84+6=90 GYH6 軸承端蓋處 67 端蓋距聯軸器 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） 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 22 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)作轉矩圖 （見圖 3.3f） T= mN319 f)按當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，轉速 =2300r/min。maxn 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)(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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 23 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 圖 3.3 齒輪 軸強度計算4z 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。maxn 3.3 齒輪箱 B 3.3.1.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 、1BZ4 與 兩兩相同齒輪，并且此齒輪箱應為對稱的 2 個。2BZ3 1、計算 與 齒輪12BZ 分配傳動比； 131ii 21ii23i （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1BZ452301B （2）按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算式進行試算 （3.3）3 2HEb1zu1KT2d a）根據工作條件，選取載荷系數 K=1.3 b）計算小齒輪傳遞的轉矩 mN10.65.4098.65kiT6maxe2 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）emaxTaxi k 為試驗臺通用而設的系數 c）選取齒寬系數 5.0b 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 25 d）由表查得材料的彈性影響系數 ，標準齒輪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 8h11 103.21032419.36jLnN ）（ 825.N g）有圖表查得接觸疲勞壽命系數 ; 09KH10.94HN2 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MPa690752.0SHlimN21H4.K3li2 i）計算小齒輪分度圓直徑 d，代入 中較小值H =187.60m3 2HEb1zu1KT2d3 266908.15.15.01 m （3.4） j）確定齒輪參數 25.630.187zdm2 去模數 m=7， ，B=7zd1 mdb105.2 (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： ，3.2Y6.5.YFa1Sa1Fa， 。68.1Y2Sa b)由應力循環(huán)次數查圖表的彎曲疲勞壽命系數 。0.93K0.9,FN2FN1 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 26 c)由圖表查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為 ，MPa8502FE 。850MPaFE2 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 Pa57.84.1092SKFEN21F （3.5） Ma6.54.18093FEN32F （3.6） e)計算圓周力 （3.7）N1034.5210.6dTF61t f)計算輪齒齒根彎曲應力。由式得 MPa57.8a31.08625.7105.3YBmKSa1Ft1F （3.8） a64.5a74.1068.352810.32SaFt2F （3.9） 因此齒根彎曲強度足夠。 (4)齒輪幾何參數計算 m21037mzd115422hddaaa 24*11mcff 5.19)(hddaaa 32232 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 27 mchddaff 5.297)(22 齒輪 與 、 與 兩兩相同。1BZ4BZ3 3.3.2.軸與軸承的設計 1、 軸的設計B （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b 式得 （3.21）mnPCd93.65230.4153 所求 d 為最小軸徑，應為聯軸器處，因該處有一鍵槽，應將該軸段直徑增大 5%，即 ，取標準值 d=70mm。m2.690.165 （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 聯軸器 70 選用 GY8 聯軸器 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 104mm1086.20.1)7(90 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 mNmNnpT 366 1056.24)2305.415.9(105.9 b) 求軸上的作用力 齒輪上的切向力 dTFt 4 61 15.2 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 28 齒輪上的徑向力 NFtr 341 107.92tan105.2an c）求軸的跨距 ml8)9(21 （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 聯軸器 115 107+5=115 GY8 軸承端蓋處 90 端蓋距聯軸器 25mm，端蓋距軸承左端面 42mm 軸承處 49 22+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=10mab6.54.1. 右端軸承軸肩處 15 02 右端軸承處 22 深溝球軸承 6017 寬度 b=22mm 全軸長度 404 L=115+90+49+103+10+15+22=404mm a) 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）HMNFr 331 1059.4207.9mlH 31 8.5.4 c) 作垂直面受力圖及彎矩 圖 （見圖 3.4d）VMNFt 441 1026.05.2mlV 41.896. d）作合成彎矩圖 （見圖 3.4e） NMVH 524252 108.)106.()0.( e）作轉矩圖 （見圖 3.4f） f）按當量彎矩校核軸的強度 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 29 mNTMBe 5262522 10.4)103.()108.4()( 由表查得，對于 45 鋼， ，其中 ，故由式得Pab6MPaw5 （a） L=178mm （b） Fr Ft （c） Ft Fh Mh Fh Fr (d) Fv Fv Mv M （e） 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 30 （f） T 圖 3.4 齒輪 軸強度計算5z （3.22）wBee MPadM1339210.64.0 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。maxn 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)(arpYFxf X=1，Y=0 ，fp 查表取 1.2 N104972.1 b）計算所需的徑向力額定動載荷值 （球軸承）3 （3.23） 316416 0040hLnftPC 50. 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。maxn 3、齒輪 軸的設計2BZ 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 NFrr 1834097212 （1）軸的受力分析 rH2 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 31 mNLFMHB 5102.9/19702/ 由表查得，對于 40Cr 調質， ，其中 ，故由式得MPab8MPaw MPa51.03dBea.28 （3.24）md9.16 故取整 =85mm。3d 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 104mm1086.20.1)7(90 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 49 22+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=10mab6.54.1. 右端軸承軸肩處 15 02 右端軸承處 22 深溝球軸承 6017 寬度 b=22mm 全軸長度 199 L=49+103+10+15+22=199mm （3）軸的受力分析 a)求軸傳遞的轉矩 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 32 mNmNnpT 366 109.546)2305.1.415.9(105.9 b) 求軸上的作用力 齒輪上的切向力 4412 0.ttF 齒輪上的徑向力 Nrr 83970 c）求軸的跨距 ml)24(21 （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）HMNFr91702834mLHB 5./91702/ c) 作垂直面受力圖及彎矩 圖 （見圖 3.5d）V 4421052.0.5tFmNlMV 641.89. d）作合成彎矩圖 （見圖 3.5e）VH 524252 10.9)10.()0.9( e）作轉矩圖 （見圖 3.5f） f）按當量彎矩校核軸的強度 mNTMBe 5262522 107.3)105.3()10.9()( 由表查得，對于 45 鋼， ，其中 ，故由式得Pab6MPaw （3.22）wBeed13 53210.721.0 因此，軸的強度足夠。 2、軸承選擇與校核 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 33 由于已知條件與軸承配合處的軸徑為 85mm，轉速 =504.83r/min。maxn 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)(arpYFxf （a） L=178mm （b） Fr Ft （c） Ft Fh Fh Mh Fr (d) Fv Fv Mv M （e） 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 34 （f） T 圖 3.5 齒輪 軸強度計算5z X=1，Y=0，fp 查表取 1.2 NP20818342. b）計算所需的徑向力額定動載荷值 （球軸承） （3.23） 316416 02080hLnftC 50.2 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。maxn 3.4 本章小結 本章中系統的進行了傳動系統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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 35 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