畢業(yè)論文智能化復(fù)合材料齒輪驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)說明

1、 . PAGE24 / NUMPAGES241前言1.1研究的目的與意義齒輪傳動(dòng)是利用兩齒輪的輪齒相互嚙合傳遞動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)的機(jī)械傳動(dòng)，齒輪傳動(dòng)是工程中應(yīng)用十分廣泛的一種傳動(dòng)形式，它具有以下優(yōu)點(diǎn)：工作可靠、效率高、速度圍廣、傳遞功率圍大、結(jié)構(gòu)緊湊、能保證恒定的傳動(dòng)比、使用壽命長(zhǎng)等。例如傳遞功率可以從幾瓦至幾十萬千瓦；速度最高可達(dá)到300m/s；而齒輪的直徑可以從幾毫米至二十多米，以滿足不同情況下的傳動(dòng)。齒輪作為一種重要的傳動(dòng)零件，廣泛應(yīng)用于機(jī)床、船舶、汽車、儀器儀表與各種機(jī)械傳動(dòng)中，其中，齒輪的外形尺寸精確性會(huì)直接影響產(chǎn)品的裝配以與傳動(dòng)的平穩(wěn)性，從而影響整機(jī)的成本、周期與工作效率等。齒輪工作中，齒

2、面通過接觸傳遞動(dòng)力。兩齒面在相對(duì)運(yùn)動(dòng)中，既有滑動(dòng)、又有滾動(dòng)，因此齒輪的表面會(huì)受到脈動(dòng)接觸應(yīng)力與磨擦力的作用，齒輪的齒根部則會(huì)受到脈動(dòng)彎曲應(yīng)力的作用。另外，由于運(yùn)轉(zhuǎn)過程中存在過載、加工、安裝或齒輪、軸、箱體的變形等引起的齒面接觸不良，以與外來灰塵和硬質(zhì)點(diǎn)的侵入等因素，這些都對(duì)齒輪的傳動(dòng)和使用壽命有很大影響。齒輪在工作中，主要的失效形式有齒面點(diǎn)蝕、齒面磨損、齒面膠合、塑性變形與輪齒折斷，齒輪的失效將直接影響整個(gè)機(jī)械的使用。齒輪的性能優(yōu)劣和承載能力，很大程度上決定了機(jī)械產(chǎn)品的質(zhì)量和水平，機(jī)械設(shè)備中齒輪的摩擦磨損性能是由材料、工作參數(shù)( 載荷、速度、功率等) 、幾何接觸和環(huán)境條件( 溫度、濕度等) 等

3、因素決定的。因此，研究齒輪的摩擦磨損性能,對(duì)于保證機(jī)械產(chǎn)品的質(zhì)量有著重要的意義。1.2國(guó)外研究現(xiàn)狀高分子復(fù)合材料的飛速發(fā)展正在開始推動(dòng)復(fù)合材料齒輪傳動(dòng)技術(shù)在汽車和其他工程中的應(yīng)用。高分子復(fù)合材料機(jī)械零件將在開發(fā)低成本，高效率的新能源運(yùn)輸工具中（例如城市用的汽車，Nano和電動(dòng)車輛）扮演重要的角色。與金屬齒輪相比，高分子復(fù)合材料齒輪具有獨(dú)特的優(yōu)勢(shì)：成本低，重量輕，高效率，安靜的運(yùn)行，運(yùn)作無需外部潤(rùn)滑等等。如果復(fù)合材料齒輪可用于高功率傳輸，這將對(duì)汽車和航空航天工程產(chǎn)生重大影響。在高分子復(fù)合材料齒輪設(shè)計(jì)中，盡管有一些國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)和商業(yè)設(shè)計(jì)方法，如美國(guó)和英國(guó)的標(biāo)準(zhǔn)以與企業(yè)的設(shè)計(jì)方法（如Polypenco）

4、。然而，幾乎沒有任何標(biāo)準(zhǔn)和設(shè)計(jì)方法被實(shí)踐驗(yàn)證。實(shí)踐中發(fā)現(xiàn)這些標(biāo)準(zhǔn)和設(shè)計(jì)方法與實(shí)驗(yàn)結(jié)果相差很遠(yuǎn)。這是由于這些標(biāo)準(zhǔn)和設(shè)計(jì)方法制定原于金屬齒輪實(shí)踐中，即評(píng)價(jià)一個(gè)齒取決于要么抗彎強(qiáng)度或表面耐用性，通常被稱為磨損。為此開發(fā)設(shè)計(jì)智能化復(fù)合材料齒輪實(shí)驗(yàn)臺(tái)，以便于高分子復(fù)合材料齒輪動(dòng)力傳輸和失效機(jī)理的分析，為復(fù)合材料齒輪設(shè)計(jì)制造提供理論依據(jù)和試驗(yàn)數(shù)據(jù)。試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)目的是要經(jīng)常不斷地測(cè)量負(fù)載條件下的齒面磨損情況。傳統(tǒng)的疲勞磨損試驗(yàn)機(jī)加載采用杠桿加載方式，不僅精度較差，而且試驗(yàn)過程中不能變載；測(cè)量磨損量的方法采用稱重法、形狀比較法、光譜分析法等，不僅工作量大，而且運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的不斷啟停與試件拆裝都會(huì)破壞磨損運(yùn)轉(zhuǎn)的連續(xù)

5、性，因此無法測(cè)出連續(xù)過程的磨損曲線；而主要缺陷是在試驗(yàn)過程中無法對(duì)摩擦系數(shù)等過程參數(shù)作出定量連續(xù)的檢測(cè)，而且試驗(yàn)參數(shù)值通過觀測(cè)指針式儀表獲得，人為誤差影響較大。高分子復(fù)合齒輪可以有兩種失效方式：一是通過疲勞，另一個(gè)是通過磨損。疲勞可以直接通過測(cè)量壽命試驗(yàn)得出，但磨損需要不斷記錄。為此，采用了一種傳感器技術(shù)，計(jì)算機(jī)控制技術(shù)等，實(shí)現(xiàn)多參數(shù)實(shí)時(shí)動(dòng)態(tài)檢測(cè)、顯示、記錄和數(shù)據(jù)采集，動(dòng)態(tài)存儲(chǔ)。1.3研究的容與方法本試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)是通過電熱絲的加熱系統(tǒng)將試樣溫度加熱到設(shè)定值，再通過懸臂砝碼加載系統(tǒng)加上試驗(yàn)所需的載荷值，使得試驗(yàn)裝置產(chǎn)生一定傾角，同時(shí)驅(qū)動(dòng)樣試驗(yàn)齒輪嚙合傳動(dòng)，在一定溫度與載荷下，進(jìn)行齒輪的連續(xù)磨損的測(cè)

6、量，由計(jì)算機(jī)實(shí)時(shí)檢測(cè)出材料的試驗(yàn)扭矩、溫度、傾斜角等數(shù)據(jù)。主要設(shè)計(jì)容為：機(jī)體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)、懸臂加載系統(tǒng)設(shè)計(jì)、加熱系統(tǒng)設(shè)計(jì)和檢測(cè)系統(tǒng)設(shè)計(jì)。1、控制調(diào)節(jié)參數(shù) 溫度（0400 ）、時(shí)間、加載圍（50500N）和轉(zhuǎn)速(主軸為無級(jí)變速，01500rpm，) 2、實(shí)驗(yàn)機(jī)具有足夠的機(jī)械穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)試件和實(shí)驗(yàn)參數(shù)的能力3、實(shí)驗(yàn)機(jī)應(yīng)調(diào)整方便，實(shí)驗(yàn)結(jié)果分散度小，重復(fù)性好，實(shí)驗(yàn)精度高2設(shè)計(jì)方案與原理2.1試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)目的是要經(jīng)常不斷地測(cè)量負(fù)載條件下的齒面磨損。高分子復(fù)合齒輪的測(cè)試在很大程度上與金屬齒輪一樣，采用了背對(duì)背測(cè)試配置中的齒輪的扭矩在一定水平上加載。變速箱包含一對(duì)一樣的金屬齒輪，它不需要更

7、換，同時(shí)對(duì)聚合物的測(cè)試設(shè)備反向設(shè)置。電機(jī)驅(qū)動(dòng)的安排需要克服系統(tǒng)中齒輪滑動(dòng)和摩擦磨損的損失。早期實(shí)驗(yàn)表明，該標(biāo)準(zhǔn)安排不能令人滿意，因?yàn)樽鳛榫酆衔稞X輪經(jīng)過大量的磨損，其置的扭矩不能測(cè)試出來。為了克服這種局限，在連接試驗(yàn)齒輪的軸承座處,向樞紐和齒輪力臂和可調(diào)重量加載。這種方式使得一個(gè)恒定的扭矩加載到測(cè)試齒輪上,從而忽略了齒的磨損的影響。2.1.1基本結(jié)構(gòu)如圖2.1所示，齒輪箱3的中心距為60mm，兩測(cè)試齒輪通過樞軸塊組裝箱8支撐。測(cè)試齒輪10的中心距可以通過中間的間隙來調(diào)整，連接齒輪箱和兩測(cè)試齒輪之間的兩軸5、6包含了兩萬向聯(lián)軸器7，當(dāng)測(cè)試時(shí)，它可以可以使兩樞軸塊旋轉(zhuǎn)。電動(dòng)機(jī)1帶動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)，再通過帶2

8、傳動(dòng)，傳到齒輪箱3。最初的樞軸塊組裝箱的位置可以通過離合器4來調(diào)整。1-電機(jī) 2-皮帶 3-齒輪箱 4-離合器 5-軸 6-軸 7-萬向聯(lián)軸器 8-樞軸塊組裝箱 9-電容位移傳感器 10-測(cè)試齒輪 11-橋式放大器 12 -A/D轉(zhuǎn)換器 13-計(jì)算機(jī) 14-電熱絲加熱裝置 15-加載桿 16-砝碼加載圖2.1 齒輪實(shí)驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)整體圖通過電熱絲14加熱到設(shè)定的試驗(yàn)溫度，齒輪加載通過加載桿15和砝碼16來進(jìn)行。樞軸塊通過滾動(dòng)軸承來支撐，再通過橫梁安裝到底座上的門式框架上。這樣的加載方法允許有較大的磨損量，而它對(duì)施加扭矩不會(huì)產(chǎn)生較大的影響，它是一種功能獨(dú)特的試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)。電容位移傳感器9來測(cè)量試驗(yàn)中樞軸

9、塊的旋轉(zhuǎn)，從而間接測(cè)量測(cè)試齒輪的磨損狀況。2.1.2試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)參數(shù) 齒輪節(jié)圓距： mm 軸直徑： 18mm 測(cè)試齒輪轉(zhuǎn)速： 300-1500r/min 加載圍： 1-35Nm 功率圍： 0-1kw 試驗(yàn)環(huán)境溫度： 20oC 最大磨損量： 3mm2.1.3 中心距的調(diào)整方式為獲得兩測(cè)驗(yàn)齒輪的中心距，樞軸塊組裝箱做成兩部分，之間放置四個(gè)墊片，來調(diào)整所需要的距離。測(cè)試齒輪節(jié)圓直徑，無側(cè)隙：dp=da（2.1）兩節(jié)圓距離可通過下式估算： e=（2.2）2.2加載方式 如圖2.2所示，假定軸承無摩擦，則力矩平衡等于自重扭矩加上對(duì)兩軸施加的扭矩，即： WL=T1+T2 （2.3）其中，W在樞軸塊終端的所有

10、等效力 L在W方向上距樞軸塊的水平距離 T1主動(dòng)軸上的扭矩 T2從動(dòng)軸上的扭矩 T1=T+DT （2.4） T2=T-DT （2.5）其中 T測(cè)試齒輪上的扭矩 DT軸承上的摩擦力矩將式子2.4和2.5代入式子2.3中，自重力矩和測(cè)試齒輪上的力矩關(guān)系為： WL=2L （2.6）圖2.2 力的加載與磨損量測(cè)量2.3磨損測(cè)試原理 在測(cè)試齒輪安裝到試驗(yàn)臺(tái)之前，樞軸塊可繞旋鈕自動(dòng)旋轉(zhuǎn)。在測(cè)試齒輪安裝完后，樞軸塊的旋轉(zhuǎn)通過嚙合齒輪來停止。在測(cè)試中，當(dāng)齒輪輪齒表面發(fā)生磨損時(shí)，自重會(huì)導(dǎo)致樞軸塊發(fā)生旋轉(zhuǎn)，這樣可以保持輪齒始終接觸。測(cè)量旋轉(zhuǎn)角度，再轉(zhuǎn)換為對(duì)磨損量的計(jì)算。當(dāng)輪齒磨損時(shí)，在輪齒嚙合中的相關(guān)運(yùn)動(dòng)包含一工

11、作量。這個(gè)量等于齒輪接觸應(yīng)力乘以輪齒嚙合的磨損深度即： U=Fn2W1 （2.7）這個(gè)量由樞軸塊在自重扭矩方向上的旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生： U=WL（2.8） 為了平衡力矩，二者相等，即： Fn2W1=WL（2.9）用扭矩T來代替式2.9中的WL可得： Fn2W1=2T （2.10）接觸應(yīng)力用扭矩表示為： Fn= （2.11）則： W1= （2.12） 這就是間接通過樞軸塊的旋轉(zhuǎn)角度得到的磨損量的轉(zhuǎn)換公式。2.4磨損測(cè)量方法要獲得齒輪磨損的磨損量,僅需要測(cè)量樞軸箱的旋轉(zhuǎn)角度。有兩種測(cè)量旋轉(zhuǎn)角度的方法：一種是直接測(cè)量，另一種是間接測(cè)量。第一種有一定的局限性，因?yàn)闃休S塊的旋轉(zhuǎn)角度圍很小，而測(cè)量角度精度要求很高，

12、高精度測(cè)量角度的傳感器很難制造并且成本高。更為經(jīng)濟(jì)方便的測(cè)量旋轉(zhuǎn)角度的方法是測(cè)量樞軸塊上某個(gè)特定點(diǎn)的水平位移，如圖2.2所示樞軸塊的旋轉(zhuǎn)角度通過下式得到： （2.13）將代入式得： （2.14） 作為一個(gè)參照，樞軸塊的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)測(cè)量采用了千分表，然而對(duì)于齒輪表面的磨損量的測(cè)量，不可能僅通過千分表產(chǎn)生一個(gè)完整的記錄，所以用一個(gè)實(shí)時(shí)測(cè)量系統(tǒng)來代替千分表的讀數(shù)。千分表是用來校準(zhǔn)系統(tǒng)的傳感器的。這里的實(shí)時(shí)測(cè)量系統(tǒng)和千分表的精確度都很高。2.5測(cè)試過程（1）選擇試驗(yàn)所需要的扭矩和適于齒輪的轉(zhuǎn)速。（2）檢查節(jié)圓直徑，調(diào)整兩節(jié)圓的距離。（3）檢查所有螺栓是否緊固在實(shí)驗(yàn)臺(tái)上。（4）檢查實(shí)施監(jiān)測(cè)系統(tǒng)的連接是否正常

13、。 （5）安裝齒輪并軸向固定。 （6）校準(zhǔn)電容位移傳感器。 （7）將樞軸塊組裝箱提升至水平線以上接近3度的位置，按住傳動(dòng)皮帶，使離 合器片繞椎旋轉(zhuǎn)，用楔子墊組裝在此位置， 最后擰緊離合器。 （8）安裝測(cè)試齒輪。 （9）移走楔子塊，讓樞軸塊組裝箱輕輕靠近試驗(yàn)位置并開動(dòng)電機(jī)。 （10）從電機(jī)開始運(yùn)轉(zhuǎn)，記錄數(shù)據(jù)。3結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3.1選擇電動(dòng)機(jī)= 1 * GB3選擇電動(dòng)機(jī)類型 試驗(yàn)臺(tái)無特殊要求，選擇Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，選擇安裝方式為臥式。= 2 * GB3選擇電動(dòng)機(jī)的功率 測(cè)試齒輪工作的功率給定為1KW，傳動(dòng)效率很高，則選擇的電動(dòng)機(jī)的功率應(yīng)稍大于工作機(jī)所需要的功率，因此選擇電動(dòng)機(jī)額定功率為1.1KW。=

14、 3 * GB3選擇電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速由主軸轉(zhuǎn)速為無級(jí)變速,且變動(dòng)圍為300-1500r/min，傳動(dòng)機(jī)構(gòu)為帶傳動(dòng)，選擇帶的傳動(dòng)比為i=1.5，則選用變頻調(diào)速電動(dòng)機(jī)，且轉(zhuǎn)速圍為：n=inw=1.51500=2250r/min由上，可以確定選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y802-2，額定功率為1.1KW，滿載轉(zhuǎn)速為2825r/min，同步轉(zhuǎn)速為3000r/min。3.2帶的設(shè)計(jì)= 1 * GB3確定計(jì)算功率p ca由表8-7查得工作情況系數(shù)Ka=1.0p ca =KaP=1.01.1=1.1(KW) (3.1) = 2 * GB3 選擇V帶帶型根據(jù)p ca ，n1 由圖8-11選用Z型= 3 * GB3確定帶輪基準(zhǔn)

15、直徑dd并驗(yàn)算帶速v初選小帶輪基準(zhǔn)直徑dd 由表8-6, 8-8取dd1 =71mm驗(yàn)算帶速v按式8-13 V= =8.36(m/s) (3.2)因?yàn)? m/s v 30 m/s故帶速合適計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑 取傳動(dòng)比i=1.5根據(jù)式8-15add2=idd1=1.571=106.5 (mm) (3.3)根據(jù)表8-8，圓整為dd2=112mm= 4 * GB3 確定V帶中心距a,基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld（1）根據(jù)式8-20，初定中心距a0=240mm（2）由式8-22 計(jì)算所需基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0=2a0+（dd1+dd2）+ =2240+(71+112)+ =769.06(mm) (3.4)由表8-2選帶的基準(zhǔn)

16、長(zhǎng)度Ld=800(mm)(3)按式8-23計(jì)算實(shí)際中心距aa=a0+=240+255mm (3.5)amin=a-0.015Ld=243mm amax=a+0.03Ld=279mm則中心距變化圍為243mm-279mm= 5 * GB3 驗(yàn)算小帶輪上包角1=180o-(dd2-dd1)= 180o-(112-71)170.8o90o(3.6) = 6 * GB3 計(jì)算帶根數(shù)（1）計(jì)算單根V帶額定功率Pr由dd1=71mm n1=2250r/min查表8-4a得Po=0.4kw根據(jù)n1=2250rpm i=1.5 和Z型帶 查表8-4b po=0.03kw查表8-5得K=0.98 表8-2得KL

17、=1.00Pr=(Po+po) KKL=（0.4+0.03）0.981.00=0.421(kw) (3.7 )（2）計(jì)算V帶根數(shù)Z Z=2.61 (3.8) 取3根= 7 * GB3計(jì)算單根V帶初拉力的最小值Fmin由表8-3得Z型帶單位長(zhǎng)度質(zhì)量q= 0.06kg/m所以 Fmin=500=500=30.92(N) (3.9)應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力FFmin= 8 * GB3 計(jì)算壓軸力FpFpmin=2Z Fminsin=2330.92sin=184.92(N) (3.10)= 9 * GB3 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì):見圖紙= 10 * GB3 帶輪材料 兩帶輪均選擇 HT1503.3齒輪的校核3.3.1

18、校核齒輪接觸疲勞強(qiáng)度（3.11）= 1 * GB3計(jì)算齒輪傳遞的扭矩 T1=31800（Nmm）（3.12） T2=6300（Nmm）（3.13） = 2 * GB3 由圖10-21d按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim=600（MPa）= 3 * GB3由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù),可選定為: N=60n1jLh=6015001（2830015）=6.48109 （3.14）= 4 * GB3由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KN1=KN2=0.95 = 5 * GB3計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，由式10-12得 H=0.95600=570（MPa） （3.1

19、5） = 6 * GB3 去彈性影響系數(shù)配對(duì)齒輪材料選取鍛鋼由表10-6查得ZE=189.8MP= 7 * GB3計(jì)算圓周速度VV=4.71（m/s）（3.16）= 8 * GB3計(jì)算齒寬b，由表10-7選取齒寬系數(shù)=1b=d1t=160=60（mm） （3.17）計(jì)算齒寬與尺高之比模數(shù)mt=2齒輪h=2.25mt=2.252=4.5 則=13.3 （3.18）= 9 * GB3計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)V=4.71m/s 7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.14直齒輪KH=KF=1 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 由表10-4用插值法查得7級(jí)精度齒輪相對(duì)支承對(duì)稱布置時(shí)KH=1.309K=

20、KAKVKHKH=11.1411.309=1.49（3.19）= 10 * GB3兩輪齒廓曲率半徑之比u=1則 Ft=1060（N）（3.20）則將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.11）=2.5189.8=444.47MPa570MPa （3.21）可知，齒輪疲勞強(qiáng)度在允許圍，安全。3.3.2校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（3.22）= 1 * GB3由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞極限FE1=FE2=380(MPa) = 2 * GB3 由圖10-18取齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=KFN2=0.88= 3 * GB3計(jì)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10-12得=238.86MPa （

21、3.23） = 4 * GB3計(jì)算載荷系數(shù)K由=13.3 KH=1.309 查圖10-13得KF=1.3，故載荷系數(shù) K= KAKVKFKF=11.1411.3=1.482 (3.24)= 5 * GB3查取齒形系數(shù)，由表10-5查得YFa1=YFa2=2.28 = 6 * GB3 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得YSa1=YSa2=1.73則=51.64MPa238.86 MPa （3.25）可知，齒根彎曲疲勞強(qiáng)度在允許圍，安全。3.4 齒輪箱的設(shè)計(jì)3.4.1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。初步確定軸的最小直徑 先按式15-2初步估算軸的最小直徑 根據(jù)表15-3，取A0=120

22、mm dmin=17.9（mm）（3.26） 因此，選取最小直徑為18mm。圖3.1 齒輪箱傳動(dòng)軸1 = 1 * GB3由于軸左端接帶輪，由帶輪寬B=27mm 取1-2段長(zhǎng)度L1-2=40mm 取直徑d1-2=18mm = 2 * GB3 取2-3段直徑d2-3=20mm初選滾動(dòng)軸承，它可以軸承受徑向力和軸向力作用。選單列圓錐滾子軸承，選0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)單列圓錐滾子軸承30204。其尺寸為： dDT=20mm47mm15.25mm 故d2-3=d6-7=20mm (3.27)由于軸承擋圈的選取，總寬度為17mm則L2-317+15.25=32.25mm 取L2-3=35mm= 3 *

23、GB3由軸承30204安裝知da26mm,取右端3-4段d3-4=26mm,取安裝齒輪處軸段5-6的直徑d5-6=25mm.齒輪左端軸肩定位軸肩高度h0.07d取h=2.5mm,軸環(huán)寬b1.4h,取b=5mm.已知齒輪輪轂寬度為60mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此段應(yīng)略短于輪轂寬度，取L5-6=58mm= 4 * GB3齒輪右端與軸承之間采用套筒定位，軸承端蓋總寬度為17mm,軸承寬15.25mm，取L6-7=55mm,套筒長(zhǎng)L=2+11+5=18mm (3.28)由于軸承30204安裝知da26mm,取套筒直徑為d=30mm= 5 * GB3取d7-8=18mm，由此段安裝安裝離合器，

24、取L7-8=35mm = 6 * GB3 取齒輪箱壁之間距離a=11mm,在確定軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體壁一段距離s取s=5mm,軸承寬度為T=15.25mm,齒輪寬L=60mm則 L3-4=a+(s-5)=5+(11-5)=11mm L6-7=s+a+T+m+2+e+5=5+11+15+10+2+7+5=55mm (3.29)同理第二個(gè)軸，無1-2段只需保證安裝軸承段2-3長(zhǎng)度取L2-3=16mm.其他結(jié)構(gòu)與上一樣,軸2如圖所示圖3.2 齒輪箱傳動(dòng)軸23.4.2軸上零件的周向定位= 1 * GB3帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接由d1-2=18mm L1-2=40mm 查表得平鍵公稱尺寸 bh=6m

25、m6mm (3.30)鍵槽長(zhǎng)為32mm,為保證帶輪與軸的配合有良好對(duì)中性，選擇輪轂與軸的配合為。 = 2 * GB3 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接由d5-6=25mm,L5-6=58mm,查表得平鍵公稱尺寸 bh=8mm7mm (3.31) 鍵槽長(zhǎng)為50mm,為保證齒輪與軸的配合有良好對(duì)中性，選擇輪轂與軸的配合為 。 = 3 * GB3 滾動(dòng)軸承與軸的周向定位采用過渡配合 此處選軸的直徑尺寸公差為m6. = 4 * GB3 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2 取軸端倒角為145o，各軸肩處圓角半徑R=1mm3.4.3軸的校核= 1 * GB3 軸上功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 P=1KWn=300r

26、/min-1500r/minT=9550000得T=637Nmm-31800Nmm (3.32)= 2 * GB3 求作用在齒輪上的力 齒輪的分度圓直徑為d=60mm，而周向力Ft徑向力Fr軸向力Fa的大小為： Ft=N=1060NFr=Ft=1060=390N Fa=Fttan=1060tan8o=149N (3.33)周向力Ft徑向力Fr軸向力Fa的方向如圖所示圖3.3 軸的載荷分析圖= 3 * GB3 求軸上載荷首先做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，確定軸承的支點(diǎn)位置，從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于30204型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a=11mm.因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸制成的跨距為L(zhǎng)2+L3=49mm+51mm

27、=100mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩圖，扭矩圖中可以得出截面C是危險(xiǎn)截面。將計(jì)算出的截面C處的MH、MV、與M值列于表3.1中表3.1 軸上彎矩扭矩載荷水平面H垂直面V支反力F(N)FNH1=540.6 FNH2=579.4FNV1=243.6FNV2=146.4彎矩M(Nmm)MH=26489.4MV1=11936.4MV2=7466.4總彎矩(Nmm)M1=29054.5M2=26594.4扭矩T(Nmm)T=31800= 4 * GB3.按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核時(shí)通常只校核軸上承受最大彎矩和最大扭矩的截面，即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度。根據(jù)式15-5與上表中的

28、數(shù)據(jù)，取=0.6，則軸的計(jì)算應(yīng)力為ca=MPa=2.22MPa (3.34)由軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由表15-1，查得-1=60MPa因此ca-1= 5 * GB3.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度(1) 判斷危險(xiǎn)截面由于軸的最小直徑是按軸的扭矩強(qiáng)度確定的, 而鍵槽，軸肩與過渡配合所引起的應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞輕度影響較小，所以截面A,2,3,7,B無需校核。 從應(yīng)力集中看，截面5，6處過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重；從受載情況看,截面C的應(yīng)力最大。截面5，6應(yīng)力集中的影響相似,但截面5的軸徑較大,故不必校核。截面C雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大且軸的直徑最大，故不必校核。截面3，4不必校核。因此只需校核

29、截面6的左右兩側(cè)即可。(2)截面6右側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1203=8000mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2203=16000mm3 (3.35)截面6右側(cè)的彎矩M為 M=2954.5=15011.5Nmm (3.36)截面6上的扭矩T為 T=31800Nmm截面上的彎曲應(yīng)力1.876 MPa (3.37) 截面上的扭矩切應(yīng)力 T=1.99 MPa (3.38) 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得B=640mpa -1=275mpa -1=155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)，按附表3-2查取。因經(jīng)查值后查得 =1.74，=1.36又由附圖3-

30、1可得軸的材料敏感系數(shù)為 q=0.82，q=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式為K=1+ q （1）=1+0.82（1.74-1）=1.61K=1+ q（1）=1+0.85（1.36-1）=1.51 (3.39) 由附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.67，=0.97軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92取q=1，按式3-12，3-12a得綜合系數(shù)為K=2.49 K=1.39 (3.40) 又由碳鋼的特性系數(shù)取=0.1，=0.05于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按式15-6 15-7 15-8得 S=58.86 (3.41) S=12.36 (3.42) Sca=12.1S=1.5 (3.43)故

31、可知其安全。(3)截面6左側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1253=15625mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2253=31250mm3 (3.44)截面6左側(cè)的彎矩M為 M=2954.5=15011.5Nmm (3.45) 截面6上的扭矩T為 T=31800Nmm截面上的彎曲應(yīng)力0.96 MPa (3.46) 截面上的扭矩切應(yīng)力 T=1.02 MPa (3.47) 過盈配合處的由附表3-8用插值法得=2.4 =0.8=1.92軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92取q=1，按式3-12，3-12a得綜合系數(shù)為K=2.49 K=2.01 (3.48) 計(jì)算安全系數(shù)S

32、ca值，按式15-6 ，15-7， 15-8得 S=115.04 (3.49) S=10.8 (3.50) 則 Sca=32.68S=1.5 (3.51)故可知其安全。3.5軸承的校核查表可知圓錐滾子軸承30204的基本額定動(dòng)載荷C=28200N，基本額定動(dòng)載荷C0=30500N，由表13-3取預(yù)期壽命為L(zhǎng)h=8000h，計(jì)算系數(shù)為e=0.35 ，Y = 1.7= 1 * GB3求兩軸承受到的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面，由分析可知Fr1V=101.7N Fr2V= Fre-Fr1V=390-101.7=288.3N (3.52)Fr1H=Fte=519.4NFr2H=

33、 Fte- Fr1H=540.6N (3.53)Fr1=529.26NFr1=612.67N (3.54)= 2 * GB3求兩軸承的計(jì)算軸向力查表得軸承派生軸向力Fd=，則 Fd1=155.67N Fd2=180.2N (3.55) Fa1=Fae+Fd2=329.2N Fa1=Fd2=180.2N (3.56)= 3 * GB3求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 =0.622e=0.294e由表13-5分別進(jìn)行查表計(jì)算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對(duì)軸承1 X1=0.40 Y1=1.7對(duì)軸承2 X2=1 Y2=0按表13-6，fp=1.0-1.2 取fp=1.0P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=771.

34、34NP2=fp（X2Fr2+Y2Fa2）=612.67N (3.57)= 4 * GB3.驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻1 P2，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算Lh=542962.94hLh (3.58)故所選軸承滿足壽命要求。3.6離合器的選擇 由于梯形牙嵌式離合器的強(qiáng)度高，且能傳遞較大的扭矩，能自動(dòng)補(bǔ)償牙的磨損與間隙，減少?zèng)_擊，故選取梯形牙嵌式離合器，用手動(dòng)接合和脫開，d=18mm,齒數(shù)Z=7，D=40mm,h=4mm,h1=5mm3.7萬向聯(lián)軸器的選擇由負(fù)載的扭矩圍可查表，選擇萬向聯(lián)軸器型號(hào)為WSD4。其公稱轉(zhuǎn)矩為Tn=45Nm，徑為d=18mm，外徑為D=32mm。選擇J1型號(hào)聯(lián)軸器，則主動(dòng)軸，從動(dòng)

35、軸深入聯(lián)軸器徑的距離為L(zhǎng)=30mm,總長(zhǎng)度為L(zhǎng)o=82mm.3.8樞軸塊組裝箱的設(shè)計(jì)3.8.1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)取軸的最小直徑為18mm，即d1-2=18mm(1)1-2段接測(cè)試齒輪，取L1-2=60mm(2)選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)單列圓錐滾子軸承，型號(hào)選取30204。其尺寸 為dDT=20mm47mm15.25mm(3)由安裝軸承da26mm ，則取d3-4=26mm(4)5-6段接萬向聯(lián)軸器，取d5-6=18mm 取L5-6=35mm圖3.4樞軸塊組裝箱軸3.8.2軸的周向定位與倒角圓角 (1)測(cè)試齒輪與軸的周向定位采取平鍵連接，由d1-2=18mm，齒輪寬17mm,查表得平鍵公稱尺寸為b

36、h=6mm6mm,長(zhǎng)為14mm。為保證齒輪與軸有良好的對(duì)中性，選擇齒輪與軸的配合為。(2)滾動(dòng)軸承與軸的周向定位采用過渡配合，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 (3)取軸端倒角為145o 各軸肩處圓角半徑為R=1mm3.8.3加載加載桿直徑選取為d=20mm，長(zhǎng)為510mm，伸入樞軸箱端與門式框架的軸垂直位置放置，留一定調(diào)整間隙，并軸向固定好。在加載桿終端為砝碼加載，由于加載圍為50-500N，應(yīng)在此圍選擇砝碼，以滿足試驗(yàn)需求。如圖3.5所示圖3.5 樞軸塊組裝箱3.8.4中心距調(diào)整設(shè)計(jì) 樞軸箱由兩部分組成，通過調(diào)節(jié)兩箱體的距離進(jìn)而進(jìn)行試驗(yàn)。如圖3.6所示。緊固裝置：螺栓四個(gè)，四個(gè)角設(shè)置，選取M

37、8mm六頭角螺栓。連接裝置：銷孔兩個(gè)，對(duì)角設(shè)置。d=10mm,銷長(zhǎng)度為L(zhǎng)=40mm。中心距調(diào)整裝置：螺紋孔兩個(gè)，對(duì)角設(shè)置。選取M10mm六頭角螺栓調(diào)整。圖3.6樞軸箱3.9加熱裝置設(shè)計(jì)測(cè)試齒輪采用電阻絲加熱，加熱圍為0o-400o C，外用絕緣層隔離，以保持試驗(yàn)設(shè)定的溫度值，并用溫度傳感器來檢測(cè)以協(xié)助控制溫度。3.10測(cè)量裝置 如圖3.6所示，傾角的測(cè)量采取在樞軸塊組裝箱壁外設(shè)置電容位移傳感器，作為一個(gè)參照，樞軸塊的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)測(cè)量采用了千分表，千分表是用來校準(zhǔn)系統(tǒng)的傳感器的。然而對(duì)于齒輪表面的磨損量的測(cè)量，不可能僅通過千分表產(chǎn)生一個(gè)完整的記錄，所以用旁邊的一個(gè)實(shí)時(shí)測(cè)量系統(tǒng)來代替千分表的讀數(shù)。讀數(shù)

38、輸出后經(jīng)處理與計(jì)算機(jī)相聯(lián)系，從而實(shí)現(xiàn)動(dòng)態(tài)檢測(cè)、顯示、記錄和數(shù)據(jù)采集、處理。4結(jié) 論（1）試驗(yàn)臺(tái)磨損量的測(cè)量采取了測(cè)量?jī)A角的方法，并采用位移傳感器，實(shí)現(xiàn)了連續(xù)實(shí)時(shí)測(cè)量，使得測(cè)量的磨損曲線更為精確。（2）加載方法為砝碼加載，力的加載均勻且明確，使得便于控制力的大小，而且操作簡(jiǎn)便。（3）中心距的調(diào)整為六角螺栓擰動(dòng)調(diào)整，保證了小距離的調(diào)整的準(zhǔn)確度，使得結(jié)果更為準(zhǔn)確。（4）傾角與磨損量的關(guān)系式為：其中，dp為測(cè)試齒輪的節(jié)圓直徑，為兩測(cè)試齒輪傳動(dòng)中的嚙合角，d為測(cè)量點(diǎn)與箱體壁的距離，h為測(cè)量點(diǎn)與樞軸箱旋轉(zhuǎn)點(diǎn)的距離。（5）由于安裝軸與軸承等，以與調(diào)整中心距的需要，將樞軸箱氛圍了四部分，在通過螺栓連接組合，這難免對(duì)試驗(yàn)的測(cè)量產(chǎn)生誤差，有待解決其構(gòu)造。（6）在齒輪加載過程、磨損量測(cè)量過程以與試驗(yàn)中測(cè)試齒輪的振動(dòng)，都會(huì)存在誤差，對(duì)試驗(yàn)結(jié)果產(chǎn)生影響。參 考 文 獻(xiàn)1 BS 6168.Specification for Non-metallic Spur Gears,