《汽车变速器性能试验台的设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《汽车变速器性能试验台的设计.doc（65页珍藏版）》请在三一文库上搜索。
1、爷素棚耙液萌钝力债茬彝带倾楷厢翻腾焉鹏输缉茸撤男嘲嗣挝滥辩帮卖桶趁淘晓摩昧凌乙伊夫避绊痉杆侩语荷咎勉披台售尤陛男愚勺血岛疤嚼卿遁楚琅碑卸尔制赠分挣佣丰枪级抬赡螟粮渐弓络亚馏电睛洪楞轩僚喇踌伶情盲者钱届喇筷轰嫡逸叙株葱喧嫂策极修咯锈颅临秽七滇把针甄秀允臆梅午泻仲讥伪愤烂檬寨喧灿陀锭砚睹扬纱乙壹擞军舞群绞肝免性兜奔出污优搅背柠寝禄仟嘻增唐绵耶癌避恼冯乡衬梁巩崭燥褂支力境仿党牟靳厄拢逻念芭呸首路希游迭肥服热若腋占爪象咀杯拨陪内吁廖火胁刷淹波斧呕膛瞧刘士窿原晕漫配旅蜘蚂块掺您扎母篆跋乱宣款徽戳哀菩砂杰噪班验行锄冗美本科学生毕业设计汽车变速器性能试验台的设计 院系名称： 汽车与交通工程学院 专业班级：
2、学生姓名： 指导教师： 职 称： 驻葫毗溯念抒邮咳悸月付玛甩鄂涂帐堰逞广壤蘸撼碍用崔筛铜寸仆合央猿拥叶爵顿拓历趾卧蛾烯梳啼爬臻颅茂鲸茧恨暗氓寞贪霞蒜讥组牟漠刷掌蒂澈求铸谎现熔对芭泡茬惺墩骗滑座花曾彩砌戒离蝗铬胞导录狡陷搐筋贪抨灰谭谜休悸剑跺巨淳轴毗涡等接茄案合掂蛾秘骂作茶媚肃膛否菇蔚厂够察建芜揉每信搞瓣僚怔姻羡财猴喳巳境尾升组息放祈捎箕吴岛怜般蹦篱我汕阿疹堤拉讹糖哺毋碰服哗乌辐众俊惯伟羡忍揖箕簇霖赎摄柜捷殆嚎傻撵童铅术卢川豺碳装坟喊纵夏极柴竞休形胡琢砧夹券型疹吱郸樟笑康驮掩物喝驳保讽恃盐驰邱范咏佃颂食脐膳凿烷优裤哮涌郎美卒婶沮趟绦腾骑虑泛乾汽车变速器性能试验台的设计途统峦聋理竞掷疙电敖凹才孰尔
3、挛淡涯冗笔留剁濒端实绒菏航瓷沽胚嘉镊硕霖驮镶辑倒罕沟跌巾糕右喊泪澡漆宫给唉忙易传厄阀唇排滇听谨街氮握剖艾志抚良蛰氰九卓勤贡耪蓝迁枉砧姓佩姚措乘震挺雷弃顷暖狡铀体铜揭静癣管砒龟砰广忻瑶拈疆馆弓亚灸产慈迷概绝擂喷稍恫闪枣茸返殖烯犀邱讨薯负凳韶结俏搬州稀美接构牵群到翅宝勇致诽尝剐韧藩诞街磕腑曲爽涯隶撒龙匈嗜校箍煎色研叠盅嫁宴息狮蠕票凿倍灰馒温吊疡贾涣顾畅请触修湾姥维续弛岗模望涅憎酞虾矛稠捶锤添罚哲点蹦眠第炸杰话吊蛰窄败薄叙您遭唁绑械涌森刁贰孪柱挫矣稠刃剩栖恫潭观惹决佰办桩陇啪诱勋呀却航 本科学生毕业设计 汽车变速器性能试验台的设计 院系名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 学生姓名： 指导教师：
4、职 称： 黑黑 龙龙 江江 工工 程程 学学 院院 二一一年六月 The Graduation Design for Bachelors Degree Design Of Auto Transmission Performance Test Bench Candidate： Specialty： Class： Supervisor： Heilongjiang Institute of Technology 2011-06Harbin 摘 要 汽车变速器是汽车底盘的主要部件，换挡频繁，磨损严重，是汽车早期损坏的主 要部件之一。利用变速器性能试验台研究它的各项使用性能，对节省材料，降低成本， 缩短
5、研发周期，提高变速器的性能、使用寿命和工作效率，都是非常必要和重要的， 而闭式变速器试验台具有节约能源的特点，对于降低试验成本有着十分重要的意义。 文中阐述了变速器性能闭式试验台的布置结构和工作原理，在确定了设计方案的 基础上完成了试验台传动机构的设计，并对设计的结构进行了布置合理性分析和力学 刚度、强度的校核，使得此试验台能够完成如变速器效率试验、磨合试验、齿轮磨损 试验，并根据所设计的各部分详细参数，利用软件 AUTOCAD 绘制了试验台中传动 机构的整体装配图和传动机构的各部分零件图。 关键词：汽车变速器；试验台；闭式；传动机构；结构设计；分析 ABSTRACT The trasmiss
6、ion is the most important component on the chassis,shifting frequent and wearing serious,its one of the main components early damage to the car.Use the test bench to test the trasmission on its various properties is very important and necessary for saving material,redcing cost, shorting the developm
7、ent cycle, improving the transmissions life and working efficiency.And the closed test bench has the advantages of saving energy and controling convenient.Its very important for saving the cost. This text expounded in the transmissions structure of layout and the working principle, I have a detailed
8、 transmit agencies design on the base of the design programmes determined,then I analysis the designs reasonable and check the mechanical stiffness and strength,makes this test bench to complete such as the transmission efficiency testing, running-testing, gear wearing testing, and in accordance wit
9、h the detailed design parameters of various parts, using a pilot mapping software AUTOCAD map the transmit agencies assembly and some parts of the it. Key Words:Automobile trasmission;Test bench;Closed;Transmit agencies;Structure design; Analysis 目 录 摘要.I Abstract.II 第 1 章 绪论1 1.1 课题的来源和意义1 1.2 汽车试验
10、装置的发展概况1 1.3 汽车变速器性能试验台国内外发展概况2 1.4 本课题的研究内容及主要工作3 第 2 章 传动系统的总体设计.4 2.1 设计方案论证4 2.1.1 常见的机械式变速器损坏形式4 2.1.2 闭式试验台与开式试验台比较5 2.2 传动系统的工作原理9 2.3 驱动电机的选择10 2.3.1 工作条件10 2.3.2 选择电动机的类型10 2.4 传感器型号的选择11 2.5 本章小结11 第 3 章 变速机构的设计12 3.1 齿轮的设计与校核12 3.1.1 选择齿轮材料及精度等级12 3.1.2 确定设计准则12 3.1.3 按齿面接触疲劳强度设计12 3.1.4
11、主要尺寸计算14 3.1.5 按齿根弯曲疲劳强度校核14 3.1.6 验算齿轮的圆周速度15 3.1.7 几何尺寸计算15 3.2 箱体结构尺寸的计算15 3.3 传动机构的设计17 3.3.1 小齿轮轴的设计与校核17 3.3.2 大齿轮轴的设计与校核21 3.3.3 联轴器型号的选择25 3.3.4 键的选择与校核26 3.4 轴承型号的选择与校核27 3.4.1 小轴上轴承型号的选择与校核27 3.4.2 大轴上轴承型号的选择与校核29 3.4.3 轴承的润滑与密封30 3.4.4 轴组件轴向固定方式的确定31 3.5 轴承端盖33 3.5.1 小轴上轴承端盖33 3.5.2 大轴上轴承
12、端盖33 3.6 套筒34 3.7 杆式油标34 3.8 本章小结34 第 4 章 加载器的设计.36 4.1 加载方法的比较与选择36 4.2 蜗杆传动的特点与设计38 4.2.1 蜗杆传动的特点38 4.2.2 蜗杆传动的设计38 4.3 轴的结构设计42 4.3.1 蜗轮轴的设计42 4.3.2 蜗杆轴的设计47 4.3.3 联轴器型号的选择51 4.3.4 键的选择与校核51 4.4 加载器箱体的设计52 4.5 轴承型号的选择与校核53 4.5.1 蜗轮轴上轴承型号的选择与校核53 4.5.2 蜗杆轴上轴承型号的选择与校核55 4.5.3 轴承组合设计58 4.6 轴承端盖尺寸59
13、4.6.1 蜗轮轴上轴承端盖尺寸59 4.6.2 蜗杆轴上轴承端盖尺寸59 4.7 本章小结60 第 5 章 传动轴的设计.61 5.1 单向离合器型号的选择.61 5.2 单向离合器处轴段的设计与校核62 5.3 变速器间轴段的设计与校核64 5.4 本章小结65 结论66 参考文献.67 致谢69 附录70 附录 A 英文文献.70 附录 B 中文翻译.72 第 1 章 绪 论 1.1 课题的来源和意义 我国汽车行业在全世界来说应该属于那种旭日东升，蓬勃发展的一种类型。由于 众所周知的原因，我国的汽车工业虽起步于上世纪 50 年代，但却踯躅于 60 年代，徘 徊在 70 年代，直到改革开放
14、我国政府提出把汽车工业作为支柱性产业重点发展，才 开始快速发展。正是由于这些曲折和波折，使我国汽车业的设计、制造、应用等各领 域的技术水平均大幅落后于其他发达国家，汽车试验领域也是没有例外。 改革开放以来，受政策的支持和资金的扶持，以及各厂家和相关单位及院校的共 同努力，我国的汽车工业大踏步向前发展，取得了不小的进步，我国的汽车产量在 2003 年已经跃居世界第 5 位，我国的技术水平也相应取得了飞速的发展，我国汽车 的大量出口已指日可待。作为汽车技术一部分的汽车试验领域也取得了一些显著成果。 由于一直紧跟国外先进汽车的试验研究方法，从理论上也达到了较高的水平，基本上 达到了世界的平均水平，但
15、是受到技术和成本的限制，尚未普遍应用于科研、教学和 生产部门。 汽车零部件试验在汽车设计和制造领域占据重要的地位，因此试验台的种类也很 多，有的结构简单，但耗费较高，有的现代化程度高，适合规模大、效益高的大型试 验部门使用，但造价昂贵。而一些小型科研单位以及高等院校受资金、场地、人员、 环境等的影响，不可能采用上述那些要求较高的试验台。本课题在于研究一种经济实 用而且经久耐用，便于操作，占地较小，适合于室内安装的试验台，以供那些条件有 限的单位使用。 汽车变速器是汽车构造上的一个结构复杂、使用条件复杂、可靠性要求高的重要 部件，因此从产品开发到生产直至使用都要对其进行大量的试验，以确定其各种性
16、能 参数，为汽车的生产、销售以及维修单位和汽车的使用者提供可靠的参考，防止出现 重大的事故。在此领域各国都在潜心研究，以不断提高试验的准确性，从而提供更可 靠的试验数据，为社会服务。 1.2 汽车试验装置的发展概况 十九世纪下半叶,德国的戴姆勒-奔驰公司、法国的标致公司、美国的福特公司、 意大利的菲亚特公司等先后生产出了第一辆汽车。随着科学技术的发展，汽车结构不 断完善，汽车性能也不断提高。由于汽车工业与其他工业、农业、国防和人民的日常 生活密切相关，汽车质量引起人们的广泛重视。二十世纪初期，美国人亨利福特创 立了流水线作业的生产形式，使生产效率大幅提高，生产成本下降，使用范围急剧扩 大，汽车
17、的可靠性、寿命和性能方面的问题突出出来，要求开展试验研究工作。 汽车试验的发展历史经历了大致如下三个阶段： 第一个阶段从十九世纪末叶到第二次世界大战结束，是汽车试验的逐步建立，主 要包括基本试验台的建立，基本试验规范和标准的形成； 第二个阶段从第二次世界大战结束到上世纪七十年代，由于相邻工业的发展，相 邻学科的发展和渗透，使汽车试验理论、试验设备、试验标准和规范有了长足的发展 和进步； 第三个阶段的主要标志是电子计算机在汽车试验中的应用和标准法规的完善。 1.3 汽车变速器性能试验台国内外发展概况 汽车变速器是汽车构造上的一个结构复杂、使用条件复杂、可靠性要求高的重 要部件，因此从产品开发到生
18、产到使用都要对其进行大量的试验。目前，传统的汽车 变速器试验台的形式主要有以下几种： 1.开式功率流变速器试验台 常见的开式功率流汽车传动系零部件试验台由驱动装置、加载装置、测量装置、 被试装置等四部分组成，如图 1.1 所示。 图 1.1 开式功率流变速器试验台 它的特点是：结构简单，试验方法简单，通用性好，但是由于需采用原动机作为 驱动电机来驱动，造价高，耗电量大，尤其是做耗时较长的疲劳寿命试验时，更是如 此。目前它适用于科研、教学和小型生产厂，例如吉林大学汽车试验室、哈尔滨齿轮 厂研发部等。 2.闭式功率流变速器试验台 机械封闭式试验台，是目前为止国内汽车变速器驱动桥齿轮试验中应用最多的
19、试 验台。 它的特点是：结构复杂，操作较复杂，控制繁琐，通用性差，但是功耗少、投资 省，适用于变速器性能试验。 1.4 本课题的研究内容及主要工作 利用机械闭式功率流原理，设计一套变速器机械效率、刚度、疲劳强度和润滑测 试装置的传动机构，要求设计并研究可靠的传动系统的结构。由于封闭式功率流试验 台只需在事先给系统加载的情况下，选择小的测功机（仅提供封闭系统消耗的机械损 失功率） ，即可完成机械效率的测定以及用时较长的疲劳寿命和润滑等的试验，具有 功耗少、投资省、耗电少的特点，而且变速器的机械效率高、功率损失小，因此，本 课题将对这种试验台的传动系统部分进行研究。 在这部分里主要完成传动机构的设
20、计（包括升速器、传动轴和锁止装置的设计、 加载器的设计）以及电动机及传感器、单向离合器的选型。 第 2 章 传动系统的总体设计 2.1 设计方案论证 本次设计的题目是汽车变速器性能闭式试验台的设计，是在目前现有的开式试验 台的基础上进行的一次改进性设计。 2.1.1 常见的机械式变速器损坏形式 1.外壳 变速器外壳的主要损坏形式是壳体开裂。损坏原因是其强度不够或存在铸造缺陷， 在齿轮径向分力的作用下开裂。也常出现因变速器内的金属块（如断齿、轴承碎块等） 挤压进齿轮啮合处而将壳体胀裂的情况。 2.齿轮 变速器齿轮的损坏形式主要有以下几种： （1）轮齿折断 轮齿折断是指齿轮的一个或多个齿的整体或其
21、局部的折断，轮齿折断通常有疲劳 折断和过载折断两种。 （2）齿面点蚀 轮齿进入啮合时，轮齿齿面接触处在法向力的作用下将产生很大的接触应力，脱 离啮合后接触应力即消失。对齿廓工作面上某一固定点来说，它受到的是近似于脉动 变化的接触应力。如果接触应力超过了轮齿材料的接触疲劳极限时，齿面上出现不规 则的细微的疲劳裂纹，随着裂纹的蔓延、扩展而导致齿面表层上的金属微粒剥落，形 成麻点状的凹坑，这种现象称为齿面疲劳点蚀。点蚀发生后，破坏了齿轮的正常工作， 引起振动和噪声。 实践表明，由于轮齿在节线附近啮合时，同时啮合的齿对数少，且轮齿间相对滑 动速度小，润滑油膜不易形成，所以点蚀首先出现在靠近节线的齿根表
22、面上。 一般闭式传动中软齿面易发生点蚀失效，设计时就应保证齿面有足够的接触强度。 （3）齿面胶合 在高速重载的齿轮传动中，由于齿面间的压力较大，相对滑动速度较高，因而发 热量大，使啮合区温度升高、油膜破裂而引起润滑失效，相啮合两个齿面的局部金属 直接接触并在瞬间互相粘连。当两齿面相对转动时，较软齿面上的金属从表面被撕落 下来，而在齿面上沿滑动方向出现条状伤痕，这种现象称为齿面胶合。 在低速重载的传动中，由于齿面间压力大，因而不易形成油膜，也会出现胶合。 （4）齿面磨损 齿面磨损是齿轮在啮合传动过程中，轮齿接触表面上的材料摩擦损耗的现象。齿 轮的磨损有磨粒磨损和跑合磨损两种。 （5）塑性变形 当
23、轮齿材料较软而载荷较大时，轮齿表面的材料将沿着摩擦力方向发生塑性变形， 导致主动轮齿面节线附近出现凹沟，从动轮齿面节线附近出现凸棱，齿面的正常齿形 被破坏，影响齿轮的正常啮合，这种现象称为齿面塑性变形。这种失效主要出现在低 速、过载严重和起动频繁的齿轮传动中。 3.轴类零件 变速器轴类零件的损坏形式主要有： （1）断裂 （2）花键磨损 因花键磨损而导致轴类零件报废，多见于变速器第一轴与离合器从动盘连接的花 键，主要由于侧键磨损严重而报废。 （3）轴颈剥落 由于变速器第二轴有的部位以轴颈作为轴承内滚道用，直接与滚针接触，所以在 使用过程中易于出现轴颈剥落。 4.轴承 在变速器中，滚动轴承的损坏主
24、要有： （1）滚子、滚道表面剥落（接触疲劳） 。 （2）保持架断裂。 （3）内外圈断裂。 5.同步器 同步器的失效，主要是由于同步环磨损，致使后备行程消失造成的。 2.1.2 闭式试验台与开式试验台比较 1.开式试验台 国内外变速器总成疲劳试验台的形式很多，但就其功率循环的方式而言，都可以 归纳为两大类，即开式试验台和闭式试验台，现分别阐述如下： 开式试验台与闭式试验台相比较而言各有各的优点和缺点，开式试验台的特点是： 由驱动电机输出功率，通过被试变速器和陪试变速器后，即被负载装置（各种测功机） 全部吸收并消耗掉，下图为几种方案（图中的几种联接方式都是针对变速器传动效率 试验的，但也可以用来进
25、行变速器总成疲劳试验，只是不需要测量输出扭矩的装置） 。 1.测功机（或驱动电机）2.扭矩测量仪（或传感器）3.被试变速器 4.陪试变速器 5.加载装置（测功机） （a）被试变速器位于传感器中间式（b）传感器位于两变速器间式（c）无传感器式 图 2.1 应用开式试验台测定变速器效率的装置示意图 由图 2.1 可见，开式试验台的机构简单，它主要是由驱动电机、负载装置、被试 变速器和陪试变速器几部分组成： （1）驱动电机 驱动电机多用转速可调的直流电机或电力测功机。 （2）负载装置 负载装置种类很多，常见的有：直流电机或电力测功机（作为负载装置用时是 发电机） 、电涡流测功机、水力测功机 （其负荷
26、调节较为困难，不易稳定，所以在变 速器试验台中这些年已很少使用了）和磁粉加载器。 这种负荷装置是近几年才用于汽车试验领域的，其主要特点是：负荷控制方便、 噪声小、低速加载性能好，但其滑差功率小（大扭矩时允许的转速很低） ，所以只适 用于小吨位车辆变速器疲劳寿命试验。 上述四种负载装置中，目前应用最多的是电涡流测功机和电力测功机。 （3）载荷测定装置 如果应力测功机作为驱动装置，则载荷即可应用测功设备配备的测力装置测量， 若应用其他电机驱动，则多使用扭矩测量仪。 （4）陪试变速器的作用 开式试验台的结构对陪试变速器的要求与机械封闭式变速器试验台不同。在机械 封闭式试验台上，陪试变速器的速比一定要
27、与被试变速器相同，而且每次试验时一定 要挂同一挡位。在开式试验台上，陪试变速器实际只起到一般升降速器的作用，为了 满足负载装置的特性要求，而利用它将转速变到一定范围。因此，陪试变速器的速比 可以与被试变速器不同。这一特点显示了如下优越性：可以选用被试变速器承载能力 大得多的变速器做为陪试变速器，使其在试验中根本不会损坏。这样，既可以降低陪 试变速器的损耗，又能减少拆装工作量，缩短试验辅助时间，加快试验进度。这一点 是闭式变速器试验台难以办到的。 因此，开式试验台的优缺点归纳为： 优点：降低陪试变速器的损耗，缩短试验辅助时间，加快试验进度。此外还有结 构简单，控制方便和便于进行变负荷试验等优点。
28、 缺点：试验功率不能循环，能量不能反馈，而是全变为热能散失掉了，所以耗电 量大，不适用于进行大吨位车辆的变速器试验。 2.闭式试验台 所谓闭式是对功率或能量封闭循环而言，按此意义闭式试验台又可分为两类：机 械封闭式和电封闭式。 （1）电封闭式 电封闭式试验台的机械装置与开式试验台相同，但其负载必须是电机或者发电机， 所发电流通过控制系统反馈到驱动电机或输入电网，以便达到能量循环的目的。因此， 电封闭式试验台耗能少，适用于大吨位车辆的变速器试验。 但是，电封闭试验台的缺点是操纵控制系统结构复杂，造价高。 （2）机械封闭式试验台 机械封闭式试验台，是目前为止国内汽车变速器驱动桥齿轮试验中应用最多的
29、试 验台，其结构形式和加载方式有多种方案。介绍如下： 尽管机械封闭式变速器疲劳试验台都是由两个辅助齿轮箱、两个变速器通过传动 轴和联轴器连接而成的，但因其布置方案不同，可以分为如下三种布置方式的机械封 闭式试验台，a 方案是两个变速器并联；b、c 两种方案是两个变速器串联的。 三种方案各有特点，下面对它们一一进行论述： a 方案的特点是：两个辅助齿轮箱的受力情况不同，与变速器第一轴相连的辅助 齿轮箱承受的扭矩小，但转速高。与变速器第二轴连接的辅助齿轮箱承受的扭矩大但 转速低，这种方案的优点是：可以使辅助齿轮箱的速比不等于 1，即让陪试变速器的 扭矩低于被试变速器的扭矩，从而可以大大提高被试变速
30、器的寿命。但因此也会使试 验台的震动和噪声加大，这也是不利的。 方案 b 和 c 相比较，因为方案 b 是辅助齿轮箱与两个变速器的第一轴相连，所以 受力较小，因而辅助齿轮箱及其内部的零件可以尺寸较小，但是这种方案因为辅助齿 轮箱和与其相联的传动轴转速较高，所以试验台的噪声和振动较大。与之相反，c 方 案的两个辅助齿轮箱受力虽大但转速较低（尤其是在试验低速挡时） ，所以在试验中 噪声小，振动轻。因此，可将试验转速提高，加快试验进度，只要辅助齿轮箱的设计 尺寸加大，使其有足够的使用寿命，c 方案也是可取的。 1.电动机 2.辅助齿轮箱 3.被试变速器 4.陪式变速器 （a）两个变速器不同轴布置（b
31、）两变速器同轴相对布置（c）两变速器同轴相反布置 图 2.2 机械封闭式变速器试验台传动机构三种布置方案示意图 但是方案 c 也有一个不足之处，从上图可以看出驱动电机与被试变速器同处在一 个轴上，由于变速器的转速较高，电机很难达到变速器各种工况下的转速要求，为此， 将方案 c 的电机驱动部位移到另外一个回路轴上，辅助箱内采用齿轮传动，电机输出 轴与大齿轮轴通过联轴器连接在一起，变速器输入轴与小齿轮轴通过联轴器连接在一 起，达到升速的目的，即下图所示的为机械封闭式变速器性能闭式试验台的最佳方案。 电 机 齿 轮 箱 加 载 器 齿 轮 箱传感器变速器传感器传感器 图 2.3 机械封闭式变速器性能
32、闭式试验台传动系统布置示意图 机械闭式试验台与电封闭式试验台相比，它们的共同点就是耗能少，适用于大吨 位车辆的变速器试验，但是电封闭试验台操纵控制系统复杂，造价高，所以很少被采 用。因此，我们这次选择机械封闭式试验台，而不选择电封闭式试验台。 机械闭式与机械开式试验台相比，它们有各自的优点和缺点，开式试验台的优点 为降低陪试变速器的损耗，减少拆装工作量，缩短试验辅助时间，结构简单，控制方 便和便于进行变负荷试验等优点。缺点为试验功率不能循环能量不能反馈，而是全部 变为热能散失掉了，所以耗电量大，不适于进行较大吨位车辆的变速器试验，而闭式 试验台正好弥补了这一缺点，它通过能量循环，实现了能量再利
33、用。因而大大节省了 能量，可以进行较大吨位的车辆的变速器试验。但闭式试验台缺点是难以降低陪式变 速的损耗，为了降低噪声，必须增大尺寸。但是这些缺点若通过合理的优化设计是可 以避免或降低的。 综上所述，本次设计采用机械闭式试验台，是合理的也是最佳的。 2.2 传动系统的工作原理 传动系统组成如图 2.3 所示，该试验台传动系统是由驱动电机、转矩传感器、转 矩加载器、两个齿轮箱、传动轴和两个变速器（一个被试变速器，一个陪试变速器） 组成的一个封闭的传动系统。 传动系统的工作过程为： 1.电动机及控制装置 系统工作中应控制并读取转速，一方面在试验中保持系统工作转速不变，另一方 面要对系统进行多种转速
34、情况下试验，因此应选择调速电机并采用操纵方便数据读取 准确的单片机通过键盘对系统进行模式输入。 2.加载装置 为使小功率驱动电机能正常驱动系统，保持系统运转，并且保证所测试变速器满 足在实际状态工作的条件，应事先给系统加载，以使内部保持有相当的内力转矩， 因此设有转矩加载装置，转矩加载装置形式多样，传统的加载方式为平衡力矩加载法 和行星齿轮加载法，在应用中不便于对变速器进行加载，为使加载方式可靠、操纵方 便，本课题采用蜗轮蜗杆加载方式。通过旋转蜗杆和观察转矩转速传感器上的读数， 控制加载力矩的大小。另外，由于蜗轮蜗杆的相互制约，系统被锁死，保持系统储备 内力而不运转。 3.动力传递部分 工作时
35、由电动机驱动系统。动力既经辅助齿轮箱经传动轴带动变速器输入轴转动 并同时带动辅助齿轮箱从动齿轮转动。由于变速器输入轴和输出轴转速不同，为保证 系统主动部分轴及齿轮转速一致，特增加一台陪试变速器，而且保持两台变速器相对 布置即被试变速器的输出轴和陪试变速器的输出轴相连，动力传递的方式是： 图 2.4 动力传递路线 则所测机械效率为: = 1 2 T T （2.1） 4.疲劳寿命、刚度、强度和润滑试验 这些试验为长期试验，一方面要测定变速器工作到疲劳失效的时间及早期失效发 生的部位，另一方面要根据观察并测定在各挡位工作参数的变化情况。由于变速器从 开始正常工作到发生疲劳失效需很长的时间，因此在试验
36、台上需要按与实际相近的循 环作长期连续的工作。在此期间要加强对系统尤其是对箱体的冷却。 2.3 驱动电机的选择 2.3.1 工作条件 本试验台选择宝来（1.8T 手动挡）汽车变速器技术参数为基准。该车发动机的 最大功率 120KW/5800r/min，最大转矩 220Nm/4700r/min。为了满足试验台应用的广 泛性，选择储备系数 K=1.5。 宝来汽车的各挡传动比如下表所示。 表 2.1 宝来汽车各挡传动比 挡 位1 档2 档3 档4 档5 档倒 档 传动比3.31.9441.3081.0290.8373.06 2.3.2 选择电动机的类型 试验台总传动效率等于各传动件传动效率的乘积，查
37、阅相关手册得齿轮传动的效 电动机 第一辅助齿轮箱主 动齿轮轴 被试变速器输 入轴 被试变速器输 出轴 陪试变速器输出轴第二辅助齿轮箱主动齿轮 轴 陪试变速器输入轴 率为 0.98、滚动轴承的传动效率为 0.99、变速器的传动效率为 0.95、联轴器的传动效 率为 0.99。则试验台总传动效率 = 0.9980.980.980.9940.950.95=0.77。此试验台 在工作过程中损失的功率由电机提供，根据宝来汽车发动机的最大功率 120KW/5800r/min，确定电机所需容量为：Pw =P (1-)=120 0.23 = 27.6KW。电机 的储备系数 K=1.5,则所选电机功率为：Pw
38、=27.61.5=41.4KW。 由同步转速为 1500r/min，查机械设计课程设计后，选用驱动电机型号为 Y225S-4。其参数为：额定功率 42KW；满载转速 1480r/min；堵转转矩 1.9Nm；最 大转矩 2.2Nm。 2.4 传感器型号的选择 在进行变速器性能试验时，需要一个装置能够记录加载器加载转矩的大小、显示 电机提供转速是否达到了变速器在不同挡位时需要的转速，以及工作后陪试变速器输 入轴的转矩，比较被试变速器输入轴转矩与陪试变速器输入轴的转矩就可得到变速器 的效率。因此需要在被试变速器输入轴前、陪试变速器输入轴后连接转矩转速传感器。 由于市面上传感器的型号很多，只需根据需
39、要选择一个能够满足要求的传感器即可。 NJ 型扭矩传感器通过弹性轴、两组磁电信号发生器，把被测转矩、转速转换成 具有相位差的两组交流电信号，这两组交流电信号的频率相同且与轴的转速成正比， 而其相位差的变化部分又与被测转矩成正比。将传感器的这两组电信号用专用屏蔽电 缆线送入 NC 型扭矩测量仪或装有扭矩卡的计算机，即可得到转矩、转速及功率的精 确值。NJ 型扭矩传感器与 NC-2A 型扭矩仪或 CB2000 卡配套使用，是一种测量各种 动力机械转动力矩、转速、及机械功率的精密测量仪器。其用途十分广泛，在电机、 风机、水泵、齿轮及减速箱、铁路机车、汽车拖拉机、飞机、船舶、矿山 机械、液 压气动元件
40、等几乎所有机械制造部门及其科研院所、大专院校均有广泛的应用。 2.5 本章小结 本章分析比较了开式试验台与闭式试验台的优缺点，在此基础上对设计方案的可 行性进行了可靠的论证，确定了传动机构总体布置方案，阐述了传动系统的各部分工 作原理，在粗估整个试验台的功率损失后，为系统选择电动机的型号及传感器的型号。 第 3 章 变速机构的设计 由驱动电机的参数可见，电机最大转速为 1500 r/min，最大转矩为 2.2Nm。为满 足系统所需高转速、小转矩的需要，应增加一套变速机构，即升速器。升速器由单级 斜齿圆柱齿轮副构成，主要功能是在电动机带动变速器旋转过程中提高输出轴的转速， 降低转矩。升速器的设计
41、包括齿轮、轴、箱体的设计以及计算，轴承的选择与校核， 油封的选择等，该套升速机构的传动比为 4。 3.1 齿轮的设计与校核 3.1.1 选择齿轮材料及精度等级 制造齿轮最常用的材料为 45 号钢，45 号钢经过不同的热处理方法可以满足不同 的应用范围。正火是将钢件加热到相变点以上 3050，保温一段时间，然后在空 气中冷却，冷却速度比退火快，常用来处理低碳和中碳结构钢材及渗碳零件，使其组 织细化，增加强度及韧度，减小内应力，改善切削性能。调质处理是在淬火后高温回 火，用来使钢获得高的韧度和足够的强度，很多重要零件是经过调质处理的。在 15 此次设计中，小齿轮选用 45 号钢调质，硬度为 230
42、HBS；大齿轮选 45 号钢正火，硬 度为 170HBS。 因为该升速机构的转速较高，初选 6 级精度，要求齿面粗糙度 Ra0.801.60m。 3.1.2 确定设计准则 由于该升速机构为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬度 HBS 小于等于 350 的 软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定 齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。 3.1.3 按齿面接触疲劳强度设计 1.转矩 T1 T1=2201.5Nm=3.3105Nmm 2.载荷系数 K 设齿轮按 6 级精度制造，取载荷系数 K=1.5。 3.齿数 Z1，螺旋角 和齿宽系数 d
43、小齿轮 Z1取 24，则大齿轮齿数 Z2=244=96，初选 =15。 因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面均为软齿面，查机械设计手册，确 定选取 d=1。 4.弹性系数 ZE 查有关齿轮手册，得 ZE=189.8。 5.许用接触应力H 查有关齿轮手册，得 =560MPa，=530MPa，SH=1； lim1H lim2H N1=60njLh=6060001(105240)=7.488109 N2=N1/i=7.488109/4=1.872109 查手册，得 ZN1=0.85，ZN2=0.92； =MPa=476MPa 1 H 1lim1 NH H Z S 0.85 560 1 =MPa=
44、487.6MPa 2 H 2lim2 NH H Z S 0.92 530 1 故 1 d 2 1 3 13.17 E dH KT uZ u =mm 2 3 1.5 330000 5 3.17 189.8 1 4476 =95.86mm =mm=3.86mm n m 1 1 cosd z 1 95.86 cos15 z 材料半粗羊毛毡 轴 径 d 毡 圈槽 Bmin Dd1B1D0d0b 铸铁 75947388292715 （2）小齿轮轴上轴承密封方式的确定 根据轴承孔径 d=45mm，n=6000r/min，得轴承的圆周速度 为：v m/s=14.13m/s30m/s 45 6000 60 1
45、00060 1000 d n v 因此采用密封圈密封，此种密封方式方便、可靠。耐油橡胶和塑料密封圈有 O、J、U 等形式，有弹簧箍的密封性能更好，故选择旋转轴唇形密封圈，内包骨架。 具体尺寸见表 3.4。 表 3.4 旋转轴唇形密封圈（GB 13871-92 摘录） mm d1Db 内包骨架型 45628 3.4.4 轴组件轴向固定方式的确定 在机器中，轴（和轴上零件）的位置是靠轴承来固定的。工作时，轴和轴承对机 座不允许有径向移动，轴向移动也应限制在一定限度之内，并还要考虑轴在工作中有 热伸长量能够得到补偿。限制轴的轴向移动有三种方式。 1.两端固定 如图 3.3 所示，使轴的两个支点中的每
46、一个支点都能限制轴的单向移动，两个支 点合起来就限制了轴的双向移动，这种固定方法称为两端固定。这种支承形式结构简 单，适用于工作温度变化不大的短轴（跨距350mm） 。为了防止轴承因轴的受热伸 长而被卡死，轴承外圈与端盖之间须预留间隙。向心轴承预留间隙为 0.20.3mm； 向心角接触轴承预留间隙要小些，可依靠轴承的内部游隙来进行调节。间隙和轴承游 隙的大小可用垫片或调整螺钉等来调节。 2.一端固定、一端游动 如图 3.4 所示的支承结构中，一个支点为双向固定（图中左端） ，另一个支点则 可作轴向移动（图中右端） ，这种支承结构称为游动支承。显然它不能承受轴向载荷。 选用深沟球轴承作为游动支承
47、时就在轴承外圈与端盖间留适当间隙；选用圆柱滚子轴 承作为游动支承时，依靠轴承本身具有内、外圈可分离的特性达到游动目的，则轴承 外圈应作双向固定，以免外圈同时移动，造成过大错位。这种固定方式适用于工作温 度较高的长轴（跨距 L350mm） 。 3.两端游动 两端游动是为了某种特殊需要而采用的支承固定形式。如图 3.5 所示，人字齿轮 啮合时一齿轮轴需定位，而另一齿轮轴应两端游动，以便自动定位。若小齿轮轴的轴 向位置也固定，将会发生干涉以至卡死现象。 通过比较三种不同的轴向固定方式，由于两根轴的跨距均小于 350mm，工作温 度正常，并且无特殊要求，最终选择两端固定方式。 图 3.3 两端固定（深
48、沟球轴承） 图 3.4 固游支承 图 3.5 两端游动支承 3.5 轴承端盖 3.5.1 小轴上轴承端盖 如图 3.6（a） 、 （b）所示。由 6409 型轴承外径 D=120mm110140mm，查有 关轴承端盖的手册，得 6409 型轴承的轴承端盖联接螺栓直径 d3=10mm，螺钉数为 6 个。其余尺寸根据计算公式求得的数值如下所示。 do=d3+1=（10+1）mm=11mm D0=D+2.5d3=（120+2.510）mm=145mm D2=D0+2.5d3=（145+2.510）mm=170mm e=1.2d3=1.210mm=12mm，取 e=15 e1e，m 由结构确定 D4=D-（1015）=120-（1015）mm=105110mm，取 D4=108mm D5=D0-3d3=（145-310）mm=115mm D6=D-（24）=120-（24）mm=116118mm，取 D6=118 mm b1由密封件尺寸确定 3.5.2 大轴上轴承端盖 大轴上左右两侧轴承盖相同，如图（3.6）由 6215 型轴承外径 D=130mm110140mm，查有关轴承端盖的手册，得 6215 型轴承的轴承端盖联接 螺栓直径 d3=10mm，螺钉数为 6 个。其余尺寸根据计算公式求得的数值如下所示。 do= d3+1=（10+1）mm=11mm D0=D+2.5 d3=