给定特性的齿轮传动飞轮运动转换惯性机构的设计

毕 业 论 文 题目： 给定特性的齿轮传动飞轮运动转换惯性机构的设计学院 机械与包装工程学院 专业年级 2005级机电二班 学生姓名 金靖靖 学号 2005111510 指导教师 李 川 职称 高级工程师 张贤明 职称 研究员 日 期 2009.5.20 给定特性的齿轮传动飞轮运动转换惯性机构的设计摘要 本设计主要研究一种新型的运动转换器。在机械运动过程中，常常会产生振动的现象。有些振动是设计所需要的，人们利用机械振动现象的特性，设计制造了众多的振动机械设备和仪器仪表，利用其达到减振的目的，给我们的生产和生活带来方便。在机械振动系统中采用运动转换器，可以将直线位移比例转换为飞轮的正、反旋转运动，利用飞轮的惯性储放动能，从而达到振动应用的目的。基于对运动转换器原理的分析，提出了一种新的齿轮传动运动转换器，分析其原理并且对结构进行了设计，并对运动转换器进行了动力学分析。其设计主要由齿轮齿条带动带动二级齿轮传动，齿轮传动带动飞轮的旋转，利用飞轮的惯性储放动能，从而实现减震的目的。关键词：振动 运动转换 设计Theory and Structure Design for Gear Transmission Motion TransformerAbstract: The major research designs a new type of motion conversion mechanism .It is commonly that vibration can be found in the course of mechanical motion. Some vibration is needed to design. You can design various mechanical devices and instrumentations of vibration with characteristics of mechanical vibration. And these mechanisms can reduce vibration, which brings us much convenience in manufacture and our daily life. The mechanical vibration system with the spiral flywheel motion conversion mechanism has the characteristics of lower total mass and better vibration attribute. Based on the dynamics analysis and classical force-circuit mechanical-electrical analogy theory, a novel capacitor component without parallel connection and grounding constraints was proposed to analogize the motion conversion mechanism. In this project, with the purpose of reducing the vibration based on the energy storage of the inertia flywheel, the second gear is drived by racks of gear, then makes flywheel go around and around.Key words: Vibration Motion transformation Design目录摘要 2Abstract 3第1章 绪论 61.1惯性转换系统的发展史 61.2减震器的类型和应用原理 101.3 本课题重点研究的及其要求 121.3.1课题的内容 121.3.2课题任务的具体要求 12第2章 齿轮传动运动转换器原理设计方案的拟定及运动参数计算 132.1齿轮传动运动转换器的原理及方案的确定 132.1.1齿轮传动运动转换器的原理 132.1.2.方案的拟定 142.2运动转换器力学分 142.3其他工作参数的确定 152.3.1.传动装置的传动效率计算152.3.2.总传动的确定162.3.3.飞轮的转速，转动惯量，转距的计算162.3.4各轴转速，功率，转距的计算16第3章机械设计及校核部分 193.1齿轮齿条的传动计算 193.1.1齿轮与齿条传动特点 193.1.2齿轮齿条传动设计 203.2齿轮和飞轮的设计 213.2.1高速级大小齿轮的设计 213.2.2低速级齿轮传动设计 273.2.3飞轮的设计 323.3轴的设计 333.3.1中间轴设计 333.3.2高速轴设计 393.3.3低速轴设计 453.4箱体的设计 51结语 54致谢55参考文献5658第1章 绪论本章提要 在机械振动系统中采用运动转换器，可以将直线位移比例转换为飞轮的正、反旋转运动，利用飞轮的惯性储放动能，从而达到振动应用的目的。基于对运动转换器原理的分析，提出了一种新的齿轮传动运动转换器，对原理和结构进行了设计。最后对运动转换器进行动力学分析，结果表明本设计可以用较小质量的飞轮获得比飞轮质量大得多的惯性特性。介绍相关惯性转换系统的发展历史和以及减震器的各方面应用和类型1.1惯性转换系统的发展一个实际的机械振动系统可分解为质量（惯性）、阻尼和弹性三种力学构成要素，或称元件。三者分别具有位移的线性二阶、一阶微分和比例动力学关系。近年来，对阻尼、弹性两类元件的研究取得了丰硕的成果，而对质量元件的研究主要限于质量块和飞轮等，由于其结构参数简单，理论相对成熟，似乎难有更多潜力可挖。惯性系统将振动转换放大驱动内部惯性飞轮的旋转运动，以较小的飞轮实际质量实现较大质量块的惯性动力学特性，常常认为其具有放大许多（一般轻易可达数百）倍的“虚质量”。运动转换惯性系统出现不久，而且其内部存在运动、传动变换和惯性的耦合作用，其准确分析计算比较复杂。因此现有研究一般忽略惯性系统与质量块之间的差异，研究焦点主要集中于虚质量放大功能。但把惯性系统按照等效质量块的方法进行简化设计分析，实质上限制了对惯性系统的深入研究和应用。在惯性系统的设计和分析，引入惯性系统的新型动力学特性与其他振动元件相集成，可望设计具有更优振动特性的机械振动系统。在对惯性系统进行设计和分析的过程中，常用的动力学解析分析方法采用一组微分方程来描述其内部惯性、运动和变换的耦合行为。这样，当与机械振动系统中其它的弹性、阻尼元件等相互作用时，微分方程的阶次和变量数衍生使得集成运动转换惯性系统的机械振动系统分析过程非常复杂。此外，当按照预期的特性进行集成运动转换惯性系统的机械振动系统设计时，动力学解析方法需要复杂的多变量多重微积分计算，甚至出现病态矩阵。因此，集成运动转换惯性系统的机械振动系统的一般设计方法非常复杂，在一定程度上限制了惯性系统的实际应用。运动转换惯性系统的研究进展，进行旋转运动的飞轮和进行平移运动的质量块都是传统的质量元件，具有调节运动和减小速度波动的作用。李光辉等研究了应用于发动机动力传动系的双质量飞轮式扭振减震器，用以控制输出能量波动。Ghedamsi等研究在风力发电机系统上，应用飞轮来蓄放能。Vajda等研究了基于飞轮的超导动能存储系统，并应用于太阳能电池。但是，飞轮与质量块等传统质量元件的能量蓄放的惯性特性受到惯性空间接地约束，因此应用范围和能量蓄放的控制能力有限。而且当待控制的运动参量较大时，需要较大的自身质量才能实现。Rivin于2003年介绍了运动转换惯性系统（Motion Transformation System），其机械结构概念如图1-1。利用机械振动激励源自身的能量，通过传动转换和惯性飞轮的作用，将1、2两端之间的相对运动速度v转化放大为飞轮旋转的角速度。当螺旋传动的螺距为p，飞轮半径为r时，具有飞轮实际质量放大(2r/p)2（一般可以轻易达到数百）倍的“虚质量”（Virtual Mass），可代替调谐质量阻尼（TMD）等系统中较大质量块。应用惯性系统概念设计的摩托车转向稳定系统，在理论上可以同时防止摩托车驾驶过程中的跳动和摆尾问题。在国内,2006年朱石坚率先研究了集成运动转换（惯性）系统的一个单自由度隔振系统算例，实现了放大400倍的虚质量隔振应用。这些研究主要聚焦于虚质量放大功能，没有注意惯性系统的自由惯性特性。图1-1 螺旋传动的运动转换惯性系统示意图在机械运动过程中，常常会产生振动的现象。有些振动是设计所需要的，人们利用机械振动现象的特性，设计制造了众多的振动机械设备和仪器仪表，给我们的生产和生活带来方便，如建筑行业中浇铸混泥土使用的振动机，日常生活中使用的一些振动健身器具等；而有些振动是不需要的，工程技术人员想方设法将其消除或减缓。如在机械加工中，振动的存在会对机器的平稳运行带来不利，会影响零件的加工精度，同时还会产生噪声，影响人们的生产、生活；在汽车上，减振性能的好坏直接影响到汽车乘坐的舒适性，过大的振动会使人体舒适度降低。因此，机械振动系统和元件的设计具有非常重要的作用。在一个机械系统中，为了得到预期的抑制或增加振动的效果，常常在机械系统的基础上增加弹簧、阻尼器、质量块等构成控制子系统，以改变机械系统的振动特性。例如，调谐质量阻尼系统（TMD）通过增加一个较大的质量块和阻尼器，调整子系统的自振频率来抑制主系统的振动反应。隔振系统为了降低主系统在激励频率处的传递率来减小高频振动传递，在机械系统上附加安装一块较大的质量块来人为增加其质量以实现系统较低的自然频率。附加的较大质量块一方面对与之相连接的弹簧和阻尼器提出了更高要求，另一方面增大了振动控制的成本。运动转换器是一种有效的降低附加质量块的方法，它将激励源对质量块的直线作用转化为对惯性飞轮的旋转作用17。在这一转换过程中，由于直线-旋转之间的比例变换，可以用较低质量的飞轮代替较大质量的质量块。齿轮是机器中广泛采用的传动零件之一。它可以传递动力，又可以改变转速和旋转方向，具有传动比准确，使用范围广，安全可靠等优点。一般运动转换器采用滚珠丝杠等结构实现运动转换。项目组喻其炳等通过总结运动转换的特点，新近提出了一种齿轮传动的运动转换惯性系统。项目组喻其炳等通过总结运动转换的特点，新近提出了一种齿轮传动的运动转换惯性系统。齿轮传动运动转换的原理：运动转换器的功能主要包括三个部分：直线-旋转运动转换、运动比例放大、惯性质量。当采用齿轮传动来实现运动转换器时，采用齿条-齿轮传动实现直线-旋转运动转换，采用旋转飞轮实现惯性质量，采用多级齿轮传动实现运动比例放大。根据以上分析，设计齿轮传动运动转换器原理如图2。在图所示的运动简图中，当齿条受激励源作用向上运动时，带动齿轮1和齿轮2在轴1上作顺时针转动；齿轮2再带动齿轮3和齿轮4在轴2上作逆时针转动；最后齿轮4带动齿轮5和飞轮在轴3上作顺时针转动；当齿条受激励源作用向下运动时，本机构中的齿轮及飞轮的旋转方向与前述相反。通过选配不同齿数的齿轮，可以实现不同传动比的运动结果，同时飞轮的转速和转动惯量也是不一样的。因此，可以采用齿轮传动的原理实现运动转换的功能。图1-21-齿条 2-齿轮1 3-齿轮2 4-齿轮35-齿轮4 6-齿轮5 7-飞轮 8-轴承1.2减震器的类型和应用原理减震器从产生阻尼的材料这个角度划分主要有液压和充气两种，还有一种可变阻尼的减震器。 汽车悬架系统中广泛采用液力减震器。其原理是，当车架与车桥做往复相对运动儿活塞在减震器的缸筒内往复移动时，减震器壳体内的油液便反复地从内腔通过一些窄小的孔隙流入另一内腔。此时，液体与内壁的摩擦及液体分子的内摩擦便形成对振动的阻尼力。充气式减震器是60年代以来发展起来的一种新型减震器。其结构特点是在缸筒的下部装有一个浮动活塞，在浮动活塞与缸筒一端形成的一个密闭气室种充有高压氮气。在浮动活塞上装有大断面的O型密封圈，它把油和气完全分开。工作活塞上装有随其运动速度大小而改变通道截面积的压缩阀和伸张阀。当车轮上下跳动时，减震器的工作活塞在油液种做往复运动，使工作活塞的上腔和下腔之间产生油压差，压力油便推开压缩阀和伸张阀而来回流动。由于阀对压力油产生较大的阻尼力，使振动衰减。阻力可调式减震器：装有阻力可调式减震器的汽车的悬架一般用刚度可变的空气弹簧作为弹性元件。其原理是，空气弹簧若气压升高，则减震器气室内的压力也升高，由于压力的改变而使油液的节流孔径发生改变，从而达到改变阻尼刚度的目的。减震器的原理及在汽车中的应用：悬架系统中由于弹性元件受冲击产生振动，为改善汽车行驶平顺性，悬架中与弹性元件并联安装减振器，为衰减振动，汽车悬架系统中采用减振器多是液力减振器，其工作原理是当车架（或车身）和车桥间受振动出现相对运动时，减振器内的活塞上下移动，减振器腔内的油液便反复地从一个腔经过不同的孔隙流入另一个腔内。此时孔壁与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦对振动形成阻尼力，使汽车振动能量转化为油液热能，再由减振器吸收散发到大气中。在油液通道截面和等因素不变时，阻尼力随车架与车桥（或车轮）之间的相对运动速度增减，并与油液粘度有关。 减振器与弹性元件承担着缓冲击和减振的任务，阻尼力过大，将使悬架弹性变坏，甚至使减振器连接件损坏。因面要调节弹性元件和减振器这一矛盾。 (1) 在压缩行程（车桥和车架相互靠近），减振器阻尼力较小，以便充分发挥弹性元件的弹性作用，缓和冲击。这时，弹性元件起主要作用。 (2) 在悬架伸张行程中（车桥和车架相互远离），减振器阻尼力应大，迅速减振。 (3) 当车桥（或车轮）与车桥间的相对速度过大时，要求减振器能自动加大液流量，使阻尼力始终保持在一定限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。 在汽车悬架系统中广泛采用的是筒式减振器，且在压缩和伸张行程中均能起减振作用叫双向作用式减振器，还有采用新式减振器，它包括充气式减振器和阻力可调式减振器。 双向作用筒式3减振器工作原理说明。在压缩行程时，指汽车车轮移近车身，减振器受压缩，此时减振器内活塞向下移动。活塞下腔室的容积减少，油压升高，油液流经流通阀8流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞杆1占去了一部分空间，因而上腔增加的容积小于下腔减小的容积，一部分油液于是就推开压缩阀6，流回贮油缸5。这些阀对油的节约形成悬架受压缩运动的阻尼力。减振器在伸张行程时，车轮相当于远离车身，减振器受拉伸。这时减振器的活塞向上移动。活塞上腔油压升高，流通阀8关闭，上腔内的油液推开伸张阀4流入下腔。由于活塞杆的存在，自上腔流来的油液不足以充满下腔增加的容积，主使下腔产生一真空度，这时储油缸中的油液推开补偿阀7流进下腔进行补充。由于这些阀的流作用对悬架在伸张运动时起到阻尼作用。图1-2由于伸张阀弹簧的刚度和预紧力设计的大于压缩阀，在同样压力作用下，伸张阀及相应的常通缝隙的通道载面积总和小于压缩阀及相应常通缝隙通道截面积总和。这使得减振器的伸张行程产生的阻尼力大于压缩行程的阻尼力，达到迅速减振的要求。综上所述，国外对运动转换惯性系统的研究起步不久，国内更是寥寥无几。目前对运动转换惯性系统和减震器，发表以下几个观点：(1) 已有对运动转换惯性系统的研究主要着眼于替代较大质量块的应用，缺乏对其本质特性的研究，导致应用范围狭窄。如果完整揭示惯性系统新型的自由惯性动力学特性，可望实现一端接地约束的解放，丰富振动系统的响应性能，但目前还没有引起研究人员的足够重视，缺乏验证。(2) 运动转换惯性系统由于内部运动、传动变换和惯性的耦合，解析分析计算方法非常复杂。(3) 运动转换惯性系统如果采用齿轮传动飞轮，可以实现运动转换器的直线-旋转运动转换、运动比例放大和惯性质量的功能。齿轮传动运动转换器可以用很小的实际质量，实现替代较大的质量块的惯性特性。(4) 运用惯性转换系统来设计减震器有一定的研究价值。1.3 本课题重点研究的及其要求1.3.1课题的内容（1） 了解运动转换惯性机构的基本原理；（2） 研究运动转换惯性机构的动力学特性；（3） 掌握齿轮传动设（4） 能够绘制运动转换惯性机构的设计图纸。计的基本方法；（5） 设计齿轮传动设计的运动转换惯性机构；（6） 了解齿轮传动设计的运动转换惯性机构的结构优化方法；（7） 学会建立运动转换惯性机构的3D模型；1.3.2课题任务的具体要求（1） 设计一个惯量为150-200kg的齿轮传动的运动转换惯性机构；（2） 设计齿条-齿轮-齿轮-齿轮-齿轮-飞轮的机械结构；（3） 进行壳体设计；（4） 选择轴承；（5） 进行轴的设计和校核；（6） 绘制齿轮传动的运动转换惯性机构的3D图；（7） 绘制运动转换惯性机构的设计图纸。第2章 齿轮传动运动转换器原理设计方案的拟定及运动参数计算2.1齿轮传动运动转换器的原理及方案的确定2.1.1齿轮传动运动转换器的原理运动转换器的功能主要包括三个部分：直线-旋转运动转换、运动比例放大、惯性质量。当采用齿轮传动来实现运动转换器时，采用齿条-齿轮传动实现直线-旋转运动转换，采用旋转飞轮实现惯性质量，采用多级齿轮传动实现运动比例放大。根据以上分析，设计齿轮传动运动转换器原理如图1。在图1所示的运动简图中，当齿条受激励源作用向上运动时，带动齿轮1和齿轮2在轴1上作顺时针转动；齿轮2再带动齿轮3和齿轮4在轴2上作逆时针转动；最后齿轮4带动齿轮5和飞轮在轴3上作顺时针转动；当齿条受激励源作用向下运动时，本机构中的齿轮及飞轮的旋转方向与前述相反。通过选配不同齿数的齿轮，可以实现不同传动比的运动结果，同时飞轮的转速和转动惯量也是不一样的。因此，可以采用齿轮传动的原理实现运动转换的功能。1-齿条 2-齿轮1 3-齿轮2 4-齿轮35-齿轮4 6-齿轮5 7-飞轮 8-轴承设计齿轮传动运动转换器参数如下：Z1=10；Z2=40；Z3=10；Z4=56；Z5=10，飞轮质量约为100g。此时，当齿条移动一个齿距时，轴1就会转动1/10圈；轴2会转动(1/10)(Z2/Z3)=(1/10)(40/10)=2/5圈；轴3会转动(2/5)(Z4/Z5)=(2/5)(56/10)=2.24圈；由此可见，当齿条移动一个齿距时，飞轮就会转动2.24圈2.1.2.方案的拟定方案：将飞轮固定在高速轴上，由齿轮齿条的水平移动带动从动轴转动，通过二级齿轮结构带动飞轮转动，从而使整个系统保持惯性平衡，达到减震的目的。运动原理：该设计的结构以齿轮齿条的水平运动带动齿轮跟轴的旋转，从而带动飞轮的旋转，飞轮的旋转使惯性质量的增加从而达到减震的效果。工作之前需保证轴承，齿轮齿轮以及齿轮齿条的润滑，保证能正常工作。2.2运动转换器力学分析设运动转换器的齿轮半径为ri，i为齿轮编号。令飞轮的质量为m，半径为p，运动转换器运动杆（齿条）和壳体的运动速度分别为v1和v2，令v=v1-v2，运动转换器受激励源的相对直线运动速度v被转换为飞轮的旋转运动角速度，有（1）考虑在运动转换器运动杆和壳体的两端分别受力F1和F2，令F=F1-F2。忽略运动杆、齿轮传动、轴承、支撑外壳的质量和摩擦，在运动杆的有效行程范围内，由牛顿第二定律，得 （2）根据渐开线齿轮传动的特点，对于一对齿轮a,b的啮合，有 （3）将式（1）、（2）、（3）联立，解得（4）令，则上式可改写为：（5）对比牛顿第二定律描述的质量块的加速度特性可知，由于采用了尺寸传动，运动转换器具有将飞轮质量放大了b倍的“虚质量”（虚惯性），而普通惯性飞轮（质量块）可以看作是一种放大倍数为1的特殊的运动转换器。由上节所述的设计，p:r5=2:1，根据式（5）计算可得b=2007.04，因此尽管飞轮的实际质量只有约100g，却可以实现200kg的大型质量块所具有的虚惯性。2.3其他工作参数的确定2.3.1.传动装置的传动效率计算查机械设计课程设计表2-10查得每对轴承传动效率：0.99圆柱齿轮的传递效率：0.97总传递效率：传动总指标：假设齿条以v=1m/s,设计齿轮传动运动转换器参数如下：Z1=10；Z2=40；Z3=10；Z4=56；Z5=10，飞轮质量约为100g。此时，当齿条移动一个齿距时，轴1就会转动1/10圈；轴2会转动(1/10)(Z2/Z3)=(1/10)(40/10)=2/5圈；轴3会转动2/5Z4/Z5=2/556/10=2.24圈；由此可见，当齿条移动一个齿距时，飞轮就会转动2.24圈2.3.2.总传动的确定由以上数据计算可得总传动：根据转速v=0.1m/s可得v=6m/min由公式可得各齿轮的转速为2.3.3.飞轮的转速，转动惯量，转距的计算飞轮的转速为4278.4r/min。已知飞轮的转速跟质量求飞轮的转动惯量则飞轮的功率：则齿轮齿条的输出功率：则飞轮的转矩：2.3.4各轴转速，功率，转距的计算各轴功率计算。高速轴：中间轴：低速轴： 各轴转速计算。高速轴：中间轴：低速轴：各轴转矩计算。高速轴：中间轴：低速轴：估算飞轮所在轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，根据机械设计表15-3取=112，于是求得，即高速轴的最小直径：中间轴的最小直径：低速轴的最小直径：列表如下：轴名称功率kw转速r/min转矩Nmm高速轴427844.46中间轴76426低速轴191110第3章 机械设计及校核3.1齿轮齿条的传动计算3.1.1齿轮与齿条传动特点齿轮作回转运动，齿条作直线运动，齿条可以看作一个齿数无穷多的齿轮的一部分，这时齿轮的各圆均变为直线，作为齿廓曲线的渐开线也变为直线。齿条直线的速度与齿轮分度圆直径、转速之间的关系为式中 d齿轮分度圆直径，； 齿轮转速，。其啮合线与齿轮的基圆相切，由于齿条的基圆为无穷大，所以啮合线与齿条基圆的切点在无穷远处。齿轮与齿条啮合时，不论是否标准安装（齿轮与齿条标准安装即为齿轮的分度圆与齿条的分度圆相切），其啮合角恒等于齿轮分度圆压力角，也等于齿条的齿形角；齿轮的节圆也恒与分度圆重合。只是在非标准安装时，齿条的节线与分度线不再重合。齿轮与齿条正确啮合条件是基圆齿距相等，齿条的基圆齿距是其两相邻齿廓同侧直线的垂直距离，即。齿轮与齿条的实际啮合线为，即齿条顶线及齿轮齿顶圆与啮合线的交点及之间的长度。图3-13.1.2齿轮齿条传动设计已经齿条的移动速度，试选齿轮齿数为，由公式，可得齿轮分度圆计算齿条的最小直径取传动比1) 试选载荷系数2) 小齿轮传递的转矩3) 查机械设计表10-7选的齿宽系数4) 查机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数5) 查机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限6) 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数 ，7) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1由公式 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值，求得，符合设计要求则设计齿条的导程,齿条的长度齿条的结构草图如下图3-23.2齿轮的设计3.2.1高速级大小齿轮的设计：高速级大小齿轮的设计：按工作寿命10年，每年300天，两班制来设计。（1）选定齿轮材料、精度、等级及齿数1) 材料：查机械设计191页表10-1高速级小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为240HBS。2) 根据资料选定齿轮为7级精度3) 选小齿轮齿数，大齿轮齿数（2）按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算。即A 、确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数2) 小齿轮传递的转矩3) 查机械设计表10-7选的齿宽系数4) 查机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数5) 查机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限6) 由应力计算公式计算可得应力循环次数 7) 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数 ，8) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1由公式 B、计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 由于齿轮过小，考虑到加工的问题，故取mm2) 计算圆周速度v。 3) 计算齿宽b 4) 计算齿宽与齿高之比 模数： 齿高： 5) 计算载荷系数。 根据，7级精度。由机械设计图10-8查得动载系数； 直齿轮； 由机械设计表10-2查得使用系数 由机械设计表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对成布置时， 由， 查机械设计图10-13得。故载荷系数 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式得 7) 计算模数m 由于所取值远远大于最小值。故可取模数为1（3）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的计算公式为A、确定公式内的各计算数值1) 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度;大齿轮的弯曲强度极限；2) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数3) ；4) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得5) 计算载荷系数6) 查取齿形系数由表10-5查得；7) 查取应力校正系数由表10-5查得；8) 计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。B、设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿数模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数0.155并适当的增大将其圆整为标准值m=1mm,按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数这样设计出的齿轮传动，既满足了齿轮接触疲劳强度 ，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸计算列表如下名称计算公式结果/mm法面模数M1法面压力角20螺旋角19.320分度圆直径1056齿顶圆直径1258齿根面直径7.553.5中心距33齿宽55（5）齿轮的结构设计齿轮由于直径很小，可采用销跟轴定位。大齿轮4的结构尺寸按表和后续设计出的轴孔直径计算如下：代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径5.6轮毂轴向长L5倒角尺寸n尺寸较小故取0.2齿根圆处厚度2.5腹板最大直径48.5板孔分度圆直径13.5板孔直径4.3腹板厚C1.5图3-33.2.2低速级齿轮传动设计低速级大小齿轮的设计：按工作寿命10年，每年300天，两班制来设计。（1）选定齿轮材料、精度、等级及齿数1) 材料：查机械设计191页表10-1低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为250HBS。低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。2) 根据资料选定齿轮为7级精度3) 选小齿轮齿数，大齿轮齿数（2）按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算。即A 、确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数2) 小齿轮传递的转矩3) 查机械设计表10-7选的齿宽系数4) 查机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数5) 查机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限6) 由应力计算公式计算可得应力循环次数 7) 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数 ，8) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1由公式 B、计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 由于齿轮过小，考虑到加工的问题，故取mm2) 计算圆周速度v。 3) 计算齿宽b 4) 计算齿宽与齿高之比 模数： 齿高： 5) 计算载荷系数。 根据，7级精度。由机械设计图10-8查得动载系数； 直齿轮； 由机械设计表10-2查得使用系数 由机械设计表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对成布置时， 由， 查机械设计图10-13得。故载荷系数 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式得 7) 计算模数m ,故可取模数为1（3）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的计算公式为A、确定公式内的各计算数值1) 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度;大齿轮的弯曲强度极限；2) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数；3) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得4) 计算载荷系数5) 查取应力校正系数由表10-5查得；6) 由表10-5查得；7) 计算大、小齿轮的并加以比较。小齿轮的数值大。B、设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿数模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数0.288mm并适当的增大将其圆整为标准值m=1mm,按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数这样设计出的齿轮传动，既满足了齿轮接触疲劳强度 ，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸计算列表如下名称计算公式结果/mm法面模数M1法面压力角20螺旋角15.142.分度圆直径1040齿顶圆直径1242齿根面直径7.537.5中心距25齿宽55（5）齿轮的结构设计大齿轮2的结构尺寸按表和后续设计出的轴孔直径计算如下：代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径5.6轮毂轴向长L5倒角尺寸n较小取0.2齿根圆处厚度2.5腹板最大直径32.5板孔分度圆直径19板孔直径5.4腹板厚C1.5 图3-43.2.3飞轮的设计由计算公式，取飞轮的密度为，材料为不锈钢3Cr13Ni7Si2，设计中取，则可初步设计、。代入验算可得则设计飞轮结构如下： 图3-53.3轴的设计在两级齿轮传动中，三根轴跨距相差不易过大，故一般先进行中间轴的设计，以确定跨距。3.3.1中间轴设计（1）选择轴的材料中间轴选择材料为45钢，由资料机械设计查得 ，（2）轴的初步估算由机械设计表15-3，取,因此考虑到加工的问题以及与轴承齿轮的配合问题，取mm（3）轴的结构设计根据轴上零件的定位、装配及轴的 工艺性要求。参考设计课程设计表8-3、图8-4，初步确定出中间轴的结构如下 附图 3-6 中间轴的结构草图1) 各轴段直径的确定初选滚动轴承下代号1000094 齿轮3和齿轮4直径mm由机械设计手册查得轴承的安装尺寸齿轮3齿轮4轴肩高度参考机械设计课程设计该处直径，则可设计轴承与轴肩则，取。2) 各轴长度的确定按轴上零件的轴向尺寸及零件间相对位置，参考表8-3、图8-4，确定处轴向长度，如图所示。（4）按许用弯曲应力校核轴1) 轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点。因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置，轴上安装的轴承它的负荷作用中心距离轴承外端面尺寸，则可计算处支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸，见附图2) 绘轴的受力图，见附图3-7(a)3) 计算轴上的作用力：齿轮3： 齿轮4： 4) 计算支反力垂直面支反力（XZ平面），参考图3-6，3-7，绕支点D的力矩和，得绕支点C的力矩和，得校核：计算无误。水平平面（XY平面），参考图附图3-7(c)，同样，由绕D点力矩和，得同理，由绕C点力矩和校核：计算无误。5) 转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图：附图3-7(b)A处弯矩：，B处弯矩：，C处弯矩：D处弯矩：水平面弯矩图：附图3-7(c)A、 B处弯矩：C处弯矩：D处弯矩：6) 合成弯矩：附图3-7(d)A处弯矩：，B处弯矩：，C处弯矩：D处弯矩：7) 转矩及转矩图:附图3-7(e)8) 计算当量弯矩、绘弯矩图:附图3-7(f)应力校正系数：C处：D处： 图3-79) 校核轴径C剖面：D剖面：因为，所以轴是安全的5、轴的细部结构设计齿轮与轴用圆锥销连结，查机械设计手册表4-86，选用GB117-86圆锥销，锥度为1：50 取,。由机械设计手册参考表轴自由表面过度圆角和过盈配合联接倒角得出各过渡圆角尺寸如附图所示。参考机械设计课程设计9-2得出各表面粗糙度值。6、滚动轴承的校核中间轴滚动轴承的校核计算，选用型号为1000094，由机械设计手册4-230查出，。作用在轴承上的负荷径向载荷：C处轴承：D处轴承：对轴承寿命进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查机械设计表13-6取，由于为球轴承取，验算 轴承符合要求。3.3.2高速轴设计（1）选择轴的材料选择轴的材料为45钢，由资料机械设计查得 ，（2）轴的初步估算由机械设计表15-3，取,因此考虑到加工的问题以及与轴承齿轮的配合问题，取mm（3）轴的结构设计根据轴上零件的定位、装配及轴的 工艺性要求。参考设计课程设计表8-3、图8-4，初步确定出高速轴的结构草图如下：图3-81) 各轴段直径的确定初选滚动轴承下 代号100094，齿轮5和飞轮直径，由机械设计手册查得轴承的安装尺寸。齿轮5轴肩高度参考机械设计课程设计,该处直径，则可设计轴，取2) 各轴长度的确定按轴上零件的轴向尺寸及零件间相对位置，参考表8-3、图8-4，确定处轴向长度，如图所示。（4）按许用弯曲应力校核轴1) 轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点。因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的轴承它的负荷作用中心距离轴承外端面尺寸，则可计算处支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸，见附图3-8。2) 绘轴的受力图，见附图3-9(a)3) 计算轴上的作用力：齿轮5： 飞轮： 4) 计算支反力垂直面支反力（XZ平面），参考图3-8,3-9，绕支点B的力矩和，得绕支点A的力矩和，得校核：计算无误。水平平面（XY平面），参考图3-9(c)，同样，由绕B点力矩和，得同理，由绕A点力矩和校核：计算无误。5) 转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图：图3-9(b) C处弯距：D处弯距：水平面弯矩图：图3-9(c)C处弯距：D处弯距：6) 合成弯矩： 3-9(d)C处弯距：D处弯距：7) 转矩及转矩图: 图3-9(e)8) 计算当量弯矩、绘弯矩图：图3-9(f)应力校正系数：C处：D处：图3-99) 校核轴径C剖面：D剖面：因为，所以轴是安全的5、轴的细部结构设计齿轮与轴用圆锥销连结，查机械设计手册表4-86，选用GB117-86圆锥销，锥度为1：50 取,由机械设计手册参考表轴自由表面过度圆角和过盈配合联接倒角得出各过渡圆角尺寸如附图所示参考机械设计课程设计9-2得出各表面粗糙6、滚动轴承的校核高速轴滚动轴承的校核计算，选用型号为1000094，由机械设计手册4-230查出，作用在轴承上的负荷。径向载荷：C处轴承：D处轴承：对承寿命进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查机械设计表13-6取，由于为球轴承取，验算轴承符合要求。3.3.3低速轴设计（1）选择轴的材料因为中间轴时齿轮轴应于齿轮3的材料一致，故材料为45钢，由资料机械设计查得 ，（2）轴的初步估算由机械设计表15-3，取,因此考虑到加工的问题以及与轴承齿轮的配合问题，取mm（3）轴的结构设计 根据轴上零件的定位、装配及轴的 工艺性要求。参考设计课程设计表8-3、图8-4，初步确定出低速轴的结构如下图3-101) 各轴段直径的确定初选滚动轴承下代号60024，齿轮2直径由机械设计手册查得轴承的安装尺寸齿轮1所在轴段的直径2) 各轴长度的确定按轴上零件的轴向尺寸及零件间相对位置，参考表8-3、图8-4，确定处轴向长度，如图所示4、按许用弯曲应力校核轴1) 轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点。因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置轴上安装的轴承它的负荷作用中心距离轴承外端面尺寸，则可计算处支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸，见附图3-102) 绘轴的受力图，见附图3-11(a)3) 计算轴上的作用力：齿轮1： 齿轮2： 4) 计算支反力垂直面支反力（XZ平面），参考图3-10,3-11绕支点B的力矩和，得绕支点A的力矩和，得校核：计算无误水平平面（XY平面），参考图3-11(c)同样，由绕B点力矩和，得同理，由绕A点力矩和校核计算无误5) 转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图：图3-11(b) C处弯距：D处弯距：水平面弯矩图：图3-11(c)A处弯距：B处弯距：C处弯距：D处弯距：6) 合成弯矩：图3-11(d)A处弯距： B处弯距： C处弯距：D处弯距：7) 转矩及转矩图：图3-11(e)8) 计算当量弯矩、绘弯矩图: 图3-11(f)应力校正系数A处：C处：D处：图3-119) 校核轴径A剖面：C剖面：D剖面：因为，所以轴是安全的5、轴的细部结构设计齿轮与轴用圆锥销连结，查机械设计手册表4-86，选用GB117-86圆锥销，锥度为1：50 取,由机械设计手册参考表轴自由表面过度圆角和过盈配合联接倒角得出各过渡圆角尺寸如附图所示参考机械设计课程设计9-2得出各表面粗糙6、滚动轴承的校核低速轴滚动轴承的校核计算选用型号为1000094，由机械设计手册4-230查出，作用在轴承上的负荷径向载荷：C处轴承：D处轴承：对承寿命进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查机械设计表13-6取，由于为球轴承取，验算轴承符合要求。3.4箱体的设计根据轴和各零件的尺寸大小设计箱体的尺寸如下：名称计算结果箱盖箱坐边缘厚度箱体内槽壁的厚度槽宽箱体长度箱体宽度箱体高度轴径孔前后孔直径前后孔到箱座下表面的距离前后孔到箱座左表面的距离沉头孔直径高速轴轴孔到箱体后表面的垂直距离低速轴轴孔到