免费在线伸缩踏板机械系统方案设计 2.6 传动系统设计 2.6.1电机的选用 由前文计算得知由伸缩位置到伸出位置主动杆转过的角度是102.23度，从伸缩位置到伸出位置半个行程的要求时间是0.2s-0.5s，根据以上参数来设计主动轴转速。 由两公式推的 自动伸缩踏板的主动轴承受扭矩为61.62N.m。因为设计以及设计参数等原因，为避免由于载荷的猛然增大导致电机损坏，选用的电机应具有自锁功能。最终根据课题给定的参数及计算选择了蜗轮蜗杆直流电机。 图10：电机示意图 选择所选的蜗轮蜗杆电机的主轴转速为360r/min，主动杆转速85.19-34.07r/min，所以还需要一个i=6左右的减速器才能够符合需求，减速系统常见有普通齿轮和行星齿轮两种由于价格和可靠性需求选择一级圆柱齿轮减速器。 2.6.2确定传动装置效率查表得： 联轴器的效率：η1=0.99 滚动轴承的效率：η2=0.99 闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.98 工作机的效率：ηw=0.96 预设转速56/rmin 2.6.3动力学参数计算轴转速 轴输入功率 轴输入转矩 表2： 各轴动力学参数表 表2： 各轴动力学参数表 编号 高速轴 低速轴 工作机轴 功率 0.62 kW kW 0.6 0.56 kW 转速 360 r/min 55.99 r/min 55.99 r/min 转矩 16.55 Nm 103.25 Nm 97.15 Nm 传动比 6.43 1 效率 0.96 0.98 0.99 2.6.4 减速器齿轮传动计算 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°。 查询相关书目之后，选择最常用的7级精度。 选择的小齿数z1=24，所以根据传动比计算出公式大齿轮齿数z2=z1×i=24×6.43=155。 之后根据教材上的公式尝试计算小齿轮分度圆直径，即 确定公式中的各参数值 确定公式中的各参数值 2) 按齿面接触疲劳强度设计 ①试选KHt=1.3 ②计算小齿轮传递的扭矩: 选取 齿宽系数φd=1 区域系数为ZH=2.49 。 弹性影响系数ZE=189.8√MPa 根据选取的数据，整理后计算接触疲劳强度系数Zε。 ⑦ 计算接触疲劳许用应力[σH] 由有关的资料上查得40Cr（调质）钢制齿轮（小齿轮）和45（调质）钢大齿轮的接触疲劳极限分别为 由公式计算应力循环次数： 查取接触疲劳系数 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 试算小齿轮分度圆直径 3)调整分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度ν ②齿宽b 选取使用系数KA=1 得动载系数Kv=0.98 根据查到的数据来进行计算齿轮的圆周力。 KA×Ft/b=1×1052.06/31.462=33N╱mm100N╱mm 根据教科书查得齿间载荷分配系数KHα=1.2 查得齿向载荷分布系数KHβ=1.315 整理数据后，可以计算载荷系数大小 查得公式得，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 确定模数 4)确定传动尺寸计算中心距 计算小、大齿轮的分度圆直径 计算齿宽 取B1=55mmB2=50mm 2.6.5校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 T、m和d1同前齿宽b=b2=50 齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查得齿形系数 查得应力修正系数 ②试选KFt=1.3 ②由查得公式式计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。 圆周速度 宽高比b/h 根据v=0.9m/s，7级精度，根据课程设计书目查得动载系数Kv=0.99 根据教科书附录查表得齿间载荷分配系数KFα=1.2 根据教科书附录查得KHβ=1.312，结合b/h=50/4.5=11.111查得KFβ=1.06。 则载荷系数为 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 查取弯曲疲劳系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式(10-14)得 齿根弯曲疲劳强度校核 齿根弯曲疲劳强度满足规定的要求。。 4)齿轮的圆周速度 选用7级精度是合适的 主要设计结论 齿数z1=24，z2=155，模数m=2mm，压力角α=20°，中心距a=179mm，齿宽B1=55mm、B2=50 2.6.6计算齿轮传动其它几何尺寸计算齿顶高、齿根高和全齿高 计算小、大齿轮的齿顶圆直径 计算小、大齿轮的齿根圆直径 表3：齿轮主要结构尺寸 齿根高hf 齿根高hf m×(ha*+c*) 2.5 2.5 全齿高h ha+hf 4.5 4.5 分度圆直径d 48 310 齿顶圆直径da d+2×ha 52 314 齿根圆直径df d-2×hf 43 305 2.7 减速器其他部件设计与校核 2.7.1轴的设计与校核 1)高速轴设计计算 ①求高速轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 P1=0.62kW；n1=360r/min；T1=16.55N?m ②初步确定轴的最小直径： 先初步估算轴的最小直径。取A0=112，于是得 高速轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5% 故选取:d12=16mm ③轴的结构设计图 图11：高速轴示意图 设计满足需求的的轴向定位要求，取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23=21mm。L=32mm,现取l12=30mm。 ③设计d23=21mm，选择深沟球轴承6205，其尺寸为d×D×B=25×52×15mm，故d34=d78=25mm，则 l34=l78=15+12=27mm。 ④由相关手册上查得6205型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此，取d45=d67=30mm。 ⑤根据设计需求和相关参数，设计齿轮轴。所以l56=55mm，d56=52mm 考虑铸造误差，设置一个间隔s，取s=10mm ⑥取轴承端盖厚度e=10，端盖垫片厚度Δt=2，根据设计参数需求和方便轴承端盖装拆，所以必须轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离，取K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则轴承座宽度为 ⑦取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm 依照结构可得挡油环宽度为S1=s+2=10+2=12 ⑧零件的周向定位 查得配合截面尺寸b×h=5×5mm，长度L=20mm确定直径尺寸公差为H7/k6 ⑨确定圆角和倒角尺寸根据表3以及参考文献，设计高速轴与低速轴中轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 表3：轴的直径和长度 表3：轴的直径和长度 轴段 1 2 3 4 5 6 7 直径 16 21 25 30 52 30 25 长度 30 66 27 8 55 8 27 小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径） 小齿轮所受的径向力 查寻有关数据及文献得到压力中心a=7.5mm 齿轮宽度B=55mm 用以上数据计算中点到轴承压力中心距离: 轴承压力中心到齿轮支点距离: 齿轮中点到轴承压力中心距离: 压轴力的Fq=206.43 计算水平支反力 垂直支反力 计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩 截面B处的垂直弯矩 截面C处的垂直弯矩 分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面B处的合成弯矩 截面C处的合成弯矩 ⑩作合成弯矩图（图d） 作转矩图（图e） 图11：高速轴受力及弯矩图校核轴的强度 根据计算数据及图上数据，能够准确的看出C左侧弯矩大，且作用有转矩，受到的弯曲应力最大，所以C左侧为危险剖面抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 折合系数α=0.6 查表硬用得40Cr(调质)处理，用抗拉强度极限σB=1000MPa，轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca[σ- 1b]，所以强度满足规定的要求。 2) 低速轴设计计算 ①求低速轴上的功率P2、转速n2和转矩T2 P2=0.6kW；n2=55.99r/min；T2=103.25N?m ②初步确定轴的最小直径 第一步估算轴的最小直径，之后再进行详细规格参数计算。 取A0=112 低速轴的最小直径是安装联轴器的轴径，由于安装键将轴径增大7% 故选取:d12=28mm 低速轴的最小直径联轴器轴的直径d12 根据参考书目查得联轴器的计算公式为，转矩Tca=KA×T2，查表，考虑平稳，故取KA=1.3，则: 按照计算转矩Tca小于联轴器公称转矩，选用LX2型联轴器，该联轴器利用尼龙棒的横断面剪切强度传递转矩，能够完全满足设计需求。根据所选零件取d12=28mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为62mm。 3)轴的结构设计图 图12：低速轴示意图 ①为满足设计中的参数以及设计需求-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23=33mm。接下来根据上文参数设L=62mm,l12=60mm。 之后根据步骤来说应该进行初步选择滚动轴承。因设计需求和上文提到的轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。根据设计参数需求d23=33mm，选择上文所选择的同一型号轴承，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm，故 d34=d67=35mm。 由结构得左侧挡油环宽度s1=Δ2+s=12.5+10=22.5,则 取安装齿轮处的轴段的直径d45=38mm；已知大齿轮轮毂的宽度为B=50mm，根据设计需求此轴段应略短于轮毂宽度，取l45=48mm。 齿轮的右端采用轴肩定位，轴径d45=38mm，所以取h=3.5mm，则轴环处的直径d56=45mm。轴环宽度b≥1.4h，取 l56=5mm。 为了留出运动空隙取空隙Δ2=12.5mm，考虑铸造精度以及误差和设计保留，留出一段距离s，取s=10mm，已知滚动轴承的宽度B=17mm 取轴承端盖厚度e=10，端盖垫片厚度Δt=2，取K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则轴承座宽度为 由结构得右侧挡油环宽度s

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