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1、 畢 業(yè) 論 文 題目： 給定特性的齒輪傳動飛輪 運動轉換慣性機構的設計 學　　院 機械與包裝工程學院 專業(yè)年級 2005級機電二班 學生姓名 金靖靖 學號 2005111510 指導教師 李 川 職稱 高級工程師 張賢明 職稱 研究員 日 期 2009.5.20 給定特性的齒輪傳動飛輪 運動轉換慣性機構的設計 [摘要

2、] 本設計主要研究一種新型的運動轉換器。在機械運動過程中，常常會產(chǎn)生振動的現(xiàn)象。有些振動是設計所需要的，人們利用機械振動現(xiàn)象的特性，設計制造了眾多的振動機械設備和儀器儀表，利用其達到減振的目的，給我們的生產(chǎn)和生活帶來方便。在機械振動系統(tǒng)中采用運動轉換器，可以將直線位移比例轉換為飛輪的正、反旋轉運動，利用飛輪的慣性儲放動能，從而達到振動應用的目的?；趯\動轉換器原理的分析，提出了一種新的齒輪傳動運動轉換器，分析其原理并且對結構進行了設計，并對運動轉換器進行了動力學分析。其設計主要由齒輪齒條帶動帶動二級齒輪傳動，齒輪傳動帶動飛輪的旋轉，利用飛輪的慣性儲放動能，從而實現(xiàn)減震的目的。 關鍵詞：振動

3、 運動轉換 設計 Theory and Structure Design for Gear Transmission Motion Transformer Abstract: 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

4、 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

5、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 prop

6、osed 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 Desi

7、gn 目錄 摘要 ……………………………………………………………………………2 Abstract …………………………………………………………………………3 第1章 緒論 …………………………………………………………………6 1.1慣性轉換系統(tǒng)的發(fā)展史 ……………………………………………………6 1.2減震器的類型和應用原理 …………………………………………………10 1.3 本課題重點研究的及其要求 ………………………………………………12 1.3.1課題的內(nèi)容 ………………………………………………

8、………………12 1.3.2課題任務的具體要求 ……………………………………………………12 第2章 齒輪傳動運動轉換器原理設計方案的擬定及運動參數(shù)計算 ………13 2.1齒輪傳動運動轉換器的原理及方案的確定 ………………………………13 2.1.1齒輪傳動運動轉換器的原理 ……………………………………………13 2.1.2.方案的擬定 ………………………………………………………………14 2.2運動轉換器力學分 ………………………………………………………14 2.3其他工作參數(shù)的確定 ………………………………………………………15 2.3.1.傳動裝置的傳動效率計算

9、…………………………………………………15 2.3.2.總傳動的確定………………………………………………………………16 2.3.3.飛輪的轉速，轉動慣量，轉距的計算……………………………………16 2.3.4各軸轉速，功率，轉距的計算……………………………………………16 第3章機械設計及校核部分 ……………………………………………………19 3.1齒輪齒條的傳動計算 ………………………………………………………19 3.1.1齒輪與齒條傳動特點 ……………………………………………………19 3.1.2齒輪齒條傳動設計 …………………………………………………………20 3.

10、2齒輪和飛輪的設計 ……………………………………………………………21 3.2.1高速級大小齒輪的設計 ……………………………………………………21 3.2.2低速級齒輪傳動設計 ………………………………………………………27 3.2.3飛輪的設計 …………………………………………………………………32 3.3軸的設計 ………………………………………………………………………33 3.3.1中間軸設計 …………………………………………………………………33 3.3.2高速軸設計 …………………………………………………………………39 3.3.3低速軸設計 …………………………………

11、………………………………45 3.4箱體的設計 ……………………………………………………………………51 結語 ………………………………………………………………………………54 致謝…………………………………………………………………………………55 參考文獻……………………………………………………………………………56 58 第1章 緒論 [本章提要] 在機械振動系統(tǒng)中采用運動轉換器，可以將直線位移比例轉換為飛輪的正、反旋轉運動，利用飛輪的慣性儲放動能，從而達到振動應用的目的?；趯\動轉換器原理的分析，提出了一種新的齒輪傳動運動轉換器，對原理和結

12、構進行了設計。最后對運動轉換器進行動力學分析，結果表明本設計可以用較小質(zhì)量的飛輪獲得比飛輪質(zhì)量大得多的慣性特性。介紹相關慣性轉換系統(tǒng)的發(fā)展歷史和以及減震器的各方面應用和類型 1.1慣性轉換系統(tǒng)的發(fā)展 一個實際的機械振動系統(tǒng)可分解為質(zhì)量（慣性）、阻尼和彈性三種力學構成要素，或稱元件。三者分別具有位移的線性二階、一階微分和比例動力學關系。近年來，對阻尼、彈性兩類元件的研究取得了豐碩的成果，而對質(zhì)量元件的研究主要限于質(zhì)量塊和飛輪等，由于其結構參數(shù)簡單，理論相對成熟，似乎難有更多潛力可挖。 慣性系統(tǒng)將振動轉換放大驅(qū)動內(nèi)部慣性飛輪的旋轉運動，以較小的飛輪實際質(zhì)量實現(xiàn)較大質(zhì)量塊的慣性動力學特性，

13、常常認為其具有放大許多（一般輕易可達數(shù)百）倍的“虛質(zhì)量”。運動轉換慣性系統(tǒng)出現(xiàn)不久，而且其內(nèi)部存在運動、傳動變換和慣性的耦合作用，其準確分析計算比較復雜。因此現(xiàn)有研究一般忽略慣性系統(tǒng)與質(zhì)量塊之間的差異，研究焦點主要集中于虛質(zhì)量放大功能。但把慣性系統(tǒng)按照等效質(zhì)量塊的方法進行簡化設計分析，實質(zhì)上限制了對慣性系統(tǒng)的深入研究和應用。 在慣性系統(tǒng)的設計和分析，引入慣性系統(tǒng)的新型動力學特性與其他振動元件相集成，可望設計具有更優(yōu)振動特性的機械振動系統(tǒng)。在對慣性系統(tǒng)進行設計和分析的過程中，常用的動力學解析分析方法采用一組微分方程來描述其內(nèi)部慣性、運動和變換的耦合行為。這樣，當與機械振動系統(tǒng)中其它的彈性、阻尼

14、元件等相互作用時，微分方程的階次和變量數(shù)衍生使得集成運動轉換慣性系統(tǒng)的機械振動系統(tǒng)分析過程非常復雜。此外，當按照預期的特性進行集成運動轉換慣性系統(tǒng)的機械振動系統(tǒng)設計時，動力學解析方法需要復雜的多變量多重微積分計算，甚至出現(xiàn)病態(tài)矩陣。因此，集成運動轉換慣性系統(tǒng)的機械振動系統(tǒng)的一般設計方法非常復雜，在一定程度上限制了慣性系統(tǒng)的實際應用。 運動轉換慣性系統(tǒng)的研究進展，進行旋轉運動的飛輪和進行平移運動的質(zhì)量塊都是傳統(tǒng)的質(zhì)量元件，具有調(diào)節(jié)運動和減小速度波動的作用。李光輝等研究了應用于發(fā)動機動力傳動系的雙質(zhì)量飛輪式扭振減震器，用以控制輸出能量波動。Ghedamsi等研究在風力發(fā)電機系統(tǒng)上，應用飛輪來蓄放

15、能。Vajda等研究了基于飛輪的超導動能存儲系統(tǒng)，并應用于太陽能電池。但是，飛輪與質(zhì)量塊等傳統(tǒng)質(zhì)量元件的能量蓄放的慣性特性受到慣性空間接地約束，因此應用范圍和能量蓄放的控制能力有限。而且當待控制的運動參量較大時，需要較大的自身質(zhì)量才能實現(xiàn)。 Rivin于2003年介紹了運動轉換慣性系統(tǒng)（Motion Transformation System），其機械結構概念如圖1-1。利用機械振動激勵源自身的能量，通過傳動轉換和慣性飛輪的作用，將1、2兩端之間的相對運動速度v轉化放大為飛輪旋轉的角速度ω。當螺旋傳動的螺距為p，飛輪半徑為r時，具有飛輪實際質(zhì)量放大(2πr/p)2（一般可以輕易達到數(shù)百）倍的

16、“虛質(zhì)量”（Virtual Mass），可代替調(diào)諧質(zhì)量阻尼（TMD）等系統(tǒng)中較大質(zhì)量塊。應用慣性系統(tǒng)概念設計的摩托車轉向穩(wěn)定系統(tǒng)，在理論上可以同時防止摩托車駕駛過程中的跳動和擺尾問題。 在國內(nèi),2006年朱石堅率先研究了集成運動轉換（慣性）系統(tǒng)的一個單自由度隔振系統(tǒng)算例，實現(xiàn)了放大400倍的虛質(zhì)量隔振應用。這些研究主要聚焦于虛質(zhì)量放大功能，沒有注意慣性系統(tǒng)的自由慣性特性。 圖1-1 螺旋傳動的運動轉換慣性系統(tǒng)示意圖 在機械運動過程中，常常會產(chǎn)生振動的現(xiàn)象。有些振動是設計所需要的，人們利用機械振動現(xiàn)象的特性，設計制造了眾多的振動機械設備和儀器儀表，給我們的生產(chǎn)和生活帶來方便，如建筑行業(yè)

17、中澆鑄混泥土使用的振動機，日常生活中使用的一些振動健身器具等；而有些振動是不需要的，工程技術人員想方設法將其消除或減緩。如在機械加工中，振動的存在會對機器的平穩(wěn)運行帶來不利，會影響零件的加工精度，同時還會產(chǎn)生噪聲，影響人們的生產(chǎn)、生活；在汽車上，減振性能的好壞直接影響到汽車乘坐的舒適性，過大的振動會使人體舒適度降低。因此，機械振動系統(tǒng)和元件的設計具有非常重要的作用。 在一個機械系統(tǒng)中，為了得到預期的抑制或增加振動的效果，常常在機械系統(tǒng)的基礎上增加彈簧、阻尼器、質(zhì)量塊等構成控制子系統(tǒng)，以改變機械系統(tǒng)的振動特性。例如，調(diào)諧質(zhì)量阻尼系統(tǒng)（TMD）通過增加一個較大的質(zhì)量塊和阻尼器，調(diào)整子系統(tǒng)的自振頻

18、率來抑制主系統(tǒng)的振動反應。隔振系統(tǒng)為了降低主系統(tǒng)在激勵頻率處的傳遞率來減小高頻振動傳遞，在機械系統(tǒng)上附加安裝一塊較大的質(zhì)量塊來人為增加其質(zhì)量以實現(xiàn)系統(tǒng)較低的自然頻率。 附加的較大質(zhì)量塊一方面對與之相連接的彈簧和阻尼器提出了更高要求，另一方面增大了振動控制的成本。運動轉換器是一種有效的降低附加質(zhì)量塊的方法，它將激勵源對質(zhì)量塊的直線作用轉化為對慣性飛輪的旋轉作用[17]。在這一轉換過程中，由于直線-旋轉之間的比例變換，可以用較低質(zhì)量的飛輪代替較大質(zhì)量的質(zhì)量塊。 齒輪是機器中廣泛采用的傳動零件之一。它可以傳遞動力，又可以改變轉速和旋轉方向，具有傳動比準確，使用范圍廣，安全可靠等優(yōu)點。一般運動轉換

19、器采用滾珠絲杠等結構實現(xiàn)運動轉換。項目組喻其炳等通過總結運動轉換的特點，新近提出了一種齒輪傳動的運動轉換慣性系統(tǒng)。項目組喻其炳等通過總結運動轉換的特點，新近提出了一種齒輪傳動的運動轉換慣性系統(tǒng)。 齒輪傳動運動轉換的原理：運動轉換器的功能主要包括三個部分：直線-旋轉運動轉換、運動比例放大、慣性質(zhì)量。當采用齒輪傳動來實現(xiàn)運動轉換器時，采用齒條-齒輪傳動實現(xiàn)直線-旋轉運動轉換，采用旋轉飛輪實現(xiàn)慣性質(zhì)量，采用多級齒輪傳動實現(xiàn)運動比例放大。 根據(jù)以上分析，設計齒輪傳動運動轉換器原理如圖2。在圖所示的運動簡圖中，當齒條受激勵源作用向上運動時，帶動齒輪1和齒輪2在軸1上作順時針轉動；齒輪2再帶動齒輪3和

20、齒輪4在軸2上作逆時針轉動；最后齒輪4帶動齒輪5和飛輪在軸3上作順時針轉動；當齒條受激勵源作用向下運動時，本機構中的齒輪及飛輪的旋轉方向與前述相反。通過選配不同齒數(shù)的齒輪，可以實現(xiàn)不同傳動比的運動結果，同時飛輪的轉速和轉動慣量也是不一樣的。因此，可以采用齒輪傳動的原理實現(xiàn)運動轉換的功能。 圖1-2 1-齒條 2-齒輪1 3-齒輪2 4-齒輪3 5-齒輪4 6-齒輪5 7-飛輪 8-軸承 1.2．減震器的類型和應用原理 減震器從產(chǎn)生阻尼的材料這個角度劃分主要有液壓和充氣兩種，還有一種可變阻尼的減震器。 汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力減震器。其原理是，當車架與車橋做往

21、復相對運動兒活塞在減震器的缸筒內(nèi)往復移動時，減震器殼體內(nèi)的油液便反復地從內(nèi)腔通過一些窄小的孔隙流入另一內(nèi)腔。此時，液體與內(nèi)壁的摩擦及液體分子的內(nèi)摩擦便形成對振動的阻尼力。充氣式減震器是60年代以來發(fā)展起來的一種新型減震器。其結構特點是在缸筒的下部裝有一個浮動活塞，在浮動活塞與缸筒一端形成的一個密閉氣室種充有高壓氮氣。在浮動活塞上裝有大斷面的O型密封圈，它把油和氣完全分開。工作活塞上裝有隨其運動速度大小而改變通道截面積的壓縮閥和伸張閥。當車輪上下跳動時，減震器的工作活塞在油液種做往復運動，使工作活塞的上腔和下腔之間產(chǎn)生油壓差，壓力油便推開壓縮閥和伸張閥而來回流動。由于閥對壓力油產(chǎn)生較大的阻尼力，

22、使振動衰減。阻力可調(diào)式減震器：裝有阻力可調(diào)式減震器的汽車的懸架一般用剛度可變的空氣彈簧作為彈性元件。其原理是，空氣彈簧若氣壓升高，則減震器氣室內(nèi)的壓力也升高，由于壓力的改變而使油液的節(jié)流孔徑發(fā)生改變，從而達到改變阻尼剛度的目的。 減震器的原理及在汽車中的應用：懸架系統(tǒng)中由于彈性元件受沖擊產(chǎn)生振動，為改善汽車行駛平順性，懸架中與彈性元件并聯(lián)安裝減振器，為衰減振動，汽車懸架系統(tǒng)中采用減振器多是液力減振器，其工作原理是當車架（或車身）和車橋間受振動出現(xiàn)相對運動時，減振器內(nèi)的活塞上下移動，減振器腔內(nèi)的油液便反復地從一個腔經(jīng)過不同的孔隙流入另一個腔內(nèi)。此時孔壁與油液間的摩擦和油液分子間的內(nèi)摩擦對振動形

23、成阻尼力，使汽車振動能量轉化為油液熱能，再由減振器吸收散發(fā)到大氣中。在油液通道截面和等因素不變時，阻尼力隨車架與車橋（或車輪）之間的相對運動速度增減，并與油液粘度有關。 減振器與彈性元件承擔著緩沖擊和減振的任務，阻尼力過大，將使懸架彈性變壞，甚至使減振器連接件損壞。因面要調(diào)節(jié)彈性元件和減振器這一矛盾。 (1) 在壓縮行程（車橋和車架相互靠近），減振器阻尼力較小，以便充分發(fā)揮彈性元件的彈性作用，緩和沖擊。這時，彈性元件起主要作用。 (2) 在懸架伸張行程中（車橋和車架相互遠離），減振器阻尼力應大，迅速減振。 (3) 當車橋（或車輪）與車橋間的相對速

24、度過大時，要求減振器能自動加大液流量，使阻尼力始終保持在一定限度之內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷。 在汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用的是筒式減振器，且在壓縮和伸張行程中均能起減振作用叫雙向作用式減振器，還有采用新式減振器，它包括充氣式減振器和阻力可調(diào)式減振器。 雙向作用筒式3減振器工作原理說明。在壓縮行程時，指汽車車輪移近車身，減振器受壓縮，此時減振器內(nèi)活塞向下移動?；钊虑皇业娜莘e減少，油壓升高，油液流經(jīng)流通閥8流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞桿1占去了一部分空間，因而上腔增加的容積小于下腔減小的容積，一部分油液于是就推開壓縮閥6，流回貯油缸5。這些閥對油的節(jié)約形成懸架受

25、壓縮運動的阻尼力。減振器在伸張行程時，車輪相當于遠離車身，減振器受拉伸。這時減振器的活塞向上移動。活塞上腔油壓升高，流通閥8關閉，上腔內(nèi)的油液推開伸張閥4流入下腔。由于活塞桿的存在，自上腔流來的油液不足以充滿下腔增加的容積，主使下腔產(chǎn)生一真空度，這時儲油缸中的油液推開補償閥7流進下腔進行補充。由于這些閥的 流作用對懸架在伸張運動時起到阻尼作用。 圖1-2 　　由于伸張閥彈簧的剛度和預緊力設計的大于壓縮閥，在同樣壓力作用下，伸張閥及相應的常通縫隙的通道載面積總和小于壓縮閥及相應常通縫隙通道截面積總和。這使得減振器的伸張行程產(chǎn)生的阻尼力大于壓縮行程的阻尼力，達到迅速減振的要求。 綜上所

26、述，國外對運動轉換慣性系統(tǒng)的研究起步不久，國內(nèi)更是寥寥無幾。目前對運動轉換慣性系統(tǒng)和減震器，發(fā)表以下幾個觀點： (1) 已有對運動轉換慣性系統(tǒng)的研究主要著眼于替代較大質(zhì)量塊的應用，缺乏對其本質(zhì)特性的研究，導致應用范圍狹窄。如果完整揭示慣性系統(tǒng)新型的自由慣性動力學特性，可望實現(xiàn)一端接地約束的解放，豐富振動系統(tǒng)的響應性能，但目前還沒有引起研究人員的足夠重視，缺乏驗證。 (2) 運動轉換慣性系統(tǒng)由于內(nèi)部運動、傳動變換和慣性的耦合，解析分析計算方法非常復雜。 (3) 運動轉換慣性系統(tǒng)如果采用齒輪傳動飛輪，可以實現(xiàn)運動轉換器的直線-旋轉運動轉換、運動比例放大和慣性質(zhì)量的功能。齒輪傳動運動轉換器可以

27、用很小的實際質(zhì)量，實現(xiàn)替代較大的質(zhì)量塊的慣性特性。 (4) 運用慣性轉換系統(tǒng)來設計減震器有一定的研究價值。 1.3 本課題重點研究的及其要求 1.3.1課題的內(nèi)容 （1） 了解運動轉換慣性機構的基本原理； （2） 研究運動轉換慣性機構的動力學特性； （3） 掌握齒輪傳動設 （4） 能夠繪制運動轉換慣性機構的設計圖紙。計的基本方法； （5） 設計齒輪傳動設計的運動轉換慣性機構； （6） 了解齒輪傳動設計的運動轉換慣性機構的結構優(yōu)化方法； （7） 學會建立運動轉換慣性機構的3D模型； 1.3.2課題任務的具體要求 （1） 設計一個慣量為150-200kg的齒輪傳動的運動轉換

28、慣性機構； （2） 設計齒條-齒輪-齒輪-齒輪-齒輪-飛輪的機械結構； （3） 進行殼體設計； （4） 選擇軸承； （5） 進行軸的設計和校核； （6） 繪制齒輪傳動的運動轉換慣性機構的3D圖； （7） 繪制運動轉換慣性機構的設計圖紙。 第2章 齒輪傳動運動轉換器原理設計 方案的擬定及運動參數(shù)計算 2.1齒輪傳動運動轉換器的原理及方案的確定 2.1.1齒輪傳動運動轉換器的原理 運動轉換器的功能主要包括三個部分：直線-旋轉運動轉換、運動比例放大、慣性質(zhì)量。當采用齒輪傳動來實現(xiàn)運動轉換器時，采用齒條-齒輪傳動實現(xiàn)直線-旋轉運動轉換，采用旋轉飛輪實現(xiàn)慣性質(zhì)量，采用多

29、級齒輪傳動實現(xiàn)運動比例放大。 根據(jù)以上分析，設計齒輪傳動運動轉換器原理如圖1。在圖1所示的運動簡圖中，當齒條受激勵源作用向上運動時，帶動齒輪1和齒輪2在軸1上作順時針轉動；齒輪2再帶動齒輪3和齒輪4在軸2上作逆時針轉動；最后齒輪4帶動齒輪5和飛輪在軸3上作順時針轉動；當齒條受激勵源作用向下運動時，本機構中的齒輪及飛輪的旋轉方向與前述相反。通過選配不同齒數(shù)的齒輪，可以實現(xiàn)不同傳動比的運動結果，同時飛輪的轉速和轉動慣量也是不一樣的。因此，可以采用齒輪傳動的原理實現(xiàn)運動轉換的功能。 1-齒條 2-齒輪1 3-齒輪2 4-齒輪3 5-齒輪4 6-齒輪5 7-飛輪 8-軸承

30、 設計齒輪傳動運動轉換器參數(shù)如下：Z1=10；Z2=40；Z3=10；Z4=56；Z5=10，飛輪質(zhì)量約為100g。此時，當齒條移動一個齒距時，軸1就會轉動1/10圈；軸2會轉動(1/10)(Z2/Z3)=(1/10)(40/10)=2/5圈；軸3會轉動(2/5)(Z4/Z5)=(2/5)(56/10)=2.24圈；由此可見，當齒條移動一個齒距時，飛輪就會轉動2.24圈 2.1.2.方案的擬定 方案：將飛輪固定在高速軸上，由齒輪齒條的水平移動帶動從動軸轉動，通過二級齒輪結構帶動飛輪轉動，從而使整個系統(tǒng)保持慣性平衡，達到減震的目的。 運動原理：該設計的結構以齒輪齒條的水平運動帶動齒輪跟軸

31、的旋轉，從而帶動飛輪的旋轉，飛輪的旋轉使慣性質(zhì)量的增加從而達到減震的效果。工作之前需保證軸承，齒輪齒輪以及齒輪齒條的潤滑，保證能正常工作。 2.2運動轉換器力學分析 設運動轉換器的齒輪半徑為ri，i為齒輪編號。令飛輪的質(zhì)量為m，半徑為p，運動轉換器運動桿（齒條）和殼體的運動速度分別為v1和v2，令v=v1-v2，運動轉換器受激勵源的相對直線運動速度v被轉換為飛輪的旋轉運動角速度，有 （1） 考慮在運動轉換器運動桿和殼體的兩端分別受力F1和F2，令F=F1-F2。忽略運動桿、齒輪傳動、軸承、支撐外殼的質(zhì)量和摩擦，在運動桿的有效行程范圍內(nèi)，由牛頓第二定律，得

32、 （2） 根據(jù)漸開線齒輪傳動的特點，對于一對齒輪a,b的嚙合，有 （3） 將式（1）、（2）、（3）聯(lián)立，解得 （4） 令，則上式可改寫為： （5） 對比牛頓第二定律描述的質(zhì)量塊的加速度特性可知，由于采用了尺寸傳動，運動轉換器具有將飛輪質(zhì)量放大了b倍的“虛質(zhì)量”（虛慣性），而普通慣性飛輪（質(zhì)量塊）可以看作是一種放大倍數(shù)為1的特殊的運動轉換器。由上節(jié)所述的設計，p:r5=2:1，根據(jù)式（5）計算可得b=2007.04，因此盡管飛輪的實際質(zhì)量

33、只有約100g，卻可以實現(xiàn)200kg的大型質(zhì)量塊所具有的虛慣性。 2.3其他工作參數(shù)的確定 2.3.1.傳動裝置的傳動效率計算 查《機械設計課程設計》表2-10查得 —每對軸承傳動效率：0.99 —圓柱齒輪的傳遞效率：0.97 總傳遞效率： 傳動總指標： 假設齒條以v=1m/s,設計齒輪傳動運動轉換器參數(shù)如下：Z1=10；Z2=40；Z3=10；Z4=56；Z5=10，飛輪質(zhì)量約為100g。此時，當齒條移動一個齒距時，軸1就會轉動1/10圈；軸2會轉動(1/10)(Z2/Z3)=(1/10)(40/10)=2/5圈；軸3會轉動2/5Z4/Z5=2/556/10=2.24

34、圈；由此可見，當齒條移動一個齒距時，飛輪就會轉動2.24圈 2.3.2.總傳動的確定 由以上數(shù)據(jù)計算可得 總傳動： 根據(jù)轉速v=0.1m/s可得v=6m/min 由公式可得各齒輪的轉速為 2.3.3.飛輪的轉速，轉動慣量，轉距的計算 飛輪的轉速為4278.4r/min。已知飛輪的轉速跟質(zhì)量求飛輪的轉動慣量 則飛輪的功率： 則齒輪齒條的輸出功率： 則飛輪的轉矩： 2.3.4各軸轉速，功率，轉距的計算 各軸功率計算。高速軸： 中間軸： 低速軸： 各軸轉速計算。高速軸： 中間軸： 低速軸： 各軸轉矩計算。高

35、速軸： 中間軸： 低速軸： 估算飛輪所在軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，根據(jù)《機械設計》表15-3取=112，于是求得，即高速軸的最小直徑： 中間軸的最小直徑： 低速軸的最小直徑： 列表如下： 軸名稱 功率kw 轉速r/min 轉矩Nmm 高速軸 4278．4 4.46 中間軸 764 26 低速軸 191 110 第3章 機械設計及校核 3.1齒輪齒條的傳動計算 3.1.1齒輪與齒條傳動特點 齒輪作回轉運動，齒條作直線運動，齒條可以看作一個齒數(shù)無窮多的齒輪的一部分，這時齒輪的各圓均變?yōu)橹本€，作為

36、齒廓曲線的漸開線也變?yōu)橹本€。齒條直線的速度與齒輪分度圓直徑、轉速之間的關系為 式中 d——齒輪分度圓直徑，； ——齒輪轉速，。 其嚙合線與齒輪的基圓相切，由于齒條的基圓為無窮大，所以嚙合線與齒條基圓的切點在無窮遠處。 齒輪與齒條嚙合時，不論是否標準安裝（齒輪與齒條標準安裝即為齒輪的分度圓與齒條的分度圓相切），其嚙合角恒等于齒輪分度圓壓力角，也等于齒條的齒形角；齒輪的節(jié)圓也恒與分度圓重合。只是在非標準安裝時，齒條的節(jié)線與分度線不再重合。 齒輪與齒條正確嚙合條件是基圓齒距相等，齒條的基圓齒距是其兩相鄰齒廓同側直線的垂直距離，即。 齒輪與齒條的實際嚙合線為，即齒條頂線及齒輪

37、齒頂圓與嚙合線的交點及之間的長度。 圖3-1 3.1.2齒輪齒條傳動設計 已經(jīng)齒條的移動速度，試選齒輪齒數(shù)為，由公式 ，可得齒輪分度圓 計算齒條的最小直徑 取傳動比 1) 試選載荷系數(shù) 2) 小齒輪傳遞的轉矩 3) 查《機械設計》表10-7選的齒寬系數(shù) 4) 查《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5) 查《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限 6) 由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) ， 7) 計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1由公式

38、 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值，求得 ，符合設計要求 則設計齒條的導程, 齒條的長度 齒條的結構草圖如下 圖3-2 3.2齒輪的設計 3.2.1高速級大小齒輪的設計： 高速級大小齒輪的設計：按工作壽命10年，每年300天，兩班制來設計。 （1）選定齒輪材料、精度、等級及齒數(shù) 1) 材料：查《機械設計》191頁表10-1高速級小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為280HBS。高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為240HBS。 2) 根據(jù)資料選定齒輪為7級精度 3) 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) （2）按齒面接觸強度設計 由設計計算

39、公式（10-9a）進行試算。即 A 、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù) 2) 小齒輪傳遞的轉矩 3) 查《機械設計》表10-7選的齒寬系數(shù) 4) 查《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5) 查《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限 6) 由應力計算公式計算可得應力循環(huán)次數(shù) 7) 由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) ， 8) 計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1由公式 B、計算 1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的

40、值 由于齒輪過小，考慮到加工的問題，故取mm 2) 計算圓周速度v。 3) 計算齒寬b 4) 計算齒寬與齒高之比 模數(shù)： 齒高：

41、 5) 計算載荷系數(shù)。 根據(jù)，7級精度。由機械設計圖10-8查得動載系數(shù)； 直齒輪； 由《機械設計》表10-2查得使用系數(shù) 由《機械設計》表10-4用插值法查得

42、7級精度，小齒輪相對支承非對成布置時， 由， 查《機械設計》圖10-13得。故載荷系數(shù) 6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由公式得 7) 計算模數(shù)m 由于所取值遠遠大于最小值。故可取模數(shù)為1 （3）按齒根彎曲強

43、度設計 由式（10-5）得彎曲強度的計算公式為 A、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度;大齒輪的彎曲強度極限； 2) 由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 3) ； 4) 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式得 5) 計算載荷系數(shù) 6) 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 ； 7) 查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得 ； 8) 計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大。 B、設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由彎曲疲勞強度計算的模

44、數(shù)，由于齒數(shù)模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)0.155并適當?shù)脑龃髮⑵鋱A整為標準值m=1mm,按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù) 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒輪接觸疲勞強度 ，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 （4）幾何尺寸計算列表如下 名稱 計算公式 結果/mm 法面模數(shù) M 1 法面壓力角 20 螺旋角 19.320 分度圓直徑 10 56 齒頂圓直徑 12 58 齒根

45、面直徑 7.5 53.5 中心距 33 齒寬 5 5 （5）齒輪的結構設計 齒輪由于直徑很小，可采用銷跟軸定位。大齒輪4的結構尺寸按表和后續(xù)設計出的軸孔直徑計算如下： 代號 結構尺寸計算公式 結果/mm 輪轂處直徑 5.6 輪轂軸向長L 5 倒角尺寸n 尺寸較小故取0.2 齒根圓處厚度 2.5 腹板最大直徑 48.5 板孔分度圓直徑 13.5 板孔直徑 4.3 腹板厚C 1.5 圖3-3 3.2.2低速級齒輪傳動設計 低速級大小齒輪的設計：按工作壽命10年，每年300天，兩班制

46、來設計。 （1）選定齒輪材料、精度、等級及齒數(shù) 1) 材料：查《機械設計》191頁表10-1低速級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS。低速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為220HBS。 2) 根據(jù)資料選定齒輪為7級精度 3) 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) （2）按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（10-9a）進行試算。即 A 、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù) 2) 小齒輪傳遞的轉矩 3) 查《機械設計》表10-7選的齒寬系數(shù) 4) 查《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5) 查《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限

47、大齒輪的接觸疲勞強度極限 6) 由應力計算公式計算可得應力循環(huán)次數(shù) 7) 由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) ， 8) 計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1由公式 B、計算 1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 由于齒輪過小，考慮到加工的問題，故取mm 2) 計算圓周速度v。 3) 計算齒寬b

48、 4) 計算齒寬與齒高之比 模數(shù)： 齒高： 5) 計算載荷系數(shù)。 根據(jù)，7級精度。由機械設計圖10-8查得動載系數(shù)；

49、 直齒輪； 由《機械設計》表10-2查得使用系數(shù) 由《機械設計》表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對成布置時， 由， 查《機械設計》圖10-13得。故載荷系數(shù) 6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓

50、直徑，由公式得 7) 計算模數(shù)m ,故可取模數(shù)為1 （3）按齒根彎曲強度設計 由式（10-5）得彎曲強度的計算公式為 A、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度;大齒輪的彎曲強度極限； 2) 由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)； 3) 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式得

51、 4) 計算載荷系數(shù) 5) 查取應力校正系數(shù)由表10-5查得； 6) 由表10-5查得； 7) 計算大、小齒輪的并加以比較。 小齒輪的數(shù)值大。 B、設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒數(shù)模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)0.288mm并適當?shù)脑龃髮⑵鋱A整為標準值m=1mm,按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù) 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒輪接觸疲勞強度 ，又滿足了齒根彎曲疲

52、勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 （4）幾何尺寸計算列表如下 名稱 計算公式 結果/mm 法面模數(shù) M 1 法面壓力角 20 螺旋角 15.142. 分度圓直徑 10 40 齒頂圓直徑 12 42 齒根面直徑 7.5 37.5 中心距 25 齒寬 5 5 （5）齒輪的結構設計 大齒輪2的結構尺寸按表和后續(xù)設計出的軸孔直徑計算如下： 代號 結構尺寸計算公式 結果/mm 輪轂處直徑 5.6 輪轂軸向長L 5 倒角尺寸n 較小取0.2 齒根圓處厚度 2.5 腹板

53、最大直徑 32.5 板孔分度圓直徑 19 板孔直徑 5.4 腹板厚C 1.5 圖3-4 3.2.3飛輪的設計 由計算公式，取飛輪的密度為，材料為不銹鋼3Cr13Ni7Si2，設計中取，則可初步設計、。 代入驗算可得 則設計飛輪結構如下： 圖3-5 3.3軸的設計 在兩級齒輪傳動中，三根軸跨距相差不易過大，故一般先進行中間軸的設計，以確定跨距。 3.3.1中間軸設計 （1）

54、選擇軸的材料 中間軸選擇材料為45鋼，由資料《機械設計》查得 ， （2）軸的初步估算 由《機械設計》表15-3，取,因此 考慮到加工的問題以及與軸承齒輪的配合問題，取mm （3）軸的結構設計 根據(jù)軸上零件的定位、裝配及軸的 工藝性要求。參考《設計課程設計》表8-3、圖8-4，初步確定出中間軸的結構如下 附圖 3-6 中間軸的結構草圖 1) 各軸段直徑的確定 初選滾動軸承下代號1000094 齒輪3和齒輪4直徑mm 由《機械設計手冊》查得軸承的安裝尺寸 齒輪3齒輪4軸肩高度參考《機械設計課程設計》該處直

55、徑，則可設計軸承與軸肩則，取。 2) 各軸長度的確定 按軸上零件的軸向尺寸及零件間相對位置，參考表8-3、圖8-4，確定處軸向長度，如圖所示。 （4）按許用彎曲應力校核軸 1) 軸上力的作用點及支點跨距的確定 齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬的中點。因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置，軸上安裝的軸承它的負荷作用中心距離軸承外端面尺寸，則可計算處支點跨距和軸上各力作用點相互位置尺寸，見附圖 2) 繪軸的受力圖，見附圖3-7(a) 3) 計算軸上的作用力： 齒輪3： 齒輪4：

56、 4) 計算支反力 垂直面支反力（XZ平面），參考圖3-6，3-7，繞支點D的力矩和，得 繞支點C的力矩和，得 校核： 計算無誤。 水平平面（XY平面），參考圖附圖3-7(c)，同樣，由繞D點力矩和，得 同理，由繞C點力矩和 校核： 計算無誤。 5) 轉矩，繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖：附圖3-7(b) A處彎矩： ， B處彎矩： ， C處彎矩： D處彎矩： 水平面彎矩圖：附圖3-7(c) A、 B處彎矩： C處彎矩： D處彎矩： 6) 合成彎矩：附圖3-7(d) A處彎矩： ，

57、 B處彎矩： ， C處彎矩： D處彎矩： 7) 轉矩及轉矩圖:附圖3-7(e) 8) 計算當量彎矩、繪彎矩圖:附圖3-7(f) 應力校正系數(shù)： C處： D處： 圖3-7 9) 校核軸徑 C剖面： D剖面： 因為，，所以軸是安全的 5、軸的細部結構設計 齒輪與軸用圓錐銷連結，查《機械設計手冊》表4-86，選用GB117-86圓錐銷，錐度為1：50 取,。由《機械設計手冊》參考表軸自由表面過度圓角和過盈配合聯(lián)接倒角得出各過渡圓角尺寸如附圖所示。參考《機械設計課程設計》9-2得出各表面粗糙

58、度值。 6、滾動軸承的校核 中間軸滾動軸承的校核計算，選用型號為1000094，由《機械設計手冊》4-230查出，。作用在軸承上的負荷 徑向載荷： C處軸承： D處軸承： 對軸承壽命進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查《機械設計》表13-6取，由于為球軸承取，驗算 軸承符合要求。 3.3.2高速軸設計 （1）選擇軸的材料 選擇軸的材料為45鋼，由資料《機械設計》查得 ， （2）軸的初步估算 由《機械設計》表15-3，取,因此 考慮到加工的問題以及與軸承齒輪的配合問題，取mm （3）軸的結構設計 根據(jù)軸上零件的定位、裝配及軸

59、的 工藝性要求。參考《設計課程設計》表8-3、圖8-4，初步確定出高速軸的結構草圖如下： 圖3-8 1) 各軸段直徑的確定 初選滾動軸承下 代號100094，齒輪5和飛輪直徑，由《機械設計手冊》查得軸承的安裝尺寸。齒輪5軸肩高度參考《機械設計課程設計》,該處直徑，則可設計軸，取 2) 各軸長度的確定 按軸上零件的軸向尺寸及零件間相對位置，參考表8-3、圖8-4，確定處軸向長度，如圖所示。 （4）按許用彎曲應力校核軸 1) 軸上力的作用點及支點跨距的確定 齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬的中點。因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。軸上安裝的軸承它的負荷作用中心距離軸

60、承外端面尺寸，則可計算處支點跨距和軸上各力作用點相互位置尺寸，見附圖3-8。 2) 繪軸的受力圖，見附圖3-9(a) 3) 計算軸上的作用力： 齒輪5： 飛輪： 4) 計算支反力 垂直面支反力（XZ平面），參考圖3-8,3-9，繞支點B的力矩和，得 繞支點A的力矩和，得 校核： 計算無誤。 水平平面（XY平面），參考圖3-9(c)，同樣，由繞B點力矩和，得 同理，由繞A點力矩和 校核： 計算無誤。 5) 轉矩，繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖：圖3-9(b)

61、C處彎距： D處彎距： 水平面彎矩圖：圖3-9(c) C處彎距： D處彎距： 6) 合成彎矩： 3-9(d) C處彎距： D處彎距： 7) 轉矩及轉矩圖: 圖3-9(e) 8) 計算當量彎矩、繪彎矩圖：圖3-9(f) 應力校正系數(shù)： C處： D處： 圖3-9 9) 校核軸徑 C剖面： D剖面： 因為，，所以軸是安全的 5、軸的細部結構設計 齒輪與軸用圓錐銷連結，查《機械設計手冊》表4-86，選用GB117-86圓錐銷，錐度為1：50 取, 由《機械設計手冊》參考表軸自由表面過度

62、圓角和過盈配合聯(lián)接倒角得出各過渡圓角尺寸如附圖所示 參考《機械設計課程設計》9-2得出各表面粗糙 6、滾動軸承的校核 高速軸滾動軸承的校核計算，選用型號為1000094，由《機械設計手冊》4-230查出，，作用在軸承上的負荷。 徑向載荷： C處軸承： D處軸承： 對承壽命進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查《機械設計》表13-6取，由于為球軸承取，驗算 軸承符合要求。 3.3.3低速軸設計 （1）選擇軸的材料 因為中間軸時齒輪軸應于齒輪3的材料一致，故材料為45鋼，由資料《機械設計》查得 ， （2）軸的初步估算 由《機械設計》表1

63、5-3，取,因此 考慮到加工的問題以及與軸承齒輪的配合問題，取mm （3）軸的結構設計 根據(jù)軸上零件的定位、裝配及軸的 工藝性要求。參考《設計課程設計》表8-3、圖8-4，初步確定出低速軸的結構如下 圖3-10 1) 各軸段直徑的確定 初選滾動軸承下代號60024，齒輪2直徑 由《機械設計手冊》查得軸承的安裝尺寸 齒輪1所在軸段的直徑 2) 各軸長度的確定 按軸上零件的軸向尺寸及零件間相對位置，參考表8-3、圖8-4，確定處軸向長度，如圖所示 4、按許用彎曲應力校核軸 1) 軸上力的作用點及支點跨距的確定 齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬的中點。因此可決

64、定中間軸上兩齒輪力的作用點位置 軸上安裝的軸承它的負荷作用中心距離軸承外端面尺寸，則可計算處支點跨距和軸上各力作用點相互位置尺寸，見附圖3-10 2) 繪軸的受力圖，見附圖3-11(a) 3) 計算軸上的作用力： 齒輪1： 齒輪2： 4) 計算支反力 垂直面支反力（XZ平面），參考圖3-10,3-11 繞支點B的力矩和，得 繞支點A的力矩和，得 校核： 計算無誤 水平平面（XY平面），參考圖3-11(c) 同樣，由繞B點力矩和，得 同理，由繞A點力矩和 校核 計算

65、無誤 5) 轉矩，繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖：圖3-11(b) C處彎距： D處彎距： 水平面彎矩圖：圖3-11(c) A處彎距： B處彎距： C處彎距： D處彎距： 6) 合成彎矩：圖3-11(d) A處彎距： B處彎距： C處彎距： D處彎距： 7) 轉矩及轉矩圖：圖3-11(e) 8) 計算當量彎矩、繪彎矩圖: 圖3-11(f) 應力校正系數(shù) A處： C處： D處： 圖3-11 9) 校核軸徑 A剖面： C剖面： D剖面： 因為，，

66、，所以軸是安全的 5、軸的細部結構設計 齒輪與軸用圓錐銷連結，查《機械設計手冊》表4-86，選用GB117-86圓錐銷，錐度為1：50 取, 由《機械設計手冊》參考表軸自由表面過度圓角和過盈配合聯(lián)接倒角得出各過渡圓角尺寸如附圖所示 參考《機械設計課程設計》9-2得出各表面粗糙 6、滾動軸承的校核 低速軸滾動軸承的校核計算 選用型號為1000094，由《機械設計手冊》4-230查出， 作用在軸承上的負荷 徑向載荷： C處軸承： D處軸承： 對承壽命進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查《機械設計》表13-6取，由于為球軸承取，驗算 軸承符合要求。 3.4箱體的設計 根據(jù)軸和各零件的尺寸大小設計箱體的尺寸如下： 名稱 計算結果 箱蓋箱坐邊緣厚度 箱體內(nèi)槽壁的厚度 槽寬 箱體長度 箱體寬度 箱體高度 軸徑孔 前后孔直徑 前后孔到箱座下表面的距離 前后孔到箱座左表面的距離 沉頭孔直徑 高速軸軸孔到箱體后表面的垂直距離 低速軸軸孔到