傳動軸式自行車的設計【說明書+CAD+SOLIDWORKS+仿真】,說明書+CAD+SOLIDWORKS+仿真,傳動軸式自行車的設計【說明書+CAD+SOLIDWORKS+仿真】,傳動軸,自行車,設計,說明書,仿單,cad,solidworks,仿真 傳動軸式自行車的設計 1.傳動方案初步確定 傳動方案的確定 圖1-1傳動方案的確定 該方案和普通鏈傳動相比較有傳動效率高，減少了鏈條式自行車因為布局不好所帶來的對衣服咬合所帶來的危險，也減少了鏈傳動多邊形效應對功率的損失和震動噪音等產(chǎn)生，不會再出現(xiàn)關(guān)鍵時刻掉鏈子的可能，但是由于該傳動有錐齒輪和傳動軸組成帶來的問題便是加工困難和成本較高。 2.傳動的結(jié)構(gòu)設計 2.1動力和轉(zhuǎn)速確定 一般腳踏以 60r/min 節(jié)奏轉(zhuǎn)動較為合適 一般人能給自行車的轉(zhuǎn)矩在T=13000左右 2.2 圓錐齒輪傳動設計 2.2.1前部錐齒輪設計 按齒面強度設計 計算大端分度圓直徑d1選用直齒圓錐齒輪傳動，選用直齒圓錐齒輪傳動，自行車為一般工作機器，速度低故選用8 級精度。 機械設計表10-1 查得： 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為250HBS； 大齒輪材料為45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為200HBS， 兩者材料硬度差為50HBS。 選小齒輪齒數(shù)Z1=17 ， 大齒輪齒數(shù) Z2=17/0.6=28.3，取Z2=29 計算大端分度圓直徑 根據(jù)參考機械設計227頁公式10-26 估計V11m/s，并取8 級精度等級。 由機械設計194 頁圖10-8 查得： =1.05 由機械設計226 頁表10-9 查得：=1.00 而==1.5=1.51.00=1.5 取==1.0 由機械設計193 頁表10-2 查得：=1.00 故動載系數(shù)K ==1.001.051.51.00=1.575 由機械設計201 頁表10-6 查得： =189.8 并取= 由機械設計209 頁圖10-21d 查得齒輪1 和2 的接觸疲勞強度極限分別為： =600 =550 齒輪1 和2 的工作應力循環(huán)次數(shù)分別為： =60600.6530010=3.2410 由機械設計207 頁圖10-19 查得： =1.0 =1.2 取S=1故許用應力： ===600 ===660 應取兩者中的較小者，故600 根機械設計227 頁式10-26 有萬方數(shù)據(jù)相關(guān)資料查的T=13475左右?guī)霐?shù)據(jù) 與估計無太大差異。 分錐角 齒寬 取齒寬b=20mm。 大端模數(shù) 取m=3.25 大齒輪分度圓=3.2529=94.25mm 小齒輪分度圓=3.2517=55.25mm 錐距 mm 按齒根彎曲強度設計 由機械設計226 頁式10-23 知： 由機械設計200 頁表10-5，查取齒形系數(shù)校正系數(shù) 2.97 2.53 1.52 1.62 由機械設計208 頁圖10-20（c）得： =550 =510 由機械設計206 頁圖10-18 得： =0.85 =0.87 取彎曲安全系數(shù)S=1.4 =334 =317 計算大小齒輪的并加以比較： ==0.0135 ==0.0129 小齒輪的數(shù)值大。 =1 1.05 1 1.5=1.575 =2.054 可見，由齒面疲勞強度計算而得的模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(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有關(guān)，選取齒面接觸的疲勞強度3.0094，取標準值m=3.25 最終效果圖如下 圖2-1錐齒輪1和錐齒輪2 2.2.2 尾部錐齒輪的設計 按齒面強度設計 計算大端分度圓直徑d1選用直齒圓錐齒輪傳動，選用直齒圓錐齒輪傳動，自行車為一般工作機器，速度低故選用8 級精度。 機械設計表10-1 查得： 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為250HBS； 大齒輪材料為45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為200HBS， 兩者材料硬度差為50HBS。 選小齒輪齒數(shù)Z3=17 ， 大齒輪齒數(shù) Z4=17/0.8=21.25，取Z4=22 計算大端分度圓直徑 根據(jù)參考機械設計227頁公式10-26 估計V11m/s，并取8 級精度等級。 由機械設計194 頁圖10-8 查得： =1.05 由機械設計226 頁表10-9 查得：=1.00 而==1.5=1.51.00=1.5 取==1.0 由機械設計193 頁表10-2 查得：=1.00 故動載系數(shù)K ==1.001.051.51.00=1.575 由機械設計201 頁表10-6 查得： =189.8 并取= 由機械設計209 頁圖10-21d 查得齒輪1 和2 的接觸疲勞強度極限分別為： =600 =550 齒輪1 和2 的工作應力循環(huán)次數(shù)分別為： =60530010=9.010 由機械設計207 頁圖10-19 查得： =0.97 =0.99 取S=1，故許用應力： ==582 ==544.5 應取兩者中的較小者，故544.5 根機械設計227 頁式10-26 代入數(shù)據(jù)計算得 與估計無太大差異。 分錐角 齒寬 取齒寬b=15mm。 大端模數(shù) 取m=3.5 大齒輪分度圓=3.522=77mm 小齒輪分度圓=3.517=59.5mm 錐距 mm 按齒根彎曲強度設計 由機械設計226 頁式10-23 知： 由機械設計200 頁表10-5，查取齒形系數(shù)校正系數(shù) 2.97 2.72 1.52 1.57 由機械設計208 頁圖10-20（c）得： =550 =510 由機械設計206 頁圖10-18 得： =0.85 =0.87 取彎曲安全系數(shù)S=1.4 =334 =317 計算大小齒輪的并加以比較： ==0.0135 ==0.0134 小齒輪的數(shù)值大。 =1 1.05 1 1.5=1.575 =2.53 可見，由齒面疲勞強度計算而得的模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(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有關(guān)，選取齒面接觸的疲勞強度3.44，取標準值m=3.5 最終效果圖 圖2-2 齒輪3和錐齒輪4 2.3對軸的初步設計 2.3.1對軸1的設計 已知條件，軸1轉(zhuǎn)矩T1=1347N mm 選軸的材料，因為傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故有機械設計362頁表15-1選用常用材料45鋼，調(diào)制處理。 初步計算軸頸由機械設計表15-3得=103-126。取=110.則軸的直徑即為 公式中取=60r/min所以=0.085kw 所以=12.35mm 選用深溝球軸承選擇代號為6003，由機械設計332頁表13-10，由于速度不大故采用脂潤滑。 初步對軸整體設計預選6003查手冊得： d=17 D=35 B=10 取軸承端面到殼體內(nèi)壁距離為2mm，齒輪到殼體內(nèi)壁為10，兩端軸d勁=17部分長度為： =10+2=12 裝齒輪2的寬度預選30l=30-2=28 軸環(huán)寬度B=5 d=20 h=200.07+2=3.4 取3.5 另外還有與腳蹬相連接的部分，又對現(xiàn)有自行車的軸參考選軸總長為200. 軸向定位 中間軸環(huán)，彈性卡簧，軸套等零件。 4軸上零件的周向定位 選用健配合齒輪2健 bh=66 軸承內(nèi)圈與軸過盈配合軸表面粗糙度0.8 軸承外圈與殼體間隙配合殼體表面粗糙度1.6 5軸的工藝要求或表面配合表面粗糙度3.2，其余12.5，軸端倒145 圖2-3軸1 軸的強度校核 由于該軸為轉(zhuǎn)軸，應按彎扭組合強度進行校核計算。 圖2-4 受力分析 根據(jù)受力分析，齒輪所受的轉(zhuǎn)矩： T2==≈13.5N·m 齒輪作用力：Ft=2T2/ dm2=286N Fr= Fttanα×cosδ1=80.1N Fa= Fttanα×sinδ1=46.8N 求支反力 Rv1===49.2N Rv2= Rv1-Fr=49.2-80.1=-30.9N RH1= RH2===143N 求C點彎矩 MV1= Rv2L2=-30.9×28=-865.2N·mm MV2= MVC1+Fa·= -865.2+46.8×=1340.25N·mm MHC=RH2L2=143×28=4004N·mm 圖2-5 軸1彎矩 繪制扭矩圖（g） T2==≈13.5N·m 計算合成彎矩 MC1==4096.4N·mm MC2==4222.35N·mm 繪制扭矩圖（h） 圖2-5扭矩圖 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，[σ-1]=25～45Mpa.從總當量彎矩圖可以看出，截面C為危險截面。 截面C為齒輪處，dC=20mm，則 σbC==8.4Mpa＜[σ-1]，軸的強度足夠。 2.3.2 軸2設計 選軸的材料，因為傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故有機械設計362頁表15-1選用常用材料45鋼，調(diào)制處理。 初步計算軸頸由機械設計表15-3得=103-126。取=110.則軸的直徑即為 傳遞的功率=0.97=0.082kw n=60/0.6=100r/min 帶入數(shù)據(jù)得 所以=10.30mm 選用深溝球軸承選擇代號為6002，由機械設計332頁表13-10，由于速度不大故采用脂潤滑。 初步對軸整體設計預選6002查手冊得： d=15 D=32 B=9 擬定裝配方案：齒輪 軸套 軸承端蓋， 選用健配合齒輪2健 bh=55 軸承內(nèi)圈與軸過盈配合軸表面粗糙度0.8 軸承外圈與殼體間隙配合殼體表面粗糙度1.6 5軸的工藝要求或表面配合表面粗糙度3.2，其余12.5，軸端倒145. 和萬向節(jié)連接處最小取最小直徑12， 圖2-6 軸2 軸的強度校核 由于該軸為轉(zhuǎn)軸，應按彎扭組合強度進行校核計算。 圖2-7 受力分析 根據(jù)受力分析，齒輪所受的轉(zhuǎn)矩： T2==≈8.11N·m 齒輪作用力：Ft=2T2/ dm2=294.9N Fr= Fttanα×cosδ1=82.67N Fa= Fttanα×sinδ1=48.45N 求支反力 Rv1===74.79N Rv2= Rv1-Fr=74.79-82.67=-7.8N RH1= RH2===147.45N2） 求A點彎矩 MV1= Rv2L2=-7.8×40=-312N·mm MV2= MVC1+Fa·= -312+48.45×=1027.8N·mm MHC=RH2L2=147.45×40=5898N·mm T2==≈8.11N·m 計算合成彎矩 MC1==5906.24N·mm MC2==5986.88N·mm 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，[σ-1]=25～45Mpa.從以上分析可以看出，截面A為危險截面。 截面A為齒輪處，dA=20mm，則 σbC==8.25 Mpa＜[σ-1]，軸的強度足夠。 2.3.3軸3設計 選軸的材料，因為傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故有機械設計362頁表15-1選用常用材料45鋼，調(diào)制處理。 初步計算軸頸由機械設計表15-3得=103-126。取=110.則軸的直徑即為 傳遞的功率為=0.98=0.0803 n=100r/min 代入數(shù)據(jù)得 =10.22mm 選用深溝球軸承選擇代號為6002，由機械設計332頁表13-10，由于速度不大故采用脂潤滑。 初步對軸整體設計預選6002查手冊得： d=15 D=32 B=9 擬定裝配方案：齒輪 軸套 軸承端蓋， 選用健配合齒輪2健 bh=55 軸承內(nèi)圈與軸過盈配合軸表面粗糙度0.8 軸承外圈與殼體間隙配合殼體表面粗糙度1.6 5軸的工藝要求或表面配合表面粗糙度3.2，其余12.5，軸端倒145. 和萬向節(jié)連接處最小取最小直徑12， 圖2-8 軸3 軸的強度校核 由于該軸為轉(zhuǎn)軸，應按彎扭組合強度進行校核計算。 圖2-9 受力分析 根據(jù)受力分析，齒輪所受的轉(zhuǎn)矩： T2==≈7.92N·m 齒輪作用力：Ft=2T2/ dm2=205.17N Fr= Fttanα×cosδ1=52.73N Fa= Fttanα×sinδ1=40.77N 求支反力 Rv1===65.6N Rv2= Rv1-Fr=65.6-52.73=12.87N RH1= RH2===102.58N 求A點彎矩 MV1= Rv2L2=12.87×40=514.8N·mm MV2= MVC1+Fa·= 514.8+40.77×=2084N·mm MHC=RH2L2=102.58×40=4103.2N·mm T2==≈7.92N·m 計算合成彎矩 MC1==4135N·mm MC2==4602N·mm 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，[σ-1]=25～45Mpa.從以上分析可以看出，截面A為危險截面。 截面A為齒輪處，dA=20mm，則 σbC==8.08 Mpa＜[σ-1]，軸的強度足夠。 2.4傳動軸設計 由機械設計公式15-3 材料選擇45鋼 取=0.5 =110 P=0.82kw n=100 代入數(shù)據(jù)計算得 10.51mm 為了滿足強度要求=12mm =6mm 設作用于十字軸軸頸中點的力為F，則 ==851.984N 十字軸軸頸根部的彎曲應力σw和切應力τ應滿足 σw=≤[σw] τ=≤[τ] 式中，取十字軸軸頸直徑d1=6mm，十字軸油道孔直徑d2=3mm，合力F作 用線到軸頸根部的距離s=2.5mm，[σw]為彎曲應力的許用值，為250-350Mpa，[τ]為切應力的許用值，為80-120 Mpa ∴σw== =107Mpa<[σw] τ= = =40 Mpa<[τ] 故十字軸軸頸根部的彎曲應力和切應力滿足校核條件 十字軸效果圖如下 圖2-10 十字軸萬向節(jié) 十字軸滾針的接觸應力應滿足 σj=272≤[σj] 式中，取滾針直徑d0=2mm，滾針工作長度Lb=5mm，在合力F作用下一個滾針所受的最大載荷Fn= 即 =326.593N 當滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時，許用接觸應力[σj]為3000-3200 Mpa ∴σj=272= =1.97 Mpa<[σj] 故十字軸滾針軸承的接觸應力校核滿足 傳動軸強度校核 按扭轉(zhuǎn)強度條件 τT=T/WT≈≤[τT] 式中，τT為扭轉(zhuǎn)切應力，取軸的轉(zhuǎn)速n=100r/min，軸傳遞的功率P=0.085kw，Dc=12mm，dc=6mm分別為傳動軸的外內(nèi)直徑，根據(jù)機械設計表15-3得[τT]為25-45 Mpa 即=25 Mpa<[τT] 故傳動軸的強度符合要求 傳動軸轉(zhuǎn)速校核及安全系數(shù) 傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速為 nk=1.2×108 式中，取傳動軸的支承長度Lc=400mm, dc=6mm, Dc=12mm分別為傳動軸軸管的內(nèi)外直徑, nmax=100 r/min ∴nk=1.2×108×=6495r/min 6495遠大于100所以軸管臨界轉(zhuǎn)速合格。 傳動軸軸管斷面尺寸除應滿足臨界轉(zhuǎn)速要求以外，還應保證有足夠的扭轉(zhuǎn)強度。 軸管的扭轉(zhuǎn)應力τc=≤[τc] 式中[τc]=300 Mpa ∴τc= =0.544 Mpa<[τc] ∴軸管的扭轉(zhuǎn)應力校核符合要求. 對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉(zhuǎn)應力τh，許用應力一般按安全系數(shù)2-3確定 τh = 式中,取花鍵軸的花鍵內(nèi)徑dh=18mm，外徑Dh=22mm, ∴τh ==11.77 Mpa 傳動軸花鍵的齒側(cè)擠壓應力σy應滿足 σy=T1K’/Lhn0≤[σy] 式中,取花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)K’=1.35,花鍵的有效工作長度Lh=40mm，花鍵齒數(shù)n0=6當花鍵的齒面硬度大于35HRC時：許用擠壓應力[σy]=25-50 Mpa ∴σy= =31.89Mpa <[σy] ∴傳動軸花鍵的齒側(cè)擠壓應力σy滿足要求 傳動軸華健效果圖如下 圖2-11 傳動軸花鍵 傳動軸最終效果圖如下 圖2-12 傳動軸整體圖 3. 對自行車局部的改造 3.1 對車架改造 以現(xiàn)有的自行車架為基礎對其進行改造以適應對傳動軸齒輪箱體的合理布局能夠使傳動軸和自行車架結(jié)合到一體 圖3-1 改造后的車架 對1處采用圖示的改造，使該處能夠與齒輪箱相連接，對2處的改造如上圖所示，此處的改造是提高原本在底處的車架，為了減少對傳動軸的干擾。 3.2對棘輪的改造 圖3-2 改造后的棘輪機構(gòu) 把原有的最外圈和小鏈輪連接的棘輪機構(gòu)改造成如上圖所示的結(jié)構(gòu)，使其能夠與上圖所示的錐齒輪相配合到一起，實現(xiàn)傳動。 最終的自行車裝配圖如下 圖3-3總體裝配圖 4. 對齒輪箱結(jié)構(gòu)尺寸的設計 機體的結(jié)構(gòu)尺寸 機座壁厚= 取機座壁厚為8 機蓋壁厚 取機蓋壁厚為8 機座凸緣厚度b=1.5=12 機蓋凸緣厚度=1.5=12 與車架連接螺栓直徑= 取=12 軸承旁連接螺栓直徑=9 機蓋與機座連接螺栓直徑（0.5~0.6）=6 軸承端蓋螺釘直徑=（0.4~0.5）=4.8 取=5 潤滑與密封 由于齒輪速度較低選用脂潤滑齒輪選用7407號齒輪潤滑脂，軸承的潤滑采用滾珠軸承潤滑脂，采用氈圈密封。 5總結(jié) 經(jīng)歷了四年的學習，畢業(yè)設計終于告一段落。這也是在以前學習中一直沒有遇到過的，這次畢業(yè)設計讓我深深體會到了機械設計的嚴謹，復雜，系統(tǒng)性的設計一個傳動軸自行車完全不像以往設計一個零件那么簡單，其中一個小錯誤都有可能導致最后傳動軸自行車的設計錯誤。最終實現(xiàn)對傳動軸自行車的設計，本設計的有點改觀了自行車傳動方式，傳動軸自行車能夠更高效率的傳動人的動力，改變了因為鏈傳動所帶來的一些缺點，比如鏈傳動所帶來的對褲子的咬合，有鏈傳動多邊形效應帶來的震動和噪音，這種方式的自行車如果在市場推出肯定有不錯的市場一是這種傳動的新穎，最主要還是傳動的效率高在同等條件下的鏈傳動自行車相比較會感覺更省力，通過對自行車的三維建模使我更熟練的掌握使用solidworks和CAD，最后感謝指導老師的辛勤指導使我少走彎路更好的完成我的畢業(yè)設計。 致 謝 首先，我要感謝我的指導老師李宜峰老師，他嚴謹細致、一絲不茍的作風一直是我工作、學習中的榜樣，給了起到了指明燈的作用；他們循循善誘的教導和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪，讓我很快就感受到了設計的快樂并融入其中。其次我要感謝同組同學對我的幫助和指點，沒有他們的幫助和提供資料，沒有他們的鼓勵和加油，這次畢業(yè)設計就不會如此的順利進行。 此次畢業(yè)設計歷時三個月，是我大學學習中遇到過的時段最長、涉及內(nèi)容最廣、工作量最大的一次設計。用老師的一句話概括就是這次畢業(yè)設計相當如是把以前的小課程設計綜合在一起的過程，只要把握住每個小課設的精華、環(huán)環(huán)緊扣、增強邏輯，那么這次的任務也就不難了。我此次的任務是做一個項目的招標文件。雖說老師說的話讓此次的畢業(yè)設計看起來不是那么的可怕，但是當我真的開始著手時，還的確是困難重重。 俗話說的好，“磨刀不誤砍柴工”，當每次遇到不懂得問題時，我都會第一時間記在本子上面，然后等答疑的時候問兩位老師，老師對于我提出來的問題都一一解答，從來都不會因為我的問題稍過簡單加以責備，而是一再的告誡我做設計該注意的地方，從課題的選擇到項目的最終完成，老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持，他們真正起到了“傳道授業(yè)解惑疑”的作用，讓人油然而生的敬佩。除此之外，我們組和老師還有另外兩個交流途徑：打電話和上網(wǎng)，為此老師還特意建立一個群，以便大家第一時間接收到畢業(yè)設計的最新消息和資料，每次大家都在群不亦樂乎的討論著畢業(yè)設計的事情。多少個日日夜夜，兩位老師不僅在學業(yè)上給我以精心指導，同時還在思想、生活上給我以無微不至的關(guān)懷，除了敬佩老師們的專業(yè)水平外，他們的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。在此謹向xx老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。 在論文即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長、同學、朋友給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意! 最后我還要感謝機電學院和我的母校塔里木大學四年來對我的栽培。 參考文獻 [1]孟憲源,姜琪.機構(gòu)構(gòu)型與應用[M].機械工業(yè)出版社,1966. 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