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1、 淮北職業(yè)技術學院 淮北職業(yè)技術學院 畢 業(yè) 設 計 (論 文) 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 學生姓名 學 號 課 題 汽車主減速器總成檢測機結構設計 和控制電路設計

2、 指導教師 胡 冬 青 2008 年 5 月 5 日 摘要 汽車主減速器是汽車總成的一個重要部件，其性能對整車質量有著直接影響，在生產線上通過試驗臺對主減速器進行全方位的檢測能夠有效地保證產品質量。本文介紹了汽車主減試驗臺的機械結構設計及技術實現。系統可以實現對三種主減速器的綜合性能檢測,并能根據預先設定的技術參數進行產品性能評判。本試驗臺整體結構由工作機構、翻轉機構、傳動機構和支撐機構四部分組成。文中詳細闡述了試驗臺的各零部件的設計及必要的計算過程，還敘述了對伺服電機、減速機、扭

3、矩傳感器、線性滑軌等外購件的選型過程。最終，完成了試驗臺的設計要求，給出了所設計的試驗臺的主要技術指標。 關鍵詞:主減速器 試驗臺 機械結構 Abstract The final drive is an important part in the automobile， its performance has the direct influence to the entire vehicle quality, carries on the omni-directional examination on the production line

4、through the experimental system of final drive to be able effectively to guarantee the product quality. This article introduced the mechanism design and the technical realization of experimental system of final drive. The system may realize to three types of final drive overall performance examinati

5、ons, and evaluate the production performance according to the technique parameters beforehand. The integrated structure of test stand consists of four components，namely：working mechanism，overturn mechanism，drive mechanism and supporting mechanism．The paper states the design and calculation of parts

6、and components for test stand in detail．Also it introduce the process of purchased components selection．It includes servo electromotor，speed reducer，torque and rotational speed sensor，linear guidway and etc．Finally，it accomplish the design requirement and give out the technical specifications of the

7、 test stand． Keywords: final drive experimental system mechanism structure 目 錄 目 錄 4 1 引言 5 1.1 主減速器簡介 5 1.2 主減速器結構及其分類 6 1.3 汽車檢測技術的國內外發(fā)展現狀 8 1.4研究主減實驗臺的作用和意義 10 2總體方案設計 11 2.1常見實驗臺檢測方案概述 11 2.2 總體設計思路 11 3 主減速器實驗臺的機械結構設計 12 3.1實驗臺整體結構設計 12 3.2工作機構的設計 13 3.

8、2.1伺服系統 13 3.2.2減速器的設計 14 3.2.2.1行星齒輪傳動基本尺寸計算 15 3.2.2.2行星齒輪傳動受力分析 20 3.2.2.3行星齒輪傳動強度校核 23 3.2.3扭矩傳感器 32 3.2.4花鍵軸的設計 33 3.3傳動提升機構的設計 34 3.3.1直線滑軌 34 3.3.2氣缸 35 3.3.3鏈輪組件 36 3.4支撐機構的設計 37 4試驗臺使用說明 37 4.1試驗臺檢測原理 37 4.2實驗臺的主要技術指標 38 總結 39 謝辭 40 參考文獻 41 附錄一 科技文獻翻譯 42  1 引言 1.1 主

9、減速器簡介 主減速器主要由主減速器齒輪和差速器構成，結構圖如圖1.1所示，主減速器齒輪采用一對雙曲面齒輪傳動，以改變傳動軸線方向，降低轉速并增大扭矩。差速器使左右輪差速，由圖中的的行星直齒錐齒輪系實現。 1.1 主減速器結構圖 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件。對發(fā)動機縱置的汽車來說，主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。 汽車正常行駛時，發(fā)動機的轉速通常在2000至3000r/min左右，如果將這么高的轉速只靠變速箱來降低下來，那么變速箱內齒輪副的傳動比則需很大，而齒輪副的傳動比越大，兩齒輪的半徑比也越大，換句話說，也就是變速箱的尺寸會越大。另外，轉速下降，而扭矩

10、必然增加，也就加大了變速箱與變速箱后一級傳動機構的傳動負荷。所以，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器，可使主減速器前面的傳動部件如變速箱、分動器、萬向傳動裝置等傳遞的扭矩減小，也可使變速箱的尺寸質量減小，操縱省力。由此可見主減速器在整個汽車傳動系中扮演了非常重要的角色。 如圖1.2所示，現代汽車的主減速器，廣泛采用螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。雙曲面齒輪工作時，齒面間的壓力和滑動較大，齒面油膜易被破壞，必須采用雙曲面 圖1.2 主減速器外形圖 齒輪油潤滑，絕不允許用普通齒輪油代替，否則將使齒面迅速擦傷和磨損，大大降低使用壽命。 1.2 主減速器的結構及其分類 1.2.1

11、主減速器的分類 主減速器按不同的使用要求，其結構形式也各不相同。 按參加減速傳動的齒輪副數目分：有單級式主減速器和雙級式主減速器。在雙級式主減速器中，若第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱為輪邊減速器。 按主減速器主傳動比擋數分：有單速式和雙速式。前者的傳動比是固定的，后者有兩個傳動比可以選擇，來適應不同的行駛條件。 按齒輪副結構形式分：有圓柱齒輪式(又分為軸線固定式和軸線旋轉式即行星齒輪式)、圓錐齒輪式和準雙曲面齒輪式。 1.2.2 主減速器的結構 現在以單級主減速器為例，來說明主減速器的構造。圖1.3所示的是單級主減速器總成的結構圖。其主要靠一

12、對錐齒輪傳遞扭矩，具有結構簡單、傳動效率高、體積小、重量輕等優(yōu)點，現今的汽車的驅動橋大多采用了此種結構。 主動齒輪軸16采用跨置式結構，用兩個單列圓錐滾子軸承2、4和一個圓柱滾子軸承6，分別支承在軸承座3和減速器殼7內。從動錐齒輪12以內孔定心用螺栓11與差速器左半殼9連成一體。差速器左、右半殼用螺栓緊固在一起，其兩端用兩個圓錐滾子軸承8支承在減速器殼的瓦蓋式軸承座中，軸承外側擋有調整螺母10、14。整個單級主減速器總成的工作情況是：從傳動軸傳來的動力由叉形凸緣1經花鍵傳遞給主動齒輪軸、從動錐齒輪，經過降速增扭、變向后，通過螺栓傳給差速器殼，再由差速器傳給兩側的半軸，從而驅動車輪行駛。

13、 圖1.3 單級主減速器總成結構 1.叉形凸緣 2.單列圓錐磙子軸承 3.軸承座4.單列圓錐滾子軸承 5.支承螺栓 6.圓柱滾子軸承7.減速器殼 8.圓錐滾子軸承 9.差速器左半殼 10.調整螺母(左) 11.螺栓 12.從動錐齒輪13.差速器右半殼 14調整螺母(右) 15調整墊片 16.主動齒輪軸 1.3 汽車檢測技術的國內外發(fā)展現狀 汽車制造技術包含了從原材料進廠開始到汽車整車出廠為止的整個過程。因此，汽車制造檢測技術的涉及的面很寬，范圍也很廣。它的分類方法和要求也各不相同。按被檢參數的屬性分可以分為:物理化學性質的檢測、幾何量的檢測、性能參數

14、的檢測。汽車檢測參數是反映汽車技術狀況直接或間接的參數。檢測參數可以是上述任何參數。 檢測參數可以是穩(wěn)定的值，也可以是動態(tài)信號，為提高檢測精度，應根據不同的對象選擇相應的檢測參數。在選擇檢測參數時應根據參數的敏感性、單調性、穩(wěn)定性和信息性的原則。除了這些原則外，測量的方便性和經濟性也是必須考慮的。 汽車檢測技術是汽車技術的發(fā)展而發(fā)展的，在汽車發(fā)展的早期，人們主要通過有經驗的維修人員發(fā)現汽車的故障并作有針對性的修理。既過去人們常講的“望”(眼看)、“聞”(耳聽)、“切”(手摸)方式。隨著現代科學技術的進步，特別是計算機技術的進步，汽車檢測技術也飛速發(fā)展。目前人們己能依靠各種儀器設備，對汽車進

15、行檢測，而且安全、迅速、準確。 根據以上所述，檢驗汽車技術狀況的方法分三種: 1、人工憑經驗診斷法:這種方法具有不需要專門儀器或設備，投資少等優(yōu)點。缺點是診斷速度慢、準確性差，不能進行定量分析，且需要較高的技術水平。人工憑經驗診斷法多使用于中小維修企業(yè)和汽車隊的故障診斷。雖然該法缺點較多，但在相當長的時期內仍有其獨特的使用價值。 2、儀器設備檢測法:這種方法是在人工憑經驗診斷法基礎上發(fā)展起來的現代檢驗方法。該法可在汽車不解體情況下，借助簡單工具，用儀器或設備檢測汽車性能和故障的參數，曲線或波形，甚至能自動分析，判斷汽車的技術狀況。其優(yōu)點是檢測速度快，準確性高，能定量分析和

16、易掌握等。缺點是需要的儀器和設備多，操作人員多，占用廠房大，因而投資也大。儀器設備檢測法多適用于大型維修企業(yè)和汽車檢測站，它是現代汽車檢測技術的發(fā)展方向。 3、系統檢測方法:這是要計算機輔助檢測基礎上的多功能自動化檢測方法。在檢測系統早采用先進的計算機，傳感器及電子設備，能同時獲得多個檢測參數和進行多項測試功能。實現了狀態(tài)信號采集，特征提取，狀態(tài)識別的自動化，并能以顯示，打印，繪圖等多種方式自動輸出檢測分析結果。檢測精確，可靠，效率高，己有一大批先進的自動檢測系統投入使用。 國外汽車檢測設備發(fā)展較快，特別是工業(yè)發(fā)達國家、隨著其汽車的發(fā)展速度和汽車保有量的迅猛增長、推動了汽車檢測設備的發(fā)展進

17、程;如今國外汽車檢測維修設備己普遍應用高新技術，是機電一體化、智能化的綜合體，產品質量高、工藝性好、使用方便可靠。如日本、美國、意大利等國家汽車檢測診斷設備的種類、制造工藝、產品水平均處于世界領先地位，其產品己形成系列化、標準化和規(guī)范化。 由于汽車工業(yè)的總體水平相對于工業(yè)發(fā)達國家落后，我國的汽車檢測技術及裝備水平同樣處于較為落后的地位。大部分生產廠家及汽車維修站的汽車性能及故障檢測仍然停留在 “手摸、眼看、耳聽”及簡單道路測試的原始水平。我國從 80年代起從日本和歐洲 (主要是日本)引進 (改造)了一些檢測技術設備，這些設備除部分采用自動控制外大多采用單機人工操作，存在著自動化程度低，檢測項

18、目單一，檢測精度及可靠性差，效率不高等缺點，如今已大大落后于世界先進水平，難以滿足汽車生產及維修的需要。隨著民族汽車工業(yè)的發(fā)展，對先進汽車產品檢測技術及設備的需求越來越迫切。在積極引進、消化吸收國外先進檢測設備的同時，也必須提高同類設備的自主設計開發(fā)水平，努力研制適合我國國情的先進檢測設備，為保障汽車產品的高質量，加強產品的競爭力，促進我國汽車工業(yè)的發(fā)展提供必要條件。檢測設備的研制生產得到了快速發(fā)展，縮小了與先進國家的差距。如今汽車檢測中通用的制動試驗臺、側滑試驗臺和底盤測功機等，國內己自給有余，而且結構形式多樣。我們雖然已經取得了很大的進步，但與世界先進水平相比，還有一定距離。我國汽車檢測技

19、術要趕超世界先進水平，應該從汽車檢測技術基礎、汽車檢測設備智能化和汽車檢測管理網絡化等方面進行研究和發(fā)展。 自20世紀 60年代后期，由于政府部門的重視，我國開始研制一些結構簡單的維修設備，但由于種種原因，檢測技術一直發(fā)展緩慢。到了20世紀70年代，特別是20世紀 80年代以后，隨著汽車數量的迅速增長，特別是隨著汽車制造業(yè)和公路交通運輸業(yè)的發(fā)展，我國的機動車保有量迅速增加。從近幾年在北京舉辦的中國國際汽車維修檢測設備及汽車用品展覽會上不難看出，目前我國汽車檢測維修設備行業(yè)的從業(yè)隊伍正在不斷發(fā)展壯大，檢測維修設備的檔次和技術含量越來越高，種類也日臻全面，逐步形成了類別和系列。 1.4 研

20、究主減試驗臺的作用和意義 在現代社會，汽車已經成為人們工作、生活中不可缺少的一種交通工具。汽車本身是一個復雜的系統，隨著行駛里程的增加和使用時間的延續(xù)，其技術狀況將不斷惡化。因此，一方面要不斷研制性能優(yōu)良的汽車，在車輛出廠前就做好把關技術;另一方面要借助維護和修理，恢復其技術狀況。 汽車生產過程的檢測技術，作為現代制造技術的重要組成部分，它是監(jiān)督控制生產過程和產品質量的眼睛和手段。一輛汽車有上千萬個品種、上萬個零部件組成。在大批量連續(xù)生產過程中，要保證整車的技術性能和使用要求，產品設計和工藝設計部門，要對每一種零部件，從原材料進廠、鑄鍛沖過程，機械加工和熱處理，直至總成和整車的裝配

21、試驗過程的各個生產環(huán)節(jié)，制訂出質量標準指標和工藝技術參數，并加以有效的控制。 生產過程的檢測技術，不但能夠準確地判斷這些質量性能指標和工藝技術參數，是否已經達到設計的要求，即產品是否合格。而且重要的是，通過對檢測數據的分析處理，能夠正確判斷這些性能指標和技術參數失控的狀況和產生的原因。這一方面可以通過檢測設備的信息反饋，對工藝設備及時地調整來消除失控現象；另一方面也為產品設計和工藝設計部門采取有效地改進措施消除失控現象，提供可靠的科學依據，從而達到保證產品質量和穩(wěn)定生產過程的目的。這就是通常所說的，檢測技術對產品質量和穩(wěn)定生產所起的 “能動的反作用”。 汽車主減速器是汽車總成的一個

22、重要部件，其性能對整車質量有著直接影響，在生產線上通過試驗臺對主減速器進行全方位的檢測能夠有效地保證產品質量。 2 總體方案設計 2.1 常見試驗臺檢測方案概述 汽車試驗臺常見的分類方法有多種:按測試原理不同，可分為反力式和慣性式兩類；按試驗臺支承車輪形式不同，可分為滾筒式和平板式兩種;按檢測參數不同，可分為測制動力式、測制動距離式和綜合式三類;按實驗臺的測量、指示裝置傳遞信號不同，可分為機械式、液壓力和電氣式三類；按實驗臺同時能測車軸數不同，可分為單軸式、雙軸式和多軸式三類。 在上述類型中，反力式滾筒制動試驗臺 (測制動力式

23、)和慣性式滾筒制動試驗臺 (測制動距離式)獲得了廣泛應用。其中，特別是單軸反力式滾筒制動試驗臺應用最為普遍，國外車輛檢測站所用制動檢驗設備多為這種型式。例如，蘇聯90%的制動檢驗設備為反力式滾筒制動試驗臺。在日本，反力式滾筒試驗臺是被運輸大臣批準的制動檢驗設備。 慣性式跑板制動試驗臺有一定應用，但不普遍。 多功能綜合試驗臺不僅能夠檢測車輛的制動性能，還能檢測加速性能、滑行性能、燃燒經濟性和車速表指示誤差等，有的甚至還能進行底盤測功等多項實驗。 2.2 總體設計思路 本次主減試驗臺結構設計將整個機械部分的設計分為了三個主要部分。分別是試驗臺支撐機構的設計，工作機構的設計，配重提升機構

24、的設計。 試驗臺整體支撐框架的設計需要滿足對整個工作機構、配重機構、夾具系統以及提供翻轉動力的電機的定位支撐。采用螺釘聯結的方式對需要放置在支撐機構上的零部件進行固定，同時應考慮其具有足夠的強度來支撐整個測試系統。 試驗臺工作機構的設計主要有三個要重點考慮的問題。首先要能夠傳送電機的動力，在電機啟動時由于試驗臺本身的阻力矩以及主減速器的阻力矩的存在，要求傳動系統要具有一定的降低轉速增大扭矩的功能。其次要保證在線檢測的關鍵零件扭矩傳感器接入整個系統，并且能夠平穩(wěn)的運行。最后還要實現動力輸出軸和主減速器輸入軸的柔性連接。 工作機構首先要具有減速增扭的裝置，這里采用一個二級行星齒輪減速器來實現

25、。動力從電動機的輸入軸傳送到減速器的輸出軸后直接將扭矩輸送到扭矩傳感器，在傳感器的另一端通過一個花鍵套再次將動力傳送給花鍵軸?；ㄦI套（帶有內花鍵）和外花鍵軸進行配合，由于設計外花鍵軸允許有一定的軸向位移，這種配合方式可以保證試驗臺可以對三種不同主減速器進行檢測。最后在傳動系統的末段，根據主減速器的輸入軸設計一個連接法蘭，保證傳動系統的動力能夠穩(wěn)定傳送到主減速器輸入軸。最后設計出工作機構整體支撐結構。 配種提升機構首先要有提供動作機構，在這里我選擇利用一個氣缸來提供動力，然后通過鏈輪組件將配重桿與氣缸頂升桿支架連接在一起，實現整體的移動。配重桿上裝有相應重量的配重塊。 3 主減速器

26、實驗臺的機械結構設計 3.1 實驗臺整體結構設計 實驗臺的整體結構包括支撐機構、翻轉機構、工作機構、傳動機構等。它的總體機構是立式，主要有扭矩傳感器、伺服電機、減速機、行星減速器、直線滑軌、鏈輪組件、氣缸、安裝板、配重機構等組成，其結構如圖3-1所示。 本次試驗臺的主體外形框架是通過利用幾塊鋼板（板厚16mm，材料為Q235）焊接而成?？蚣軓耐庑紊峡此品叫?，其結構如圖3-1所示。中間豎直支撐鋼板1上安裝兩個直線滑軌17，頂升桿安裝板4、伺服擰緊軸支撐機構6與導軌滑塊17通過螺釘連接在一起，與滑塊一起上下滑移實現擰緊軸與被測工件的連接與脫落。氣缸支架7通過螺釘聯接固定在中間豎直支撐鋼板1上

27、。 該實驗臺的翻轉機構安裝在中間豎直支撐安裝鋼板的上部，當工件被放置到工位定位夾緊之后，啟動電機將其翻轉180。為了避免翻轉后被測工件松動或因慣性不能及時停下，在中間豎直支撐板上還設置了調整定位機構。當工件翻轉180后，通過調整調整螺栓將其固定，之后才進行有關項目的測試。 該試驗臺的工作提升機構都是通過氣缸頂升桿的移動來實現的，在未進行檢測安裝之前，粗算出工作機構和其固定機構的重量以確定配重塊的重量和數目。工件定位之后，按下啟動按鈕，氣缸頂升桿開始移動，帶動伺服擰緊軸向上移動。當擰緊軸輸出端上的連接法蘭與主減速器輸入端剛接觸時，連接法蘭上的連接銷不可能一下就能和主減速器輸入端連接上，此時氣

28、缸頂升桿繼續(xù)上移，擰緊軸內的彈簧被壓縮。當彈簧被壓縮到一定程度時（預設彈簧壓縮量為15mm）,氣缸停止上移，此時啟動工作機構電機，伺服擰緊軸開始轉動，帶動連接法蘭一起轉動。開始轉速較小，當連接銷轉到主減速器輸入端的連接孔時由于彈簧的作用力使連接銷快速插入孔中實現兩者之間的聯接。此后調整轉速進行檢測。頂升桿的行程是通過調整螺釘來實現的。 圖3-1：實驗臺整體結構示意圖 1.豎直中間支撐鋼板 2.伺服電機 3.二級行星減速器 4.頂升桿安裝板 5.扭矩傳感器 6.伺服擰緊軸支撐機構 7.氣缸支架 8.調整螺栓 9.被測工件支撐板 10.氣缸 11.鏈輪組件 12.配重機構

29、13.水平接地支撐板 14.翻轉機構支撐座 15.減速器 16.減速器支承座 17.直線導軌 18.連輪組件支承座 19. 接近開關安裝座20.接近開關感應塊 21.感應塊安裝板 22.調整螺釘 3.2 工作機構的設計 3.2.1 伺服系統 伺服系統有交流伺服和直流伺服系統，交流伺服使用的是交流伺服電機，直流伺服使用的直流伺服電機。這兩種電機各有優(yōu)缺點：⑴直流伺服電機的機械特性是線性的，轉矩隨著轉速的增加而均勻下降。而交流伺服電機的機械特性是非線性的，且特性的斜率隨著控制電壓的不同而變化。⑵直流伺服電機由于需要電刷和換向器，因而帶來不少如結構制造工藝復雜、容易發(fā)生故障等嚴重缺陷；交

30、流伺服電機不需要電刷和換向器，因此結構簡單、運行可靠、沒有無線電干擾等優(yōu)點。 我們選用的是松下的伺服系統，型號是中容量小慣量的MSMA型，電機功率是2KW。其型號為MSMA202P1G,具體參數如表3.1。它具有高性能，高精度，高響應，耐環(huán)境性的全數字化伺服控制系統，可進行精確。它具有以下特點： a.在驅動器中，由于采用了高性能的CPU，所以大大提高了機器響應性，具有多功能，高性能； b.電機低速性能好，便于控制，可以準確控制其扭矩。頻繁起動性能好，適合大批量生產的要求。電機的整體全部密封設計，采用高熱傳導設計，澆鑄處理，達到緊湊外形設計和高散熱性，無須電扇散熱，從而延長馬達的壽命。高密

31、度線圈，使最大轉矩可達額定值的400%； c.采用高分辨率編碼器 (17bit)； d.由于防震控制的高適應性和機械共振濾波器的使用，自動協調性能提高使用更為方便； e.伺服驅動器安裝體積很小，使用方便,結構緊湊，同時，控制性能大大提高； f.不再出現象步進電機那樣的鋸齒和失速現象，穩(wěn)定的轉矩特性，平穩(wěn)的運行； g.具有時時自動調整的功能，使得操作方便； h.電機軸帶有絕對位置編碼器，可以進行絕對位置控制。 表3.1 松下伺服電機MSMA202P1G 額定功率 kW 額定轉速 r/min 額定扭矩 Nm 電機軸徑 mm 2 3000 6.36 19

32、 3.2.2 減速器的設計 在本次設計的試驗臺中，有兩處要用到減速器，一處是在翻轉機構中，一處工作機構中（擰緊軸）。在翻轉機構中我們選用的是臺灣聚盛減速機，該減速機具有如下特點： 小型輕量化： 重量：1.5～80kg 長度：90.5～250mm; 正整數比： 比數從3～1000比; 低背隙、全系列單段≤6弧分; 適用于各廠牌伺服、步進電機; 密封式設計: 不必換油，安裝方便; 高轉矩，低慣性矩 轉矩：4.3～114/42.5～1120kgf*m/Nm 低慣性矩：0.306～9.35kg*cm2 減速比：從3~1000 本次

33、設計中選用的型號為：VGM行星減速器MF120S,減速比為25。 在工作機構中所選用的是自己設計的二級行星齒輪減速器，其結構如圖3.2所示。 圖3.2：二級行星齒輪減速器結構示意圖 1.伺服電機連接法蘭 2.電機齒輪軸 3.高速級行星齒輪 4.太陽輪箱體 5.低速級行星齒輪 6.高速級行星輪架 7.低速級行星輪架 3.2.2.1 行星齒輪傳動基本尺寸計算 該二級行星齒輪減速器齒輪減速機構傳動簡圖如圖3.3所示。 圖3-3減速器傳動結構示意簡圖 齒數選擇 查機《械傳動設計手冊》得，由于齒輪齒面是硬齒面，所以。根據行星齒輪傳動所滿足的裝配條

34、件、同心條件和鄰接條件，初選第一級小齒輪的齒數為，內齒輪齒數為，行星輪齒數。第二級小齒輪的齒數為，內齒輪齒數為，行星輪齒數。 輸出轉速： = 減速器總傳動比為： 由于第一級和第二級共用一個太陽箱體，其參數需綜合考慮。并且第二級相比第一級受到的扭矩較大。其模數初步計算如下： 初步計算齒輪的主要參數 按彎曲強度的初算公式計算齒輪的模數m 齒輪材料和熱處理的選擇：中心小齒輪和內齒輪材料均為40Cr，調質、齒部高頻淬火，齒面硬度為48-52HRC，據《行星齒輪傳動設計》第六章圖6-14和圖6-29，取和，中心小齒輪和內齒輪的加工精度7級；行星輪采用40Cr，調質、齒部高頻淬火，齒面硬度

35、為48-52HRC。據圖6-14和圖6-29，取和，行星輪的加工精度7級。 按彎曲強度的初算公式計算齒輪的模數為: 確定公式內各計算數值 現已知，。 小齒輪的名義轉矩=29.4Nm ——算式系數，對于直齒輪傳動=12.1；由表6-5查取綜合系數，取=1.8；按表6-6查取使用系數=1.6；取接觸強度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數=1.2，由公式（7-12）可得=1+1.5（-1）=1+1.5（1.2-1）=1.3；由圖6-22查得齒形系數=2.66取齒寬系數=1.3。則得齒輪模數為 mm 取齒輪模數=2。 嚙合參數計算 采用角度變位齒輪傳動，模數m=2,齒頂高系數，頂

36、隙系數，壓力角。根據《機械設計手冊》圖13-1-4得：齒輪外嚙合系=31時，=0.555，取=0.29 則-=0.265。 外嚙合齒輪嚙合角： inv==0.028 =22.58 則：實際中心距 31.6 中心距變動系數 齒頂高變動系數 基本尺寸計算： 分度圓直徑： mm mm 節(jié)圓直徑： 齒頂高： mm mm 齒根高： mm mm 齒頂圓直徑： mm mm 齒根圓直徑： mm mm 齒頂圓壓力角： 、輪傳動的重合度為： ）]

37、 = )]=1.264 經綜合考慮，第一級齒輪傳動中模數同樣取為2mm，第一級齒輪參數計算如下： 采用角度變位齒輪傳動，模數m=2,齒頂高系數，頂隙系數，壓力角。根據《機械設計手冊》圖13-1-4得：齒輪外嚙合系=30時，=0.265，取=0.265 則-=0。 外嚙合齒輪嚙合角： inv==0.0214 =22.5 則：實際中心距 30.5 中心距變動系數 齒頂高變動系數 基本尺寸計算： 分度圓直徑： mm mm 節(jié)圓直徑： 齒頂高： mm mm 齒根高：

38、 mm mm 齒頂圓直徑： mm mm 齒根圓直徑： mm mm 齒頂圓壓力角： 、輪傳動的重合度為： ）] = )]=1.37 傳動效率的計算 傳動效率可按公式進行近似計算，取，已知，，由可得 則第一級行星齒輪傳動效率 第二級行星齒輪傳動效率 3.2.2.2 行星齒輪傳動受力分析 為了對行星齒輪傳動中的齒輪、軸和軸承等零件進行強度計算，便需要分析行星齒輪傳動中構件的受力情況。行星齒輪傳動的主要受力構件有中心輪、行星輪、轉臂、內齒輪和行星齒輪軸及軸承等。在進行受力分析時，首先假設行星齒輪傳動為等速旋轉，多個行星輪受載均勻，且不考慮摩擦

39、力和構件自重的影響。因此，在輸入轉矩的作用下各構件處于平衡狀態(tài)，構件間的作用力等于反作用力。在此平衡狀態(tài)下，分析和計算各構件上所受的力和力矩。 為了計算輪齒上的作用力，首先需要求得行星齒輪傳動中輸入件所傳遞的額定轉矩。在已知原動機（電動機等）的名義功率P和同步轉速n的條件下，其輸入件所傳遞的轉矩可按下式計算，即 在行星齒輪傳動中，該輸入轉矩通常應取決于工作機所需的額定轉矩（或額定功率）。當工作機在變負荷下工作時，該額定轉矩是指在較繁重的連續(xù)的正常工作條件下使用的轉矩（或功率）。 在行星齒輪傳動中，一個嚙合齒輪副的受力分析與計算與普通定軸齒輪是相同的。對于直齒園柱齒輪傳動，由于輪齒的螺

40、旋角，法向壓力角，故其軸向力，則可得 切向力 在行星齒輪傳動中，由于其行星輪的數目通常都大于1，即，其均勻對稱地分布于中心輪之間；所以，在2Z-X型行星傳動中，各基本構件（中心輪a、b和轉臂x）對傳動主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。因此，為了簡便起見，本設計在行星齒輪傳動受力分析之中不考慮各構件的徑向力的影響。 在2Z-X型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構件上所受的作用力和轉矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力F，如圖所示。由于在輸入件中心輪a上受有個行星輪c同時施加的作用力和輸入轉矩的作用。當行星輪的數目時，各個行星輪上的載荷均勻（或采用

41、載荷分配不均勻系數進行補償），因此，只需分析和計算其中的一套即可。 依據《行星齒輪傳動設計》第六章第一節(jié)中的公式，現對各級傳動的受力情況計算如下。 行星齒輪受力如下圖所示 圖3.4 行星齒輪受力分析圖 第一級行星齒輪傳動受力分析 輸入件中心輪在每一套（即在每個功率分流上）所承受的輸入轉矩為 Nm 式中 ——中心輪所傳遞的轉矩，Nm； ——行星輪數目。 行星輪作用于中心輪的切向力為 （N） 中心輪作用于行星輪的切向力為 （N） 內齒輪作用于行星輪的切向力為 （N） 轉臂作用于行星輪的切向力為 （N） 在轉臂上所受的切向力為 （N） 在轉臂

42、上所受的力矩為 Nm 在內齒輪上所受的切向力為 （N） 在內齒輪上所受的力矩為 Nm 第二級行星齒輪傳動受力分析 輸入件中心輪在每一套（即在每個功率分流上）所承受的輸入轉矩為 Nm 式中 ——中心輪所傳遞的轉矩，Nm； ——行星輪數目。 行星輪作用于中心輪的切向力為 （N） 中心輪作用于行星輪的切向力為 （N） 內齒輪作用于行星輪的切向力為 （N） 轉臂作用于行星輪的切向力為 （N） 在轉臂上所受的切向力為 （N） 在轉臂上所受的力矩為 Nm 在內齒輪上所受的切向力為 （N） 在內齒輪上所受的力矩為 Nm 3.2

43、.2.3行星齒輪傳動強度校核 由于該類型行星傳動工作時具有短期間斷的工作特點，且具有結構緊湊、外廓尺寸較小和傳動比大的特點。針對其工作特點，只需按其齒根彎曲應力的強度條件公式進行校核計算，即 首先按公式（6-69）計算齒輪的齒根應力，即 其中，齒根應力的基本值可按公式（6-70）計算，即 許用齒根應力可按公式（6-70）計算，即 現將該行星傳動按高速級與低速級分別驗算如下: 高速級-齒輪副 A. 名義切向力 中心輪的切向力=可按公式（6-31）計算；已知19

44、.1Nm，和26mm。則得 N B. 有關系數。 a. 使用系數 使用系數按中等沖擊查表6-7得=1.6。 b. 動載使用系數。 先按公式（6-57）計算輪相對于轉臂H的速度，即 = 其中 ===1083 r/min 所以 ==5.33 已知中心輪和行星輪的精度為7級，即精度等級C=7；再按公式（6-58）計算動載系數，即 式中B=0.25（C-5）=0.25(7-5) =0.40 A=50+56（1-B）=50+56（1-0.4）=84 則得 1.08 中心輪和行星輪的動載系數=1.08 c. 齒向載荷分布系

45、數。 齒向分布系數可按公式（6-60）計算，即 由圖6-7（b）得 由圖6-8得，代入上式，則得 d. 齒間載荷分布系數。 齒間載荷分布系數由表6-9可查得 =1.1 e. 行星齒間載荷分布系數。 行星輪間載荷分布系數按公式（7-12）計算，即 已取=1.2，則得 f. 齒形系數。 齒形系數由圖6-24查得 =2.6 =2.45 g. 應力修正系數。 應力修正系數由圖6-24查得 h. 重合度系數。 重合度系數可按公式（6-75）計算，即 i. 螺旋角系數。 螺旋角系數由圖6-25得 =1 取齒寬b=20

46、mm。 C. 計算齒根彎曲應力。 按公式（6-69）計算齒根彎曲應力，即 =N/mm N/mm 取彎曲應力=110 N/mm。 D. 計算許用齒根應力，即 已知齒根彎曲疲勞極限N/mm。 由表6-11查得最小安全系數。 式中各系數取值如下。 應力系數，按所給定的區(qū)域圖取時，取=2。 壽命系數按表6-16中的（4）式計算，即 式中應力循環(huán)次數按表6-13中的相應公式計算，且可按每年工作300天，每天工作16h，即 =60（5000-1083）330016=3.3810 則得 齒根圓角敏感系數按圖6-33查得=1。

47、 相對齒根表面狀況系數按表6-18中對應公式計算，即 取齒根表面微觀不平度，代入上式得 尺寸系數按表6-17中對應的公式計算，即 代入公式（6-71）可得許用齒根應力為 N/mm 因齒根應力=110 N/mm小于許用應力=433 N/mm，即<。所以- 齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 -齒輪副 在內嚙合齒輪副-中只需要校核內齒輪的齒根彎曲強度。 A. 名義切向力。 行星輪的切向力 N。 B. 有關系數。 a.使用系數 使用系數按中等沖擊查表6-7得=1.6。 b. 動載使用系數。 先按公式（6-57）計算行星輪相對于轉臂H的速度，即

48、 = 其中 ===-1911 r/min 所以 ==5.24 已知內齒輪和行星輪的精度為7級，即7；再按公精度等級C=式（6-58）計算動載系數，即 式中B=0.25（C-5）=0.25(7-5) =0.40 A=50+56（1-B）=50+56（1-0.4）=84 則得 1.08 內齒輪和行星輪的動載系數=1.08 c. 齒向載荷分布系數。 齒向分布系數可按公式（6-60）計算，即 由圖6-7（b）得 由圖6-8得，代入上式，則得 d. 齒間載荷分布系數。 齒間載荷分布系數由表6

49、-9可查得 =1.1 e. 行星齒間載荷分布系數。 行星輪間載荷分布系數按公式（7-12）計算，即 已取=1，則得 f. 齒形系數。 齒形系數由圖6-24查得 =2.66 =2.21 g. 應力修正系數。 應力修正系數由圖6-24查得 h．重合度系數。 重合度系數可按公式（6-75）計算，即 i. 螺旋角系數。 螺旋角系數由圖6-25得 =1 取齒寬b=20mm。 C. 算齒根彎曲應力。 按公式（6-69）計算齒根彎曲應力，即 ==71N/mm 取彎曲應力=100 N/mm。 D. 計算許用齒根應力，即

50、 已知齒根彎曲疲勞極限N/mm。 由表6-11查得最小安全系數。 式中各系數取值如下。 應力系數，按所給定的區(qū)域圖取時，取=2。 壽命系數按表6-16中的（4）式計算，即 式中應力循環(huán)次數按表6-13中的相應公式計算，且可按每年工作300天，每天工作16h，即 =60（-1911-1083）3 300 16=2.5910 則得 0.99 齒根圓角敏感系數按圖6-33查得=1。 相對齒根表面狀況系數按表6-18中對應公式計算，即 取齒根表面微觀不平度，代入上

51、式得 尺寸系數按表6-17中對應的公式計算，即 代入公式（6-71）可得許用齒根應力為 N/mm 因齒根應力=75N/mm小于許用應力=440 N/mm，即<。所以，-齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 銷軸的強度驗算 在實際運動過程中，并不能三個行星輪都能同時的均勻受力，且銷軸受到剪切和擠壓的雙重作用，容易產生失效，所以需要進行強度的驗算剪切應力為，擠壓應力為。據材料的許用剪切應力在載荷穩(wěn)定時，可取，；載荷變化時，；此處取，，由銷軸的材料為40Cr調質淬火MPa，則得Mpa，Mpa。 分析銷軸所受

52、的作用力可知，作用在銷軸上的力即為轉臂H上的切向力。（N）。由于每級擁有三個行星輪，在實際情況下，每一瞬間并不是三個同時受力，現依據在每個瞬間有兩個行星輪同時受力，即每個銷軸上所受的力=163.5 N 每個銷軸上的剪切應力為 Mpa

53、 齒向載荷分布系數=1.38 齒間載荷分布系數=1.1 行星齒間載荷分布系數=1.3 齒形系數: 應力修正系數: 重合度系數=0.77 螺旋角系數=1 取齒寬b=31mm。 齒根彎曲應力 N/mm =105.6 N/mm 取=110 N/mm 計算許用齒根應力： 最小安全系數 應力系數=2 壽命系數=0.9 齒根圓角敏感系數=1 相對齒根表面狀況系數0.98 尺寸系數=1.03 許用齒根應力=428 N/mm 銷軸的強度驗算： 每個銷軸上的剪切應力為 Mpa

54、 3.2.3扭矩傳感器 扭矩傳感器主要由扭力軸、磁檢測器、轉筒及殼體等四部分組成。將傳感器的兩個電壓訊號輸入TR-1轉矩轉速功率測量儀，經過儀表將電壓訊號進行放大、整形、檢相、變換成計數脈沖，然后計數和顯示，便可直接讀出扭矩和轉速的測量結果。本試驗臺采用北京三晶創(chuàng)業(yè)科技集團有限公司生產的轉矩轉速傳感器，其具有精度高、穩(wěn)定性能好、較強的抗干擾能力和輸出電路保護等特點。 轉矩量程的計算如下：M=6.36* 18=114.48 Nm 根據廠家的說明，實際選用的扭矩傳感器的轉矩量程應為計算所得數據的2-3倍，故選擇的轉矩轉速傳感器型號JN338A-500，具體的參數如表3.

55、2所示。 3.2 扭矩傳感器 主軸直徑 mm 量程 Nm 最高轉速 r/min 轉矩準確度 過載能力 重復性 滯后 線性 38 500 8500 ≤0.2% FS 150% FS ≤0.1%FS ≤0.1%FS ≤0.1%FS 3.2.4花鍵軸的設計 花鍵軸是連接主減速器和扭矩傳感器的一個主要過渡零件?；ㄦI軸通過一個花鍵套與扭矩傳感器連接在一起，花鍵軸的輸出端通過利用一個法蘭將其與主減速器連接起來，針對不同型號的主減速器分別制有不同的連接法蘭。現確定花鍵軸的最小直徑： 按軸的扭矩強度條件計算來確定軸的最小直徑，計算式為

56、 (4-1) 式中： ——扭轉切應力，單位為Mpa； ——軸所受的扭矩,單位為Nmm； 　　　 ——軸的抗扭截面系數，單位為mm； ——軸的轉速，單位為r/min； ——軸傳遞的功率，單位為kW； ——計算截面處軸的直徑，單位為mm； ——許用扭轉切應力，單位為Mpa，由《機械設計》表15-3值為35~ 55Mpa，取值為45Mpa。 由式(4-1)得 即 mm 故在設計過程中軸的最

57、小直徑必須大于或等于24mm. 3.3 傳動提升機構的設計 3.3.1直線滑軌 為了減少工作機構移動過程中因摩擦而產生的過大反作用力，考慮用線性滑軌來作為支撐工作機構移動的傳動支撐部件。直線導軌是連接工作機構配重提升機構的最主要的部件，它與中間豎直鋼板是通過螺釘聯接在一起，這樣可提高工作機構傳動的平穩(wěn)性，直線滑軌的一些參數如下圖。 圖3.6 直線滑軌技術參數簡圖 本次設計設計選用的直線滑軌型號為BRH 30AL2L1335NZ2,數量為兩個，其型號代表意義為：滑座形式為高組裝、尺寸編號為30、法蘭型式為加長式有法蘭螺紋型、單根滑軌滑塊數2、滑軌長度為1335mm、普通級、中預壓。

58、 3.3.2氣缸 氣缸是實現工作機構移動的主要部件之一，氣缸通過氣缸支架固定在中間豎直鋼板上，氣缸頂桿安裝有自對中活塞桿連接件，以防止在安裝過程中活塞桿與氣缸體不在一條直線上。本次設計中選用的氣缸型號為Festo 氣缸DNC80-400-PPV,其缸體直徑為80mm行程為400mm，自對中活塞桿連接件型號為Festo FK-M201.5,其活塞桿(提升桿)直徑為20mm.現對活塞桿上作用的力計算如下： 推力： 拉力： 其中 D-氣缸內徑 P-氣缸工作壓力，一般情況下P為0.4~0.6M。現取0.5 M則： 推力：==2512 N

59、 拉力：==2355 N 雙作用氣缸工作原理簡圖如下： 圖3.7 氣缸工作原理簡圖 3.3.3鏈輪組件 鏈輪組件是連接配重桿與氣缸之間相對運動的主要部件，通過它的過渡將配重桿上配重塊的重量傳遞給頂升氣缸安裝板實現頂升氣缸的上升，從而帶動工作機構的移動.其結構如圖。支架材料為焊件Q235，軸為45鋼，套為Q235.鏈輪傳動采用滾子鏈，其標記為:10A-1145 GB1243.1-83. 其選擇標準依照鏈輪組件。 圖3.8 :鏈輪組件結構簡圖 1.支架 2.軸 3.套

60、 3.4 支撐機構的設計 實驗臺的主體支撐結構是一個焊接組件。主題支撐板是中間的一塊豎直支撐鋼板，鋼板材料為Q235（所有焊接件均是），規(guī)格為blh=720mm1800mm16mm,鋼板中開了一個方形孔以供頂升氣缸支架的上下移動，距鋼板中間210mm分別攻有兩排M10的螺紋通孔以供安裝兩個直線導軌。擰緊軸固定支架也是通過三塊鋼板焊接而成，豎直板上攻有20個M10的螺紋通孔，其中16個是與配合，其他四個是與提升氣缸桿支架配合的，該鋼板規(guī)格為blh=580mmmm64016mm。兩塊水平鋼板規(guī)格為blh=360mm520mm16mm，上面的一塊板開了一個85mm的圓孔，下面的一塊板開了以一

61、個145mm的圓孔，下鋼板還攻有4個M10的螺紋通孔。支撐鏈輪組件的是兩根矩形空心型鋼，也是通過焊接在兩側豎直鋼板上。中間豎直鋼板與兩側豎直鋼板焊接在一起成為一個整體后在于連接地面的鋼板焊接一起實現實驗臺的整體固定。 4 實驗臺使用說明 4.1 試驗臺檢測原理 試驗臺工作時當實時轉速高于系統設定的檢測初始轉速后，通過傳感器高速采集各個瞬時的實時轉矩和轉速信號，并采用公式P=Mn/9550(其中M為實時轉矩，單位為Nm;n為實時轉速，單位為r/min;P為實時功率，單位為kW)計算實時功率，將三者進行數字顯示的同時繪制實時檢測圖形，整個檢測時間為正反轉各2min。在每次檢

62、測完成時計算顯示轉矩、轉速和功率的平均值以及勻速運轉狀態(tài)下的最大波動值。 在恒定轉速下，主減速器轉矩的平均值反映了齒輪軸承的預緊情況和齒輪嚙合運轉時的阻力，而轉矩的最大波動值反映了由于軸承的旋轉精度、齒輪的綜合誤差等造成的運轉過程中的沖擊和振動情況。兩者都應該在一定的范圍內，若超出范圍，表明主減速器的裝配質量存在問題，應予以調整。 4.2 試驗臺的主要技術指標 試驗臺生產節(jié)拍9min 其中：主減速器定位2min,柔性連接1min,試驗檢測4min,工件下線2min。 故按照如下工作制度：每年工作300天，雙班制，每班工作時間8小時，設備利用率為85％，則每年試驗件數為 272

63、00（件） 根據上述設計結果，可以確定試驗臺的外形尺寸及各個參數，見表4.1所式。 表4.1 試驗臺技術指標 功率 kW 額定扭矩 Nm 額定轉速 r/min 額定電壓 V 2 115 167 380 試驗節(jié)拍 min/件 工作環(huán)境溫度 ℃ 環(huán)境濕度 試驗臺外形尺寸 長寬高 mm 9 0～40 ≤85％ 10807201800 總結 將此系統作為主減速器柔性裝配線的最后一道環(huán)節(jié)對主減速器的裝配質量性能進行檢測，主要檢測其中主動齒輪的嚙合效果、運轉的阻力矩，并根據預先輸入計算機的分組參數進行產品

64、性能判斷，能夠有效地保證產品質量提高產品出廠合格率。本系統的應用，實現了對汽車主減速器性能的定量檢測，并根據預先設定的技術參數作出關于主減速器總成裝配質量的定性評判。 在本次畢業(yè)實習中，讓我對汽車主減速器有了更進一步的了解，通過對信息的整合讓我了解到國內外一些先進的檢測設備和技術。在這過程中我學會了對所需產品的選擇，學會了行星齒輪的設計原則和標準，在這過程中少不了要遇到困難，但我都一一給解決，我感到很欣慰。 通過此次畢業(yè)設計，讓本人回顧了大學階段所學習的大多數課程。做過的包括減速器設計、夾具設計、金工實習等實踐設計課程在本次設計中也起到了很大的作用。這次畢業(yè)設計讓我將平時書本里學的各種知識

65、進行了綜合應用，對我的綜合水平的提高起到了很大的作用。 本次設計中讓我感到不足的是對電路控制的設計，由于自己知識面的不足，在電路方面只做了一小塊，如伺服驅動電源、工控機和數據采集單元的總體布置。 謝辭 大學三年的學習即將結束，我也將要真正地走進社會，結束十八年的學生生涯。父母對我的養(yǎng)育及培育之恩，讓我才有了今天的一切，正所謂，養(yǎng)育之恩，無以為報，身為人子，孝字當先！我首先要向父母說一聲：“爸爸、媽媽，您們辛苦了，是您們給了我生命，給了我前途，給了我無私的愛，我會用實際行動來報答您們對我的恩情，請您們好好保重身體，讓我們一家三

66、口共享天倫之樂！”祝爸爸媽媽身體健康，開心快樂！謝謝爸爸媽媽對我十八年來的栽培！ 我衷心地感謝 老師，他把自己關于試驗臺結構的設計經驗無私的傳授給了我們，同時還給我們提供了很多重要和詳實的資料。在他細致而耐心的指導下，我這個原本對汽車構造及試驗臺設計了解很少的人，基本學會了以怎樣的步驟和方法設計一個可以應用于檢測的試驗臺系統，怎樣合理的安排設計時間。同時他嚴謹求實的治學態(tài)度也正是我以后學習和工作所需要的。再一次的對 老師表示我誠摯的謝意。 我要感謝寢室的好友們，是你們的支持以及共同的努力，才有了我現在的收獲，平日里的點點滴滴，鑄成了我們永遠不變的友誼，期待若干年后的喜聚，重溫當年的情誼。 我還要感謝大學三年來給予過我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W，祝您們都有一個美好的將來。 最后我要感謝母校對我的培養(yǎng)，我堅信：今天我以母校為榮，明天母校以我為榮，今后我雖遠在它鄉(xiāng)，但永遠改變不了母校在我心中的地位。祝愿母校發(fā)展的更快、更好！ 參考文獻 [1] 陳家瑞.汽車構造.下