传动轴式自行车的设计

传动轴式自行车的设计1.传动方案初步确定传动方案的确定图1-1传动方案的确定该方案和普通链传动相比较有传动效率高，减少了链条式自行车因为布局不好所带来的对衣服咬合所带来的危险，也减少了链传动多边形效应对功率的损失和震动噪音等产生，不会再出现关键时刻掉链子的可能，但是由于该传动有锥齿轮和传动轴组成带来的问题便是加工困难和成本较高。2.传动的结构设计2.1动力和转速确定一般脚踏以60r/min节奏转动较为合适一般人能给自行车的转矩在T=13000 mm N×左右2.2圆锥齿轮传动设计2.2.1前部锥齿轮设计按齿面强度设计计算大端分度圆直径d1选用直齿圆锥齿轮传动，选用直齿圆锥齿轮传动，自行车为一般工作机器，速度低故选用8级精度。机械设计表10-1查得：选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为250HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为200HBS，两者材料硬度差为50HBS。选小齿轮齿数Z1=17，大齿轮齿数Z2=17/0.6=28.3，取Z2=29计算大端分度圆直径根据参考机械设计227页公式10-26[]() 3 2 1 2 1 5 . 0 1 92 . 2 u KT Z d R R H Ejjs-÷÷øöççèæ´=估计V1£1m/s，并取8级精度等级。由机械设计194页图10-8查得： V K =1.05由机械设计226页表10-9查得： be H Kb=1.00而b H K =b F K =1.5 be H Kb=1.5´1.00=1.5取a H K =b H K =1.0由机械设计193页表10-2查得： A K =1.00故动载系数K K =ba H H V A K K K K =1.00´1.05´1.5´1.00=1.575由机械设计201页表10-6查得： E Z =189.8 2 1 Mpa 并取 Rj= 3 1 由机械设计209页图10-21d查得齿轮1和2的接触疲劳强度极限分别为： 1 lim Hs=600Mpa 21 lim Hs=550Mpa 齿轮1和2的工作应力循环次数分别为： njLn N 60 2==60´60´0.6´5´300´10=3.24´10 7 7 2 1 10 4 . 5 6 . 0´== N N由机械设计207页图10-19查得： 1 HN K =1.0 2 HN K =1.2取S=1故许用应力：[] 1 Hs= S K H hn 1 lim 1s= 1 0 . 1 600´=600Mpa[] 2 Hs= S K H hn 2 lim 2s= 1 2 . 1 550´=660Mpa 应取两者中的较小者，故600Mpa 根机械设计227页式10-26()[] 3 2 2 1 1 5 . 0 1 92 . 2÷÷øöççèæ-´³ H E R R Z u KT dsfj有万方数据相关资料查的T=13475 mm N×左右带入数据 mm d 16 . 51 600 8 . 189 17 29 3 1 5 . 0 1 3 1 13475 575 . 1 92 . 2 3 2 2 1³÷øöçèæ÷øöçèæ´-´´³() mm d d R t 63 . 42 5 . 0 1 1 1=-=j 18 . 632 63 . 42 13475 2 2 1 1 1=´== m t d T F s m n d V m / 223 . 0 6 . 0 60000 1 1 1=´=p与估计无太大差异。 1 1 sin 2d= d 分锥角 0 2 1 1 75 . 33 arctan=÷÷øöççèæ= z zd齿宽 mm d b R 86 . 16 75 . 33 sin 2 16 . 51 3 1 sin 2 1 1=´´==dj取齿宽b=20mm。大端模数 0094 . 3 17 16 . 51 1 1=== z d m 取m=3.25大齿轮分度圆 2 2 mz d==3.25´29=94.25mm小齿轮分度圆 1 1 mz d==3.25´17=55.25mm锥距 625 . 54 29 17 2 25 . 3 2 2 2 2 2 2 1=+=+= z z m R mm按齿根弯曲强度设计由机械设计226页式10-23知：() R Sa Fa Ft F bm Y Y Kjs 5 . 0 1-=由机械设计200页表10-5，查取齿形系数校正系数= 1 Fa Y 2.97= 2 Fa Y 2.53= 1 Sa Y 1.52= 2 Sa Y 1.62由机械设计208页图10-20（c）得： 1 Fliims=550Mpa 2 Fliims=510Mpa 由机械设计206页图10-18得： 1 FN K =0.85 2 FN K =0.87取弯曲安全系数S=1.4\[] 4 . 1 85 . 0 550 1 lim 1 2´== S K F Fn Fss=334Mpa[] 4 . 1 87 . 0 510 2 lim 2 2´== S K F Fn Fss=317Mpa 计算大小齿轮的[] F Sa Fa Y Ys并加以比较：[] 1 1 1 F S Fa Y Ys= 334 52 . 1 97 . 2´=0.0135[] 2 2 2 F Sa Fa Y Ys= 317 62 . 1 53 . 2´=0.0129小齿轮的数值大。ba F F V A K K K K K==1´1.05´1´1.5=1.575()[] 3 2 2 1 2 1 1 5 . 0 1 4 F Sa Fa R R Y Y u z KT msff+-³=2.054可见，由齿面疲劳强度计算而得的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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有关，选取齿面接触的疲劳强度3.0094，取标准值m=3.25最终效果图如下图2-1锥齿轮1和锥齿轮22.2.2尾部锥齿轮的设计按齿面强度设计计算大端分度圆直径d1选用直齿圆锥齿轮传动，选用直齿圆锥齿轮传动，自行车为一般工作机器，速度低故选用8级精度。机械设计表10-1查得：选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为250HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为200HBS，两者材料硬度差为50HBS。选小齿轮齿数Z3=17，大齿轮齿数Z4=17/0.8=21.25，取Z4=22计算大端分度圆直径根据参考机械设计227页公式10-26[]() 3 2 1 2 1 5 . 0 1 92 . 2 u KT Z d R R H Ejjs-÷÷øöççèæ´=估计V1£1m/s，并取8级精度等级。由机械设计194页图10-8查得： V K =1.05由机械设计226页表10-9查得： be H Kb=1.00而b H K =b F K =1.5 be H Kb=1.5´1.00=1.5取a H K =b H K =1.0由机械设计193页表10-2查得： A K =1.00故动载系数K K =ba H H V A K K K K =1.00´1.05´1.5´1.00=1.575由机械设计201页表10-6查得： E Z =189.8 2 1 Mpa 并取 Rj= 3 1 由机械设计209页图10-21d查得齿轮1和2的接触疲劳强度极限分别为： 1 lim Hs=600Mpa 21 lim Hs=550Mpa 齿轮1和2的工作应力循环次数分别为： jLn n N 6 . 0 60 4==60´ 6 . 0 60´5´300´10=9.0´10 7 8 4 3 10 125 . 1 8 . 0´== N N由机械设计207页图10-19查得： 3 HN K =0.97 4 HN K =0.99取S=1，故许用应力：[] 3 Hs= S K H hn 3 lim 3s=582Mpa[] 4 Hs= S K H hn 4 lim 2s=544.5Mpa 应取两者中的较小者，故544.5Mpa 根机械设计227页式10-26()[] 3 2 2 2 1 5 . 0 1 92 . 2÷÷øöççèæ-´³ H E R R Z u KT dsfj代入数据计算得 mm d 63 . 58 1³() mm d d R t 86 . 48 5 . 0 1 1 1=-=j N d T F mj t 519 2 3 2 3==s m n d V m / 3196 . 0 8 . 0 6 . 0 60000 1 3 1=´´=p与估计无太大差异。 1 1 sin 2d= d 分锥角 0 4 3 1 9 . 41 arctan=÷÷øöççèæ= z zd齿宽 mm d b R 97 . 14 9 . 41 sin 2 63 . 58 3 1 sin 2 1 1=´´==dj取齿宽b=15mm。大端模数 44 . 3 17 63 . 58 3 3=== z d m 取m=3.5大齿轮分度圆 4 4 mz d==3.5´22=77mm小齿轮分度圆 3 3 mz d==3.5´17=59.5mm锥距 65 . 48 22 17 2 5 . 3 2 2 2 2 4 2 3=+=+= z z m R mm按齿根弯曲强度设计由机械设计226页式10-23知：() R Sa Fa Ft F bm Y Y Kjs 5 . 0 1-=由机械设计200页表10-5，查取齿形系数校正系数= 3 Fa Y 2.97= 4 Fa Y 2.72= 3 Sa Y 1.52= 4 Sa Y 1.57由机械设计208页图10-20（c）得： 3 Fliims=550Mpa 4 Fliims=510Mpa 由机械设计206页图10-18得： 3 FN K =0.85 4 FN K =0.87取弯曲安全系数S=1.4\[] 4 . 1 85 . 0 550 1 lim 1 2´== S K F Fn Fss=334Mpa[] 4 . 1 87 . 0 510 2 lim 2 2´== S K F Fn Fss=317Mpa 计算大小齿轮的[] F Sa Fa Y Ys并加以比较：[] 3 3 3 F S Fa Y Ys= 334 52 . 1 97 . 2´=0.0135[] 4 4 4 F Sa Fa Y Ys= 317 57 . 1 72 . 2´=0.0134小齿轮的数值大。ba F F V A K K K K K==1´1.05´1´1.5=1.575()[] 3 2 2 1 2 1 1 5 . 0 1 4 F Sa Fa R R Y Y u z KT msff+-³=2.53可见，由齿面疲劳强度计算而得的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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有关，选取齿面接触的疲劳强度3.44，取标准值m=3.5最终效果图图2-2齿轮3和锥齿轮42.3对轴的初步设计2.3.1对轴1的设计已知条件，轴1转矩T1=1347Nmm选轴的材料，因为传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故有机械设计362页表15-1选用常用材料45钢，调制处理。初步计算轴颈由机械设计表15-3得 0 A =103-126。取 0 A =110.则轴的直径即为 3 1 1 0 min 1 n P A d=公式中取 1 n =60r/min所以 1 P =0.085kw所以 3 0 min 1 60 085 . 0 A d==12.35mm选用深沟球轴承选择代号为6003，由机械设计332页表13-10，由于速度不大故采用脂润滑。初步对轴整体设计预选6003查手册得：d=17D=35B=10取轴承端面到壳体内壁距离为2mm，齿轮到壳体内壁为10，两端轴d劲=17部分长度为： 17 l =10+2=12装齿轮2的宽度预选30l=30-2=28轴环宽度B=5d=20h=20´0.07+2=3.4取3.5另外还有与脚蹬相连接的部分，又对现有自行车的轴参考选轴总长为200.轴向定位中间轴环