电动自行车传动装置设计含开题及5张CAD图
电动自行车传动装置设计含开题及5张CAD图,电动自行车,传动,装置,设计,开题,CAD
XXX
设计任务书
院(系) 专业班级
学生姓名
一、毕业设计题目 新型电动自行车传动装置开发
二、毕业设计工作自___20XXX ___年 11 月 19 日 起至 20XXX 年 6 月 20 日止
三、毕业设计进行地点: 校内
四、毕业设计内容要求
1.选题的背景及意义
目前我国电动自行车存在的主要问题：
（1）车速超标，不符合国家标准规定，事故频发、安全性差。
（2）骑行功能差。由于整车重量大和曲柄间距大，超出了人机工程学要求的正常反应，造成骑行费力，已经失去了普通自行车的骑行功能。
（3）轻摩化趋向明显，已偏离电动自行车技术要求。
2.本毕业设计简介
本设计针对上述现有技术中的不足，将少齿数齿轮传动技术应用于电动自行车传动系统中，开发一种保证电动时车速不超过20Km/h的电动自行车传动装置。
3.应完成的主要任务
（1) 阅读有关大变位齿轮传动设计方面的专著，了解变位齿轮传动设计应考虑和解决的主要问题；阅读有关少齿数齿轮传动方面的最新研究成果，熟悉其传动理论与特点。
（2)在对现有电动自行车传动原理分析结果的基础上，提出一新型电动自行车传动方案，进行传动装置结构设计，设计其主要零件的工作图。整理设计计算说明书一份。
设计参数：
传递功率不超过0.6kw；
输入转速3000rpm；
传动比36，由直流电机驱动，工作寿命4年（设每年工作200天），每天工作2小时，齿轮材料38GrMnAlA。
指 导 教 师 张国海 系(教 研 室) 机械设计制造及其自动化
系(教研室)主任签名 批准日期 2012-11-18
接受设计任务开始执行日期 学生签名
新型电动自行车传动装置开发
题 目
新型电动自行车传动装置开发
1选题的目的及研究意义
1.1选题的目的
近年来电动车行业发展迅速，使用电动车的人越来越多，电动车的安全状况备受关注，电动自行车的事故频发，多数是由于电动车的车速过快，人体反应不及时造成的，本课题研究的目的是开发一种电动车的传动装置，使车速限制在20KM/H以下，让人体有反应时间，从而减少事故的发生。
关于陕西省电动自行车的法规规定：电动自行车的最高时速不超过20KM/H，成年人驾驶电动自行车可载一名12岁以下的儿童，电动自行车的载重不超过40KG，电动自行车的重量不超过40KG。这些法规明确的规定了电动自行车的各项具体数值，成为了生产电动自行车的具体依据。
1.2研究意义
随着人们生活水平的提高和交通工具的迅速发展，我国由自行车大国向助力车大国过度，在我国有三分之二的农民，他们中有大部分人都使用电动自行车，所以电动车在我国有广阔的市场。
电动车是人们常用的出行交通工具，现在社会油价越来越高，更多的人出门选择电动车作为人们的出行公具，在现在的社会生活中，电动车已经越来越受到人们的喜爱，设计一种更安全方便的电动自行车，使人们出行更加安全，这样的电动车具有广阔的发展空间和应用前景.
2综述与本课题相关领域的研究现状、发展趋势、研究方法及应用领域等
2.1研究现状
传动部件技术
传动部件是电动自行车的心脏，它的性能直接影响着电动自行车的整体性能。因此它是整车生产厂家、经销商和用户都关心的问题，为此，介绍一下国内外电动自行车生产厂家选用的传动部件及其优劣：
1、摩带式传动
电机带动摩带头摩擦轮胎的传动方式。起源于美国，以ZAP公司为代表。日本、中国（含台湾）都有厂家使用过，但因摩带头易磨损进而造成打滑，传动效率不高，现基本不用。
2、中置式传动
将电机和减速机构放置于电动自行车的中轴位置，先驱动链轮盘，再通过链条带动后轮行驶。日本和我国台湾的一些厂家以前较多采用这种传动方法，国内使用过的厂家不多。
3、侧挂式传动
侧挂式传动属于轴传动范围，具有轴传动的所有优点。台湾和大陆均有厂家生产此类传动方式的产品。现有方案中，有的减速比大，齿轮磨损快，噪音大。使用柱状电机者还需有伞齿轮，结构复杂，传动效率底。
侧挂式传动是电动自行车传动方案中比较理想的方案，设计好了可以实现液态油润滑，达到高效率、高可靠性、大扭矩、长寿命、低重量、低噪音、低成本等目标。
4、轮毂式传动
轮毂式传动效率高，造型精巧，不破坏自行车的传统结构。它是具有“中国特色”，世界各国现已越来越多地采用轮毂式传动方案，SANYO早就采用，YAMAHA最新款电动自行车也为轮毂式。
轮毂式传动还可分为“交流”和“直流”、“高速”和“低速”几大类。
1）交流轮毂电机
最近，意大利开发出一种三相交流低速轮毂电机，380V、240W，前轮驱动。交流电机的好处是功率强劲，无噪音，寿命长，制造简单，价格低廉。缺点是调速控制和电池的直流输出要逆变为交流输出，制造成本目前偏高。
2）直流轮毂电机
目前，国内绝大多数电动自行车厂家均使用外转子式直流轮毂电机。
直流电机带齿轮减速器构成的轮毂电机称之为高速轮毂电机。
2.2发展趋势
随着科技的不断发展，少齿数齿轮的大传动比必将被越来越多的机器采用，采用少齿数齿轮传动可显著减小传动装置的体积，提高其精度，少齿数齿轮必将在未来工业的发展史上发挥其重要作用，所以我们要进一步发展，研究少齿数齿轮的各种问题
2.3研究方法
小齿轮齿采用齿数少、大螺旋角、大齿宽的斜齿轮。
2.4应用领域
少齿数齿轮减速器适用于医疗、福利、化工、纺织等行业的机械传动，国内外在助力车、电动自行车等领域已有应用尝试。
三、对本课题将要解决的主要问题及解决问题的思路与方法、拟采用的研究方法（技术路线）或设计（实验）方案进行说明
3.1解决的主要问题
本课题主要问题是在原有的传动系统上加入少数齿轮传动是技术，设计一种新的传动系统，使电动自行车的车速不超过规定的20KM/H的速度。
解决这个问题的关键问题及难点：
（1） 传动系统的结构设计问题；
（2） 少齿数齿轮结构和齿数设计问题；
（3） 少齿数齿轮的传动受力分析。
3.2解决问题的方法
运用文献分析法、文本细读法、比较法、综合分析法等进行研究。从问题出发采用倒推的方法一步步解决问题。主要是大量阅读分析已有文献，在前人的基础上合理总结并发挥一定的创新性来完成本设计。
3.3技术路线
首先，了解本设计的研究状况，在大量阅读文献的基础上对本设计深入思考。其次，进一步搜集阅读资料并研读，拟定电动自行车新的传动方式。再次，结合已知参数，计算出传动部分的运动和动力参数，选择电动机等，然后在用CAD软件制图。最后，整理设计资料。
四、检索与本课题有关参考文献资料的简要说明
[1] 王宁侠,王鸿,王乃信. 少齿数渐开线圆柱齿轮机构的研究[J]. 机械科学与技术, 2000,(06) .
简要说明：阐述了少齿数渐开线圆柱齿轮机构的传动特点 ,论述了渐开线共轭齿廓的啮合点及其特点 ,阐明了变位系数、螺旋角和几何尺寸的确定及计算 ,从而奠定了少齿九渐开线圆柱齿轮机构机构学的理论基础。
[2] 张国海,王保民,蒋学全. 少齿数齿轮传动接触强度的研究[J]. 机械设计, 2004,(08) .
简要说明：少齿数齿轮是一种新型的齿轮,它所组成的传动机构具有很多优点,如结构紧凑、重量轻、单级传动比大等。少齿数齿轮作为一种特殊的渐开线齿轮,它具有一般渐开线齿轮没有的特点:为了避免根切而采用较大的变位系数;齿轮直径尺寸小、轴径比大且轮身较长,使传动刚度较差。
[3] 王保民,张国海,蒋学全. 少齿数齿轮传动精度设计及运动误差计算[J]. 机械设计, 2008,(03) .
简要说明：提供了一种少齿数齿轮传动系统输出运动误差和回程误差角的计算方法。推导出了由切向综合公差引起的输出齿轮最大角度误差的计算公式和由法向侧隙引起的空回误差角的计算公式。使用这些公式可简单方便地进行齿轮链传动精度的计算。
[4] 张国海,王保民,蒋学全. 少齿数齿轮机构相对滑动的研究[J]. 陕西工学院学报, 2004,(02) .
简要说明：建立了少齿数齿轮副滑动系数的计算公式；通过一个算例，比较了标准齿轮传动、普通变位齿轮传动和少齿数齿轮传动三种情况下对应啮合点滑动系数的大小；为其接触疲劳强度计算时计入相对滑动的影响提供了定量依据。
[5] 蒋军,张国海,王保民. 少齿数圆柱齿轮副双向变位的研究[J]. 陕西工学院学报, 2005,(01) .
简要说明：针对少齿数渐开线圆柱齿轮副在研究和应用过程中存在的问题,提出了双向变位的方法;基于渐开线圆柱齿轮尺寸计算公式和双向变位少齿数齿轮副的特点,推导出了双向变位少齿数齿轮副设计计算公式。理论研究和实践证明双向变位可以有效地改善传动质量,为这种传动的进一步应用研究提供了重要依据。
五、毕业设计进程安排
（1）3月1号-3月15号
撰写毕业论文开题报告
（2）3月12日-3月31日
阅读有关数方面的专著，阅读其它相关的资料，进行新型电动自行传动系统的初步设计。
（3）4月1日-4月30日
根据上述结果进行新型电动自行传动系统设计，完成装配图、非标准零件工作图。
（4）5月1日-5月21日
翻译外文资料；完善毕业设计；整理设计计算说明书。
（5）5月21日-6月10日
准备毕业设计答辩，完善资料。
六、指导教师意见
1．对开题报告的评语
2．对开题报告的意见及建议
指导教师（签名）：
年 月 日
所在院（系）审查意见：
负责人签字(盖公章)
年 月 日
电动自行车传动装置设计
[摘要]根据目前我国电动自行车的现状和发展趋势，提出将少齿数齿轮传动技术应用于电动自行车中，开发一种合理的电动自行车传动装置；采用一种叠加式双向单作用超越离合器，从而巧妙的实现运动的传递；针对少齿数渐开线齿轮副啮合的特点，找出符合实际的应力计算点，由此建立了接触强度计算公式，公式中定量计入了综合滚动速度和齿面相对滑动系数的影响；应用少齿数齿轮接触强度公式对其进行简单的强度计算。
[关键词] 电动自行车 传动装置设计 少齿数齿轮 应力计算点 接触强度计算 强度校核
Gear design of electric bicycle
Abstract：According to the electric bicycle present situation and development trend of our country, the author puts forward a transmission technology of gear with few teach used in electric bicycle, developing a reasonable electric bicycle transmission device; Adopting a superposition type two-way single function overrunning clutch, and skillful implement movement transmission; According to gear with few teach of engagement of characteristics, and find out the actual stress calculation point, creating the contact strength calculation formula, the formula the comprehensive quantitative included in rolling speed and tooth face relative sliding coefficient influence; Apply the gear with few teach contact strength formula of the simple calculation of the intensity.
Key words：electric bicycle gear design gear with few teach stress calculation points contact strength calculation strength check
目 录
1引言 1
2传动方案设计 3
2.1电动机的选择 3
2.1.1电动机类型的选择 3
2.1.2电动机功率的选择 3
2.2传动方案的确定 3
3渐开线少齿数圆柱齿轮传动设计计算 5
3.1设计的意义 5
3.2主要参数的制定 5
3.2.1齿轮齿数的确定 5
3.2.2齿轮模数的确定 5
3.2.3齿轮端面压力角的确定 7
3.2.4齿轮端面啮合角的确定 7
3.2.5端面齿顶高系数及顶隙系数的确定 7
3.3少齿数齿轮副设计计算结果 7
3.3.1齿轮副 7
3.3.2小齿轮（齿轮轴） 7
3.3.3大齿轮（齿圈） 8
3.3.4刀具 8
3.4设计结果校核计算 8
3.4.1齿轮副有关的参数验算 8
3.4.2小齿轮的几何尺寸验算 10
3.4.3大齿轮（齿圈）几何尺寸计算 12
3.5修正设计结果 15
3.5.1修正设计结果 15
4自行车牙盘的设计 17
5离合器设计 20
6轴的设计计算及校核 21
6.1计算各轴的动力参数及运动参数 21
6.1.1小齿轮轴 21
6.1.2大齿轮 21
6.1.3 齿轮轴上齿轮所受的力 22
6.1.4 大齿轮所受的力 22
6.2轴的结构设计 22
6.2.1齿轮轴的结构设计 23
6.2.2低速轴的结构设计 24
6.3齿轮轴的强度校核计算 25
7轴承的选择及校核 27
7.1轴承的选择 27
7.2轴承的校核 27
7.2.1对齿轮轴上轴承的校核 27
8键的选择 29
8.1类型的选择 29
8.2键的尺寸 29
9箱体的结构设计 30
9.1箱体要具有足够的刚度 30
9.1.1确定箱体的尺寸与形状 30
9.1.2合理设计肋板 31
9.1.3合理选择材料及毛坯制造方法 31
9.2箱体的密封 31
9.3箱体的结构工艺性 31
9.3.1铸造工艺性 31
9.3.2机械加工工艺性 32
9.4箱体形状应力求均匀、美观 32
10润滑与密封 33
10.1减速器内各处的润滑 33
10.2密封方式的确定 33
11其它 34
12接触强度公式的建立及校核 35
12.1接触强度的应力计算点 35
12.1.1应力计算点的确定 35
12.1.2计算点的综合曲率半径 35
12.2少齿数齿轮副滑动系数和综合滚动速度的计算 37
12.2.1应力计算点滑动系数的计算 37
12.2.2应力计算点综合滚动速度的计算 38
12.3少齿数齿轮副齿面接触强度计算 39
12.3.1少齿数齿轮副齿面接触强度条件 39
12.3.2少齿数齿轮副接触应力的计算 39
12.3.3许用接触应力的计算 40
13总结 45
致谢 46
参考文献 47
IV
1引言
随着环境问题的日趋严重，电动自行车作为简便型绿色交通工具以其轻便、无污染、低噪音等优点逐渐被消费者所接受，并备受政府部门和商家的重视，有望替代摩托车而成为一大朝阳产业，大力发展电动自行车产业已成为许多省市的重要目标。作为电动自行车的重要部分——传动装置，将直接影响其结构和性能。为此，我们提出用少齿数齿轮作为电动自行车的传动部分，以实现机构紧凑、传动比大、承载能力高等优点。
少齿数齿轮指齿数介于2～10 之间的齿轮，是一种变位齿轮,含有少齿数齿轮的齿轮传动称为少齿数齿轮传动。随着科学技术的不断进步,机械传动装置向小型化、轻量化方向发展,少齿数齿轮传动已经得到了越来越多的研究和应用。在少齿数齿轮传动中,由于大幅度减少了小齿轮的齿数,故其单级传动比大;在传动比一定的情况下可显著减小传动装置的体积,或在体积一定的条件下可增大齿轮模数,提高轮齿的弯曲强度;在保持较大单级传动比的同时,降低传动装置的成本,提高传动效率;
当今，动力齿轮传动装置正沿着小型化、轻型化等方向发展。为达到齿轮装置小型化的目的，通常采用像蜗杆传动,行星齿轮传动,少齿差齿轮传动,谐波齿轮传动等单级传动比大的装置,以减少齿轮装置的体积。尽管采用蜗杆,行星齿轮传动等可以提高单级传动比,减少齿轮传动的体积。然而它们同渐开线圆柱齿轮传动比较起来,又有一些明显的不足之处,普通单头蜗杆传动效率低，只有70%左右,带自锁的蜗杆传动效率只有40%--50%，而且因为蜗轮齿圈需采用贵金属,所以造价较高。齿轮行星传动结构复杂,制造成本高。少齿差传动效率低,一般80-90%；摆线少齿差传动制造成本高,主要零部件加工精度要求高；活齿少齿差不但传动效率低。而且制造复杂。又因为在齿轮传动中，普通齿轮单级传动比较小；而在传动比一定的情况下,相对于少齿数齿轮传动装置的体积大的多,或在体积一定的条件下,齿轮的模数比较小,而且齿轮的弯曲强度也降低了；要保持较大的单级传动比,传动装置的成本较高，传动效率却较低。 多年来，人们一直在探索提高其承载能力、效率、速度、传动比，减小噪声、尺寸、重量、成本，以提高性能价格比的途径。变位齿轮传动具有一系列优点：设计合理的变位齿轮，其综合承载能力比标准齿轮提高20%以上；在满足一定传动比要求时，应用正变位齿轮可以减小小齿轮的齿数，从而在整体上减小齿轮机构的尺寸、效率低的缺点。为改善多齿数齿轮传动中存在的这些缺点与不足，进而对少齿数齿轮传动进行研究。而实践表明，少齿数齿轮传动确实能够克服以上缺点与不足。
鉴于少齿数齿轮传动有着普通齿轮传动所无法代替的一系列优点,所以将少齿数齿轮传动应用到电动自行车中有着非常重大的意义。本次设计的任务是:首先，分析目前我国电动自行车存在的主要问题（车速超标，骑行功能差，轻摩化趋向明显），将少齿数齿轮传动技术应用于电动自行车传动系统中，开发一种保证电动时车速不超过20Km/h的电动自行车传动装置；其次，根据选定的尺寸和数据绘制出电动自行车传动装置的装配图及非标准件的零件图；最后,对该少齿数齿轮传动进行强度计算,验证该少齿数齿轮是否满足实际的强度要求。
第 47 页 共 48 页
2传动方案设计
2.1电动机的选择
2.1.1电动机类型的选择
电动机按使用电源不同分为直流电动机和交流电动机，电力系统中的电动机大部分是交流电机，可以是同步电机或者是异步电机。这里我们选用直流电机，直流无刷电机采用永磁场，这使得直流无刷电机摆脱了一般直流电机的传统设计和结构，其具有耐颠覆震动、噪音低、振动小、运转平滑、寿命长等特点，能够在额定负载范围内当负载变化时仍可以控制电机转子维持一定的转速。由此，我们选用永磁式直流无刷电机。
2.1.2电动机功率的选择
已知工作机所需功率
电动机与减速器之间采用弹性联轴器连接，查《机械设计课程设计手册》表1-7得传动效率；轴承选用球轴承，查《机械设计课程设计手册》表1-7得一对轴承效率为；选择7级精度的齿轮，查《机械设计课程设计手册》表1-7得其传动效率为；
则电机至工作机间传动的总效率
所需电动机的功率为：
电动机的选择内容主要包括电动机的类型、功率及转速的选择。我们采用功率为，转速为的特制直流电动机。
2.2传动方案的确定
合理的传动方案首先要满足机器的功能要求，例如传动功率的大小、转速和运动形式。此外，还要适应工作条件，满足工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护便利、工艺性和经济性合理等要求。
1）为减轻变速箱的质量，同时又要满足设计中大的传动比。本设计采用少齿数齿轮传动。采用齿轮传动具有效率高、结构紧凑、工作时间长，寿命可靠及传动稳定的特点。
2）为了尽可能的使变速箱结构紧凑，设计中采用齿轮轴的方法节省箱体空间，缩小体积；为了得到较大的传动比，采用了2个齿的少齿数齿轮。
3）齿轮传动的特点：
（1）传递的圆周速度范围较大，传动准确；
（2）传递功率从几瓦到几千瓦；
（3）使用效率高，寿命长，结构紧凑，外轮廓尺寸小；
（4）传动比稳定，可传递空间任意配置的两轴之间的传动。
4）由于本设计的传动比较大，采用标准齿轮传动时，体积大、结构复杂、制造成本高。少齿数齿轮传动能够实现较大的单级传动比，克服标准齿轮传动的以上缺点，因此我们采用单级传动的少齿数齿轮减速器。
图2.1 传动减速器传动原理图
3渐开线少齿数圆柱齿轮传动设计计算
3.1设计的意义
少齿数渐开线圆柱齿轮减速器是齿轮传动技术上的新进展, 因为减少小齿轮的齿数可显著增大齿轮的传动比，并可减小减速器的外廓尺寸和重量, 具有一定的技术经济效益。由于齿数较少，故将少齿数齿轮与大齿轮组成的齿轮副称为少齿数渐开线圆柱齿轮机构。对于这种机构, 由于小齿轮齿数较少, 首先为避免根切, 须采用大变位系数的正变位; 这样又引起齿顶变尖而导致齿顶高缩短。其次由于端面重合度大幅度降低而须采用较大螺旋角和较大齿宽的斜齿轮传动。
针对少齿数齿轮设计中存在的问题进行了理论和技术研究，根据渐开线圆柱齿轮尺寸计算公式和双向变位少齿数齿轮副特点，推导出了双向变位少齿数齿轮副设计计算公式。应用推导公式进行本次少齿数齿轮的几何尺寸设计。
3.2主要参数的制定
3.2.1齿轮齿数的确定
初取，由传动比可得：
3.2.2齿轮模数的确定
轮齿在受载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。当轮齿在齿顶处啮合时，处于双对齿啮合区，此时弯矩的力臂虽然最大，但力作用点位于单对齿啮合区最高点时，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，因此按齿根弯曲强度设计。由：求取模数。
1）确定公式内的各计算数值
（1）查《机械设计》图10-20 c得小齿轮与大齿轮的的弯曲疲劳强度极限均为；
图3.1
（2）由《机械设计>图10-18查得弯曲疲劳寿命系数；
（3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数，可得：
计算载荷系数
（5）查取齿形系数
由《机械设计》表10-5查得：。
（6）查取应力校正系数
由《机械设计》表10-5查得： 。
（7）计算大、小齿轮的并加以比较
=
=
大齿轮的数值大。
2）设计计算
由弯曲强度算得的模数1.129并就近圆整为标准值。
3.2.3齿轮端面压力角的确定
由压力角得：
3.2.4齿轮端面啮合角的确定
由及可得：
3.2.5端面齿顶高系数及顶隙系数的确定
由及可得：
3.3少齿数齿轮副设计计算结果
3.3.1齿轮副
设计中心距：； 法面模数：；
传动比：； 分度圆螺旋角：；
齿轮宽度：； 端面啮合角：；
端面重合度：； 轴面重合度：；
实际传递功率：。
3.3.2小齿轮（齿轮轴）
端面径向变位系数：； 切向变位系数:；
分度圆直径：；
齿顶圆直径：； 齿根圆直径:；
跨1个齿公法线长度：。
3.3.3大齿轮（齿圈）
端面径向变位系数：； 切向变位系数:；
分度圆直径：； 齿顶圆直径：；
齿根圆直径:； 法面固定弦齿厚：；
法面固定弦齿高：。
3.3.4刀具
法面模数：；
齿顶高系数：；
顶隙系数：；
刀具齿顶高：；
刀具齿根高：；
刀具齿全高：；
刀顶圆弧半径：；
刀具切向负变位，变位系数：；
刀具切向正变位，变位系数：；
为保证加工的齿面光滑，刀具做成密齿，其余参数按标准确定。
3.4设计结果校核计算
3.4.1齿轮副有关的参数验算
1)端面啮合角
(1)标准中心距
圆整，取实际中心距=62mm
(2)端面压力角
（3）端面啮合角：
设计结果：，偏大0.00006º。
2)端面径向变位系数和
取：
取
3)中心距变动系数
4)齿顶高变动系数
3.4.2小齿轮的几何尺寸验算
1)齿顶变尖时的齿顶圆压力角
解得：
2)齿顶圆
齿顶变尖时的齿顶圆直径为：
由变位系数等参数确定的齿顶圆直径为：
设计结果：，偏大0.0035mm。
大齿轮齿根过渡曲线与小齿轮齿顶渐开线干涉验算：
不发生干涉的条件：
其中：
3)齿根圆
设计结果：
4)全齿高
5)跨一个齿的公法线长度
根据朱景梓的推导结论（同齿轮手册），未考虑切向变位的影响时：
3.4.3大齿轮（齿圈）几何尺寸计算
1)分度圆直径
mm
2)齿顶圆直径
（1）啮合干涉限制的极限齿顶圆直径
不发生干涉的条件：
可将不发生干涉条件变成以下形式，便于计算：
令：
（2）削顶后的齿顶圆直径
故
设计结果：；偏大0.261mm, 发生干涉。
3)齿根圆直径
设计结果：，偏大0.00012mm。
4)全齿高
（干涉削顶量为 , 削顶系数为）
5)法面固定弦齿厚
未考虑切向负变位的影响
设计结果：
6)法面固定弦齿高
未考虑切向负变位的影响
设计结果：
设计结果经验算，会发生啮合时齿圈齿顶与小齿轮齿根过渡曲线干涉。
3.5修正设计结果
3.5.1修正设计结果
其它设计结果不变，调整参数。
1)重新验算重合度
其中：
（不变）
2)重新验算顶隙
（1）标准顶隙c
（2）小齿轮齿顶与大齿轮齿根的间隙
（齿顶变尖，相当于削顶量为0.2255mm，削顶系数为0.15033，使得顶隙变大）
（3）小齿轮齿根与大齿轮齿顶的间隙
（为避免干涉需削顶，削顶量为：，削顶系数为0.10996；其中
、）
4自行车牙盘的设计
由已知假设自行车车速为20Km/h，则自行车后轴的转速为
其中：
D——自行车后轮的直径，单位：mm
V——自行车车速，单位：Km/h
从《电动自行车通用技术条件》GB17761—1999中选取后轮直径D=0.56m，则
飞轮转速
牙盘转速
由此可知牙盘与飞轮之间的传动比为
1）选择链轮齿数
根据自行车的工作环境，取飞轮齿数，则
牙盘齿数
经圆整，取
2）确定计算功率
由《机械设计》表9-6查得，；由《机械设计》图9-13查得，，则
计算功率
3）选择链条型号和节距
根据，由《机械设计》图9-11查得，可选12A型链， 由《机械设计》表9-1查得，链条节距为p=19.05mm
4）计算链节数和中心距
初选中心距
取，相应的链长节数为
取链长节数节
由《机械设计》表9-7查得，中心距计算系数
则链传动最大中心距为
5）计算链速v，确定润滑方式。
由和链号12A，查《机械设计》图9-14可知，应该采用滴油润滑。
6）计算压轴力
有效圆周力：
7）计算分度圆直径
飞轮
牙盘
8）计算齿顶圆直径
由《机械设计》表9-1查得，滚子直径
飞轮
圆整为84mm。
牙盘
圆整为188mm。
9）计算齿根圆直径
飞轮
牙盘
10）计算齿高
飞轮
牙盘
11）选择材料
飞轮用20钢，经渗碳、淬火、回火处理，硬度为60HRC;牙盘用35钢，经正火处理，硬度为180HBS.
5离合器设计
本设计所采用的离合器是一种叠加式双向单作用超越离合器。离合器的外圈由齿圈、中间体、内圈以及滚柱、弹簧等组成。齿圈接受电动机通过小齿轮传递的动力，中间体与自行车的轮盘相连，输出来自电动机的和人力脚踏的动力。内圈与自行车的中轴相连。中间体与齿圈组成外离合器，中间体与内圈组成内离合器。外离合器与内离合器的超越方向相反，即，电动时外离合器处于结合状态，而内离合器处于脱离状态，自行车的中轴不受外力。相反，当脚踏骑行时内离合器结合，而外离合器则脱离，所以脚踏骑行时电动机的转子不受外力，这就排除了目前市场上一般的后轴传动的电动自行车骑行时额外阻力。
图5.1 双叠加式向单作用超越离合器
1——星轮、2——滚柱、3——挡板、4——齿轮、5——滚柱、6——中间体
6轴的设计计算及校核
轴是组成机器的主要零件之一,一切作回转运动的传动零件都必须安装在轴上才能进行运动和动力的传递.因此，轴的主要功用是支撑回转零件及传递运动和动力.
按照承受载荷的不同，轴可分为转轴,心轴和传动轴三类.工作中既承受弯矩又承受扭矩的轴为转轴.只承受弯矩不承受扭矩的轴为心轴.只承受扭矩而不承受弯矩的轴称为传动轴.轴还可按照周线形状的不同,分为曲轴和直轴两大类.此外,还有一种钢丝软轴,又称钢丝挠性轴.它是多组钢丝分层卷绕而成的，具有良好的挠性,具有良好的挠性，可以将回转运动灵活地传到不开敞的空间.
轴的设计和其他零件的设计相似，包括机构设计和工作能力计算两方面的内容.轴的结构设计是根据轴上零件的安装,定位以及轴的制造工艺等方面的要求,合理的确定轴的结构形式和尺寸.轴的结构设计不合理,会影响轴的工作能和轴上零件的可靠性,还会增加轴的制度成本和轴上零件装配的困难.轴的工作能力主要取决于轴的强度,刚度和震动稳定性等方面的计算.多数情况下,轴的工作能力主要取决于轴的强度.这时只需对轴进行强度计算,以防止断裂或塑性变形.
由于碳钢比合金钢价廉,对应力集中的敏感性较低,同时也可以用热处理或化学处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度,故采用碳钢的制造轴尤为广泛.故本设计中在满足强度条件的前提下，中轴的材料优先选用45钢，又根据少齿数齿轮传动的特点、使用经验和制造要求，取少齿数齿轮轴和齿圈的材料为。
6.1计算各轴的动力参数及运动参数
6.1.1小齿轮轴
6.1.2大齿轮
因为
所以
6.1.3 齿轮轴上齿轮所受的力
根据齿轮的受力分析，可得：
圆周力：
径向力：
轴向力：
6.1.4 大齿轮所受的力
根据齿轮的受力分析，可得：
圆周力：
径向力：
轴向力：
6.2轴的结构设计
轴的结构主要取决于以下因素:轴在机器中的安装位置及形式;轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴连接的方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。由于影响轴的结构的因素较多，且其结构形式又要随着具体情况的不同而异，所以轴没有标准的结构形式。设计时，必须针对不同的情况进行具体的分析。
拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定着轴的基本形式。所谓装配方案，就是预定出轴上主要零件的装配方向、顺序和相互关系。
为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，轴上零件除了有游动或空转的要求外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。
轴和轴上零件的结构、工艺以及轴上零件的安装布置等对轴的强度有很大的影响，所以应在这些方面进行充分考虑，以利提高轴的承载能力，减小轴的尺寸和机器的质量，降低制造成本。提高轴的强度的常用措施：合理布置轴上零件以减小轴的载荷；改进轴上零件的结构以减小轴的载荷；改进轴的结构以减少应力集中的影响；改进轴的表面质量以提高轴的疲劳强度。
轴的结构工艺性是指轴的结构形式应便于加工和装配轴上的零件，并且生产率高，成本低。一般地说，轴的结构越简单，工艺性越好。因此，在满足使用要求的前提下，轴的结构形式应尽量简化。
按所受的扭矩初步估算轴所需的直径，将初算作为轴段的最小直径。有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径。确定各轴段长度时，应尽可能使轴结构紧凑。轴的隔断长度主要是根据各零件与轴配合部分的轴向尺寸和相邻零件间必要的空隙来确定的。为保证轴向定位可靠，与齿轮和联轴器等零件相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短。
6.2.1齿轮轴的结构设计
图4.1 齿轮轴结构图
按公式初步估算轴的最小直径，根据少齿数齿轮传动的特点选取齿轮轴材料为38CrMnAlA，预热处理为调质处理（布氏硬度250-260）、滚齿后最终热处理为淡化处理（维氏硬度850），根据《机械设计》课本表15-3，取，于是得
高速轴的最小直径为6.55mm，而小齿轮的齿顶圆直径为8.2155mm，故最小直径应该在小齿轮处。
取齿轮所在处直径为8.2155mm，长度为30mm，该齿轮的右边安装轴承，为了轴承的定位应制处轴肩，取安装轴承轴段的直径为6mm，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷，在高速工作时也可承受纯的轴向力，工作中允许的内外圈轴线偏斜量6'-8'，故选用深沟球轴承，轴承型号为606，取该轴段长度为6mm。齿轮左边制出一周肩，周肩左边安装轴承套，用以安装轴承，取该轴段直径为10mm，长度为19mm。左端继续制出一周肩，用来给轴承套定位，该轴段的结构是一个插接齿，长度为13mm，直径为12.5mm。
6.2.2低速轴的结构设计
图4.2 低速轴的结构图
按公式初步估算轴的最小直径，根据少齿数齿轮传动的特点选取低速轴的材料为45钢，根据《机械设计》课本表15-3，取，于是得
取安装超越离合器星轮的轴段的直径为15mm，长度为9.5mm，星轮与轴的周向定位采用B型平键连接，由《机械设计课程设计手册》表4-1查的平键截面BH=5mm5mm，右端制出一周肩，以满足对星轮的定位要求，离合器中间体和轴采用空套连接，取该轴段直径为14mm，长度为50mm，该轴段右端安装自行车曲柄，所以轴的结构应制成有一定锥度的方轴，并用螺母对自行车曲柄定位；星轮左端安装轴承，选取轴承型号为61903，该轴段直径为17mm，长度为60mm，最左端也是安装自行车曲柄，用螺母定位。
6.3齿轮轴的强度校核计算
由轴的结构可以看出齿轮轴的危险截面在轴上齿轮啮合的中间部位。
图4.3 轴上载荷分析图
由于截面C是轴的危险截面。现将计算出截面C处的值于下表：
表4.1 截面C处的
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
弯矩M
总弯矩
扭矩T
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据下式及上表中的数值，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力
由齿轮轴的材料为38CrMnAlA，由手册查的。
7轴承的选择及校核
7.1轴承的选择
滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一。它是依靠主要元件的滚动接触来支撑传动零件的。与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小、功率消耗少、易起动等优点。
在此次设计中，由于电动自行车是一般交通工具，各部分结构和尺寸都不是很大，受到的载荷也不是很大，又由于深沟球轴承制造容易、价格低廉，所以此次电动自行车传动装置设计中都采用深沟球轴承。
7.2轴承的校核
7.2.1对齿轮轴上轴承的校核
小齿轮轴上的轴承选用的是深沟球轴承，型号分别为606和6002。由前面计算得到齿轮轴上所受的力为：
圆周力：
径向力：
轴向力：
1）求两轴承承受的径向载荷Fr1和Fr2
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。
由力分析可知：
2）求两轴承的计算轴向力
对于6000型轴承，因此可估算：
由设计图可得：
由表13-5查得：；再计算得
两次计算的值相差不大，因此确定，，
3)求轴承当量动载荷
因为
由设计手册查得径向载荷系数和轴向载荷系数为：
对轴承1
对轴承2
查表得：，则：
4)求轴承寿命
因为，所以按轴承1的受力大小计算：
8键的选择
键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向定位以传递转矩，也可实现零件的轴向定位或轴向滑动的导向。
键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。
8.1类型的选择
键联接的主要类型有：平键联接、半圆键联接、楔键联接和切向键联接。以下为该四种键的特点：
（1）平键联接：键的两侧是工作面，工作时，靠键同键槽侧面的挤压来传递转矩。具有结构简单、装拆方便、对中性好等优点，但不能承受轴向力。
（2）半圆键联接：工作时，靠其侧面来传递转矩。工艺性好、装配方便，但对轴的强度削弱较大。
（3）楔键联接：工作时，靠键的楔紧作用来传递转矩，承受单向的轴向载荷。主要用于榖类零件的定心精度要求不高和低速的场合.
（4）工作时，靠工作面上的挤压力和轴与轮毂间的摩擦力来传递转矩。用一个切向键时，只能传递单向转矩。
对以上键的类型进行分析、根据本设计的需要，我们最终选择：平键联接（B型）。
8.2键的尺寸
按符合标准规格和强度要求来取定。根据轴径d=15mm,轴长l=9.5mm,查《机械设计手册》取键的截面尺寸为：宽度b=5mm,高度h=5mm,取键长l=8mm.
9箱体的结构设计
减速器箱体起着支持和固定轴系结构，保证轴系运转精度、良好润滑及可靠密封等重要作用。
箱体多采用剖分式结构，剖分面一般通过轴心线。在重型立式减速器中，为便于制造、安装和运输，也可采用多个剖分面。
箱体结构设计应考虑以下几方面的问题：
9.1箱体要具有足够的刚度
箱体在加工和使用过程中，因受复杂的变载荷而引起相应的变形，若箱体的刚度不够，会引起轴承孔中心线的过渡偏斜，从而影响传动件的运转精度，甚至由于载荷集中而导致运动副的加速损坏。因此，设计时要注意以下经验公式检查：
9.1.1确定箱体的尺寸与形状
箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。它与受载大小有关，可用以下经验公式检查：
式中，为低速轴转速，
在相同壁厚情况下，增加箱体底面积及箱体轮廓尺寸，可以增加抗弯扭的惯性矩，有利于提高箱体的整体刚性。
箱体轴承孔附近和箱体底座与地基接合处受着较大的集中载荷，故此处应有更大的壁厚，以保证局部刚度。
对于锥齿轮减速器的箱体，在支承小锥齿轮悬臂部分的壁厚还可以适当加厚些，但应注意避免过大的铸造应力，并应尽量减小轴的悬臂部分长度，以利于提高轴的刚性。
对于剖分式箱体，轴承座孔两侧的连接螺栓还应尽量靠近。为此，在轴承座孔附近作出凸台。凸台要有一定高度，以保证其上由足够的扳手空间，但高度不应超过轴承座孔外圆尺寸。
9.1.2合理设计肋板
在箱体的受载集中处设置肋板可以明显提高举不刚度。如，轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，就可减少侧壁的弯曲变形，可设置内肋。加强肋的布置应尽量使它受压应力，以起支承作用。对于伸向箱体内部的轴承座孔，可设置内肋。内肋较外肋可更好的提高局部刚度。
9.1.3合理选择材料及毛坯制造方法
箱体常用灰铸铁制成。铸铁易切削，抗压性好，并具有一定的吸振性。但其弹性模量较小，刚性较差，故在重型减速器中常用铸钢箱体。一般情况下，生产批量超过3-4件，采用铸件比较经济。
9.2箱体的密封
为保证密封，箱体剖分面连接凸缘应有足够宽度，并要经过精刨或刮研，连接螺栓间距也不应过大，以保证足够的压紧力。为了保证轴承孔的精度，剖分面不得加垫片。为提高密封性，可在剖分面上制出回油沟，使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内。也允许在剖分面间涂以密封胶。
在多极传动中，为使各级传动的浸油深度均匀一致，可制成倾斜式箱体剖分面，或采用溅油轮及溅油环来润滑不接触油面的传动件。溅油轮常用塑料制成，其宽度可取为传动件宽度的。
9.3箱体的结构工艺性
箱体的制造工艺性对箱体的质量和成本，以及对加工、装配、使用和维修都有直接影响。
9.3.1铸造工艺性
设计制造箱体时，要考虑到制模、造型、和清理等工艺的方便。外形应力求简单，尽量减少沿拔模方向的凸起部分，并应 有一定的拔模斜度。
箱体的壁厚应力求均匀，过度平衡，金属不要局部积聚。凡外形转折处度应有铸造圆角，以减小铸件的热应力和避免缩孔。
9.3.2机械加工工艺性
箱体结构应有利于减少加工面积。设计时应考虑减少工件与刀具的调整次数，以提高加工精度和生产率。箱体上的加工面与非加工面应严格分开，并且不在同一平面内。因此，箱体与轴承盖接合面、检查孔盖、通气器、油标、和油塞接合处与螺栓头部或螺母接触处都应做出凸台。
9.4箱体形状应力求均匀、美观
箱体设计应考虑艺术造型问题。外形的简洁和整齐会增强统一协调的美感，如，尽量减少外凸形体，箱体剖分面的凸缘、轴承座凸台伸到箱体壁内，并设置内肋代替外肋，这种构型不仅提高了刚性，而且有的还克服了造型形象支离破碎，使外形更加整齐、协调合美观。
10润滑与密封
10.1减速器内各处的润滑
由于减速器内的齿轮间、轴承间有摩擦存在，为保证减速器运行良好，故需要在各摩擦面间加入润滑剂，这样不仅可以降低摩擦、减轻磨损，保证零件不遭锈蚀，而且采用循环润滑时还能起到散热降温作用。由于液体的不可压缩性，润滑油膜还具有缓冲、吸振的能力。
齿轮在传动时，相啮合的齿面间有相对运动，因此就要发生摩擦和磨损，增加动力消耗，降低传动效率。加注润滑剂，可避免金属直接接触，减少摩擦损失，还可以散热及防锈蚀，确保运转正常及延长寿命。
由于本设计中两齿轮直径差异较大，故将大齿圈的轮齿浸入油池润滑，飞溅时可润滑小齿轮及轴承。
10.2密封方式的确定
轴伸端密封方式有接触式和非接触式两种。橡胶油封是接触式密封中性能较好的一种，可用于油或脂润滑的减速器中。骨架式油封因有金属骨架，与孔紧配合装配即可。无骨架式油封则可装于紧固套中，并进行轴向定位。
油封安装有注意方向。以防漏油为主时，油封唇边对着箱内；以防外界杂质灰尘为主时，唇边对着箱内，本设计采用前一种。当两油封相背放置时，则可防漏防尘。
本设计在输入轴及输出轴的轴承外侧均安装了T型无骨架式橡胶密封。对于两轴端端盖外，均采用石棉橡胶制纸来密封。这种密封方式的选择，要考虑密封处的轴表面圆周速度、润滑剂种类、密封要求、工作温度、环境条件等因素。
11其它
轴套的应用
套筒是一种常见的定位零件，具有结构简单，定位可靠，轴上不需开槽、钻孔和切制螺纹，因而不影响轴的疲劳强度，一般用于轴上两个零件之间的定位。
在本次设计中，套筒不但有定位作用，还有其它作用。首先，该设计的小齿轮轴轴径较小，使得轴承无法选择；其次，其特殊的工艺设计，使得轴上的零件无法定位，因此，我们在此自行设计了轴套。
该轴套与轴采用过盈配合，在不改变轴的结构的情况下，使得轴承的选择与定位得到了解决。它不但具有轴套的定位功能，还对装在其上的轴承有支承作用。
12接触强度公式的建立及校核
12.1接触强度的应力计算点
12.1.1应力计算点的确定
在少齿数齿轮传动中,因为节点P 不在实际啮合线段B1 B2 上,属于节点外啮合; 且渐开线上不同点的曲率半径不同,故不同啮合点具有不同的综合曲率半径。所以一对齿在节点啮合时的接触应力将失去代表意义。又由于在节点以后啮合时,综合曲率半径是不断减小的, 因此以节点作为接触应力计算点进行齿面接触强度计算是偏于安全的。由出于在实际啮合线段的中点M 啮合时, 常常是一对齿啮合, 由一对齿承担全部载荷;少齿数齿轮传动的研究实践证明, 轮齿根部首先出现疲劳点蚀;在节点以后啮合时, 综合曲率半径是单调递减的。因此应取实际啮合线的中点M 作为齿面接触强度的应力计算点。
12.1.2计算点的综合曲率半径
由渐开线的性质可方便地求出外啮合时实际啮合线中点M的端面综合曲率半径:
式12.1
由渐开线的性质得:
式12.2
式12.3
式中:
———分别为在终止啮合点、开始啮合点啮合时齿根部位的曲率半径;
———分别为实际中心距和啮合角，其中;
———两齿轮齿顶圆压力角,计算同普通斜齿轮。
其中实际啮合线段长:
因此，
然后将代入(1)式，最终求出外啮合时实际啮合线中点M的端面综合曲率半径
。
图10.1 少齿数渐开线齿轮传动啮合图
12.2少齿数齿轮副滑动系数和综合滚动速度的计算
12.2.1应力计算点滑动系数的计算
在少齿数齿轮传动中,用滑动系数来度量两齿廓间相对滑动速度的大小和方向,同时在推导滑动系数时考虑了两齿轮齿数不同引起轮齿参与啮合次数的差异。经过详细分析与推导,两轮齿廓在应力计算点M的滑动系数计算公式为:
式12.4
式12.5
式中:
———啮合角
———分别为两齿轮应力计算点M处的端面压力角, 计算如下：
联立式12.3、12.4 有 （已知）
同理，可得
将及相关的已知数据代入，得
12.2.2应力计算点综合滚动速度的计算
由已知文献知,应力计算点综合滚动速度的计算公式为:
式12.6
式中: ———分别为两齿廓在应力计算点的切向滑动速度
将， 代入得
由式(6)进一步得知,当其在节点处啮合时， , ，两齿面间无切向速度差；当小轮齿根部和大轮齿顶部参与啮合时,综合滚动速度最小;；当小轮齿顶部和大轮齿根啮合时,综合滚动速度最大。
12.3少齿数齿轮副齿面接触强度计算
12.3.1少齿数齿轮副齿面接触强度条件
少齿数齿轮副在计算点M处的接触应力不大于其许用接触应力 ,即:
式12.7
式中: ———齿轮的计算接触应力,单位为；
———齿轮的许用接触应力,单位为；
12.3.2少齿数齿轮副接触应力的计算
在少齿数齿轮传动接触强度计算时,仍借用普通齿轮传动接触应力计算的基本公式[6] ,但公式中某些参数的确定有所不同。齿面接触应力计算的基本公式为:
式12.8
式中:、 ———分别为载荷系数和弹性影响系数,单位为：，参见GB3480 – 83取， ;
———应力计算点(啮合线中点) 处法向综合曲率半径,单位为mm；
其中可根据公式求出 式12.9
———沿齿面接触线单位长度上的平均载荷,单位为N/ mm。
式12.10
式中:———小齿轮上的转矩,单位为N.mm 根据前面计算可得;
———齿轮基圆螺旋角，;
———实际接触线长,单位为mm,计算公式为:
式12.11
式中:
———分别为两齿轮的端面重合度, 计算公式见GB3480-83 ,
———大齿轮齿宽,单位为mm ，;
———小齿轮计算圆直径,单位为mm,计算公式为:
式12.12
代入得
式12.13
由2.1中计算得
所以，将所求出的代入式(11)，有
代入所求得的数据，得沿齿面接触线单位长度上的平均载荷：
因此，最后将、、、代入式 12.8 有，
12.3.3许用接触应力的计算
在少齿数齿轮传动中,为了考虑两齿面间相对滑动系数和综合滚动速度对齿面接触强度的影响,对GB3480 - 83中齿面许用应力基本计算公式进行了修正, 经过理论分析和试验研究,提出了如下许用接触应力计算公式:
式12.14
式中: ———材料的接触疲劳极限应力系数,由GB3480 - 83 中相应曲线列出其方程而得。
———经验指数,对于软齿面= 0. 15 ,硬齿面= 0. 08；
———经验指数,对于软齿面= 0. 07 ,硬齿面= 0. 04；本文所选用齿轮材料均为硬齿面，故选取，
———齿轮副强度计算点的滑动系数,为代数值;由 (4)、(5)式计算得
———齿面布氏硬度，其硬度值为250;
———寿命系数,按被计算齿轮的实际循环次数取值见下图12.1所示；
图12.1 寿命系数
如果要选取寿命系数，必须计算齿轮的实际循环次数：
已知此减速器工作年限为4年，按照每年200天,每天两小时，则，
其中，为小齿轮转速，为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；为齿轮的工作寿命；
由图2根据齿轮的实际循环次数取寿命系数约为1.1。
———分别为润滑油系数和粗糙度系数；
图12.2 粗糙度系数
图12.3 硬化系数
图12.4 润滑剂系数、
查得，设
润滑油系数
（可参考12.4）
取齿面平均粗糙度为3.2，故
所以根据图12.2所示选取粗糙度系数
———硬化系数,只对齿轮副硬度较小的一方使用;
，可参考图12.3所示；
———分别由GB3480 - 83取值;
———接触疲劳安全系数,一般情况下取 = 1.0 , 在特别重要的情况下可取大于1 的值。
最后将以上所选系数和计算所得数据代入许用接触应力的计算公式12.14中，有
所以，由以上计算出来的结果表明，即就是齿轮副齿面接触强度小于其许用接触应力，因此，满足强度计算。
利用式12.14 ,在齿轮几何参数、材料及其热处理方法确定的情况下,分别计算两个齿轮的接触疲劳许用应力, 按其中小者作为齿轮副的承载能力计算的依据。
13总结
本次研究的题目是电动自行车传动装置设计，通过分析现有电动自行车的不足，将少齿数齿轮传动技术应用于电动自行车传动系统中，开发一种保证电动时车速不超过20Km/h的电动自行车传动装置。
本次设计过程花费的时间比较多，从一开始接触这个题目到最终完成此次毕业设计，整个过程给我留下了非常深刻的印象，本毕业设计考察的知识比较广泛，包括《机械制图》、《理论力学》、《材料力学》、《机械设计》、《机械原理》、《机械工程材料》等几门重要课程。在毕业设计的前期，我重新学习了这几门课程中的相关章节，掌握了做本毕业设计应具备的知识，同时也在网上搜索了大量的相关资料，进一步弥补了自己的不足，也增添了许多新的知识。记得刚开始做这个题目时，由于缺乏对题目的认识，让我走了好多的弯路，有好几天的时间，我一直都在网上搜资料，但是，到最后我也不知道自己找到了什么。慢慢的我感觉到时间非常紧了，压力也非常大，这时我拿出老师提供的资料，再次开始我的毕业设计，这次我完成了电动自行车传动装置基本数据的确定。有了这些数据，我开始了装配图的绘制，但是，这次我感觉到难度很大，因为传动装置的原理很简单（相当于一个减速器），但要应用到电动自行车上可没那么简单，整个过程中想了很多结构，但有些都不合理或者是错误的，通过和同学的讨论，并在张老师的指导下，我确定了装配图的方案，随后完成了相关零件图的绘制。
此外，通过本次设计，我对少齿数齿轮有了进一步的了解，它是指齿数介于2—10之间的齿轮，当应用于减速器中时，可以提高单级传动比，减小整个结构的尺寸。进一步熟悉了少齿数齿轮轴运动参数的计算、减速器结构的设计、少齿数齿轮接触强公式的建立和计算及应力计算点的选取。也了解了变位齿轮设计的过程和优点，正传动变位齿轮可以提高齿面接触强度、齿根弯曲强度、齿面抗胶合和耐磨损能力，正因为这些优点，它被应用于电动自行车传动装置中。
所以，本次设计能很好的拓宽学生的视野，打开设计理念和思路，是培养创新精神和实践能力的好机会。由于设计者知识水平和经验不足，设计的图纸和计算的过程及结果还有待于老师进一步批评指正。
致谢
经过几个月的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生，由于经验和知识的匮乏，在做的过程中难免会有许多困难。如果没有指导老师的督促指导，以及同学们的支持帮助，要完成这次设计任务的难度是难以想象的。
这次毕业设计的完成，我要特别感谢我的指导张国海老师， 本次设计是在张老师的精心指导下完成的，整个设计过程张老师尽心尽力，尽职尽责，仔细的为我们讲解每一个问题，认真的为我们指导每一个零件的设计，严格的督促我们，让我们及时、认真的完成每一个环节。
其次要感谢和我一起作毕业设计的同学，他们在本次设计中勤奋工作，克服了许多困难，来完成此次毕业设计，并互相讨论解决了许多设计过程中的技术问题。如果没有他们的努力工作，此次设计的完成将会非常困难。
最后，也要感谢全院的领导、老师，为我们提供了这次有意义的毕业设计的机会，并给了我们莫大的帮助和支持，在此深表感谢！
参考文献
[1] 王保民，少齿数渐开线齿轮副相对滑动的分析与研究[J]，机械设计与研究，2002（增刊）：139-140.
[2] 少齿数渐开线齿轮副点蚀失效的理论研究[J]，机械，2003，30（4）：36-38.
[3] 蒋军，蒋学全，双向变位少齿数圆柱齿轮副[P]。中国专利：94208649.X,1995-5-24.
[4] 王保民，蒋学全，少齿数齿轮传动接触强度的研究[J].机械设计，2004，21（8）：16-18.
[5]周铭，苏大鹏，马亮.少齿数齿轮传动[E].机械工程师 ，2001，（3）.
[6]吴宗泽.机械零件设计手册.北京：机械工业出版社，2007.
[7] 齿轮手册编委会，齿轮手册上册（第2版）[M]，北京：机械工业出版社，2001.
[8] 范垂本，齿轮的强度和实验[M]，北京：机械工业出版社，1979.
[9] 濮良贵，纪名刚，机械设计（第七版）[M]，北京：高等教育出版社，2001.
[10] 何宁，蒋学全，少齿数渐开线圆柱齿轮加工[J]，重型机械，1992，（4）：53-57.
[11] 孙恒，陈作模，机械原理（第六版）[M]，北京：高等教育出版社，2001。292-340.
[12] 李华敏，渐开线齿轮的几何原理与计算[J]，北京：机械工业出版社，1985，13-149.
[13] 王兆义，译：齿轮的理论与实践（第一卷）[M]，北京：机械工业出版社，1986，98-105.
[14] 孙恒，机械原理（第四版）[M]，北京：高等教育出版社，1989，211-213.
[15]Zhou Youqiang , Shu Xiaolong. Analysis of the contact tooth numberand load sharing of the small teeth difference [ C ] . International Symposium on Design and Synthesis. Tokyo ,1984.
[16]Shu Xiaolong. Determination of load sharing factor for planetarygearing withsmall
收藏