传动轴式自行车的设计（全套含CAD图纸、SW三维模型）

传动轴式自行车的设计（全套含CAD图纸、SW三维模型）,传动轴,自行车,设计,全套,CAD,图纸,SW,三维,模型 购买后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 前 言 在科技日益发达的当今社会，新型技术不断被研发并辐射到社会的实际运用中去，随着人们环境意识的不断增强，人们都在寻着能够省时省力节能的新型代步工具！都在为共创和谐的节约型社会而努力！ 随着居民生活水平的不断提高，自行车的使用不仅仅再是普通的代步工具，而逐渐成为人们娱乐、休闲、锻炼的首选工具。行驶途中，可以当做普通自行车骑行锻炼身体，随着时间的推移，原始简单的链传动自行车已不再满足人们的心里，人们都希望完善自行车的传动方式功用，以给人们带来更多的方便。 从早期的自行车雏型出现，到今天种类繁多、形式多样的自行车产品，已经历了近200年的历史，随着社会的发展、技术的进步、产品的更新、生活节奏的加快, 人们在享受物质生活的同时, 更加注重产品的方便、舒适、可靠、价值、安全、效率等人机性能, 创新设计即充分发挥人的创造才能,利用技术原理进行创新构思的设计实践活动，其目的是为人类社会提供富有新颖性和先进性的产品.因此，创新设计的基本特征是新颖性和先进性。“新颖性”就是设计者不拘于前人或别人已有的成就,敢于根据从未尝试过的想法去进行新的探索,设计出别具一格的产品。“先进性”就是设计的产品不仅应标新立异，而且在技术水平上比现有的类似产品要超前一步，即在功能、性能、结构等方面显示出新的特点和实质性的改进，创新设计即充分发挥人的创造才能，任何一种设计都离不开创新，工业设计领域中,无论是对传统产品的改进性设计,还是对新产品的开发性设计都需要创新。因此,对自行车进行创新设计和概念设计具有重要意义，对传动轴自行车设计通过对链轮改造，把前链轮改造成一对锥齿轮传动 中间通过传动轴代替链条，后轮在通过一对锥齿轮改变传动的方向设计要求 由于设计的水平有限，设计中难免存在错误和不当之处，恳请各位老师批评指正。 目 录 1. 传动方案初步确定……………………………………………………………………….1 2. 传动的结构设计…………………………………………………………………….…….1 2.1动力和转速确定…………………………………………………….................................1 2.2 圆锥齿轮传动设计………………………………………................................................1 2.2.1前部锥齿轮设计………………………………………………………………….....1 2.2.2 尾部锥齿轮的设计………………………………………………………...……….5 2.3 对轴的初步设计……………………………………………………………………..…8 2.3.1对轴1的设计……………………………………………..………………………..8 2.3.2 对轴2的设计……………………………………………………………………..12 2.3.3 对轴3的设计………………………………………………………………..……..14 2.4传动轴设计…………………………………………………………..…………….……16 3. 对自行车局部的改造………………………...……………………………………....……20 3.1 对车架改造……………………………………………………………….………….….20 3.2对棘轮的改造……………………………………………………………………………20 4. 对齿轮箱结构尺寸的设计 ……………………………………………………….……. 21 5.总结…………………………………………...………………………………………….……22 致谢………………………………………………………………………………………………23 参考文献…………………………………………………….…………………….…………….24 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 估计V11m/s，并取8 级精度等级。 由机械设计194 页图10-8 查得： =1.05 由机械设计226 页表10-9 查得：=1.00 而==1.5=1.51.00=1.5 取==1.0 由机械设计193 页表10-2 查得：=1.00 故动载系数K ==1.001.051.51.00=1.575 由机械设计201 页表10-6 查得： =189.8 并取= 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： =600 =550 齿轮1 和2 的工作应力循环次数分别为： =60600.6530010=3.2410 由机械设计207 页图10-19 查得： =1.0 =1.2 取S=1故许用应力： ===600 ===660 应取两者中的较小者，故600 根机械设计227 页式10-26 有万方数据相关资料查的T=13475左右带入数据 与估计无太大差异。 分锥角 齿宽 取齿宽b=20mm。 大端模数 取m=3.25 大齿轮分度圆=3.2529=94.25mm 小齿轮分度圆=3.2517=55.25mm 锥距 mm 按齿根弯曲强度设计 由机械设计226 页式10-23 知： 由机械设计200 页表10-5，查取齿形系数校正系数 2.97 2.53 1.52 1.62 由机械设计208 页图10-20（c）得： =550 =510 由机械设计206 页图10-18 得： =0.85 =0.87 取弯曲安全系数S=1.4 =334 =317 计算大小齿轮的并加以比较： ==0.0135 ==0.0129 小齿轮的数值大。 =1 1.05 1 1.5=1.575 =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2 2.2.2 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 估计V11m/s，并取8 级精度等级。 由机械设计194 页图10-8 查得： =1.05 由机械设计226 页表10-9 查得：=1.00 而==1.5=1.51.00=1.5 取==1.0 由机械设计193 页表10-2 查得：=1.00 故动载系数K ==1.001.051.51.00=1.575 由机械设计201 页表10-6 查得： =189.8 并取= 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： =600 =550 齿轮1 和2 的工作应力循环次数分别为： =60530010=9.010 由机械设计207 页图10-19 查得： =0.97 =0.99 取S=1，故许用应力： ==582 ==544.5 应取两者中的较小者，故544.5 根机械设计227 页式10-26 代入数据计算得 与估计无太大差异。 分锥角 齿宽 取齿宽b=15mm。 大端模数 取m=3.5 大齿轮分度圆=3.522=77mm 小齿轮分度圆=3.517=59.5mm 锥距 mm 按齿根弯曲强度设计 由机械设计226 页式10-23 知： 由机械设计200 页表10-5，查取齿形系数校正系数 2.97 2.72 1.52 1.57 由机械设计208 页图10-20（c）得： =550 =510 由机械设计206 页图10-18 得： =0.85 =0.87 取弯曲安全系数S=1.4 =334 =317 计算大小齿轮的并加以比较： ==0.0135 ==0.0134 小齿轮的数值大。 =1 1.05 1 1.5=1.575 =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4 2.3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=1347N mm 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=103-126。取=110.则轴的直径即为 公式中取=60r/min所以=0.085kw 所以=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=17 D=35 B=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： =10+2=12 装齿轮2的宽度预选30l=30-2=28 轴环宽度B=5 d=20 h=200.07+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，弹性卡簧，轴套等零件。 4轴上零件的周向定位 选用健配合齿轮2健 bh=66 轴承内圈与轴过盈配合轴表面粗糙度0.8 轴承外圈与壳体间隙配合壳体表面粗糙度1.6 5轴的工艺要求或表面配合表面粗糙度3.2，其余12.5，轴端倒145 图2-3轴1 轴的强度校核 由于该轴为转轴，应按弯扭组合强度进行校核计算。 图2-4 受力分析 根据受力分析，齿轮所受的转矩： T2==≈13.5N·m 齿轮作用力：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点弯矩 MV1= Rv2L2=-30.9×28=-865.2N·mm MV2= MVC1+Fa·= -865.2+46.8×=1340.25N·mm MHC=RH2L2=143×28=4004N·mm 图2-5 轴1弯矩 绘制扭矩图（g） T2==≈13.5N·m 计算合成弯矩 MC1==4096.4N·mm MC2==4222.35N·mm 绘制扭矩图（h） 图2-5扭矩图 轴的材料为45钢，调质处理，[σ-1]=25～45Mpa.从总当量弯矩图可以看出，截面C为危险截面。 截面C为齿轮处，dC=20mm，则 σbC==8.4Mpa＜[σ-1]，轴的强度足够。 2.3.2 轴2设计 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=103-126。取=110.则轴的直径即为 传递的功率=0.97=0.082kw n=60/0.6=100r/min 带入数据得 所以=10.30mm 选用深沟球轴承选择代号为6002，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6002查手册得： d=15 D=32 B=9 拟定装配方案：齿轮 轴套 轴承端盖， 选用健配合齿轮2健 bh=55 轴承内圈与轴过盈配合轴表面粗糙度0.8 轴承外圈与壳体间隙配合壳体表面粗糙度1.6 5轴的工艺要求或表面配合表面粗糙度3.2，其余12.5，轴端倒145. 和万向节连接处最小取最小直径12， 图2-6 轴2 轴的强度校核 由于该轴为转轴，应按弯扭组合强度进行校核计算。 图2-7 受力分析 根据受力分析，齿轮所受的转矩： T2==≈8.11N·m 齿轮作用力：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点弯矩 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 计算合成弯矩 MC1==5906.24N·mm MC2==5986.88N·mm 轴的材料为45钢，调质处理，[σ-1]=25～45Mpa.从以上分析可以看出，截面A为危险截面。 截面A为齿轮处，dA=20mm，则 σbC==8.25 Mpa＜[σ-1]，轴的强度足够。 2.3.3轴3设计 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=103-126。取=110.则轴的直径即为 传递的功率为=0.98=0.0803 n=100r/min 代入数据得 =10.22mm 选用深沟球轴承选择代号为6002，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6002查手册得： d=15 D=32 B=9 拟定装配方案：齿轮 轴套 轴承端盖， 选用健配合齿轮2健 bh=55 轴承内圈与轴过盈配合轴表面粗糙度0.8 轴承外圈与壳体间隙配合壳体表面粗糙度1.6 5轴的工艺要求或表面配合表面粗糙度3.2，其余12.5，轴端倒145. 和万向节连接处最小取最小直径12， 图2-8 轴3 轴的强度校核 由于该轴为转轴，应按弯扭组合强度进行校核计算。 图2-9 受力分析 根据受力分析，齿轮所受的转矩： T2==≈7.92N·m 齿轮作用力：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点弯矩 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 计算合成弯矩 MC1==4135N·mm MC2==4602N·mm 轴的材料为45钢，调质处理，[σ-1]=25～45Mpa.从以上分析可以看出，截面A为危险截面。 截面A为齿轮处，dA=20mm，则 σbC==8.08 Mpa＜[σ-1]，轴的强度足够。 2.4传动轴设计 由机械设计公式15-3 材料选择45钢 取=0.5 =110 P=0.82kw n=100 代入数据计算得 10.51mm 为了满足强度要求=12mm =6mm 设作用于十字轴轴颈中点的力为F，则 ==851.984N 十字轴轴颈根部的弯曲应力σw和切应力τ应满足 σw=≤[σw] τ=≤[τ] 式中，取十字轴轴颈直径d1=6mm，十字轴油道孔直径d2=3mm，合力F作 用线到轴颈根部的距离s=2.5mm，[σw]为弯曲应力的许用值，为250-350Mpa，[τ]为切应力的许用值，为80-120 Mpa ∴σw== =107Mpa<[σw] τ= = =40 Mpa<[τ] 故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件 十字轴效果图如下 图2-10 十字轴万向节 十字轴滚针的接触应力应满足 σj=272≤[σj] 式中，取滚针直径d0=2mm，滚针工作长度Lb=5mm，在合力F作用下一个滚针所受的最大载荷Fn= 即 =326.593N 当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC以上时，许用接触应力[σj]为3000-3200 Mpa ∴σj=272= =1.97 Mpa<[σj] 故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足 传动轴强度校核 按扭转强度条件 τT=T/WT≈≤[τT] 式中，τT为扭转切应力，取轴的转速n=100r/min，轴传递的功率P=0.085kw，Dc=12mm，dc=6mm分别为传动轴的外内直径，根据机械设计表15-3得[τT]为25-45 Mpa 即=25 Mpa<[τT] 故传动轴的强度符合要求 传动轴转速校核及安全系数 传动轴的临界转速为 nk=1.2×108 式中，取传动轴的支承长度Lc=400mm, dc=6mm, Dc=12mm分别为传动轴轴管的内外直径, nmax=100 r/min ∴nk=1.2×108×=6495r/min 6495远大于100所以轴管临界转速合格。 传动轴轴管断面尺寸除应满足临界转速要求以外，还应保证有足够的扭转强度。 轴管的扭转应力τc=≤[τc] 式中[τc]=300 Mpa ∴τc= =0.544 Mpa<[τc] ∴轴管的扭转应力校核符合要求. 对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力τh，许用应力一般按安全系数2-3确定 τh = 式中,取花键轴的花键内径dh=18mm，外径Dh=22mm, ∴τh ==11.77 Mpa 传动轴花键的齿侧挤压应力σy应满足 σy=T1K’/Lhn0≤[σy] 式中,取花键转矩分布不均匀系数K’=1.35,花键的有效工作长度Lh=40mm，花键齿数n0=6当花键的齿面硬度大于35HRC时：许用挤压应力[σy]=25-50 Mpa ∴σy= =31.89Mpa <[σy] ∴传动轴花键的齿侧挤压应力σy满足要求 传动轴华健效果图如下 图2-11 传动轴花键 传动轴最终效果图如下 图2-12 传动轴整体图 3. 对自行车局部的改造 3.1 对车架改造 以现有的自行车架为基础对其进行改造以适应对传动轴齿轮箱体的合理布局能够使传动轴和自行车架结合到一体 图3-1 改造后的车架 对1处采用图示的改造，使该处能够与齿轮箱相连接，对2处的改造如上图所示，此处的改造是提高原本在底处的车架，为了减少对传动轴的干扰。 3.2对棘轮的改造 图3-2 改造后的棘轮机构 把原有的最外圈和小链轮连接的棘轮机构改造成如上图所示的结构，使其能够与上图所示的锥齿轮相配合到一起，实现传动。 最终的自行车装配图如下 图3-3总体装配图 4. 对齿轮箱结构尺寸的设计 机体的结构尺寸 机座壁厚= 取机座壁厚为8 机盖壁厚 取机盖壁厚为8 机座凸缘厚度b=1.5=12 机盖凸缘厚度=1.5=12 与车架连接螺栓直径= 取=12 轴承旁连接螺栓直径=9 机盖与机座连接螺栓直径（0.5~0.6）=6 轴承端盖螺钉直径=（0.4~0.5）=4.8 取=5 润滑与密封 由于齿轮速度较低选用脂润滑齿轮选用7407号齿轮润滑脂，轴承的润滑采用滚珠轴承润滑脂，采用毡圈密封。 5总结 经历了四年的学习，毕业设计终于告一段落。这也是在以前学习中一直没有遇到过的，这次毕业设计让我深深体会到了机械设计的严谨，复杂，系统性的设计一个传动轴自行车完全不像以往设计一个零件那么简单，其中一个小错误都有可能导致最后传动轴自行车的设计错误。最终实现对传动轴自行车的设计，本设计的有点改观了自行车传动方式，传动轴自行车能够更高效率的传动人的动力，改变了因为链传动所带来的一些缺点，比如链传动所带来的对裤子的咬合，有链传动多边形效应带来的震动和噪音，这种方式的自行车如果在市场推出肯定有不错的市场一是这种传动的新颖，最主要还是传动的效率高在同等条件下的链传动自行车相比较会感觉更省力，通过对自行车的三维建模使我更熟练的掌握使用solidworks和CAD，最后感谢指导老师的辛勤指导使我少走弯路更好的完成我的毕业设计。 致 谢 首先，我要感谢我的指导老师李宜峰老师，他严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样，给了起到了指明灯的作用；他们循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪，让我很快就感受到了设计的快乐并融入其中。其次我要感谢同组同学对我的帮助和指点，没有他们的帮助和提供资料，没有他们的鼓励和加油，这次毕业设计就不会如此的顺利进行。 此次毕业设计历时三个月，是我大学学习中遇到过的时段最长、涉及内容最广、工作量最大的一次设计。用老师的一句话概括就是这次毕业设计相当如是把以前的小课程设计综合在一起的过程，只要把握住每个小课设的精华、环环紧扣、增强逻辑，那么这次的任务也就不难了。我此次的任务是做一个项目的招标文件。虽说老师说的话让此次的毕业设计看起来不是那么的可怕，但是当我真的开始着手时，还的确是困难重重。 俗话说的好，“磨刀不误砍柴工”，当每次遇到不懂得问题时，我都会第一时间记在本子上面，然后等答疑的时候问两位老师，老师对于我提出来的问题都一一解答，从来都不会因为我的问题稍过简单加以责备，而是一再的告诫我做设计该注意的地方，从课题的选择到项目的最终完成，老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持，他们真正起到了“传道授业解惑疑”的作用，让人油然而生的敬佩。除此之外，我们组和老师还有另外两个交流途径：打电话和上网，为此老师还特意建立一个群，以便大家第一时间接收到毕业设计的最新消息和资料，每次大家都在群不亦乐乎的讨论着毕业设计的事情。多少个日日夜夜，两位老师不仅在学业上给我以精心指导，同时还在思想、生活上给我以无微不至的关怀，除了敬佩老师们的专业水平外，他们的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。在此谨向xx老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。 在论文即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到论文的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意! 最后我还要感谢机电学院和我的母校塔里木大学四年来对我的栽培。 参考文献 [1]孟宪源,姜琪.机构构型与应用[M].机械工业出版社,1966. 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