-汽车旋转展示台设计学士学位论文.doc

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昆明学院

2015届毕业设计（论文）

设计（论文）题目 汽车旋转展示台设计

子课题题目D4800mm三级变速式

姓 名
学 号 201104100433
所 属 系 自机系
专业年级 机制4班
指导教师

2014年 11月

摘要
汽车旋转展台能够在观赏者位置不变的情况下直接呈现出产品的状态，对选购者而言，可以在同一位置不同角度的了解汽车的构造，方便选购者找到合适自己的汽车进行购买。对企业而言，能够体现出企业的形象，产品的理念，功能以及价值，还可以对空间进行合理的分割，给参观者营造出一种更加舒适的展览空间，从而间接的起到为企业做宣传的目的，促进销售，提高汽车销售量，给企业带来利润。“汽车旋转展示台”的设计，不仅给选购者带来便利，也可以给企业带来盈利。因此“汽车旋转展示台”的设计是汽车交易中重要组成的部分。
本次设计汽车展示台为三级变速式旋转展示台，通过减速机构与变速机构相互协调，达到工作要求。

关键词：汽车构造; 企业形象; 功能；价值; 减速;变速;

Abstract
Auto rotating booth can directly show the product in the state of the viewer position unchanged, on the purchase, can be in the same position with different angles to understand the car structure, convenience of purchase to find their car buying. Speaking of the enterprise, can reflect the image of the enterprise, the product concept, function and value, can also carry on the reasonable division of the space, for visitors to create a more comfortable exhibition space, and indirectly, to do propaganda purposes, for enterprises to promote sales, improve auto sales, bring the profit to the enterprise. "Design of auto rotating display", not only bring convenience to purchase, also can bring to the enterprise profits. Therefore, "the design of automobile rotating display" is an important part in automobile trade.
The design of automobile showcase for three speed rotary display stand, coordinate each other through the speed reducing mechanism and a speed change mechanism, meeting the requirements of the job.

Keywords:the car structure; image of the enterprise; function;value;moderate；change speed；

目录
第一章绪论………………….………………………………………..………………………1
1.1 展示台分类…………….………………………………………………………………….1
1.2设计参数与内容 ……….………………………………………………………………..1
第二章设计思路…………….…………………………………………………………………2
2.1 设计总思路…………………………………………………………………..……………..2
2.2旋转结构设计……………………………………………………………………………..2
2.3升降结构设计……………………….……………………………………………………...2
第三章 参数确定………………………………………………………………………………3
3.1传动比确定………………………………………………………………..………………..3
3.1.1传动比分配………………………………………………………………………………3
3.2电动机输入功率确定………………………………………………………………………3
第四章摆线针轮减速器与电动机的选择………………………………………………..……4
4.1摆线针轮减速器……………………………………………………………………….…...4
4.1.1摆线针轮减速器特点……………………………………………………………………..…4
4.1.2摆线针轮减速器选取……………………………………………………………………5
4.2电动机类型的选择…………………………………………………………………………6
第五章 三级变速器的设计……………………………………………………………………..7
5.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择…………………………………………………7
5.2变速器主要零件结构的方案分析…………………………………………………………8
5.2.1齿轮形式…………………………………………………………………………………8
5.2.2换档结构形式……………………………………………………………………………8
5.2.3中心矩……………………………………………………………………………………8
5.2.4轴向尺寸…………………………………………………………………………………8
5.2.5齿轮参数…………………………………………………………………………………9
5.3各档传动比及其齿轮齿数的确定…………………………………………………………9
5.3.1确定低速档齿轮副的齿数………………………………………………………………9
5.3.2确定常啮合齿轮副的齿数…………………………………………………………...…10
5.3.3确定中速档齿轮副的齿数…………………………………………………………...…10
5.3.4变速器到旋转台传动齿轮副设计………………………………………………...……11
5.4变速器齿轮的强度计算与材料的选择………………………………………………...…11
5.4.1齿轮的强度计算与校核………………………………………………………………...11
5.5变速器轴设计……………………………………………………………………………...15
5.5.1变速器轴设计计算…………………………………………………………………...…15
5.5.2轴的校核…........................................................................................................................16
5.6同步器的设计…………………………………………………………………………...…20
5.6.1 同步器原理…………………………………………………………………………...…20
5.6.2主要参数……………………………………………………………………………...…21
5.6.3锥面半锥角摩擦锥面平均半径R锥面工作长度b的选择……………………...…21
5.6.4同步环径向厚度……………………………………………………………………...…22
5.6.5锁止角 同步时间t…………………………………………………………………..22
第六章升降机设计………………………………………………………………………….…23
6.1执行元件类型、数量和安装……………………………………………………………...23
6.2载荷的计算………………………………………………………………………………...23
6.3液压系统主要参数………………………………………………………………………...25
6.3.1系统压力确定…………………………………………………………………………...25
6.3.2执行元件主要参数…………………………………………………………………...…25
6.3.3液压缸的流量………………………………………………………………………...…28
6.4油泵和电机选择…………………………………………………………………………...29
6.4.1泵的额定流量…………………………………………………………………………...29
6.4.2泵的最高工作压力…………………………………………………………………...…29
6.4.3电机功率的确定……………………………………………………………………...…30
参考文献……………………………………………………………………………………...…31
附录…………………………….………………………………………………………..………31
谢辞…………………………….…………………………………………………..……………32

33

第一章绪论
展台是承托展品的主要用具。是构成展厅结构的基础构件之一。不同类型的展厅使用不同类型的展台，一个展厅也可根据内部空间布局，使用不同的展台。随着科技的发展，展厅展示需要日益纷繁复杂，展台已经由被动地、单一地、静止地摆放展品向主动型、多功能、智能化方向发展。
1.1 展示台分类
展示台常见分类有：反射型展台、旋转型展台、侧视型展台、景观型展台、多媒体展台。
(1)反射型展台。在展品下方采用反射的方式，将展品的底部状态呈现给参观者。
(2)旋转型展台。展台被固定在带有旋转动力的机械上面，当展品陈列在展台上时，展台的匀速旋转可使得周围的参观者在固定的位置上，从不同角度观看展品，避免人潮涌动带来的拥挤情况。
(3) 侧视型展台。将展台设计成斜坡型，展示品固定在斜面的展台上，观众可以在侧面看见展品的情况。
(4) 景观型展台。将某一系列展品通过展台将其摆放在某一特别布置的空间环境，以加强其真实感。
(5) 多媒体展台。带有LED显示屏、触摸式体验设备、声控设备等多媒体科技设备的展台，观众在参观展品的同时，可以通过展台自带的多媒体设备实时了解展品情况，或进行互动式体验。
1.2设计参数与内容
本次三速变速式汽车旋转展示台的设计参数为，旋转速度：0.5r/min,1.5r/min,3r/min;承载质量：2.5吨；展台直径：4800mm。
设计内容：
（1） 汽车展示台工作原理及工艺设计。
（2） 汽车展示台整体布置及结构设计。
（3） 电动机选择及传动路线设计。
（4） 校核计算。

第二章 设计思路
2.1总设计思路
三级变速功能通过减速器与变速器传动来实现

第一级减速由双级摆线针轮减速机来完成，
第二级由变速器完成减速变速控制
升降功能通过液压系统来完成
2.2旋转结构设计
电动机输出转速通过减速机构进行减速，然后通过变速机构调节不同的速度输出，通过传动部件，传动到展示台的旋转平面。
2.3升降结构设计
选用剪叉式液压升降结构

第三章 参数确定
3.1传动比确定
根据设计参数：展台速度为n1=0.5r/min,n2=1.5r/min,n3=3r/min。初定电机转速n=1450r/min，满足n1转速时，总传动比：i1=n/n1=1450/0.5=2900,
i2=966,i3=483，由于总传动比过大可采用双级摆线针轮减速器。
3.1.1传动比分配
选取传动比为289的双级摆线针轮减速机。
转速为n1的总传动比2900，2900=289x6x1.67
转速为n2的总传动比966，966=289x2x1.67
转速为n3的总传动比483，483=289x1.67
3.2电动机输入功率确定
展示台所需承载的重力P为：P=2.5*1000*10=25KN
记展示台的阻力矩M工阻，电机的输出力矩为M电，根据阻力矩计算公式：
M阻=P*K=25*1000*1.5*0.01=375N.m
其中K为摩擦力臂，取K=1.5cm
该展示台正常工作时长8～10h/天，为中等冲击载荷。取工况系数k=1.6
M工阻=M阻*k=375*1.6=600N.m
M电＞M工阻，则取M电=700N.m
根据输出转矩公式：M=973Piη/n可求得满足不同转速要求所需的功率
P1=M电n/973*iη=700*1450/(973*2900*0.9)=0.4kw
P2=700*1450/(973*966*0.9)=1.2kw
P3=2.4kw
p1为满足n1电机功率，p2为满足n2电机功率，p3为满足n3电机功率，η为传递效率，取η=0.9，i为总传动比。

第四章 摆线针轮减速器与电动机的选择

4.1摆线针轮减速器
4.1.1摆线针轮减速器特点
1、传动比大
　　摆线针轮减速机具有更高的速比，一级减速时传动比是1:7到1:87;两级减速时转动比为1：121~7569，还有更高的三级减速，客户也可以根据自己的情况选择此类型。
　　2、传动效率高
　　摆线针轮减速机由于该机齿面啮合部位采用了滚动啮合，啮合便面亦无相对的滑动，一般效率都能在90%以上。
　　3、体积小，重量轻
　　摆线针轮减速机采用行星传动原理，输入轴和输出轴在同一轴线上，而且有与电动机直联呈一体的独特之处，使其机型获得尽可能小的尺寸。因此摆线针轮减速机具有体积小、结构紧凑、重量轻的特点。比起普通的两级圆柱齿轮减速器，体积可减少2/3以上;重量约减轻1/3以上。
　　4、拆装方便，容易维修
　　由于摆线针轮减速机的结构设计合理，简单的拆装便于维修，使用零件个数少，润滑也是非常简单。
　　5、寿命长，噪音小
　　由于采用行星传动的原理，运转时摆针齿的啃合数多，重叠的系数又大，整体机身平衡运转，主要零件是用轴承钢淬火后精磨而成，磨损降到最，低所以运转时所发出的噪音低、寿命长。

4.1.2摆线针轮减速器选取

根据传动比与功率要求选取型号为3322传动比为289（17x17）的双级摆线针轮减速机，该减速机输入转速1500r/min,输入功率2.86kw,传动比289，满足该设计工作要求。

4.2电动机类型的选择
根据电源条件与工作要求，选择Y系列三相交流异步电动机，Y系列电动机有效率高、节能、低噪音、震动小、运行安全可靠、高扭矩等特点。

根据输入功率要求P=2.86kw,查表选择电机额定功率Ped=3kw，转速要求1450r/min,查表选择电动机型号Y100L2-4。

第五章 三级变速器的设计
5.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择
根据设计三级式要求，选择三级三轴式变速器。
有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（η=0.93）等特点。
设计时首先应根据汽车展示台的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比。根据之前的设计要求已知该减速器分为三档，低速档传动比为6，中速档传动比2，高速档传动比为1。
三轴式变速器如图1-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。

图1-1三轴式变速器
1输入轴；2输出轴；3中间轴

5.2变速器主要零件结构的方案分析
5.2．1齿轮形式
变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。
斜齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。
变速器的齿轮选用直齿圆柱齿轮。
5.2．2换档结构形式
换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。
直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因。
啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。
采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。
换档结构选用同步器。
5.2．3中心矩
中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：
(1)
式中 KA----中心距系数。取KA=9.5
TI max ----变速器处于一档时的输出扭矩：
T=Tiη=46.069x6x0.96=265.42N.m (2)
T是电动机最大转矩，i变速器一档时传动比，η变速器传递效率取96%。
T=2.3x9550xP/n=2.3x9550x3/1430=46.069N.m
A=61.05mm

5.2．4轴向尺寸
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。
变速器壳体的轴向尺寸取2.5A，则壳体的轴向尺寸为152.63mm。变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。
5.2．5齿轮参数
（1） 齿轮模数
第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn
mm=1.68 （1）
其中=46.069Nm，可得出mn=1.68。据JB111-60第一系列的标准值选取mn=2
一档直齿轮的模数m
mm = 2.12（2）
T=256.42Nm，m=1.61,取m=2
（2） 齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b
压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。
在本设计中变速器齿轮压力角α取15°,啮合套或同步器取30°；斜齿轮螺旋角β取30°。

通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：
直齿 b=（4.5～8.0）m，mm
取b=6.5m=13mm
啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm。

5.3各档传动比及其齿轮齿数的确定
5.3．1确定低速档齿轮副的齿数
初设低速档的传动比设计为6
=6
为了确定和齿数，先确定总齿数

其中 A =61.05mm、m=2；故有=61.05，取整为62。
为了避免齿轮磨损严重，一对齿轮副的齿数一般互为质数
取=17，=45
修正为62，反推A=62mm
5.3．2确定常啮合齿轮副的齿数
常啮合齿轮的传动比
=6x=2.27
而常啮合齿轮的中心距与低速档齿轮的中心距相等
A=62mm

=53.69,取整为54
其中==0.886
取=19，=44
==2.31
低速档时实际传动比== x=6.12

5.3．3确定中速档齿轮副的齿数.
初设中速档传动比为2，
=2
=2x=2x=0.865
=52.87
=52.87,取整为53
取=28，=34
中速档时实际传动比==x=2.06
高速档时取用直接档=1

5.3．4变速器到旋转台传动齿轮副设计
变速器到展台的传动比
低速档：==1.64
中速档：==1.62
高速档：==1.67
取均值𝔦=1.64
中心矩：
=9.5=232.7mm
==201.7,取整为201
𝔦=1.64
取=125 =76
各个齿轮分度圆直径:
=×=38
=×=88
=×=56
=×=68
=×=90
=×=34
=×=250
=×=152
5.4变速器齿轮的强度计算与材料的选择
5.4.1 齿轮的强度计算与校核
齿轮弯曲强度计算
直齿轮弯曲应力
=
为弯曲应力（MPa）
为齿轮圆周力（N）
--应力集中系数，可近似取1.65；
--摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；
b--齿宽（mm）；
t--端面齿距（mm），t=πm； m为模数（mm）
y--齿形系数，如图1-1所示。

图1-1 齿形系数图
Tg作用到变速器第一轴上的最大转矩，Temax根据传动比换算到低速档的值，
Temax=46.069N.m
Tg=Temax×
Tg=106534.56N.mm
齿宽b=13mm
低速档齿轮弯曲应力
齿轮6：===712.07MPa
齿轮5: ===478.23MPa
弯曲应力在400～850Pa之间，可以满足要求。
中速档齿轮弯曲应力
齿轮4：===845.45MPa
齿轮3：===645.61MPa
可以满足要求。
常啮合齿轮计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax，已知Temax=46.069N.m=46069N.mm，齿宽为b=KcMn=13mm
齿轮1：===924.71MPa
齿轮2：===691.73MPa

齿轮接触应力
(3)
式中:--齿轮的接触应力（MPa）；
F--齿面上的法向力（N），；
-圆周力在（N），；为计算载荷（N∙mm）；d为分度圆直径（mm）；
----节点处的压力角（°）；
----齿轮螺旋角（°）；
E----齿轮材料的弹性模量（MPa），MPa；；
b----齿轮接触的实际宽度,b=13mm；
----主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；
直齿轮：

其中，分别为主从动齿轮分度圆半径（mm）。
将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表：

表1-2 变速器齿轮的许用接触应力
齿轮
/MPa
渗碳齿轮
液体碳氮共渗齿轮
低速档和中速档
1900~2000
950~1000
常啮合齿轮
1300~1400
650~700

计算第一轴常啮合齿轮接触应力
==6893.29N
其中α=15°,=2,=16,=37
=4.14mm
=9.58mm
MPa
采用（3）式计算得第一轴常啮合齿轮接触应力
=1425.21MPa采用渗碳处理齿轮满足设计要求。

低速档接触应力
==2450.95N
其中α=15°,=2,=45,=17
=11.65mm
=4.40mm
MPa
=1471.71 MPa
=1425.21MPa采用渗碳处理齿轮满足设计要求。

中速档接触应力
F==3939.02N
=25，=28
=6.47 mm
=7.25 mm
MPa
=1803.28MPa
采用渗碳处理齿轮满足设计要求。

5.5变速器轴设计
5.5.1变速器轴设计计算
第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。

第一轴
中间轴分为旋转轴式和固定轴式，采用固定轴式传动方案。

中间轴

轴的尺寸
第二轴和中间轴的中部直径
0.45×61.05=25.35mm
取d=25mm
轴花键部分的直径
=（4~4.6）=14.34~16.49mm
取d=15mm
该变速器壳体的轴向尺寸取:L=2.5A=152.63mm,取153mm
中间轴支承间的距离略小于壳体尺寸，取145mm
第二轴支承间的距离:L=-2b=145-2×13=119mm

5.5.2轴的校核
对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。如下图所示

变速器齿轮在轴上的位置如上图所示时，若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为，则可分别用下式计算
（1）
（2）
（3）

图4-x  变速器轴的挠度和转角
式中, ----齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；
----齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；
E----弹性模量（MPa），E =MPa；
I----惯性矩（mm4），对实心轴，d为轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；
a、b----为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（mm）；
L----支座之间的距离（mm）。

由于中间轴上常啮合齿轮上的圆周力最大，因此只需要验算中间轴上常啮合齿轮处的强度和刚度即可。变速器轴向尺寸L＝153mm，取a=25mm，则b=L-a=128mm。
=874.49N
=757.33N
代入（1）（2）（3）式计算得：
==0.00973mm
==0.00843mm
σ==0.0003 rad
故轴的全挠度为==0.0129mm≤0.2mm,安装齿轮轴的许用转角为（0.001～0.002）rad>0.0003rad,符合刚度要求。

轴的强度验算
齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力
（6）
（7）
（8）
式中 --至计算齿轮的传动比为=2.27
d 为齿轮的分度圆直径为74mm；
为节点处的压力角，为15°；
为螺旋角，为30°；
为发动机最大转矩，为46069N·mm。
求得
==2826.40N
==874.49N
==1631.82N
水平面：（a+b）=b
==×874.49=731.60N
水平面所受的力矩：
=25×731.60×=18.29N.m
垂直面：
==67.21N
垂直面所受力矩：=25×67.21×=1.68N.m
该轴承受的扭矩：=46.069×2.27=104.58N.m
危险截面所受的合成弯矩为：
==106.18N.m
=1.06×N.mm
弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）:
（为轴的直径为27mm）
求得σ=54.95MPa
低速档时[]=400MPa
[]；符合要求。

5.6同步器的设计
5.6.1 同步器原理
本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：

图5-6-1 锁环式同步器
1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环）
5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套
如图（5-6-1），此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。然后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用具有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。之后，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图5-6-2b），使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图5-6-2d），完成同步换档。

图5-6-2锁环同步器工作原理
5.6.2主要参数
如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响也很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图5-6-3中给出的尺寸适用于该设计；通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm。

图5-6-3同步器螺纹槽形式
5.6.3锥面半锥角摩擦锥面平均半径R锥面工作长度b的选择
摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan。一般=6°～8°。=6°时，摩擦力矩较大，有粘着和咬住的倾向；在=7°时就很少出现咬住现象。在本次设计中采用的锥角均为取7°。
R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。本次设计中采用的R为40～55mm。
缩短锥面工作长度，即使变速器的轴向长度缩短，同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时根据下式计算
（9）
设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。
5.6.4同步环径向厚度
与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受机构布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。
选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。锻造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，一般在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.07～0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2～3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本设计中同步器径向宽度取7mm。
5.6.5锁止角 同步时间t
锁止角选取正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差为零值才能进行换档。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在26°～46°范围内变化。本设计锁止角取。同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。同步时间与载荷有关，计算时可在该范围内选取：变速器高速档取0.15～0.30s，低速档取0.50～0.80s；
第六章 升降机设计
设计参数
额定载荷：2500kg 最低高度：500 mm 最大起升高度：1500mm
6.1执行元件类型、数量和安装
类型选择：
表6.1 执行元件类型的选择

运动形式
往复直线运动
回转运动
往复摆动
短行程
长行程
高速
低速

摆动液压马达
执行元件的类型

活塞缸
柱塞缸
液压马达和丝杠螺母机构
高速液压马达
低速液压马达

根据上表选择执行元件类型为活塞缸，再根据其运动要求进一步选择液压缸类型为双作用单活塞杆无缓冲式液压缸，其符号为：

图6.1
数量：该升降平台为双单叉结构，故其采用的液压缸数量为4个完全相同的液压缸，其运动完全是同步的，但其精度要求不是很高。
安装位置：液压缸的安装方式为耳环型，尾部单耳环，气缸体可以在垂直面内摆动，安装的位置为前后两固定支架之间的横梁之上，横梁和支架组成为一体，通过横梁活塞的推力逐次向外传递，使升降机升降。
6.2载荷的计算
执行元件的载荷即为液压缸的总阻力，油缸要运动必须克服其阻力才能运行，因此在次计算油缸的总阻力即可，油缸的总阻力包括：阻碍工作运动的切削力，运动部件之间的摩擦阻力，密封装置的摩擦阻力，起动制动或换向过程中的惯性力，回油腔因被压作用而产生的阻力，即液压缸的总阻力也就是它的最大牵引力：

（1）切削力。阻碍工作运动的力，在本设计中即为额定负载的重力和支架以及上顶板的重力：
其计算式为：
（2）摩擦力。各运动部件之间的相互摩擦力由于运动部件之间为无润滑的钢与钢之间的接触摩擦，取，
其具体计算式为：
（3）密封装置的密封阻力。根据密封装置的不同，分别用下式计算：
O形密封圈： 液压缸的推力
Y形密封圈：
f 摩擦系数，取
密封摩擦力也可以采用经验公式计算，一般为
（4）运动部件的惯性力。
计算公式为：
，本设计取值为
（5）背压力。背压力在此次计算中可忽略，一般将其计入液压系统的效率之中。
由上述说明可以计算出液压缸的总阻力为：

=

=(205+320+115+190+2500)x9.8+0.15(205+320+115)x9.8
+(205+320+115+190+2500)x0.4+(205+320+115+190+2500)9.80.05
=40KN
液压缸的总负载为40KN，该系统中有四个液压缸个液压缸，故每个液压缸需要克服的阻力为10KN。

6.3液压系统主要参数
6.3.1系统压力确定
液压缸牵引力与工作压力之间的关系
牵引力F（KN）
<5
5-10
10-20
20-30
30-50
>50
工作压力P（MPa）
<0.8-10
1.5-2
2.5-3
3-4
4-5
>5-7

由于该液压缸的推力即牵引力为10KN，根据上表，可以初步确定液压缸的工作压力为：p=2MPa 。
6.3.2执行元件主要参数
（1） 液压缸做用力
该升降台工作时液压缸产生向上的推力，因此计算时只取液压油进入无杆腔时产生的推力：
F=
式中： p 液压缸的工作压力 Pa 取p=
D 活塞内径单位m 0.09m
液压缸的效率0.95
代入数据:
F =
F = 10.3KN
液压缸工作时产生的推力为10.3KN。

（2） 缸筒内