綠色無碳小車S型無碳小車畢業(yè)設(shè)計論文

JIANGXI AGRICULTURAL UNIVERSITY 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 題目 ： 綠色小車 學(xué) 院： 姓 名： 學(xué) 號： 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 年 級： 指導(dǎo)教師： 職 稱： 講 師 二 0 一一 年五月 綠色小車 i 摘要 本設(shè)計是依據(jù)課題要求“綠色小車”，即提出一種“無碳”的方法，帶動小車的運(yùn)行，即給定一重力勢能，根據(jù)能量轉(zhuǎn)換原理，設(shè)計一種可將該重力勢能轉(zhuǎn)化為機(jī)械能并用來驅(qū)動小車行走的裝置。該小車再前行時能自動避開賽道上設(shè)置的障礙物（每隔1 米，放置一個直徑為 20mm,高為 200mm 的彈性障礙圓棒）。此模型的最大特點(diǎn)是將重力勢能轉(zhuǎn)化為齒輪的轉(zhuǎn)動，進(jìn)而根據(jù)大小齒輪的嚙合帶動驅(qū)動輪和轉(zhuǎn)向輪，從而按照規(guī)定的路線完成任務(wù)。本文將對綠色小車模型設(shè)計過程，結(jié)構(gòu)功能特點(diǎn)進(jìn)行詳細(xì)的介紹 。 關(guān)鍵詞 ： 綠色小車；無碳；勢能轉(zhuǎn)化 綠色小車 ii Abstract The design is based on the requirements of the subject of green car, that proposes a carbon-free approach, driven the car running, that is, given a potential energy, according to energy conversion principles, the design of a gravitational potential energy can be transformed into the mechanical energy and used to drive the car to walk the device. The car then before the line can automatically avoid obstacles on the track set (every 1 m, placed a diameter of 20mm, 200mm flexible high barrier for the rod.) Most important feature of this model is transformed into gravitational potential energy of the rotation gear, thereby driving under the size of the meshing gear wheel and steering wheel, and thus complete the task in accordance with the provisions of the route. This paper will model green car design process, structure and function of the characteristics described in detail. Key words: Green car； Non-carbon； Potential energy into 綠色小車 iii 目 錄 中文摘要 . I 英文摘要 . II 1 緒論 . 1 1.1 引言 . 1 1.2 車用能源的發(fā)展趨勢 . 1 2 綠色小車總體設(shè)計及其運(yùn)動原理 . 2 2.1 課題目的及其要求 . 2 2.2 小車總體設(shè)計及其運(yùn)動原理 . 3 2.3 設(shè)計參數(shù)的計算及小車外形尺寸的確定 . 4 2.3.1 理論 行駛距離估算 . 4 2.3.2 小車車輪及外形的材料和尺寸的確定 . 4 3 小車設(shè)計的運(yùn)動參數(shù)計算 . 5 3.1 主要運(yùn)動參數(shù)計算 . 5 3.2 原動軸繞線部分設(shè)計及計算 . 7 3.3 運(yùn)動及運(yùn)動力參數(shù)計算 . 8 4 小車主要零件的設(shè)計與計 算 . 9 4.1 齒輪 1與齒輪 2 的設(shè)計 . 9 4.1.1 選擇齒輪材料、精度等級、齒輪數(shù)選擇 . 9 4.1.2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 . 9 4.1.3 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 . 10 4.2 齒輪 3 和齒輪 4設(shè)計 . 11 4.2.1 選擇齒輪材料、精度等級、齒輪數(shù)選擇 . 11 4.2.2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 . 11 4.2.3 校核齒面 接觸疲勞強(qiáng)度 . 12 4.3 軸設(shè)計 . 12 4.3.1 原動軸 (2 軸 )設(shè)計 . 12 4.3.1.1 選擇軸的 材料 . 12 4.3.1.2 求出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 . 12 4.3.1.3 軸的初估計算 . 12 4.3.1.4 軸上零件的周向定位 . 13 4.3.1.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 . 14 4.3.1.6 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計算簡圖（圖 8） . 14 4.3.1.7 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 . 15 4.3.1.8 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 . 16 4.3.1.9 繪制 原動軸的工作圖（附錄） . 18 4.3.2 驅(qū)動軸（ 1 軸）設(shè)計 . 18 4.3.2.1 軸的材料選擇 . 18 4.3.2.2 求出軸上的功 率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 . 18 4.3.2.3 軸的初估計算 . 18 4.3.2.4 軸上零件的周向定位 . 19 綠色小車 iv 4.3.2.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 . 19 4.3.2.7 校核軸的強(qiáng)度 . 21 4.3.3 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計及計算 . 22 4.3.3.1 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)有關(guān)計算 . 22 4.3.3.2 曲軸（ 3軸）設(shè)計 . 23 4.3.4 支承軸（ 4 軸）設(shè)計 . 29 4.4 滾動軸承的校核 . 29 4.5 鍵強(qiáng)度校核 . 29 4.5.1 原動軸上鍵的校核 . 29 4.5.2 驅(qū)動軸上鍵的校核 . 30 4.5.3 曲軸上鍵的校核 . 30 5 設(shè)計小結(jié) . 31 參考文獻(xiàn) . 32 致 謝 . 33 綠色小車 1 緒論 1.1 引言 1“環(huán)保在身邊之無碳生活”一貼在東楚網(wǎng)黃石新聞網(wǎng)發(fā)出后，眾多網(wǎng)友紛紛跟帖只招，倡導(dǎo)“無碳生活”。多數(shù)網(wǎng)友認(rèn)為，對社會整體而言，完全“無碳”難做到但有意識地減少“碳排放”確是隨時隨地都可做的事，勿以“減碳”少而不為 2隨著社會科技的發(fā)展，人們的生活水平的提高，無碳對于我們來說，顯然越來越重要，建設(shè)無碳社會，使得生活更加環(huán)保，沒有任何污染。 3無碳小車的設(shè)計和發(fā)明，是國家和社會對能源問題和環(huán)境問題的更加重視。 4“無碳車是比較環(huán)保的短途的代步工具，節(jié)能、經(jīng)濟(jì)方便環(huán)保。因此，在人均擁有汽車比例很高的歐美發(fā)達(dá)國家，無一例外選擇了提倡推廣低碳車?！痹S多人認(rèn)為，確保無碳車道便利通達(dá)，既是現(xiàn)實(shí)選擇，也是大勢所趨。現(xiàn)在很多發(fā)達(dá)國家都把無碳技術(shù)運(yùn)用到各個領(lǐng)域，像交通，家具等。這也是我們國家當(dāng)今所要求以及努力的方向。針對目前這一現(xiàn)狀，我設(shè)計了無碳小車模型，用重力勢能轉(zhuǎn)換為機(jī)械能提供了一種新的思路，以便更好的解決以上問題。 1.2 車用能源的發(fā)展趨勢 能源是汽車的血液，是車輛的動力源。自 1886 年世界上第一輛汽車誕生自今，汽油 和柴油作為主要能源在汽車上得到普遍的應(yīng)用。這種以石油為燃料的汽車安全、方便、舒適等方面取得了重大的進(jìn)展，得到了人們的認(rèn)可。進(jìn)入 21 世紀(jì)，汽車保有量劇增，汽油和柴油的消耗大幅度上升，伴隨著石油儲量的下降和人們節(jié)能、環(huán)保意識的的增強(qiáng)，各種替代能源如雨后春筍涌現(xiàn)。汽車代用能源的選擇要考慮經(jīng)濟(jì)性（ Economy）、應(yīng)用方便性（ Ease）、資源可獲得性 (Energy)和環(huán)境友好性 (Environment)，即 4E 評價 ,并且要因地制宜。進(jìn)入 21 世紀(jì)，隨著石油危機(jī)和節(jié)能、環(huán)保的呼聲高漲，“低碳”也成為能源評定標(biāo)準(zhǔn)之一，各 國都根據(jù) 4E 評價和本國技術(shù)特點(diǎn)，制定了新的汽車能源方案。 歐洲在代用能源方面，主要以天然氣為主，生物柴油在德國、意大利、瑞典、奧地利和比利時等國家廣泛使用；美國的目標(biāo)是， 2010 年有 7%的公交車使用天然氣，50%的出租車和班車改為使用專用天然氣；日本政府將天然氣車、電動車、混合動力車、甲醇車定義為“低害車四兄弟”。 我國是一個幅員遼闊，資源相對豐富的國家，可以采用能源多樣化，燃料多元化的發(fā)展路徑。在代用能源方面的發(fā)展國家政策其關(guān)鍵性和決定性的作用。為了更好的發(fā)展車用替代能源，我國應(yīng)該盡快組織力量，提前做好配 套措施和供應(yīng)網(wǎng)絡(luò)建設(shè)，進(jìn)綠色小車 2 一步加快完善傳統(tǒng)燃油汽車的燃油消耗標(biāo)準(zhǔn)體系，促進(jìn)各類汽車改善能源的經(jīng)濟(jì)性；根據(jù)產(chǎn)業(yè)發(fā)展的實(shí)際情況和要求，建立健全各種新能源汽車的和新型動力系統(tǒng)及其它節(jié)能產(chǎn)品的標(biāo)準(zhǔn)法規(guī)體系，促進(jìn)車用新能源在我國立足發(fā)展。 傳統(tǒng)車用燃料終究會消耗殆盡，代用能源步入汽車產(chǎn)業(yè)是社會發(fā)展趨勢，世界各國都制定了不同的汽車能源戰(zhàn)略。我國根據(jù)替代能源 4E 評價情況，以及汽車工業(yè)可持續(xù)發(fā)展要求，現(xiàn)階段可以不急于將某一能源作為發(fā)展的方向，堅(jiān)持走能源多元化，技術(shù)多樣化的發(fā)展道路。隨著社會的發(fā)展， 人們的生活水平的提高，無碳對 于我們來說，顯然越來越重要，低碳能源將會是汽車能源中的主流能源。 2 綠色小車總體設(shè)計及其運(yùn)動原理 圖 1 運(yùn)動示意圖 2.1 課題目的及其要求 課題目的： 給定一重力勢能，根據(jù)能量轉(zhuǎn)換原理，設(shè)計一種可將該重力勢能轉(zhuǎn)換為機(jī)械能并可用來驅(qū)動小車行走的裝置。該自行小車在前行時能夠自動避開設(shè)置的障礙物（每間隔 1米，放置一個直徑 20mm、高 200mm 的彈性障礙圓棒），如圖 1 所示。 給定重力勢能為 4 焦耳（取 g=9.8m/s2），給定一質(zhì)量為 1Kg 的重塊（ 5065 mm，普通碳鋼）鉛垂下降來獲得，落差 4002mm，重塊落下后，須被小車承載并同小車一起運(yùn)動，不允許掉落。 要求小車前行過程中完成的所有動作所需的能量均由此能量轉(zhuǎn)換獲得，不可使用任何其他的能量形式。 小車要求采用三輪結(jié)構(gòu)（ 1 個轉(zhuǎn)向輪， 2 個驅(qū)動輪），具體結(jié)構(gòu)造型以及材料選用均由設(shè)計者自主設(shè)計完成。要求滿足： 小車上面要裝載一件外形尺寸為 6020 mm綠色小車 3 的實(shí)心圓柱型鋼制質(zhì)量塊作為載荷 ， 其質(zhì)量應(yīng)不小于 750 克 ；在小車行走過程中，載荷不允許掉落。轉(zhuǎn)向輪最大外徑應(yīng)不小于 30mm。 2.2 小車總體設(shè)計及其運(yùn)動原理 設(shè)計重點(diǎn)：以減小小車重力和運(yùn)動阻 力，另由于動力是重塊豎直向下運(yùn)動，即重塊重力勢能轉(zhuǎn)化為小車動能，應(yīng)盡量避免重塊因與小車碰撞而消耗能量，使重塊的重力勢能盡可能的轉(zhuǎn)化為小車的動能，使小車運(yùn)動距離最大化。根據(jù)課題目的和要求，小車總體設(shè)計如圖 2 所示 圖 2 小車總體結(jié)構(gòu)示意圖 如上圖所示 1 重塊 2 細(xì)繩 3 滑塊 4 轉(zhuǎn)向桿 5 前輪支架 6 前輪 7 齒輪 4 8 曲軸 9 原動軸 10 齒輪 3 11 后輪 12 齒輪 1 13 驅(qū)動軸 14 齒輪 2 15 連桿 細(xì)繩末端重塊下落，通過細(xì)繩與原動軸摩擦，帶動原動軸轉(zhuǎn)動。原動軸通過平鍵綠色小車 4 帶動齒輪 2 和齒輪 3 轉(zhuǎn)動。齒輪 2 與齒輪 1 嚙合帶動驅(qū)動軸轉(zhuǎn)動，后輪轉(zhuǎn)動，實(shí)現(xiàn)小車向前的運(yùn)動。齒輪 3 與齒輪嚙合，使曲軸轉(zhuǎn)動，曲軸再通過連桿使轉(zhuǎn)向桿前后擺動，從而實(shí)現(xiàn)前輪的轉(zhuǎn)向運(yùn)動。前、后輪的合運(yùn)動即實(shí)現(xiàn)小車一邊向前行走一邊轉(zhuǎn)向。 2.3 設(shè)計參數(shù)的計算及小車外形尺寸的確定 2.3.1 理論行駛距離估算 能量利用及車輪材料選擇，假設(shè) 設(shè)計總重 2kg(包括重塊 1kg 和負(fù)載 750g),利用 4J的能量，摩擦系數(shù)的選擇，如下表： 表 1 常用材料間滾動摩擦系數(shù) 摩擦材料 滾動摩擦系數(shù) k/cm 摩擦材料 滾動摩擦系數(shù)k/cm 軟鋼與軟鋼 淬火鋼與淬火鋼 鑄鐵與鑄鐵 木材與鋼 0.005 0.001 0.005 0.030.04 木材與木材 表面淬火車輪與鋼輪 圓錐形車輪 圓柱形車輪 0.050.08 0.080.1 0.050.07 資料來源： 楊黎明 ， 楊志勤主編 .機(jī)械設(shè)計簡明手冊 .北京： 國防工業(yè)出版社 , 2008.1 上網(wǎng)查的尼龍水泥滑動摩擦系數(shù)通常為 0.10.3，滾動摩擦系數(shù)與滑動摩擦系數(shù)一般相差一個數(shù)量級，且圓柱形車輪的滾動摩擦系數(shù)為 0.0050.007，取 f=0.005,理想情況下有 表 2 小車運(yùn)動各處的摩擦效率 種類 效率 種類 效率 圓柱加工齒的開式齒輪傳動 (脂潤滑 ) 1 = 2 =0.940.96 滾動軸承 (潤滑最佳時 ) 3 =0.99(一對 ) 卷繩輪 4 =0.95 槽摩擦傳動 5=0.880.90 資料來源： 楊黎明 ， 楊志勤主編 .機(jī)械設(shè)計簡明手冊 .北京： 國防工業(yè)出版社 , 2008.1 機(jī)構(gòu)效率 76.090.095.099.096.096.0 4544321 則 S=31.02m 不考慮其他因素，根據(jù)計算可得理論行駛距離為 31.02m。 2.3.2 小車車輪及外形的材料和尺寸的確定 1. 對于車輪大小設(shè)計，根據(jù)設(shè)計要求前輪直徑不得小于 30mm,前輪直徑初步采用d=30mm,后輪直徑采用 D=150mm。 車輪材料 選擇考慮到車輪需承受車重和與地摩擦，需要高的強(qiáng)度和耐磨性 ,以及本身的重量選用鋁合金。 綠色小車 5 2. 車身大小初選寬 B=150mm,長 L=250mm。 3 小車設(shè)計的運(yùn)動參數(shù)計算 3.1 主要運(yùn)動參數(shù)計算 重物的牽引帶動齒輪 2 和齒輪 3 轉(zhuǎn)動，齒輪 2 通過齒輪傳動帶動驅(qū)動軸轉(zhuǎn)動，齒輪 3 通過齒輪傳動帶動曲軸轉(zhuǎn)動，曲軸轉(zhuǎn)動使轉(zhuǎn)向桿前后擺動，從而實(shí)現(xiàn)前輪轉(zhuǎn)向。 圖 3 綠色小車示意圖 根據(jù)任務(wù)書中路寬 2m,以及每隔 1m,放置一個直徑為 20mm,高 200mm 的彈性障礙圓棒，考慮到使小車運(yùn)動軌跡盡可能的沿直線運(yùn)動，繞過障礙物越多，經(jīng)過多方面考慮后，小車近似按余弦曲線 y=Acos(wx)運(yùn)動，其中 A=0.12，其運(yùn)動的大致路線如下圖所示： 圖 4 綠色小車行走示意圖 小車運(yùn)動一個周期的長度0S： 小車轉(zhuǎn)向過程中最大角度 MAX ； 綠色小車 6 0.377 有 tanMAX=0.6283 即MAX=20.66 =20 39 使用定積分計算平面曲線的弧長，該定積分計算用 MATLAB 程序設(shè)計與應(yīng)用中的 trapz函數(shù)在 MATLAB 軟件中計算。小車每行駛一周繞過兩個彈性圓棒，則小車從開始運(yùn)動到停止理論上能繞過彈性圓棒的個數(shù) n： ， 取 n=15，實(shí)際繞過障礙圓棒的個數(shù)為 31-1=30 個 小車運(yùn)動過程中齒輪傳動的總的傳動比為 i： 考慮到總的傳動比 i=4.22，比較大，采用3412i ii兩級傳動。若采用一級 a) b) 圖 5 一級傳動與兩級傳動平面布局示意圖比較 傳動如上圖所示，圖中兩方案的總傳動比相同，齒數(shù)、模數(shù)相同，小齒輪齒數(shù)相同。由圖可見 ， 采用一級傳動所占平面面積，遠(yuǎn)比兩級傳動的面積大。另外，當(dāng)單級傳動比過大時，大齒輪的直徑就會很大，致使齒輪的轉(zhuǎn)動慣量隨之增加，這對于要求轉(zhuǎn)動慣量較小的齒輪傳動系統(tǒng)（小車中齒輪傳動是小功率隨動系統(tǒng)）。因小車中的隨動系統(tǒng)，要求起動快和結(jié)構(gòu)緊湊，若轉(zhuǎn)動慣量過大，對實(shí)現(xiàn)上述要求不利。顧采用兩級齒輪傳動。 上網(wǎng)查的尼龍水泥滑動摩擦系數(shù)通常為 0.10.3，滾動摩擦系數(shù)與滑動摩擦系數(shù)一般相差一個數(shù)量級，且圓柱形車輪的滾動摩擦系數(shù)為 0.0050.007，取 005.0f 小車起動轉(zhuǎn)矩 T： 綠色小車 7 令原動軸每轉(zhuǎn)一圈，小車?yán)@過一個障礙圓棒，而小車每運(yùn)動一個周期繞過兩個障礙圓棒，由原動軸與驅(qū)動軸的齒輪傳動比1i和原動軸與曲軸的齒輪傳動比2i有： 3.2 原動軸繞線部分設(shè)計及計算 1. 在起動時原動軸的轉(zhuǎn)動半徑較大，起動轉(zhuǎn)矩大，有力起動。 2. 起動后，原動軸半徑變小，轉(zhuǎn)速提高，轉(zhuǎn)矩變小，和阻力平衡后小車勻速運(yùn)動。 3. 當(dāng)重塊離小車很近時，原動軸半徑再次減小，繩的拉力不足以使線軸勻速運(yùn)動，在慣性的作用下，重塊減速下降，原動軸半徑變小，總轉(zhuǎn)速比提高，小車緩慢減速，直到停止，重塊停止下落正好接觸小車。 圖 6 梯形繞線軸示意圖 質(zhì)量 m的重塊提供的轉(zhuǎn)矩線T: 2mgdT 線TigdTT 1211211 2mi/ 線帶入數(shù)值得 有計算得到數(shù)據(jù)不靠譜，于是乎估算為 10mm 又根據(jù)設(shè)計要求重塊下落高度為 400mm,則有： ，代入數(shù)據(jù)得 d2=8.33mm 為了便于設(shè)計和計算取 9mmd 2 ，即需在線軸上繞線圈數(shù) n=14 通常起動轉(zhuǎn)矩大于或等于額定轉(zhuǎn)矩的 1.25 倍，有： 11 mg25.1 dTT 起, 即 mm25.111 d ，取 mm121 d 重塊快接觸小車時，緩慢減速，取 mm83 d選用直徑為 1mm 細(xì)線，則需要繞線的軸長度為 17.69mm，假定小車做一個周期的加綠色小車 8 速運(yùn)動，三個周期的緩慢減速運(yùn)動其他部分近似看成勻速運(yùn)動。繞線部分軸總長取20mm,其中各運(yùn)動繞線軸尺寸為 mm6L1 2 m mLm m ,2321 ，L3.3 運(yùn)動及運(yùn)動力參數(shù)計算 2 軸（原動軸）： t190mgm a x2 tmg LP （小車整個過程運(yùn)動的時間為 t） t1 08 01860/60n m a x2 ttnmm1 2 012101mg 1m a x2 NmmNdT 1 軸（驅(qū)動軸）： t 39.1549.095.099.096.01905431m a x2m a x1 tPP tti 6.3558295.31080nn 12m a x2m a x1 mm59.29mm2 9 5.3/9.095.099.096.01 2 01254312m a x1 NNiTT 3 軸（曲軸）： ttPP 39.1549.095.099.096.01905432m a x2m a x3 tti 54021080nn 34m a x2m a x3 mm76.48mm2/9.095.099.096.01 2 03454322m a x3 NNiTT 4 軸（支承軸） ttPP 85.15299.039.1543m a x3m a x4 04 naxn mm27.48mm99.076.483m a x3m a x4 NNTT 將上述計算結(jié)果加以匯總，如下表 表 3 各軸設(shè)計參數(shù)匯總 軸名 功率 P/w 轉(zhuǎn)矩 T/(N mm) 轉(zhuǎn)速 n/(r/min) 傳動比 i 效率 1 軸 154.39/t 29.59 3558.6/t 3.295 0.813 2 軸 190/t 120 1080/t 綠色小車 9 2 0.813 3 軸 154.39/t 48.76 540/t 0.99 4 軸 152.85/t 48.27 0 4 小車主要零件的設(shè)計與計算 4.1 齒輪 1 與齒輪 2 的設(shè)計 4.1.1 選擇齒輪材料、精度等級、齒輪數(shù)選擇 考慮到傳動功率比較小，要求結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量輕，由機(jī)械設(shè)計簡明手冊表 6-36，選齒輪 1和齒輪 2 材料用非金屬材料聚酚氧，齒面硬度 430 HBS, M P aB 983.82 ，M P as 9.559.54 ，齒輪精度為 8 級精度。 a. 對閉式齒輪面齒輪傳動，一般工業(yè)用齒輪傳動， Z=2040。對于高速或?qū)υ肼曈袊?yán)格要求的齒輪傳動，建議 Z25； b. 閉式硬齒面齒輪，開式齒輪和鑄鐵齒輪，因齒根彎曲強(qiáng)度往往是薄弱環(huán)節(jié)，應(yīng)取較小齒數(shù)以保證齒輪具有較大的模數(shù)，以提高輪齒抗彎能力。一般取 Z=1725； c. 為了避免根切現(xiàn)象，對于標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪，應(yīng)取 Z17。 為了使小車的結(jié)構(gòu)簡單，并能完成傳動要求，選用標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱傳動。 選用 齒輪 1 的齒數(shù) 171 Z ，齒輪 2 的齒數(shù) , 取 ,取 傳動比 4.1.2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 開式齒輪傳動，齒根彎曲強(qiáng)度是其薄弱環(huán)節(jié)，故按彎曲強(qiáng)度設(shè)計，驗(yàn)算接觸強(qiáng)度 .由機(jī)械設(shè)計式 6.8 有： 3 2112mFPsaFadYYYZKT 確定式中各項(xiàng)的數(shù)值： 由機(jī)械設(shè)計式 6.2 有： KKKKK A綠色小車 10 重塊下降過程可以近似認(rèn)為是均勻平穩(wěn)，小車運(yùn)動過程也近似為均勻平穩(wěn) 查機(jī)械設(shè)計表 6.2 得 11AK。直齒圓柱齒輪傳動，可取 4.105.1K， 2.11K，運(yùn)動過程中速度比較低取 05.11 K，齒面硬度高， 2.11 K取兩齒面為硬面，可取35.11.1K ，齒輪在兩支承中間不成對稱布置，取 35.11 K 。 數(shù)據(jù)代入上式得： 701.11 K ， mmNTT 96.34m a x11 齒輪估算許用應(yīng)力： M P aM P aFP 41.499.549.09.0 m i n 查機(jī)械設(shè)計表 6.8 6.03.0d ，取 3.0d12 ， 查機(jī)械設(shè)計表 6.4 由 171 Z 得： 97.2a1 FY， 52.11 saY由機(jī)械設(shè)計（修訂版）式 6-7 得： 端面重合度 c o s112.388.121 ）（ ZZ對于直齒輪 =0 代入數(shù)據(jù)得：12=1.63 2 ,取 85.065.0Y齒數(shù)比較少，取1Y=0.68 所有數(shù)據(jù)代入得： 0 . 4 2 m m41.49 68.052.197.2173.0 59.297.12m 3 2 為了不妨礙后輪運(yùn)動，中心距 mm50)(2 211212 ZZma，即 37.1m12 由機(jī)械設(shè)計表 6.7，選取第一系列標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 2m12 mm。 齒輪主要尺寸 ； mmZm 112d 2122 ； mm73)(2 211212 ZZma ； mmdb d 2.10112 ，取 112 B mm, 161 B mm 4.1.3 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 小車運(yùn)動速度比較低，齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩也很小 ,接觸肯定能夠滿足要求。 綠色小車 11 4.2 齒輪 3 和齒輪 4 設(shè)計 暫定與一二級齒輪相同 4.2.1 選擇齒輪材料、精度等級、齒輪數(shù)選擇 選齒輪 3 和 齒輪 4 材 料用 非金屬 材料 聚酚 氧， 齒面 硬度 430 HBS, M P aB 983.82 ， M P as 9.559.54 ，齒輪精度為 8 級精度。 選用齒輪 3 的齒數(shù) 233 Z，齒輪 4 的齒數(shù) ,Z4=47 4.2.2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 開式齒輪傳動，齒根彎曲強(qiáng)度是其薄弱環(huán)節(jié)，故按彎曲強(qiáng)度設(shè)計，驗(yàn)算接觸強(qiáng)度由機(jī)械設(shè)計式 6.8 有： 3 2112mFPsaFadYYYZKT 確定式中各項(xiàng)的數(shù)值： 由機(jī)械設(shè)計式 6.2 有： KKKKK A重塊下降過程可以近似認(rèn)為是均勻平穩(wěn)，小車運(yùn)動過程也近似為均勻平穩(wěn) 查機(jī)械設(shè)計表 6.2 得 13AK。直齒圓柱齒輪傳動，可取 4.105.1K， 2.11K，運(yùn)動過程中速度比較低取 05.13 K，齒面硬度高， 2.13 K取兩齒面為硬面，可取35.11.13 K ，齒輪在兩支承中間不成對稱布置，取 35.13 K 。 數(shù)據(jù)代入上式得： 701.13 KmmNTT 120m a x22 齒輪估算許用應(yīng)力 M P aM P aFP 41.499.549.09.0 m i n 查機(jī)械設(shè)計表 6.8 6.03.0d ，取 3.0d34 ， 查機(jī)械設(shè)計表 6.4 由 233 Z得： 69.2a3 FY， 575.13 saY由機(jī)械設(shè)計（修訂版）式 6-7 得： 端面重合度 c os112.388.143 ）（ ZZ對于直齒輪 =0 代入數(shù)據(jù)得：3=1.67 2 ,取 85.065.0Y齒數(shù)比較少，取3Y=0.70 所有數(shù)據(jù)代入得： 0 . 5 4 m m41.49 70.0575.169.2233.0 1207.12m 3 2 又因?yàn)辇X輪 2 的直徑為 112mm,為了保證齒輪 2 能正常轉(zhuǎn)動有： 綠色小車 12 mm562d)(2 243342 ZZma ，即 623.1m 34 由機(jī)械設(shè)計表 6.7，選取第一系列標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 2m34 mm。 齒輪主要尺寸 mmZm 46d 3343 ； mmZm 92d 4344 ； mm69)(2 43342 ZZma ； mmdb d 4.133342 ，取 144 B mm, 193 B mm 4.2.3 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 小車運(yùn)動速度比較低，齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩也很小 ,接觸肯定能夠滿足要求。 4.3 軸設(shè)計 在 兩級斜齒園柱齒輪減速器 中，三根軸跨距相差不易過大，故一般先進(jìn)行中間軸得設(shè)計，以確定跨距。 4.3.1 原動軸 (2軸 )設(shè)計 4.3.1.1 選擇軸的材料 選材料為 45 鋼正火，查 機(jī)械設(shè)計表 11.1 得b2=590Mpa ； 12- =140Mpa ； 12- =255Mpa ； 查表 11.4 得 ba 1 =170Mpa ； ba0 =75Mpa； ba1- =45Mpa 4.3.1.2 求出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由表 3 可知 2P =190/t W； 2n =1080/t r/min； 2T =120Nmm 4.3.1.3 軸的初估計算 查 機(jī)械設(shè)計 表 11.3 取 107C2 ，初估算軸的最小直徑 2mind mm995.5/1080 10t/190107d 3 -33222 m i n tnPC 原動軸的最小直徑顯然是安裝螺母處軸的直徑，采用六角螺母，查 機(jī)械零件手冊表 4-99 選用 mm6d 21 d ，緊固螺母選用 C 級 1 型的六角螺母，查機(jī)械零件手冊表 4-99 得 mm6d 的 C級 1 型的六角螺母對應(yīng)螺母厚度 6.1mmm ,查表 4-116 得 mm6d 對應(yīng) C 級平墊圈的厚度 1.6mmh ，由軸承端蓋設(shè)計，取其總寬度為 4mm。則 mmhmdll 5.1346.11.663.043.0 綠色小車 13 圓整取 mm14 ll理想情況下，直齒輪傳動 只受徑向力根據(jù)機(jī)械設(shè)計表 8.1 選深溝球軸承（主要承受徑向力，也可同時承受少量的雙向的軸向負(fù)荷）。 查機(jī)械零件手冊表 7-112選軸承型號 1000087， 3 . 5 m m1 4 m m7 m mBDd ，即 7mmd 22 ，為了保證軸承端蓋能夠壓緊軸承內(nèi)圈取： 3 m m ll軸承通過軸肩軸向定位，軸肩高度必須低于軸承內(nèi)圈端面高度，以便拆卸軸承，取軸肩高度 0.5mmh ，即 8mmd23 非定位軸肩一般取 1齒輪 2和齒輪 3出軸頭直徑均取 24d =29d=10mm。 齒輪 2的左端與齒輪 3的右端采用套筒開口擋圈定位，由機(jī)械零件手冊表 4-130，選用公稱直徑為 6mm 的開口擋圈，即 6mmd20 。已知齒輪 2輪轂的跨度為 11mm，齒輪 3輪轂的跨度為 19mm。為了使開口擋圈可靠地壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 mm10l， mm18l,擋圈卡槽寬度統(tǒng)一設(shè)計為 2mm。齒輪 2 的右端與齒輪 3的左端采用軸肩定位，軸肩高度 dh 07.0 ，故取 mm1h 。即 ,mm122825 dd為了給曲軸運(yùn)動留下足夠的位置取 mm40 ll由繞線軸部分設(shè)計得：中mm6,mm12,mm2mm8,mm9 2726 llldd 繞線軸位于原動軸的正間，有： mm1510)1840314(2200102mm2310)1040314(2200102lBllBl 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 圖 7 原動軸示意圖 4.3.1.4 軸上零件的周向定位 齒輪 2 和齒輪 3 與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 24d = 29d =10mm， 由機(jī)械設(shè)計簡明手冊表 8-1 查得平鍵截面為 mmmmhb 33 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，選用系列中長為 8mm和 14mm的 A 型平鍵。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中綠色小車 14 性，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為6k7H。 4.3.1.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考機(jī)械設(shè)計表 11.2 直徑為 6 10mm 取軸端圓角 455.0 ，軸內(nèi)圓弧倒角為 R0.5,直徑大于 10mm取軸端圓角 458.0 ，軸內(nèi)圓弧倒角為 R0.8。 4.3.1.6 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計算簡圖（圖 8） 24232221 LLLL 46.5mm+28mm+44mm+50.5mm=169mm 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸受的彎矩圖和扭矩圖（圖 8）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處 的 T及 M 的值列于下表。 表 4 原動軸上的載荷 載荷 豎直面 齒輪 2 齒輪上的力 F NdT 14.21 1 21 2 022F2m a x222 齒輪 3 22.5461 2 022F3m a x223 dTN 軸承上的力 左軸承力 NLLLL LLLFLFLLmgF 48.224232221242322222423242321 ）（）（右軸承力 NFFFF 16.043.1014.214.110)(mg 23222124 彎矩 M mmN49.456m a x M 轉(zhuǎn)矩 T mm120m a x NT 綠色小車 15 圖 8 驅(qū)動軸上受力、彎矩、轉(zhuǎn)矩圖 4.3.1.7 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強(qiáng)度，另開擋圈卡槽處，直徑最小而且所受彎矩和扭矩也比較大，這里也需要校核。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 6.0 ，軸的計算應(yīng)力公式有： 3d1.0caW WTMca22 )( 對于截面 數(shù)據(jù)帶入上式得： M P aM P a bca 457 5 9.3 1 故安全 綠色小車 16 對于有擋圈卡槽處，由圖三可得左邊卡槽所受彎矩比右邊大，若左邊卡槽強(qiáng)度能夠滿足則右邊卡槽強(qiáng)度一定能夠滿足。校核左邊卡槽代入數(shù)據(jù)得： M P aM P a bca 4579.12 1 卡 故安全 4.3.1.8 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （ 1） 判斷危險截面 危險截面的位置應(yīng)是彎矩和轉(zhuǎn)矩較大，截面較小且應(yīng)力集中較嚴(yán)重處。當(dāng)在同一截面處有幾個應(yīng)力集中源時，取各源所引起的應(yīng)力集中的最大值。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖，截面處彎矩最大，且由齒輪配合和鍵槽引起的應(yīng)力集中截面和 -處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，同時所受應(yīng)力又較大，這些屬于危險截面，由上圖可得 -截面所受的彎矩比截面 -大的多，所以只需對截面 -進(jìn)行疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)計算。 （ 2） 校核截面 - 抗彎截面模量按機(jī)械設(shè)計表 11.5 中的公式計算 332323 mm97.79mm102 2.88.13-32 103 . 1 42d t)-b t ( d-32 d W 抗扭截面模量 323)( mm1.1 7 82d t)-b t ( d-16d TW 截面 - 的彎矩 M為 mm51.99 NM 截面 - 上的扭矩 T為 mm120 NT 截面上的彎曲應(yīng)力（按對稱循環(huán)變應(yīng)力計算） a2 4 4.197.79 51.99)( MPWMb 彎曲平均應(yīng)力 M Pa0m)( 截面的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力（按脈動循環(huán)變應(yīng)力計算） a337.01.1782 1202 MPW TTT）（）（ 扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力 M P aTm 3 3 7.0 ）（）（ 截面上由于軸肩圓角而形成的有效應(yīng)力集中系數(shù)及， R/d=0.5/10=0.05, 綠色小車 17 D/d=12/10=1.2, Mpa590b 按機(jī)械設(shè)計（修訂版）附錄 1b、附錄 2b 查?。?=1.79 =1.36 由 Mpa590b ， mm01d 按機(jī)械設(shè)計（修訂版）附錄 5 查得尺寸系數(shù) 96.0 95.0 軸按精加工， Mpa590b 按機(jī)械設(shè)計（修訂版）附錄 8 查得表面質(zhì)量系數(shù) 94.0 則綜合影響系數(shù) K及 K為 984.194.096.0 79.1 K5 2 3.194.095.0 36.1 K截面 -附近由于鍵槽引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)是 及 按機(jī)械設(shè)計（修訂版）附錄 3、附錄 4查得 =1.76 ， =1.53 故得綜合影響系數(shù)值為 95.194.096.0 76.1 K7 1 3.194.095.0 53.1 K截面由于齒輪轂與軸過盈配合 H7/k6 產(chǎn)生的有效應(yīng)力集中系數(shù)與尺寸系數(shù)之比值由附錄 6b、附錄 7b 查得 2 ， 62.1 故得綜合影響系數(shù)值為 1 2 8.294.0 .2 K 7 2 3.194.0 62.1 K 取上面綜合系數(shù)中的較大值，故 K=2.128 K=1.723.軸材料是 45 鋼，查機(jī)械設(shè)計（修訂版）表 8-1 取彎曲等效系數(shù) =0.2， =0.1。 綠色小車 18 只考慮彎矩作用的安全系數(shù) 64.9602.024.11 2 8.2 2 5 5b1 mKS 8 8 3.2 2 73 3 7.01.03 3 7.07 2 3.1 1 4 0b1 mKS 69.89883.22764.96 883.22764.96 2222ca SSSSS 取 S=1.51.8 caS S=1.8,所以截面 - 安全。 4.3.1.9 繪制原動軸的工作圖（附錄） 4.3.2 驅(qū)動軸（ 1 軸）設(shè)計 4.3.2.1 軸的材料選擇 材料與 2 軸材料相同，齒輪工作時有輕微振動，該軸需要足夠的抗彎曲疲勞強(qiáng)度。選用 45 號正火鋼。 4.3.2.2 求出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由表 3 可知 KW101 5 4 .3 9 / t -31 P ； 3558.6/tn 1 (r/min)； mm29.59NT 1 4.3.2.3 軸的初估計算 查 機(jī)械設(shè)計 表 取 C=118，初估算軸的最小直徑 mind mm15.4/6.3558 101 5 4 . 3 9 / t 118d 3 -3311m i n tnPC 驅(qū)動軸的有受力的最小直徑顯然是有卡槽處軸的直徑，擋圈公稱直徑查 機(jī)械零件手冊表 4-130 統(tǒng)一選用 mm6d10 d。 查機(jī)械零件手冊表 4-99 得：緊固螺母統(tǒng)一選用 mm6d 的 C級 1型的六角螺母， C級 1型的六角螺母對應(yīng)螺母厚度6.1mmm ,查表 4-116 得 mm6d 對應(yīng) C 級平墊圈的厚度 1.6mmh ，由軸承端蓋設(shè)計，取其總寬度為 4mm。則mmhmdll kjba 5.1346.11.663.043.0 圓整取 mm14 kjba ll查機(jī)械零件手冊表 7-112 軸承統(tǒng)一選擇型號為 1000087 的深溝球軸承，3 . 5 m m1 4 m m7 m mBDd ，即 7mmd 12 ，為了保證軸承端蓋能夠壓緊軸承內(nèi)圈取： 3 m m jicb ll綠色小車 19 軸承通過軸肩軸向定位，軸肩高度必須低于軸承內(nèi)圈端面高度，以便拆卸軸承，取軸肩高度 0.5mmh ，即 8mmd13 。 非定位軸肩一般取 1 2mm，這里取 1mm 即 mm10d 14 ，取后輪與小車側(cè)身的安全距離為 10mm,根據(jù)后輪設(shè)計，后輪厚度為 10mm,為了保證擋圈卡緊后輪，軸端應(yīng)略小與后輪厚度，取軸端比后輪厚度小 1mm,即 mm9g hl ， mm1191001 ihdc ll 。齒輪 1軸頭直徑取 15d =11mm。已知 齒輪 1輪轂的跨度為 16mm。為了使開口擋圈可靠地壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 mm15 fel。 由于齒輪 1要與齒輪 2嚙合，通過計算得 mm5.26 edl齒輪 1的左端與左后輪右端采用套筒定位，齒輪 1右端采用軸肩定位，軸肩高度 dh 07.0 ，故取 mm1h 。即 ,mm1316 d軸總長為 200mm： mm5.93)911314()155.2611314(2 0 0f kgfag llBl 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 圖 9 驅(qū)動軸示意圖 4.3.2.4 軸上零件的周向定位 后輪和齒輪 1與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 10mmd 14 ， 由機(jī)械設(shè)計簡明手冊表 8-1 查得平鍵截面為 mmmmhb 33 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，選用系列中長為 8mm 的 A 型平鍵。 mm11d15 ，由 表 8-1 查得平鍵截面為mmmmhb 44 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，選用系列中長為 12mm的 A 型平鍵。同時為了保證后輪以及齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為6k7H。 4.3.2.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考機(jī)械設(shè)計表 11.2 直徑為 6 10mm取軸端圓角 455.0 ，軸內(nèi)圓弧倒角綠色小車 20 為 R0.5,直徑大于 10mm取軸端圓角 458.0 ，軸內(nèi)圓弧倒角為 R0.8。 4.3.2.6 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計算簡圖（圖 10）。 14131211 LLLL 17mm+29.5mm+105.5mm+17mm=169mm 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸受的彎矩圖和扭矩圖（圖 10）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面。現(xiàn)將計算處的截面 e-f處的 T 及 M 的值列于下表。 表 6 驅(qū)動軸上的載荷 載荷 豎直面 左后輪 后輪上的力 F NdT 59.0100 59.2922F m a x112 右后輪 59.0100 59.2922F m a x114 dT N 軸承上的力 左軸承力 NLLLL LLLFLFLLFF 67.014131211413122141414131311 ）（）（右軸承力 NFFFF 11.059.059.067.074.1)(F 1412111315 齒輪 1 上的力 NdT 74.134 59.2922F1m a x113 彎矩 M mmN88.07m a x M 轉(zhuǎn)矩 T mm59.29m a x NT 綠色小車 21 圖 10 驅(qū)動軸上的力，彎矩，轉(zhuǎn)矩 4.3.2.7 校核軸的強(qiáng)度 判斷危險截面 危險截面的位置應(yīng)是彎矩和轉(zhuǎn)矩最大，截面較小且應(yīng)力集中較嚴(yán)重處。當(dāng)在同一截面處有幾個應(yīng)力集中源時，取各源所引起的應(yīng)力集中的最大值。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖，截面 e-f處彎矩最大，且由齒輪配合和鍵槽引起的應(yīng)力集中以及截面 d 和截面 h處后輪與軸過盈配合且開有擋圈卡槽引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，同時所受應(yīng)力又較大，這些屬于危險截面，由上圖可得截面 d 所受的彎矩比截面 h小，所以只需對截面 e-f和截面 h 進(jìn)行疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)計算。 綠色小車 22 對于截面 e-f 有： mm88.70f-e NM mm59.29 NT fe 332323 mm76.97mm112 5.85.24-32 113 . 1 42d t)-b t ( d-32 d feW WTMca22 )( 以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，統(tǒng)一取 6.0 ，代入數(shù)據(jù)得： M P aMPMP bca 45a74.0a76.97 )59.296.0(88.70 122 故安全 對于截面 h有： mm59.18h NM mm59.29 NT h 33 mm6.91.0 dW h 代入數(shù)據(jù)得： M P aMPMP bca 45a68.2a6.9 )59.296.0(59.18 122 故安全 4.3.3 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計及計算 機(jī)構(gòu)的示意圖如下所示，曲軸轉(zhuǎn)動帶動傳動桿擺動 ,帶動轉(zhuǎn)向桿前后擺動從而實(shí)現(xiàn)前輪轉(zhuǎn)向。 4.3.3.1 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)有關(guān)計算 由前面計算得轉(zhuǎn)向桿向前或向后轉(zhuǎn)動最大角度為， 32 8 取曲軸與轉(zhuǎn)向桿的水平寬度為 100mm。理論上轉(zhuǎn)矩一定，轉(zhuǎn)向桿越長，轉(zhuǎn)向所需的力就越小，就越好。留 10mm與小車側(cè)身的安全距離，即轉(zhuǎn)向桿的長度 mm7610141 0 0 L ，如轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)示意圖所示取 mm641 L ，由滑塊設(shè)計得滑塊寬度為 10mm,校核轉(zhuǎn)向桿運(yùn)動到極限位置滑塊是否會脫離轉(zhuǎn)向桿： 即 7 6 m mmm39.73565.20c o s 6421065.20c o s 1 LL故不會脫離，滿足要求。 綠色小車 23 圖 11 小車轉(zhuǎn)向示意圖 由數(shù)學(xué)有關(guān)知識得： 100t an65.20t an100100122HLLHLHCC解得： H=21.77mm, mm34.102CL。 圓整取 H=22mm,即 mm39.102CL傳動桿與滑塊之間采用螺栓連接，除去螺栓與孔的間隙，即取 mm102CL。 4.3.3.2 曲軸（ 3 軸）設(shè)計 （ 1）軸的材料選擇 齒輪工作時有輕微振動，該軸需要足夠的抗彎曲疲勞強(qiáng)度，且軸上有焊接，故選用可焊性良好的 Q235-A，熱軋或鍛后空冷。 查 機(jī)械設(shè)計表 11.1 得b3=410Mpa ； 13-=105Mpa ； 13- =170Mpa ； 查表 11.4 得 ba 1 =130Mpa ； ba0 =70Mpa； ba1- =40Mpa （ 2） 求出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由表 3 可知 KW101 5 4 .3 9 /t -33 P； /t405n 3 (r/min)； mmN76.84T 3 （ 3） 軸的初估計算 查 機(jī)械設(shè)計 表 取 C=107，初估算受力處軸的最小直徑 mind 綠色小車 24 mm05.7/540 101 5 4 . 3 9 / t 107d 3-3333m i n tnPC 曲軸的有受力的最小直徑顯然是有卡槽處軸的直徑，為了設(shè)計統(tǒng)一擋圈公稱直徑查 機(jī)械零件手冊表 4-130 統(tǒng)一選用 mm6d10 d，必須校核強(qiáng)度是否滿足 。卡槽寬度統(tǒng)一為 2mm。 查機(jī)械零件手冊表 4-99 得：緊固螺母統(tǒng)一選用 mm6d的 C級 1型的六角螺母， 即 mmd31 。 C級 1 型的六角螺母對應(yīng)螺母厚度6.1mmm ,查表 4-116 得 mm6d 對應(yīng) C級平墊圈的厚度 1.6mmh ，由軸承端蓋設(shè)計，取其總寬度為 4mm。則mmhmdll MLBA 5.1346.11.663.043.0 圓整取 mm14 MLBA ll 查機(jī)械零件手冊表 7-112 軸承統(tǒng)一選擇型號為 1000087 的深溝球軸承，3 . 5 m m1 4 m m7 m mBDd ，即 7mmd 32 ，為了保證軸承端蓋能夠壓緊軸承內(nèi)圈取： 3 m m LKCB ll軸承通過軸肩軸向定位，軸肩高度必須低于軸承內(nèi)圈端面高度，以便拆卸軸承，取軸肩高度 0.5mmh ，即 8mmd33 。 非定位軸肩一般取 1 2mm，這里取 1mm 即齒輪 4 軸頭直徑 mm10d36 ，為了保證擋圈卡緊齒輪，軸端應(yīng)略小與齒輪輪轂，取軸端比齒輪輪轂小 1mm,已知齒輪4 的輪轂為 14mm 即 mm13I Jl。 由于齒輪 4 要與齒輪 3 嚙合，通過計算得mm5.42 KJl ，齒輪 4 左端采用軸肩定位，軸肩高度 dh 07.0 ，取 mm1h 。即mm1235 d 。軸環(huán)寬度 h4.1b ，取 mm5IHl 。取非定位軸肩為 2mm，即 mm834 d 。曲軸與小車側(cè)身需留安全距離，取 mm9 DCl。 取 mm830 d，根據(jù)傳動桿設(shè)計傳動桿與曲軸配合部分寬 10mm,取 mm14 FEl ,另取 mm3 GFED ll軸總長為 200mm： mm5.76)5135.42314()31439314(2 0 0G MHGAH llBl至此，已初步確定了軸的各段和長度。 綠色小車 25 圖 12 曲軸結(jié)構(gòu)示意圖 （ 4） 軸上零件的周向定位 齒輪 4 與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 10mmd36 ， 由機(jī)械設(shè)計簡明手冊表 8-1 查得平鍵截面為 mm3mm3 hb ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，選用系列中長為 10mm 的 A 型平鍵。同時為了保證后輪以及齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為6k7H。 （ 5） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考機(jī)械設(shè)計表 11.2，直徑為 6 10mm取軸端圓角 455.0 ，軸內(nèi)圓弧倒角為 R0.5,直徑大于 10mm取軸端圓角 458.0 ，軸內(nèi)圓弧倒角為 R0.8。 （ 6） 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計算簡圖（圖三）。 333231 LLL 20.5mm+98mm+50.5mm=169mm 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸受的彎矩圖和扭矩圖（圖三）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面。現(xiàn)將計算處的截面 e-f處的 T 及 M 的值列于下表。 表 7 曲軸上的載荷 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NF Y 217.232 NF Y 79.131 NF 53.033 NF Y 103.034 NF Z 488.032 NF Z 428.031 NF Z 06.034 彎矩 M mm45.45 NM H mm18.9 NM V 綠色小車 26 總彎矩 mm37.46 NM 扭矩 T mm76.48 NT 綠色小車 27 圖 13 曲軸上的力、彎矩、轉(zhuǎn)矩 （ 7） 校核軸的疲勞強(qiáng)度 判斷危險截面 危險截面的位置應(yīng)是彎矩和轉(zhuǎn)矩最大，截面較小且應(yīng)力集中較嚴(yán)重處。當(dāng)在同一截面處有幾個應(yīng)力集中源時，取各源所引起的應(yīng)力集中的最大值。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖，截面 E-F 之間彎矩最大 ,以及截面 J 處后輪與軸過盈配合且開有擋圈卡槽和焊接處引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，同時所受應(yīng)力又較大，這些屬于危險截面。另外由于安裝軸承處直徑比理論設(shè)計尺寸略小，也需進(jìn)行校核。 對于截面 E有： 截面 E 有焊接截面，查機(jī)械設(shè)計師手冊表 5-7-7，按貼角焊縫查得其應(yīng)力集中等級為 4K ,由表 5-7-6 得 a0.85 1- MP mm37.46E NM 綠色小車 28 mm76.48 NT E 33 mm2.511.0 dW h WTMca22 )( 以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，統(tǒng)一取 6.0 ，代入數(shù)據(jù)得： a0.8540a07.1a2.51 )76.486.0(37.46 1122 MPM P aMPMP bca 查表 5-7-3，對于對接及貼腳焊縫其剪切應(yīng)力有： 28.0h （按照普通方法檢查的手工焊），即 a966.231h MP 。 查表 1-6-21有： 22 4.1)7.0(7.0 )7.0( KR KRTKR KRM 或,其中 R=4mm,K=2mm代入得 a872.1a86.3 MPMP 或 顯然 h ，故安全 對于截面 J有： mm41.17J NM mm76.48 NT J 33 mm6.91.0 dW J 代入數(shù)據(jù)得： M P aMPMP bca 40a55.3a6.9 )76.486.0(41.17 122 故安全 對于截面 L有： mm32.20L NM mm76.48 NT L 33 mm6.91.0 dW L 代入數(shù)據(jù)得： M P aMPMP bca 40a50.5a6.9 )76.486.0(32.20 122 故安全 綠色小車 29 4.3.4 支承軸（ 4 軸）設(shè)計 有焊接材料選與曲軸一樣，選 Q235-A。設(shè)計尺寸如下圖所示 , 由曲軸焊接處校核，焊接處強(qiáng)度足夠，無需校核。 圖 14 支撐軸零件圖 4.4 滾動軸承的校核 軸承預(yù)計壽命為 10000h 以上有六個軸承需要校核其型號均相同，校核其中當(dāng)量載荷最大的軸承即可。 軸承型號為 1000087, rC =29.5 kN 其中受力最大的軸承為 2軸左側(cè)的軸承 當(dāng)量載荷 P=2.48N n=1080/t(r/min)深溝球軸承取 3 ， 1tf.0， 2.1pf。 24.225 51)(166 67 HptH LhPf Cfn