上下階梯小車設計論文

目 錄 第一章 緒論 . 1 1.1 引言 . 1 1.2 設計背景 . 1 1.3 論文研究的內(nèi)容和意義 . 2 第二章 上下階梯小車的原理設計及方案選擇 . 4 2.1 上下階梯小車的基本原理 . 4 2.2 上下階梯小車方案設計 . 6 第三章 小車結(jié)構(gòu)設計 . 10 3.1 傳動比計算 . 10 3.2 軸的設計 . 10 3.2.1 軸的簡述 . 10 3.2.2 軸材料的選擇 . 11 3.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設計 . 11 3.3 齒輪傳動設計及校核 . 18 3.3.1 齒輪軸傳動系統(tǒng)設計 . 18 3.3.2 設計參數(shù) . 23 3.3.3 布置與結(jié)構(gòu) . 24 3.3.4 材料及熱處理 . 24 3.3.5 齒輪精度 . 24 3.3.6 齒輪基本參數(shù) . 25 3.3.7 檢查項目參數(shù) . 26 3.3.8 強度校核數(shù)據(jù) . 27 3.3.9 強度校核相關系數(shù) . 28 3.4 軸承的選擇 . 29 3.5 齒條的設計 . 30 3.6 聯(lián)軸器選擇 . 30 第四章 總 結(jié) . 32 參考文獻 . 33 致謝 . 34 1 第一章 緒論 1.1 引言 上下階梯是普通日常生活活動中的一種，那些在 大量不設電梯的七層以下的住宅樓房 居住的居民，尤其是那些老年人和殘疾人，在生活上就會有諸多 不便。目前無論鄉(xiāng)鎮(zhèn)還是城市無一不在飛速發(fā)展，其中階梯不少。如上下汽車、地鐵火車有階梯；橫過馬路或須上下人行道或須登越人行天橋或須竄越地下通道有階梯；城市居民走親訪友，或送貨上門也免不了爬樓下梯；樓上地下商場比比皆是，更免不了爬樓下梯；名山景點，山坡城市更是不計其數(shù)。這些階梯對那些肩背手捉旅行之人，對以送貨上門為職業(yè)的工人及商家；對那些早沒晚收流動商販等等人群 ， 跨越攀登這些階梯時艱難費力 。 基于以上種種因素的考慮，我們設想能不能設計個上下階梯小車，再在小車設計的基礎上改裝，解決人們在生活中遇到的上下階梯難題。 該小車的設計，方便了人們的生活，具體表現(xiàn)在： 1以該小車為載體，對殘疾人座椅進行改造，可實現(xiàn)自動行走和上下樓； 2以該小車為載體，野外作業(yè)設施能夠?qū)崿F(xiàn)上下運輸車輛的平穩(wěn)裝卸及轉(zhuǎn)運，快速，機動地完成布置。 因此，這種上下階梯小車的設計，無論是從實際應用方面還是理論研究方面，都是具有很高價值的。 1.2 設計背景 以前上下階梯工作或活動時，人們都是用人工或用手動的方式來實現(xiàn)的。上下階梯的設計， 老年人、病殘人可以借助它輕松自如地上下 階梯 ，而不再需求助他人 。 現(xiàn)在各國都爭相研制各種適于 上下階梯 的輪椅及其配套 裝置 。其 中以聯(lián)邦德國新近研制的履帶式輪椅配套 上下階梯裝置 尤為人欣賞 。 目前，社會上關于上下階梯裝置主要有兩種：可上下階梯的搬運裝置和上下階梯的電動輪椅裝置，而且都已申請了專利。上下階梯裝置的研究，對工業(yè)生產(chǎn)和社會生活有著積極的作用，解決了一些在生產(chǎn)活動和生活中遇到的難題。 可上下階梯的搬運裝置，其上方可承載各種物品，該裝置包括機架、設于該機架下方的兩個自由度的行星齒輪傳動機構(gòu)及驅(qū)動機構(gòu)。當搬運裝置在地面上行走時，借由驅(qū)動機構(gòu)驅(qū)動傳動機構(gòu)的驅(qū)動輪并自動根據(jù)地面情況決定該搬運裝置的輸出，當上階梯時，輪子因受到階梯的阻力而 不動，使力量經(jīng)由傳動機構(gòu)由行星架輸出，以產(chǎn)生跨越階梯的動作，當下階梯時，驅(qū)動機構(gòu)驅(qū)動該驅(qū)動輪，此時傳動機構(gòu)自行選擇較省力的桿件作輸出，以實現(xiàn)下階梯的動作，而在平地行走時，驅(qū)動機構(gòu)驅(qū)動該驅(qū)動輪，此時行星架不動，而力量經(jīng)由傳動機構(gòu)由輪子輸出，以完成平地行走。 2 可 上下階梯的電動輪椅裝置，在輪椅座上固定上下階梯和行走的履帶式傳動裝置，其履帶傳動裝置由主動輪，前后輪，履帶，前升降腿，后升降腿，電機等組成，主動輪由支架固定在輪椅座上，通過防滑履帶分別與前輪，后輪相連接，前，后升降腿控制前，后輪的升降，由于采用了履帶 式傳動裝置，操作者可直接將輪椅上下階梯，而不必注意一級級臺階是否踩準，操作方便，特別適于廣大傷殘者外出使用。 上下階梯裝置都是依靠機械傳動上下非等高臺階的機械裝置。可實現(xiàn)自動行走和上下樓的殘疾人座椅和可實現(xiàn)上下運輸車輛的平穩(wěn)裝卸及裝運的野外作業(yè)設施都是該裝置的一種。 上下階梯小車的設計，是以該小車為載體，對殘疾人座椅進行改造，可實現(xiàn)自動行走和上下樓；以該小車為載體，野外作業(yè)設施能夠?qū)崿F(xiàn)上下運輸車輛的平穩(wěn)裝卸及轉(zhuǎn)運，快速、機動地完成布置；且該小車經(jīng)濟性好，可靠性高，維修方便。對上下階梯小車的研究設計，為它在 生活，生產(chǎn)的應用做好鋪墊。 目前所研制出的各種階梯車主要有三大類：第一類是步進式階梯車，為斷續(xù)前進方式，其操作較復雜，工作效率較低。第二類是星形輪式階梯車，在上下階梯時其穩(wěn)定性較差，且體積較大，在窄小的樓梯上使用有所不便。第三類是履帶式電動階梯車，其結(jié)構(gòu)是將座椅、前后車輪和電控盒等固定安裝在車架上，在后車輪的輪軸上裝有輪轂電機、變速器、離合器和制動器等，履帶機構(gòu)裝在車架的下部，在履帶機構(gòu)的驅(qū)動軸上接有變速箱、驅(qū)動電機和制動機構(gòu)等。這種電動階梯車在上下樓梯時要將車體部分全部分托起，僅僅一口履帶機構(gòu)運行爬樓，因 此為保證安全和托起車體的穩(wěn)定，履帶機構(gòu)比較龐大，控制機構(gòu)復雜，運作不夠靈活，并且能力消耗較高。 1.3 論文研究的內(nèi)容和意義 針對輪式車輛上下階梯運動的不足之處，本文設想了一種全新的運輸設計平臺，并在實踐中證明這種理論是可行的。它繼承了輪式車輛移動速度快捷的特點，又具有上下階梯越障能力，在傳動系統(tǒng)設計上采用了齒輪傳動設計，結(jié)構(gòu)相對簡單，工作可靠，控制方面，且具有很好的功能擴展性。作為一種運輸平臺，具有很廣闊的功能開發(fā)空間。 本論文主要完成了上下階梯小車的原理設計，方案選擇，機構(gòu)的實現(xiàn)，各部分零件的設計與整機的 裝配，并在此基礎上采用 CATIA 軟件建立了實體模型和進行虛擬裝配和運動仿真。 本課題研究的目的在于根據(jù)日常生活的需要，研制一種多能，簡單，實用的輪式上下階梯小車運輸平臺。上下階梯小車是一種用于非等高階梯，野外崎嶇不 3 平路面運輸中的平臺。它可以適應各種地貌，能夠根據(jù)環(huán)境設定各種運行狀態(tài)，它的每個前端面均裝有一組高精度的限位開關和輪滾驅(qū)動系統(tǒng)，限位開關能夠準確的探測到地面狀態(tài)并及時對電機狀態(tài)進行調(diào)解。前后驅(qū)動輪安裝支架是用于上下階梯時，抬起車身，實現(xiàn)上下階梯運動。由于考慮到前后驅(qū)動輪要能驅(qū)動，才能在抬起車身時，帶 動車身運動，所以采用了驅(qū)動源內(nèi)置于前后驅(qū)動輪安裝支架上的設計。齒條用于與前后安裝支架組合，在齒輪的帶動下，帶動前后支架上下運動。在水平面上，車身靠后輪驅(qū)動來帶動。 該設計的目的是提供一種體積小，運作靈活，運行穩(wěn)定的階梯車，也提供一種適于在怕階梯車上使用的怕階梯車用變形輪。 上下階梯車涉及非機動車技術領域，特別是這種爬階梯車。目前 8層以下的建筑物很少設置有電梯，這樣就給殘疾人上下樓梯帶來許多不便，市場上銷售的殘疾人，輪椅車的結(jié)構(gòu)是在車架上設置有兩個轉(zhuǎn)輪，在支架的前端設置有兩個轉(zhuǎn)向輪，其缺點是該車在臺階或樓梯上 很難運行，即使強制運行也會令乘坐者感到顛簸、跳動而不舒服。一般情況下遇到臺階或樓梯，往往需要幾個人抬上抬下，很不方便。 上下階梯車的目的是提供一種通過齒輪、齒輪齒條帶車輪沿階梯水平運動的階梯車。該小車是這樣實現(xiàn)的，它包括齒輪傳動、齒輪齒條通過電機實現(xiàn)上下階梯和在平地上運行，由于在上下階梯時的運動軌跡為直線，所以具有爬階梯時的無顛簸，無跳動優(yōu)點。 該小車應用待輪椅上，可使輪椅具備爬梯的功能，從而方便病殘人群。該小車也課應用到旅游景點的旅游車上，使得具備爬階梯功能，以方便游客。 4 第二章 上下階梯小車的原理設計及方案選擇 2.1 上下階梯小車的基本原理 1.題目的內(nèi)容及要求： 該設備用于非等高階梯，野外崎嶇不平路面運輸中，要求平穩(wěn)裝卸及轉(zhuǎn)運的場合。四輪驅(qū)動并可自行調(diào)節(jié)。采用直線電機驅(qū)動，絲桿螺母或齒輪齒條機構(gòu)實現(xiàn)。 該小車的工作原理可分為三種情況：（ 1）平路行走 （ 2）上階梯 （ 3）下階梯 （ 1）平路行走 如圖 1 所示，小車在平路行走時，限位開關 10 與地面接觸，這時觸頭被壓下，觸發(fā)主電動機 M4 轉(zhuǎn)動，驅(qū)動小車在水平方向上前進。此時電動機 M1， M2處于非工作狀態(tài)。 圖 2.1 水平行走 示意圖 （ 2）上階梯 上階梯時，小車在水平行走的過程中主電動機 M4 工作，當小車限位開關 8與垂直臺階面接觸時，觸發(fā)電動機 M2 工作。前升降齒輪帶動前齒條向下移動，前支腿下移。當前支腿碰到階梯時，觸發(fā)開關 14 工作，使電動機 M1 同時工作，后齒輪、齒條帶動后支腿向下伸出，前后同步下降，將小車抬起。當前齒條向下移動時，撞塊壓下行程開關 15，電動機 M1， M2 停止工作，同時電動機 M3 工作。延時時間到則電動機 M3 停止，引發(fā)電動機 M1， M2 發(fā)轉(zhuǎn)，后支腿，前支腿向上，由行程開關 17 控制電動機 M1，電動機 M2 停止。當前后支腿復位后 ，主電動機 M4 工作，小車繼續(xù)水平前行。 運動示意圖如下 5 a)水平行走至上臺階 b)前端齒條下移 c)上臺階行走 圖 2.2 上階梯示意圖 3）下階梯 下階梯時，當小車在水平運動過程中限位開關 10 懸空時，電動機 M2 工作，齒輪帶動前齒條和前支腿一起下移。當前支腿下移到地面時，開關 14 被壓下，電動機 M2 停止，電動機 M3 工作。通過延時使小車整體被拉出，電動機 M1，M2 反向工作，將小車放下到地面，開關 10 壓下。通過延時期 M4 工作，使后支腿脫離地面后，電動機 M1， M2 繼續(xù)工作，由開關 16， 17 控制電動機 M1， M2，使前后支腿復位。電動機 M4 工作，小車水平前進，實現(xiàn)下階梯運動。 運動示意圖如下 a)水平行走至下臺階 b)前端齒條下降 6 c) 下臺階行走 d) 水平行走 圖 2.3 下臺階運動示意圖 上下階梯小車的基本原理是由路面行走小車的基本原理發(fā)展而來，如圖 2.4所示。為了在抬起車身時受力平衡，前后支架的驅(qū)動輪才用雙輪驅(qū)動。為了提高車輛的上下階梯能力，前后驅(qū)動支架上的四個車輪采用獨立驅(qū)動。為了實現(xiàn)小車可以在 水平面行走，水平面上四個輪采用后輪驅(qū)動。 各車輪、前后驅(qū)動支架的如圖所示。 圖 2.4 小車整體圖 2.2 上下階梯小車方案設計 1 驅(qū)動方式的選擇 常用的驅(qū)動方式主要有液壓驅(qū)動、氣壓驅(qū)動和電氣驅(qū)動三種基本類型，三種主要的驅(qū)動方式比較如表 2-1 如所示： 表 2-1 驅(qū)動方式的比較 7 液壓驅(qū)動 氣壓驅(qū)動 電氣驅(qū)動 交、直流電機 步進電機、伺服電機 輸出力 大 小 大 小 控制性能 可無級調(diào)速，反應靈敏，可 實現(xiàn)連續(xù)軌跡控制 氣體壓縮性大，精確定位困難，阻尼效果差，低速不易控制 控制性能差，慣性大，不易精確定位 控制性能好，能精確定位，但控制系統(tǒng)復雜 體積 在輸出力相同的條件下體積小 較大 要有減速裝置，故體積較大 較小 維修及使用 方便，但油液對環(huán)境溫度有一定的要求 方便 方便 較復雜 對環(huán)境的影響 易漏油、易燃 排氣有噪聲 無 無 成本 成本較高 成本低 成本低 成本較高 該小車要求質(zhì)量輕便，所以結(jié)合設計需要，選擇 TZ51 2 型磁滯式同步電動機。其主要技術數(shù)據(jù)如下： 圖 2.5 電動機示意圖 使用電源： 單相； 額定電壓： 220（ V）； 同步轉(zhuǎn)速： 3000（ r/min）； 起動轉(zhuǎn)矩： 130g.cm 12.7mn.m； 最大同步轉(zhuǎn)矩： 130g.cm 12.7mn.m； 輸出功率： 4（ W）； 輸入功率： 30（ W）； 電容量： 21； 質(zhì)量： 0.9kg。 驅(qū) 動 方 式 比 較 內(nèi) 容 8 2 前后支架方案的選擇 前后支架的運動方式是小車性能的一個重要指標，衡量小車運動性能的 主要指標是機體的穩(wěn)定性。單輪支撐在支起車身時會出現(xiàn)不穩(wěn)定狀態(tài)，車身無法平穩(wěn)上下階梯，所以支架的驅(qū)動輪數(shù)目應大于等于 2，大于 2 時對支架的驅(qū)動機構(gòu)就復雜了，所以前后支架的支撐輪應各為 2 個。 實現(xiàn)前后支架的上下運動方式有以下幾種： 1 齒輪帶動齒條實現(xiàn)上下運動；2 曲柄滑塊機構(gòu)； 3 凸輪機構(gòu)。 1 如圖： 圖 2.6 齒輪齒條機構(gòu) 自由度 F=2X3-2-2-1=1 在靜態(tài)時，齒輪可以防止齒條往下運動。 2 如圖 圖 2.7 曲柄劃塊機構(gòu) 自由度 F=3x3-2x4=1 3如圖： 9 圖 2.8 滾子推桿凸輪機構(gòu) 自由度 F=3x3-（ 2x3+1） =1 根據(jù)小車的設計要求， 3 方案雖然也能實現(xiàn)上下運動，但不能符合小車的抬起功用。方案 1 能防止前后支架往下運動，方案 2 不能實現(xiàn)，所以本設計中采用方案 1 的設計，采用齒輪齒條作為實現(xiàn)上下運動的機件。 齒輪機構(gòu)是現(xiàn)代機械中應用最廣泛的傳動機構(gòu)，用于傳遞空間任意兩軸或多軸之間的運動和動力。 10 第三章 小車結(jié)構(gòu)設計 3.1 傳動比計算 后輪驅(qū)動的傳動示意圖如下： 圖 3.1 后輪驅(qū)動系統(tǒng) 傳動比計算： （ 1） I軸與 II 軸的 i 計算 i12=Z2/Z1=56/28=2 (2) II 軸與 III 軸的 i計算 i23=Z3/Z2=56/28=2 (3) III 軸與 IV 軸的 i計算 i34=Z4/Z3=28/56=0.5 總傳動比 i IV 軸與 III 軸的傳動 比 i=0.5 3.2 軸的設計 3.2.1 軸的簡述 軸是組成機器的主要零件之一。一切作回轉(zhuǎn)運動的傳動零件，都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞。因此軸的主要功用是支承回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力。工作中既承受彎矩又承受扭矩的軸稱為轉(zhuǎn)軸。按本設計中的需要，選擇了轉(zhuǎn)軸。 11 3.2.2 軸材料的選擇 軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼 和鍛件，有的則直接用圓 鋼。 由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，其中最常用的是 45鋼。 本設計的軸材料采用 45 鋼。 3.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設計 軸的結(jié)構(gòu)設計包括定出軸的合理外型和全部結(jié)構(gòu)尺寸。 小車的軸根據(jù)設計，都才用直徑為 20mm 的尺寸。在此對后車輪轉(zhuǎn)動軸進行設計。軸的示意圖如下： 圖 3.2 車后軸 軸的結(jié)構(gòu)設計主要取決于以下因素：軸在機器中的安裝位置及形式；軸上安裝的零件的類型，尺寸，數(shù)量以及和軸聯(lián)接的方法； 載荷的性質(zhì)，大小，方向及分布情況；軸的加工工藝等。 3.2.3.1 軸上零件的定位 為了防止軸上零件受力時發(fā)生沿軸向或周向的相對運動，軸上零件除了有游動或空轉(zhuǎn)的要求者外，都必須進行軸向和周向定位，以保證其準確的工作位置。 1.零件的軸向定位 傳動軸上裝配了齒輪，滾動軸承。根據(jù)裝配方案，軸上對齒輪的軸向定位是以彈性墊圈來實現(xiàn)的；而對滾動軸承的定位，是以彈性墊圈和卡片來實現(xiàn)的。 2.零件的周向定位 軸與齒輪的周向定位，是以鍵來實現(xiàn)的，既簡單又方便。 3.2.3.2 軸的計算 1.按扭轉(zhuǎn)強度條件計算 軸的扭轉(zhuǎn)強度條件 為： T =T/WT =395500000.2Pnd【 T 】 12 式中 : T -扭轉(zhuǎn)切應力 ,單位為 MPa； T-軸所受的扭轉(zhuǎn) ,單位為 N.mm； WT -軸的抗扭截面系數(shù) ,單位為 mm3； n -軸的轉(zhuǎn)速 ,單位為 r/min； P -軸傳遞的功率 ,單位為 KW； d -計算截面處軸的直徑 ,單位為 mm； 【 T 】 -許用扭轉(zhuǎn)切應力 ,單位為 MPa,見下表 表 3-1 軸的材料 Q235-A.20 Q275.35 (1Cr18Ni9Ti) 45 40Cr.35SiMn 38SiMnMo.3Cr13 【 T 】 /MPa 15-25 20-35 25-45 35-55 A0 149-126 135-112 126-103 112-97 P=30w； n=30r/min； d=20mm。 得 T =5.97MPa =2.32x 23 11 )(1 HEZd uuTK 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1)選載荷系數(shù)tK=1.3， (2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 1T =1NM， d取 0.2 (3)查得材料的彈性影響系數(shù) EZ =189.8MPa 2/1 (4)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 1limH =600MPa 大齒輪的接觸疲勞強度極限 2limH =550MPa (5)計算應力循環(huán)次數(shù) 1N =60 1n jhL=60*30*1*（ 2*8*300*5） =4.32x107 2N =4.32x107 /3.2=1.35 x107 (6)按接觸疲勞壽命系數(shù)1HNK=0.90，2HNK=0.92 (7)計算接觸疲勞應力 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由式得 1H =1HNK 1limH/S=0.9*600=540MPa 2 H = 2HNK 2limH /S=0.92*550=522.5 MPa 2)計算 (1)代入小齒輪分度圓直徑，代入 H 中較小的值 1d =2.32x 23 11 )(1HEZd uuTK 31.31mm 20 (2)計算圓周速度 v V= dn/60*1000m/s=0.49m/s (3)計 算齒寬 b=dd=10mm (4)選擇模數(shù) m=31.31/28=1.12 3.按齒根彎曲強度設計 由公式： m=3 211 )(2FSaFadYYzKT 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1)又手冊查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 1FE =500MPa； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2FE =380MPa (2)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式得 1F =sK FEFN 11=0.85*500/1.4=303.57MPa 2F =238.56 MPa (3)計算載荷系數(shù) K K= AKVK K K=1x1.12x1.05X1.35=1.701 (4)查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 由手冊查得1FaY=2.55，2FaY=2.3 1SaY=1.61，2SaY=1.71 (5)計算大，小的齒輪的 FSaFaYY并加以比較 111FSaFaYY=2.55*1.61/303.57=0.01352 222FSaFaYY=2.24*1.75/238.86=0.01647 21 2)設計計算 m=3 228*3.0 0 1 6 4 4.055.9701.12 xxxx=1.88mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面結(jié)出疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的 乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 1.88 病就近圓整為標準值 m=2mm 對比結(jié)果取 m=2mm, 4、幾何尺寸確定 1) 計算分度圓直徑 1d =28*2=56mm 2d =56*2=112mm 2）計算中心距 a= ( 1d + 2d )/2=(56+112)/2=89mm 3)計算齒輪寬度 b=d 1d=0.2*56=10mm 取 1B =10mm, 2B =10mm 4）驗算 NNdTFt 07.341561055.922 311 mmNmmNmmNb FK tA 10011.3410 07.3411 ，合適 22 齒輪傳動具有傳動效率高，穿的效率高，速度范圍廣，結(jié)構(gòu)緊湊，工作可靠，壽命長，能保證恒定傳動比，傳動比穩(wěn)定等特點，所以被廣泛的應用于各 種需要緊密傳動的場合，設計中采用了常見的直齒圓柱齒輪。齒輪 1 為 28 齒齒輪，齒輪 2 為 56 齒齒輪。 表 3-2 漸開線標準直齒圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算公式 名稱 代號 計算公式 模數(shù) 壓力角 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 基圓齒距 齒厚 齒槽寬 頂隙 標準中心距 節(jié)圓直徑 傳動比 m a d ha hf h da df db p pb s e c a d i 小齒輪 大齒輪 （根據(jù)齒 輪受力情況和結(jié)構(gòu)需要確定，選取標準值） 選取標準值 d 1=mz1 d 2=mz2 ha1=ha2=ha*m hf1=hf2=(2ha*+c*)m h1=h2=(2ha*+c*)m da1=(z1+2ha*)m da2=(z2+2ha*)m df1=(z1-2ha*-2c*)m df2=(z2-2ha*-2c*)m db1=d1cos a db2=d2cos a p= m pb =pcos a s= 2/m e= 2/m c=c*m a=m(z1+z2)/2 (當中心距為標準中心距 a 時 )d=d i12=w1/w2=z2/z1=d2 /d1 =d2/d1=db2/db1 23 齒輪 1 圖為： 圖 3.4 28 齒齒輪 齒輪 2 圖為： 圖 3.5 56 齒齒輪 齒輪傳動設計報告如下： 3.3.2 設計參數(shù) 傳遞功率 P=0.03000 (kW) 傳遞轉(zhuǎn)矩 T=1.05000 (N.m) 齒輪 1 轉(zhuǎn)速 n1=30 (r/min) 齒輪 2 轉(zhuǎn)速 n2=15 (r/min) 傳動比 i=2.00000 24 原 動機載荷特性 SF=均勻平穩(wěn) 工作機載荷特性 WF=均勻平穩(wěn) 預定壽命 H=5 (年 ) 3.3.3 布置與結(jié)構(gòu) 結(jié)構(gòu)形式 ConS=開式 齒輪 1 布置形式 ConS1=非對稱布置（軸剛性較大） 齒輪 2 布置形式 ConS2=中間軸上兩齒輪（異側(cè)嚙合） 3.3.4 材料及熱處理 齒面嚙合類型 GFace=硬齒面 熱處理質(zhì)量級別 Q=MQ 齒輪 1 材料及熱處理 Met1=45 齒輪 1 硬度取值范圍 HBSP1=45-50 齒輪 1 硬度 HBS1=48 齒輪 1 材料類別 MetN1=0 齒輪 1 極限應力類別 MetType1=11 齒輪 2 材料及熱處理 Met2=45 齒輪 2 硬度取值范圍 HBSP2=45-50 齒輪 2 硬度 HBS2=48 齒輪 2 材料類別 MetN2=0 齒輪 2 極限應力類別 MetType2=11 3.3.5 齒輪精度 齒輪 1 第組精度 JD11=6 齒輪 1 第組精度 JD12=7 齒輪 1 第組精度 JD13=7 齒輪 1 齒厚上偏差 JDU1=F 齒輪 1 齒厚下偏差 JDD1=L 齒輪 2 第組精度 JD21=6 齒輪 2 第組 精度 JD22=7 齒輪 2 第組精度 JD23=7 齒輪 2 齒厚上偏差 JDU2=F 25 齒輪 2 齒厚下偏差 JDD2=L 3.3.6 齒輪基本參數(shù) 模數(shù) (法面模數(shù) ) Mn=2 端面模數(shù) Mt=2.00000 螺旋角 =0.0000000 (度 ) 基圓柱螺旋角 b=0.0000000 (度 ) 齒輪 1 齒數(shù) Z1=28 齒輪 1 變位系數(shù) X1=0.00000 齒輪 1 齒寬 B1=10.00000 (mm) 齒輪 1 齒寬系數(shù) d1=0.40000 齒輪 2 齒數(shù) Z2=56 齒輪 2 變位系數(shù) X2=0.00000 齒輪 2 齒寬 B2=10.00000 (mm) 齒輪 2 齒寬系數(shù) d2=0.40000 總變位系數(shù) Xsum=0.00000 標準中心距 A0=84.00000 (mm) 實際中心距 A=84.00000 (mm) 齒數(shù)比 U=2.00000 端面重合度 =1.61165 縱向重合度 =0.00000 總重合度 =1.61165 齒輪 1 分度圓直徑 d1=56.00000 (mm) 齒輪 1 齒頂圓直徑 da1=60.00000 (mm) 齒輪 1 齒根圓直徑 df1=51.00000 (mm) 齒輪 1 齒頂高 ha1=2.00000 (mm) 齒輪 1 齒根高 hf1=2.50000 (mm) 齒輪 1 全齒高 h1=4.50000 (mm) 齒輪 1 齒頂壓力角 at1=29.531394 (度 ) 齒輪 2 分度圓直徑 d2=112.00000 (mm) 齒輪 2 齒頂圓直徑 da2=116.00000 (mm) 齒輪 2 齒根圓直徑 df2=107.00000 (mm) 齒輪 2 齒頂高 ha2=2.00000 (mm) 齒輪 2 齒根高 hf2=2.50000 (mm) 齒輪 2 全齒高 h2=4.50000 (mm) 26 齒輪 2 齒頂壓力角 at2=29.531394 (度 ) 齒輪 1 分度圓弦齒厚 sh1=3.13953 (mm) 齒輪 1 分度圓弦齒高 hh1=2.04933 (mm) 齒輪 1 固定弦齒厚 sch1=2.77410 (mm) 齒輪 1 固定弦齒高 hch1=1.49511 (mm) 齒輪 1 公法線跨齒數(shù) K1=3 齒輪 1 公法線長度 Wk1=15.46093 (mm) 齒輪 2 分度圓弦齒厚 sh2=3.13953 (mm) 齒輪 2 分度圓弦齒高 hh2=2.04933 (mm) 齒輪 2 固定弦齒厚 sch2=2.77410 (mm) 齒輪 2 固定弦齒高 hch2=1.49511 (mm) 齒輪 2 公法線跨齒數(shù) K2=3 齒輪 2 公法線長度 Wk2=15.46093 (mm) 齒頂高系數(shù) ha*=1.00 頂隙系數(shù) c*=0.25 壓力角 *=20 (度 ) 端面齒頂高系數(shù) ha*t=1.00000 端面頂 隙系數(shù) c*t=0.25000 端面壓力角 *t=20.0000000 (度 ) 3.3.7 檢查項目參數(shù) 齒輪 1 齒距累積公差 Fp1=0.02846 齒輪 1 齒圈徑向跳動公差 Fr1=0.02390 齒輪 1 公法線長度變動公差 Fw1=0.02015 齒輪 1 齒距極限偏差 fpt( )1=0.01459 齒輪 1 齒形公差 ff1=0.01063 齒輪 1 一齒切向綜合公差 fi1=0.01513 齒輪 1 一齒徑向綜合公差 fi1=0.02071 齒輪 1 齒向公差 F 1=0.01025 齒輪 1 切向綜合公差 Fi1=0.03908 齒輪 1 徑向綜合公差 Fi1=0.03346 齒輪 1 基節(jié)極限偏差 fpb( )1=0.01371 齒輪 1 螺旋線波度公差 ff 1=0.01513 齒輪 1 軸向齒距極限偏差 Fpx( )1=0.01025 27 齒輪 1 齒向公差 Fb1=0.01025 齒輪 1x 方向軸向平行度公差 fx1=0.01025 齒輪 1y 方向軸向平行度公差 fy1=0.00513 齒輪 1 齒厚上偏差 Eup1=-0.05836 齒輪 1 齒厚下偏差 Edn1=-0.23346 齒輪 2 齒距累積公差 Fp2=0.02846 齒輪 2 齒圈徑向跳動公差 Fr2=0.02390 齒輪 2 公法線長度變動公差 Fw2=0.02015 齒輪 2 齒距極限偏差 fpt( )2=0.01459 齒輪 2 齒形公差 ff2=0.01063 齒輪 2 一齒切向綜合公差 fi2=0.01513 齒輪 2 一齒徑向綜合公差 fi2=0.02071 齒輪 2 齒向公差 F 2=0.00630 齒輪 2 切向綜合公差 Fi2=0.03908 齒輪 2 徑向綜合公差 Fi2=0.03346 齒輪 2 基節(jié)極限偏差 fpb( )2=0.01371 齒輪 2 螺旋線波度公差 ff 2=0.01513 齒輪 2 軸向齒距極限偏差 Fpx( )2=0.00630 齒輪 2 齒向公差 Fb2=0.00630 齒輪 2x 方向軸向平行度公差 fx2=0.00630 齒輪 2y 方向軸向平行度公差 fy2=0.00315 齒輪 2 齒厚上偏差 Eup2=-0.05836 齒輪 2 齒厚下偏差 Edn2=-0.23346 中心距極限偏差 fa( )=0.01950 3.3.8 強度校核數(shù)據(jù) 齒輪 1 接觸強度極限應力 Hlim1=1150.0 (MPa) 齒輪 1 抗彎疲勞基本值 FE1=640.0 (MPa) 齒輪 1 接觸疲勞強度許用值 H1=1366.7 (MPa) 齒輪 1 彎曲疲勞強度許用值 F1=547.9 (MPa) 齒輪 2 接觸強度極限應力 Hlim2=1150.0 (MPa) 齒輪 2 抗彎疲勞基本值 FE2=640.0 (MPa) 齒輪 2 接觸疲勞強度許用值 H2=1366.7 (MPa) 齒輪 2 彎曲疲勞強度許用值 F2=547.9 (MPa) 28 接觸強度用安全系數(shù) SHmin=1.20 彎曲強度用安全系數(shù) SFmin=1.20 接觸強度計算應力 H=1291.2 (MPa) 接觸疲勞強度校核 H H=滿足 齒輪 1 彎曲疲勞強度計算應力 F1=352.6 (MPa) 齒輪 2 彎曲疲勞強度計算應力 F2=352.6 (MPa) 齒輪 1 彎曲疲勞強度校核 F1 F1=滿足 齒輪 2 彎曲疲勞強度校核 F2 F2=滿足 3.3.9 強度校核相關系數(shù) 齒形做特殊處理 Zps=特殊處理 齒面經(jīng)表面硬化 Zas=表面硬化 齒形 Zp=一般 潤滑油粘度 V50=120 (mm2/s) 有一定量點饋 Us=允許 小齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz 6 m ( Ra 1 m ) 載荷類型 Wtype=對稱循環(huán)載荷 齒根表面粗糙度 ZFR=Rz 16 m ( Ra 2.6 m ) 刀具基本輪廓尺寸 HMn=Hao/Mn 1.25, Pao/Mn 0.38 圓周力 Ft=2122.00000 (N) 齒輪線速度 V=0.02356 (m/s) 使用系數(shù) Ka=1.00000 動載系數(shù) Kv=1.00061 齒向載荷分布系數(shù) KH =1.00000 綜合變形對載荷分布的影響 K s=1.00000 安裝精度對載荷分布的影響 K m=0.00000 齒間載荷分布系數(shù) KH =1.10000 節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=2.49457 材料的彈性系數(shù) ZE=189.80000 接觸強度重合度系數(shù) Z =0.89225 接觸強度螺旋角系數(shù) Z =1.00000 重合、螺旋角系數(shù) Z =0.89225 接觸疲勞壽命系數(shù) Zn=1.47025 潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr=0.97000 29 工作硬化系數(shù) Zw=1.00000 接觸強度尺寸系數(shù) Zx=1.00000 齒向載荷分布系數(shù) KF =1.00000 齒間載荷分布系數(shù) KF =1.10000 抗彎強度重合度系數(shù) Y =0.71536 抗彎強度螺旋角系數(shù) Y =1.00000 抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Y =0.71536 壽命系數(shù) Yn=1.02734 齒根圓角敏感系數(shù) Ydr=1.00000 齒根表面狀況系數(shù) Yrr=1.00000 尺 寸系數(shù) Yx=1.00000 齒輪 1 復合齒形系數(shù) Yfs1=4.22020 齒輪 1 應力校正系數(shù) Ysa1=1.58584 齒輪 2 復合齒形系數(shù) Yfs2=4.22020 齒輪 2 應力校正系數(shù) Ysa2=1.58584 3.4 軸承的選擇 根據(jù)軸承中摩擦性質(zhì)的不同，軸承可以分為滑動摩擦軸承和滾動摩擦軸承?；瑒虞S承一般應用在以下場合：工作轉(zhuǎn)速特高，特大沖擊與振動，徑向空間尺寸受到限制或必須剖分安裝，以及需在水或腐蝕性介質(zhì)中工作等；而滾動軸承由于摩擦系數(shù)小，起動阻力小，而且它已標準化，選用、潤滑、維修都很方 便。因此本設計中軸承都采用滾動軸承。 滾動軸承類型的選擇 選用軸承時，首先是選擇軸承類型。 正確選擇軸承類型時應考慮的主要因素： 1 軸承的載荷 軸承所受載荷的大小，方向和性質(zhì)，是選擇軸承類型的主要依據(jù)。 根據(jù)載荷的大小選擇軸承類型時，由于滾子軸承中主要元件間是線接觸，宜用于承受較大的載荷，承載后的變形也較小。而球軸承中則主要為點接觸，宜用于承受較輕的或中等的載荷，故在載荷較小時，應優(yōu)先選用球軸承。 2軸承的轉(zhuǎn)速 在一般轉(zhuǎn)速下，轉(zhuǎn)速的高低對類型的選擇不發(fā)生什么影響，只有在轉(zhuǎn)速高時，才會有比較顯著的影響。 3 軸承的調(diào)心性能。 30 4軸承的安裝和拆卸。 3.5 齒條的設計 齒條如圖所示： 圖 3.6 齒條示意圖 齒條是與齒輪 2 配合轉(zhuǎn)動的。 為了與齒輪 2 更好的配合，齒條的齒寬與齒輪 2 一樣為 B=20mm，階梯的高度不超過 200mm，此齒條的長度根據(jù)設計，設為： 齒長 L=500mm； 齒數(shù)為 Z=76； 齒頂 ha1=ha*m=1x2=2mm； 齒根 hf1=hf2=(ha*+c*)m=2.5mm； s=4.6mm ； p=9.2mm。 3.6 聯(lián)軸器選擇 本設計由于結(jié)構(gòu)簡單、成本低、可傳動較大轉(zhuǎn)矩，而且轉(zhuǎn)速低、無沖擊、軸的剛性大、對中性較好。查閱新編機械設計手冊得的聯(lián)軸器具體參數(shù)如下： 型號： YL1； 額定轉(zhuǎn)矩 Tn=10N.m； 許用轉(zhuǎn)矩 n=8100r/min； 軸孔直徑 d=20mm； 軸孔長度 L= 25mm； D=71mm； D1=43mm； 螺栓數(shù)量： 3； 螺栓直徑： M8； 質(zhì)量 kg: 0.94kg； 31 轉(zhuǎn)動慣量： 0.0018kg.m2。 32 第四章 總結(jié) 畢業(yè)設計是對我們大學四年學習成果的一次大閱兵，是對我們將來的學習、工作最為有力的一次鍛煉和檢測。它使我們所學的理論知識與設計實踐的 有機結(jié)合，使我們感到將理論與實踐相結(jié)合的契機，并且深深的感到所學的知識用來自我設計的真正的體驗。盡管在設計中遇到許多難題與不曾接觸過的東西，但在我們刻苦勤奮的努力下都一一克服，學到了學多不可多得的經(jīng)驗，盡管我們知道我們設計的東西可能還有許多欠缺，但是我們確實在此次設計中懂得了一個思維的意識，一個從設計的角度去思維，去考慮問題的意識。它將對我們以后的學習與工作做有力的鋪墊，也許有些同學認為無聊而乏味，但我確實從中受益非淺。 在畢業(yè)設計的過程中，在李曉舟老師指導下，參考國內(nèi)外相關產(chǎn)品，并且查閱了諸多相關資料。在 自己努力下確定了設計的方案，在李曉舟老師的指導下，認為該小車設計原理正確，系統(tǒng)結(jié)構(gòu)合理，能夠滿足被加工零件的工序要求。接著我進行了主要零部件的設計、計算以及校核，各項準備工作就緒后，用 CATIA進行三維建模，虛擬裝配和運動仿真，繪制了零件和部件及裝配圖。在這一畢業(yè)設計過程中，我對 CATIA 的使用更加熟悉，并了解了其強大的使用功能，受益非淺啊。在設計中，我對問題的提出、分析和解決能力有了進一步的提高，為將來的學習工作打下堅