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毕业设计——阶梯车设计说明书






第一章 绪论 ................................................................................ 1
1.1 引言 ...............................................................

..................................................................... 1 1.2 设计背景 ............................................................................................................................ 1 1.3 论文研究的内容和意义 .................................................................................................... 2

第二章 上下阶梯小车的原理设计及方案选择 ....................... 4
2.1 上下阶梯小车的基本原理 ................................................................................................ 4 2.2 上下阶梯小车方案设计 .................................................................................................... 6

第三章 小车结构设计.............................................................. 10
3.1 传动比计算 ...................................................................................................................... 10 3.2 轴的设计 .......................................................................................................................... 10 3.2.1 轴的简述 .............................................................................................................. 10 3.2.2 轴材料的选择 ...................................................................................................... 11 3.2.3 轴的结构设计 ...................................................................................................... 11 3.3 齿轮传动设计及校核 ...................................................................................................... 18 3.3.1 齿轮轴传动系统设计 .......................................................................................... 18 3.3.2 设计参数 .............................................................................................................. 23 3.3.3 布置与结构 .......................................................................................................... 24 3.3.4 材料及热处理 ...................................................................................................... 24 3.3.5 齿轮精度 .............................................................................................................. 24 3.3.6 齿轮基本参数 ...................................................................................................... 25 3.3.7 检查项目参数 ...................................................................................................... 26 3.3.8 强度校核数据 ...................................................................................................... 27 3.3.9 强度校核相关系数 .............................................................................................. 28 3.4 轴承的选择 ...................................................................................................................... 29 3.5 齿条的设计 ...................................................................................................................... 30 3.6 联轴器选择 ..................................................................................................................... 30

第四章

总结 ............................................................................ 32

参考文献 .................................................................................... 33 致谢 ............................................................................................ 34

第一章 绪论
1.1 引言
上下阶梯是普通日常生活活动中的一种, 那些在大量不设电梯的七层以下的 住宅楼房居住的居民,尤其是那些老年人和残疾人,在生活上就会有诸多不便。 目前无论乡镇还是城市无一不在飞速发展,其中阶梯不少。如上下汽车、地铁火 车有阶梯;横过马路或须上下人行道或须登越人行天桥或须窜越地下通道有阶 梯; 城市居民走亲访友, 或送货上门也免不了爬楼下梯; 楼上地下商场比比皆是, 更免不了爬楼下梯;名山景点,山坡城市更是不计其数。这些阶梯对那些肩背手 捉旅行之人,对以送货上门为职业的工人及商家;对那些早没晚收流动商贩等等 人群,跨越攀登这些阶梯时艰难费力。 基于以上种种因素的考虑,我们设想能不能设计个上下阶梯小车,再在小车 设计的基础上改装,解决人们在生活中遇到的上下阶梯难题。该小车的设计,方 便了人们的生活,具体表现在: 1.以该小车为载体,对残疾人座椅进行改造,可实现自动行走和上下楼; 2.以该小车为载体,野外作业设施能够实现上下运输车辆的平稳装卸及转 运,快速,机动地完成布置。 因此, 这种上下阶梯小车的设计, 无论是从实际应用方面还是理论研究方面, 都是具有很高价值的。

1.2 设计背景
以前上下阶梯工作或活动时,人们都是用人工或用手动的方式来实现的。上 下阶梯的设计,老年人、病残人可以借助它轻松自如地上下阶梯,而不再需求助 他人。现在各国都争相研制各种适于上下阶梯的轮椅及其配套装置。其中以联邦 德国新近研制的履带式轮椅配套上下阶梯装置尤为人欣赏。目前,社会上关于上 下阶梯装置主要有两种:可上下阶梯的搬运装置和上下阶梯的电动轮椅装置,而 且都已申请了专利。上下阶梯装置的研究,对工业生产和社会生活有着积极的作 用,解决了一些在生产活动和生活中遇到的难题。 可上下阶梯的搬运装置,其上方可承载各种物品,该装置包括机架、设于该 机架下方的两个自由度的行星齿轮传动机构及驱动机构。 当搬运装置在地面上行 走时, 借由驱动机构驱动传动机构的驱动轮并自动根据地面情况决定该搬运装置 的输出,当上阶梯时,轮子因受到阶梯的阻力而不动,使力量经由传动机构由行 星架输出,以产生跨越阶梯的动作,当下阶梯时,驱动机构驱动该驱动轮,此时 传动机构自行选择较省力的杆件作输出, 以实现下阶梯的动作, 而在平地行走时, 驱动机构驱动该驱动轮,此时行星架不动,而力量经由传动机构由轮子输出,以 完成平地行走。
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可上下阶梯的电动轮椅装置, 在轮椅座上固定上下阶梯和行走的履带式传动 装置,其履带传动装置由主动轮,前后轮,履带,前升降腿,后升降腿,电机等 组成,主动轮由支架固定在轮椅座上,通过防滑履带分别与前轮,后轮相连接, 前,后升降腿控制前,后轮的升降,由于采用了履带式传动装置,操作者可直接 将轮椅上下阶梯,而不必注意一级级台阶是否踩准,操作方便,特别适于广大伤 残者外出使用。 上下阶梯装置都是依靠机械传动上下非等高台阶的机械装置。 可实现自动行 走和上下楼的残疾人座椅和可实现上下运输车辆的平稳装卸及装运的野外作业 设施都是该装置的一种。 上下阶梯小车的设计,是以该小车为载体,对残疾人座椅进行改造,可实现 自动行走和上下楼;以该小车为载体,野外作业设施能够实现上下运输车辆的平 稳装卸及转运,快速、机动地完成布置;且该小车经济性好,可靠性高,维修方 便。对上下阶梯小车的研究设计,为它在生活,生产的应用做好铺垫。 目前所研制出的各种阶梯车主要有三大类:第一类是步进式阶梯车,为断续 前进方式,其操作较复杂,工作效率较低。第二类是星形轮式阶梯车,在上下阶 梯时其稳定性较差,且体积较大,在窄小的楼梯上使用有所不便。第三类是履带 式电动阶梯车,其结构是将座椅、前后车轮和电控盒等固定安装在车架上,在后 车轮的轮轴上装有轮毂电机、变速器、离合器和制动器等,履带机构装在车架的 下部,在履带机构的驱动轴上接有变速箱、驱动电机和制动机构等。这种电动阶 梯车在上下楼梯时要将车体部分全部分托起,仅仅一口履带机构运行爬楼,因此 为保证安全和托起车体的稳定,履带机构比较庞大,控制机构复杂,运作不够灵 活,并且能力消耗较高。

1.3 论文研究的内容和意义
针对轮式车辆上下阶梯运动的不足之处, 本文设想了一种全新的运输设计平 台, 并在实践中证明这种理论是可行的。 它继承了轮式车辆移动速度快捷的特点, 又具有上下阶梯越障能力,在传动系统设计上采用了齿轮传动设计,结构相对简 单,工作可靠,控制方面,且具有很好的功能扩展性。作为一种运输平台,具有 很广阔的功能开发空间。 本论文主要完成了上下阶梯小车的原理设计,方案选择,机构的实现,各部 分零件的设计与整机的装配, 并在此基础上采用 CATIA 软件建立了实体模型和进 行虚拟装配和运动仿真。 本课题研究的目的在于根据日常生活的需要,研制一种多能,简单,实用的 轮式上下阶梯小车运输平台。上下阶梯小车是一种用于非等高阶梯,野外崎岖不

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平路面运输中的平台。它可以适应各种地貌,能够根据环境设定各种运行状态, 它的每个前端面均装有一组高精度的限位开关和轮滚驱动系统, 限位开关能够准 确的探测到地面状态并及时对电机状态进行调解。 前后驱动轮安装支架是用于上 下阶梯时,抬起车身,实现上下阶梯运动。由于考虑到前后驱动轮要能驱动,才 能在抬起车身时,带动车身运动,所以采用了驱动源内置于前后驱动轮安装支架 上的设计。齿条用于与前后安装支架组合,在齿轮的带动下,带动前后支架上下 运动。在水平面上,车身靠后轮驱动来带动。 该设计的目的是提供一种体积小,运作灵活,运行稳定的阶梯车,也提供一 种适于在怕阶梯车上使用的怕阶梯车用变形轮。 上下阶梯车涉及非机动车技术领域,特别是这种爬阶梯车。目前 8 层以下的 建筑物很少设置有电梯,这样就给残疾人上下楼梯带来许多不便,市场上销售的 残疾人,轮椅车的结构是在车架上设置有两个转轮,在支架的前端设置有两个转 向轮,其缺点是该车在台阶或楼梯上很难运行,即使强制运行也会令乘坐者感到 颠簸、跳动而不舒服。一般情况下遇到台阶或楼梯,往往需要几个人抬上抬下, 很不方便。 上下阶梯车的目的是提供一种通过齿轮、 齿轮齿条带车轮沿阶梯水平运动的 阶梯车。该小车是这样实现的,它包括齿轮传动、齿轮齿条通过电机实现上下阶 梯和在平地上运行,由于在上下阶梯时的运动轨迹为直线,所以具有爬阶梯时的 无颠簸,无跳动优点。 该小车应用待轮椅上,可使轮椅具备爬梯的功能,从而方便病残人群。该小 车也课应用到旅游景点的旅游车上,使得具备爬阶梯功能,以方便游客。

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第二章 上下阶梯小车的原理设计及方案选择
2.1 上下阶梯小车的基本原理
1.题目的内容及要求: 该设备用于非等高阶梯,野外崎岖不平路面运输中,要求平稳装卸及转运的 场合。四轮驱动并可自行调节。采用直线电机驱动,丝杆螺母或齿轮齿条机构实 现。 该小车的工作原理可分为三种情况: (1)平路行走 (2)上阶梯 (3)下阶 梯 (1)平路行走 如图 1 所示,小车在平路行走时,限位开关 10 与地面接触,这时触头被压 下,触发主电动机 M4 转动,驱动小车在水平方向上前进。此时电动机 M1,M2 处于非工作状态。

图 2.1 水平行走示意图 (2)上阶梯 上阶梯时,小车在水平行走的过程中主电动机 M4 工作,当小车限位开关 8 与垂直台阶面接触时,触发电动机 M2 工作。前升降齿轮带动前齿条向下移动, 前支腿下移。当前支腿碰到阶梯时,触发开关 14 工作,使电动机 M1 同时工作, 后齿轮、齿条带动后支腿向下伸出,前后同步下降,将小车抬起。当前齿条向下 移动时,撞块压下行程开关 15,电动机 M1,M2 停止工作,同时电动机 M3 工 作。延时时间到则电动机 M3 停止,引发电动机 M1,M2 发转,后支腿,前支腿 向上,由行程开关 17 控制电动机 M1,电动机 M2 停止。当前后支腿复位后,主 电动机 M4 工作,小车继续水平前行。 运动示意图如下

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a)水平行走至上台阶

b)前端齿条下移

c)上台阶行走 图 2.2 上阶梯示意图 3)下阶梯 下阶梯时,当小车在水平运动过程中限位开关 10 悬空时,电动机 M2 工作, 齿轮带动前齿条和前支腿一起下移。当前支腿下移到地面时,开关 14 被压下, 电动机 M2 停止,电动机 M3 工作。通过延时使小车整体被拉出,电动机 M1, M2 反向工作,将小车放下到地面,开关 10 压下。通过延时期 M4 工作,使后支 腿脱离地面后,电动机 M1,M2 继续工作,由开关 16,17 控制电动机 M1,M2, 使前后支腿复位。电动机 M4 工作,小车水平前进,实现下阶梯运动。 运动示意图如下

a)水平行走至下台阶

b)前端齿条下降

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c) 下台阶行走

d) 水平行走

图 2.3 下台阶运动示意图 上下阶梯小车的基本原理是由路面行走小车的基本原理发展而来,如图 2.4 所示。为了在抬起车身时受力平衡,前后支架的驱动轮才用双轮驱动。为了提高 车辆的上下阶梯能力,前后驱动支架上的四个车轮采用独立驱动。为了实现小车 可以在水平面行走,水平面上四个轮采用后轮驱动。 各车轮、前后驱动支架的如图所示。

图 2.4 小车整体图

2.2 上下阶梯小车方案设计
1.驱动方式的选择 常用的驱动方式主要有液压驱动、气压驱动和电气驱动三种基本类型,三种 主要的驱动方式比较如表 2-1 如所示: 表 2-1 驱动方式的比较

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驱 动 方 比 式 较 内 容 输出力 控制性能

电气驱动 液压驱动 气压驱动 交、直流电机 步进电机、伺 服电机

体积

维修及使用

对环境的影响 成本

大 小 大 小 可 无 级 调 气体压缩性 控 制 性 能 控 制 性 能 速, 反应灵敏, 大,精确定位 差,惯性大, 好,能精确定 可实现连续轨 困难,阻尼效 不易精确定位 位,但控制系 迹控制 果差,低速不 统复杂 易控制 在输出力相 要有减速装 较大 较小 同的条件下体 置,故体积较 积小 大 方便, 但油液 对环境温度有 方便 方便 较复杂 一定的要求 易漏油、易燃 排气有噪声 无 无 成本较高 成本低 成本低 成本较高

该小车要求质量轻便, 所以结合设计需要, 选择 TZ51—2 型磁滞式同步电动 机。其主要技术数据如下:

图 2.5 电动机示意图 使用电源: 单相; 额定电压:220(V) ; 同步转速:3000(r/min) ; 起动转矩:130g.cm 输出功率:4(W) ; 输入功率:30(W) ; 电容量:21; 质量:0.9kg。 12.7mn.m; 最大同步转矩:130g.cm 12.7mn.m;

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2.前后支架方案的选择 前后支架的运动方式是小车性能的一个重要指标, 衡量小车运动性能的主要 指标是机体的稳定性。单轮支撑在支起车身时会出现不稳定状态,车身无法平稳 上下阶梯,所以支架的驱动轮数目应大于等于 2,大于 2 时对支架的驱动机构就 复杂了,所以前后支架的支撑轮应各为 2 个。 实现前后支架的上下运动方式有以下几种:1 齿轮带动齿条实现上下运动; 2 曲柄滑块机构;3 凸轮机构。 1.如图:

图 2.6 齿轮齿条机构 自由度 F=2X3-2-2-1=1 在静态时,齿轮可以防止齿条往下运动。 2.如图

图 2.7 曲柄划块机构 自由度 F=3x3-2x4=1 3.如图:

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图 2.8 滚子推杆凸轮机构 自由度 F=3x3-(2x3+1)=1 根据小车的设计要求,3 方案虽然也能实现上下运动,但不能符合小车的抬 起功用。方案 1 能防止前后支架往下运动,方案 2 不能实现,所以本设计中采用 方案 1 的设计,采用齿轮齿条作为实现上下运动的机件。 齿轮机构是现代机械中应用最广泛的传动机构, 用于传递空间任意两轴或多 轴之间的运动和动力。

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第三章 小车结构设计
3.1 传动比计算
后轮驱动的传动示意图如下:

图 3.1 后轮驱动系统 传动比计算: (1) I 轴与 II 轴的 i 计算 i12=Z2/Z1=56/28=2 (2) (3) II 轴与 III 轴的 i 计算 i23=Z3/Z2=56/28=2 III 轴与 IV 轴的 i 计算 i34=Z4/Z3=28/56=0.5 总传动比 i IV 轴与 III 轴的传动 比 i=0.5

3.2 轴的设计
3.2.1 轴的简述 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 轴上才能进行运动及动力的传递。 因此轴的主要功用是支承回转零件及传递运动 和动力。工作中既承受弯矩又承受扭矩的轴称为转轴。按本设计中的需要,选择 了转轴。

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3.2.2 轴材料的选择 轴的材料主要是碳钢和合金钢,钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件,有的则 直接用圆钢。 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 化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度,故采用碳钢制造轴尤为广泛,其 中最常用的是 45 钢。 本设计的轴材料采用 45 钢。 3.2.3 轴的结构设计 轴的结构设计包括定出轴的合理外型和全部结构尺寸。 小车的轴根据设计,都才用直径为 20mm 的尺寸。在此对后车轮转动轴进行 设计。轴的示意图如下:

图 3.2 车后轴 轴的结构设计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,数量以及和轴联接的方法;载荷的性质,大小,方向及 分布情况;轴的加工工艺等。 3.2.3.1 轴上零件的定位 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 动或空转的要求者外,都必须进行轴向和周向定位,以保证其准确的工作位置。 1.零件的轴向定位 传动轴上装配了齿轮,滚动轴承。根据装配方案,轴上对齿轮的轴向定位是 以弹性垫圈来实现的;而对滚动轴承的定位,是以弹性垫圈和卡片来实现的。 2.零件的周向定位 轴与齿轮的周向定位,是以键来实现的,既简单又方便。 3.2.3.2 轴的计算 1.按扭转强度条件计算 轴的扭转强度条件为: 9550000 τT =T/WT = 0.2d 3 P n ≤【τT 】

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式中:

τT -----扭转切应力,单位为 MPa; T-----轴所受的扭转,单位为 N.mm; WT ----轴的抗扭截面系数,单位为 mm ; n -----轴的转速,单位为 r/min; P -----轴传递的功率,单位为 KW;
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d

-----计算截面处轴的直径,单位为 mm; 【τT 】 -----许用扭转切应力,单位为 MPa,见下表 表 3-1

轴的材料 【τT 】/MPa A0

Q235-A.20 15-25 149-126

Q275.35 (1Cr18Ni9Ti) 20-35 135-112

45 25-45 126-103

40Cr.35SiMn 38SiMnMo.3Cr13 35--55 112-97

P=30w; n=30r/min; d=20mm。 得 τT =5.97MPa <【τT 】 符合设计要求。 2.车轮后轴的工程分析 车轮的示意图如下:

图 3.3 车后轴 分析报告为:

Analysis1
MESH: Entity
12

Size

Nodes

3097

Elements 11584 ELEMENT TYPE:

Connectivity TE4 Materials.1 Material Young Modulus Poisson Ratio Density

Statistics 11584 ( 100.00% )

Steel 2e+011N_m2 0.266 7860kg_m3

Thermal Expansion 1.17e-005_Kdeg Yield Strength Static Case Boundary Conditions 2.5e+008N_m2

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Figure 1 STRUCTURE Computation Number of nodes : 3097

Number of elements : 11584 Number of D.O.F. Number of Contact relations : 9291 : 0 0

Number of Kinematic relations : Linear tetrahedron : 11584 RESTRAINT Computation Name: RestraintSet.1 Number of S.P.C : 954 LOAD Computation Name: LoadSet.1

14

Applied load resultant : Fx = -3 . 906e-003 N Fy = 2 . 465e-032 N Fz = 0 . 000e+000 N Mx = -1 . 735e-026 Nxm My = -1 . 187e-003 Nxm Mz = 4 . 000e+002 Nxm STIFFNESS Computation Number of lines Number of coefficients Number of blocks Total matrix size SINGULARITY Computation Restraint: RestraintSet.1 Number of local singularities : 0

: : :

9291 1 1 . 96 Mb

: 168117

Maximum number of coefficients per bloc : 168117

Number of singularities in translation : Number of singularities in rotation Generated constraint type CONSTRAINT Computation Restraint: RestraintSet.1 Number of constraints Number of coefficients Number of coefficients : 954 : : 0 0 :

0 0

: MPC

Number of factorized constraints : 954 Number of deferred constraints : 0 FACTORIZED Computation : Method

SPARSE

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Number of factorized degrees Number of supernodes Number of overhead indices Number of coefficients Maximum front width Maximum front size Number of blocks Number of Mflops for solve Minimum relative pivot DIRECT METHOD Computation Name: StaticSet.1 Restraint: RestraintSet.1 Load: LoadSet.1 Strain Energy : 3.235e+003 J Equilibrium

: :

8337 1496

: 53805 : 472854 : : : : : 135 9180 3 . 60759 1 3 . 775e+001 1 . 933e+000 9 . 982e-004

Size of the factorized matrix (Mb) : Number of Mflops for factorization :

Components

Applied Relative Reactions Residual Forces Magnitude Error

Fx (N) Fy (N) Fz (N) Mx(Nxm) My (Nxm) Mz (Nxm)

-3.9063e-003 2.4652e-032 0.0000e+000 -1.7354e-026 -1.1872e-003

3.9062e-003 -9.6428e-008 2.8180e-013 -4.1219e-008 -4.1219e-008 1.2046e-013 1.4596e-008 2.3791e-009 1.4596e-008 4.2655e-014 2.3791e-009 1.1588e-014

1.1872e-003 -6.8497e-008 3.3363e-013 2.7921e-009 1.3600e-014

4.0000e+002 -4.0000e+002

Static Case Solution.1 - Deformed Mesh.2

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Figure 2 On deformed mesh ---- On boundary ---- Over all the model Static Case Solution.1 - Von Mises Stress (nodal values).2

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3D elements: : Components: : All On deformed mesh ---- On boundary ---- Over all the model Global Sensors Sensor Name Sensor Value Energy 根据分析报告,此轴符合设计要求。 3235.389J

3.3 齿轮传动设计及校核

3.3.1 齿轮轴传动系统设计 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1)选用直齿圆柱齿轮,选用 7 级精度(GB10095-88)
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2)材料选择。选小齿轮材料为 40Cr(调质),硬度为 280HBS,大齿轮 材料为 45 刚(调质)硬度为 240 HBS,二者材料硬度差为 40 HBS。 3)选小齿轮齿数 z1 =28,大齿轮齿数 z 2 =u z1 =2*28=56 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式:

d1 >=2.32x 3
1)确定公式内的各计算数值 (1)选载荷系数 K t =1.3,

K1T1 u + 1 Z E 2 ( ) φd u [ ρ H ]

(2)计算小齿轮传递的转矩

T1 =1NM,

φ d 取 0.2
(3)查得材料的弹性影响系数 Z E =189.8MPa 1 / 2 (4)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σ H lim1 =600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限 σ H lim 2 =550MPa (5)计算应力循环次数

N 1 =60 n1 j Lh =60*30*1*(2*8*300*5)=4.32x10 7 N 2 =4.32x10 7 /3.2=1.35 x10 7
(6)按接触疲劳寿命系数 K HN 1 =0.90, K HN 2 =0.92 (7)计算接触疲劳应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由式得

[σ H ]1 = K HN 1 σ H lim1 /S=0.9*600=540MPa [σ H ]2 = K HN 2 σ H lim 2 /S=0.92*550=522.5 MPa
2)计算 (1)代入小齿轮分度圆直径,代入 [σ H ] 中较小的值

d1 >=2.32x 3

K1T1 u + 1 Z E 2 ( ) 31.31mm φd u [ ρ H ]
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(2)计算圆周速度 v V= π dn/60*1000m/s=0.49m/s (3)计算齿宽 b= φ d d=10mm (4)选择模数 m=31.31/28=1.12 3.按齿根弯曲强度设计 由公式: m>= 3 2 KT1 YFaYSa ( ) φd z12 [σ F ]

1)确定公式内的各计算数值 (1)又手册查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 σ FE1 =500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 σ FE 2 =380MPa (2)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式得
K FN 1σ FE1 =0.85*500/1.4=303.57MPa s

[σ F ]1 =

[σ F ] 2 =238.56 MPa
(3)计算载荷系数 K K= K A K V Kα K β =1x1.12x1.05X1.35=1.701 (4)查取齿形系数和应力校正系数 由手册查得 YFa1 =2.55, YFa 2 =2.3
YSa1 =1.61, YSa 2 =1.71

(5)计算大,小的齿轮的

YFa YSa 并加以比较 [σ F ]

YFa1YSa1 =2.55*1.61/303.57=0.01352 [σ F ]1 YFa 2YSa 2 =2.24*1.75/238.86=0.01647 [σ F ]2

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2)设计计算 m>= 3

2 x1.701x9.55 xx0.01644 =1.88mm 0.3 * 28 2

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 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, 而齿面结出疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积) 有关,可取由弯曲强度算得的模数 1.88 病就近圆整为标准值 m=2mm 对比结果取 m=2mm, 4、几何尺寸确定 1) 计算分度圆直径

d1 =28*2=56mm d 2 =56*2=112mm
2)计算中心距 a= ( d1 + d 2 )/2=(56+112)/2=89mm 3)计算齿轮宽度 b== φ d d1 =0.2*56=10mm 取 B1 =10mm, B2 =10mm 4)验算 Ft = 2T1 2 × 9.55 × 10 3 = N = 341.07 N d1 56

K A Ft 1 × 341.07 = N mm = 34.11 N mm < 100 N mm ,合适 b 10

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齿轮传动具有传动效率高,穿的效率高,速度范围广,结构紧凑,工作可靠, 寿命长,能保证恒定传动比,传动比稳定等特点,所以被广泛的应用于各种需要 紧密传动的场合,设计中采用了常见的直齿圆柱齿轮。齿轮 1 为 28 齿齿轮,齿 轮 2 为 56 齿齿轮。 表 3-2 渐开线标准直齿圆柱齿轮传动几何尺寸的计算公式

名称 模数 压力角 分度圆直 径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直 径 齿根圆直 径 基圆直径 齿距 基圆齿距 齿厚 齿槽宽 顶隙 标准中心 距 节圆直径 传动比

代号 计算公式 小齿轮 m a d ha hf h da df db p pb s e c a d’ i d 1=mz1 ha1=ha2=ha*m hf1=hf2=(2ha*+c*)m h1=h2=(2ha*+c*)m da1=(z1+2ha*)m df1=(z1-2ha*-2c*)m db1=d1cos a p= π m pb =pcos a s= π m / 2 e= πm / 2
c=c*m a=m(z1+z2)/2 (当中心距为标准中心距 a 时)d’=d

大齿轮 选取标准值 d 2=mz2

(根据齿轮受力情况和结构需要确定,选取标准值)

da2=(z2+2ha*)m df2=(z2-2ha*-2c*)m db2=d2cos a

i12=w1/w2=z2/z1=d2’/d1’=d2/d1=db2/db1

22

齿轮 1 图为:

图 3.4 28 齿齿轮 齿轮 2 图为:

图 3.5 56 齿齿轮 齿轮传动设计报告如下: 3.3.2 设计参数 传递功率 P=0.03000 (kW)
23

传递转矩 T=1.05000 齿轮 1 转速 n1=30 齿轮 2 转速 n2=15 传动比 i=2.00000

(N.m) (r/min) (r/min)

原动机载荷特性 SF=均匀平稳 工作机载荷特性 WF=均匀平稳 预定寿命 H=5 3.3.3 布置与结构 结构形式 ConS=开式 齿轮 1 布置形式 ConS1=非对称布置(轴刚性较大) 齿轮 2 布置形式 ConS2=中间轴上两齿轮(异侧啮合) 3.3.4 材料及热处理 齿面啮合类型 GFace=硬齿面 热处理质量级别 Q=MQ 齿轮 1 材料及热处理 Met1=45<表面淬火> 齿轮 1 硬度取值范围 HBSP1=45-50 齿轮 1 硬度 HBS1=48 齿轮 1 材料类别 MetN1=0 齿轮 1 极限应力类别 MetType1=11 齿轮 2 材料及热处理 Met2=45<表面淬火> 齿轮 2 硬度取值范围 HBSP2=45-50 齿轮 2 硬度 HBS2=48 齿轮 2 材料类别 MetN2=0 齿轮 2 极限应力类别 MetType2=11 3.3.5 齿轮精度 齿轮 1 第Ⅰ组精度 JD11=6 齿轮 1 第Ⅱ组精度 JD12=7 齿轮 1 第Ⅲ组精度 JD13=7 齿轮 1 齿厚上偏差 JDU1=F 齿轮 1 齿厚下偏差 JDD1=L
24

(年)

齿轮 2 第Ⅰ组精度 JD21=6 齿轮 2 第Ⅱ组精度 JD22=7 齿轮 2 第Ⅲ组精度 JD23=7 齿轮 2 齿厚上偏差 JDU2=F 齿轮 2 齿厚下偏差 JDD2=L 3.3.6 齿轮基本参数 模数(法面模数) Mn=2 端面模数 Mt=2.00000 螺旋角 β=0.0000000 齿轮 1 齿数 Z1=28 齿轮 1 变位系数 X1=0.00000 齿轮 1 齿宽 B1=10.00000 齿轮 2 齿数 Z2=56 齿轮 2 变位系数 X2=0.00000 齿轮 2 齿宽 B2=10.00000 总变位系数 Xsum=0.00000 标准中心距 A0=84.00000 实际中心距 A=84.00000 齿数比 U=2.00000 端面重合度 εα=1.61165 纵向重合度 εβ=0.00000 总重合度 ε=1.61165 齿轮 1 分度圆直径 d1=56.00000 齿轮 1 齿顶圆直径 da1=60.00000 齿轮 1 齿根圆直径 df1=51.00000 齿轮 1 齿顶高 ha1=2.00000 齿轮 1 齿根高 hf1=2.50000 齿轮 1 全齿高 h1=4.50000 (mm) (mm) (mm) (度) (mm)
25

(度) (度)

基圆柱螺旋角 βb=0.0000000

(mm)

齿轮 1 齿宽系数 Φd1=0.40000

(mm)

齿轮 2 齿宽系数 Φd2=0.40000 (mm) (mm)

(mm) (mm) (mm)

齿轮 1 齿顶压力角 αat1=29.531394 齿轮 2 分度圆直径 d2=112.00000 齿轮 2 齿顶圆直径 da2=116.00000

(mm)

齿轮 2 齿根圆直径 df2=107.00000 齿轮 2 齿顶高 ha2=2.00000 齿轮 2 齿根高 hf2=2.50000 齿轮 2 全齿高 h2=4.50000 (mm) (mm) (mm)

(mm)

齿轮 2 齿顶压力角 αat2=29.531394 齿轮 1 分度圆弦齿厚 sh1=3.13953 齿轮 1 分度圆弦齿高 hh1=2.04933 齿轮 1 固定弦齿厚 sch1=2.77410 齿轮 1 固定弦齿高 hch1=1.49511 齿轮 1 公法线跨齿数 K1=3 齿轮 1 公法线长度 Wk1=15.46093 齿轮 2 分度圆弦齿厚 sh2=3.13953 齿轮 2 分度圆弦齿高 hh2=2.04933 齿轮 2 固定弦齿厚 sch2=2.77410 齿轮 2 固定弦齿高 hch2=1.49511 齿轮 2 公法线跨齿数 K2=3 齿轮 2 公法线长度 Wk2=15.46093 齿顶高系数 ha =1.00 顶隙系数 c*=0.25 压力角 α*=20 (度) 端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 端面顶隙系数 c*t=0.25000 端面压力角 α*t=20.0000000 3.3.7 检查项目参数 齿轮 1 齿距累积公差 Fp1=0.02846 (度)
*

(度) (mm) (mm)

(mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm)

齿轮 1 齿圈径向跳动公差 Fr1=0.02390 齿轮 1 公法线长度变动公差 Fw1=0.02015 齿轮 1 齿距极限偏差 fpt(±)1=0.01459 齿轮 1 齿形公差 ff1=0.01063 齿轮 1 一齿切向综合公差 fi'1=0.01513 齿轮 1 一齿径向综合公差 fi''1=0.02071 齿轮 1 齿向公差 Fβ1=0.01025 齿轮 1 切向综合公差 Fi'1=0.03908
26

齿轮 1 径向综合公差 Fi''1=0.03346 齿轮 1 基节极限偏差 fpb(±)1=0.01371 齿轮 1 螺旋线波度公差 ffβ1=0.01513 齿轮 1 轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.01025 齿轮 1 齿向公差 Fb1=0.01025 齿轮 1x 方向轴向平行度公差 fx1=0.01025 齿轮 1y 方向轴向平行度公差 fy1=0.00513 齿轮 1 齿厚上偏差 Eup1=-0.05836 齿轮 1 齿厚下偏差 Edn1=-0.23346 齿轮 2 齿距累积公差 Fp2=0.02846 齿轮 2 齿圈径向跳动公差 Fr2=0.02390 齿轮 2 公法线长度变动公差 Fw2=0.02015 齿轮 2 齿距极限偏差 fpt(±)2=0.01459 齿轮 2 齿形公差 ff2=0.01063 齿轮 2 一齿切向综合公差 fi'2=0.01513 齿轮 2 一齿径向综合公差 fi''2=0.02071 齿轮 2 齿向公差 Fβ2=0.00630 齿轮 2 切向综合公差 Fi'2=0.03908 齿轮 2 径向综合公差 Fi''2=0.03346 齿轮 2 基节极限偏差 fpb(±)2=0.01371 齿轮 2 螺旋线波度公差 ffβ2=0.01513 齿轮 2 轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.00630 齿轮 2 齿向公差 Fb2=0.00630 齿轮 2x 方向轴向平行度公差 fx2=0.00630 齿轮 2y 方向轴向平行度公差 fy2=0.00315 齿轮 2 齿厚上偏差 Eup2=-0.05836 齿轮 2 齿厚下偏差 Edn2=-0.23346 中心距极限偏差 fa(±)=0.01950 3.3.8 强度校核数据 齿轮 1 接触强度极限应力 σHlim1=1150.0 齿轮 1 抗弯疲劳基本值 σFE1=640.0 齿轮 1 接触疲劳强度许用值 [σH]1=1366.7 (MPa) (MPa)

(MPa)

齿轮 1 弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=547.9 (MPa)
27

齿轮 2 接触强度极限应力 σHlim2=1150.0 齿轮 2 抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0 齿轮 2 接触疲劳强度许用值 [σH]2=1366.7 接触强度用安全系数 SHmin=1.20 弯曲强度用安全系数 SFmin=1.20 接触强度计算应力 σH=1291.2 (MPa) 接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 齿轮 1 弯曲疲劳强度计算应力 σF1=352.6 齿轮 2 弯曲疲劳强度计算应力 σF2=352.6

(MPa) (MPa)

(MPa)

齿轮 2 弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=547.9 (MPa)

(MPa) (MPa)

齿轮 1 弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 齿轮 2 弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足 3.3.9 强度校核相关系数 齿形做特殊处理 Zps=特殊处理 齿面经表面硬化 Zas=表面硬化 齿形 Zp=一般 润滑油粘度 V50=120 (mm^2/s) 有一定量点馈 Us=允许 小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz≤6μm ( Ra≤1μm ) 载荷类型 Wtype=对称循环载荷 齿根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm ( Ra≤2.6μm ) 刀具基本轮廓尺寸 HMn=Hao/Mn=1.25, Pao/Mn=0.38 圆周力 Ft=2122.00000 齿轮线速度 V=0.02356 使用系数 Ka=1.00000 动载系数 Kv=1.00061 齿向载荷分布系数 KHβ=1.00000 综合变形对载荷分布的影响 Kβs=1.00000 安装精度对载荷分布的影响 Kβm=0.00000 齿间载荷分布系数 KHα=1.10000 节点区域系数 Zh=2.49457 材料的弹性系数 ZE=189.80000 接触强度重合度系数 Zε=0.89225
28

(N) (m/s)

接触强度螺旋角系数 Zβ=1.00000 重合、螺旋角系数 Zεβ=0.89225 接触疲劳寿命系数 Zn=1.47025 润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000 工作硬化系数 Zw=1.00000 接触强度尺寸系数 Zx=1.00000 齿向载荷分布系数 KFβ=1.00000 齿间载荷分布系数 KFα=1.10000 抗弯强度重合度系数 Yε=0.71536 抗弯强度螺旋角系数 Yβ=1.00000 抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.71536 寿命系数 Yn=1.02734 齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000 齿根表面状况系数 Yrr=1.00000 尺寸系数 Yx=1.00000 齿轮 1 复合齿形系数 Yfs1=4.22020 齿轮 1 应力校正系数 Ysa1=1.58584 齿轮 2 复合齿形系数 Yfs2=4.22020 齿轮 2 应力校正系数 Ysa2=1.58584

3.4 轴承的选择
根据轴承中摩擦性质的不同,轴承可以分为滑动摩擦轴承和滚动摩擦轴承。 滑动轴承一般应用在以下场合:工作转速特高,特大冲击与振动,径向空间尺寸 受到限制或必须剖分安装,以及需在水或腐蚀性介质中工作等;而滚动轴承由于 摩擦系数小,起动阻力小,而且它已标准化,选用、润滑、维修都很方便。因此 本设计中轴承都采用滚动轴承。 滚动轴承类型的选择 选用轴承时,首先是选择轴承类型。 正确选择轴承类型时应考虑的主要因素: 1.轴承的载荷 轴承所受载荷的大小,方向和性质,是选择轴承类型的主要依据。 根据载荷的大小选择轴承类型时,由于滚子轴承中主要元件间是线接触,宜 用于承受较大的载荷,承载后的变形也较小。而球轴承中则主要为点接触,宜用 于承受较轻的或中等的载荷,故在载荷较小时,应优先选用球轴承。

29

2.轴承的转速 在一般转速下, 转速的高低对类型的选择不发生什么影响, 只有在转速高时, 才会有比较显著的影响。 3.轴承的调心性能。 4.轴承的安装和拆卸。

3.5 齿条的设计
齿条如图所示:

图 3.6 齿条示意图 齿条是与齿轮 2 配合转动的。 为了与齿轮 2 更好的配合,齿条的齿宽与齿轮 2 一样为 B=20mm,阶梯的高 度不超过 200mm,此齿条的长度根据设计,设为: 齿长 L=500mm; 齿数为 Z=76; 齿顶 ha1=ha*m=1x2=2mm; 齿根 hf1=hf2=(ha*+c*)m=2.5mm; s=4.6mm ; p=9.2mm。

3.6 联轴器选择
本设计由于结构简单、成本低、可传动较大转矩,而且转速低、无冲击、轴 的刚性大、对中性较好。查阅《新编机械设计手册》得的联轴器具体参数如下: 型号:YL1; 额定转矩 Tn=10N.m; 许用转矩 n=8100r/min; 轴孔直径 d=20mm; 轴孔长度 L= 25mm; D=71mm;
30

D1=43mm; 螺栓数量:3; 螺栓直径:M8; 质量 kg: 0.94kg; 转动惯量:0.0018kg.m2。

31

第四章

总结

毕业设计是对我们大学四年学习成果的一次大阅兵,是对我们将来的学习、 工作最为有力的一次锻炼和检测。 它使我们所学的理论知识与设计实践的有机结 合,使我们感到将理论与实践相结合的契机,并且深深的感到所学的知识用来自 我设计的真正的体验。尽管在设计中遇到许多难题与不曾接触过的东西,但在我 们刻苦勤奋的努力下都一一克服,学到了学多不可多得的经验,尽管我们知道我 们设计的东西可能还有许多欠缺, 但是我们确实在此次设计中懂得了一个思维的 意识,一个从设计的角度去思维,去考虑问题的意识。它将对我们以后的学习与 工作做有力的铺垫,也许有些同学认为无聊而乏味,但我确实从中受益非浅。 在毕业设计的过程中,在李晓舟老师指导下,参考国内外相关产品,并且查 阅了诸多相关资料。在自己努力下确定了设计的方案,在李晓舟老师的指导下, 认为该小车设计原理正确,系统结构合理,能够满足被加工零件的工序要求。接 着我进行了主要零部件的设计、计算以及校核,各项准备工作就绪后,用 CATIA 进行三维建模,虚拟装配和运动仿真,绘制了零件和部件及装配图。在这一毕业 设计过程中,我对 CATIA 的使用更加熟悉,并了解了其强大的使用功能,受益 非浅啊。在设计中,我对问题的提出、分析和解决能力有了进一步的提高,为将 来的学习工作打下坚实的基础。 在此次设计中,用到了大学四年所学的知识,当然,也遇到了很多以前没有 接触到的问题,在指导教师的指导下,问题得到了很好的解决,因此也极大地鼓 舞了我克服困难的勇气,使我有了新的对待问题的态度和分析问题的方式。所有 的设计都不是凭空产生的,都是从实际问题出发,加以借鉴已有的经验,结合生 产实践, 并在此基础上加以创新, 实现满足生产实践的需要, 从而提高生产效率。 通过毕业设计,使我端正了对设计的态度,懂得了一个实际的思维意识。 这次毕业设计不能说是很完美的,但它将起到的作用将十分关键,是经过辛 苦的努力工作换来的,其中也由许多不足之处,尚待改进,还需在以后的工作中 多加改进。 在两个多月的毕业设计过程中,使我熟悉了真正的设计程序,并且对未来学 习、工作有了新的认识。此次毕业设计顺利的完成,使我对自己未来的事业充满 了信心,并懂得将科学知识与设计实践相结合的契机,为提高劳动生产率而进行 不懈的努力。
32

参考文献
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33

致谢
在整个毕业设计过程中,得到了老师悉心的指导,耐心的教诲。有每周定时 举行的答疑,有不定时的对我们每阶段的进展状况的检查,也有在每阶段的督促 与指导,使设计过程中的许多难点得到了及时的很好的解决,正因为老师的不诲 教导,毕业设计得以顺利完成。蓦然回首,倍感激动,在此对李晓舟老师的帮助 深表感谢,感谢老师不辞辛劳与耐心教诲。他渊博的知识、开阔的视野和敏锐的 思维给了我深深的启迪。 同时,在此次毕业设计过程中我也学到了许多了关于机械方面的知识,计算 机绘图技能有了很大的提高,对 CATIA 和 CAD 有了更深入的了解和掌握。对自己 所学的专业有了更进一步的理解。 感谢我的父母对我多年来的养育、教导、关爱。 最后,对所有关心、帮助过我的亲人、朋友们送上我的谢意!

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