上下阶梯小车设计论文

目 录 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 1 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。 2 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 3 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。 4 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 5 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 6 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 7 液压驱动 气压驱动 电气驱动 交、直流电机 步进电机、伺服电机 输出力 大 小 大 小 控制性能 可无级调速，反应灵敏，可 实现连续轨迹控制 气体压缩性大，精确定位困难，阻尼效果差，低速不易控制 控制性能差，惯性大，不易精确定位 控制性能好，能精确定位，但控制系统复杂 体积 在输出力相同的条件下体积小 较大 要有减速装置，故体积较大 较小 维修及使用 方便，但油液对环境温度有一定的要求 方便 方便 较复杂 对环境的影响 易漏油、易燃 排气有噪声 无 无 成本 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 12.7mn.m； 最大同步转矩： 130g.cm 12.7mn.m； 输出功率： 4（ W）； 输入功率： 30（ W）； 电容量： 21； 质量： 0.9kg。 驱 动 方 式 比 较 内 容 8 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： 9 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。 10 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) II 轴与 III 轴的 i计算 i23=Z3/Z2=56/28=2 (3) 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。 11 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： T =T/WT =395500000.2Pnd【 T 】 12 式中 : T -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 mm3； n -轴的转速 ,单位为 r/min； P -轴传递的功率 ,单位为 KW； d -计算截面处轴的直径 ,单位为 mm； 【 T 】 -许用扭转切应力 ,单位为 MPa,见下表 表 3-1 轴的材料 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)确定公式内的各计算数值 (1)选载荷系数tK=1.3， (2)计算小齿轮传递的转矩 1T =1NM， d取 0.2 (3)查得材料的弹性影响系数 EZ =189.8MPa 2/1 (4)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 1limH =600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限 2limH =550MPa (5)计算应力循环次数 1N =60 1n jhL=60*30*1*（ 2*8*300*5） =4.32x107 2N =4.32x107 /3.2=1.35 x107 (6)按接触疲劳寿命系数1HNK=0.90，2HNK=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 1H =1HNK 1limH/S=0.9*600=540MPa 2 H = 2HNK 2limH /S=0.92*550=522.5 MPa 2)计算 (1)代入小齿轮分度圆直径，代入 H 中较小的值 1d =2.32x 23 11 )(1HEZd uuTK 31.31mm 20 (2)计算圆周速度 v V= dn/60*1000m/s=0.49m/s (3)计 算齿宽 b=dd=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=3 211 )(2FSaFadYYzKT 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 1FE =500MPa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2FE =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 1F =sK FEFN 11=0.85*500/1.4=303.57MPa 2F =238.56 MPa (3)计算载荷系数 K K= AKVK K K=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1FaY=2.55，2FaY=2.3 1SaY=1.61，2SaY=1.71 (5)计算大，小的齿轮的 FSaFaYY并加以比较 111FSaFaYY=2.55*1.61/303.57=0.01352 222FSaFaYY=2.24*1.75/238.86=0.01647 21 2)设计计算 m=3 228*3.0 0 1 6 4 4.055.9701.12 xxxx=1.88mm 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 1d =28*2=56mm 2d =56*2=112mm 2）计算中心距 a= ( 1d + 2d )/2=(56+112)/2=89mm 3)计算齿轮宽度 b=d 1d=0.2*56=10mm 取 1B =10mm, 2B =10mm 4）验算 NNdTFt 07.341561055.922 311 mmNmmNmmNb FK tA 10011.3410 07.3411 ，合适 22 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 代号 计算公式 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 m a d ha hf h da df db p pb s e c a d i 小齿轮 大齿轮 （根据齿 轮受力情况和结构需要确定，选取标准值） 选取标准值 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 (当中心距为标准中心距 a 时 )d=d i12=w1/w2=z2/z1=d2 /d1 =d2/d1=db2/db1 23 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) 传递转矩 T=1.05000 (N.m) 齿轮 1 转速 n1=30 (r/min) 齿轮 2 转速 n2=15 (r/min) 传动比 i=2.00000 24 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 (年 ) 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 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 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 第组精度 JD11=6 齿轮 1 第组精度 JD12=7 齿轮 1 第组精度 JD13=7 齿轮 1 齿厚上偏差 JDU1=F 齿轮 1 齿厚下偏差 JDD1=L 齿轮 2 第组精度 JD21=6 齿轮 2 第组 精度 JD22=7 齿轮 2 第组精度 JD23=7 齿轮 2 齿厚上偏差 JDU2=F 25 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 =0.0000000 (度 ) 基圆柱螺旋角 b=0.0000000 (度 ) 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 (mm) 齿轮 1 齿宽系数 d1=0.40000 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 (mm) 齿轮 2 齿宽系数 d2=0.40000 总变位系数 Xsum=0.00000 标准中心距 A0=84.00000 (mm) 实际中心距 A=84.00000 (mm) 齿数比 U=2.00000 端面重合度 =1.61165 纵向重合度 =0.00000 总重合度 =1.61165 齿轮 1 分度圆直径 d1=56.00000 (mm) 齿轮 1 齿顶圆直径 da1=60.00000 (mm) 齿轮 1 齿根圆直径 df1=51.00000 (mm) 齿轮 1 齿顶高 ha1=2.00000 (mm) 齿轮 1 齿根高 hf1=2.50000 (mm) 齿轮 1 全齿高 h1=4.50000 (mm) 齿轮 1 齿顶压力角 at1=29.531394 (度 ) 齿轮 2 分度圆直径 d2=112.00000 (mm) 齿轮 2 齿顶圆直径 da2=116.00000 (mm) 齿轮 2 齿根圆直径 df2=107.00000 (mm) 齿轮 2 齿顶高 ha2=2.00000 (mm) 齿轮 2 齿根高 hf2=2.50000 (mm) 齿轮 2 全齿高 h2=4.50000 (mm) 26 齿轮 2 齿顶压力角 at2=29.531394 (度 ) 齿轮 1 分度圆弦齿厚 sh1=3.13953 (mm) 齿轮 1 分度圆弦齿高 hh1=2.04933 (mm) 齿轮 1 固定弦齿厚 sch1=2.77410 (mm) 齿轮 1 固定弦齿高 hch1=1.49511 (mm) 齿轮 1 公法线跨齿数 K1=3 齿轮 1 公法线长度 Wk1=15.46093 (mm) 齿轮 2 分度圆弦齿厚 sh2=3.13953 (mm) 齿轮 2 分度圆弦齿高 hh2=2.04933 (mm) 齿轮 2 固定弦齿厚 sch2=2.77410 (mm) 齿轮 2 固定弦齿高 hch2=1.49511 (mm) 齿轮 2 公法线跨齿数 K2=3 齿轮 2 公法线长度 Wk2=15.46093 (mm) 齿顶高系数 ha*=1.00 顶隙系数 c*=0.25 压力角 *=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 *t=20.0000000 (度 ) 3.3.7 检查项目参数 齿轮 1 齿距累积公差 Fp1=0.02846 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 fi1=0.01513 齿轮 1 一齿径向综合公差 fi1=0.02071 齿轮 1 齿向公差 F 1=0.01025 齿轮 1 切向综合公差 Fi1=0.03908 齿轮 1 径向综合公差 Fi1=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 ff 1=0.01513 齿轮 1 轴向齿距极限偏差 Fpx( )1=0.01025 27 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 fi2=0.01513 齿轮 2 一齿径向综合公差 fi2=0.02071 齿轮 2 齿向公差 F 2=0.00630 齿轮 2 切向综合公差 Fi2=0.03908 齿轮 2 径向综合公差 Fi2=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 ff 2=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 Hlim1=1150.0 (MPa) 齿轮 1 抗弯疲劳基本值 FE1=640.0 (MPa) 齿轮 1 接触疲劳强度许用值 H1=1366.7 (MPa) 齿轮 1 弯曲疲劳强度许用值 F1=547.9 (MPa) 齿轮 2 接触强度极限应力 Hlim2=1150.0 (MPa) 齿轮 2 抗弯疲劳基本值 FE2=640.0 (MPa) 齿轮 2 接触疲劳强度许用值 H2=1366.7 (MPa) 齿轮 2 弯曲疲劳强度许用值 F2=547.9 (MPa) 28 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 H=1291.2 (MPa) 接触疲劳强度校核 H H=满足 齿轮 1 弯曲疲劳强度计算应力 F1=352.6 (MPa) 齿轮 2 弯曲疲劳强度计算应力 F2=352.6 (MPa) 齿轮 1 弯曲疲劳强度校核 F1 F1=满足 齿轮 2 弯曲疲劳强度校核 F2 F2=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 (mm2/s) 有一定量点馈 Us=允许 小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz 6 m ( Ra 1 m ) 载荷类型 Wtype=对称循环载荷 齿根表面粗糙度 ZFR=Rz 16 m ( Ra 2.6 m ) 刀具基本轮廓尺寸 HMn=Hao/Mn 1.25, Pao/Mn 0.38 圆周力 Ft=2122.00000 (N) 齿轮线速度 V=0.02356 (m/s) 使用系数 Ka=1.00000 动载系数 Kv=1.00061 齿向载荷分布系数 KH =1.00000 综合变形对载荷分布的影响 K s=1.00000 安装精度对载荷分布的影响 K m=0.00000 齿间载荷分布系数 KH =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 Z =0.89225 接触强度螺旋角系数 Z =1.00000 重合、螺旋角系数 Z =0.89225 接触疲劳寿命系数 Zn=1.47025 润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000 29 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 KF =1.00000 齿间载荷分布系数 KF =1.10000 抗弯强度重合度系数 Y =0.71536 抗弯强度螺旋角系数 Y =1.00000 抗弯强度重合、螺旋角系数 Y =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。 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。 30 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； D1=43mm； 螺栓数量： 3； 螺栓直径： M8； 质量 kg: 0.94kg； 31 转动惯量： 0.0018kg.m2。 32 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