电池更换装置计算说明书

4.电池更换装置的设计计算4.1 电池输送小车的设计4.1.1 液压伸缩架的设计4.1.1.1 液压伸缩架的结构设计结构分析： 由于电池高度为 260mm，汽车底盘高度取 340mm，所以升降机构的垂直行程应大于 600mm。剪叉长度为 1200mm，经过计算剪叉在最低位置时夹角应为 140，在最高位置时夹角应为 40。如图 4.7.2和图 4.7.3所示：图 4.7.2图 4.7.3由两个位置液压缸伸长量可得出液压缸行程应大于 279mm，滑道长度应大于 718mm，才能满足升降机垂直行程大于 600mm，因此滑道长度取 800mm。4.1.1.2伸缩架液压缸的设计液压缸的主要几何尺寸，包括液压杆的内径 D，活塞杆直径 d 和液压缸行程等。4.1.1.2.1 液压缸内径 D 的计算根据载荷力的大小和选定的系统压力来计算液压缸内径，其计算公式为：pFD21057.35.1.1 确定公式内的各数值上式中 F 为液压缸推力（kN） ，由于液压缸要举升电池，因此 F 的垂直分量应大于或等于电池和电池托板重量之和，但电池举升过程中 F 的垂直分量是不断的变化的，因此只需要考虑电池刚开始举升时，F 满足要求即可（因为此时 F的垂直分量是最小的，只要此时的 F 值满足要求，那么其余位置必定满足要求） 。而在初始位置时，液压缸和垂直面的夹角为 。70电池重 W=2800N，电池托板重 =1000N，因此有：1W1cosWF计算得： ，为了保证液压缸可以正常工作，NF70cos28s1因此 F 值要取大一些，留一些余量。取 =20000N=20kNmax为工作压力，可根据机床类型或负载的大小来确定；由下表选取：p=10MPa =20000Nmaxmax磨 床 组 合 机 床 龙 门 刨 床 拉 床工 作 压 力（ Mpa） 0.20.8 35 28 810 1018 2032机 械 类 型 机 床 农 业 机 械 、 小 型 工程 机 械 、 建 筑 机 械 重 型 机 械由此可初步计算出：D=50.49mm，查机械设计手册表 33（摘自 GB/T -6232348-1993）取: D=63mm。5.2 活塞杆外径的确定活塞杆受到压力作用时：7MPa 时，d=0.7D因此 d=0.7D=63 0.7=44.1，查机械设计手册表 34（摘自 GB/T 2348-6231993）取:d=45mm 。5.3 液压缸行程的选择由两个位置液压缸伸长量可得出液压缸行程应大于 279mm， ，查机械设计手册表3537（摘自 GB/T 2349-1980）在活塞行程第一系列中选取 S=320mm。-6235.4 液压缸外径的确定查机械设计手册表 23 6-59，当工作压力 时，选择 =76mm。 MPap161D5.5 液压缸和活塞杆材料的选择5.5.1 缸体材料的选择一般情况下，选择 45 钢，并应调质到 241285HB。5.5.2 活塞材料的选择活塞杆的材料选择 45 钢，查机械设计课程设计手册表 2-7（摘自 GB/T 699-1999）其抗拉强度为 。MPab5705.6 活塞杆直径校核活塞杆的直径按下式校核：Fd4上式中，F 为活塞杆受到的作用力，由上可知 F=20000N； 为活塞杆的许用应力 ，n 为安全系数，在此取 n=5。计算得： =114MPa，因此b45m9.1420d故活塞杆直径是满足要求的。5.7 活塞杆稳定性的校核液压缸承受轴向压缩载荷时，当活塞杆的长度 与活塞杆的直径 d 之比大于 10l时（即 ） ，应该校核活塞纵向的抗弯强度或稳定性。在这里10dl，因此无需校核活塞杆稳定性。.74532l5.8 缸盖固定螺栓的选择及校核5.8.1 螺栓选型查机械设计课程设计手册表 3-9（GB/T 5782-2000 摘录）取缸盖固定螺栓为。6M5.8.2 缸盖固定螺栓的校核液压缸盖固定螺栓直径按下式计算： ZkFd2.5式中：F 为液压缸负载；Z 为固定螺栓个数，这里取 Z=4；k 为螺纹拧紧系数，k=1.121.5，取 k=1.3； ， 为材料的屈服极限，查35.1/.)/(12sss机械设计书表 5-8 取螺栓材料的等级为 6.8 级，其对应的屈服极限=480MPa。因此，s mZkFd 65.01480.32.152. 故缸盖固定螺栓直径满足要求。4.2 输送小车下面的动力部分设计计算4.2.1 电动机的选型小车的重量(加上电动机和变速箱的重量)初步估计为 6000N，两块电池重5600N，则总重量为 ，小车轮子和轨道160N28021W均为钢材所制造，他们之间的摩擦系数为 ，因此小车和轨道间的摩擦力.f为 ，初步估计小车运动速度为 ，则整个NfWFf 6.012 sm/1机构运动所需要的功率为： ，考虑到动力kWFPf .6102传动的间的效率以及摩擦损失，电动机型号选择：Y132S-84.2.2 联轴器的选型由于 Y132S-8 电动机的直径为 D=38mm，n=710n/min 且电动机额定转矩为T1=9550 =15.603Nm n2P由于联轴器直接和电动机相连，因此取工作情况系数为 KA=1.3则计算转矩为 Tca=KAT=1.315.603=20.28Nm 因此选择 GY5 型联轴器 其公称转矩T=400Nm 许应转速为nmax=8000n/min 因此 TcaT ，nnmax 故所选联轴器是合适的。4.2.3 一级直齿圆柱齿轮的设计计算4.2.3.1 齿轮的选型，精度等级及材料运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。根据电动机的转速及横向运动机构的速度可定出减速比为=6，取小齿轮的齿数为 =21 ，则 =126。在此直接选用标准的直齿圆1i 1z12zi柱齿轮，而后对其进行校核即可。取模数 =2mm，压力角 ；当 时，mo201m0.ah25.c4.2.3.2 确定大小齿轮的基本尺寸小齿轮的基本尺寸： =2.0 =2.5421zdha )c(haf=46 =37 aahd21ff- 5.4fa大齿轮的基本尺寸： =256 =24752mzad22ffd2-查机械设计书表 10-7，取齿宽系数为 ，由此可得齿宽为8.0B= mm7.351d将小齿轮宽度值圆整并在此基础上加宽 ，最终取 b=40mm。1m54.2.3.3 进行受力分析小齿轮受力图如下：743N042.1563dTFt=743 tan =270.43Ntanr o790.68Not20cs73o4.2.3.4 齿轮弯曲疲劳强度校核齿根危险截面的弯曲强度公式为：FSaFtbmYK4.2.3.4.1 确定公式内的各计算数值上式中 K 为载荷系数， ；其中 为使用系数查机械设计书表FVAA10-2 可得 =1.0； 为动载系数，他可通过齿轮的圆周速度 在机械设计书AV r图 10-8 查得。 =1.56m/s，则可以查得 =1.03； 为齿间载荷分配ndr1VKF系数，对于直齿轮可取 =1.0； 为齿向载荷分布系数， 可根据其 FKF 之值，齿宽 b 与齿高 h 之比 从机械设计书图 10-13 中查得。 可查HKb/ HK表 10-4 得 =1.244， =8.89，则由此可查得 =1.2。因此 K=1.236H/ FK上式中 是一个无因次量，称为齿形系数，可查机械设计书表 10-5 得FaY=2.76 =2.16 ；上式中 是应力校正系数，可查机械设计书表 10-5 得1FaY2FaSaY=1.56 =1.81SS上式中 为弯曲许用应力，其计算公式为：FFNSKlim为弯曲疲劳安全系数，取 =1.35SFS为弯曲疲劳寿命系数，通过应力循环次数 N 查机械设计书图 10-18 可得。FNK=60 710 1 28800=1.23 ，则查得 =0.87hjLn1609101FK=60 118 1 28800=2.05 ，则查得 =0.952 82N上式中 为齿轮的疲劳极限。弯曲疲劳强度极限值用 代入，查图 10-20 可lim FE得： = 500MPa ， =380MPa1FE2FE由以上数据可计算得： =322.22MPa =267.41MPa12F4.2.3.4.2 计算大、小齿轮的 并加以比较，选结果大的所对应的齿轮进行校FSaY核。0136.2.35761FSaY4282FSa因此对大齿轮进行校核：MPa =267.41MPa8.401.673.122 bmYKSatF 2F故齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.2.3.5 齿面接触疲劳强度校核齿面接触强度校核公式为：HtEHubdKFZ15.24.2.3.5.1 计算公式内的各计算数值上式中 u 为减速比即传动比，因此 u= =61i上式中 为材料的弹性影响系数，查机械设计书表 10-6 可得： =189.8EZ EZ21MPa上式中 K 为载荷系数， 。其中 为使用系数查机械设计书表HVAKA10-2 可得 =1.0； 为动载系数，他可通过齿轮的圆周速度 在机械设计书AV r图 10-8 查得。 =1.56m/s，则可以查得 =1.03； 为齿间载荷分配ndr1VHK系数，对于直齿轮可取 =1.0； 为齿向载荷分布系数， 可查机械设计FKH书表 10-4 得 =1.244。由此计算出 K=1.281H上式中 为齿面接触许用应力，其计算公式如下： HNSKlim上式中 为接触强度安全系数，取 =1.0。HSHS上式中 为接触疲劳寿命系数，通过应力循环次数 N 查机械设计书图 10-19NK可得。 =60 710 1 28800=1.23 ，则查得 =0.91hjLn1609101HK=60 118 1 28800=2.05 ，则查得 =0.972 82N为齿轮的疲劳极限。接触疲劳强度极限值用 代入，查机械设计书图lim limH10-21 可得： =600MPa =550MPa1limH 2li由以上数据计算出： =546MPa =533.5MPa1H4.2.3.5.2 校核接触疲劳强度因配对齿轮的接触应力皆一样，即 ，因此按齿面接触疲劳强度校核时，21应将 、 中较小的数值代入进行校核，在此校核大齿轮。1H2 61420738.195.25.112 ubdKFZtE=385.77MPa =533.5MPa2H故齿面接触强度是满足要求的。4.2.4 二级直齿圆柱齿轮的设计计算3.4.1 齿轮的选型，精度等级及材料运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。小齿轮材料为20Cr2Ni4（渗碳后淬火） ，硬度为 350HBS，大齿轮材料为 20Cr（渗碳后淬火） ，硬度为 300HBS，二者材料硬度差为 50HBS。根据电动机的转速及横向运动机构的速度可定出减速比为 =2，取小齿轮的齿数为 =60 ，则 =120。在2i 1z12zi此直接选用标准的直齿圆柱齿轮，而后对其进行校核即可。取模数 =2mm，m压力角 ；当 时， o201m0.ah25.c3.4.2 确定大小齿轮的基本尺寸小齿轮的基本尺寸： =2.0 =2.521zdmha )c(haf=124 =115 aahd21ff-5.4fa大齿轮的基本尺寸： =244 =235402mzad22ffd2-查机械设计书表 10-7，由于传递的功率很小，因此齿宽系可以取小一些，取齿宽系数为 ，由此可得齿宽为 B= mm.30d631d将小齿轮宽度值圆整并在此基础上加宽 ，最终取 b=40mm。0m53.4.3 进行受力分析二级减速圆柱小齿轮上的轴的转矩为： 93.62N15.02iT小齿轮的转速为： in/3.187012rin大齿轮的转速为： mi/7.59.2i隋轮（中间轮）的受力图如下：N45802.93612dTFt=4458 tan =1622.58Ntanr oN10.472cs58oot3.4.4 齿轮弯曲疲劳强度校核齿根危险截面的弯曲强度公式为：FSaFtbmYK3.4.4.1 确定公式内的各计算数值上式中 K 为载荷系数， ；其中 为使用系数查机械设计书表FVAA10-2 可得 =1.0； 为动载系数，他可通过齿轮的圆周速度 在机械设计书AV r图 10-8 查得。 =0.744m/s，则可以查得 =1.01； 为齿间载荷分12ndrVKF配系数，对于直齿轮可取 =1.0； 为齿向载荷分布系数， 可根据其 FKF 之值，齿宽 b 与齿高 h 之比 从机械设计书图 10-13 中查得。 可查HKb/ HK表 10-4 得 =1.244， =8.89，则由此可查得 =1.2。因此 K=1.212H/ FK上式中 是一个无因次量，称为齿形系数，可查机械设计书表 10-5 得FaY=2.28 =2.165 ；上式中 是应力校正系数，可查机械设计书表 10-5 得1FaY2FaSaY=1.73 =1.805SS上式中 为弯曲许用应力，其计算公式为：FFNSKlim为弯曲疲劳安全系数，取 =1.25SFS为弯曲疲劳寿命系数，通过应力循环次数 N 查机械设计书图 10-18 可得。FNK=60 118.33 1 28800=2.04 ，则查得 =0.93hjLn211609101FNK=60 59.17 1 28800=1.02 ，则查得 =0.9882上式中 为齿轮的疲劳极限。弯曲疲劳强度极限值用 代入，查图 10-20 可lim FE得： = 680MPa ， =530MPa1FE2FE由以上数据可计算得： =505.92MPa =415.52MPa12F3.4.4.2 计算大、小齿轮的 并加以比较，选结果大的所对应的齿轮进行校FSaY核。0796.5.923181FSaY45.4.62FSa因此对大齿轮进行校核：MPa =267.41MPa269.1208.1.53.122 bmYKSatF 2F故齿根弯曲疲劳强度满足要求。3.4.5 齿面接触疲劳强度校核齿面接触强度校核公式为：HtEHubdKFZ15.23.4.5.1 计算公式内的各计算数值上式中 u 为减速比即传动比，因此 u= =22i上式中 为材料的弹性影响系数，查机械设计书表 10-6 可得： =189.8EZ EZ21MPa上式中 K 为载荷系数， 。其中 为使用系数查机械设计书表HVAKA10-2 可得 =1.0； 为动载系数，他可通过齿轮的圆周速度 在机械设计书AV r图 10-8 查得。 =0.744m/s，则可以查得 =1.01； 为齿间载荷分21ndrVHK配系数，对于直齿轮可取 =1.0； 为齿向载荷分布系数， 可查机械设FKH计书表 10-4 得 =1.244。由此计算出 K=1.256H上式中 为齿面接触许用应力，其计算公式如下： HNSKlim上式中 为接触强度安全系数，取 =1.0。HSHS上式中 为接触疲劳寿命系数，通过应力循环次数 N 查机械设计书图 10-19NK可得。 =60 118.33 1 28800=2.04 ，则查得 =0.95hjLn211609101HNK=60 59.17 1 28800=1.02 ，则查得 =0.9982为齿轮的疲劳极限。接触疲劳强度极限值用 代入，查机械设计书图lim limH10-21 可得： =950MPa =840MPa1limH 2li由以上数据计算出： =902.5MPa =831.6MPa1H3.4.5.2 校核接触疲劳强度因配对齿轮的接触应力皆一样，即 ，因此按齿面接触疲劳强度校核时，21应将 、 中较小的数值代入进行校核，在此校核大齿轮。1H2 2104586.8195.25.112 ubdKFZtE=627.66MPa =831.6MPa2H故齿面接触强度是满足要求的。3.5 变速箱第一根轴的设计3.5.1 轴的材料的选择由于设计的轴，主要受扭矩而受弯矩的作用不大，故选择材料时，尽量选择能承受大扭矩的材料。这里选 40Cr。3.5.2 按扭转强度条件计算轴的最细直径轴的扭转强度条件为： TTdnPW32.095上式中：P 为轴传递的功率，kW。在这里，第一根轴直接和电动机相连，因此P= =1.16kW；n 为第一根的转速，这里 ； 为许用扭转切2 min/710rT应力，查机械设计书表 15-3 得 =50MPa。有此可计算出：TnPdT 37.502.16952.09533 对于直径 的轴，有一个键槽时，轴的直径要增大 0.050.07mm，则m15.7)(而由于轴的一端要和联轴器相连，则可取轴的最小直径为： 35mm。mind由于第一根轴的最小尺寸和安装在他上面的齿