关 键 词：

全套含CAD图纸、论文、开题、翻译 多功能 小型 扫雪 除了 冰车 除冰 及其 部分 部份 设计 全套 cad 图纸 论文 开题 翻译

资源描述：

内容简介：

毕业设计(论文)任务书题 目： 多功能小型扫雪除冰车除冰及 其他部分的设计 院 （系）： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名：学 号： 指导教师单位： 姓 名：职 称：题目类型：理论研究 实验研究 工程设计 工程技术研究 软件开发 年12月26日一、毕业设计（论文）的内容在我国北方冬季普遍降雪特别是一些高寒地区降雪期长，积雪给道路、机场及人们出行带来极大的不便，甚至造成交通中断，屡屡发生事故。目前，除雪的常用方式有：机械除雪、融雪除雪、综合式除雪等。机械除雪是通过机械设备清除积雪的方法；融雪除雪是利用热能或撒布化学药剂而使积雪融化的一种方法；综合式除雪是机械除雪与融雪除雪相结合的一种除雪方法。机械除雪应用最为广泛。其除雪效率高、成本低、无污染、但对结冰路面及低等级路面除雪效果差。除雪车在国外已有很多厂家生产。纵观除雪破冰机械的发展现状，现有设备绝大部分功能单一、外形大、价格高。因此，需要根据我国具体情况，设计一套适合于小型公路和街道的使用且同时具有扫雪除冰功能的设备，该设备要求小巧轻便，操作简单，价格低廉。本课题主要包括以下内容和应该完成的任务：1、了解多功能小型扫雪除冰车的功能及原理，以及机械系统的结构。2、根据扫雪除冰车的总体功能，设计其除冰机构、升降机构、转向机构。3、设计其主要的零部件，并进行强度及刚度设计。二、毕业设计（论文）的要求与数据设计多功能小型扫雪除冰车的除冰机构、升降机构、转向机构，其主要技术参数如下：1、扫雪长度： 600 mm2、扫雪高度： 250 mm3、除冰厚度： 50 mm4、扫冰厚度： 100 mm5、扫冰长度： 600 mm三、毕业设计（论文）应完成的工作1、完成二万字左右的毕业设计说明书（论文）；在毕业设计说明书（论文）中必须包括详细的300-500个单词的英文摘要；2、独立完成与课题相关，不少于四万字符的指定英文资料翻译（附英文原文）；3、完成扫雪除冰车的除冰机构、升降机构、转向机构。对关键零部件的强度、刚度等方面进行校核。4、绘图工作量折合A0图纸3张，其中必须包含两张A3以上的计算机绘图图纸。四、应收集的资料及主要参考文献1. 濮良贵，纪名刚.机械设计，第8版M北京：高等教育出版社，20062. David A. Wagner et al. Nonlinear analysis of automotive door weatherstrip seals J. Finite Elements in Analysis and Design，1997 (28) ：33-503. 王晓方除雪车功能及主要参数设计J农业装备与车辆工程，2006，（12）：24-25（12）：24-254. 王振.国内除雪除冰机械现状刍议J工程机械，2002，33（7）：46-475. 符伟著机构设计学M 长沙：湖南大学出版社20016. 成大先机械设计手册（单行本.轴及其联接）M北京：化学工业出版社，2004（1）7. 王继成产品中的人机工程学M北京：化学工业出版社，20048. 陈家瑞汽车构造M北京：人民交通大学出版社，20069. 孙桓机械原理M北京：高等教育出版社200110. 简晓春，杜仕武现代汽车技术及应用M北京：人民交通出版社，2004五、试验、测试、试制加工所需主要仪器设备及条件计算机一台，CAD设计软件（AutoCAD，CAXA）任务下达时间：2012年01月09日毕业设计开始与完成时间：2012年01月09日至 2012年 06 月03日组织实施单位：教研室主任意见：签字： 2011 年12月30日院领导小组意见：签字： 2012 年01月 05日 编号： 毕业设计说明书毕业设计说明书 题 目： 多功能小型扫雪除冰车除冰及多功能小型扫雪除冰车除冰及 其他部分的设计其他部分的设计 学 院： 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称： 题目类型 ：理论研究 实验研究 工程设计 工程技术研究 软件开发 年 月 日 摘 要 纵观除雪破冰机械的发展现状，现有的设备绝大部分功能单一、外形大、价格高。 所以研制具有：小巧轻便，操作简单，价格低廉，适合于小型公路和街道的使用且同 时又扫雪除冰功能的设备具有广阔的发展前景。 为此本课题设计了一种小型多功能扫雪除冰车，该车同时具有前螺旋扫雪机构， 中间破冰滚筒除冰，后扫冰机构收集碎冰的多重功能。本文主要是对多功能小型扫雪 除冰车的除冰机构、升降机构和转向系统进行设计。论文首先对各机构的作用、基本 构成、要求和总体性能进行了分析，破冰机构采用滚轮式振动破冰筒，其激振力是由 带轮带动偏心块转动所产生的。升降机构由螺旋传动机构跟若干杆件构成，利用螺旋 丝杠和曲柄滑块机构的共同作用实现除冰滚筒自锁和升降的功能，达到控制除冰滚筒 的升降和根据冰层的厚度、硬度给以施加破冰力的作用，从而实现将冰一次性震碎。 转向系统采用齿轮齿条转向器与转向梯形的互相配合来实现转向。同时又对各机构的 空间位置进行布置，然后对个细节都进行详细设计。具体内容涉及带轮传动，螺旋传 动，齿轮传动，以及杆件和主要零件的强度、刚度校核，同时利用 CAXA 软件绘制装配 图和零件图。 关键词：破冰；升降；传动；转向 Abstract In the study of the development status of the snow-removing / ice-breaking machinery, the vast majority of existing equipments just have the single function, the shape of large, the high price.Developed: small, lightweight, simple operation, low cost, suitable for the use of small roads and streets, and has snow-removing /de-icing features to the equipment has broad prospects for development. To this end, this subject designed a new deicing/snow sweeper vehicles with multi- function. It has several functions such as the front spiral snow sweeping, the middle ice- breaking and the rear ice sweeping and collecting. The design is a design of three parts of a small deicing/snow sweeper with multi-function. They are the deicing bodies, the lifting mechanism and the steering systems. The paper firstly analyzes the functions of agencies, the basic composition, the requirements and the overall performance. Ice-breaking bodies adopt the breaking-ice tube of wheel vibration. The exciting force is produced by the rotation of Pulley driving eccentric block. The lifting mechanism is composed by the spiral drive mechanism and some pole pieces. The combined effect of the spiral screw and the slider- crank mechanism achieve the function of the breaking-ice tube of wheel self-locking and lifting. It controls the rise and fall of the breaking-ice tube of wheel. According to the ice thickness, hardness, the role of ice-breaking force will be given. In order to achieve the ice one-time shattered. The steering system adopt a rack and pinion steering gear and the steering trapezoid. At the same time ，it arranged the spatial location of every bodies. It then detailedly design every detail. The specific content involves the pulley driving, the screw drive, the gear driving, as well as the main parts strength and stiffness checking. At the same time, it use CAXA software to draw assembly drawing and parts diagrams. Key words：deicing; lifting; driving; steering 目 录 0 引言1 0.1 总体概述 .1 0.2 扫雪除冰车发展现状与存在问题 .2 0.3 本课题所研究的方向 .2 1 破冰筒结构的设计 5 1.1 偏心块的设计 .6 1.2 轴承的选择6 1.3 带传动的设计 .8 1.4 键的选择与校核 .10 1.5 轴的强度与刚度校核 .11 2 升降机构的设计 .14 2.1 螺旋传动的设计 .15 2.2 拉杆强度校核 .17 2.3 轨道的设计 .18 3 转向机构的设计 .20 3.1 齿轮齿条设计 .21 3.2 齿轮齿条转向器的总体结构 .29 3.3 梯形臂的设计 .30 结论 30 谢辞 31 参考文献 32 - 0 - 引言 0.1 总体概述 在我国东北、西北的大部分地区，冬季持续低温，积雪数月不化和路面湿滑成为 堵塞交通甚至引发恶性事故的重要因素。因此，在寒冷地区如何快速清除公路、城市 道路冰雪已成为保证公路安全和畅通的重要任务。目前，世界各国采用的除雪(冰)方 法，应用最普遍的有两种，即融解法和机械法。融解法是依靠热作用或撒布化学药剂 使冰雪融化， 其优点是除净率高，但这种方法成本高，且容易造成环境污染。虽然环 保型融雪剂已经问世，对环境和植被的影响减少了，但并未彻底根除，因此使用范围 受到一定的限制。机械法是通过机械直接作用解除冰雪的危害，虽然除净率较低，但 是对环境及植被无污染，能实现冰雪的异地转移，应用范围比较广。因此，一般认为 清除冰雪必须以机械法为主，以融解法为辅，才能达到快速和环保的效果。 0.2 扫雪除冰车发展现状与存在问题 我国通过近几年的设备和技术引进，在除雪机械方面取得了迅速发展。而除冰机 械的开发和生产比除雪机械的时间还要短。除冰机械按其工作原理可分为以下几种类 型。 振动式 主机液压系统驱动振动马达， 带动偏心块的旋转，在离心力的作用下，使得振动 轮沿圆周径向运动。对路面冰层来说，既有上、下方向的振动作用力，又有水平方向 的揉搓作用力，使得振动轮表面的凸块切入并挤压冰层， 致使冰层断裂破碎与地面剥 离，达到除冰的目的。如徐州装载机厂的专利产品公路养护用滚轮式振动除冰设备， 该设备置于装载机前端，当动臂置于浮动位置时，装置可随路面高低而变化。根据冰 层的厚度不同，可以选择大小不同的激振力，拓宽了设备的使用范围。振动轮后安装 一刮铲，形状类似除雪犁，使碎冰脱离路面后沿刮铲流向两侧。 静碾压裂式 工作装置悬挂于装载机前端，通过滚压轮上的组合刀片，依靠滚压轮自身的重量 和来自装载机动臂和摇臂的协调压力， 在主机的推动下将冰层压碎。主要产品有：哈 尔滨清朗除雪保洁设备厂生产的“雪狼一号”、吉林工业大学等单位联合开发的CB型 碾压式除冰雪装置。 柔性链条击打式 采用特制链条，前端安装吊环，在主机的驱动下，链条作高速旋转，对路面进行 柔性抽打，从而获得破冰效果。 - 1 - 铲剁式 由多刃刀组成的工作铲在曲轴的带动下上下运动，对路面冰层进行剁击，该机构 采用柔型连接，实现了对路面高低不平的自动补偿。附带的斜铲机构具有收集冰雪的 功能。 我国的除雪(冰)机械虽然有了很大的发展，但其总体水平与发达国家相比，产品 品种及性能还有很大的差距，适应不了我国公路高速发展的需求，主要体现在以下几 个方面： 技术水平低。除雪(冰)机械在结构设计、制造工艺、零部件供应和使用管理等 方面都存在技术水平低的问题，致使除雪(冰)机械可靠性差、故障多、寿命短。 功能单一。清冰除雪具有典型的季节性，如果功能单一，只是用作除雪(冰)专 用，那么机器一年中大部分时间将处于闲置状态，大大增加了除雪作业的成本，加重 公路养护部门的负担。 品种类型不全。与国外相比，现在有不少种类除雪(冰)机械在我国还是一片空 白，现有的除雪(冰)机械，无法满足高速公路和机场的作业要求。 0.3 本课题所研究的方向 现纵观除雪破冰机械的发展现状，现有设备绝大部分功能单一、外形大、价格高。 所以研制具有：小巧轻便，操作简单，价格低廉，适合于小型公路和街道的使用且同 时具有扫雪除冰功能的设备具有广阔的发展前景。 设计总体方案： 在保证安全性、经济性的前提下，扫雪和除冰功能可同时实现或交替使用。即 有雪无冰时，只执行扫雪的功能，而有冰无雪时，便执行除冰和扫冰的功能。当环境 中出现冰雪混合的情况则扫雪和除冰功能同时启动。 破冰采用除冰滚筒来实现，破冰力的大小可以根据冰层的厚度给以调节。 整车的速度可根据冰雪的厚度来实现调节，即在冰雪比较厚的时候能使车的速 度放慢以便将冰雪一次性除尽，而在冰雪比较薄的时候能使小车速度加快以提高扫雪 除冰的效率 根据总体方案的设计要求，得到系统的主要组成部分：转向、扫雪、扫冰、除冰 和升降机构、后轮驱动机构等,如图0-1所示： - 2 - 图 0-1 扫雪除冰车总体图 1-前轮转向系 2-破冰筒 3-升降杆系 4-螺旋传动机构 5-方向盘 本次设计主要涉及破冰机构，升降机构和转向机构的设计。其主要技术参数如下： 1、除冰厚度： 50 mm 2、扫冰厚度： 100 mm 3、扫冰长度： 600 mm 现对各机构进行初步设计分析： 除冰装置 为了保证冰层路面不被损坏且扫雪除冰车在行驶过程中能把冰层一次性破除，通 过实验设计出破冰滚筒的结构。滚筒随小车一起前行时，通过在滚筒内部的旋转轴上 对称安装一对偏心轮使其产生平稳的振动，再将振动力通过连在滚筒两侧的端盖传至 滚筒外围一圈圈且交错排列的三角形尖角上，从而达到快速破冰的效果，如图0-2所示。 - 3 - 图0-2 破冰筒 升降机构 该机构采用了类似于飞机起落架的工作原理，同破冰装置结合使用。利用螺旋丝 杠和曲柄滑块机构的共同作用实现除冰滚筒自锁和升降的功能，达到控制除冰滚筒的 升降和根据冰层的厚度、硬度给以施加破冰力的作用，从而实现将冰一次性震碎。 此外，该机构还可以实现在有雪无冰时将滚筒抬离地面，有效的避免了滚筒沿地 面滚动时压坏路面，且能减少扫雪除冰车行驶过程中能量的消耗，如图0-3所示。 图 0-3 升降机构 转向机构 该机构选用了齿轮齿条转向器，转向时内外车轮间的转角协调关系是通过合理设 计转向梯形来保证的。转向盘和转向轮转角间的协调关系是通过合理选择小齿轮与齿 条的参数、合理布置小齿轮与齿条的相对位置来实现的。如图 0-4 所示。 - 4 - 图 0-4 前轮转向系 1 破冰筒结构的设计 破冰筒的原理是振动，类似于振动输类振动机的结构中的单轴惯性激振，通过比 较研究发现两偏心块的摆放位置有所不同，本次设计只要求偏心块能提供较大的上下 激振力，而物料输送机则是整个空间都需要振动，本次设计的偏心块的偏心质量要在 平行于轴的一条直线上，通过观察单轴惯性激振器的结构可以确定的是，偏心轮是对 称安装在偏心轴的两端的。 由于单靠振动的力并不能保证冰层一定被破坏，为了增强破冰效果，在滚筒的面 上设计尖角，使得接触面为点面接触，大大增加了接触点的压强。从而使得破冰更加 彻底。 还需要提出的是，滚筒外圈是跟随车轮一起运动的，其速度是由车的速度决定的。 如果偏心块的转动速度也是如此，就使得激振力非常小，或者使得偏心块变得很大， 这些都不符合破冰要求。所以偏心块的转速是单独提供的。使得破冰筒外圈，内轴各 自转动。 设计思路：机构的动作是由偏心振动实现的，所以首先可对偏心块进行设计，并 初步确定轴的直径，然后选择轴承，再进行动力传递方式进行选择，机械传动形式主 要有螺旋传动、带传动、链传动和齿轮传动，由于属于较远距离动力传递，并且振动 较大，所以选用带轮传动，并对带传动进行设计。再综合对剩余部分进行尺寸设计。 由此初步确定了工作机构和传动机构。 图 1-1 破冰筒的整体结构 1-偏心块 2-端盖 3-带轮 4-过渡带轮 5-拉杆 6-固定轴 7-滚筒 - 5 - 该机构总体如图 1-1 所示，工作原理是转速由过渡带轮 4 传送给带轮 3，然后带动 偏心块 1 转动，其所产生的径向离心力通过连接连接轴传递给端盖 2，再由端盖 2 传递 给滚筒 7，滚筒 7 的各尖角对冰层进行挤压，对路面冰层来说，既有上、下方向的振动 作用力，又有水平方向的揉搓作用力，使得振动轮表面的尖角切入、挤压冰层后吧冰 层断裂破坏，使之与地面剥离，从而达到除冰的目的。根据冰层的厚度不同，可选择 高低不同的位置，拓宽了设备的使用范围。 1.1 偏心块的设计 由于该机构的振动类似于振动压路机的钢轮，通过查阅大量的资料，对比大型、 小型压路机的技术参数，同时查阅现有的滚轮式振动破冰装置的各参数，决定选用激 振频率 f=33HZ ，激振力 F=4KN。又因为偏心块可以选用现有振动压路机的偏心块 材料，选择使用偏心块的材料为 QT40-17， 密度，又根据总长尺寸的 3 /7200mkg 限制，定偏心块的厚度为 。mm68 图 1-2 偏心块 计算： 面积 22 2 2 1 2 rRRA 偏心距 3 2 3 10 3 2 RR A r 偏心块的质量 Amr 转速 n=2000r/min 即 30 n 激振力 3 2 3 1 2 0 2 303 4 2RR n rmF r 将已知条件代入公式得00013983. 0 3 2 3 1 RR 令 r=16.5mm,=33mm,计算得=56mm。 2 R 1 R 面积 A=5604.115 2 mm - 6 - 偏心距=16.6mm 0 r 偏心块的质量2.74Kg。 r m 1.2 轴承的选择 根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动摩擦轴承和滚动轴承两大类。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、维护都很方便， 因此在一般机器中应用较广。但由于滑动轴承本身具有一些独特优点，使得它在某些 不能、不便或使用滚动轴承没有优势的场合，如在工作转速特高、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场合，仍 占有重要地位。通过上述可得支承偏心轴的选用滚动轴承，而使滚筒外圈自由转动的 选用滑动轴承，因为受到其空间的限制，若使用滚动轴承，滚筒端部尺寸将大于中间 执行工作面的尺寸，完全不符合要求。 现对偏心轴的支承轴承进行选择，上述已确定使用滚动轴承。 如果仅按轴承用于承受的外载荷不同来分类时，滚动轴承可以概括地分为向心轴 承、推力轴承和向心推力轴承三大类，主要承受径向载荷的轴承叫做向心轴承，其中 有几种类型可同时承受不大的轴向载荷；只能承受轴向载荷的轴承叫做推力轴承，推 力轴承与轴颈配合在一起的元件叫轴圈，与机座孔配合的元件叫座圈；能同时承受径 向载荷和轴向载荷的轴承叫做向心推力轴承。而此次设计的轴承主要承受径向的激振 力，承受很小的轴向力，所以属于向心轴承。 其中深沟球轴承主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷。当量摩擦角系 数最小。在高转速时，可用来承受纯轴向载荷。其大量生产，价格最低。考虑以上诸 多因素都特别符合要求，所以决定选用深沟球轴承。由于轴承都是成对支承，所以轴 承径向载荷=2KN, 轴承转速n=2000r/min,又由于该机构类型属于短期或间断使用的 r F 机械，中断使用不致引起严重后果，所以预期计算寿命=5000h,直径可在2533mm范 h L 围内选择 ，机构运转时有强大冲击。 （1）计算当量动载荷 rPF fP 式中：P轴承的当量动载荷，KN 载荷系数，按照表 13-6，由于受到强大冲击，所以=1.83.0，取 P f P f =3.0， P f 径向载荷，KN，=2KN r F r F - 7 - 则有 P=6KN （2）计算基本额定动载荷 6 10 60 h nL PC 式中：C基本额定动载荷 KN P轴承的载荷，KN, 此时 P=6KN 指数。对于球轴承，3 预期计算寿命，h，=5000h h L h L n 轴承的转速，r/min，n=2000r/min 解得 C=50.61KN. （3）按照设计手册其范围内没有适合的轴承，所以改选为四个轴承支承，则由于 C=25.305KN。查表选取的 6306 轴承 2 1 kNCr27 1.3 带传动的设计 带传动是一种挠性传动。带传动的基本组成零件为带轮（主动带轮和从动带轮） 和传动带。当主动带轮转动时，利用带轮和传动带间的摩擦或啮合作用，将运动和动 力通过传动带传递给从动带轮。带传动具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸 振等特点，在近代机械中应用广泛。 按照工作原理的不同，带传动可分为摩擦型带传动和啮合型带传动。本设计中， 由于传动的速度属于中等，不必用啮合型带传动，所以选用的是摩擦型带传动。在摩 擦型带传动中，根据传动带的横截面形状的不同，又可以分为皮带传动个，圆带传动、 V带传动和多楔带传动。 其中V带的横截面呈等腰梯形，带轮上也做出相应的轮槽。传动时，V带的两个侧 面和轮槽接触。槽面摩擦可以提供更大的摩擦力。另外，V带传动允许的传动比大，结 构紧凑，大多数V带已标准化。V带传动的上述特点使它获得了广泛的应用。基于上述 特点及优点，本次选用V带传动。 由于减速器输出的转速已经是 2000r/min。所以有主动带轮转速=2000r/min,从 1 n 动带轮转速=2000r/min，传动比 i=1。 2 n （1）确定计算功率 ca P V 带传递的功率为=0.294KW。 f gF P 4 - 8 - 式中：最终所需的功率，KW P g 重力加速度，g=9.8N/Kg F激振力，KN,F=4KN f 振动频率，HZ,f=33HZ 由于 V 带的传动效率=85%-95% ,取=85% 所以输入功率346 . 0 P P 又由表 8-7 查得工作情况系数=1.3，故 A K =0.45KW ca P A KP （2）选择 V 带的带型 根据、由图 8-10 选用 Z 型。 ca P 1 n （3）确定带轮的基准直径并验算带速 d d 初选小带轮的基准直径。由表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径 1d d =90mm。 1d d 验算带速。 带的速度=9.42m/s 100060 11 ndd 因为 5m/s,所以 0 d 该轴符合强度校核 式中：轴端允许最小直径， 0 d mm T轴所传递的扭矩，Nm mN n P T4 . 1 2000 294 . 0 95509550 许用扭转剪应力，MPa,查 p 表 5-1-19，取MPa p 4525 。MPa p 30 （2）扭转刚度校核 由于该轴为实心轴，所以 mm T d P 14 3 . 0 4 . 1 3 . 93 . 9 4 4 0 因为实际轴直径 d =24mm,所 0 d 式中：轴端允许最小直径， 0 d mm T轴所传递的扭矩，Nm, mNT4 . 1 - 12 - 以该轴符合刚度校核 许用扭转角，查表 P m/ 5-1-20 取 m P /3 . 0 （3）疲劳强度安全系数校核 疲劳强度安全系数校核的目的是校核轴对疲劳破坏的抵抗能力，它是在经过轴的 初步计算和结构设计后，根据其实际尺寸，承受弯矩，转矩图，考虑应力集中，表面 状态，尺寸影响等因素及轴材料的疲劳极限，计算轴的危险截面处的安全系数值是否 满足许用安全系数值。 P S SS SS S 74 12492 12492 2222 由于查表 5-1-26 有，所以符合要求8 . 15 . 1 P S 公 式 92 034 . 0 3 . 1 91 . 0 92 . 0 89 . 1 270 1 ma K S 124 021 . 0 6 . 0 89 . 0 92. 0 71 . 1 155 1 ma K S 说 只考虑弯矩作用时的安全系数 S 只考虑扭矩作用时的安全系数 S 对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限，MPa，查表 5-11 有 1 =270 MPa 1 对称循环应力下的材料扭转疲劳极限，MPa，查表 5-11 有 1 =155 MPa 1 、弯曲和扭转式的有效应力集中系数，查表 5-1-30表 5- K K 1-32 有=1.89，=1.71 K K 表面质量系数，查表 5-1-36 有=0.92 - 13 - 明 、弯曲和扭转式的尺寸影响系数，查表 5-1-34 有 =0.91，=0.89 、材料拉伸和扭转的平均应力折算系数，查表 5-1-33 有 =0.34，=0.21 、弯曲应力的应力幅和平均应力，MPa，查表 5-1-25 有 a m MPa， =0，M 、T 是轴危险截面上的弯矩和扭矩，3 . 1 09 . 1 4 . 1 Z M a m N.m。Z 、是轴危险截面的抗弯和抗扭截面系数，查表 5-1- P Z 3 cm 28，Z=1.09，=2.45 P Z 、扭转应力的应力幅和平均应力，MPa，查表 5-1-25 有 a m 0.6MPa, =0 45. 2 4 . 1 P a Z T m （4）静强度安全系数校核 本方法的目的是校核轴对塑性变形的抵抗能力，即校核危险截面的静强度安全系 数。轴的静强度是根据轴上作用力最大瞬时载荷来计算的。一般，对于没有特殊要求 安全保护装置的传动，最大瞬时载荷可按电机最大载荷能力确定。危险截面应是受力 较大。截面较小即静应力较大的若干截面。 所以符合要求 SP SS SS S S SS SS S 7 .21 22 公 式 280 09 . 1 4 . 1 360 max Z M S S S 5 .346 45 . 2 4 . 1 198 max P S S Z T S 说 只考虑弯曲时的安全系数 S S 只考虑扭转时的安全系数 S S 、轴危险面的抗弯和抗扭截面模数，查表 5-1-27 到表 5-1-Z P Z 29，, Z=1.09，=2.45 3 cm P Z - 14 - 明 静强度的许用安全系数，查表 5-1-40，如轴的损坏会引起严重 SP S 事故，该值应适当加大，=1.8 SP S 材料的拉伸屈服点，查表 5-1-1 有=360 MPa S S 材料的扭转屈服点，一般取,取 S SS 62 . 0 55 . 0 MPa SS 19855 . 0 、轴危险截面上的最大弯矩和最大扭矩，Nm max M max T 2 升降机构的设计 升降机构的螺杆部分类似于千斤顶，只是该螺杆是横放的，螺杆的固定类似于 螺母丝杠，该机构的设计主要是螺杆螺母的设计，还有各杆件的定位，以及强度校 核。够机构如图2-1所示。杆2一端固定在机架上，通过旋转螺杆使得螺母左右移动， 从而带动杆3上下运动。 图 2-1 升降机构 1-固定座 2-拉杆 a 3-拉杆 b 4-拉杆 c 5-滑动螺母 6-螺杆 2.1 螺旋传动的设计 螺旋传动是利用螺杆和螺母组成的螺旋副来实现传动的要求的。它主要用于将回 转运动转变为直线运动，同时传递运动和动力。 螺旋传动按其用途的不同，可分为传力螺旋，传导螺旋和调整螺旋。本结构属于 传力螺旋，它以传递动力为主，要求以较小的转矩产生较大的轴向推力，用以克服升 降机的起重阻力。主要承受很大的轴向力，属于间歇性工作，每次的工作时间较短， - 15 - 工作速度也不高，需要自锁能力。 螺旋传动按其螺旋副的摩擦性质不同，分为滑动螺旋，滚动螺旋和静压螺旋。由 于滑动螺旋结构简单，加工方便，成本低廉，且当螺纹上升角小于摩擦角时能自锁， 所以本结构选用滑动螺旋传动。 滑动螺旋采用的螺纹类型有矩形、梯形和锯齿形。其中以梯形螺纹应用最广，所 以本结构选用梯形螺纹。螺杆常采用右旋螺纹。传力螺旋和调整螺旋要求自锁时，应 采用单线螺纹。所以本结构采用单线螺纹。 综上所述选择滑动螺旋传动，并采用梯形螺纹，查机械设计手册，选螺杆的材料 为 45 号钢，螺母的材料为铸造铝青铜（ZCuAl10Fe3）,选螺纹螺距 P=5mm,所需轴向力 =5000N。 F 因为滑动螺旋的效率仅在 0.30.7 之间，自锁时低于 0.5，常在 0.30.5 之间， 所以取=0.3，则实际轴向力为=16667N。 F F （1）耐磨性计算 因为对于整体螺母，=1.22.5，取=2，查表 5-12 得=1118MPa,取 p =11MPa p =22.02mm p F d 8 . 0 2 又要求螺距 P=5mm，取=23.5mm,按国家标准选取其公称直径为 d=26mm, 螺距为 2 d P=5mm。 表 2-1 梯形螺纹基本尺寸 螺母高度 H=47mm,螺纹工作圈数=9.4, 由于螺纹工作圈数不超过 10 圈， 2 d P H u 所以取 u=10，则 H=50mm, 校核自锁性 螺纹升角9 . 3arctan 2 d S - 16 - 当量摩擦角3 . 5 cos arctan v f 所以满足，符合自锁条件。 v 由于该螺纹的线数 n=1,螺距 P=5mm,所以导程=5mm；查表 5-12 得，摩察系nPS 数 f=0.080.10,取 f=0.09；牙型角，牙侧角。3015 2 （2）螺杆的强度计算 螺杆所受的扭矩mmNFdT v 31719tan5 . 0 2 危险截面的计算应力59.74MPa 2 3 3 2 2 3 2 . 0 3 4 d T d F ca 查机械手册得，查表 5-13 得许用应力，取=88.75 MPa s 355 53 s 4 s MPa。 满足，符合强度校核。 ca （3）螺母螺纹牙的强度计算 螺纹牙危险截面的剪切强度=6.16MPa，符合要求。 buD F 4 螺纹牙危险截面的弯曲强度=17.07MPa，符合要求。 ubD Fl 2 4 6 b 式中：b螺纹牙根部的厚度，mm,对于梯形螺纹，b=0.65P=3.25mm,P 为螺距。 l弯曲力臂，mm,=1.5mm; 2 24 DD l 螺母材料的许用切应力，Mpa，见表 5-13 得=3040MPa; 螺母材料的许用弯曲应力，MPa,见表 5-13 得=4060 MPa; b b （4）螺杆的稳定性计算 临界载荷公式=109996N 2 2 l EI Fcr 式中：E螺杆材料的拉压弹性模量，MPa,;MPaE 5 1006 . 2 I螺杆危险截面的惯性矩， 4 4 3 8665 64 mm d I - 17 - 螺杆的长度系数，由于端部支承为一端固定一端自由，所以查表 5-14 得=2. l工作长度，l=200mm 螺杆稳定性的计算安全系数,符合要求 s cr sc S F F S6 . 6 式中，螺杆稳定性的安全系数，对于传力螺旋，=3.55.0。 s S s S 2.2 拉杆强度校核 根据空间位置关系可以确定各杆件的具体位置和尺寸，从而设计出杆系。 图 2-2 杆系侧视图 图 2-3 杆系俯视图 - 18 - 现选择与滑动螺母相连的拉杆 3 进行校核，该杆件受到的最大拉力 F=5.1KN,选择 材料为 45 钢，查机械设计手册有 45 钢的抗拉强度 MPa540 图 2-4 杆 3 的具体尺寸 面积 26 1096166mbhA MPa A F 12.53 1096 101 . 5 6 3 所以此杆满足强度要求。 2.3 轨道的设计 （1）导轨的组成种类及应满足的要求 导轨副主要由承导件和运动件两大部分组成。运动方向为直线的被称为直线运动 导轨副、为回转的被称为回转运动导轨副。常用的导轨副的种类很多，按其接触面的 摩擦性质可分为滑动导轨副、滚动导轨副、流体介质摩擦导轨等。按其结构特点可分 为开式导轨和闭式导轨。机电一体化系统对导轨的基本要求是导向精度高、刚性高、 运动轻便平稳、耐磨性好、温度变化影响小以及结构工艺性好。对精度要求高的直线 运动导轨还要求导轨的承载面与导向面严格分开；当运动件较重时，必须设有卸荷装 置，运动件的支承必须符合三点定位原理3。 导向精度 导向精度是指动导轨按给定方向作直线运动的准确程度。导向精度 的高低，主要取决于导轨的类型；导轨的几何精度和接触精度；导轨的配合间隙；油 膜厚度和油膜刚度；导轨和基础件的刚度和热变形等。 直线运动导轨的几何精度，一般有下列几项规定： 导轨在垂直平面内的直线度（即导轨纵向直线度） 导轨在水平平面内的直线度（即导轨横向直线度） 两导轨面间的平行度，也称扭曲 刚度 导轨的刚度就是抵抗载荷的能力。抵抗恒定载荷的能力成为静刚度；抵 抗交变载荷的能力成为动刚度。为了保证导轨副的刚度，导轨副应有一定的接触精度。 - 19 - 运动的灵活性于平稳性 一般专用设备和计算机等的精度和运动速度都比较高， 因此，其导轨应具有较好的灵活性和平稳性，工作时应轻便省力，速度均匀，低速运 动或微量位移时不出现爬行现象；高速运动时应无振动。 影响导轨运动灵活性和平稳性的主要因素是：导轨的配合间隙，配合表面几何形 状误差，动、静摩擦系数的差值，驱动导轨运动的传动系统的刚度和精度，导轨的表 面粗糙度和润滑等。 耐磨性 导轨的耐磨性是指导轨长期使用后，应能保证一定的导向精度。导轨的 耐磨性主要取决于导轨的结构、材料、摩擦性质、表面粗糙度、表面润滑及受力情况 等。 对温度变化的敏感性 导轨在环境温度变化的情况下，应能正常工作，既不“卡 死” ，亦不影响设备的运动精度。导轨对温度变化的敏感性，主要取决于导轨材料和导 轨配合间隙的选择。 结构工艺性 导轨在保证设配正常工作的条件下，应力求结构简单，制造容易， 装拆、调整、维修及检验方便，从而最大限度的降低成本。 （2）导轨材料的选择与热处理 导轨材料的选择 导轨常用的材料有铸铁、钢、有色金属和塑料等。常使用铸铁铸铁、铸铁 钢的导轨。 铸铁：铸铁具有耐磨性和减震性好、热稳定性高，易于铸造和切削加工，成本低 等特点，因此在滑动导轨中被广泛应用。常用的铸铁有： 灰铸铁，常用的是 HT200（一级铸铁） ，硬度以 180200HB 较为合适。适当增加铸 铁中含碳量和含磷量，减少含硅量，可以提高导轨的耐磨性。 高磷铸铁：它是指含磷量为 0.3%0.65%的灰口铸铁，其硬度为 180220HB，耐磨 性比 HT200 约高一倍。 低合金铸铁：这类铸铁具有较好的耐磨性，且铸造性能优于高磷系铸铁。 稀土铸铁：它具有强度高、韧性好的特点，耐磨性与高磷铸铁相似，但铸造性能 和减震性较差，成本也较高钢。为了提高导轨的耐磨性，可以采用淬硬的钢导轨。淬 火的钢导轨都是焊接或镶装上去的，淬硬的钢导轨的耐磨性比不淬硬的铸铁导轨高 510 倍。常用的钢有 45 钢=40Cr，T8A、T10A、GCr15 等。 有色金属。常用的有色金属有黄铜 HPb591，铝青铜 ZQA192，超硬铝 LC4，铸 铝 Z16 等，其中以铝青铜较好。 塑料。镶装塑料导轨具有较好的耐磨性，抗震性能好，工作适应范围广，抗撕伤 能力强，动、静摩擦系数低、差别小，可降低低速运动的临界速度，加工性和化学稳 定性好，工艺简单，成本低等特点。 通过以上的比较分析，本设计采用 HT200。 - 20 - 3 转向机构的设计 车辆在行驶过程中，需按驾驶员的意志经常改变其行驶方向，即所谓汽车转向。 就轮式汽车而言，实现汽车转向的方法是，驾驶员通过一套专设的机构，是汽车转向 桥上的车轮相对汽车纵轴线偏转一定角度。在车辆直线行驶时，往往转向轮也会受到 路面侧向干扰力的作用，自动偏转而改变行驶方向。此时，驾驶员也可以利用这套机 构使转向轮向相反的方向偏转，从而使汽车恢复原来的行驶方向。这一套用来改变或 恢复汽车行驶方向的专设机构，即称汽车转向系。因此，汽车转向系的作用是保证汽 车能按驾驶员的意志而进行转向行驶。 汽车转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。而本次设 计使用的是机械转向系。 机械转向系以驾驶员的体力作为转向源，其中所有传力件都是机械的。机械转向 系由操作机构。转向器和转向传动机构三大部分组成。 其中传动机构中的转向轴间是用万向节连接的。汽车上任何一对轴线相交且对位 置经常变化的转轴之间的 动力传递，均须通过万向传动装置。 图 3-1 前轮转向系 1-车轮 2-转向器 3-十字轴式万向节 4-球叉式万向节 5-传动轴 6-方向盘 转向器有 EPS 与非 EPS 两种状态，两种状态都有相应的转向器与之匹配。要求两 种状态下转向梯形结构不变，转向器使用相同的壳体，齿条行程相同（均为 60mm）,小 齿轮花键规格相同，齿条直径以及齿条螺纹部分相同，唯一不同的是齿轮与齿条的参 - 21 - 数。 本次设计只考虑非 EPS 状态转向器的齿轮齿条参数。 图 3-2 前轮整体图 1-前轮 2-前轮轴 3-梯形臂 4-横拉杆 5-齿条 6-转向器 3.1 齿轮齿条设计 （1）原地转向阻力矩 精确计算这些力是困难的，为此采用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或 者 混凝土路面上的原地转向阻力矩，即，式中，f 为轮胎和mmNMR p Gf MR 3 1 3 路面间的滑动摩擦因数，一般取 0.7；为转向轴负载荷（N） ；p 为轮胎气压（MPa） 。 1 G NgmG e 6 . 12938 . 950190%55%55 1 mmN p Gf MR44.23145 22 . 0 6 . 1293 3 7 . 0 3 33 1 1. f=0.7 2. 按汽车设计 ， 取满载质量 m 的 55% 1 G 3. p=0.22MPa 4. 车辆备质量 kgme190 （2）转向盘手力 - 22 - 图 3-3 方向盘 转向盘如图 3-3 所示，作用在转向盘上的手力为：。式中为转向 iDL ML F SW R h 2 1 2 1 L 摇臂长；为转向节壁长；为转向盘直径；为转向器角转动比；为转向器正 2 L SW D w i 效率。由汽车设计 ，在 0.851.1 之间，可近似是 1。 1 2 L L N iDL ML F SW R h 21.10 %9018280 44.2314522 2 1 mNRFT SWhh 4294 . 1 5 . 028 . 0 21.10 1.转向盘直径在 SW D 250550mm 之间，选 mmDSW280 2.齿轮齿条最大正传动效 率=90% 3.转向器角传动比在 w i 1719 之间，选=18 w i （3）齿轮齿条设计 齿轮齿条转向器的齿轮数采用斜齿轮。齿轮模数多在 23mm 之间，主动小齿轮齿 数多在 57 个齿范围变化，压力角取，齿轮螺旋角的取值范围多为。齿条20159 齿数应根据转向轮的最大偏转角时，相应的齿条移动行程达到的值来确定。变速比的 齿轮压力角，对现有结构在范围内变化。此外，设计时应验算齿轮的抗弯强3512 度和接触强度。 齿条选用 45 钢制造，而主动小齿轮选用 20CrMo 材料制造，为减轻质量壳体用铝 合金压铸。 正确啮合条件：；mmm 21 2121 - 23 - 根据设计的要求，齿轮齿条的主要参数见下表 表 3-1 齿轮齿条的主要参数 名称齿轮齿条 齿数 Z 622 模数 Mn 2.52.5 压力角 n 2020 螺旋角12 1 12 2 变位系数 Xn 00 齿轮： 3 . 15cos/ 11 zmd n 齿顶高 a h 齿轮 ：5 . 2 * 11 nnaa mxhh 齿条：5 . 2 * 22 naa mhh 齿根高 f h 齿轮：125 . 3 * * 1 * 21 nnaf mxchh 齿条：125. 3* * 2 * 12 naf mchh 齿全高 齿轮：625 . 5 111 fa hhh 齿条：625 . 5 2221 fa hhh 齿顶圆 a d 齿轮： 3 . 202 111 aa hdd 齿根圆 f d 齿轮05. 92 111 ff hdd 基圆直径 h d 由41.20cos/ tnt tgtg 得 齿轮：34.14cos* 11 tb dd