[精品资料]毕业设计——阶梯车设计说明书

目 录第一章 绪论01.1引言01.2设计背景11.3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32.1上下阶梯小车的基本原理32.2上下阶梯小车方案设计6第三章 小车结构设计103.1传动比计算103.2轴的设计103.2.1轴的简述103.2.2轴材料的选择113.2.3轴的结构设计113.3齿轮传动设计及校核183.3.1齿轮轴传动系统设计183.3.2设计参数233.3.3布置与结构243.3.4材料及热处理243.3.5齿轮精度243.3.6齿轮基本参数253.3.7检查项目参数263.3.8强度校核数据273.3.9强度校核相关系数283.4轴承的选择293.5齿条的设计303.6 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。 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。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驱动方式的比较驱动方式比较内容液压驱动气压驱动 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TZ512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。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=13如图：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。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=0.53.2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。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 =【T 】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.20Q275.35(1Cr18Ni9Ti)4540Cr.35SiMn38SiMnMo.3Cr13【T 】/MPa15-2520-3525-4535-55A0149-126135-112126-103112-97P=30w；n=30r/min；d=20mm。得T =5.97MPa =2.32x1)确定公式内的各计算数值 (1)选载荷系数=1.3，(2)计算小齿轮传递的转矩=1NM，取0.2(3)查得材料的弹性影响系数=189.8MPa(4)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa (5)计算应力循环次数 =60j=60*30*1*（2*8*300*5）=4.32x10 =4.32x10/3.2=1.35 x10 (6)按接触疲劳寿命系数=0.90，=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 =/S=0.9*600=540MPa=/S=0.92*550=522.5 MPa2)计算 (1)代入小齿轮分度圆直径，代入中较小的值=2.32x31.31mm (2)计算圆周速度v V=dn/60*1000m/s=0.49m/s (3)计算齿宽 b=d=10mm (4)选择模数 m=31.31/28=1.123.按齿根弯曲强度设计 由公式： m=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=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=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 =0.85*500/1.4=303.57MPa =238.56 MPa(3)计算载荷系数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=2.55，=2.3 =1.61，=1.71(5)计算大，小的齿轮的并加以比较 =2.55*1.61/303.57=0.01352 =2.24*1.75/238.86=0.016472)设计计算 m=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 =28*2=56mm =56*2=112mm2）计算中心距 a= (+)/2=(56+112)/2=89mm3)计算齿轮宽度 b=0.2*56=10mm取=10mm, =10mm4）验算 ，合适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madhahfh dadfdbppbsecadi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*)mda1=(z1+2ha*)m da2=(z2+2ha*)mdf1=(z1-2ha*-2c*)m df2=(z2-2ha*-2c*)mdb1=d1cos a db2=d2cos a p= pb =pcos a s= e= 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=113.3.5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齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L3.3.6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)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 F1=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 ff1=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 fi2=0.01513齿轮2一齿径向综合公差 fi2=0.02071齿轮2齿向公差 F2=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 ff2=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()=0.019503.3.8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)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 HH=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 F1F1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核 F2F2=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=Rz6m ( Ra1m )载荷类型 Wtype=对称循环载荷齿根表面粗糙度 ZFR=Rz16m ( Ra2.6m )刀具基本轮廓尺寸 HMn=Hao/Mn1.25, Pao/Mn0.38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 Ks=1.00000安装精度对载荷分布的影响 Km=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=1.585843.4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。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；转动惯量：0.0018kg.m2。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