绿色无碳小车S型无碳小车毕业设计论文

JIANGXI AGRICULTURAL UNIVERSITY 本 科 毕 业 设 计 题目 ： 绿色小车 学 院： 姓 名： 学 号： 专 业： 机械设计制造及其自动化 年 级： 指导教师： 职 称： 讲 师 二 0 一一 年五月 绿色小车 i 摘要 本设计是依据课题要求“绿色小车”，即提出一种“无碳”的方法，带动小车的运行，即给定一重力势能，根据能量转换原理，设计一种可将该重力势能转化为机械能并用来驱动小车行走的装置。该小车再前行时能自动避开赛道上设置的障碍物（每隔1 米，放置一个直径为 20mm,高为 200mm 的弹性障碍圆棒）。此模型的最大特点是将重力势能转化为齿轮的转动，进而根据大小齿轮的啮合带动驱动轮和转向轮，从而按照规定的路线完成任务。本文将对绿色小车模型设计过程，结构功能特点进行详细的介绍 。 关键词 ： 绿色小车；无碳；势能转化 绿色小车 ii Abstract The design is based on the requirements of the subject of green car, that proposes a carbon-free approach, driven the car running, that is, given a potential energy, according to energy conversion principles, the design of a gravitational potential energy can be transformed into the mechanical energy and used to drive the car to walk the device. The car then before the line can automatically avoid obstacles on the track set (every 1 m, placed a diameter of 20mm, 200mm flexible high barrier for the rod.) Most important feature of this model is transformed into gravitational potential energy of the rotation gear, thereby driving under the size of the meshing gear wheel and steering wheel, and thus complete the task in accordance with the provisions of the route. This paper will model green car design process, structure and function of the characteristics described in detail. Key words: Green car； Non-carbon； Potential energy into 绿色小车 iii 目 录 中文摘要 . I 英文摘要 . II 1 绪论 . 1 1.1 引言 . 1 1.2 车用能源的发展趋势 . 1 2 绿色小车总体设计及其运动原理 . 2 2.1 课题目的及其要求 . 2 2.2 小车总体设计及其运动原理 . 3 2.3 设计参数的计算及小车外形尺寸的确定 . 4 2.3.1 理论 行驶距离估算 . 4 2.3.2 小车车轮及外形的材料和尺寸的确定 . 4 3 小车设计的运动参数计算 . 5 3.1 主要运动参数计算 . 5 3.2 原动轴绕线部分设计及计算 . 7 3.3 运动及运动力参数计算 . 8 4 小车主要零件的设计与计 算 . 9 4.1 齿轮 1与齿轮 2 的设计 . 9 4.1.1 选择齿轮材料、精度等级、齿轮数选择 . 9 4.1.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 . 9 4.1.3 校核齿面接触疲劳强度 . 10 4.2 齿轮 3 和齿轮 4设计 . 11 4.2.1 选择齿轮材料、精度等级、齿轮数选择 . 11 4.2.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 . 11 4.2.3 校核齿面 接触疲劳强度 . 12 4.3 轴设计 . 12 4.3.1 原动轴 (2 轴 )设计 . 12 4.3.1.1 选择轴的 材料 . 12 4.3.1.2 求出轴上的功率、转速和转矩 . 12 4.3.1.3 轴的初估计算 . 12 4.3.1.4 轴上零件的周向定位 . 13 4.3.1.5 确定轴上圆角和倒角尺寸 . 14 4.3.1.6 根据轴的结构作出轴的计算简图（图 8） . 14 4.3.1.7 按弯扭合成应力校核轴的强度 . 15 4.3.1.8 精确校核轴的疲劳强度 . 16 4.3.1.9 绘制 原动轴的工作图（附录） . 18 4.3.2 驱动轴（ 1 轴）设计 . 18 4.3.2.1 轴的材料选择 . 18 4.3.2.2 求出轴上的功 率、转速和转矩 . 18 4.3.2.3 轴的初估计算 . 18 4.3.2.4 轴上零件的周向定位 . 19 绿色小车 iv 4.3.2.5 确定轴上圆角和倒角尺寸 . 19 4.3.2.7 校核轴的强度 . 21 4.3.3 转向机构的设计及计算 . 22 4.3.3.1 转向机构有关计算 . 22 4.3.3.2 曲轴（ 3轴）设计 . 23 4.3.4 支承轴（ 4 轴）设计 . 29 4.4 滚动轴承的校核 . 29 4.5 键强度校核 . 29 4.5.1 原动轴上键的校核 . 29 4.5.2 驱动轴上键的校核 . 30 4.5.3 曲轴上键的校核 . 30 5 设计小结 . 31 参考文献 . 32 致 谢 . 33 绿色小车 1 绪论 1.1 引言 1“环保在身边之无碳生活”一贴在东楚网黄石新闻网发出后，众多网友纷纷跟帖只招，倡导“无碳生活”。多数网友认为，对社会整体而言，完全“无碳”难做到但有意识地减少“碳排放”确是随时随地都可做的事，勿以“减碳”少而不为 2随着社会科技的发展，人们的生活水平的提高，无碳对于我们来说，显然越来越重要，建设无碳社会，使得生活更加环保，没有任何污染。 3无碳小车的设计和发明，是国家和社会对能源问题和环境问题的更加重视。 4“无碳车是比较环保的短途的代步工具，节能、经济方便环保。因此，在人均拥有汽车比例很高的欧美发达国家，无一例外选择了提倡推广低碳车。”许多人认为，确保无碳车道便利通达，既是现实选择，也是大势所趋。现在很多发达国家都把无碳技术运用到各个领域，像交通，家具等。这也是我们国家当今所要求以及努力的方向。针对目前这一现状，我设计了无碳小车模型，用重力势能转换为机械能提供了一种新的思路，以便更好的解决以上问题。 1.2 车用能源的发展趋势 能源是汽车的血液，是车辆的动力源。自 1886 年世界上第一辆汽车诞生自今，汽油 和柴油作为主要能源在汽车上得到普遍的应用。这种以石油为燃料的汽车安全、方便、舒适等方面取得了重大的进展，得到了人们的认可。进入 21 世纪，汽车保有量剧增，汽油和柴油的消耗大幅度上升，伴随着石油储量的下降和人们节能、环保意识的的增强，各种替代能源如雨后春笋涌现。汽车代用能源的选择要考虑经济性（ Economy）、应用方便性（ Ease）、资源可获得性 (Energy)和环境友好性 (Environment)，即 4E 评价 ,并且要因地制宜。进入 21 世纪，随着石油危机和节能、环保的呼声高涨，“低碳”也成为能源评定标准之一，各 国都根据 4E 评价和本国技术特点，制定了新的汽车能源方案。 欧洲在代用能源方面，主要以天然气为主，生物柴油在德国、意大利、瑞典、奥地利和比利时等国家广泛使用；美国的目标是， 2010 年有 7%的公交车使用天然气，50%的出租车和班车改为使用专用天然气；日本政府将天然气车、电动车、混合动力车、甲醇车定义为“低害车四兄弟”。 我国是一个幅员辽阔，资源相对丰富的国家，可以采用能源多样化，燃料多元化的发展路径。在代用能源方面的发展国家政策其关键性和决定性的作用。为了更好的发展车用替代能源，我国应该尽快组织力量，提前做好配 套措施和供应网络建设，进绿色小车 2 一步加快完善传统燃油汽车的燃油消耗标准体系，促进各类汽车改善能源的经济性；根据产业发展的实际情况和要求，建立健全各种新能源汽车的和新型动力系统及其它节能产品的标准法规体系，促进车用新能源在我国立足发展。 传统车用燃料终究会消耗殆尽，代用能源步入汽车产业是社会发展趋势，世界各国都制定了不同的汽车能源战略。我国根据替代能源 4E 评价情况，以及汽车工业可持续发展要求，现阶段可以不急于将某一能源作为发展的方向，坚持走能源多元化，技术多样化的发展道路。随着社会的发展， 人们的生活水平的提高，无碳对 于我们来说，显然越来越重要，低碳能源将会是汽车能源中的主流能源。 2 绿色小车总体设计及其运动原理 图 1 运动示意图 2.1 课题目的及其要求 课题目的： 给定一重力势能，根据能量转换原理，设计一种可将该重力势能转换为机械能并可用来驱动小车行走的装置。该自行小车在前行时能够自动避开设置的障碍物（每间隔 1米，放置一个直径 20mm、高 200mm 的弹性障碍圆棒），如图 1 所示。 给定重力势能为 4 焦耳（取 g=9.8m/s2），给定一质量为 1Kg 的重块（ 5065 mm，普通碳钢）铅垂下降来获得，落差 4002mm，重块落下后，须被小车承载并同小车一起运动，不允许掉落。 要求小车前行过程中完成的所有动作所需的能量均由此能量转换获得，不可使用任何其他的能量形式。 小车要求采用三轮结构（ 1 个转向轮， 2 个驱动轮），具体结构造型以及材料选用均由设计者自主设计完成。要求满足： 小车上面要装载一件外形尺寸为 6020 mm绿色小车 3 的实心圆柱型钢制质量块作为载荷 ， 其质量应不小于 750 克 ；在小车行走过程中，载荷不允许掉落。转向轮最大外径应不小于 30mm。 2.2 小车总体设计及其运动原理 设计重点：以减小小车重力和运动阻 力，另由于动力是重块竖直向下运动，即重块重力势能转化为小车动能，应尽量避免重块因与小车碰撞而消耗能量，使重块的重力势能尽可能的转化为小车的动能，使小车运动距离最大化。根据课题目的和要求，小车总体设计如图 2 所示 图 2 小车总体结构示意图 如上图所示 1 重块 2 细绳 3 滑块 4 转向杆 5 前轮支架 6 前轮 7 齿轮 4 8 曲轴 9 原动轴 10 齿轮 3 11 后轮 12 齿轮 1 13 驱动轴 14 齿轮 2 15 连杆 细绳末端重块下落，通过细绳与原动轴摩擦，带动原动轴转动。原动轴通过平键绿色小车 4 带动齿轮 2 和齿轮 3 转动。齿轮 2 与齿轮 1 啮合带动驱动轴转动，后轮转动，实现小车向前的运动。齿轮 3 与齿轮啮合，使曲轴转动，曲轴再通过连杆使转向杆前后摆动，从而实现前轮的转向运动。前、后轮的合运动即实现小车一边向前行走一边转向。 2.3 设计参数的计算及小车外形尺寸的确定 2.3.1 理论行驶距离估算 能量利用及车轮材料选择，假设 设计总重 2kg(包括重块 1kg 和负载 750g),利用 4J的能量，摩擦系数的选择，如下表： 表 1 常用材料间滚动摩擦系数 摩擦材料 滚动摩擦系数 k/cm 摩擦材料 滚动摩擦系数k/cm 软钢与软钢 淬火钢与淬火钢 铸铁与铸铁 木材与钢 0.005 0.001 0.005 0.030.04 木材与木材 表面淬火车轮与钢轮 圆锥形车轮 圆柱形车轮 0.050.08 0.080.1 0.050.07 资料来源： 杨黎明 ， 杨志勤主编 .机械设计简明手册 .北京： 国防工业出版社 , 2008.1 上网查的尼龙水泥滑动摩擦系数通常为 0.10.3，滚动摩擦系数与滑动摩擦系数一般相差一个数量级，且圆柱形车轮的滚动摩擦系数为 0.0050.007，取 f=0.005,理想情况下有 表 2 小车运动各处的摩擦效率 种类 效率 种类 效率 圆柱加工齿的开式齿轮传动 (脂润滑 ) 1 = 2 =0.940.96 滚动轴承 (润滑最佳时 ) 3 =0.99(一对 ) 卷绳轮 4 =0.95 槽摩擦传动 5=0.880.90 资料来源： 杨黎明 ， 杨志勤主编 .机械设计简明手册 .北京： 国防工业出版社 , 2008.1 机构效率 76.090.095.099.096.096.0 4544321 则 S=31.02m 不考虑其他因素，根据计算可得理论行驶距离为 31.02m。 2.3.2 小车车轮及外形的材料和尺寸的确定 1. 对于车轮大小设计，根据设计要求前轮直径不得小于 30mm,前轮直径初步采用d=30mm,后轮直径采用 D=150mm。 车轮材料 选择考虑到车轮需承受车重和与地摩擦，需要高的强度和耐磨性 ,以及本身的重量选用铝合金。 绿色小车 5 2. 车身大小初选宽 B=150mm,长 L=250mm。 3 小车设计的运动参数计算 3.1 主要运动参数计算 重物的牵引带动齿轮 2 和齿轮 3 转动，齿轮 2 通过齿轮传动带动驱动轴转动，齿轮 3 通过齿轮传动带动曲轴转动，曲轴转动使转向杆前后摆动，从而实现前轮转向。 图 3 绿色小车示意图 根据任务书中路宽 2m,以及每隔 1m,放置一个直径为 20mm,高 200mm 的弹性障碍圆棒，考虑到使小车运动轨迹尽可能的沿直线运动，绕过障碍物越多，经过多方面考虑后，小车近似按余弦曲线 y=Acos(wx)运动，其中 A=0.12，其运动的大致路线如下图所示： 图 4 绿色小车行走示意图 小车运动一个周期的长度0S： 小车转向过程中最大角度 MAX ； 绿色小车 6 0.377 有 tanMAX=0.6283 即MAX=20.66 =20 39 使用定积分计算平面曲线的弧长，该定积分计算用 MATLAB 程序设计与应用中的 trapz函数在 MATLAB 软件中计算。小车每行驶一周绕过两个弹性圆棒，则小车从开始运动到停止理论上能绕过弹性圆棒的个数 n： ， 取 n=15，实际绕过障碍圆棒的个数为 31-1=30 个 小车运动过程中齿轮传动的总的传动比为 i： 考虑到总的传动比 i=4.22，比较大，采用3412i ii两级传动。若采用一级 a) b) 图 5 一级传动与两级传动平面布局示意图比较 传动如上图所示，图中两方案的总传动比相同，齿数、模数相同，小齿轮齿数相同。由图可见 ， 采用一级传动所占平面面积，远比两级传动的面积大。另外，当单级传动比过大时，大齿轮的直径就会很大，致使齿轮的转动惯量随之增加，这对于要求转动惯量较小的齿轮传动系统（小车中齿轮传动是小功率随动系统）。因小车中的随动系统，要求起动快和结构紧凑，若转动惯量过大，对实现上述要求不利。顾采用两级齿轮传动。 上网查的尼龙水泥滑动摩擦系数通常为 0.10.3，滚动摩擦系数与滑动摩擦系数一般相差一个数量级，且圆柱形车轮的滚动摩擦系数为 0.0050.007，取 005.0f 小车起动转矩 T： 绿色小车 7 令原动轴每转一圈，小车绕过一个障碍圆棒，而小车每运动一个周期绕过两个障碍圆棒，由原动轴与驱动轴的齿轮传动比1i和原动轴与曲轴的齿轮传动比2i有： 3.2 原动轴绕线部分设计及计算 1. 在起动时原动轴的转动半径较大，起动转矩大，有力起动。 2. 起动后，原动轴半径变小，转速提高，转矩变小，和阻力平衡后小车匀速运动。 3. 当重块离小车很近时，原动轴半径再次减小，绳的拉力不足以使线轴匀速运动，在惯性的作用下，重块减速下降，原动轴半径变小，总转速比提高，小车缓慢减速，直到停止，重块停止下落正好接触小车。 图 6 梯形绕线轴示意图 质量 m的重块提供的转矩线T: 2mgdT 线TigdTT 1211211 2mi/ 线带入数值得 有计算得到数据不靠谱，于是乎估算为 10mm 又根据设计要求重块下落高度为 400mm,则有： ，代入数据得 d2=8.33mm 为了便于设计和计算取 9mmd 2 ，即需在线轴上绕线圈数 n=14 通常起动转矩大于或等于额定转矩的 1.25 倍，有： 11 mg25.1 dTT 起, 即 mm25.111 d ，取 mm121 d 重块快接触小车时，缓慢减速，取 mm83 d选用直径为 1mm 细线，则需要绕线的轴长度为 17.69mm，假定小车做一个周期的加绿色小车 8 速运动，三个周期的缓慢减速运动其他部分近似看成匀速运动。绕线部分轴总长取20mm,其中各运动绕线轴尺寸为 mm6L1 2 m mLm m ,2321 ，L3.3 运动及运动力参数计算 2 轴（原动轴）： t190mgm a x2 tmg LP （小车整个过程运动的时间为 t） t1 08 01860/60n m a x2 ttnmm1 2 012101mg 1m a x2 NmmNdT 1 轴（驱动轴）： t 39.1549.095.099.096.01905431m a x2m a x1 tPP tti 6.3558295.31080nn 12m a x2m a x1 mm59.29mm2 9 5.3/9.095.099.096.01 2 01254312m a x1 NNiTT 3 轴（曲轴）： ttPP 39.1549.095.099.096.01905432m a x2m a x3 tti 54021080nn 34m a x2m a x3 mm76.48mm2/9.095.099.096.01 2 03454322m a x3 NNiTT 4 轴（支承轴） ttPP 85.15299.039.1543m a x3m a x4 04 naxn mm27.48mm99.076.483m a x3m a x4 NNTT 将上述计算结果加以汇总，如下表 表 3 各轴设计参数汇总 轴名 功率 P/w 转矩 T/(N mm) 转速 n/(r/min) 传动比 i 效率 1 轴 154.39/t 29.59 3558.6/t 3.295 0.813 2 轴 190/t 120 1080/t 绿色小车 9 2 0.813 3 轴 154.39/t 48.76 540/t 0.99 4 轴 152.85/t 48.27 0 4 小车主要零件的设计与计算 4.1 齿轮 1 与齿轮 2 的设计 4.1.1 选择齿轮材料、精度等级、齿轮数选择 考虑到传动功率比较小，要求结构紧凑，质量轻，由机械设计简明手册表 6-36，选齿轮 1和齿轮 2 材料用非金属材料聚酚氧，齿面硬度 430 HBS, M P aB 983.82 ，M P as 9.559.54 ，齿轮精度为 8 级精度。 a. 对闭式齿轮面齿轮传动，一般工业用齿轮传动， Z=2040。对于高速或对噪声有严格要求的齿轮传动，建议 Z25； b. 闭式硬齿面齿轮，开式齿轮和铸铁齿轮，因齿根弯曲强度往往是薄弱环节，应取较小齿数以保证齿轮具有较大的模数，以提高轮齿抗弯能力。一般取 Z=1725； c. 为了避免根切现象，对于标准直齿圆柱齿轮，应取 Z17。 为了使小车的结构简单，并能完成传动要求，选用标准直齿圆柱传动。 选用 齿轮 1 的齿数 171 Z ，齿轮 2 的齿数 , 取 ,取 传动比 4.1.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 开式齿轮传动，齿根弯曲强度是其薄弱环节，故按弯曲强度设计，验算接触强度 .由机械设计式 6.8 有： 3 2112mFPsaFadYYYZKT 确定式中各项的数值： 由机械设计式 6.2 有： KKKKK A绿色小车 10 重块下降过程可以近似认为是均匀平稳，小车运动过程也近似为均匀平稳 查机械设计表 6.2 得 11AK。直齿圆柱齿轮传动，可取 4.105.1K， 2.11K，运动过程中速度比较低取 05.11 K，齿面硬度高， 2.11 K取两齿面为硬面，可取35.11.1K ，齿轮在两支承中间不成对称布置，取 35.11 K 。 数据代入上式得： 701.11 K ， mmNTT 96.34m a x11 齿轮估算许用应力： M P aM P aFP 41.499.549.09.0 m i n 查机械设计表 6.8 6.03.0d ，取 3.0d12 ， 查机械设计表 6.4 由 171 Z 得： 97.2a1 FY， 52.11 saY由机械设计（修订版）式 6-7 得： 端面重合度 c o s112.388.121 ）（ ZZ对于直齿轮 =0 代入数据得：12=1.63 2 ,取 85.065.0Y齿数比较少，取1Y=0.68 所有数据代入得： 0 . 4 2 m m41.49 68.052.197.2173.0 59.297.12m 3 2 为了不妨碍后轮运动，中心距 mm50)(2 211212 ZZma，即 37.1m12 由机械设计表 6.7，选取第一系列标准模数 2m12 mm。 齿轮主要尺寸 ； mmZm 112d 2122 ； mm73)(2 211212 ZZma ； mmdb d 2.10112 ，取 112 B mm, 161 B mm 4.1.3 校核齿面接触疲劳强度 小车运动速度比较低，齿轮传动的转矩也很小 ,接触肯定能够满足要求。 绿色小车 11 4.2 齿轮 3 和齿轮 4 设计 暂定与一二级齿轮相同 4.2.1 选择齿轮材料、精度等级、齿轮数选择 选齿轮 3 和 齿轮 4 材 料用 非金属 材料 聚酚 氧， 齿面 硬度 430 HBS, M P aB 983.82 ， M P as 9.559.54 ，齿轮精度为 8 级精度。 选用齿轮 3 的齿数 233 Z，齿轮 4 的齿数 ,Z4=47 4.2.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 开式齿轮传动，齿根弯曲强度是其薄弱环节，故按弯曲强度设计，验算接触强度由机械设计式 6.8 有： 3 2112mFPsaFadYYYZKT 确定式中各项的数值： 由机械设计式 6.2 有： KKKKK A重块下降过程可以近似认为是均匀平稳，小车运动过程也近似为均匀平稳 查机械设计表 6.2 得 13AK。直齿圆柱齿轮传动，可取 4.105.1K， 2.11K，运动过程中速度比较低取 05.13 K，齿面硬度高， 2.13 K取两齿面为硬面，可取35.11.13 K ，齿轮在两支承中间不成对称布置，取 35.13 K 。 数据代入上式得： 701.13 KmmNTT 120m a x22 齿轮估算许用应力 M P aM P aFP 41.499.549.09.0 m i n 查机械设计表 6.8 6.03.0d ，取 3.0d34 ， 查机械设计表 6.4 由 233 Z得： 69.2a3 FY， 575.13 saY由机械设计（修订版）式 6-7 得： 端面重合度 c os112.388.143 ）（ ZZ对于直齿轮 =0 代入数据得：3=1.67 2 ,取 85.065.0Y齿数比较少，取3Y=0.70 所有数据代入得： 0 . 5 4 m m41.49 70.0575.169.2233.0 1207.12m 3 2 又因为齿轮 2 的直径为 112mm,为了保证齿轮 2 能正常转动有： 绿色小车 12 mm562d)(2 243342 ZZma ，即 623.1m 34 由机械设计表 6.7，选取第一系列标准模数 2m34 mm。 齿轮主要尺寸 mmZm 46d 3343 ； mmZm 92d 4344 ； mm69)(2 43342 ZZma ； mmdb d 4.133342 ，取 144 B mm, 193 B mm 4.2.3 校核齿面接触疲劳强度 小车运动速度比较低，齿轮传动的转矩也很小 ,接触肯定能够满足要求。 4.3 轴设计 在 两级斜齿园柱齿轮减速器 中，三根轴跨距相差不易过大，故一般先进行中间轴得设计，以确定跨距。 4.3.1 原动轴 (2轴 )设计 4.3.1.1 选择轴的材料 选材料为 45 钢正火，查 机械设计表 11.1 得b2=590Mpa ； 12- =140Mpa ； 12- =255Mpa ； 查表 11.4 得 ba 1 =170Mpa ； ba0 =75Mpa； ba1- =45Mpa 4.3.1.2 求出轴上的功率、转速和转矩 由表 3 可知 2P =190/t W； 2n =1080/t r/min； 2T =120Nmm 4.3.1.3 轴的初估计算 查 机械设计 表 11.3 取 107C2 ，初估算轴的最小直径 2mind mm995.5/1080 10t/190107d 3 -33222 m i n tnPC 原动轴的最小直径显然是安装螺母处轴的直径，采用六角螺母，查 机械零件手册表 4-99 选用 mm6d 21 d ，紧固螺母选用 C 级 1 型的六角螺母，查机械零件手册表 4-99 得 mm6d 的 C级 1 型的六角螺母对应螺母厚度 6.1mmm ,查表 4-116 得 mm6d 对应 C 级平垫圈的厚度 1.6mmh ，由轴承端盖设计，取其总宽度为 4mm。则 mmhmdll 5.1346.11.663.043.0 绿色小车 13 圆整取 mm14 ll理想情况下，直齿轮传动 只受径向力根据机械设计表 8.1 选深沟球轴承（主要承受径向力，也可同时承受少量的双向的轴向负荷）。 查机械零件手册表 7-112选轴承型号 1000087， 3 . 5 m m1 4 m m7 m mBDd ，即 7mmd 22 ，为了保证轴承端盖能够压紧轴承内圈取： 3 m m ll轴承通过轴肩轴向定位，轴肩高度必须低于轴承内圈端面高度，以便拆卸轴承，取轴肩高度 0.5mmh ，即 8mmd23 非定位轴肩一般取 1齿轮 2和齿轮 3出轴头直径均取 24d =29d=10mm。 齿轮 2的左端与齿轮 3的右端采用套筒开口挡圈定位，由机械零件手册表 4-130，选用公称直径为 6mm 的开口挡圈，即 6mmd20 。已知齿轮 2轮毂的跨度为 11mm，齿轮 3轮毂的跨度为 19mm。为了使开口挡圈可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取 mm10l， mm18l,挡圈卡槽宽度统一设计为 2mm。齿轮 2 的右端与齿轮 3的左端采用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，故取 mm1h 。即 ,mm122825 dd为了给曲轴运动留下足够的位置取 mm40 ll由绕线轴部分设计得：中mm6,mm12,mm2mm8,mm9 2726 llldd 绕线轴位于原动轴的正间，有： mm1510)1840314(2200102mm2310)1040314(2200102lBllBl 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 图 7 原动轴示意图 4.3.1.4 轴上零件的周向定位 齿轮 2 和齿轮 3 与轴的周向定位均采用平键连接。按 24d = 29d =10mm， 由机械设计简明手册表 8-1 查得平键截面为 mmmmhb 33 ，键槽用键槽铣刀加工，选用系列中长为 8mm和 14mm的 A 型平键。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中绿色小车 14 性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为6k7H。 4.3.1.5 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表 11.2 直径为 6 10mm 取轴端圆角 455.0 ，轴内圆弧倒角为 R0.5,直径大于 10mm取轴端圆角 458.0 ，轴内圆弧倒角为 R0.8。 4.3.1.6 根据轴的结构作出轴的计算简图（图 8） 24232221 LLLL 46.5mm+28mm+44mm+50.5mm=169mm 根据轴的计算简图作出轴受的弯矩图和扭矩图（图 8）。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面处 的 T及 M 的值列于下表。 表 4 原动轴上的载荷 载荷 竖直面 齿轮 2 齿轮上的力 F NdT 14.21 1 21 2 022F2m a x222 齿轮 3 22.5461 2 022F3m a x223 dTN 轴承上的力 左轴承力 NLLLL LLLFLFLLmgF 48.224232221242322222423242321 ）（）（右轴承力 NFFFF 16.043.1014.214.110)(mg 23222124 弯矩 M mmN49.456m a x M 转矩 T mm120m a x NT 绿色小车 15 图 8 驱动轴上受力、弯矩、转矩图 4.3.1.7 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度，另开挡圈卡槽处，直径最小而且所受弯矩和扭矩也比较大，这里也需要校核。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力公式有： 3d1.0caW WTMca22 )( 对于截面 数据带入上式得： M P aM P a bca 457 5 9.3 1 故安全 绿色小车 16 对于有挡圈卡槽处，由图三可得左边卡槽所受弯矩比右边大，若左边卡槽强度能够满足则右边卡槽强度一定能够满足。校核左边卡槽代入数据得： M P aM P a bca 4579.12 1 卡 故安全 4.3.1.8 精确校核轴的疲劳强度 （ 1） 判断危险截面 危险截面的位置应是弯矩和转矩较大，截面较小且应力集中较严重处。当在同一截面处有几个应力集中源时，取各源所引起的应力集中的最大值。根据轴的结构尺寸及弯矩图、转矩图，截面处弯矩最大，且由齿轮配合和键槽引起的应力集中截面和 -处过盈配合引起的应力集中最严重，同时所受应力又较大，这些属于危险截面，由上图可得 -截面所受的弯矩比截面 -大的多，所以只需对截面 -进行疲劳强度的安全系数计算。 （ 2） 校核截面 - 抗弯截面模量按机械设计表 11.5 中的公式计算 332323 mm97.79mm102 2.88.13-32 103 . 1 42d t)-b t ( d-32 d W 抗扭截面模量 323)( mm1.1 7 82d t)-b t ( d-16d TW 截面 - 的弯矩 M为 mm51.99 NM 截面 - 上的扭矩 T为 mm120 NT 截面上的弯曲应力（按对称循环变应力计算） a2 4 4.197.79 51.99)( MPWMb 弯曲平均应力 M Pa0m)( 截面的扭转切应力（按脉动循环变应力计算） a337.01.1782 1202 MPW TTT）（）（ 扭转平均应力 M P aTm 3 3 7.0 ）（）（ 截面上由于轴肩圆角而形成的有效应力集中系数及， R/d=0.5/10=0.05, 绿色小车 17 D/d=12/10=1.2, Mpa590b 按机械设计（修订版）附录 1b、附录 2b 查取： =1.79 =1.36 由 Mpa590b ， mm01d 按机械设计（修订版）附录 5 查得尺寸系数 96.0 95.0 轴按精加工， Mpa590b 按机械设计（修订版）附录 8 查得表面质量系数 94.0 则综合影响系数 K及 K为 984.194.096.0 79.1 K5 2 3.194.095.0 36.1 K截面 -附近由于键槽引起的有效应力集中系数是 及 按机械设计（修订版）附录 3、附录 4查得 =1.76 ， =1.53 故得综合影响系数值为 95.194.096.0 76.1 K7 1 3.194.095.0 53.1 K截面由于齿轮毂与轴过盈配合 H7/k6 产生的有效应力集中系数与尺寸系数之比值由附录 6b、附录 7b 查得 2 ， 62.1 故得综合影响系数值为 1 2 8.294.0 .2 K 7 2 3.194.0 62.1 K 取上面综合系数中的较大值，故 K=2.128 K=1.723.轴材料是 45 钢，查机械设计（修订版）表 8-1 取弯曲等效系数 =0.2， =0.1。 绿色小车 18 只考虑弯矩作用的安全系数 64.9602.024.11 2 8.2 2 5 5b1 mKS 8 8 3.2 2 73 3 7.01.03 3 7.07 2 3.1 1 4 0b1 mKS 69.89883.22764.96 883.22764.96 2222ca SSSSS 取 S=1.51.8 caS S=1.8,所以截面 - 安全。 4.3.1.9 绘制原动轴的工作图（附录） 4.3.2 驱动轴（ 1 轴）设计 4.3.2.1 轴的材料选择 材料与 2 轴材料相同，齿轮工作时有轻微振动，该轴需要足够的抗弯曲疲劳强度。选用 45 号正火钢。 4.3.2.2 求出轴上的功率、转速和转矩 由表 3 可知 KW101 5 4 .3 9 / t -31 P ； 3558.6/tn 1 (r/min)； mm29.59NT 1 4.3.2.3 轴的初估计算 查 机械设计 表 取 C=118，初估算轴的最小直径 mind mm15.4/6.3558 101 5 4 . 3 9 / t 118d 3 -3311m i n tnPC 驱动轴的有受力的最小直径显然是有卡槽处轴的直径，挡圈公称直径查 机械零件手册表 4-130 统一选用 mm6d10 d。 查机械零件手册表 4-99 得：紧固螺母统一选用 mm6d 的 C级 1型的六角螺母， C级 1型的六角螺母对应螺母厚度6.1mmm ,查表 4-116 得 mm6d 对应 C 级平垫圈的厚度 1.6mmh ，由轴承端盖设计，取其总宽度为 4mm。则mmhmdll kjba 5.1346.11.663.043.0 圆整取 mm14 kjba ll查机械零件手册表 7-112 轴承统一选择型号为 1000087 的深沟球轴承，3 . 5 m m1 4 m m7 m mBDd ，即 7mmd 12 ，为了保证轴承端盖能够压紧轴承内圈取： 3 m m jicb ll绿色小车 19 轴承通过轴肩轴向定位，轴肩高度必须低于轴承内圈端面高度，以便拆卸轴承，取轴肩高度 0.5mmh ，即 8mmd13 。 非定位轴肩一般取 1 2mm，这里取 1mm 即 mm10d 14 ，取后轮与小车侧身的安全距离为 10mm,根据后轮设计，后轮厚度为 10mm,为了保证挡圈卡紧后轮，轴端应略小与后轮厚度，取轴端比后轮厚度小 1mm,即 mm9g hl ， mm1191001 ihdc ll 。齿轮 1轴头直径取 15d =11mm。已知 齿轮 1轮毂的跨度为 16mm。为了使开口挡圈可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取 mm15 fel。 由于齿轮 1要与齿轮 2啮合，通过计算得 mm5.26 edl齿轮 1的左端与左后轮右端采用套筒定位，齿轮 1右端采用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，故取 mm1h 。即 ,mm1316 d轴总长为 200mm： mm5.93)911314()155.2611314(2 0 0f kgfag llBl 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 图 9 驱动轴示意图 4.3.2.4 轴上零件的周向定位 后轮和齿轮 1与轴的周向定位均采用平键连接。按 10mmd 14 ， 由机械设计简明手册表 8-1 查得平键截面为 mmmmhb 33 ，键槽用键槽铣刀加工，选用系列中长为 8mm 的 A 型平键。 mm11d15 ，由 表 8-1 查得平键截面为mmmmhb 44 ，键槽用键槽铣刀加工，选用系列中长为 12mm的 A 型平键。同时为了保证后轮以及齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为6k7H。 4.3.2.5 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表 11.2 直径为 6 10mm取轴端圆角 455.0 ，轴内圆弧倒角绿色小车 20 为 R0.5,直径大于 10mm取轴端圆角 458.0 ，轴内圆弧倒角为 R0.8。 4.3.2.6 求轴上的载荷 首先根据轴的结构作出轴的计算简图（图 10）。 14131211 LLLL 17mm+29.5mm+105.5mm+17mm=169mm 根据轴的计算简图作出轴受的弯矩图和扭矩图（图 10）。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算处的截面 e-f处的 T 及 M 的值列于下表。 表 6 驱动轴上的载荷 载荷 竖直面 左后轮 后轮上的力 F NdT 59.0100 59.2922F m a x112 右后轮 59.0100 59.2922F m a x114 dT N 轴承上的力 左轴承力 NLLLL LLLFLFLLFF 67.014131211413122141414131311 ）（）（右轴承力 NFFFF 11.059.059.067.074.1)(F 1412111315 齿轮 1 上的力 NdT 74.134 59.2922F1m a x113 弯矩 M mmN88.07m a x M 转矩 T mm59.29m a x NT 绿色小车 21 图 10 驱动轴上的力，弯矩，转矩 4.3.2.7 校核轴的强度 判断危险截面 危险截面的位置应是弯矩和转矩最大，截面较小且应力集中较严重处。当在同一截面处有几个应力集中源时，取各源所引起的应力集中的最大值。根据轴的结构尺寸及弯矩图、转矩图，截面 e-f处弯矩最大，且由齿轮配合和键槽引起的应力集中以及截面 d 和截面 h处后轮与轴过盈配合且开有挡圈卡槽引起的应力集中最严重，同时所受应力又较大，这些属于危险截面，由上图可得截面 d 所受的弯矩比截面 h小，所以只需对截面 e-f和截面 h 进行疲劳强度的安全系数计算。 绿色小车 22 对于截面 e-f 有： mm88.70f-e NM mm59.29 NT fe 332323 mm76.97mm112 5.85.24-32 113 . 1 42d t)-b t ( d-32 d feW WTMca22 )( 以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，统一取 6.0 ，代入数据得： M P aMPMP bca 45a74.0a76.97 )59.296.0(88.70 122 故安全 对于截面 h有： mm59.18h NM mm59.29 NT h 33 mm6.91.0 dW h 代入数据得： M P aMPMP bca 45a68.2a6.9 )59.296.0(59.18 122 故安全 4.3.3 转向机构的设计及计算 机构的示意图如下所示，曲轴转动带动传动杆摆动 ,带动转向杆前后摆动从而实现前轮转向。 4.3.3.1 转向机构有关计算 由前面计算得转向杆向前或向后转动最大角度为， 32 8 取曲轴与转向杆的水平宽度为 100mm。理论上转矩一定，转向杆越长，转向所需的力就越小，就越好。留 10mm与小车侧身的安全距离，即转向杆的长度 mm7610141 0 0 L ，如转向机构示意图所示取 mm641 L ，由滑块设计得滑块宽度为 10mm,校核转向杆运动到极限位置滑块是否会脱离转向杆： 即 7 6 m mmm39.73565.20c o s 6421065.20c o s 1 LL故不会脱离，满足要求。 绿色小车 23 图 11 小车转向示意图 由数学有关知识得： 100t an65.20t an100100122HLLHLHCC解得： H=21.77mm, mm34.102CL。 圆整取 H=22mm,即 mm39.102CL传动杆与滑块之间采用螺栓连接，除去螺栓与孔的间隙，即取 mm102CL。 4.3.3.2 曲轴（ 3 轴）设计 （ 1）轴的材料选择 齿轮工作时有轻微振动，该轴需要足够的抗弯曲疲劳强度，且轴上有焊接，故选用可焊性良好的 Q235-A，热轧或锻后空冷。 查 机械设计表 11.1 得b3=410Mpa ； 13-=105Mpa ； 13- =170Mpa ； 查表 11.4 得 ba 1 =130Mpa ； ba0 =70Mpa； ba1- =40Mpa （ 2） 求出轴上的功率、转速和转矩 由表 3 可知 KW101 5 4 .3 9 /t -33 P； /t405n 3 (r/min)； mmN76.84T 3 （ 3） 轴的初估计算 查 机械设计 表 取 C=107，初估算受力处轴的最小直径 mind 绿色小车 24 mm05.7/540 101 5 4 . 3 9 / t 107d 3-3333m i n tnPC 曲轴的有受力的最小直径显然是有卡槽处轴的直径，为了设计统一挡圈公称直径查 机械零件手册表 4-130 统一选用 mm6d10 d，必须校核强度是否满足 。卡槽宽度统一为 2mm。 查机械零件手册表 4-99 得：紧固螺母统一选用 mm6d的 C级 1型的六角螺母， 即 mmd31 。 C级 1 型的六角螺母对应螺母厚度6.1mmm ,查表 4-116 得 mm6d 对应 C级平垫圈的厚度 1.6mmh ，由轴承端盖设计，取其总宽度为 4mm。则mmhmdll MLBA 5.1346.11.663.043.0 圆整取 mm14 MLBA ll 查机械零件手册表 7-112 轴承统一选择型号为 1000087 的深沟球轴承，3 . 5 m m1 4 m m7 m mBDd ，即 7mmd 32 ，为了保证轴承端盖能够压紧轴承内圈取： 3 m m LKCB ll轴承通过轴肩轴向定位，轴肩高度必须低于轴承内圈端面高度，以便拆卸轴承，取轴肩高度 0.5mmh ，即 8mmd33 。 非定位轴肩一般取 1 2mm，这里取 1mm 即齿轮 4 轴头直径 mm10d36 ，为了保证挡圈卡紧齿轮，轴端应略小与齿轮轮毂，取轴端比齿轮轮毂小 1mm,已知齿轮4 的轮毂为 14mm 即 mm13I Jl。 由于齿轮 4 要与齿轮 3 啮合，通过计算得mm5.42 KJl ，齿轮 4 左端采用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，取 mm1h 。即mm1235 d 。轴环宽度 h4.1b ，取 mm5IHl 。取非定位轴肩为 2mm，即 mm834 d 。曲轴与小车侧身需留安全距离，取 mm9 DCl。 取 mm830 d，根据传动杆设计传动杆与曲轴配合部分宽 10mm,取 mm14 FEl ,另取 mm3 GFED ll轴总长为 200mm： mm5.76)5135.42314()31439314(2 0 0G MHGAH llBl至此，已初步确定了轴的各段和长度。 绿色小车 25 图 12 曲轴结构示意图 （ 4） 轴上零件的周向定位 齿轮 4 与轴的周向定位均采用平键连接。按 10mmd36 ， 由机械设计简明手册表 8-1 查得平键截面为 mm3mm3 hb ，键槽用键槽铣刀加工，选用系列中长为 10mm 的 A 型平键。同时为了保证后轮以及齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为6k7H。 （ 5） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表 11.2，直径为 6 10mm取轴端圆角 455.0 ，轴内圆弧倒角为 R0.5,直径大于 10mm取轴端圆角 458.0 ，轴内圆弧倒角为 R0.8。 （ 6） 求轴上的载荷 首先根据轴的结构作出轴的计算简图（图三）。 333231 LLL 20.5mm+98mm+50.5mm=169mm 根据轴的计算简图作出轴受的弯矩图和扭矩图（图三）。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算处的截面 e-f处的 T 及 M 的值列于下表。 表 7 曲轴上的载荷 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NF Y 217.232 NF Y 79.131 NF 53.033 NF Y 103.034 NF Z 488.032 NF Z 428.031 NF Z 06.034 弯矩 M mm45.45 NM H mm18.9 NM V 绿色小车 26 总弯矩 mm37.46 NM 扭矩 T mm76.48 NT 绿色小车 27 图 13 曲轴上的力、弯矩、转矩 （ 7） 校核轴的疲劳强度 判断危险截面 危险截面的位置应是弯矩和转矩最大，截面较小且应力集中较严重处。当在同一截面处有几个应力集中源时，取各源所引起的应力集中的最大值。根据轴的结构尺寸及弯矩图、转矩图，截面 E-F 之间弯矩最大 ,以及截面 J 处后轮与轴过盈配合且开有挡圈卡槽和焊接处引起的应力集中最严重，同时所受应力又较大，这些属于危险截面。另外由于安装轴承处直径比理论设计尺寸略小，也需进行校核。 对于截面 E有： 截面 E 有焊接截面，查机械设计师手册表 5-7-7，按贴角焊缝查得其应力集中等级为 4K ,由表 5-7-6 得 a0.85 1- MP mm37.46E NM 绿色小车 28 mm76.48 NT E 33 mm2.511.0 dW h WTMca22 )( 以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，统一取 6.0 ，代入数据得： a0.8540a07.1a2.51 )76.486.0(37.46 1122 MPM P aMPMP bca 查表 5-7-3，对于对接及贴脚焊缝其剪切应力有： 28.0h （按照普通方法检查的手工焊），即 a966.231h MP 。 查表 1-6-21有： 22 4.1)7.0(7.0 )7.0( KR KRTKR KRM 或,其中 R=4mm,K=2mm代入得 a872.1a86.3 MPMP 或 显然 h ，故安全 对于截面 J有： mm41.17J NM mm76.48 NT J 33 mm6.91.0 dW J 代入数据得： M P aMPMP bca 40a55.3a6.9 )76.486.0(41.17 122 故安全 对于截面 L有： mm32.20L NM mm76.48 NT L 33 mm6.91.0 dW L 代入数据得： M P aMPMP bca 40a50.5a6.9 )76.486.0(32.20 122 故安全 绿色小车 29 4.3.4 支承轴（ 4 轴）设计 有焊接材料选与曲轴一样，选 Q235-A。设计尺寸如下图所示 , 由曲轴焊接处校核，焊接处强度足够，无需校核。 图 14 支撑轴零件图 4.4 滚动轴承的校核 轴承预计寿命为 10000h 以上有六个轴承需要校核其型号均相同，校核其中当量载荷最大的轴承即可。 轴承型号为 1000087, rC =29.5 kN 其中受力最大的轴承为 2轴左侧的轴承 当量载荷 P=2.48N n=1080/t(r/min)深沟球轴承取 3 ， 1tf.0， 2.1pf。 24.225 51)(166 67 HptH LhPf Cfn