工艺夹具毕业设计35机械课程设计-自行小车的设计陈攀)

南 湖 学 院 课程设计报告书 题 目： 自行小车的设计 系 部： 机电系 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： N 机自 08-4F 姓 名： 陈攀 学 号： 24081900464 序 号： 43 组号： 第四组 2010 年 12 月 25 日 南 湖 学 院 课程设计任务 书 设计题目 ： 自行小车的设计 系 部： 机电系 专 业： 机械设计制造及自动化 学生姓名 : 陈攀 学号 : 24081900464 序 号 : 43 起迄日期 : 2010 年 12 月 4 日至 2010 年 12 月 25 日 指导教师 : 谭湘 夫 I 机械设计 课程设计任务书 1课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）： 一、设计题目 自行小车的设计 1.设计布置方案 图 1 自行小车示意图 2.功能设计要求 以重力势能驱动的具有方向控制功能的自行小车。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赛道上设置的障碍物（每间隔 1米，放置一个直径 20mm、高 200mm的弹性 障碍圆棒）。 给定重力势能为 5焦耳（取 g=10m/s2），竞赛时统一用质量为 1Kg 的重块（50 65 mm，普通碳钢）铅垂下降来获得，落差 5002mm， 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图 2 自行小车在重力势能作用下自动行走示意图 II 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参赛者自主设计完成。要求满足：小车上面要装载一件外形尺寸为 60 20 mm 的实心圆柱型钢制质量块作为载荷，其质量应不小于 400 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。 二 .技术要求 1、 1个转向轮和 2个驱动轮的设计 2、转向轮控制机构的设计计算； 3、轴的设计； 4、轴承的选择； 5、装配图、零件图的绘制； 6、设计计算说明书的编写； 三 .工作要求 1. 学生应当在指导老师指导下完成设计 ,必须独立完成设计任务 ,严禁抄袭 ,一经发现成绩以不及格计 ,并给予批评教育各严肃处理 . 2. 课程设计期间要严格遵守学习纪律 ,在此期间缺勤 1/3以上 ,成绩以不及格计 . 3. 课程设计报告书一律打印在 A4纸上 ,同时 配上封面装订成册 . III 机械设计 课程设计任务书 2对课程设计成果的要求包括图表、实物等硬件要求： 1、要求 （ 1）说明书要认真、准确、条理清晰，参考文献要注明出处 （ 2）按 word排版，公式编辑器编辑公式 （ 3）图纸按 CAD 作图，数据准确，图面整洁 2、任务 （ 1） 、转向轮控制机构 的总装配图一张 （ 2）主要零件图两张 （ 3）设计说明书一份 3主要参考文献： 要求按国标 GB 7714 87文后参考文献著录规则书写，例如： 1 濮良贵，纪名刚 .机械设计 .第 八 版 .北京 :高等教育出版社 ,2010 2 杨光，席伟光等 .机械设计课程设计手册 .第二版 .北京 :高等教育出版社 ,2010 3 刘鸿文 .材料力学 .第 四 版 . 北京 :高等教育出版社 ,2009 4 甘永立 .几何量公差与检测 .第 八 版 .上海 :上海科学技术出版社 ,2009 目录 1 前言 . 1 2 重力势能转换装置的设计 . 1 2.1 重力势能的计算 . 1 2.2 滑轮的参数及其选择 . 2 2.3 钢丝的选择 . 2 2.4 方案的设计 . 4 3 轴的计算及其设计 . 4 3.1 运动分析和受力分析 . 4 3.2 结构设计 . 5 3.3 按弯扭合成校核轴的强度 . 5 3.5 给出轴的工作图 . 7 4 链轮的受力计算和选择 . 8 4.1 链条的参数选择 . 8 4.2 链轮选择与受力计算 . 9 4.3 滚子链传动 的设计计算 . 10 4.4 链传动的工作情况分析 . 12 5 转向轮及轨道设计 . 12 5.1 设计主体思路 . 12 5.2 设计方案： . 12 6 轴承的选择 . 19 6.1 轴承的类型 . 19 6.2 尺寸系列代号 . 20 6.3 内径代号 . 20 6.4 内部结构代号 . 20 6.5 公差等级代号 . 21 6.6 配置代号 . 21 6.7 轴承选择 . 21 6.8 计算公式 . 22 7 整车外形设计 . 23 7.1 整车的外形设计 . 23 7.2 材料及成本分析 . 23 7.3 整车的整体评价 . 24 8 设计结论 . 24 9 参考文献 . 25 南湖学院课程设计 1 1 前言 关于自行小车的设计，涉及了机械设计中关于机械零件的强度，摩擦，磨损及润滑，螺纹连接和螺旋传动、链传动以及凸轮传动等学习内容。培养了学生有正确的设计思想，需掌握通用零件的设计原理、方法和机械设计的一般规律，进而具有综合运用所学的知识，研究改进或开发新的基础件及设计简单的机械能力。同时让学生具有运用标准、规范、手册、图册和查阅有 关技术资料的能力；掌握了典型机械零件的实验方法，获得实验技能的基本训练。为顺利过渡到专业课程的学习及进行专业产品和设备的设计打下见识基础。 2 重力势能转换装置的设计 2.1 重力势能的计算 m1 表示悬着物块的重量， g 代表重力加速度， G 代表重力， h 代表物块下落前离载荷的距离， W 代表物块接触小车瞬间的重力势能 ，重物的受力分析图如图 1 所示 m 0 .5 h ,10 g,1 m .m N 10 10 1 mg G j 5 0 .5 10 G h W 图 1 重力分析图 南湖学院课程设计 2 2.2 滑轮的参数及其选择 图 2 滑轮 按制作材质分：木滑轮、钢滑轮和工程塑料滑轮； 按使用方法分：定滑轮、动滑轮以及动、定滑轮组成的滑轮组； 按滑轮数目分：单滑轮、双滑轮、三滑轮、四滑轮以至多轮等多种； 按滑轮作用分：导向滑轮、 平衡滑轮； 按连接方式分：吊钩式、链环式、吊环式和吊链式。 考虑到整车的重量，和摩擦力，我们选择定滑轮，而且是工程塑料滑轮！ 2.3 钢丝的选择 钢丝类型 相关特性 弹 性 针 布钢丝 YB/T 056-94 SWRH72A SWRH72B 圆形 :0.205-0.58 三角形 :0.305*0.405 0.33*0.43 等 扁平形 :0.255*0.63 0.255*0.33 椭圆形 :0.305*0.405 0.33*0.43 棉、毛、麻、绢、化纤等纺织以及制刷用等 碳 素 弹 簧钢丝 GB 4357-89 SWRH82B SWRH72A 65Mn 等 0.2-0.8 适用于制造在冷状态下缠绕成型后经低温定型处理而不需要淬火的弹簧等产品 合 金 结 构钢丝 GB/T3079-93 20CrMnMo 30CrMnSi 等 2.0-7.0 南湖学院课程设计 3 冷拉状态 退火状态 适用于机器制造业中的曲轴、齿轮、连杆以及制作链条用等。 优 质 碳 素结构钢丝 GB 3206-82 10#-60# 或相应的宝钢牌号 0.3-10.0 硬状态 软状态 适用于机器制造业部件用等。 铬 钒 弹 簧钢丝 GB 5219-85 50Cr 或其 它铬钒钢牌号 0.5-0.8 冷拉状态 退火状态 适用于制成弹簧后进行热处理 链 式 葫 芦起 重 与 环链用钢丝 YB/T 5211-93 20Mn2 等 4.0-12.0 冷拉状态 退火状态 制造链式葫芦超重圆环链条用钢丝 顶 锻 用 碳素 结 构 钢丝 GB 5953-86 ML10-ML45 及相应钢种 3.0-8.0 冷拉状态 适用于制造铆钉、螺栓及各类标准件用钢丝 直条钢丝 GB 342-82 碳结钢、合金钢、弹簧钢等 2.0-8.0 1.长度 2-4m 2.每米弯曲度 %26lt;=4mm 适用于制造特殊用途的 机械零件 滚 珠 及 滚柱 轴 承 用钢丝 YB 245-64 GCr6 GCr15 1.4-8.5 退火后交货 适用于制造滚珠、滚柱、滚针、手工刃具、工业缝纫机针等耐磨工具。 南湖学院课程设计 4 2.4 方案的设计 图 3 重力势能转换装置 重力势能转换装置如图 3 所示，利用钢丝绳把重物下降得到的重力势能转换成小车前进的动力！ 3 轴的计算及其设计 3.1 运动分析和受力分析 已知： P=10kw, n1=1450 转 /分 I 轴功率及转 速 ： KWpP 4.997.010 2 圆非 23952075322131 nnnnnnim in6.93952375201450113 rinn 南湖学院课程设计 5 mmNnpT .1059.91055.9 5336 3.2 结构设计 1、根据机构运动简图，确定装配方案 见图 15-22 2、根据轴向定位需要确定各段直径和宽度 确定各段直径、长度 选取 45 号，调质 ,表 15-1 155,300,360,650,200 sbd (l)按扭矩估算最小直径 2.515.93 4.9110 33331 npAd L1=84-(2-3)=82 d1 取 1.0351.2=52.736 查手册 P149,选联轴器 TL9,输入 J 型 , 112,55,84 11 LdL (2) 63212 hdd h=(2-3)C=4-6,P48,450-80,C=2.0, L2=30+20=50 (3)d 65，外定位 (4)定位套筒选 91416536L3 3614065TDd 7313 d4=70 装拆要求， h 外定位 764-804-B2L4 (5) 915162050sacLL5 78d5 36L6 65d6 成对使用 P103 77D2 3、轴上零件的周向定位 齿轮与轴 H 7 /r 6 63 1220hb 70d 半联轴器与轴 h 7 /m 6 63 1016hb 55d 键槽方向一致 A 4、轴上圆角半径 2R 2 .5R 1 .5R 3.3 按弯扭合成校核轴的强度 l、绘出轴的结构图，确定力的作用点 2绘出空间受力图 (l)齿轮受力分析 低速级 84.383956.8c o s 4c o s2 tmmd nt NdTF t 499522 南湖学院课程设计 6 NFF ta 7156.8t a n5000t a n NFF ntr 18406.8c o s 20t a n5000c o st a n 3给出水平面的弯矩图 079214979 22 rev FdFR 352 vR NFFR vrv 180521 4给出垂直面的弯矩图 5给出合成弯矩图 6给出扭矩图 7给出计算弯矩图 0.59 22 TMM ca 8，确定危险断面，进行校核 3.4 按疲劳强度校核轴的强度 JV、 V 处过盈配合引起应力集中， LV 处最危险，因受扭矩 C 处， Mca 最大，但 d 大 1确定危险剖面 2计算危险剖面上的 和 (l)剖面 JV 左侧 计算： 2 7 4 6 5651.01.0 33 dW 5 4 8 3 0652.02.0 33 dW T mmNM .1 6 0 4 1 579 36792 9 4 1 5 mmNT .959080 M PaWMb 84.5 46.17 WTT 南湖学院课程设计 7 84.5,0 max m 73.82 Tma 对称与脉动 (2)计算 因为 1 . 2 9=1 . 9 5 ,= 1 . 0 8=7 0 / 6 5=D / d 0 . 0 3 8=2 . 5 / 8 5=P 5 3 r / d 1 .2 5 P 5 51 .7 8 , qtKK 无资料时 1 06.005.0,2.01.0 计算安全系数 56.181 meKS 5.125.922 SSS SSS ca剖面 JV 右侧 1.5S5.49S c a 3.5 给出轴的工作图 fp 1.2 fT=1 F1=25400N S=0.7R e=0.68 图示斜齿轮轴采用一对 46207 轴承支承 ,已知斜齿轮的圆周力 Ft 3500N,径向力Fr 1200N,轴向力 Fa 900N,轴转速 n=1450 转分 按弯曲合成校核轴的强度 1给出空间受力图 2给出水平面弯矩图 NFFF arv 990100 30601 3960040990,1260060210 21 vv MM 3给出垂直平面弯矩图 南湖学院课程设计 8 4绘制合成弯矩图 5绘制扭矩图 6给出当量弯矩图 选 45 号调质 35,551 tM P a 352.0105000 3 tdWTt T 325.27551.0 96.1 1 2 2 2 83 d 66.24352.01 0 5 0 0 031 d 取 30d1 4 链轮的受力计算和选择 4.1 链条的 参数选择 链号 诸建链号 节距 滚子直径 销轴直径 内节内宽 销轴长度 连接销轴 内链板 抗拉载荷 每米重量 南湖学院课程设计 9 ISO ZL Pitch Roller Pin Width Width 长度 高度 Ultimate Weiqht Chain Chain diameter Body between over Width Width tensile per No No diameter inner bearinq connection plates strenqth meter plates pins pins depth p d1 d2 b1 b2 b3 h2 Q q max max min max max max min mm mm mm mm mm mm mm N kg/m 06B* 06B* 9.525 6.35 3.28 5.72 13.3 14.1 8.2 8900 0.43 08B 08B 12.7 8.51 4.45 7.75 16.9 20.9 11.81 17800 0.71 10B 10B 15.875 10.16 5.08 9.65 19.6 23.7 14.73 22200 0.95 12B 12B 19.05 12.07 5.72 11.68 22.7 24.2 16.13 28900 1.21 16B 16B 25.4 15.88 8.25 17.02 36.1 41.5 21.08 60000 2.7 20B 20B 31.75 19.05 10.19 19.56 43.2 49.3 26.42 95000 3.6 24B 24B 38.1 25.4 14.63 25.4 53.4 60 33.4 160000 6.7 28B 28B 44.45 27.94 15.9 30.99 65.1 72.5 37.08 200000 8.3 32B 32B 50.8 29.21 17.81 30.99 67.4 65.3 42.29 250000 10.5 40B 40B 63.5 39.37 22.89 38.1 82.6 92.8 52.96 355000 16 48B 48B 76.2 48.26 29.24 45.72 99.1 109.6 63.88 560000 25 56B 26B 88.9 53.98 34.32 53.34 114.6 126.3 77.85 850000 35 64B 64B 101.6 63.5 39.4 60.96 130.9 143.9 90.17 1120000 60 72B 72B 114.3 72.39 44.48 68.58 147.4 161.7 103.63 1400000 80 链条选为： 08A-1-88 GB/T 12431997 4.2 链轮选择与受力计算 链轮的基本参数和主要尺寸 （ 1） 链轮齿数 z1 和 z2 。 南湖学院课程设计 10 取 z1 =z2 =24 （ 2） 传动比 i 12zzi（ 3） 中心距 a=30p （ 4） 链的节距 p 和排数 P=12.7mm 排数为 1 即单排链。 （ 5） 链轮的材料 材料为 0、 50、 ZG310570 热处理为淬火、回火 热处理后的硬度为 4050HRC 4.3 滚子链传动的设计计算 （ 1） 传动比 i 12zzi=1 功率 PKKKPPZAca =12.7 kW 式中 KA =1.0(教材 机械设计（第八版） 表 9 6)； ZK =1.0（教材 机械设计（第八版） 图 9 13）； PK 为多排链的系数； P 传递的功率， kW （ 2） 确定链条型号和节距 P PKKKPPZAca =12.7 kW 主动轮转速 n1 =150（教材图 机械设计（第八版） 9 11）； （ 3） 计算链节和中心距 a=30p=381mm 链节数02122100 )2(22 apzzzzpaL P 南湖学院课程设计 11 =22 242430 PP=84 链传动的最大中心距为 211 2 zzlpfa p f1 =为中心距计算系数，（见表机械设计（第八版） 9 7） （ 4）计算链数 v，确定润滑方式 100060100060 2211 pnzpnzv由教材图 9 14 选择合适的润滑方式。 （ 5）计算链传动作用在轴上的压轴力 Fp efpP FKF 链轮的基本参数是配用链条的节距 P,套筒的的最大外径 d1 ，排距 pt 和齿数 z。 分度圆直径： )180(sin0zpd 工作拉力 F1取决于传动功率 P(kw)和链速 v（ sm ）： V PF 10001 N 链轮的基本参数和主要尺寸 分度圆直径 zpd0108sin齿 顶圆直径 ad1m a x 25.1 dpdd a 齿根圆直径 1dddf 齿高 ha 1m i n 5.0 dpha z pdph a 8.05.06 2 5.0 1m a x 确定的最大轴凸缘直径 76.004.1.180cot 20 hzpd g （ 2h 为内链板的高度，见教材 机械设计第八版 9-1） 南湖学院课程设计 12 4.4 链传动的工作情况分析 （ 1） 链传动的运动特性 链的平均速度 100060100060 2211 pnzpnzv链传动的平均传动比为 i=1 （ 2） 链传动的动载荷 链速变化引起的惯性力为 cd maF 1式中： m 紧边链条的质量， kg； ac 链条变速运动的加速度， 2sm ； （ 3） 链传动的受力分析 紧边拉力 fce FFFF 1松边拉力 fFFF c 2有效圆周力 vPFe 1000离心力引起的拉力 2qvFC q 为链条单位长度的质量， kg/m 悬垂拉力 ffF FFF ,m ax 5 转向轮及轨道设计 5.1 设计主体思路 利用转向轮中心轴偏转 ，实现小车转向。 本方案中将分校内比赛方案和后期参考放案两种方案，校内方案目标是实现单向偏转，后期参考方案目标是实现近 S 形路线。 5.2 设计方案 ： 方案一如图 1 所示（为轴中心部位的半剖视图），前轮的中轴设图 1 南湖学院课程设计 13 计，成一个倾斜的角度。使其能够实现自行的绕一圆弧运动。从而实现绕开障碍物运行。方案二将采用平行连杆实现小车的转向。且以方案二为主要设计思路。 前轮具体设计 及轨道 方案 ： 方案一： 单向偏转设计及其对应的轨道设计 。 如图 3（前轮剖视图）所示。其轨道设计如图 2 所示： 图 2 图 3 前轮设计软件采用 CAXA 工程制造师设计，并实现自动成型。前轮轮廓图如图 4和图 5： 图 4 图 5 南湖学院课程设计 14 各参数要点经计算得出，具体如下：（前轮最大外径初步设为 50mm,最大宽度设定为 15.625mm） : 轨道参数： 1） . 小车宽度要小于 200mm； 2） . 轨道半径为 2500mm； 3） . 行驶初始角度（相对赛道偏角）为 arctan4/3（约 53度）。 前轮参数：（参考图 4） 1） . 小车外轮最大外径 50mm； 最大宽度 15.625mm。 2） . 图 4注释制造经过：拉伸除料拉伸深度 6.25mm增加拔模斜度 30 度。过渡半径为 1.25mm。过渡半径为6.25mm。打孔通孔直径 18.75mm。 3） . 中轴孔经打孔 孔型小径 1.25mm,大径 1.5625mm，通孔。（以 50mm最大外径，大经比小径宽 0.3053mm）。 设计小结： 该方案设计中，小车最大有效位移约为 4000mm，可能还有出界的扣分。在初步比赛中，可以先用偏转前轮实现类似的效果，前轮放置如图 6所示。 前轮的安放转角与上述计算角度一样。 方案二： 近 S 形偏转设计及其轨道设计。轨道设计如图 7 所示： 前轮设计软件采用 CAXA 工程制造师设计，并实现自动成型。前轮轮廓图如图 4和图 5 所示 各参数 要点经计算得出，具体如下：（前轮最大外径初步设为 50mm,最大宽度设定为 15.625mm） : 轨道参数： 1） . 小车宽度不易过宽，设定为 180mm。 2） . 每个旋转弧行驶距离为 1000mm 1100mm(符合小车宽度 )。 转弯角度为 arctan1/5（约 11.3度）。 前轮参数： 图 6 图 7 南湖学院课程设计 15 1） . 小车外轮最大径 50mm； 最大宽度 15.625mm。 2） . 图 4 制造过程 与 注释与方案一类同。 3） . 中轴实现过程，选择 形 孔 ，其 外径为 2.2mm。 前轮转向的实现方案设计（初步设计） a. 转向距离设定： 本方案设计中 小车动力转变将经过发条盒带动大齿轮，再带动安装在小车后轮上的小齿轮实现小车的驱动（详见动力系统设计）。大齿轮设计时，除了提供小车行驶的能量，还将提供改变方向的能量。 如下图 8所示，当大齿轮每旋转一周， 就改变一次方向，这时初步设定后轮最大外径为 60mm. 则后轮每旋转一周行驶距离为： 2*3.14159*30=188.4954mm 为实现大齿轮旋转一周至少行驶 1000mm 的距离，如果定小齿轮旋转的周数为设定为 5.3 周 ， 则 行 驶 距 离 为 ：188.4954*5.3=999.02562mm. 所以可以设定大齿轮与小齿轮的齿数比 53:10。 b. 转向结构设计： 如图 8。 图八 采用平行连杆，轮流经过大齿轮的凸起处，从而直接带动前轮的中轴，改变其行驶方向。设计中，将采用前轮中轴平行于平 行连杆固定轴。从而实现连杆固定轴转角与前轮转角一致，如图 9，设置连杆固定轴宽度为 10mm，则大齿轮推动平行连杆的距离仅为 1mm，故可以实现，且 能 减少能量消耗。 设计小结 : 图 9 南湖学院课程设计 16 该方案设计中，前轮的制造工序简单。前轮的安装与卸载可能比较繁琐，可以考虑将前轮中轴分段制造，以减少安装与卸载的程序。实际制造中，转向的具体参数设计需要实际实验才能最终定论。该方案为本组主要设计方案。 2.2 动力系统设计 设计主体思路： 首先利用 发条将重力势能转化成弹性势能，再利用发条能较稳定的能量 释放特性，经过齿轮转变带动后轮驱动小车 的 前进。 理论计算数据： 以网上木材 钢间滚动摩擦系数（最大） 0.04，小车整体重量为 2KG，能量用 5J 计算可以得到运行最大距离为6250mm，但实际运行中，摩擦系数没有 0.04，能量运用率无法达到100%，相互抵消与否需要实验数据说明。 小车动力系统图如下 图 10 所示： 如图 10 所示，重物经过滑轮，与发条相连接，发条轴与大齿轮中心轴相连，大齿轮带动小齿轮实现后轮的驱动。该过程依能量的转换分为两个阶段，具体如下： 图 10 南湖学院课程设计 17 a. 势能转化为弹性势能： 首先，释放重物，由于发条处于反向转动，不影响小车静止。当重物下落到接近小车上方由于弹性势能的加大，重物速度将会减慢。此时，借助磁铁的吸引力，将放在底板上的撞针压下，同时固定住重物。撞针的另一端连接发条的固定针，使发条处于瞬间弹性最大值状态。 b. 弹性势能转化为小车动能： 当发条固定针将发条固定，此时，发条开始释放弹性势能，同时带动大齿轮转动，再经过小齿轮带动后轮（小齿轮中心套在后轮连杆上）。 各参数如下： 1） .物体下落高度为 500mm； 2） .重物能够在无磁铁的情况下恰好接触底板，以保证“不使用其他形式的能量”（“恰好”即速度基本为零，以减少能量的 损耗）； 3） .重物接触底板后要保证发条处于恰饱和（最佳状态）或要饱和状态，确保能量的最大转换。 设计小结： 该方案设计中，对发条的要求较高，但可以较平稳的使用法条中的能量，除去了重物下落的摇摆问题，同时可以实现小车的稳定转向。 2.3 小车整体及外观设计 (初步设计 ) 小车底板设计：小车底板宽度 180mm，总长度 300mm，前半部分采用等腰梯形，上底 100mm，下底 180mm，高100mm，后半部分为矩形设计长为 200mm，宽度为 180mm。底板厚度 3mm。 重物支撑架设计：采用长度为 600mm，宽度 50mm，厚度为 3mm中部为空的塑料板，另外重物支撑架两边用两根长度为 300mm的塑料棒支撑。 转向装置设计：转向连杆统一采用直径 1mm 的硬质铝棒，中轴采用钢棒。转向轮位于小车中轴线上，转向轮轴线与前底板相距 30mm。转向轮外径为 50mm，最大宽度 15.625mm。 后轮驱动设计：后轮外径 60mm，宽度为 10mm，两轮中轴线离后底板 30mm，采用嵌入式放置，小齿轮位于两后轮连线中心处。 外 观 设 计：外观标幅以学校标志为主。注重不同颜色涂漆南湖学院课程设计 18 的结合使用。 载 物 放 置 ：放与小车中前部，使其同 时起到平衡小车的作用。 2.4 最终方案 本次方案设计中，分初次比赛用车和后期比赛用车（如果许可，可以直接用后期设计方案），前后用车主要不同处在于前轮转向及轨道设计，与费用不产生太大影响，但是方案二为我组主要设计方案。能量系统设计，以经发条实现二次转换为主，但也有备用方案。备用方案仅做意见保留。 图 4 凸轮 南湖学院课程设计 19 6 轴承的选择 6.1 轴承的类型 轴承名称 类型代号 深沟球轴承 6 圆柱滚子轴承 N 调心球轴承 1 角接触球轴承 7 圆锥滚 子轴承 3 推力球轴承 5 滚针轴承 NA 表 1 轴承类型 轴承代号 轴承名称 新标准 旧标准 类型代号 尺寸系列代号 轴承代号 轴承代号 调心球轴承 1 (1) 1 (1) (0)2 22 (0)3 23 1200 2200 1300 2300 1200 1500 1300 1600 调心滚子轴承 2 2 2 13 22 23 21300C 22200C 22300C 53300 53500 53600 圆锥滚子轴承 3 3 3 02 03 13 30200 30300 31300 7200 7300 27300 推力球轴承 5 5 5 12 13 14 51200 51300 51400 8200 8300 8400 深沟球轴承 6 6 6 (0)2 (0)3 (0)4 6200 6300 6400 200 300 400 角接触球轴承 7 7 7 (0)2 (0)3 (0)4 7200C 7300AC 7400B 36200 46300 66400 外圈无挡边圆柱滚子轴承 N N N N (0)2 22 (0)3 23 N 200 N 2 200 N 300 N 2 300 2200 2500 2300 2600 南湖学院课程设计 20 N (0)7 N 400 2400 6.2 尺寸系列代号 用数字表示（一般为两位），见下表，前一位数表示宽度系列，表明同一内径下宽度的不同；后一位数表示直径系列，表明同一宽度下外径的不同。 宽度系列代号 直径系列代号 窄 0 正常 1 宽 2 02 12 22 轻 2 03 13 23 中 3 04 14 24 重 4 表 2 尺寸系列代号 6.3 内径代号 内径代号表示轴承内圈孔径的大小 ,见表 3 轴承内径d/(mm) 内径代号 示例 10 17 10 00 深沟球轴承 6201 内径 d=12mm 12 01 15 02 17 03 20 495 (22、 28、 32除外） 用内径除以 5 得的商数表示。当商只有个位数时，需在十位数处用 0 占位 深沟球轴承 6210 内径 d=50mm 500 用内径毫米数直接表示，并在尺寸系列代号于内径代号之间用 “/”号隔开 深沟球轴承 62/500，内径d=500mm 62/22,内径 d=22mm 表 3 内径代号 6.4 内部结构代号 内部结构代号表示轴承内部结构变化。代号含义随不同类型、结构而 异，见下表 代号 示例 对应旧标准 C 角接触球轴承 公称接触角 =15 7210C 36210 AC 角接触球轴承 公称接触角 =25 7210AC 46210 南湖学院课程设计 21 B 角接触球轴承 公称接触角 =40 7210B 圆锥滚子轴承 接触角加大 32310B 66210 - E 加强型，改进结构设计，增大承载能力 NU207E 32207E 表 4 内部结构代码 6.5 公差等级代号 公差等级代号表示轴承的精度等级，见下表 精度低 -精度高 示例 /P0 /P6 /P5 /P4 /P2 6206/P5 6.6 配置代号 配置代号是表示一对轴承的配置方式，见下表 代号 /DB /DF /DT 含义 背对背安装方式 面对面安装方式 串联安装方式 示例 7210C/DB 7210C/DF 7210C/DT 6.7 轴承选择 由于轴的直径为 d=10mm，所以我们选用内径为 d=10mm的深沟 球轴承。 南湖学院课程设计 22 图 1 滚动轴承 6.8 计算公式 2.010020 FrFa 根据机械设计表 13 5 P321 得知深沟球轴承的最小 e 值为 0.22，故此时eFrFa 则有 X=1， Y=0。 按照轴承设计手册选择 C=5820N 的 6700 轴承；此轴承的基本额定静载荷Co=2530N。验算如下： 1) 当量动载荷 P，根据机械设计式 (13 8a) P320 arp YFXFfP (6 1)则有 P=1.2 1 100 0 20 =120N。 2) 验算 6700轴承的寿命。 根据机械设计式