资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共31页)
编号：145734603
类型：共享资源
大小：16.41MB
格式：ZIP
上传时间：2021-09-28
上传人：QQ14****9609
认证信息
个人认证
郭**（实名认证）
陕西
IP属地：陕西
30
积分
- 关 键 词：
-
小车
设计
运动
仿真
NX
三维
- 资源描述：
-
无碳小车设计与运动仿真NX三维图,小车,设计,运动,仿真,NX,三维
- 内容简介：
-
无碳小车设计与运动仿真摘要本次毕业设计是S 型无碳小车及其转向机构设计。无碳小车通过重物下降过程中产生的重力势能转化为动力势能驱动小车行驶以及小车的转向。我们把小车分为六个部分，分别为：车架、原动机构、传动机构、行走机构、转向机构、微调机构。针对每个部分进行多方案设计，通过比较各方案搭配结果 选择最优组合。车架采用三角底板式、原动机构采用了绕绳轴、传动机构采用齿 轮传动、转向机构采用连杆、行走机构采用单轮实现差速运转、微调机构采用微调螺母螺钉。重物与绕绳轴通过细绳连接，重物下降产生的重力势能通 过定滑轮和钢丝传递到原动机构的绕绳轴上，从而带动绕绳轴转动。之后绕绳轴 将动能传递给传动部分的齿轮，齿轮的转动带动转向机构中的连杆，从而将部分 动能提供给转向机构，以及小车的转向控制。连杆与齿轮采用微调螺母螺钉连接 达到微调目的。剩余的动能，通过传动机构传递到后面的行走机构后轮上，驱动 小车的行驶。以此，完成小车的行驶和转向。其中原动部分的绕绳轴直径利用小 车受力求出。传动机构的齿轮按开式齿轮设计，转向机构的杆件通过各杆件之间 长度关系式设计。行走机构前后轮根据小车行走路程与传动比关系式设计。最后利用AUTOCAD 和UG 辅助软件绘制小车装配图，轴、齿轮等其他部件的零件图关键词：无碳小车；运动；仿真 ABSTRACTThis graduation design is a S type car without carbon and steering mechanism design. A car without carbon by weight dropThe gravitational potential energy generated in the process into the steering power potential driving car driving and the car.Our car is divided into six parts, respectively: frame, driving mechanism, transmissionmechanism, walkingmechanism,Steering system, fine tuning mechanism. For each part of the design scheme, by comparing the results with the programChoose the optimal mix. The frame adopts triangle bottom plate type, driving mechanism adopts a rope winding shaft, the gear transmission mechanismWheel drive, steering mechanism adopts a connecting rod, a walking mechanism uses asingle wheel to achieve differential operation, trimming machineThe trimming screw nut. The weight and the rope winding shaft through the connection string,falling through the gravitational potential A fixed pulley and wire transfer to the prime mover rope winding shaft, so as to drive therotation of the rope winding shaft. After the rope winding shaftThe kinetic energy is transferred to the transmission part of the gear, the gear is driven by the rotation of the steering linkage, which will be part ofThe kinetic energy provided to the steering mechanism, and vehicle steering control. The connecting rod and gear with fine adjustment nut screw connectionThe aim of fine-tuning. The remaining kinetic energy, transfer to the back of the walking mechanism of the rear wheel by a transmission mechanism, driveCar driving. Thus, complete car ride and steering.The original part of the rope winding shaft diameter with car force list moment equilibriumequations, torque balanceThe equation obtained. The gear transmission mechanism is designed according to the gear,shaft diameter according to the torsional composite formula design and verification.The bar through the length of the relationship between the bar type steering design. The walking mechanism of front and rear wheels according to the trolley Distance and transmission ratio formula design.Finally, using AUTOCAD and UG to draw the car assembly drawing auxiliarysoftware, shaft,gear and other parts of the parts diagramKey words:CarExercise Simulation目 录摘 要 .ABSTRACT .目 录 .第1 章 绪论11.1 技术要求1第2 章 总方案设计32.1 车架32.2 原动机构42.3 传动机构42.4 转向机构52.5 行走机构62.6 微调机构7第3 章小车机构设计83.1 车后轮理论公式83.2 车后轮设计93.3 绕绳轮参数设计103.4 支杆设计113.5 滑轮设计11第4 章小车动力及稳定性分析124.1 小车动力分析124.2 小车稳定性分析12.第5 章转向机构设计145.1 转向控制145.2 参数设计14第6 章齿轮设计166.1齿轮计算16第7 章轴及轴承设计197.1 轴最小直径参数计算197.2 轴承的选择21附仿真程序22参考文献26附录一英文翻译（原文） 附录二英文翻译 第 1 章 绪论1.1 技术要求毕业设计的课题选自大学生竞赛主题“无碳小车”。设计出的成品同样需要 满足具有“设计能力的创新、体现自身制造工艺产品的能力、实际的动手操作能 力以及具有一定的工程管理方面的能力”竞赛所提出的四个方面。小车通过利用质量为 1Kg 重块在下降所过程中产生的 5J 重力势能转化得到的动能来驱动自身在木板材质的赛道地面上的行驶（根据大赛的要求，重块的直径为 65 mm，材质为普通碳钢，重力加速度取 g=10m/s2，重块下落的高度差为 4002mm），设计出的无碳小车在向前运行的过程中能够自动地避开赛道上放置的障碍物（两两障碍物的间距定为1 米，大赛中障碍物为一个直径20mm、高200mm 的弹性圆柱体棒状物）。重块下降至最低高度即接触到小车底板后，能够被小车承 载并同随同小车一起完成 S 型线路行走的任务，不允许掉落。图1.1 无碳小车示意图其中一个 S 型路程长度算作一个周期，小车运动全过程多个周期内完成行驶所需要的动能均来自于重物下落过程中所提供的重力势能。设计的小车应当遵循： 尽量使小车的底板靠近地面，小车整体重心要低；结构不能过于复杂；在满足行 驶要求的前提下，尽量减小传动部件；小车个部分零件采用适当材质，以保证车 身轻便；在轴齿轮轴承的选取上，以良好的刚度前提进行选取；小车行驶速度尽 量保持较小，减小摩擦损耗，从而能够增加行驶距离，减小车的振动；操作过程 简便；小车部分结构便于调节等原则。小车要求采用三轮结构（1 个转向轮，1 个驱动轮），具体结构造型以及材料选用均根据实际要求，以满足强度、刚度、韧性、耐磨性等力学性能和经济成本低的要求。小车整体布局图第2章 总方案设计 通过对小车整体需要达到的功能进行分析，小车需要完成重力势能到动能的 转换、驱动自身行走、自动独立地避开赛道上的障碍物。这里将小车整体分为六 个部分（车架 、原动机构 、传动机构 、转向机构 、行走机构 、微调机构）。为了得到令人满意方案，采用扩展性思维设计每一个模块，寻求多种可行的方案 和构思。下面为我们设计图框方案图2.1 车架车架底板是最重要的支撑件，也是作为其他部件连接的基础。考虑到小车所 承受的重量较轻运转速度不大，所以车架底部采用 6 毫米木质三角板结构，车架 的边框由于需要安装轴承和轴承盖等部件，所以暂时定为 8 毫米，底板与边框采用螺钉连接。为了充分利用重块下降过程中重力势能并且保证良好的避障性，车 底板的面积不宜过大，底板尺寸暂定为长 182.5mm 宽 80mm,两后轮的间距为 100mm 刚度较好。使小车成一个立体式的结构。2.2 原动机构小车运行后按照S 路线行走，前轮完成左右转向，牵引绳所带动的重块会在向心力的作用下大幅度的来回摆动，从而发生小车侧翻的现象，为了避免该现象的 发生，我们决定把支撑杆设计成实心管按小车启动时需要较大的力矩，匀速运动 后依靠惯性行驶所需力矩变小，考虑到力矩前后的变化，以及调节方便结构简单 等方面，原动机构决定采用绳轮式，绕绳轮与轴做成一体式。绳轮部分做成阶梯 轴状。2.3 传动机构传动机构的功能是把动力和运动传递到转向机构和驱动轮上。1、不添加额外的辅助传动装置，直接由绕绳轴驱动后轮和转向机构，这种方式拥有最高的效率、最简单的结构。在不考虑其它外在因素影响时可以达到是 最优的状态。2、机械工程中的带轮结构比较简单、能够使小车平稳运行、成本也比较适中、 缓冲吸震性能较为良好，但其工作效率及速度传动精度并不高。不适合本小车设计。3、运用最为广泛的齿轮效传动结构，效率高、结构紧凑，能够稳定工作，传 动比稳定成本高但综合性价比较好。考虑到小车要求匀速稳定运行且运行速度要 尽可能的小，所以采用齿轮传动。同时，严格意义上要把绕绳轴上的动力输出用定传动比输出到后轮轴及前轮的转向装置上，完成后轮的路程行驶与前轮的转 向相配合，这也是选择齿轮传动的重要原因。2.4 转向机构小车转向机构是本作品设计的重点，小车行驶路线能够成 S 或者 8 字形，完全依靠该机构，从而完成绕过间距为 1 米的障碍物的任务。通过查阅相关文献， 我们了解到能实现该功能的机构有：凸轮机构+摇杆、曲柄连杆+摇杆、差速转弯 等等。凸轮机构+摇杆凸轮：凸轮是具有一定曲线轮廓或凹槽的构件，它运动时，通过高副接触可 以使从动件获得连续或者不连续的任意预期往复运动。优点：只需设计适当的凸轮轮廓，便可让从动件得到任意的预期运动，而且 结构简单、紧凑、设计方便；缺点：凸轮轮廓加工较为困难。在本小车设计中由于凸轮轮廓加工困难、尺寸不能够可逆的改变、精度很难 保证、重量较大、效率低造成能量损失大（滑动摩擦）因此不采用曲柄连杆+摇杆优点：运动副单位面积所受压力较小，且面接触便于润滑，故磨损减小， 制造方便，已获得较高精度；两构件之间的接触是靠本身的几何封闭来维系的， 它不像凸轮机构有时需利用弹簧等力封闭来保持接触。缺点：一般情况下只能近似实现给定的运动规律或运动轨迹，设计较为复杂； 当给定的运动要求较多或较复杂时，需要的构件数和运动副数往往比较多，使机 构结构复杂，工作效率降低，不仅发生自锁的可能性增大，而且机构运动规律对 制造、安装误差的敏感性增大；机构中做平面复杂运动和做往复运动的构件所产 生的惯性力难以平衡，在高速时会引起较大的振动和动载荷，故连杆机构常用于 速度较低的场合。曲柄摇杆结构较为简单，但和凸轮一样有滑动的摩擦副，效率低下。其急回特性导致 难以设计出较好的机构。差速转弯差速转弯是利用两个偏心轮作为驱动轮，由于两轮子角速度相同而转动半径 不不同，从而使两个轮子线速度不同，产生差速。小车通过差速实现拐弯避障。差速转弯是小车理论上能走的最远的设计方案。和凸轮同样，差速转弯对轮 子的加工精度同样要求很高，加工出来后无法根据需要来调整轮子的尺寸。（由于 加工和装配的误差是不可避免的）空间四连杆空间连杆机构中的典型,具有结构紧凑、传动准确可靠等优点，而且没有滑动 摩擦对小车的动能影响较小效率高。综合上面分析我们选择空间四连杆作为小车转向机构的方案，对重力势能的 利用率相对较高而且便于调节前轮的摆动角度，因为小车机构无急回特性，连杆 是匀速运转的，连杆左右行程速度也是相同的。2.5 行走机构微调螺杆行走机构即为三个轮子，轮子的厚薄，直径大小，不同材质的选取需要综考 虑。有摩擦理论知道摩擦力矩与正压力的关系为 M=N* 为滚动摩擦阻力力臂对于相同的材料 为一定值。而滚动摩擦阻力 F=M/R（2.2）由于小车是走 S 形的，后轮必定会产生差速。对于后轮可以采用双轮同步驱 动，双轮差速驱动，单轮驱动。双轮差速驱动，单轮驱动。双轮同步驱动，即车 轮均与轴固定死，而这样会产生轮子与地面打滑的现象，导致大量能量损失所以 本设计不采用。双轮差速驱动可以避免双轮同步驱动出现的问题，可以通过差速 器或单向轴承来实现差速。差速器利用到了最小能耗原理，能较好的减少摩擦损 耗，同时能够满足运动的需求。单向轴承实现差速的原理是速度大的后轮为从动 轮，较慢的为主动轮，这样交替变换着。单轮驱动即只利用一个轮子作为驱动轮， 一个为导向轮，另一个为从动轮，从动轮与轴固定死。综合考虑小车的结构简单 以及最大程度利用重力势能，我们采用单轮驱动。2.6 微调机构一台完整的机器包括：原动机、传动机、执行机构、控制部分、辅助设备。 微调机构就属于小车的控制部分。由于前面确定了转向采用空间四连杆方案，由 于空间四连杆对于装配误差很敏感，因此就必须加上微调机构，对误差进行修正。 这是采用微调机构的原因之一，其二是为了调整小车的轨迹（幅值，周期，方向等），使小车走一条最优的轨迹。采用结构较为简单的螺钉微调机构，连杆两头钻有螺纹孔，分别通过带环螺 钉与连杆进行连接，幅值比上幅值对应横坐标数值可得到前轮的最大偏转角为36,当两障碍物之间的距离减小时，可得到偏转角的正弦值增大，及偏转角增大， 通过旋转螺钉可增长连杆的长度使小车转过角度增大提前通过幅值点。同理，当 障碍物间的距离增大时，缩短连杆长度，减小偏转角，让小车水平方向位移增大， 以达到微调的目的。 第3章机构设计3.1 车轮理论公式设小车内部的能耗系数为1-，即小车能量的传递效率为。小车轮与地面的滚动摩擦力臂为 ，理想情况下认为重块的重力势能都用在小车克服阻力前进 3Ni *d上。则有 i =13 i =1Ri Ni =Si = xmghm gN 为第i 个轮子对地面的压力。i R 为第i 个轮子的半径。i S 为第i 个轮子行走的距离总m 为小车总质量通过公式我们可以发现1、滚动摩擦力臂 和小车行进距离S 的关系是成反比的；2、车轮半径R 和小车行进距离的关系是成正比的；3、小车的总重和小车行进距离的关系是成反比的。所以我们欲使小车行进更远的距离，需使 减小，R 尽量大点，m 总尽量小点。但是小车轮子过大会遇到如下问题1 小车轮子设计的过大会使小车的整体尺寸过大。使小车的整体重量和材料成本增加 所以我们不宜将轮子做的过大2 小车轮子过大会使小车碰到的杆子的几率增加，使小车的实用性降低轮子太大，容易发生变形，影响轨迹。势必增高轴承支座，强度降低。若保持轴 承支座高度不变，势必要增加底盘高度，中心升高，容易侧翻。而且不易启动。 所以我们要合理的考虑小车的车轮尺寸。为了使总质量M 总尽量的小 我们材料选择为铝质合金所以选取后轮的宽度为8mm 车轮使用 5 根外径 8mm 内径为 6mm 的铝管（标准 6063）与车轮毂相连 重量 0.06KG/m 0.755=0.225外径 8mm 内径 6mm 的铝管 可以最大限度的满足结构强度又可以减小小车的重量 F=A 其中： s = s sn, s s 屈服极限；n安全系数 A管横截面积即 F=A 直径 8mm 的铝管能承受的压力估算大于小车的重量因为是短杆我们可以用许用屈服极限乘截面面积 铝材屈服强度约2A12 的抗拉强度:390420MPa 在满足结构强度的前提下尽量做的轻 我们取 =400MPa 通过UG 模拟计算的知小车的中约为 14N（不包含砝码）。所以我们可得M 总 g 为 14N3.1 车后轮设计小车是走 S 字型行驶轨迹，为了简化设计，将 S 字看成正弦函数。采用Y = 0.35cos x ，周期 T=2m 的曲线拟合小车路径较为合理。为保证小车经过幅值点时不会碰到障碍物，小车后轮需与障碍物保持一定的合理距离，有前面所定两 轮距离为 172mm，幅值定位 350mm。求导得到在每个位置的转角的正切大小： Y= 0.35 cos ，实验模拟，可以得到前轮的最大转角为 36。此函数的路径可由MATLAB计算函数一个周期的长度得到，经计算得到路径长度为2510mm，即 i d = 2510mm。确定滚筒轴到后轮轴的传动比i 与后轮直径d的关系如表所示。确定绕绳轴到后轮轴的传动比 i 与后轮直径d 的关系如表表 4 传动比与后轮直径的关系表4-1 传动比与后轮直径的关系i1234567d(mm)799400266200160133114经过分析比较， i=4时 d取整数200满足设计要求后轮直径适中 小车的车轮用空心铝管外径8mm内径6mm以减重 重量0.06KG/m 0.755=0.225 3.2 绕绳轮设计小车在运行的过程中，会有向左向右周期性的装换方向，在转角最大的地方， 即转弯半径最小的时候，小车容易出现侧翻的现象。我们设计的小车基本满足对 称性，其行走轨迹也是对称的，所以小车向左转弯或者向右转弯时临界状态下侧 翻速度都是一样。同时为了保持速度的稳定我们设计带有凹槽的绕线轮。3.3 支杆设计为了满足结构需要而又尽量的减少小车的重量，我们将小车的立杆设计为单 杆同时为了增强小车立杆的稳定性立杆的底部使用三角铁焊接在小车的底板上立杆底部放大3.4 滑轮设计为了避免绕线位于立杆的同一段产生力矩影响小车的稳定性，本次设计采用 一个大的滑轮。绕线分别位于立杆的两端，使绕线拉力的合力位于立杆的延长线 上同时在滑轮做成一体式，通过螺纹连接在立杆上并且用螺母锁紧 第4章 小车动力及稳定性分析4.1 小车动力系统分析以小车为研究对象，其中 P1 、P2 和P3 是主动力，FA、FB 和 FC 为地面的约束力。此6 个力互相构成空间平衡力系。FZ = 0Mx = 0My = 0FA + FB + FC - P1 - P2 - P3 = 0Fc 140 - P1 82.5 - P2 24 - P3 24 = 0P3 22.5 - FA 54 - P2 22.5 + FB 54 = 0（4-3）（4-4）其中 P1 、P2 和P3 是等边三角形的 3 个顶点，所以这三个力的大小是相等的则P1 = P2=P3=4.7N解得FA = 4.8NFB = 4.8NFC = 4.4N所以后轮受到的摩擦力矩T1 = 2 FA d = 2 4.80.83 = 7.97Nmm前轮受到的摩擦力矩T8 = FC d = 4.4 0.83 = 3.65Nmm由力矩平衡得T前h4 h7+ T1 ih1 h2 h3 h4 h5 h6= F驱动 d绕2将数据代入上式解得绕线轮最小直径d绕 = 19.8mmd6min = 20mm在小车启动运行一个周期内的能量守恒知：m物gpd = Ek物 + Ek总 +W损lm物gpd = Ek物 + Ek总绕0.83*1*10*3.14*0.020=0.5*1* V2 绕 +0.5*1.4*（ V *4*200/20）2（4-9）V绕 =0.0216(m/s) V 车=0.864(m/s）4.2 小车的稳定性分析 小车在运行的过程中，会有向左向右周期性的装换方向， 在转角最大的地方， 即转弯半径最小的时候，小车容易出现侧翻的现象。我们设计的小车基本满足对称性其行走轨迹也是对称的，所以小车向左转弯或者向右转弯时临界状态下侧翻速度都是一样的，下面针对小车右侧侧翻为例，对小车的稳定性以及我们假设质量求出的车速进行校核。以小车为研究对象，受力分析，其中 P1 、P2 和P3 是主动力，FA、FB 和FC 为地面的约束力, Fmax 为重快转弯的离心力，此 7 个力互成空间力系平衡。FZ = 0Mx = 0My = 0FA + FB + FC - P1 - P2 - P3 = 0Fc 140 - P1 82.5 - P2 24 - P3 24 = 0P3 22.5 - FA 54 - P2 54 + Fmax 150 = 0（4-3）（4-4）若小车发生侧翻，则 FB = 0解得：FA = 9.6 NFB = 0 NFC = 4.4 NFmax = 2.75Nmv2其中Fmax = max Rmin（4-10）vmax = 0.54(m / s)（4-11） 第5章 转向机构参数设计5.1 转向控制小车绕过固定等间距的障碍物，分析其转向的控制过程：曲柄从D 点运动到A 点时，连杆向前推，前轮向左转弯，由水平位置达到最左处;曲柄由A 点运动到B 点,连杆向后拉，前轮向右转弯由最左处回到水平位置； 曲柄由B 点运动到C 点，连杆继续向后拉，前轮向右转弯达到最右处；曲柄由C 点运动到A 点，连杆向前推，前轮向左转弯恢复水平位置，完成一个周期的运动。5.2 参数设计 前轮的左右换向是通过空间四连杆机构来实现的，如图，小车整个过程都是 匀速运行，所以没有急回特性即 12=180。四杆机构按照最小传动角来设计， 所以我们选取行程速比系数K=1。轨迹参数根据小车的行走路线近似的模拟为正弦 曲线，由于实际的尺寸可算得振幅为0.35m，波长为2m，所以可以近似的求出轨迹 方程为：Y=0.35sinx求导得在每个位置上的转角的正切大小： Y=0.35；我们可以的前轮的最大转角为为36。所以初步确定摆角约70度.机械运动时传动角是变化的， 根据机械设计基础对于一般机械传动角ymin40 本次设计传动角选70用曲柄摇杆机构来实现前轮的左右均匀摆动,。必须满足 12180的条件。按最小传动角设计行程速比系数k1( 12180)的曲柄摇杆机构。根据已知的 12、 12 及选定的最小传动角 min 及 角, 然后查表及结合下列公式计算各构件相对长度。1b = 1- cosy12 2d 2 cos2 gmin 1 b 2 2c1- d = d b 21- cos2 g d min a b 21 c 2 2= + -1d d d a曲柄长度；b连杆长度；c摇杆长度；d机架长度； 12 摇杆极限位置 间夹角；j12 主动曲柄转过的角度；b 摇杆在极限位置时曲柄与机架间的夹角。由此刻得 12 =180、 12 =70初步确定a=12 b=98.1 c=49 d=109 第6 章齿轮设计6.1 齿轮计算材料牌号热处理硬度/HBS接触疲劳极限弯曲疲劳极限ZL105淬火+稳定回火7595550620s H lim / MPa170190s FE / MPaZL109淬火+人工时效90110350400s H lim / MPa243261s FE / MPa齿轮传动可分为闭式传动和开式传动两种。闭式传动的齿轮封闭在刚性的箱 体内，因而能保证良好的润滑和工作条件。重要的齿轮传动都采用闭式传动。开 式传动的齿轮是外露的，适合用于低速运动。结合本设计的要求，采用开式传动。 传动比为 4，齿数分别为Z1=20，Z2=80。小齿轮选用 ZL105，采用淬火+稳定回火处理，小齿轮为从动轮， Z2 = 80 ，硬度取 85HBS。大齿轮选用 ZL109，采用淬火+人工时效处理。大齿轮为主动轮, Z1 = 20 。硬度取 100HBS。按齿根弯曲强度设计由弯曲强度设计公式为m （6-1）大齿轮的弯曲疲劳强度极限s FE1 =180MPa小齿轮的弯曲疲劳强度极限s FE 2 = 250MPa计算弯曲疲劳许用应力因为承受的载荷不是很大，可视为承受中等载荷，即失效概率小于 0.1%。查阅机械设计基础(第五版）表 11-5 可知取弯曲疲劳安全系数 S=1.25。s F1 = s FE1Ss = s FE1 = 180F= 144MPa（6-2）SF1F1.25 s = s FE 2 = 250 = 200MPaSF 2F1.25查取齿形系数查机械设计基础（第五版）表 11-8表 11-9计算大小齿轮的 YFa YSas F YFa1 = 2.93YSa1 = 1.56Y Fa 2 = 2.25YSa2 = 1.77（6-3）则YFa1YSa1 = 2.931.56 = 0.0317s F1 144YFa 2YSa2 = 2.251.77 = 0.0199s F 2 200取大齿轮的数值，即为 0.0317。查阅机械设计基础（第五版）表 11-6 取齿宽系数为Fd = 0.5 。由于小车作低速运动，载荷影响不明显，则载荷系数 K=1.1。T2 =T1hahb=7.970.99 0.99= 8.13（6-4）由上可知m = 0.192mm本次齿轮设计采用直齿轮 原因：直齿轮加工简单 且本次设计不需大过载设计步骤 1.确定持守 由表知 齿轮齿数17. 故选择 20 大齿轮模数选择 齿轮模数国家标准为 GB1357-78。本次设计根据国标 1357-78 选择 0.8mm 齿轮齿数选择Z1=20（大于 17）则有 d1=mz=0.8*20=16 因为i=4：1 所以大齿轮齿数为 Z2=204=80分度圆 d=mz=0.880=64 齿轮 Z3=20 分度圆 d3=16 齿轮 4 与齿轮 3 转动比 i=2 所以齿轮 4 的齿数 z4=40 分度圆直径 d4=mz=0.840=32因为齿顶高 ha 系数等于 1 齿顶圆直径 da=m(Z+2ha) 所以：da1=da3=0.8(20+21)=17.6 d2=0.8(80+21)=65.6 d4=0.8(40+21)=33.6因为传动公率不大 齿宽系数可取最小 0.2-0.4 得齿宽 d10.2=1.6.2=3.2 约4mm 3 .4 齿轮取系数 0.3 取整数则齿宽选择 5mm 第 7 章轴设计7.1 轴最小直径计算由t = TW=T0.2d 3 t （7-1）可知 d （7-2） 为轴的扭切应力，MPa；T 为转矩，Nmm;Wt 为抗扭截面系数，mm3；d 为轴的直径，mm; 为许用扭切应力,MPa。 查机械设计基础 P245 表 14-2,ZL109铝合金 为 10-20MPa，取 =15MPa。d1 d1 = 0.67(mm)d2 d2 1.47(mm)轴的材料选用 45 钢并经调质处理（硬度为 220HBS），由表 5.1 得 45 钢的t =30MPa。由t = TW=T0.2d 3 t 可知 d 45 钢的主要力学性能材料牌号热处理硬度/HBS接触疲劳极限弯曲疲劳极限45调质197-286550-620s H lim / MPa410-480s FE / MPa轴的结构设计须在经过初步强度计算，已知轴的最小直径以及轴上零件尺寸 其主步骤为：1. 确定轴上零件装配方案：对于齿轮轴我们将绕线轮与轴做成一体式所以装 配的主要部件是齿轮。为了使轴的重心尽量的靠近轴的中心点。2. 确定轴上零件定位方式：根据本次的设计特点来看对于齿轮的定位方式来 说，如果使用平键来定位的画理论上轴的尺寸要增大 5%我们知道小车的重量与行驶距离为反比增粗轴的话重量增加不利于小车的小车的行驶更远的距离。而为了 在满足工作需要的情况下又能减轻重量我们选择在齿轮上加工螺纹孔使用螺钉定 位。优点是在满足工作需求的前提下又可以简化加工步骤，节约时间和成本。3. 确定各轴段直径：轴的结构设计是在初步估算轴径的基础上进行的，为了 零件在轴上定位的需要，通常轴设计为阶梯轴。我们类比其他小车的设计选择最 小直径为 8mm 为满足将绕线轮设计在轴的正中央所以轴设计为对称结构轴和轴承采用过盈配合轴端直径为 8 （0-0.005）4. 确定各轴段长度：轴肩 定位轴肩 h=（0.07-0.1）d 本次设计对于定位的要求可根据非定位轴肩的尺寸非定位轴肩 h=1-2mm 适当的选取，故本次可选的轴肩h=1mm 第二段长度确定为 19mm 第三段轴确定轴肩为 1mm5. 确定轴的结构细节：为了装配方便我们将轴的两端做倒角 0.5456. 确定轴的加工精度、尺寸公差、形位公差、配合、表面粗糙度及技术要求：轴的精度根据配合要求和加工可能性而定。精度越高，成本越高。通用机器中 轴的精度多为IT5IT7。我们为了更好的性能轴的粗糙度为 1.6 加工精度选择IT7后轮轴齿轮轴 7.2轴承选择深沟球轴承在齿轮轴和后轮轴中支撑大齿轮和绕线轮的轴承选用深沟球轴 承，轴向力互相抵消，径向力用来支撑二根轴。根据轴的结构尺寸，齿轮轴轴径 dmin=8 轴承基本额定寿命 Lh 的公式为106 C eLh =60n P 由机械设计基础P279,按照基本额定动载荷C 进行设计我们查阅机械设计手册60018轴承动负荷58KN完全满足本次设计要求，轴承6000系列深沟球轴承608 内径8mm 外径16mm附仿真程序clear clc tic%符号定义%重物下降的高度h%驱动轴转过角度sd2%驱动轴传动比ii%转向轮轴心距b%转向杆的长c%转向轮转过的角度af%驱动轮半径R%驱动轮A与转向轮横向偏距a1%驱动轮B与转向轮横向偏距a2%驱动轴与转向轮的距离d%小车行驶的路程s%小车x方向的位移x%小车y方向的位移y%轨迹曲率半径rou %曲柄半径r1%绳轮半径r2%参数输入n=1000;h=linspace(0,0.5,n); ii=4;b=11; R=200;%驱动轮A与转向轮横向偏距a1 a1=40;%驱动轮B与转向轮横向偏距a2 a2=40;%曲柄半径r1 r1=12;%绳轮半径r2 r2=60;%驱动轴与转向轮的距离d d=142;%转向杆的长c c=50;l=sqrt(b2+r12)+(0.351)/1000;%算法g=-10
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号