无碳小车设计2综述

1、南湖学院、F课程设计报百十g:无碳小车的设计机电系机械设计制造及其自动化N机自10- 1F龚畅24101900333092012年12月25日南湖学院、设计题目：学生姓名：指导教师:课稈设计任务无碳小车的设计机电系机械设计制造及其自动化龚畅学号:24101900333序号：09南湖学院课程设计机械设计课程设计任务1.设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求 工作要求等）1设计布置方案一、设计题目无碳小车的设计2. 功能设计要求以重力势能驱动的具有方向控制功能的无碳小车。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。该无碳小车在前行时能够自动避开

2、赛道上设置的障碍物（每间隔1米，放置一个直径20mm高200mm勺弹性障碍圆给定重力势能为5焦耳 （取g=10m/s2 ），竞赛时统一用质量为1 Kg的重块（C 50X 65 mm普通碳钢） 铅垂、 、P、*'Z'丿、10001000.10001000下降来获得，落差500± 2mm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图2无碳小车在重力势能作用下自动行走示意图南湖学院课程设计选用均由参赛者自主

3、设计完成。要求满足：小车上面要装载一件外形尺寸为C 60X 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C 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; 轴的设计；4、轴承的选择；装配图、零件图的绘制；&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

4、，同时配上封面装订成册.r南湖学院课程设计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乍图，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，20102杨光，席伟光等机械设计课程设计手冊第二版北京:高等教育出版社,20103刘鸿文材料力学第四版北京扃等教育出版社,

5、20094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,2009-2-1前言2设计任务2.1设计题目2.1.1设计布置方案2.1.2功能设计要求2.2技术要求3动力的获得及传动方案的分析与拟定3.1动力的获得3.2传动方案的分析与拟定 4齿轮的设计计算4.1选精度等级、材料及齿数 4.2按齿面接触强度设计4.2.1确定公式内的各计算数值 4.2.2 计算4.3按齿根弯曲强度设计 4.3.1确定计算参数 4.3.2设计计算4.4几何尺寸计算5轴的设计计算5.1求作用在齿轮上的力5.2初步确定轴的最小直径 5.3轴的结构设计5.3.1拟定轴上零件的装配方案5.3.2根据轴向定位的要求确定轴

6、的各段直径和长度5.4求轴上的载荷5.6精确校核轴的疲劳强度 5.6.1判断危险截面 5.6.2截面IV右侧6轴承的选择及计算6.1轴承的选择6.2计算.6.2.1-3-3-3-3-4-4-4-4-6-7-8-5-.-8-9-9-9-.-9-9-*9径向力 派生力 轴向力 当量载荷 轴承寿命的校核-10-10-10-10-11-11-13-136.2.26.2.36.3.46.3.57带轮的设计计算7.1确定计算功率7.2选择V带的带型7.3确定带轮的基准直径7.3.1初选小带轮的基准直径7.4确定中心距a,并选择V带的基准长度La-13-13-14-14-14-14-14-15-157.5验

7、算小带轮上的包角7.6确定带的根数Z ,-16-16-7.7确定带的初拉力F0-17-7.8计算带传动的压轴力Fp7.9带轮结构设计及工作图.-17-17-15-.-18-.-18-.1&-18-19-19-8键连接的选择与校核计算.8.1选择键连接的类型及尺寸8.2校核键连接的强度.9车身及车轮的设计W设计小结参考文献南湖学院课程设计机械设计课程设计是机械设计课程教学的一个重要的实践环节。本次课程设计题为“无碳小车的设计”，题目要求完成以重力势能驱动的具有方向控制功能的无碳小车 的设计。通过本环节的小车的机械设计，利用先修课程-机械制图、理论力学、材料力学、工程材料、机械制造基础及机

8、械设计中的理论知识在此次设计实践中加以综合运用，完成小车的齿轮、轴承、轴、带轮、V带、曲柄摇杆及车身与车轮的设计，达到任务书中所要求的预期效果。同时我 们的创新思维也能够在其中得到大大的提高。2设计任务2.1设计题目无碳小车的设计2.1.1设计布置方案7 南湖学院课程设计2.1.2功能设计要求以重力势能驱动的具有方向控制功能的无碳小车。给定一重力势能，根据能量转换原理，设计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。该无碳小车在前行时能够自动避开赛道h设置的障碍物（每间隔1米，放置一个直径20mm高200mn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

9、质量为1 Kg的 重块（C 50X 65 mm普通碳钢）铅垂下降来获得，落差500 ± 2mm重块落下后，须被小车承载并同小车起运动，不允许掉落。(J10001M&1M0ak t ea1000I要求小车前行过程中完成的所有动作所图3无碳小车在重力势能作用下自动行走示意图需的能量均由此能量转换获得，不可使用任-7 -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C 60X 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

10、向轮最大外径应不小于C30mm22技术要求1、1个转向轮和2个驱动轮的设计转向轮控制机构的设计计算；轴的设计；4、轴承的选择；装配图、零件图的绘制； 设计计算说明书的编写；3动力的获得及传动方案的分析与拟定31动力的获得即给定一重力势能，题目要求设计以重力势能驱动的具有方向控制功能的无碳小车。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。可见无碳小 车的动力完全由重力势能通过能量转化原理得到的机械能所提供。给定重力勢能为5焦耳（取g=10m/s2），质量为1Kg的重块（C 50X 65 mm普通碳钢）铅垂下降来获得，落差500 ± 2mm卜;J图4

11、小车的动力系统32传动方案的分析与拟定由题目可知，小车由一个转向轮和两个驱动轮组成，可以通过带传动连接驱动轮与传 动轴，并由传动轴带动曲柄摇杆转动以控制转向轮的转动，从而控制小车的运行方向。如图4所示:0(图5小车转动结构简图曲柄摇杆；2传动轴；3 车身；4 -驱动轮；5带传动装置4齿轮的设计计算4.1选精度等级、材料及齿数材料及热处理:1）由机械设计（第八版）表10 1,选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS-者材料硬度差为40HBS ;2）由机械设计（第八版）表10 8,精度等级选用7级精度;3）试选小齿轮齿数 乙二20,大齿轮

12、齿数Z2二100;4 ）选取螺旋角。初选螺旋角B =14°4.2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式机械设计（第八版）（1021）试算，即(4- 1)2KtT U+1 ZhZe4.2.1确定公式内的各计算数值(1)试选久t=1.6由机械设计（第八版）图10-30选取区域系数/h =2,443 由机械设计（第八版）表10-7选取尺宽系数Gd二1由机械设计（第八版）图10 26查得=075 ,*=0.87，则2 _162由机械设计（第八版）表10 6查得材料的弹性影响系数-T89Mpa由机械设计（第八版）图10 21 d按齿面硬度查得小齿

13、轮的接触疲劳强度极(7)<1限bHimi二eOOMPa大齿轮的解除疲劳强度极限b帥2二550MPa 由机械设计（第八版）式（10 13）计算应力循环次数=60n1jLh= 60X 192X 1 x ( 2X 8X 300X 5) = 3.32 X 10兰(4- 2)Ni/5= 6,64 X 107(4- 3)(8)由机械设计（第八版）图10 19查得接触疲劳寿命系数：KHN仁0.95 ；KHNN0.98(9)计算接触疲劳许用应力-Hi= = 0.95 X 600MP 丰 570MPa(4 - 4)(4 - 5)(4 - 6)'t2KtTi u+MZhZe、2计？'6勺91

14、 ”03 6*2.433x 189.8=44.5mm1 1.625 1、554.5(4 7)取失效概率为1%,安全系数S二1,由机械设计（第八版）式（10- 12）得H2= = 0.98 X 550MP 丰 539MPa二H = ； Hl 二H2/2 = 554.5MPa4,2,2计算（1）试算小齿轮分度圆直径dt（2）计算圆周速度_ n a itn? v=60 1000n iX 44.5 Wg.45m/s60 1000(4- 8)南湖学院课程设计(3)计算齿宽b及模数mnt-13-b = d dit =1X 44.5mm=44,5mm(4-9)ditCOsB 44.5cos14mnt=2.1

15、6乙20h=225 mn t=2,25 x2.16mm=4.86mm(4-10)b/h-44.5/4.86=9.16(4- 初12)（4）计算纵向重合度二 0.31 &B 乙 tanp =0.318 X 1 x tan14。=1.59(4- 13)（5）计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取 A=1根据v=0.45m/s,7级精度，由机械设计（第八版）图W 8查得动载系数KV=1.11；由机械设计（第八版）表10 4查的久；的计算公式和直齿轮的相同，故久；=112+018 (1+0.6 X 乎)1 X 护+0.23 X 10 67.85=1,42(4- 14)由机械设计（第八版）表1013

16、查得 :=1.36由机械设计（第八版）表10 3查得：=14。故载荷系数K=KaKvKf： .Kf = 1 X 1.03 X 1,4x 1,42=2.05(4- 15)（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由机械设计（第八版）式(10Wa)得3 3di =d十 K / Kt =44.5 2.05/1.6 mm=110mm 16)（7）计算模数mnrrin(4-17)di cosp 73.6 汉 cos 14 mm=3.74mm2043按齿根弯曲强度设计由机械设计（第八版）式（W17）mn3 2KTY° cost YpaYsa4 dZ： a1(4-18)4.3.1确定计算参数计算

17、载荷系数K=KaKvKf-k- =1X 1.03X 1,4X 1.36=1.96(4- 19)(2)根据纵向重合度；=0.3181乙ta=159,从图1028查得螺旋角影响系数Y = 0.88(3) 计算当量齿数厶二 0 / cos3 - =20/cos 314。=21,89(4- 20)心-J/COS3 1 =100/cos314° =109.47(4-21)(4)查取齿型系数由机械设计(第八版)表10 5 Ypai =2.724 ； YFa2=2.172(4- 22)(5)查取应力校正系数由机械设计(第八版)表10 5查得Tsai =1.569 ； Ysa2-1.798(4 23

18、)(6)计算-Fi=500MpaF2=380MPaL-F2=266MPaY Y(7)计算大、小齿轮的YY汗并加以比较转=274 七_魄=0 0126 屛 1 339.29(4-24)(4 25)汽=囂77798 =0 01468(4- 26)H 1 =266大齿轮的数值大°432设计计算3 2 1.96COSM4 0.88 191 V 。.屮E 1x20762件27)mn=2,54.4几何尺寸计算1)计算中心距di cosB =32.9，取乙=33 mn(4-28)2)Z2-165a= z zl£(i =255,07mm2cos0a圆整后取255mm按圆整后的中心距修正螺旋

19、角(4-29)(4- 30)3)计算小、大齿轮的分度圆直径/，C八(4-31)(Zj + Z2 mn nFB =arcos 201355 59 2a(4 - 32)cP zmn=44.5mmcosB(4- 33)dAZ2mn=ii0mmcosB4)计算齿轮宽度(4- 34)b= ddi =0,8x44,5mm=35,6mm南湖学院课程设计(4-35)圆整后取 B =40mmB2=36mm-175轴的设计计算5.1求作用在齿轮上的力2TFti =899NdFrEt 匹=337N cos®(5-1)Fai = Ft tan ® =223N;5.2初步确定轴的最小直径(5 - 2

20、)八 A3fP “/384 »cd> Aq. = 126=34.2mmN1925.3.1拟定轴上零件的装配方案图6轴的结构与装配5.3轴的结构设计5.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-II段轴承宽度为22.75mm所以长度为22,75mm2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm轴承和箱体的间隙4mm所以长度为16mm3JII-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm83mm4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为6. VI-VIII 长度为 44mm南湖学院课程设计5.4求轴上

21、的载荷II-19Fri=1418.5N207.563.5F/603.5N查得轴承30307的丫值为1.6Fdi=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fai =638NFa2=189N耳涮.IB TIMFn3I曲巳7II) n I)TT TCWlhinTrriTtr«_图7轴的载荷分布图IFhFie56精确校核轴的疲劳强度5.6.1判断危险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面5.6.2截面IV右侧二 b m17.5MPaW(5-3)截面上的转切应力为T二卫=7.64MPaWt(5-4)Tt 15.98 b = m7.99 MPa9 9由于轴选用

22、40cr，调质处理，所以B=735MPa，二 4=386MPa，4 = 260MPa。综合系数的计算由L A 0.045，D =16经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 d 55d叫九轴的材料敏感系数为q； 085，q), = 087，故有效应力集中系数为(5-5)2.23，南湖学院课程设计k； , 1 q； 41) =2.05-#南湖学院课程设计0.92 ,(5 6)k=1 q (:-1) =1.70尺寸系数为了 =0.72，扭转尺寸系数为；=0.76，轴采用磨 削加工，表面质量系数为-27轴表面未经强化处理，即k iB-1q 1，则综合系数值为1 =2.931-2.11(57)碳钢

23、系数的确定=0.05碳钢的特性系数取为一 =0.1, < 安全系数的计算*轴的疲劳安全系数为6.92S_AT=24 66(5- 8)=6.66 >1.5故轴的选用安全。6轴承的选择及计算6.1轴承的选择3图8滚动轴承的基本结构1 外圈；2密封；3弓导环；4滚动体；5内圈；6保持架合理选择轴承的类型、尺寸系列、内径以及诸如公差等级、特殊结构；根据表考虑，选择轴承30206衣1滚劲轴承的4要类型及其代号轴承类型结构简图、承载方向类型代号尺寸系组合代 列代号特性调心球轴承11(0)222(0)32312221323主要承受径向载荷，也可同时 承受少量的双向轴向载荷。外圈滚 道为球面，具有

24、自动调 心性能。内 外圈轴线相对偏斜允许2°3°,适 用于多支轴，弯曲刚度小的轴以及 难于精确对中的支承。调心滚子轴承222222221322233031324041213222223230231232240241用于承受径向载荷，其承载能 力比调心球轴承约大一倍，也能承 受少量的双向轴向载荷。外圈滚道 为球面，具有调心性能，内外圈轴 线相对偏斜允许0.52°，适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴以及 难于精确对中的支承推力调心滚子轴承929394292293294可以承受很大的轴向载荷和一定 的径向载荷。滚子为鼓形，外圈滚 道为球面，能自动调心，允许轴线 偏斜2

25、76;3°,转速可比推力球轴承 高，常用于水轮机轴和起重机转盘 等圆锥滚子333333333302031320222329303132302303313320322323329330331332能承受较大的径向载荷和单向 的轴向载荷，极限转速较低内外圈可分离，故轴承游隙可 在安装时调整，通常成对使用， 对称安装。适用于转速不太高、轴的刚 性 较好场合。双列深沟球轴承(2)2(2)3主要承受径向载荷，也能承42受一定的双向轴向载荷43它比深沟球轴承具有较大承载能力推力球轴深沟球轴承6.2计算6.2.1径向力:2Fr = . FH16.2.2派生力2-Fvi =168.5F胪=52.7N

26、，FdB 二區=52.7NdA 2Y2Y6.2.3轴向力由于 Fai - FdB 二 223 52.7 二 275.7N 所以轴向力为FaA=223 ' FaB=52755551112131451151251351422232452252352461761763763761861861961916(0)01606(1)0606(0)2626(0)3636(0)464推力球轴承的套圈与滚动体多 半是可分离的。单向推力球轴承只 能承受单向轴向载荷，两个圈的内 孔不一样大，内径较小的是紧圈与 轴配合，内孔较大的是松圈，与机 座固定在一起。极限转速较低，适 用于轴向力大而转速较低的埸合双向推力

27、轴承可承受双向轴向 载荷，中间圈为紧圈，与轴配 合，另两圈为松圈。高速时，由于离心力大，球 与 保持架因摩擦而发热严重，寿命 较低。常用于轴向载荷大、转速不 高处r要承受径向载荷，也可同时承受少 量双向轴向载荷，工作时内外圈轴 线允许偏斜&摩擦阻力 小，极限转速高，结构简单，价格 便宜，应用最广泛。但承受冲击负 荷能力较差。适用于高速场合，在 高速时，可能来代替推力球轴承。(6- 1)(6-2)(6-3)634当量载荷由于：-A=1.32e > FaB=0 3i : : e,FrAFrB所以 Xa =0.4 ' Ya =1.6 ' Xb =1 » Yb

28、-0 o由于为一般载荷，所以载荷系数为fp=12 *故当量载荷为Pa =fp(XAF aYaFra) =5O9.O4N Pb 二 fp(XBFrBYBF9BA 202.22(6-4)635轴承寿命的校核10® CrLh(); = 3.98 1 07 h 24000h60ni Pa(6- 5)7带轮的设计计算7.1确定计算功率由公式Fc=KaX P,得，P传递的额定功率，Ka工作情况系数O72选择V带的带型根据技术功率Pc和主动轮（通常是小带轮）转速选择V带型号, 界线附近，可以两种型号同时计算，最后从中选择较好的方案。 根据Pc=12KW,n=960r/min，由图9选用B型V带。当

29、所选取结果在两种型号的分100>E252s7155 i ITS_ STTS 旷 W 125 ：00bti 2.546.310 iq 251063 tX 1602S0计算功事尺kW图9普通V带选型图南湖学院课程设计7.3确定带轮的基准直径7.3.1初选小带轮的基准直径带轮直径小可使传动结构紧凑，但令一方面弯曲压力太大，使带的寿命降低，设计时应取小带 轮的基准直径dl>dmin,d min的值，忽略弹性滑动的影响dd2=ddi X ，ddi、dd2宜取标准直径。 n2住：带*为忧先系科,表2普通V带带轮基准直径系列（摘自GB13575.1 92）ZAzAcdtnznOzAEcWm250

30、itit71132却5*14<f*280it«80150*SISw*as*w355*4-90170*37595180400100425ziz450112*224ir475UB*500*根据（表 2）选取 ddi=140, ddi=140> dmin=120,大轮带基准直径dd2为dd2 = njn?x ddi=96° X 140=268.8mm500选择标准直径dd2 =265mm从动轮的实际转速2 = i X =960x ddi265 =507i7min140从动轮的转速误差率为507 500 X500100%=1,4%7.4确定中心距a，并选择V带的基准长度

31、La根据结构要求初定中心距a。中心距小则结构紧凑，但使小带轮上包角减小，降低带传动的工作能力，同时由于中心距小，V带的长度短，在一定速度下，单位时间内的应 力循环次数增多而导 致使用寿命的降低，所以中心距不宜取得太小。但也不宜太大，太大除有相反的利弊外，速度较高时 还易引起带的颤动。对于V带传动一般可取0.7 （d 出+dd2）< aoW 2 （ch计ck）初选a。后，V带初算的基准长度Ldo可根据几何矢系由下式计算:-15-南湖学院课程设计L0 =29,2dcl1 dd2)(dd/dd1)/490(7-1)根据上式算得的L。值，应由表43选定相近的基准长度Ld,然后再确定实际中心距由于

32、V带传动的中心距一般是可以调整的，所以可用下式近似计算Ld L0 *、a : ao(mm)考虑到为安装V带而必须的调整余量，因此，最小中心距为(7- 2)如 V带的初拉力靠加大中心距获得，贝U实际中心距应能调大。又考虑到使用中的多 次调整，最大中心距应为(mm)(7 3)按照结构设计要求初步确定中心距ao= 700mmb= (2X 700) +-X 405+ (125)74 X 700=2041,4mm 2根据4-3图选取Ld=2000mr实际中心距3a : aoLdL。"2000 -2041.4 =700+=679mm为-23-22(7 4)中心距 a 的变动范围为 amin=a-

33、0.015Ld=(679 - 0,015 X 2000)mm=649mm max=a+0.03Ld=(679+0.03 X 2000)mm=759mm7.5验算小带轮上的包角小带轮上的包角ai可按下式计算ffi = 180c»Ax573c(7 5)为使带传动有一定的工作能力，一般要求ai> 120。(特殊情况允许ai= 90。)。如ai小于此值，可 适当加大中心I?巨a ;若中心距不可调时'可加张紧轮。从上式可以看出，ai也与传动比i有矢，在与di相差越大，即i越大，则ai越小。通常为了在中心距不过大的条件下保证包角不致过小，所用传动比不宜过大。普通 传动一般推荐i &

34、lt;7,必要时可到10。(7 6)十 180 -晋 X 57 30=169 501207.6确定带的根数Z根据计算功率Pc由下式确定KaPPcaZ 二-Pr (R R)K： Kl(7 7)为使每根V带受力比较均匀，所以根数不宜太多，通常应小于10根，否则应改选V带型根据 ddi=140mm,n=960r/min,得 Pi=2.08kw, A Pi=0.26kw °由45图表查得带长度修正系数K=1.01。由46图表查得包角系数Ka=0.97。12普通带根数Z=X 0.87 X 0.22=1.01。取Z=1根2.08 + 0.2677确定带的初拉力F。适当的初拉力是保证带传动正常工作

35、的重要因素之一。初拉力小，则摩擦力小，易出现打滑。反 之，初拉力过大，会使V带的拉应力增加而降低寿命，并使轴和轴承的压力增大。对于非自动张紧的带传动，由于带的松驰作用，过高的初拉力也不易保持。为了保证所需的传递功率，又不出现打滑，并考虑 V带适当的离心力的不利影响时，单根初拉力为：刖忆丿500X12252Fo=X(ei)+017X (7,03) 2N=274.9N7.03 60.87(7- 8)7.8计算带传动的压轴力FPFp=2ZF Sin3=2X 274.91 X 6X sin 169.05 72=3232.9N2(7- 9)7.9带轮结构设计及工作图对带轮的主要要求是重量轻、加工工艺t生好、质量分布均匀、与普通V带接触的槽面应光洁，以减轻带的磨损。对于铸造和焊接带轮、内应力要小。带轮由轮缘、轮幅和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为