电池更换装置计算说明书

1、电池更换装置计算说明书4.电池更换装置的设计计算4.1 电池输送小车的设计4.1.1 液压伸缩架的设计4.LL1液压伸缩架的结构设计结构分析：由于电池高度为260mm,汽车底盘高度取340mm,所以升降机构的垂直行程应大于600mm。剪义长度为1200mm,经过计算剪义在最低位置时夹角应为140°,在最高位置时夹角应为400。如图4.7.2和图4.7.3所示：图4.7.3由两个位置液压缸伸长量可得出液压缸行程应大于279mm,滑道长度应大于718mm,才能满足升降机垂直行程大于600mm,因此滑道长度取800mm34. 1.1.2伸缩架液压缸的设计液压缸的主要几何尺寸，包括液压杆的内

2、径D,活塞杆直径d和液压缸行程等。5. 1.1.2.1液压缸内径D的计算根据载荷力的大小和选定的系统压力来计算液压缸内径，其计算公式为：2 / 16电池更换装置计算说明书6. L1确定公式内的各数值上式中F为液压缸推力（kN）,由于液压缸要举升电池，因此F的垂直分量应大于或等于电池和电池托板重量之和，但电池举升过程中F的垂直分量是不断的变化的，因此只需要考虑电池刚开始举升时，F满足要求即可（因为此时F的垂直分量是最小的，只要此时的F值满足要求，那么其余位置必定满足要求）。而在初始位置时，液压缸和垂直面的夹角为。=70。电池重W=2800,电池托板重W；=1000N,因此有：FcosaW+W.计

3、算得：F>-=2st）（）+1-）（）=11110,为了保证液压缸可以正常工作，cosacos70'因此F值要取大一些，留一些余量。Fvi=20000N=20kN为工作压力，可根据机床类型或负载的大小来确定；山下表选取：/7max=10MPaf；ax=20000N机械类型机床农业机械、小型工重型机械磨床工作压力（帅a）0. 20. 8组合机床龙门刨床拉床程机械、建筑机械352881010182032由此可初步计算出:D=50.49mm,查机械设计手册表23633（摘自GB/T2348-1993）取:D=63mm°6.2 活塞杆外径的确定活塞杆受到压力作用时：v5MPa时

4、，d=O.5O.55D5MPa<p<7MPa时，d=0.60.7D>7MPa时，d=O.7D因此d=O.7D=63x0.7=44.1,查机械设计手册表236-34（摘自GB/T2348-1993）取:d=45mm。6.3 液压缸行程的选择由两个位置液压缸伸长量可得出液压缸行程应大于279mm,查机械设计手册表23-6-3537（摘自GB/T2349-1980）在活塞行程第一系列中选取S=320mm。6.4 液压缸外径的确定查机械设计手册表23-6-59,当工作压力pW寸，选择=76mm°6.5 液压缸和活塞杆材料的选择6.5.1 缸体材料的选择3 / 16电池更换装

5、置计算说明书一般情况下，选择45钢，并应调质到24L285HB。552活塞材料的选择活塞杆的材料选择45钢，查机械设计课程设计手册表2-7（摘自GB/T699-1999）其抗拉强度为q=570MPa。6.6 活塞杆直径校核活塞杆的直径按下式校核:d>上式中，F为活塞杆受到的作用力，由上可知F=20000N； 6为活塞14 / 16杆的许用应力口卜三，n为安全系数，在此取n=5。计算得：R=114MPa,因此=14.95mm<45mm故活塞杆直径是满足要求的。6.7 活塞杆稳定性的校核液压缸承受轴向压缩载荷时，当活塞杆的长度/与活塞杆的直径d之比大于10时（即应该校核活塞纵向的抗弯强

6、度或稳定性。在这里.L=2Z2=7.h<io,因此无需校核活塞杆稳定性。d456.8 缸盖固定螺栓的选择及校核6.8.1 螺栓选型查机械设计课程设计手册表3-9（GB/T5782-2000摘录）取缸盖固定螺栓为4xM6o6.8.2 缸盖固定螺栓的校核d>液压缸盖固定螺栓直径按下式计算：式中：F为液压缸负载；Z为固定螺栓个数，这里取Z=4：k为螺纹拧紧系数，k=L12L5,取k=L3；b=q/（L2L5）=bJL35,q为材料的屈服极限，查机械设计书表5-8取螺栓材料的等级为6.8级，其对应的屈服极限b、=480MPa。因此，故缸盖固定螺栓直径满52s_5.2xL3x20000x1.

7、35立64x480足要求。4.2输送小车下面的动力部分设计计算4.2.1 电动机的选型小车的重量（加上电动机和变速箱的重量）初步估计为6000N,两块电池重5600N,则总重量为=2卬+吗=2x2800+6000=11600N，小车轮子和轨道均为钢材所制造，他们之间的摩擦系数为/=0.1，因此小车和轨道间的摩擦力为2=2/=H600x0.1=1160/V,初步估计小车运动速度为v=l"?/s，则整个机构运动所需要的功率为：P.=Fr2v=1160x1=1160IV=1.16A:IV,考虑到动力传动的间的效率以及摩擦损失，电动机型号选择：Y132S-84.2.2 联轴器的选型由于Y13

8、2S-8电动机的直径为D=38mm,n=710n/min且电动机额定转矩为Tl=9550X-=15.603Nmn由于联轴器直接和电动机相连，因此取工作情况系数为Ka=1.3则计算转矩为Tca=KAT=1.3X15.603=20.28Nm因此选择GY5型联轴器其公称转矩T=400Nm许应转速为nmax=8000n/min因此TcaVT,n<nmax故所选联轴器是合适的。4.2.3 一级直齿圆柱齿轮的设计计算4.2.3.1 齿轮的选型，精度等级及材料运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。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

9、,二者材料硬度差为40HBSo根据电动机的转速及横向运动机构的速度可定出减速比为/,=6,取小齿轮的齿数为芍=21,则Z2=i£=126。在此直接选用标准的直齿圆柱齿轮,而后对其进行校核即可。取模数m后mm,压力角。=20；当后1时，h：=1.0c*=0.254.23.2确定大小齿轮的基本尺寸小齿轮的基本尺寸：4=/叫=42ha=h：m=2.0h,=（h：+c*）m本.5"仙=4+2/%=46d/i=4-2%=37h=ha+hf=4.5大齿轮的基本尺寸：d2=忆2=252dal=d2+2ha=256dn=d、-2ht=247查机械设计书表10-7,取齿宽系数为为=。-85，

10、由此可得齿宽为=35.7mm将小齿轮宽度值圆整并在此基础上加宽510mm,最终取b=40mmo4.233 进行受力分析小齿轮受力图如下：FrFt27；=2x15.603=743N40.042Fr=F,tana=743xtan200=270.43NF743Fn=一,一=790.68Ncosecos20"4.234 齿轮弯曲疲劳强度校核齿根危险截面的弯曲强度公式为：%="甲"*/4.2.3.4.1确定公式内的各计算数值hm上式中K为载荷系数，K=KAKvKFaKF其中K八为使用系数查机械设计书表10-2可得心=1.0；掩为动载系数，他可通过齿轮的圆周速度匕在机械设计书

11、图10-8查得。*=皿=1.56m/s,则可以查得K，=L03；为齿间载荷分配系数，对于直齿轮可取K/z=L0;K/为齿向载荷分布系数，K/可根据其K*之值，齿宽b与齿高h之比从机械设计书图10-13中查得。K/勿可查表10-4得K/g=1.244,Z?/?=8.89,则由此可查得K"=1.2。因此K=1.236上式中,是一个无因次量，称为齿形系数，可查机械设计书表10-5得心产2.76yra2=2.16；上式中巳是应力校正系数，可查机械设计书表10-5得%=L56y2=1.81上式中为弯曲许用应力，其计算公式为：6/=勺四也Sf%为弯曲疲劳安全系数，取5尸=1.35K尔为弯曲疲劳寿

12、命系数，通过应力循环次数N查机械设计书图10-18可得。=60/2,jLh=60x710x1x28800=1.23x109,则查得长川广。-87M=60n2=60x118x1x28800=2.05xlO8,则查得KFN2=0.95上式中叫m为齿轮的疲劳极限。弯曲疲劳强度极限值用力£代入，查图10-20可得：bfE=500MPa,crF£2=38OMPa由以上数据可计算得：%=322.22MPa6J=267.41MPa423.4.2计算大、小齿轮的吊牛并加以比较，选结果大的所对应的齿轮进行校核。K./s. t 2.76x1.56户al Ml _ %-322.22= 0.013

13、36丫侬与心_2.16xL81- 267.41 一= 0.01462因此对大齿轮进行校核:一町兀友binL236x743x2.16xL8140x2=44.88 MPa< 卜=267.41 MPa故齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.23.5齿面接触疲劳强度校核齿面接触强度校核公式为：b = 2.5ZeKFt u + L bd u口4.2.351计算公式内的各计算数值上式中u为减速比即传动比，因此u=«=6上式中Ze为材料的弹性影响系数，查机械设计书表10-6可得：Z£.=189.8MPtJ上式中K为教荷系数，K=KAKvKllaKH其中储为使用系数查机械设计书表10-2可得

14、K,*=1.0；K,为动载系数，他可通过齿轮的圆周速度匕在机械设计书图10-8查得。匕=皿=L56m/s,则可以查得降=1.03；K.为齿间载荷分配系数，对于直齿轮可取K-a=1.0：K如为齿向载荷分布系数，K/力可查机械设计书表10-4得长如=1.244。由此计算出K=1.281上式中%为齿面接触许用应力，其计算公式如下：口=刍0上式中S为接触强度安全系数，取S=1.0。上式中Kn为接触疲劳寿命系数，通过应力循环次数N查机械设计书图10-19可得。N1=60jLh=60x710x1x28800=1.23x109,则查得勺=0.91N2=(n2jLh=60x118x1x28800=2.05xl

15、O8,则查得KHN2=0.97o-hm为齿轮的疲劳极限。接触疲劳强度极限值用代入,查机械设计书图10-21可得：=600MPacr/lim2=550MPa由以上数据计算出:aH,=546MPa<rw2=533.5MPa4.23.5.2校核接触疲劳强度因配对齿轮的接触应力皆一样，即b/a=b，因此按齿面接触疲劳强度校核时，应将口中较小的数值代入进行校核，在此校核大齿轮。际+11lono(1.281x7436+1=385.77MPa<)=bi=2.5Z/->=2.5x189.8.bd.uV40x426b/=533.5MPa故齿面接触强度是满足要求的。4.2.4二级直齿圆柱齿轮的设

16、计计算341齿轮的选型，精度等级及材料运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。小齿轮材料为20Cr2Ni4（渗碳后淬火），硬度为350HBS,大齿轮材料为20Cr（渗碳后淬火），硬度为300HBs，二者材料硬度差为50HBS。根据电动机的转速及横向运动机构的速度可定出减速比为，2=2,取小齿轮的齿数为弓二60,则22=小尸120。在此直接选用标准的直齿圆柱齿轮，而后对其进行校核即可。取模数压力角a=20"；当后1时，/?；=1.0c*=0.253.4.2确定大小齿轮的基本尺寸小齿轮的基本尺寸：4=y=120ha=h：jn=2.0hf=（h：+c*）m=2.5dal=4+2ha

17、=124cl,=d2h=115h=hf=4.5大齿轮的基本尺寸：d2=mz2=240dal=d2+2ha=244df2=d2-2ht=235查机械设计书表10-7,由于传递的功率很小，因此齿宽系可以取小一些，取齿宽系数为为=。3,由此可得齿宽为B=%4=36mm将小齿轮宽度值圆整并在此基础上加宽510mm,最终取b=40mmo343进行受力分析二级减速圆柱小齿轮上的轴的转矩为：=15.603x6=93.62N小齿轮的转速为：=4=Z12.=U8.33j/min-j6大齿轮的转速为：,，=":=59.17小】血一42隋轮（中间轮）的受力图如下：Ft"2。2x93.62Ff=-

18、=4458N7&0.042Fr=F,tana=4458xtan20"=1622.58NF4458Fn=一一=4744.IONcos。cos20"3.4.4 齿轮弯曲疲劳强度校核齿根危险截面的弯曲强度公式为：%=一%。口,.3.4.4.1确定公式内的各计算数值hm上式中K为载荷系数，K=KAKvKFaKF其中Ka为使用系数查机械设计书表10-2可得心=1.0；降,为动载系数，他可通过齿轮的圆周速度匕在机械设计书图10-8查得。匕.=研2i=0-744m/s,则可以查得掩=1.01；为齿间载荷分配系数，对于直齿轮可取K&=1.0;Kfq为齿向载荷分布系数，K/可

19、根据其K如之值，齿宽b与齿高h之比从机械设计书图10-13中查得。K即可查表10-4得K=1.244,b/h=8.89,则由此可查得K=L2。因此KT.212上式中次是一个无因次量，称为齿形系数，可查机械设计书表10-5得产2.28YFa2=2.165；上式中%是应力校正系数，可查机械设计书表10-5得%二1.73%?=18。5上式中为弯曲许用应力，其计算公式为：6/=勺四也s尸%为弯曲疲劳安全系数，取5尸=1.25K尔为弯曲疲劳寿命系数，通过应力循环次数N查机械设计书图10-18可得。=(n2JLh=60x118.33x1x28800=2.04x109,则查得KY|=0.93N2=60%JL

20、产60x59.17x1x28800=1.02xl08,则查得KFN2=0.98上式中叫m为齿轮的疲劳极限。弯曲疲劳强度极限值用力£代入，查图10-20可得：b田=680MPa,<TF£2=53OMPa由以上数据可计算得：eJ=505.92MPabJ=415.52MPa3.4.4.2计算大、小齿轮的并加以比较，选结果大的所对应的齿轮进行校核。2.28x1.73qj 505.92=0.007796YEa2YSa2 _ 2.165x1.805bj 415.52= 0.009405因此对大齿轮进行校核:1.236x4458x2.165x1.805 40x2< (T/z

21、3.4.5.1计算公式内的各计算数值=269.16MPa<bJ=267.41MPa故齿根弯曲疲劳强度满足要求。3.4.5 齿面接触疲劳强度校核齿面接触强度校核公式为:上式中u为减速比即传动比，因此u=%=2上式中Z-为材料的弹性影响系数，查机械设计书表10-6可得：Z£=189.8MPtJ上式中K为教荷系数，K=KAKvKnaKH其中心为使用系数查机械设计书表10-2可得K,尸1.0；捣为动载系数，他可通过齿轮的圆周速度匕在机械设计书图10-8查得。匕=皿%=0.744m/s,则可以查得捻=1.01;勺以为齿间载荷分配系数，对于直齿轮可取KFa=lOK配为齿向载荷分布系数，K班

22、可查机械设计书表104得K即=1.244。由此计算出K=1.256上式中口为齿面接触许用应力，其计算公式如下：口=勺鲁上式中S为接触强度安全系数，取S=1.0。上式中K/w为接触疲劳寿命系数，通过应力循环次数N查机械设计书图10-19可得。Ni=60n21=60x118.33x1x28800=2.04x109,则查得Kz=0.95N2=(n21jLh=60x59.17x1x28800=1.02x108,则查得K,s=0.99为齿轮的疲劳极限。接触疲劳强度极限值用代入，查机械设计书图I。1】可得：=950MPao-/lim2=840MPa由以上数据计算出：J=902.5MPaJ=831.6MPa

23、3.4.5.2校核接触疲劳强度因配对齿轮的接触应力皆一样，即因此按齿面接触疲劳强度校核时，应将6、口2中较小的数值代入进行校核，在此校核大齿轮。、5【KF1u+iooo11.256x44582+1b>=b/=2.5Zf->=2.5x189.8；=627.66MPa<'40x1202J=831.6MPa故齿面接触强度是满足要求的。3.5 变速箱笫一根轴的设计3.5.1 轴的材料的选择由于设计的轴，主要受扭矩而受弯矩的作用不大，故选择材料时，尽量选择能承受大扭矩的材料。这里选40Cr。3.5.2 按扭转强度条件计算轴的最细直径T9550000-轴的扭转强度条件为：%=-昌

24、WT0.2/l上式中：P为轴传递的功率，kWo在这里，第一根轴直接和电动机相连，因此P=A=1.16kW：n为第一根的转速，这里=勺=710必而；".为许用扭转切应力,查机械设计书表15-3得"=50MPa。有此可计算出:950000-n。2信950000x7100.2x50=5.37mm对于直彳仝100mm的轴,有一个键槽时，轴的直径要增大0.050.07mm,则"N(l+0.07)x5.37=5.75mm而由于轴的一端要和联轴器相连，则可取轴的最小直径为：4加=35mm。由于第一根轴的最小尺寸和安装在他上面的齿轮尺寸接近，因此直接把齿轮和轴做成齿轮轴形式。3.5.3 齿轮轴的结构尺寸如下图_._I。-IL113.6 变速箱笫二根轴