电池更换装置计算说明书

1、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4.1.1.1液压伸缩架的结构设计结构解析：由于电池高度为260mm汽车底盘高度取340mm因此起落机构的垂直行程应大于600mm剪叉长度为1200mm经过计算剪叉在最低地址时夹角应为140,在最高地址时夹角应为40。如图4.7.2和图4.7.3所示：晚-图图由两个地址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才能满足起落机垂直行程大于600mm因此滑道长度取800mm4.1.1.2伸缩架液压缸的设计液压缸的主要几何尺寸，包括液压杆的内径D,活塞杆直径d和液压缸行程等。4.1.1.2.1液压缸

2、内径D的计算依照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：D=3.57d0,FVP5.1.1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的垂直重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的垂直重量是不断的变化的，因此只要要考虑电池刚开始举升时，F满足要求即可（由于此时F的垂直重量是最小的，只要此时的F值满足要求，那么其余地址必定满足要求）。而在初始地址时，液压缸和垂直面的夹角为=700电池重W=2800N,电池托板重W,=1000N，因此有：Feos_WW.计算得：F=28001000mioN，为了保证液压缸可以正常工作，cos。

3、eos70因此F值要取大一些，留一些余量。取Fmax=20000N=20kN为工作压力，可依照机床种类或负载的大小来确定；由下表采纳：Pmax=10MPaFmax=20000N机械种类机床农业机械、小型工重型机械磨床组合机床龙门刨床拉床程机械、建筑机械工作压力0.83528810101820320.2（Mpa由此可初步计算出：D=50.49mm，查机械设计手册表236-33（摘自GB/T2348-1993）取：D=63mm。5.2活塞杆外径的确定活塞杆碰到压力作用时：p5MPa时，d=0.50.55D5MPap7MPa时，d=0.7D因此d=0.7D=630.7=44.1取:d=45mm。，查

4、机械设计手册表236-34（摘自GB/T2348-1993）5.3液压缸行程的选择由两个地址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236-3537（摘自GB/T2349-1980）在活塞行程第一系列中采纳S=320mm。5.4液压缸外径的确定查机械设计手册表236-59，当工作压力p-16MPa时，选择D1=76mm。5.5液压缸和活塞杆资料的选择5.5.1缸体资料的选择一般情况下，选择45钢，并应调质到241285HB。5.5.2活塞资料的选择活塞杆的资料选择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6=570MPa5.6活塞杆

5、直径校核活塞杆的直径按下式校核:上式中，F为活塞杆碰到的作用力，由上可知F=20000N;为活塞杆的许用应力！，n为安全系数，在此取n=5。计算得：卜=114MPa，因此n一4F一：4汉20000：45mm=14.95mmV114H故活塞杆直径是满足要求的。5.7活塞杆牢固性的校核液压缸承受轴向压缩载荷时，当活塞杆的长度I与活塞杆的直径d之比大于10时（即丄10），应该校核活塞纵向的抗弯强度或牢固性。在这里d320-=7.1110，因此无需校核活塞杆牢固性。455.8缸盖固定螺栓的选择及校核5.8.1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4M6

6、。5.8.2缸盖固定螺栓的校核液压缸盖固定螺栓直径按下式计算：d5.2kF1之J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=1.121.5,取k=1.3;；s/（1.21.5）s/1.35，、二s为资料的信服极限，查机械设计书表5-8取螺栓资料的等级为6.8级，其对应的信服极限Cs=480MPa因此,5.2kF5.21.3200001.35二5.501mm：6mm4-480故缸盖固定螺栓直径满足要求。4.2输送小车下面的动力部分设计计算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W2=2WW228006

7、000=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f=0.1，因此小车和轨道间的摩擦力为Ff2二她彳-116000.1T160N，初步估计小车运动速度为=1m/s，则整个机构运动所需要的功率为：P2=Ff2=11601=116CW=1.16kW，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：丫132S-84.2.2联轴器的选型由于Y132S-8电动机的直径为D=38mm,n=710n/min且电动机额定转矩为F2T1=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=20.2

8、8Nm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TcaT，*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，精度等级及资料运输机为一般工作机器，速度不高，应采纳7级精度。小齿轮资料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮资料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者资料硬度差为40HBS。依照电动机的转速及横向运动机构的速度可定出减速比为i1=6，取小齿轮的齿数为乙=21，则z2=i1z1=126。在此直接采纳标准的直齿圆柱齿轮，此后对其进行校核即可。取模数m=2mm，压力角:=20o;当m_1时，

9、ha=1.0c=0.254.2.3.2确定大小齿轮的基本尺寸小齿轮的基本尺寸：d1=mz1=42=ham=2.0hf=（hac）m=2.5da1二d2ha=46df1=d1-2hf=37h=hahf=4.5大齿轮的基本尺寸：d2二mz2=252dad22ha=256df2二d2-2hf=247查机械设计书表10-7,取齿宽系数为；=0.85，由此可得齿宽为B=dd35.7mm将小齿轮宽度值圆整并在此基础上加宽510mm，最后取b=40mm。4.2.3.3进行受力解析小齿轮受力求以下：FrFt_2T,_205.603=743NR一d,一0.042Fr二Fttan=743tan20o=270.43

10、NF743to=790.68NFncos：cos20423.4齿轮波折疲倦强度校核齿根危险截面的波折强度公式为：KFtYFaYSabm4.2.3.4.1确定公式内的各计算数值上式中K为载荷系数，K=KAKVKF：.K；其中KA为使用系数查机械设计书表10-2可得KA=1.0；KV为动载系数，他可经过齿轮的圆周速度-r在机械设计书图10-8查得。r*d1n=1.56m/s,则可以查得KV=1.03；K.为齿间载荷分配系数，对于直齿轮可取KF：=1.0;KF-:为齿向载荷分布系数，可依照其K：之值，齿宽b与齿高h之比b/h从机械设计书图10-13中查得。KH1可查表10-4得KH1=1.244,b

11、/h=8.89，则由此可查得KF：=1.2。因此K=1.236上式中YFa是一个无因次量，称为齿形系数，可查机械设计书表10-5得YFB1=2.76YFa2=2.16;上式中Ysa是应力校正系数，可查机械设计书表10-5得论=1?56Ysa2=1.81上式中CF1为波折许用应力，其计算公式为：t0叭SFSF为波折疲倦安全系数，取SF=1.35KFN为波折疲倦寿命系数，经过应力循环次数N查机械设计书图10-18可得。g=60mjLh=60710128800=1.23109，则查得5=0.87N2=60n2jLh=60118128800=2.05108，则查得KFN2=0.95上式中二lim为齿轮

12、的疲倦极限。波折疲倦强度极限值用二FE代入，查图10-20可得：-FE1=500MPa，-FE2=380MPa由以上数据可计算得：1=322.22MPa一L=267.41MPa4.2.342计算大、小齿轮的YaY汗并加以比较，选结果大的所对应的齿轮进行校YFaYsa1_2.761.56=0.01336玩一322.22YFa2YSa22.161.81=0.01462267.41因此对大齿轮进行校核:KFtYY1.2367432.161.81=44.88MPavAFl2=267.41MPabm402故齿根波折疲倦强度满足要求。4.2.3.5齿面接触疲倦强度校核齿面接触强度校核公式为：-2.5ZE4

13、.2.3.5.1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=i1=61上式中ZE为资料的弹性影响系数，查机械设计书表10-6可得：ZE=189.8MPa2上式中K为载荷系数，K二KAKVKH:.K。其中KA为使用系数查机械设计书表10-2可得KA=1.0;KV为动载系数，他可经过齿轮的圆周速度.r在机械设计书图10-8查得。rd1n=1.56m/s,则可以查得KV=1.03;K*为齿间载荷分配系数，对于直齿轮可取KF：=1.0;KH为齿向载荷分布系数，KH:可查机械设计书表10-4得KH=1.244。由此计算出K=1.281上式中-H1为齿面接触许用应力，其计算公式以下：tJ=SH

14、上式中上式中SH为接触强度安全系数，取SH=1.0。KHN为接触疲倦寿命系数，经过应力循环次数N查机械设计书图10-19可得。N1=60n1jLh=60710128800=1.23109，则查得KHN1=0.912=60n2jLh=60118128800=2.05108，则查得KHN2=0.97为齿轮的疲倦极限。接触疲倦强度极限值用匚Hlim代入，查机械设计书图10-21可得：二Hiim1=600MPa匚Hiim2=550MPa由以上数据计算出：H1=546MPa?Hl2=533.5MPa4.2.3.5.2校核接触疲倦强度因配对齿轮的接触应力皆相同，即二H1=：H2，因此按齿面接触疲倦强度校核

15、时,应将！H1、匚H2中较小的数值代入进行校核，在此校核大齿轮。F十=2.5芯倾1KB匚2.5189.&18174361u4042=385.77MPavH2=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计计算3.4.1齿轮的选型，精度等级及资料运输机为一般工作机器，速度不高，应采纳7级精度。小齿轮资料为20Cr2Ni4（渗碳后淬火），硬度为350HBS,大齿轮资料为20Cr（渗碳后淬火），硬度为300HBS,二者资料硬度差为50HBS。依照电动机的转速及横向运动机构的速度可定出减速比为i2=2，取小齿轮的齿数为zi=60，则Z2=i2zi=120。在此直接采纳标准

16、的直齿圆柱齿轮，此后对其进行校核即可。取模数m=2mm,压力角=20;当m_1时，ha=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：dmz,=120ha=ham=2.0hf=（hac）m=2.5da1=42ha=124df1=di-2hf=115h=hahf二4.5大齿轮的基本尺寸：d2二mz2=240da2二d22ha=244df2二d?-2hf=235查机械设计书表10-7,由于传达的功率很小，因此齿宽系可以取小一些，取齿宽系数为d=0.3，由此可得齿宽为B=dd36mm将小齿轮宽度值圆整并在此基础上加宽3.4.3进行受力解析510mm，最后取b=40mm。二级减速

17、圆柱小齿轮上的轴的转矩为：T2=T1i1=15.6036=93.62N小齿轮的转速为：n21=n1=710=118.33r/mini16大齿轮的转速为：n21118.33匚c”/-门2259.17r/mini22隋轮（中间轮）的受力求以下:FrFtF玉二士22445Md10.042Fr二Fttan=4458tan20o=1622.58NFt4458cos-=4744.10Ncos200齿根危险截面的波折强度公式为:3.4.4齿轮波折疲倦强度校核KFtYFaYSabm3.4.4.1确定公式内的各计算数值上式中K为载荷系数，K=KAKVKF：.K；其中KA为使用系数查机械设计书表10-2可得KA=

18、1.0；KV为动载系数，他可经过齿轮的圆周速度-r在机械设计书图10-8查得n21=0.744m/s,则可以查得仏=1.01;心为齿间载荷分配系数，对于直齿轮可取KF：=1.0;KF1为齿向载荷分布系数，KF可依照其KHI之值，齿宽b与齿高h之比b/h从机械设计书图10-13中查得。KH：可查表10-4得KH1=1.244,b/h=8.89，则由此可查得KF：=1.2。因此K=1.212上式中YFa是一个无因次量，称为齿形系数，可查机械设计书表10-5得YFB1=2.28YFa2=2.165;上式中Ysa是应力校正系数，可查机械设计书表10-5得Ysai=1.73Ysa2=1.805上式中CF

19、1为波折许用应力，其计算公式为：t0叭SFSF为波折疲倦安全系数，取SF=1.25KFN为波折疲倦寿命系数，经过应力循环次数N查机械设计书图10-18可得。N=60n21jLh=60118.33128800=2.04109，则查得如=0.93N2=60n22jLh=6059.17128800=1.02108，则查得KFN2=0.98上式中二lim为齿轮的疲倦极限。波折疲倦强度极限值用二FE代入，查图10-20可得：-FE1=680MPa，-FE2=530MPa由以上数据可计算得：1=505.92MPa一L=415.52MPa3.4.4.2计算大、小齿轮的尊嗨并加以比较，选结果大的所对应的齿轮进

20、行校核。2.281.730.007796505.92Fa1YSa13.4.5.1计算公式内的各计算数值YFa2YSa22.1651.805=0.009405415.52因此对大齿轮进行校核:KFtYYsa?1.23644582.1651.805=269.16MPavLF2=267.41MPabm402故齿根波折疲倦强度满足要求。3.4.5齿面接触疲倦强度校核齿面接触强度校核公式为：H上式中u为减速比即传动比，因此u=i2=21上式中ZE为资料的弹性影响系数，查机械设计书表10-6可得：ZE=189.8MPa上式中K为载荷系数，K二心仏KH一。其中KA为使用系数查机械设计书表10-2可得KA=1

21、.0;KV为动载系数，他可经过齿轮的圆周速度.r在机械设计书图10-8查得。rfd!n2!=0.744m/s,则可以查得KV=1.01;K为齿间载荷分配系数，对于直齿轮可取KF：=1.0；KH:为齿向载荷分布系数，KH可查机械设计书表10-4得KH.=1.244。由此计算出K=1.256上式中-H1为齿面接触许用应力，其计算公式以下：匚仏旦SH上式中上式中SH为接触强度安全系数，取SH=1.0。KHN为接触疲倦寿命系数，经过应力循环次数N查机械设计书图10-19可得。N60n21jLh=60118.33128800=2.04109，则查得KHN1=0.952=60n22jLh=6059.171

22、28800=1.02108，则查得KHN2=0.99Fm为齿轮的疲倦极限。接触疲倦强度极限值用匚Hlim代入，查机械设计书图10-21可得：二Hiim1=95MPa-Hlim2=840MPa由以上数据计算出：tH1=902.5MPatH=831.6MPa3.4.5.2校核接触疲倦强度因配对齿轮的接触应力皆相同，即匚H1H2，因此按齿面接触疲倦强度校核时,应将！H1、H2中较小的数值代入进行校核，在此校核大齿轮F5ZE紀U1卅=2护18珂巫至討bd1u40120=627.66MPav2=831.6MPa故齿面接触强度是满足要求的。3.5变速箱第一根轴的设计3.5.1轴的资料的选择由于设计的轴，主

23、要受扭矩而受弯矩的作用不大,应选择资料时，尽量选择能承受大扭矩的资料。这里选40Cr。3.5.2按扭转强度条件计算轴的最细直径轴的扭转强度条件为:9550000PTnWT30.2d上式中：P为轴传达的功率，kW。在这里，第一根轴直接和电动机相连，因此P=P2=1.16kW；n为第一根的转速，这里n=n1=710min；LT】为许用扭转切应力，查机械设计书表15-3得!.Tl=50MPao有此可计算出:950000P9500001.16n710=5.37mm0.2l.T0.25010.050.07mm,贝U对于直径d乞100mm的轴，有一个键槽时，轴的直径要增大d_(10.07)5.37=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：dmin=35mm由于第一根轴的最小尺寸和安装在他上面的齿轮尺寸凑近,因此直接把齿轮和轴做成齿轮轴形式。3.5.3齿轮轴的结构尺寸以以下图103.6变速箱第二根轴的设计