30吨无轨道自由转弯电动平板车

目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"绪论2\o"CurrentDocument"第1章总体设计31.1工作原理图31.2工作情况分析3\o"CurrentDocument"第2章减速机的选择4\o"CurrentDocument"第3章车架结构的设计6\o"CurrentDocument"第4章车轮轴承的选用13\o"CurrentDocument"第5章轴的设计与校核15\o"CurrentDocument"第6章齿轮的设计17\o"CurrentDocument"结论20\o"CurrentDocument"致谢21\o"CurrentDocument"附录22绪论机械加工工艺课程设计是机械类学生在学完了机械制造技术，进行了生产实习之后的一项重要的实践性教学环节。本课程设计主要培养学生综合运用所学的知识来分析处理生产工艺问题的能力，使学生进一步巩固有关理论知识，掌握机械加工工艺规程设计的方法，提高独立工作的能力，为将来从事专业技术工作打好基础。另外，这次课程设计也为以后的毕业设计进行了一次综合训练和准备。通过本次课程设计，应使学生在下述各方面得到锻炼：熟练的运用机械制造基础、机械制造技术和其他有关先修课程中的基本理论，以及在生产实习中所学到的实践知识，正确的分析和解决某一个零件在加工中基准的选择、工艺路线的拟订以及工件的定位、夹紧，工艺尺寸确定等问题，从而保证零件制造的质量、生产率和经济性。通过机械设备设计的训练，进一步提高结构设计(包括设计计算、工程制图等方面)的能力。能比较熟练的查阅和使用各种技术资料，如有关国家标准、手册、图册、规范等。在设计过程中培养学生严谨的工作作风和独立工作的能力。第1章总体设计1・1工作原理图3川3.1.1)■■-.K.I：炉：7：I/.iri站榊图1-11.2工作情况分析设计一个载重30T的无轨道平板车，已知：平板车工作时有轻微震动，经常满载、轻载起动，运转方向不固定，预期工作寿命是5年，每年工作300天，每天工作时间5时。原始数据：台面尺寸：2000X4000X650mm载重：30T自重：5T车运行速度：20m/min第2章减速机的选择二级圆柱齿轮减速器的传递效率分析：查询机械设计手册可知，联轴器ni=o.99轴承n2=0.98齿轮n3=0.97故n=ni2xn26xn32=0.82即二级圆柱齿轮减速器的传递效率为0.82运行机构摩擦阻力：f二（G+Q）①其中G为车自重Q为载重①为单位摩擦阻力系数0.025f=（5X104+3X105）X0.025=8.75X103N车的运行速度v=20m/min=0.33m/s0车轴的转速：n=v/（兀D）=0.26m/s=16m/min5•安全系数A=1.56.单个减速机的输入功率的计算P=fvA/（1000耳m）=2.6kw00考虑到该车要转向时单个电动机工作故电动机应尽可能大些，初选P=3kw,由P=3kw，服务系数不小于1.55，轴的转速为超过16m/min，以及安装尺寸要求选择XQ-1.5型号减速机两个，其传动比为27.81。第3章车架结构的设计横向车梁的设计计算为保证车的架的强度和刚度，30T的支架平板车车架采用焊接的“回”型钢结构为其框架梁，采用整体闭口焊接结构，车梁为8mm厚的钢板焊接而成。单根梁单位长度上的载荷分布：q=Q/(2XL)=3X105/(2X4)=3.75X104N/mq图3-1对单根梁的受力情况进行分析(受力图如下):FaFb图3-2由平衡条件得:

„„„(1)(2)M(A)=0且Fa+FB二Q/2「„解得„„„(1)(2)1Fa二1.21'Xr110511NF11b=3X1『丨04]11iiiiiir1Ii1I取三个截面IIIIII进行剪力和弯矩分析（如下图）I1IlaJ,Fl)IL'LJi|V1inrm—04AB图3-3对I(a<0.4)有：Q1=—qa=—3.75X104.aM1=-qa2/2=-1.875X104a2对II(0.4WaW4)有：Q2=—qa+Fa=—3.75X104a+12X104M2=—1.875X104a2+12X104a—4.8X104=—1.875(a—3.2)2+14.4对III(4<a<4.3)有：Q3=—Fb=—3X104NM3=Fb(a—4)=3X104a—12X104画剪力图和弯矩图：

M(h)li.4.-1©□li.4.-1©-lag图3-4E1由图可知在当a=3.2是所受的弯矩最大:E1Mmaxl=1.44X105N.M此处为危险截面由于选用的材料为10mm厚Q235-B钢板，查询《机械设计手册》知当TW200°C,板厚eW16mm时[a]=130MPa抗弯截面系数°=(BH3-bh3)/6HuCQcaHm初选H1=380mmB1=240mmuCQcaHm图3-5故h1=360mmb1=220mm°1=(0.24x0.383—0.22x0.363)/(6x0.383)=1.27xl0-3m3强度校核：Ql=Mmaxl/®=1.44xl04/1.27xl0-3=113MPa<[◎]=113MPa故强度满足设计要求由以上计算可知极惯性矩【=映皿=0.24xO.383-0.22xO.363=2.4x10-4m41212其中碳钢的弹性模量E=2.07x106N/mm2l=4mq=3.75x104N/m查相关资料可知车梁的许用挠度ly]=l/600-l/800=6.67mm-5mm由此结构简支梁挠度计算公式5ql45x3.75x104x256Ymax=384EIZ=384x2.07x1012x2.4x10-4=2.5x10-3m=2.5mm<[y]=l/600-l/800=6.67mm-5mm满足抵抗变形的刚度要求纵向车梁段的设计计算如图所示:FbFb1P40r1P40rpnnn□图3-6由力学知识力矩二力臂X力可知在中点处所受的弯矩最大即Mmax2二FbX(1—0.12)=3X104NX0.88m=2.64X104Nm初选H2=200mmh2=180mmB2=100mmb2=80mm故®2=(0.1X0.23—0.08X0.183)/6X0.23=2.78X10-4m3b2=Mmax2/®2=2.64X104Nm/2.78X10-4m3=95MPaW[]=113MPa满足设计要求对该处梁进行刚度校核查相关资料可知车梁的许用挠度bLl/600-l/800=2.9mm-2.2mm由计算公式f]3Ymax二48EIZ其中F=2Fb=2X3X104N=6X104Nl=2000mm-240mm=1760mmE=2.07X106N/mm2=2.07X1012N/m2BH3-bh30.1x02-0.08x0.183IZ=12=12=2.78X15-5mm4Fl3则Ymax=48EI=1.2X!0-4m=0.12mm<bLl/600-l/800=2.9mm-2.2mm满足梁的刚度要求颈部车梁段的设计对车进行整体受力分析(如下图所示)图3-7FC=3X105N由静力学平衡：FA+FB二FC式3YM(a)O式4由以上两式得FA=1.77X105NFB=1.23X105N故B点出受支反力为FB'二FB+2=1.48X105N由于距离支点较远颈部E点处所受弯矩最大Mmax'二FB'XBE=1.48X105NX0.3m=4.44X104Nm初选H=220mmB=160mm则h=200mmb=140mmW=BH'-bh3=4.42x10-4m3&二Mm迟ioomp)]=n3MpaW即所选尺寸符合设计要求前车轮处梁的设计及校核对车梁进行受力分析已知两支点受力为fb=FB'/2=7.4X104N弯矩图如下图3-9最大弯矩为Mmax二fbXl=7.4X104NX0.79m=5.85X104Nm初选H=260mmB=200mm则h=240mmb=180mm根据W=BH3hBH3=6.58X10-4m3b二Lii3MPaW即所选尺寸符合设计要求对该处梁进行刚度校核由计算公式F13Ymax=48EI其中F=2Fb=1.48X105Nl=1580mm=1.58m查相关资料可知车梁的许用挠度Li/600-i/800=2.6mm-2mmE=2.07X106N/mm2=2.07X1012N/m2BH3-bh3I==Z120.2x0.26BH3-bh3I==Z12=8.6X15-5mm412=8.6X15-5mm4F13则Ymax=48EIz1.48x105x1.58348x2.07x1012x8.6x10-5=0.07mm<L^=l/600-l/800=2.6mm-2mm满足梁的刚度要求第4章车轮轴承的选用车轮处径向轴承的设计计算轴承径向力的计算：每个轮上有两个轴承对后车轮：P二G/8+Fa/2=6.6X104N1前车轮：P=G/16+Fb/4=3.3X104N2故需校核后车轮轴承的强度选FR=6.6X104N轴向力的计算：假设理想状态下车的最大牵引力为F=P/V=[6X103N/0.334m/s]/4=4.5X103N(当然轴向力完全不可能达到这么大，而是校核时一这个力来计算)即FA=4.5X103N由于轴承承受较大的径向力的同时会承受一定的轴向力，这里选用32220圆锥滚子轴承。由机械设计手册可知32220轴承的参数:d(mm)D(mm)B(mm)Cr(KN)C(KN)oreY100180493405120.421.4计算当量动载荷由于FA/FR=4.5X103T/6.6X104N=0.068ve由机械设计手册可知P=FR校核轴承的工作寿命：已知轴承的预期工作寿命为：L0=5X3OOX5=75OOh该条件下所选轴承的寿命为：L10h=l6667/n(fC/fP)310htpz其中工作温度＜120。，选ft=1无冲击或轻微冲击，选f=1.1pn=16m/min代入上式：n=16m/minL10h=1O6995h>L0=75OOh10h0即所选轴承满足工作条件前轮转弯推力轴承的设计计算该轴承的轴向力为FA2=2Fa+G/3=7.7X104N轴承的径向力：由上面推算仍可设为FR2=6X103N/0.334m/s=1.8X104N由轴向力初选51412推力轴承有机械设计手册可知其C=200KN当量动载荷为P=F=7.7X104Naaa寿命计算L10h2=(16667/n)[2.2X105/(7.7X104X1.1)]3=18254h>L0=7500h所选轴承满足设计要求第5章轴的设计与校核A.对于后车轮如下图G图5-1F3=Fa+4=1.33X105N・F3F1=F2=2=6.65X104Nl则最大弯矩Mmax=F1X2=6.1X103NmMmax又&—W<口乂z<nd3其中WZ=32在静应力下45钢的许用弯曲应力为・Li96MPa132Mmgx所以：d>兀口=68.2mm已知装轴承处直径最小d0=100mm即dO>d满足轴的强度要求B.对于前车轮如下图所示已知两支点受力为fb二FB，/2=7.4X104Nfb其中F2=F3=2=3.7X104N弯矩图如下ailllHIIIHTi图5-2Mmax=F2X0.096=3.7X104NX0.096m=3.55X103NMmax又&—W<口乂z<兀d3其中WZ=32在静应力下35钢的许用弯曲应力为^L196MPa所以：dn兀口=57mm已知装轴承处直径最小d0=100mm即dO>d也满足轴的强度要求对于非车轮轴GFB'二FB+2=1.48X105N即此处剪切力Q=1.48X105N“Q<口由A(D、2剪切面的面积A二兀—.1、2丿=48.5mmDn[4Q=|4X1.48X105=48.5mm_点3.14x80所以选用300mm长50mm粗的45钢做成的轴第6章齿轮的设计1.选择齿轮材料及精度(1)由于是开式齿轮传动，故大小齿轮都选用硬齿面。小齿轮选用40Cr，表面淬火，硬度为48-55HRC,，大齿轮选用40Cr，表面淬火，硬度为48-55HRC。选择精度等级选用7级精度选齿数考虑到车轮上的齿轮要小于车轮的直径，选该齿轮齿数为48,模数为4,则可知d2=mxZ2=192mm车的总传动比i=1500=93.75总16而所选减速机的传动比为i=27.811所以该处齿轮传动个传动比i=93.75=3.37227.81Z从而可知Z二T=141i2则d=mXZ=14X4=56mm11确定齿轮的尺寸d=77mm1d=336mm2硬齿面对称结构选齿宽系数屮d=0.65齿宽b=dX屮d=77X0.65=50.05t1圆整后b=50mmb=50+5=55mm12校核齿面接触疲劳强度应力循环次数N、N:12N=60X54X1X5X300X5=2.43X1071N=N2=7.2X1062i

齿轮的寿命系数Z、Z:NT1NT2由《机械设计手册》可知Z=1.1、Z=1.2NT1NT2疲劳强度的安全系数为S、S:H1H2S=1.2、S=1.2H1H2试验条件下疲劳接触疲劳极限：b=1000MPaHlimlb=1000MPaHlim2齿轮的许用接触应力：「]_bZ1000X1.1「b」=—Him1―NT1=917MPaH1S1.2「」1000X1.2In」==1000MPaH21.2校核时以b」的值为参考H1减速机的输出轴的功率为P1P1=PX耳=3KWX0.82=2.46kw减速机的输出轴的转速为n111500r/min1500r./.n1===54r/mini327p12.46扭矩T=9.55X106=9.55X10654=4.35X105Nmmn1铸钢配铸钢弹性系数Z=189.8vMPTE(10)a=20。时节点区域系数Z=2.49H(9)校核接触疲劳强度由公式b=ZZ"T0+Dhey其中应力系数取k=1.4n=2.49X189.8J2X1.4X4.35X105X(3.37+=757.6MPa<bH1bd2i1264x982x3.37满足齿面接触疲劳强度要求Zmd(mm)b(mm)小齿轮1177737大齿轮48733642结论本设计的无轨道自由转弯电动平板车是一种能够在水平地面上直接运行的电动平车，该平车包括驱动系统和转弯系统。驱动系统是由一套蓄电池组、两组同型号的直流电机和减速机构成，该系统为平车的运行提供动力。转弯系统由支撑梁、平衡梁、支撑架、浮动轴、导向车轮组几部分构成，支撑架垂直固定在支撑梁上，支撑架与平衡梁之间通过浮动轴连接，导向轮固定在平衡梁上。这样的转向机构既实现了平车的自由转向，又保证了平车的任何一个车轮不会因为路面的不平整而悬空，从而造成的车架受力不均而变形。当要求平车转弯时只需通过电器控制两电机轴不同的转速或旋转方向，导向车轮自动旋转至正确的方向，实现平车的转弯。另外，由于该车不在轨道上行驶而是直接运行在地面上，对水泥地面的破坏将会非常严重，因此在实际生产的时候会考虑在车轮外围包胶，以减小车轮的对地轮压从而在一定程度上降低地面的损坏。致谢青垂碧荷，三年的大学生活在这个季节即将划上一个句号，可是对于我来说只是另一个开始。半年的忙碌和工作，毕业设计已接近尾声，在这半年的设计过程中，如果没有导师的督促指导，以及一起探讨难题的同学的帮助，想要完成设计是难以想象的。首先感谢本人的老师司尧华老师，他对我的仔细审阅了本文的全部内容并对我的毕业设计内容提出了许多建设性意见。司尧华老师渊博的知识，诚恳的为人，使我受益匪浅，他严谨细致、一丝不苟的作风一直是我生活、学习中的榜样。在毕业设计的过程中，特别是遇到困难时，他给了我鼓励和帮助，在这里我向他表示真诚的感谢！另外，我也要感谢母校一一河南机电高等专科学校的辛勤培育之恩！感谢机电工程系给我提供的良好学习及实践环境，使我学到了许多新的科学技术知识，掌握了一定的操作技能。附录通过这次的毕业设计，使我能够对书本的知识做进一步的了解与学习，对资料的查询与合理的应用做了更深入的了解，本次进行工件的工艺路线分析、工艺卡的制定、工艺过程的分析、铳镗钻夹具的设计与分析，对我们在大学期间所学的课程进行了实际的应用与综合的学习，另外，还培养了我们亲自动手，以及独立思考问题的能力。1•本次设计是对所学知识的一次综合运用，充分的运用了大学所学的知识，也是对专业课理论知识学习的一个升华过程。2.掌握了一般的设计思路和设计的切入点，对机械加工工艺规程和机床夹具设计有了一个全面