【《某多功能转运小车整体结构设计案例》4300字】

PAGE第页，共页PAGE2某多功能转运小车整体结构设计案例某多功能转运小车设计总体设计如图3-1所示，某多功能转运水果等新鲜物品小车车板可在水平内移动进行转运水果等新鲜物品，水果等新鲜物品承载板的上端用以承载待转运物品，多功能转运小车的举升板沿上下左右移动，某多功能转运小车承载板与某多功能转运小车承压端相接触，重量传感器测量待转运水果等新鲜物品的重量，举升板向上活动，以向上顶升所述承载板，承载板与承压端分离，车板在水平内移动，以转运待转运水果等新鲜物品，如此，多功能转运小车可同时进行称重水果等新鲜物品与转运水果等新鲜物品，便于水果等新鲜物品的转运，提高了水果等新鲜物品转运的效率。图3-1某多功能转运小车设计总体设计1.1机械传动方案确定机械传动方案确定之一是采用四轮轮布置结构。水果等新鲜物品转运的自动转运小车采用两后轮用同一电机通过两级锥齿轮——圆柱齿轮减速器二级减速，可以很好保证两轮的移动速度一致，且传动平稳。因为是使用的齿轮进行减速，所以传动效率比较高，机械传动方案确定之一是采用四轮轮布置结构如图3-2所示。图3-2传动方案一机械传动方案确定之二采用四轮布置结构。自动转运小车采用同一个电机驱动，通过蜗轮蜗杆减速。蜗杆轴和蜗轮轴的布置。由于使用蜗轮蜗杆传动，垂直布置的轴起到了两个作用：节约原动机和从动机的安装面积、方便合理。交流伺服电动机经过减速器后直接驱动后轮。机械传动方案确定之二采用四轮布置结构如图3-3所示。图3-3传动方案二机械传动方案确定之一是采用四轮轮布置结构采用两级锥齿——直齿减速能够使得小车运行起来非常平稳，采用两级锥齿——直齿减速同样拥有非常好的效率传递电机的输出转矩，中间的能量损耗小，但所占用的空间尺寸比较大，且减速比比较小。机械传动方案确定之二采用四轮布置结构采用蜗轮蜗杆减速，在能够获得比较大的减速比的同时占用的空间尺寸，同样的材料相对于方案一可以减轻比较多的质量。在运行时，机械传动方案确定之二采用四轮布置结构的传动方案造成的噪音相对机械传动方案确定之一是采用四轮轮布置结构来说会小很多。综合考虑某多功能转运小车设计选择机械传动方案确定之二采用四轮布置结构。1.2交流伺服电动机的选择现假定转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车车体整个设备的重量为，转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车最大载荷的质量为，而其转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车运动速度为100mm/s，则车轮的转速为：（1）计算转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车的电机转速转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车选择蜗轮-蜗杆的减速比为i=62，则（3-1）(2)转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车小车的驱动最小功率（3-2）(3)转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车计算电机所需的功率（3-3）(4)转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车传动装置总效率为（3-4）（5）转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车联轴器的传动效率为,涡轮蜗杆的传动效率，深沟球轴承的传动效率为可得转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车电机所需功率（3-5）其转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车主要技术参数如下：型号：YZ-ACSD608电压:220V功率:0.01kW同步转速:1420r/min频率:50HZ效率:68%功率因数:0.921.3联轴器的设计 由于转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车电动机轴直径为Φ8mm，并且转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车输出轴削平了一部分与蜗杆轴联接部分轴径为Ф12mm，故其转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车联轴器的设计如图3-4所示。图3-4联轴器机构图（6）转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车联轴器采用安全联轴器，转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车销钉直径d可按剪切强度计算，即（3-6）（7）转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车销钉材料选用45钢。优质碳素结构钢（GB699-88）45调质≤200mm=637MPa=353MPa=17%Ψ=35%硬度217～255HBS销钉的许用切应力为:（3-7）（8）转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车载限制系数k值取k=1.6T=0.321N•m（3-8）选用d=5mm满足转运水果等新鲜物品的某多功能转运小车剪切强度要求。1.4蜗杆传动设计1.选择蜗杆的传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。2.选择材料蜗杆要求表面硬度和耐磨性较高，故材料选用40Cr。蜗轮用灰铸铁HT200制造，采用金属模铸造。1.蜗杆传动的受力分析确定作用在蜗轮上的转矩T2按Z=1，估取效率η=0.7,则图3-4蜗轮-蜗杆受力分析各力的大小计算为（3-9）（3-10）4.按齿根弯曲疲劳强度进行设计根据开式蜗杆传动的设计准则，按齿根弯曲疲劳强度进行设计。蜗轮轮齿因弯曲强度不足而失效的情况，多数发生在蜗轮齿数较多或开式传动中。弯曲疲劳强度条件设计的公式为（3-12）确定载荷系数K由于工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数Kβ=1，选取使用系数KA=1.15。由于转速不高，冲击不大，可取动载系数KV=1.1,则（3-13）蜗轮的基本许用弯曲应力（14）假设3°10'48"，蜗轮的当量齿数（3-14）（15）根据，，查得齿形系数螺旋角系数（3-15）中心距a=50mm模数m=1.25mm分度圆直径蜗杆头数直径系数17.92分度圆导程角γ=3°11′38″蜗轮齿数变位系数5.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1）蜗杆轴向齿距（3-16）齿顶圆直径（3-17）齿根圆直径（3-18）蜗杆轴向齿厚（3-19）2）蜗轮传动比（3-20）蜗轮分度圆直径（3-21）蜗轮喉圆直径（3-22）蜗轮齿根圆直径（3-23）蜗轮咽喉母圆半径（3-24）6.热平衡核算由于该蜗轮-蜗杆传动是开式传动，蜗轮-蜗杆产生的热传递到空气中，故无须热平衡计算。1.5轴的设计1.5.1前轮轴的设计前轮轴只承受弯矩而不承受扭矩，故属于心轴。图3-5前轮轴求作用在轴上的力自动导引小车的前轮受力，受力如图2.6所示。轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案装配方案是：左轮辐板、右轮辐板、螺母、套筒、滚动轴承、轴用弹性挡圈依次从轴的右端向左安装，左端只安装滚动轴承和轴用弹性挡圈。这样就对各轴段的粗细顺序作了初步安排。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a.初步选择滚动轴承。自动导引小车前轮轴只受弯矩的作用，主要承受径向力而轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。由轴承产品目录中初步选取单列深沟球轴承6004，其尺寸为d×D×T=20mm×42mm×12mm,故。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6004型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此取。b.取安装左、右轮辐处的轴段Ⅵ的直径;轮辐的左端采用轴肩定位，右端用螺母夹紧轮辐。已知轮辐的宽度为34mm，为了使螺母端面可靠地压紧左右轮辐，此轴段应略短于轮辐的宽度，故取。左右轮辐的左段采用轴肩定位，轴肩高度，取h=3mm，则轴环处的直径。轴环宽度b≥1.4h，取。c.轴用弹性挡圈为标准件。选用型号为GB894.1-8620，其尺寸为,故,,。其余尺寸根据前轮轴上关于左右轮辐结合面基本对称可任意确定尺寸，确定了轴上的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位左右轮辐与轴的周向定位采用平键联接。按dⅥ由手册查得平键截面b×h=8mm×7mm(GB/T1095-1979),键槽用键槽铣刀加工，长为28mm(标准键长见GB/T1096-1979),同时为了保证左右轮辐与轴配合有良好的对中性，故选择左右轮辐与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为j7。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R1。1.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图。图3-6前轮轴的载荷分析图4.按弯曲应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩的截面强度。最大负弯矩在截面C上，。对截面C进行强度校核，由公式（3-25）45钢调质（3-26）因此该轴满足强度要求，故安全。1.5.2后轮轴的设计后轮轴在工作中既承受弯矩又承受扭矩，故属于转轴。图3-7后轮轴结构1.求后轮轴上的功率、转速和转矩取蜗轮-蜗杆传动的效率=0.7,则（3-27）2.作用在蜗轮上的力1.初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。取=115，于是得（3-28）后轮轴的最小直径是安装轮辐处轴的直径。由于轮辐与轴采用键联结，故。4.轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案装配方案是：蜗轮、套筒、深沟球轴承、轴用弹性挡圈依次从轴的左端向右安装；右端安装深沟球轴承、透盖、内轮辐、轴端挡圈从右端向左安装。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列深沟球轴承。单列深沟球轴承6206，其尺寸为d×D×T=30mm×62mm×16mm，故。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度h=3mm,因此，取。(2)轴用弹性挡圈为标准件。选用型号为GB894.1-8630,其尺寸为，故，。(3)取安装轮辐处的轴段Ⅵ的直径。轮辐的宽度为27mm,为了使轴端挡圈可靠地压紧轮辐，此轴段应略短于轮辐的宽度，故取。其余尺寸根据零件的结构可任意选取。确定了轴上的各段直径和长度。3)轴上零件的周向定位蜗轮与轴的周向定位采用平键联接。按由手册查得平键截面b×h=8mm×7mm,键槽长为25mm。轮辐与轴的配合为H8/h7。4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R1。5.求轴上的载荷后轮轴上的受力分析2.8L1=L2=27.5mmL3=41mm1)在水平面上后轮轴的受力简图为2.8。由静力平衡方程求出支座A、B的支反力三个集中力作用的截面上的弯矩分别为图3-8后轮轴的载荷分析图2)在垂直面上后轮轴的受力。由静力平衡方程求出支座A、B的支反力（3-29），(3-30)，(3-31)在段中，将截面左边外力向截面简化，得(3-32)在段中，同样将截面左边外力向截面简化，得(3-33)在段中，同样将截面右边外力向截面简化，得(3-34)计算A、B、C、D截面的总弯矩M(3-35)(3-36)后轮轴上的转矩6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面D）的强度。由式（15-5）得(3-37)其中，为折合系数，取=0.6为轴的抗弯截面系数，选定轴的材料为45钢，调质处理，查得因此，故安全。1.6滚动轴承选择计算1.6.1前轮轴上的轴承要求寿命，转速，轴承的径向力，轴向力。由上述条件试选轴承试选6004型轴承，按额定动载荷计算由式(3-38)对球轴承=3，(3-39)自动转运小车代入得故6004型轴承能满足要求。按额定静载荷校核由式(3-40)选取=2(3-41)代入上式，满足要求。1.6.2蜗杆轴上的轴承要求寿命，转速，轴承的径向载荷，作用在轴上的轴向载荷。由上述条件试选轴承选30203型轴承，（脂润滑）图3-9蜗杆轴上的轴承受力按额定动载荷计算(3-42)，，，，，均小于满足要求。按额定静载荷校核由取均小于，满足要求。极限转速校核由式(3-43)，得，得