环形轨道齿轮小车机械设计【含9张CAD图纸、说明书】
摘 要此次设计的齿轮小车在环形轨道上运动,是工厂里运料小车及传送小车未来发展的模型,也是一种提高市场生产力和社会进步的基本设备之一。本创新设计在车间可以全程实现自动化不需工人在车间工作,可以通过远程的信号来控制小车的速度和运料小车的开关,达到既省时省力又安全的效果。随着智能化和车间自动化的发展,目前车间里的运料小车会逐步实现自动化,因此此产品的设计会进一步提高机械自动化水平,改善劳动条件,提高生产率等。在我们的实际生产生活中,该设计还应该具有智能化、远程化、无人化的操作优点,比如说将该小车控制系统接入互联网之中,或者与多台控制器连接组成局域网,让生产系统与控制系统之间以及系统自生的信息交换更加准确、方便快捷。这可以在一定程度上提高生产系统的生产效率、安全性和适用性。关键词: 齿轮小车; 环形轨道; 自动化智能车间AbstractThe gear trolley designed to move on the ring track is a model for the future development of the factory transport car and transport car, and is also one of the basic equipment for improving market productivity and social progress. The innovative design can realize the automation in the workshop all the time without the workers working in the workshop, and can control the speed of the trolley and the switch of the transport car through the remote signal, and achieve the effect of saving time, labor and safety.With the development of intelligence and workshop automation, the carts in the workshop will gradually realize automation. Therefore, the design of this product will further improve the level of mechanical automation, improve working conditions, increase productivity and so on.In our actual production life , the design should also have the advantages of intelligent , remote and unmanned operation , for example , connecting the trolley control system to the Internet , or connecting with multiple controllers to form a local area network , so that the information exchange between the production system and the control system and the self - generated system is more accurate , and the production efficiency , safety and applicability of the production system can be improved to a certain extent .Key words: gear trolley; ring track; automatic intelligent workshop目录第一章 绪论 .11.1 齿轮传动的意义 11.2 齿轮小车的控制结构 11.3 运料小车的发展 1第二章 总体设计方案 .32.1 方案分析 32.2 单电机设计方案 32.3 双电机设计方案 42.4 传动方案的确定 42.5 小车参数的确定 5第三章 结构设计及计算 .63.1 驱动电机选型计算 63.1.1 运动参数计算 .63.1.2 受力分析 .73.1.3 电机选型 .83.2 联轴器型号选择 .103.3 蜗杆传动设计与计算 .113.3.1 蜗杆材料选择 113.3.2 蜗杆受力分析计算 113.3.3 蜗杆与蜗轮强度设计计算 133.3.4 蜗杆与蜗轮的主要设计参数和几何参数 143.3.5 蜗杆传动效率和热平衡校核 163.4 小车前轴轴系设计与计算 .173.4.1 前轴轴系设计分析说明 173.4.2 前轴轴系的装配简图 173.4.3 拟定前轮轴系装配方案并确定轴段尺寸参数 173.4.4 求解轴所受的载荷 183.5 小车后轴轴系设计与计算 .203.5.1 后轴轴系设计分析说明 203.5.2 后轴轴系的装配简图 203.5.3 拟定后轮轴系装配方案并确定轴段尺寸参数 213.5.4 求解轴所受的载荷 213.6 滚动轴承的设计与计算 263.6.1 前轮滚动轴承设计验算 263.6.2 蜗杆轴轴承设计验算 273.6.3 后轮轴轴承设计验算 293.7 齿轮齿条设计与计算 303.7.1 选定齿轮类型、精度等级、材料 .303.7.2 齿轮强度计算与校核 .303.7.3 按齿根弯曲疲劳强度校核 .343.8 车体的有限元分析 35第四章 成本估算 .384.1 设备成本估算 384.2 设备安全评估 384.3 设备操作规范 39结论与展望 40参考文献 41致 谢 421第一章 绪论1.1齿轮传动的意义齿轮传动是机械传动中最主要的一类传动,它传动的形式很多,应用广泛,传递的功率可达数十万千瓦。齿轮传动的主要特点是:(1)普通机械传动效率高,其中齿轮传动效率最高。这对于高功率传输非常重要。 因为即使效率只提高了 1%,也具有很大的经济意义。(2)寿命长,设计可靠 (3)结构紧凑,在相同的工作条件下,齿轮传动所需的空间尺寸是很小的。 (4)传输比稳定是传输性能的基本要求。齿轮传动的广泛应用,也正是由于这一特点 。11.2齿轮小车的控制结构在齿轮小车的系统中,包含硬件系统和软件系统。硬件系统包括双轨道、齿轮小车、槽轮、齿轮、电机、蜗轮蜗杆、万向轮、传感器等。软件系统主要包括自动智能控制和远程计算机控制等。小车的控制主要有两种方式:1)人工控制,人工控制指的是通过人为来确定小车运动的状态、小车运动的速度以及小车运动的位置信息等指定为一定的参数,通过人为给定相应的参数,从来实现控制小车的运动。 2)智能控制,它主要是指电控气动,即电磁阀接受电控单元发出的命令进行相应的动作,通过在计算机上输入相应的控制参数来实现相应的自动化和智能化。1.3 运料小车的发展最初运料小车依靠的是人力来实现物料的转移,而且运输机构多为物料小车。随着现代工业设备的自动化程度的增加,越来越多的运料小车采用铁轨式小车和人工之间的配合。然而目前国内最先进的运料小车仍是采用铁轨式小车和 PLC 的结合。在现代化工业生产中,为了提高劳动生产率,降低成本,减轻工人的劳动负担,要求整个工艺生产过程全盘自动化,这就离不开自动化智能化的控制系统。自动化智2能化的控制系统是整个生产线的灵魂,对整个生产线起着指挥作用。一旦控制系统出现故障,轻者影响生产线的继续进行,重者甚至发生人生安全事故,这样将给企业造成重大损失。 送料小车是基于 PLC 控制系统来设计的,控制系统的每一步动作都直接作用于送料小车的运行,因此,送料小车性能的好坏与控制系统性能的好坏有着直接的关系。送料小车能否正常运行、工作效率的高低都与控制系统密不可分。3第二章 总体设计方案2.1 方案分析本次设计小车的运行轨道为环形轨道,其转弯半径较小。因此在转向过程中就必须考虑轨道内侧车轮与轨道外侧车轮的转速不一致的现象。所以必须设计为内侧车轮与外侧车轮可不同步转动的结构形式。差速原理如下图所示 。2图 2-1 转弯差速原理图由于 (2-11RWV221):内侧轨道半径:外侧轨道半径2R:内侧车轮的轮缘线速度1V:外侧车轮的轮缘线速度2:车转弯是的角速度W显然 ,由此应考虑差速设计12V2.2 单电机设计方案采用单电机设计方案,不可避免的需要在小车后桥布置差速器,而且电机的动力应该经过至少一次减速传动,再通过车轴传递给差速器,最后由差速器将动力分4配给内侧和外侧两侧的车轮,其原理图如下所示:图 2-2 单电机设计原理图2.3 双电机设计方案采用双电机后驱设计,将两个电机分别布置在运料小车的后桥的左右两侧,电机通过一次啮合减速,或者多次啮合减速后,将动力传递给各自所对应的车轮,其原理图如下所示。图 2-3 双电机设计原理图2.4 传动方案的确定综合分析上述两种布置方案,单电机设计成本低,小车的运动能得到满足,且小车设计比较简洁,能大量减轻小车的重量,相比于双电机能承载更多的物料。虽然其传动动力没有双电机大,但考虑到此设计的应用和成本的控制问题,采用第一种布置方案,即单电机后驱设计传动。52.5 小车参数的确定本毕业设计需要设计一辆用于工厂生产的零部件运料小车,能够满足基本的结构强度要求,工作工况要求和使用寿命要求,可以在水平面上的环形齿轮轨道上顺利运行。由于本设计应用了齿形轨道,且固定在轨道的侧面上因此不必考虑小车在行驶过程中的转向要求。小车的设计参数如下额定负载:30kg最大负载:50kg运料小车车身的长度:400mm运料小车车身的宽度:400mm小车转弯半径:100cm运料小车的平均行驶速度:100mm/s小车最大速度:1m/s6第三章 结构设计及计算3.1 驱动电机选型计算考虑到 PLC 芯片对于运料小车控制的灵敏性以及精确性,一般采用直流伺服电机。查阅机械设计师手册 ,可得出如下直流伺服电机选型计算依据。3.1.1 运动参数计算由于小车平均速度为 100mm/s,所以车轮的转速为(3-1) dvn10式中 :车轮的转速1n:小车平均速度 100mm/sv:车轮轴的直径 140mm/sd所以 =22.8r/min1n选择单头蜗杆,60 齿的蜗轮,其传动比为(3-2)12zi式中 :蜗轮蜗杆传动比i:蜗杆的齿数 11z:蜗轮的齿数 602故 i=60电机的转速为(3-3)in10式中 :电机的转速0n:车轮的转速 22.8r/min1:蜗轮蜗杆传动比 60i7故 =1368r/min0n3.1.2 受力分析运料小车的受力分析如下,小车的自重为 p(3-4)abhp式中 P:小车的自重:材料系数mN/10875.44:小车的宽度 400mma:小车的长度 400mmb:小车地板的厚度 20mmh故 P=134N承载重物的重力(3-5)mgG式中 G:承载重物的重力:承载重物的质量 30Kgm:重力系数 9.8N/Kgg故 G=294N由平衡方程可得以下方程(3-6)020GpFcaz有(3-7)17.5.6. PMZ有(3-8)ba(3-9)dcF其中 :后轮所受的横向压力aF:后轮所受的径向压力b8:前轮所受的横向压力cF:前轮所受的径向压力d:承载重物的重力 294NG:小车的自重为 134Np故可得 , 。NFba5.143NFdc4.75后轮受到的滚动力矩为(3-10)aMfmx式中 :额定滚动力矩f:最大的滚动力矩maxM:调整系数 0.006:后轮所受的横向压力aF故 =0.861N/mmx受到的牵引力为(3-11)vdMFmax式中 :受到的牵引力F:最大的滚动力矩 0.861N/mmaxM:小车的滚动速度 0.07v/sv:力矩到作用点的距离 1md故 F=12.3N3.1.3 电机选型(1) 电机轴的输出力矩计算(3-12)108.92GyuWDFTd式中 :电机轴的输出力矩d9:轴心对应 y 轴上的距离 0.8 m y:转动惯量 143.5N w:速比系数 0.15 U:受到的牵引力 12.3N F:增速比 60G故 Td=0.601 mN(2)电机轴的负载惯性(3-13)43122JGJd其中 :电机轴的负载惯性dJ:增速比 60G:车轮的转动惯量 0.015kg1 m:蜗杆的转动惯量 0.000021kg2J:蜗轮的转动惯量 0.011kg3 :蜗轮轴的转动惯量 0.025156kg4J m故 =0.00003521kgd(3)电机的选择根据额定转矩和转动惯量可查阅机械设计手册 ,选择如下的电机型号:, =2260, 直径 60mm, 石墨电刷 80w, =1290 。ONMAFmJ2cg(4)空载加速性能分析最大空载加速转矩发生在运料小车携带工件,从静止加速到电机最高转速时所用的转矩,也是电机的最大输出转矩 。axT(3-14)Jmax式中 :电机的最大输出转矩maxTJ:电机的转动惯量 0.91:电机轴的偏转角度 110故 mNT91.0max加速时间(3-15)maT4其中 :加速时间aT:时间常数 19msm故 sa076.3.2 联轴器型号选择选择联轴器的类型时应该根据使用要求和工作条件来确定,一般可以通过如下几点来考虑:(1)工作转速的高低,一般不能超过相应联轴器的许用转速。 (2)传递转矩的大小和性质以及对缓冲、减振方面的要求。 (3)联轴器的制造、安装、维护和成本,工作环境以及使用寿命等 。 (4)由制造、安装误差,轴受载变形等引3起的两轴线相对位移程度。通过上述的叙述,由于本设计的运料小车电机功率小,传递扭矩小,没有特殊的缓冲减振需求;而且不要求较高的安装精度,因此选用键连接套筒联轴器。设计如下图所示的结构。图 3-1 联轴器结构图按销钉的剪切强度校核计算11(3-16)8ZDKTdm销钉选用 45 号钢,其材料常数为 , ,硬度为MPab637Pas35217255HBS。式中 d 为实际的轴径:销钉的许用切应力a478:选择过载限制系数 1.6k:电机轴的转矩TmN601.:联轴器直径 12mmmDZ:接触面的个数 1故 d067.2取 d=5mm 即可满足强度要求。3.3 蜗杆传动设计与计算查阅机械设计师手册 ,根据实际需求,选择普通圆柱渐开线蜗杆。这种蜗杆可以通过磨削加工,容易保证加工精度,传动效率较高。3.3.1 蜗杆材料选择蜗轮采用整体普通铸造,材料使用灰铸铁 HT200 即可,采用金属模铸造。蜗杆要求表面硬度和耐磨性较高,故选用材料 40Cr,应采用表面淬火处理,以增加蜗杆的表面耐磨性能。3.3.2 蜗杆受力分析计算计算蜗轮受到的转矩 2T(3-17)26105.9np式中 :蜗轮受到的转矩2T12:电机的输出功率 0.056w2p:电机的转速 23.51r/minn故 mNT7482图 3-2 蜗杆受力分析蜗杆与蜗轮上受到的各力的大小为(3-18)20tan22111rtatFdT式中 :蜗轮所受的轴向力1tF:蜗轮所受的周向力2a:蜗杆所受到的径向力1:蜗轮所受到的径向力2tF:蜗杆所受的轴向力1r:蜗轮所受的轴向力2r:蜗杆所受到的扭矩 6011TmN/:蜗轮所受到的扭矩 23101213计算得 =53.7N, , 。21atFNFta2.59621NFr0.21713.3.3 蜗杆与蜗轮强度设计计算根据渐开线蜗杆传动的设计准则,按照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渐开线传动中。 齿根弯曲疲劳强度公式为:(3-19)YZkTdmaFv253.12(3-20)vAk式中 :载荷分布不均匀系数 1k:使用系数 A15.:传动载荷系数v.故可得 26.k40Cr 普通渐开线蜗轮的许用弯曲应力 MPaF48蜗轮当量齿数为(3-21)rZvv3cos2式中 :蜗杆的当量齿数 58.97vZ:蜗轮当量齿数2:蜗轮齿数 60:蜗轮齿偏角为4813计算得 2.vZ由 ,查阅机械设计手册可得齿形系数60,22VX 3.2aFY螺旋角系数 973.为Y14故可得 YZkTdmaFv253.12根据手册,可查得其它几何尺寸计算公式,最终经计算取推荐值后的数据如下。中心距 ,模数 m=1.25mm,分度圆直径 , ,蜗杆头a50 md4.21d3512数 ,蜗轮齿数 。1z602z3.3.4 蜗杆与蜗轮的主要设计参数和几何参数(1)蜗杆参数轴向齿距(3-22)mPa式中 :轴向齿距ap:蜗轮模数为 1.25m故 a925.3齿顶圆直径(3-23)mhada21式中 :齿顶圆直径1ad:蜗轮模数 1.25m:分度圆直径 22.4mm1:齿顶高系数 1ah故 =24.9mm1d齿根圆直径 (3-24))(21cmhadf 式中 :齿根圆直径1fd:分度圆直径 22.4mm15:齿顶高系数 1ah故 mdf275.91蜗杆轴向齿厚 (3-25)ma21式中 :蜗杆轴向齿厚 am:蜗杆模数 1.25计算得 ma9625.1(2)蜗轮参数蜗轮分度圆直径(3-26)2zd式中 :蜗轮分度圆直径2dm:蜗轮模数 1.25:蜗轮齿数 602z故 d5.7蜗轮齿顶圆直径(3-27))(222 xhamda式中 为蜗轮齿顶圆直径2ad:蜗轮分度圆直径 77.5m:蜗轮模数 1.25:蜗轮齿数 602z故 mda1.802蜗轮齿根圆直径(3-28))(222 cxhamdf16式中 :蜗轮齿根圆直径2fd:蜗轮分度圆直径 77.5m:蜗轮模数 1.25:蜗轮齿数 62z:齿顶高系数 1ah故 mdf475.23.3.5 蜗杆传动效率和热平衡校核(1)蜗杆传动效率计算蜗杆的传动效率公式为(3-29)321y(3-30))tan(1v其中 :蜗杆传动啮合效率1y:当量摩擦角v43:蜗轮偏向角度80故 =74.95%1y:搅油损耗效率,本设计不采用任何润滑故无搅油损耗取为 12:轴承效率取为3y98.0故得 %45.7(2)热平衡校核对于连续传动的闭式蜗杆传动,考虑到温开过高破坏润滑条件,而引发的传动破坏。而本次设计开式无润滑的传动形式,故无需验证热平衡性。173.4 小车前轴轴系设计与计算3.4.1 前轴轴系设计分析说明轴的设计包括轴的结构设计和轴的计算。轴的计算主要包括了强度计算、轴的刚度计算和轴的临界转速计算。轴的设计原则是,在满足结构要求和强度刚度要求的条件下,设计出尺寸小、重量轻、安全可靠,工艺上经济合理,便于维护检修的的轴。本论文设计的运料小车前轮轴只承受弯矩,而不承受扭矩,因此属于心轴,其设计计算,应该按照心轴设计原则进行 。43.4.2 前轴轴系的装配简图根据轴的应力状态和运料车的具体几何尺寸,确定出前轴的合理外形和各个轴段的直径、长度以及其局部的细节结构。考虑到前轴的承载性质、载荷大小、载荷方向以及整个小车的传动布局,轴上零件的布置与固定方式,轴承的类型及尺寸,轴的毛坯材料及毛坯的类型,制造工艺及装配工艺等因素,最终得到如下图所示的前轴轴系的装配简图.图 3-3 前轴轴系装配简图3.4.3 拟定前轮轴系装配方案并确定轴段尺寸参数(1)拟定装配方案装配方案是:从轴的左端先安装左侧轴承,轴承右端轴肩定位,轴承左端轴用弹性挡圈固定,并且通过孔用弹性挡圈将左侧车轮与左侧轴承固定;再将轴从右端穿过支架,并且用普通平键和双圆螺母将轴固定在支架上,最后通过两个轴用弹性18挡圈和一个孔用弹性挡圈将右侧车轮固定在轴上。这样通过装配以及定位要求,就可以初步确定各轴段的尺寸。(2)确定轴段尺寸参数由于运料小车工作载荷低,工况良好,轴承不承受轴向载荷,因此初步选择普通球轴承。运料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。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查得 6004 型轴承的定位轴肩高度 h =2.5mm,因此取 d =25mm。取安装左、右轮毂处的轴段的直径 d = 30mm;轮毂的左端采用轴肩定位,右端用双圆螺母夹紧轮毂。已知轮毂的宽度为 34mm,为了使螺母端面可靠地压紧左右轮毂,此轴段应略短于轮毂的宽度。故取 l =32mm。左右轮毂的左段采用轴肩定位,轴肩高度 h 0.07 d 取 h =3mm。其余尺寸根据前轮轴上关于左右轮毂结合面基本对称可任意确定尺寸 。5(3)轴上零件的周向定位轮毂与轴的周向定位采用平键联接。同时为了保证左右轮毂与轴配合有良好的对中性,故选择左右轮毂与轴的配合 H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的,选轴的直径尺寸公差为 j 7。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 1x45,各轴肩处的圆角半径为 R 1。3.4.4 求解轴所受的载荷由于本毕业设计的轴长度短,挠曲变形小,因此只进行轴的静强度计算。对于静强度计算,不可避免的需要作轴的弯矩和剪力图。因此,有必要首先求解轴所受到的载荷。根据轴的实际设计形状,进行抽象,将其视为简支梁模型。其模型图和弯矩图如下所示。图 3-4 车前轴弯矩图19(1)按轴弯矩图校核轴的强度(3-31)CF(3-32)211式中 :A 端的支反力1F:B 端的支反力2:轴所受的力 75.4Nc故可得 NF7.321(3-33)1LFMc式中 :A 端所承受的弯矩cM:A 端的支反力 37.7N1F:力到作用点的距离 40mmL故可得 mNc508(2)按弯曲应力校核轴的强度按照弯曲应力校核轴强度时,一般选择轴的危险截面,常见的危险截面有弯矩最大截面和轴径最小截面,经分析,弯矩最大截面 C 面上的弯曲应力大于最小轴径截面,故只对 C 截面进行校核。对于最大弯矩截面 C(3-34)1WMac式中 :45 钢调质处理屈服极限1Pa60:A 端所承受的弯矩为 1508MmNW :弯矩模量(3-35)dtbW2)(3沈阳化工大学本科毕业设计说明书 第三章 结构设计及计算20式中 d:轴的直径 30mmb:重心所对应的横坐标值 8mmt:重心所对应的纵坐标值 4mm故 W=2288.84 3m故可得 6.01MPaca经计算满足强度要求,前文已经叙述不再进行刚度计算、挠曲计算和临界转速计算。3.5 小车后轴轴系设计与计算3.5.1 后轴轴系设计分析说明本论文设计的运料小车后轮轴同时承受弯矩和扭矩作用,因此属于传动轴,其设计计算,应该按照传动轴设计原则进行。图 3-5 传动系统图3.5.2 后轴轴系的装配简图根据轴的应力状态和运料车的具体几何尺寸,确定出前轴的合理外形和各个轴段的直径、长度以及其局部的细节结构。考虑到前轴的承载性质、载荷大小、载荷方向以及整个小车的传动布局,轴上零件的布置与固定方式,轴承的类型及尺寸,轴的毛坯材料及毛坯的类型,制造工艺及装配工艺等因素,最终得到如下图所示的运料小车后轴的轴系装配简图 。6沈阳化工大学本科毕业设计说明书 第三章 结构设计及计算21图 3-6 后轴的轴系装配简图3.5.3 拟定后轮轴系装配方案并确定轴段尺寸参数(1)拟定装配方案装配方案是:先将轴从左侧穿过左侧的支架孔,并且通过深沟球轴承将轴和支架转动连接;再从轴的右端安装蜗轮,蜗轮左侧通过轴肩定位,蜗轮通过普通平键周向定位,并且通过双圆螺母轴向固定;再通过轴承将轴与右侧的支架转动连接;最后通过轴承安装两个车轮。这样通过装配以及定位要求,就可以初步确定各轴段的尺寸 。7(2)确定轴段尺寸参数初步选择滚动轴承,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由机械工程师设计手册查得 6206 型轴承的定位轴肩高度 h =3mm,因此,取 d =36mm。轴用弹性挡圈为标准件。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 d =26mm。其余尺寸根据零件的结构和装配要求可任意选取 。8(3)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 1x45,各轴肩处的圆角半径为 1 R 。3.5.4 求解轴所受的载荷图 3-7 后轴的轴系受力图沈阳化工大学本科毕业设计说明书 第三章 结构设计及计算22图 3-8 后轴的轴系纵向受力图图 3-9 后轴的轴系纵向弯矩图图 3-10 后轴的轴系简化受力图图 3-11 后轴的轴系横轴方向弯矩图图 3-12 后轴的轴系纵轴方向弯矩图沈阳化工大学本科毕业设计说明书 第三章 结构设计及计算23图 3-13 后轴的轴系承受的弯矩图(a)由水平面受力简图可得后轮轴上的尺寸 , 。由水平面受力简图可得 A ,BmL281403的支反力为(3-36)211Fthn式中 :轴所受到的力 596.2N2tF:A 端的支反力1hn:B 端的支反力2故可得 NFhn1.29811集中力作用截面的弯矩为(3-37)1LFMnhd(3-38)0ba式中 :集中力作用截面的弯矩hdM为 A 跟 B 两端的距离 28mm1L:A 端的支反力 298.1N1hnF:A 端的弯矩 0a:B 端的弯矩 0hbM故可得 =8346.8dmN(b)由静力平衡方程求 A,B 支座的支反力沈阳化工大学本科毕业设计说明书 第三章 结构设计及计算24(3-39)2DFMa式中 :A 处的弯矩aM:C 处所承受的径向力 53.7N2FD:轴的长度 80mm故可得 =2128Na由静力平衡方程可得一下方程(3-40)0AM(3-41)0)2(311122 LFLFhvar式中 :A 端所承受的总弯矩M:A 跟 B 两端的距离 28mm1L:C 跟 B 两端的距离 28mm2:C 跟 D 两端的距离 40mm3:A 处的弯矩 2128NaM故可得 NFhv4.1232(3-42)0yF(3-43)221rhv式中 :A 端的支反力 298.1N1hnF:B 端的支反力 298.1N2:Y 轴方向的总受力y:C 处的径向力2rFN4.123故可得 hv9.71在 AD 段时,弯矩 M( )为1X沈阳化工大学本科毕业设计说明书 第三章 结构设计及计算25其中 0 28 (3-44)119.72)(1 XFXMhv 1X式中 M( ):AD 段的弯矩:B 处所承受的径向力 172.9N1hvF在 DB 段时,弯矩 M( )为2X(3-45)MXFrhv222)8()(M( )=7162.5-21.4 其中 0 28 (3-46)2式中 M( ):DB 段的弯矩X:C 处所承受的径向力 123.4N2hvF:变形最大处的弯矩在 BC 段时,弯矩 M( )为3X其中 0 40 (3-47)335.14)(F 3X(3-48)0vca式中 :左端的弯矩vd:右端的弯矩M故可得 , ,m2.481Nvd左 mNMvd5.7162右 mNMvb0.691由上求 A,B,C,D 截面的总弯矩 M(3-49)0ca(3-50)221左vdhd(3-51)2右式中 :左端的弯矩vdMmN.48:右端的弯矩 5.716故可得 , , ,veb302mNMd2.9561 m5.9642NMd摘 要此次设计的齿轮小车在环形轨道上运动,是工厂里运料小车及传送小车未来发展的模型,也是一种提高市场生产力和社会进步的基本设备之一。本创新设计在车间可以全程实现自动化不需工人在车间工作,可以通过远程的信号来控制小车的速度和运料小车的开关,达到既省时省力又安全的效果。随着智能化和车间自动化的发展,目前车间里的运料小车会逐步实现自动化,因此此产品的设计会进一步提高机械自动化水平,改善劳动条件,提高生产率等。在我们的实际生产生活中,该设计还应该具有智能化、远程化、无人化的操作优点,比如说将该小车控制系统接入互联网之中,或者与多台控制器连接组成局域网,让生产系统与控制系统之间以及系统自生的信息交换更加准确、方便快捷。这可以在一定程度上提高生产系统的生产效率、安全性和适用性。关键词: 齿轮小车; 环形轨道; 自动化智能车间AbstractThe gear trolley designed to move on the ring track is a model for the future development of the factory transport car and transport car, and is also one of the basic equipment for improving market productivity and social progress. The innovative design can realize the automation in the workshop all the time without the workers working in the workshop, and can control the speed of the trolley and the switch of the transport car through the remote signal, and achieve the effect of saving time, labor and safety.With the development of intelligence and workshop automation, the carts in the workshop will gradually realize automation. Therefore, the design of this product will further improve the level of mechanical automation, improve working conditions, increase productivity and so on.In our actual production life , the design should also have the advantages of intelligent , remote and unmanned operation , for example , connecting the trolley control system to the Internet , or connecting with multiple controllers to form a local area network , so that the information exchange between the production system and the control system and the self - generated system is more accurate , and the production efficiency , safety and applicability of the production system can be improved to a certain extent .Key words: gear trolley; ring track; automatic intelligent workshop目录第一章 绪论 .11.1 齿轮传动的意义 11.2 齿轮小车的控制结构 11.3 运料小车的发展 1第二章 总体设计方案 .32.1 方案分析 32.2 单电机设计方案 32.3 双电机设计方案 42.4 传动方案的确定 42.5 小车参数的确定 5第三章 结构设计及计算 .63.1 驱动电机选型计算 63.1.1 运动参数计算 .63.1.2 受力分析 .73.1.3 电机选型 .83.2 联轴器型号选择 .103.3 蜗杆传动设计与计算 .113.3.1 蜗杆材料选择 113.3.2 蜗杆受力分析计算 113.3.3 蜗杆与蜗轮强度设计计算 133.3.4 蜗杆与蜗轮的主要设计参数和几何参数 143.3.5 蜗杆传动效率和热平衡校核 163.4 小车前轴轴系设计与计算 .173.4.1 前轴轴系设计分析说明 173.4.2 前轴轴系的装配简图 173.4.3 拟定前轮轴系装配方案并确定轴段尺寸参数 173.4.4 求解轴所受的载荷 183.5 小车后轴轴系设计与计算 .203.5.1 后轴轴系设计分析说明 203.5.2 后轴轴系的装配简图 203.5.3 拟定后轮轴系装配方案并确定轴段尺寸参数 213.5.4 求解轴所受的载荷 213.6 滚动轴承的设计与计算 263.6.1 前轮滚动轴承设计验算 263.6.2 蜗杆轴轴承设计验算 273.6.3 后轮轴轴承设计验算 293.7 齿轮齿条设计与计算 303.7.1 选定齿轮类型、精度等级、材料 .303.7.2 齿轮强度计算与校核 .303.7.3 按齿根弯曲疲劳强度校核 .343.8 车体的有限元分析 35第四章 成本估算 .384.1 设备成本估算 384.2 设备安全评估 384.3 设备操作规范 39结论与展望 40参考文献 41致 谢 421第一章 绪论1.1齿轮传动的意义齿轮传动是机械传动中最主要的一类传动,它传动的形式很多,应用广泛,传递的功率可达数十万千瓦。齿轮传动的主要特点是:(1)普通机械传动效率高,其中齿轮传动效率最高。这对于高功率传输非常重要。 因为即使效率只提高了 1%,也具有很大的经济意义。(2)寿命长,设计可靠 (3)结构紧凑,在相同的工作条件下,齿轮传动所需的空间尺寸是很小的。 (4)传输比稳定是传输性能的基本要求。齿轮传动的广泛应用,也正是由于这一特点 。11.2齿轮小车的控制结构在齿轮小车的系统中,包含硬件系统和软件系统。硬件系统包括双轨道、齿轮小车、槽轮、齿轮、电机、蜗轮蜗杆、万向轮、传感器等。软件系统主要包括自动智能控制和远程计算机控制等。小车的控制主要有两种方式:1)人工控制,人工控制指的是通过人为来确定小车运动的状态、小车运动的速度以及小车运动的位置信息等指定为一定的参数,通过人为给定相应的参数,从来实现控制小车的运动。 2)智能控制,它主要是指电控气动,即电磁阀接受电控单元发出的命令进行相应的动作,通过在计算机上输入相应的控制参数来实现相应的自动化和智能化。1.3 运料小车的发展最初运料小车依靠的是人力来实现物料的转移,而且运输机构多为物料小车。随着现代工业设备的自动化程度的增加,越来越多的运料小车采用铁轨式小车和人工之间的配合。然而目前国内最先进的运料小车仍是采用铁轨式小车和 PLC 的结合。在现代化工业生产中,为了提高劳动生产率,降低成本,减轻工人的劳动负担,要求整个工艺生产过程全盘自动化,这就离不开自动化智能化的控制系统。自动化智2能化的控制系统是整个生产线的灵魂,对整个生产线起着指挥作用。一旦控制系统出现故障,轻者影响生产线的继续进行,重者甚至发生人生安全事故,这样将给企业造成重大损失。 送料小车是基于 PLC 控制系统来设计的,控制系统的每一步动作都直接作用于送料小车的运行,因此,送料小车性能的好坏与控制系统性能的好坏有着直接的关系。送料小车能否正常运行、工作效率的高低都与控制系统密不可分。3第二章 总体设计方案2.1 方案分析本次设计小车的运行轨道为环形轨道,其转弯半径较小。因此在转向过程中就必须考虑轨道内侧车轮与轨道外侧车轮的转速不一致的现象。所以必须设计为内侧车轮与外侧车轮可不同步转动的结构形式。差速原理如下图所示 。2图 2-1 转弯差速原理图由于 (2-11RWV221):内侧轨道半径:外侧轨道半径2R:内侧车轮的轮缘线速度1V:外侧车轮的轮缘线速度2:车转弯是的角速度W显然 ,由此应考虑差速设计12V2.2 单电机设计方案采用单电机设计方案,不可避免的需要在小车后桥布置差速器,而且电机的动力应该经过至少一次减速传动,再通过车轴传递给差速器,最后由差速器将动力分4配给内侧和外侧两侧的车轮,其原理图如下所示:图 2-2 单电机设计原理图2.3 双电机设计方案采用双电机后驱设计,将两个电机分别布置在运料小车的后桥的左右两侧,电机通过一次啮合减速,或者多次啮合减速后,将动力传递给各自所对应的车轮,其原理图如下所示。图 2-3 双电机设计原理图2.4 传动方案的确定综合分析上述两种布置方案,单电机设计成本低,小车的运动能得到满足,且小车设计比较简洁,能大量减轻小车的重量,相比于双电机能承载更多的物料。虽然其传动动力没有双电机大,但考虑到此设计的应用和成本的控制问题,采用第一种布置方案,即单电机后驱设计传动。52.5 小车参数的确定本毕业设计需要设计一辆用于工厂生产的零部件运料小车,能够满足基本的结构强度要求,工作工况要求和使用寿命要求,可以在水平面上的环形齿轮轨道上顺利运行。由于本设计应用了齿形轨道,且固定在轨道的侧面上因此不必考虑小车在行驶过程中的转向要求。小车的设计参数如下额定负载:30kg最大负载:50kg运料小车车身的长度:400mm运料小车车身的宽度:400mm小车转弯半径:100cm运料小车的平均行驶速度:100mm/s小车最大速度:1m/s6第三章 结构设计及计算3.1 驱动电机选型计算考虑到 PLC 芯片对于运料小车控制的灵敏性以及精确性,一般采用直流伺服电机。查阅机械设计师手册 ,可得出如下直流伺服电机选型计算依据。3.1.1 运动参数计算由于小车平均速度为 100mm/s,所以车轮的转速为(3-1) dvn10式中 :车轮的转速1n:小车平均速度 100mm/sv:车轮轴的直径 140mm/sd所以 =22.8r/min1n选择单头蜗杆,60 齿的蜗轮,其传动比为(3-2)12zi式中 :蜗轮蜗杆传动比i:蜗杆的齿数 11z:蜗轮的齿数 602故 i=60电机的转速为(3-3)in10式中 :电机的转速0n:车轮的转速 22.8r/min1:蜗轮蜗杆传动比 60i7故 =1368r/min0n3.1.2 受力分析运料小车的受力分析如下,小车的自重为 p(3-4)abhp式中 P:小车的自重:材料系数mN/10875.44:小车的宽度 400mma:小车的长度 400mmb:小车地板的厚度 20mmh故 P=134N承载重物的重力(3-5)mgG式中 G:承载重物的重力:承载重物的质量 30Kgm:重力系数 9.8N/Kgg故 G=294N由平衡方程可得以下方程(3-6)020GpFcaz有(3-7)17.5.6. PMZ有(3-8)ba(3-9)dcF其中 :后轮所受的横向压力aF:后轮所受的径向压力b8:前轮所受的横向压力cF:前轮所受的径向压力d:承载重物的重力 294NG:小车的自重为 134Np故可得 , 。NFba5.143NFdc4.75后轮受到的滚动力矩为(3-10)aMfmx式中 :额定滚动力矩f:最大的滚动力矩maxM:调整系数 0.006:后轮所受的横向压力aF故 =0.861N/mmx受到的牵引力为(3-11)vdMFmax式中 :受到的牵引力F:最大的滚动力矩 0.861N/mmaxM:小车的滚动速度 0.07v/sv:力矩到作用点的距离 1md故 F=12.3N3.1.3 电机选型(1) 电机轴的输出力矩计算(3-12)108.92GyuWDFTd式中 :电机轴的输出力矩d9:轴心对应 y 轴上的距离 0.8 m y:转动惯量 143.5N w:速比系数 0.15 U:受到的牵引力 12.3N F:增速比 60G故 Td=0.601 mN(2)电机轴的负载惯性(3-13)43122JGJd其中 :电机轴的负载惯性dJ:增速比 60G:车轮的转动惯量 0.015kg1 m:蜗杆的转动惯量 0.000021kg2J:蜗轮的转动惯量 0.011kg3 :蜗轮轴的转动惯量 0.025156kg4J m故 =0.00003521kgd(3)电机的选择根据额定转矩和转动惯量可查阅机械设计手册 ,选择如下的电机型号:, =2260, 直径 60mm, 石墨电刷 80w, =1290 。ONMAFmJ2cg(4)空载加速性能分析最大空载加速转矩发生在运料小车携带工件,从静止加速到电机最高转速时所用的转矩,也是电机的最大输出转矩 。axT(3-14)Jmax式中 :电机的最大输出转矩maxTJ:电机的转动惯量 0.91:电机轴的偏转角度 110故 mNT91.0max加速时间(3-15)maT4其中 :加速时间aT:时间常数 19msm故 sa076.3.2 联轴器型号选择选择联轴器的类型时应该根据使用要求和工作条件来确定,一般可以通过如下几点来考虑:(1)工作转速的高低,一般不能超过相应联轴器的许用转速。 (2)传递转矩的大小和性质以及对缓冲、减振方面的要求。 (3)联轴器的制造、安装、维护和成本,工作环境以及使用寿命等 。 (4)由制造、安装误差,轴受载变形等引3起的两轴线相对位移程度。通过上述的叙述,由于本设计的运料小车电机功率小,传递扭矩小,没有特殊的缓冲减振需求;而且不要求较高的安装精度,因此选用键连接套筒联轴器。设计如下图所示的结构。图 3-1 联轴器结构图按销钉的剪切强度校核计算11(3-16)8ZDKTdm销钉选用 45 号钢,其材料常数为 , ,硬度为MPab637Pas35217255HBS。式中 d 为实际的轴径:销钉的许用切应力a478:选择过载限制系数 1.6k:电机轴的转矩TmN601.:联轴器直径 12mmmDZ:接触面的个数 1故 d067.2取 d=5mm 即可满足强度要求。3.3 蜗杆传动设计与计算查阅机械设计师手册 ,根据实际需求,选择普通圆柱渐开线蜗杆。这种蜗杆可以通过磨削加工,容易保证加工精度,传动效率较高。3.3.1 蜗杆材料选择蜗轮采用整体普通铸造,材料使用灰铸铁 HT200 即可,采用金属模铸造。蜗杆要求表面硬度和耐磨性较高,故选用材料 40Cr,应采用表面淬火处理,以增加蜗杆的表面耐磨性能。3.3.2 蜗杆受力分析计算计算蜗轮受到的转矩 2T(3-17)26105.9np式中 :蜗轮受到的转矩2T12:电机的输出功率 0.056w2p:电机的转速 23.51r/minn故 mNT7482图 3-2 蜗杆受力分析蜗杆与蜗轮上受到的各力的大小为(3-18)20tan22111rtatFdT式中 :蜗轮所受的轴向力1tF:蜗轮所受的周向力2a:蜗杆所受到的径向力1:蜗轮所受到的径向力2tF:蜗杆所受的轴向力1r:蜗轮所受的轴向力2r:蜗杆所受到的扭矩 6011TmN/:蜗轮所受到的扭矩 23101213计算得 =53.7N, , 。21atFNFta2.59621NFr0.21713.3.3 蜗杆与蜗轮强度设计计算根据渐开线蜗杆传动的设计准则,按照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渐开线传动中。 齿根弯曲疲劳强度公式为:(3-19)YZkTdmaFv253.12(3-20)vAk式中 :载荷分布不均匀系数 1k:使用系数 A15.:传动载荷系数v.故可得 26.k40Cr 普通渐开线蜗轮的许用弯曲应力 MPaF48蜗轮当量齿数为(3-21)rZvv3cos2式中 :蜗杆的当量齿数 58.97vZ:蜗轮当量齿数2:蜗轮齿数 60:蜗轮齿偏角为4813计算得 2.vZ由 ,查阅机械设计手册可得齿形系数60,22VX 3.2aFY螺旋角系数 973.为Y14故可得 YZkTdmaFv253.12根据手册,可查得其它几何尺寸计算公式,最终经计算取推荐值后的数据如下。中心距 ,模数 m=1.25mm,分度圆直径 , ,蜗杆头a50 md4.21d3512数 ,蜗轮齿数 。1z602z3.3.4 蜗杆与蜗轮的主要设计参数和几何参数(1)蜗杆参数轴向齿距(3-22)mPa式中 :轴向齿距ap:蜗轮模数为 1.25m故 a925.3齿顶圆直径(3-23)mhada21式中 :齿顶圆直径1ad:蜗轮模数 1.25m:分度圆直径 22.4mm1:齿顶高系数 1ah故 =24.9mm1d齿根圆直径 (3-24))(21cmhadf 式中 :齿根圆直径1fd:分度圆直径 22.4mm15:齿顶高系数 1ah故 mdf275.91蜗杆轴向齿厚 (3-25)ma21式中 :蜗杆轴向齿厚 am:蜗杆模数 1.25计算得 ma9625.1(2)蜗轮参数蜗轮分度圆直径(3-26)2zd式中 :蜗轮分度圆直径2dm:蜗轮模数 1.25:蜗轮齿数 602z故 d5.7蜗轮齿顶圆直径(3-27))(222 xhamda式中 为蜗轮齿顶圆直径2ad:蜗轮分度圆直径 77.5m:蜗轮模数 1.25:蜗轮齿数 602z故 mda1.802蜗轮齿根圆直径(3-28))(222 cxhamdf16式中 :蜗轮齿根圆直径2fd:蜗轮分度圆直径 77.5m:蜗轮模数 1.25:蜗轮齿数 62z:齿顶高系数 1ah故 mdf475.23.3.5 蜗杆传动效率和热平衡校核(1)蜗杆传动效率计算蜗杆的传动效率公式为(3-29)321y(3-30))tan(1v其中 :蜗杆传动啮合效率1y:当量摩擦角v43:蜗轮偏向角度80故 =74.95%1y:搅油损耗效率,本设计不采用任何润滑故无搅油损耗取为 12:轴承效率取为3y98.0故得 %45.7(2)热平衡校核对于连续传动的闭式蜗杆传动,考虑到温开过高破坏润滑条件,而引发的传动破坏。而本次设计开式无润滑的传动形式,故无需验证热平衡性。173.4 小车前轴轴系设计与计算3.4.1 前轴轴系设计分析说明轴的设计包括轴的结构设计和轴的计算。轴的计算主要包括了强度计算、轴的刚度计算和轴的临界转速计算。轴的设计原则是,在满足结构要求和强度刚度要求的条件下,设计出尺寸小、重量轻、安全可靠,工艺上经济合理,便于维护检修的的轴。本论文设计的运料小车前轮轴只承受弯矩,而不承受扭矩,因此属于心轴,其设计计算,应该按照心轴设计原则进行 。43.4.2 前轴轴系的装配简图根据轴的应力状态和运料车的具体几何尺寸,确定出前轴的合理外形和各个轴段的直径、长度以及其局部的细节结构。考虑到前轴的承载性质、载荷大小、载荷方向以及整个小车的传动布局,轴上零件的布置与固定方式,轴承的类型及尺寸,轴的毛坯材料及毛坯的类型,制造工艺及装配工艺等因素,最终得到如下图所示的前轴轴系的装配简图.图 3-3 前轴轴系装配简图3.4.3 拟定前轮轴系装配方案并确定轴段尺寸参数(1)拟定装配方案装配方案是:从轴的左端先安装左侧轴承,轴承右端轴肩定位,轴承左端轴用弹性挡圈固定,并且通过孔用弹性挡圈将左侧车轮与左侧轴承固定;再将轴从右端穿过支架,并且用普通平键和双圆螺母将轴固定在支架上,最后通过两个轴用弹性18挡圈和一个孔用弹性挡圈将右侧车轮固定在轴上。这样通过装配以及定位要求,就可以初步确定各轴段的尺寸。(2)确定轴段尺寸参数由于运料小车工作载荷低,工况良好,轴承不承受轴向载荷,因此初步选择普通球轴承。运料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。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查得 6004 型轴承的定位轴肩高度 h =2.5mm,因此取 d =25mm。取安装左、右轮毂处的轴段的直径 d = 30mm;轮毂的左端采用轴肩定位,右端用双圆螺母夹紧轮毂。已知轮毂的宽度为 34mm,为了使螺母端面可靠地压紧左右轮毂,此轴段应略短于轮毂的宽度。故取 l =32mm。左右轮毂的左段采用轴肩定位,轴肩高度 h 0.07 d 取 h =3mm。其余尺寸根据前轮轴上关于左右轮毂结合面基本对称可任意确定尺寸 。5(3)轴上零件的周向定位轮毂与轴的周向定位采用平键联接。同时为了保证左右轮毂与轴配合有良好的对中性,故选择左右轮毂与轴的配合 H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的,选轴的直径尺寸公差为 j 7。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 1x45,各轴肩处的圆角半径为 R 1。3.4.4 求解轴所受的载荷由于本毕业设计的轴长度短,挠曲变形小,因此只进行轴的静强度计算。对于静强度计算,不可避免的需要作轴的弯矩和剪力图。因此,有必要首先求解轴所受到的载荷。根据轴的实际设计形状,进行抽象,将其视为简支梁模型。其模型图和弯矩图如下所示。图 3-4 车前轴弯矩图19(1)按轴弯矩图校核轴的强度(3-31)CF(3-32)211式中 :A 端的支反力1F:B 端的支反力2:轴所受的力 75.4Nc故可得 NF7.321(3-33)1LFMc式中 :A 端所承受的弯矩cM:A 端的支反力 37.7N1F:力到作用点的距离 40mmL故可得 mNc508(2)按弯曲应力校核轴的强度按照弯曲应力校核轴强度时,一般选择轴的危险截面,常见的危险截面有弯矩最大截面和轴径最小截面,经分析,弯矩最大截面 C 面上的弯曲应力大于最小轴径截面,故只对 C 截面进行校核。对于最大弯矩截面 C(3-34)1WMac式中 :45 钢调质处理屈服极限1Pa60:A 端所承受的弯矩为 1508MmNW :弯矩模量(3-35)dtbW2)(3沈阳化工大学本科毕业设计说明书 第三章 结构设计及计算20式中 d:轴的直径 30mmb:重心所对应的横坐标值 8mmt:重心所对应的纵坐标值 4mm故 W=2288.84 3m故可得 6.01MPaca经计算满足强度要求,前文已经叙述不再进行刚度计算、挠曲计算和临界转速计算。3.5 小车后轴轴系设计与计算3.5.1 后轴轴系设计分析说明本论文设计的运料小车后轮轴同时承受弯矩和扭矩作用,因此属于传动轴,其设计计算,应该按照传动轴设计原则进行。图 3-5 传动系统图3.5.2 后轴轴系的装配简图根据轴的应力状态和运料车的具体几何尺寸,确定出前轴的合理外形和各个轴段的直径、长度以及其局部的细节结构。考虑到前轴的承载性质、载荷大小、载荷方向以及整个小车的传动布局,轴上零件的布置与固定方式,轴承的类型及尺寸,轴的毛坯材料及毛坯的类型,制造工艺及装配工艺等因素,最终得到如下图所示的运料小车后轴的轴系装配简图 。6沈阳化工大学本科毕业设计说明书 第三章 结构设计及计算21图 3-6 后轴的轴系装配简图3.5.3 拟定后轮轴系装配方案并确定轴段尺寸参数(1)拟定装配方案装配方案是:先将轴从左侧穿过左侧的支架孔,并且通过深沟球轴承将轴和支架转动连接;再从轴的右端安装蜗轮,蜗轮左侧通过轴肩定位,蜗轮通过普通平键周向定位,并且通过双圆螺母轴向固定;再通过轴承将轴与右侧的支架转动连接;最后通过轴承安装两个车轮。这样通过装配以及定位要求,就可以初步确定各轴段的尺寸 。7(2)确定轴段尺寸参数初步选择滚动轴承,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由机械工程师设计手册查得 6206 型轴承的定位轴肩高度 h =3mm,因此,取 d =36mm。轴用弹性挡圈为标准件。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 d =26mm。其余尺寸根据零件的结构和装配要求可任意选取 。8(3)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 1x45,各轴肩处的圆角半径为 1 R 。3.5.4 求解轴所受的载荷图 3-7 后轴的轴系受力图沈阳化工大学本科毕业设计说明书 第三章 结构设计及计算22图 3-8 后轴的轴系纵向受力图图 3-9 后轴的轴系纵向弯矩图图 3-10 后轴的轴系简化受力图图 3-11 后轴的轴系横轴方向弯矩图图 3-12 后轴的轴系纵轴方向弯矩图沈阳化工大学本科毕业设计说明书 第三章 结构设计及计算23图 3-13 后轴的轴系承受的弯矩图(a)由水平面受力简图可得后轮轴上的尺寸 , 。由水平面受力简图可得 A ,BmL281403的支反力为(3-36)211Fthn式中 :轴所受到的力 596.2N2tF:A 端的支反力1hn:B 端的支反力2故可得 NFhn1.29811集中力作用截面的弯矩为(3-37)1LFMnhd(3-38)0ba式中 :集中力作用截面的弯矩hdM为 A 跟 B 两端的距离 28mm1L:A 端的支反力 298.1N1hnF:A 端的弯矩 0a:B 端的弯矩 0hbM故可得 =8346.8dmN(b)由静力平衡方程求 A,B 支座的支反力沈阳化工大学本科毕业设计说明书 第三章 结构设计及计算24(3-39)2DFMa式中 :A 处的弯矩aM:C 处所承受的径向力 53.7N2FD:轴的长度 80mm故可得 =2128Na由静力平衡方程可得一下方程(3-40)0AM(3-41)0)2(311122 LFLFhvar式中 :A 端所承受的总弯矩M:A 跟 B 两端的距离 28mm1L:C 跟 B 两端的距离 28mm2:C 跟 D 两端的距离 40mm3:A 处的弯矩 2128NaM故可得 NFhv4.1232(3-42)0yF(3-43)221rhv式中 :A 端的支反力 298.1N1hnF:B 端的支反力 298.1N2:Y 轴方向的总受力y:C 处的径向力2rFN4.123故可得 hv9.71在 AD 段时,弯矩 M( )为1X沈阳化工大学本科毕业设计说明书 第三章 结构设计及计算25其中 0 28 (3-44)119.72)(1 XFXMhv 1X式中 M( ):AD 段的弯矩:B 处所承受的径向力 172.9N1hvF在 DB 段时,弯矩 M( )为2X(3-45)MXFrhv222)8()(M( )=7162.5-21.4 其中 0 28 (3-46)2式中 M( ):DB 段的弯矩X:C 处所承受的径向力 123.4N2hvF:变形最大处的弯矩在 BC 段时,弯矩 M( )为3X其中 0 40 (3-47)335.14)(F 3X(3-48)0vca式中 :左端的弯矩vd:右端的弯矩M故可得 , ,m2.481Nvd左 mNMvd5.7162右 mNMvb0.691由上求 A,B,C,D 截面的总弯矩 M(3-49)0ca(3-50)221左vdhd(3-51)2右式中 :左端的弯矩vdMmN.48:右端的弯矩 5.716故可得 , , ,veb302mNMd2.9561 m5.9642NMd
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