无碳小车设计2

1、南 湖 学 院课程设计报告书 题 目： 无碳小车的设计 系 部： 机电系 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： N机自10-1F 姓 名： 龚畅 学 号： 24101900333 序 号： 09 组号： 1 2012年 12 月 25 日III 南湖学院 课程设计任务书设计题目： 无碳小车的设计 系 部： 机电系 专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名: 龚畅 学号:24101900333序号: 09 指导教师: 谭湘夫 南湖学院课程设计 机械设计课程设计任务书1课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）：一、设计题目 无碳小车的设计1.设计布置方案图1 无碳小车示意

2、图2.功能设计要求 以重力势能驱动的具有方向控制功能的无碳小车。给定一重力势能，根据能量转换原理，设计一种可将该重力势能转换为机械能并可用来驱动小车行走的装置。该无碳小车在前行时能够自动避开赛道上设置的障碍物（每间隔1米，放置一个直径20mm、高200mm的弹性障碍圆棒）。给定重力势能为5焦耳（取g=10m/s2），竞赛时统一用质量为1Kg的重块（50×65 mm，普通碳钢）铅垂下降来获得，落差500±2mm，图2 无碳小车在重力势能作用下自动行走示意图重块落下后，须被小车承载并同小车一起运动，不允许掉落。要求小车前行过程中完成的所有动作所需的能量均由此能量转换获得，不可使

3、用任何其他的能量形式。小车要求采用三轮结构（1个转向轮，2个驱动轮），具体结构造型以及材料选用均由参赛者自主设计完成。要求满足：小车上面要装载一件外形尺寸为60×20 mm的实心圆柱型钢制质量块作为载荷，其质量应不小于400克；在小车行走过程中，载荷不允许掉落。转向轮最大外径应不小于30mm。二.技术要求1、1个转向轮和2个驱动轮的设计2、转向轮控制机构的设计计算；3、轴的设计；4、轴承的选择；5、装配图、零件图的绘制；6、设计计算说明书的编写；三.工作要求1. 学生应当在指导老师指导下完成设计,必须独立完成设计任务,严禁抄袭,一经发现成绩以不及格计,并给予批评教育各严肃处理.2.

4、课程设计期间要严格遵守学习纪律,在此期间缺勤1/3以上,成绩以不及格计.3. 课程设计报告书一律打印在A4纸上,同时配上封面装订成册. 机械设计课程设计任务书2对课程设计成果的要求包括图表、实物等硬件要求：1、要求（1）说明书要认真、准确、条理清晰，参考文献要注明出处（2）按word排版，公式编辑器编辑公式（3）图纸按CAD作图，数据准确，图面整洁2、任务（1）转向轮控制机构的总装配图一张（2）主要零件图两张（3）设计说明书一份3主要参考文献：l 要求按国标GB 771487文后参考文献著录规则书写，例如：1 濮良贵，纪名刚.机械设计.第八版.北京:高等教育出版社,20102 杨光，席伟光等.

5、机械设计课程设计手册.第二版.北京:高等教育出版社,20103 刘鸿文.材料力学.第四版. 北京:高等教育出版社,20094 甘永立.几何量公差与检测.第八版.上海:上海科学技术出版社,2009II目 录1 前言- 1 -2 设计任务- 1 -2.1 设计题目- 1 -2.1.1 设计布置方案- 1 -2.1.2 功能设计要求- 2 -2.2 技术要求- 3 -3 动力的获得及传动方案的分析与拟定- 3 -3.1动力的获得- 3 -3.2 传动方案的分析与拟定- 3 -4 齿轮的设计计算- 4 -4.1 选精度等级、材料及齿数- 4 -4.2 按齿面接触强度设计- 4 -4.2.1 确定公式内

6、的各计算数值- 4 -4.2.2 计算- 5 -4.3 按齿根弯曲强度设计- 6 -4.3.1 确定计算参数- 7 -4.3.2 设计计算- 8 -4.4 几何尺寸计算- 8 -5 轴的设计计算- 9 -5.1 求作用在齿轮上的力- 9 -5.2 初步确定轴的最小直径- 9 -5.3 轴的结构设计- 9 -5.3.1 拟定轴上零件的装配方案- 9 -5.3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度- 9 -5.4 求轴上的载荷- 10 -5.6 精确校核轴的疲劳强度- 10 -5.6.1 判断危险截面- 10 -5.6.2 截面IV右侧- 10 -6 轴承的选择及计算- 11 -6.1 轴

7、承的选择- 11 -6.2 计算- 13 -6.2.1 径向力- 13 -6.2.2 派生力- 13 -6.2.3 轴向力- 13 -6.3.4 当量载荷- 14 -6.3.5 轴承寿命的校核- 14 -7 带轮的设计计算- 14 -7.1 确定计算功率- 14 -7.2 选择V带的带型- 14 -7.3 确定带轮的基准直径- 15 -7.3.1 初选小带轮的基准直径- 15 -7.4 确定中心距a，并选择V带的基准长度La- 15 -7.5 验算小带轮上的包角- 16 -7.6 确定带的根数z- 17 -7.7 确定带的初拉力- 17 -7.8 计算带传动的压轴力- 17 -7.9 带轮结构

8、设计及工作图- 18 -8 键连接的选择与校核计算- 18 -8.1 选择键连接的类型及尺寸- 18 -8.2 校核键连接的强度- 19 -9 车身及车轮的设计- 19 -10 设计小结- 19 -参考文献- 19 - i南湖学院课程设计 1 前言机械设计课程设计是机械设计课程教学的一个重要的实践环节。本次课程设计题为“无碳小车的设计”， 题目要求完成以重力势能驱动的具有方向控制功能的无碳小车的设计。通过本环节的小车的机械设计，利用先修课程-机械制图、理论力学、材料力学、工程材料、机械制造基础及机械设计中的理论知识在此次设计实践中加以综合运用，完成小车的齿轮、轴承、轴、带轮、V带、曲柄摇杆及车

9、身与车轮的设计，达到任务书中所要求的预期效果。同时我们的创新思维也能够在其中得到大大的提高。2 设计任务2.1 设计题目无碳小车的设计2.1.1 设计布置方案图1 总体布置简图1、3质量块；2支架；4转向轮；5驱动轮；6、8滑轮；7绳图2 总体布局简图1曲柄摇杆：2转向轮；3车身2.1.2 功能设计要求以重力势能驱动的具有方向控制功能的无碳小车。给定一重力势能，根据能量转换原理，设计一种可将该重力势能转换为机械能并可用来驱动小车行走的装置。该无碳小车在前行时能够自动避开赛道上设置的障碍物（每间隔1米，放置一个直径20mm、高200mm的弹性障碍圆棒）。图3 无碳小车在重力势能作用下自动行走示意

10、图给定重力势能为5焦耳（取g=10m/s2），竞赛时统一用质量为1Kg的重块（50×65 mm，普通碳钢）铅垂下降来获得，落差500±2mm。重块落下后，须被小车承载并同小车一起运动，不允许掉落。要求小车前行过程中完成的所有动作所需的能量均由此能量转换获得，不可使用任何其他的能量形式。小车要求采用三轮结构（1个转向轮，2个驱动轮），具体结构造型以及材料选用均由参赛者自主设计完成。要求满足：小车上面要装载一件外形尺寸为60×20 mm的实心圆柱型钢制质量块作为载荷，其质量应不小于400克；在小车行走过程中，载荷不允许掉落。转向轮最大外径应不小于30mm。2.2 技术

11、要求1、1个转向轮和2个驱动轮的设计2、转向轮控制机构的设计计算；3、轴的设计；4、轴承的选择；5、装配图、零件图的绘制；6、设计计算说明书的编写；3 动力的获得及传动方案的分析与拟定3.1动力的获得题目要求设计以重力势能驱动的具有方向控制功能的无碳小车。即给定一重力势能，根据能量转换原理，设计一种可将该重力势能转换为机械能并可用来驱动小车行走的装置。可见无碳小车的动力完全由重力势能通过能量转化原理得到的机械能所提供。给定重力势能为5焦耳（取g=10m/s2），质量为1Kg的重块（50×65 mm，普通碳钢）铅垂下降来获得，落差500±2mm。图4 小车的动力系统3.2 传

12、动方案的分析与拟定 由题目可知,小车由一个转向轮和两个驱动轮组成，可以通过带传动连接驱动轮与传动轴，并由传动轴带动曲柄摇杆转动以控制转向轮的转动，从而控制小车的运行方向。如图4所示： 图5 小车转动结构简图曲柄摇杆；2传动轴；3车身；4驱动轮；5带传动装置4 齿轮的设计计算4.1 选精度等级、材料及齿数材料及热处理:1） 由机械设计（第八版）表101，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 ；2） 由机械设计（第八版）表108，精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数20，大齿轮齿数100；4） 选取

13、螺旋角。初选螺旋角14°4.2 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式机械设计（第八版）（1021）试算，即 dt （41）4.2.1 确定公式内的各计算数值（1） 试选（2） 由机械设计（第八版）图1030选取区域系数（3） 由机械设计（第八版）表107选取尺宽系数1（4） 由机械设计（第八版）图1026查得，则（5） 由机械设计（第八版）表106查得材料的弹性影响系数189Mpa（6） 由机械设计（第八版）图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限550MPa；（7） 由机械设计（第八版）

14、式（1013）计算应力循环次数60n1jLh60×192×1×（2×8×300×5）3.32×10 （42） /56.64×107 （43）（8） 由机械设计（第八版）图1019查得接触疲劳寿命系数:KHN10.95；KHN20.98（9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由机械设计（第八版）式（1012）得 0.95×600MPa570MPa （44） 0.98×550MPa539MPa （45） /2554.5MPa （46）4.2.2 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径=

15、44.5mm （47）（2） 计算圆周速度v=0.45m/s （48）（3） 计算齿宽b及模数 1×44.5mm=44.5mm （49）=2.16 （410） h=2.25mnt=2.25×2.16mm=4.86mm （411）b/h=44.5/4.86=9.16 （412）（4） 计算纵向重合度 =0.318×1×tan14=1.59 （413）（5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取=1根据v=0.45m/s,7级精度，由机械设计（第八版）图108查得动载系数KV=1.11；由机械设计（第八版）表104查的的计算公式和直齿轮的相同，故 1.12+

16、0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×1067.85=1.42 （414）由机械设计（第八版）表 1013查得=1.36由机械设计（第八版）表103查得=1.4。故载荷系数 K= 1×1.03×1.4×1.42=2.05 （415）（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由机械设计（第八版）式（1010a）得 =mm=110mm （416）（7）计算模数 =mm=3.74mm （417）4.3 按齿根弯曲强度设计由机械设计（第八版）式(1017) （418） 4.3.1 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=1×1.

17、03×1.4×1.36=1.96 （419） （2） 根据纵向重合度= =1.59，从图1028查得螺旋角影响系数 0.88（3） 计算当量齿数/=20/cos14=21.89 （420） =100/cos14=109.47 （421）（4） 查取齿型系数由机械设计（第八版）表105查得 =2.724；=2.172 （422）（5） 查取应力校正系数由机械设计（第八版）表105查得=1.569； =1.798 （423）（6） 计算=500Mpa=380MPa=0.95=0.98=266MPa （424）（7） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.0126 （425）=0.01

18、468 （426） 大齿轮的数值大。4.3.2 设计计算=2.4 （427）=2.54.4 几何尺寸计算1） 计算中心距=32.9，取=33 （428）=165 （429）a=255.07mm （430）a圆整后取255mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos= （431）3） 计算小、大齿轮的分度圆直径=44.5mm （432）=110mm （433）4） 计算齿轮宽度 b= =0.8x44.5mm=35.6mm （434） 圆整后取=40mm， =36mm （435）5 轴的设计计算5.1 求作用在齿轮上的力=899N=337N=tan=223N； （51）5.2 初步确定轴的最小

19、直径d=34.2mm （52）5.3 轴的结构设计5.3.1 拟定轴上零件的装配方案图6 轴的结构与装配5.3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。6. VI-VIII长度为44mm。5.4 求轴上的载荷 =1418.5N66207.563.5=

20、603.5N查得轴承30307的Y值为1.6=443N=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故： =638N=189N图7 轴的载荷分布图5.6 精确校核轴的疲劳强度5.6.1 判断危险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面5.6.2 截面IV右侧 （53）截面上的转切应力为 （54） （55）由于轴选用40cr，调质处理，所以，。 综合系数的计算由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，轴的材料敏感系数为，故有效应力集中系数为 （56）尺寸系数为，扭转尺寸系数为，轴采用磨削加工，表面质量系数为，轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为 （57）碳钢系数的确定碳钢的特

21、性系数取为，安全系数的计算轴的疲劳安全系数为 （58）故轴的选用安全。6 轴承的选择及计算6.1 轴承的选择 图8 滚动轴承的基本结构1-外圈；2-密封；3-引导环；4-滚动体；5-内圈；6-保持架合理选择轴承的类型、尺寸系列、内径以及诸如公差等级、特殊结构；根据表1 ，综合考虑，选择轴承30206表1 滚动轴承的主要类型及其代号轴承类型结构简图、承载方向类型代号尺寸系列代号组合代号特性调心球轴承1(1)1(1)(0)222(0)323 12221323主要承受径向载荷，也可同时承受少量的双向轴向载荷。外圈滚道为球面，具有自动调心性能。 内外圈轴线相对偏斜允许 2°3°，适

22、用于多支轴，弯曲刚度小的轴以及难于精确对中的支承。调心滚子轴承222222221322233031324041213222223230231232240241用于承受径向载荷，其承载能力比调心球轴承约大一倍，也能承受少量的双向轴向载荷。外圈滚道为球面，具有调心性能，内外圈轴线相对偏斜允许0.5°2°，适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴以及难于精确对中的支承推力调心滚子轴承222929394292293294可以承受很大的轴向载荷和一定的径向载荷。滚子为鼓形，外圈滚道为球面，能自动调心，允许轴线偏斜 2°3°，转速可比推力球轴承高，常用于水轮机轴和起重机转盘等

23、圆锥滚子轴承333333333302031320222329303132302303313320322323329330331332能承受较大的径向载荷和单向的轴向载荷，极限转速较低。 内外圈可分离，故轴承游隙可在安装时调整，通常成对使用，对称安装。适用于转速不太高、轴的刚性较好场合。双列深沟球轴承44(2)2(2)34243主要承受径向载荷，也能承受一定的双向轴向载荷它比深沟球轴承具有较大承载能力推力球轴承单向555511121314511512513514推力球轴承的套圈与滚动体多半是可分离的。单向推力球轴承只能承受单向轴向载荷，两个圈的内孔不一样大，内径较小的是紧圈与轴配合，内孔较大的是

24、松圈，与机座固定在一起。极限转速较低，适用于轴向力大而 转速较低的埸合。双向555222324522523524双向推力轴承可承受双向轴向载荷，中间圈为紧圈，与轴配合，另两圈为松圈。 高速时，由于离心力大，球与保持架因摩擦而发热严重，寿命较低。常用于轴向载荷大、转速不高处。深沟球轴承666616666617371819(0)0(1)0(0)2(0)3(0)461763761861916060626364主要承受径向载荷，也可同时承受少量双向轴向载荷，工作时内外圈轴线允许偏斜816。 摩擦阻力小，极限转速高，结构简单，价格便宜，应用最广泛。但承受冲击负荷能力较差。适用于高速场合，在高速时，可能来

25、代替推力球轴承。6.2 计算6.2.1 径向力 （61）6.2.2 派生力， （62）6.2.3 轴向力由于，所以轴向力为， （63）6.3.4 当量载荷由于：，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 （64）6.3.5 轴承寿命的校核 （65）7 带轮的设计计算7.1 确定计算功率由公式=KA×P, 得，P传递的额定功率，KA工作情况系数。7.2 选择V带的带型根据技术功率PC和主动轮（通常是小带轮）转速n1，选择V带型 号，当所选取结果在两种型号的分界线附近，可以两种型号同时 计算，最后从中选择较好的方案。 根据PC=12KW,n1=960r/min，由图9选用B型

26、V带。 图9 普通V带选型图7.3 确定带轮的基准直径7.3.1 初选小带轮的基准直径带轮直径小可使传动结构紧凑，但令一方面弯曲压力太大，使带的寿命降低，设计时应取小带轮的基准直径d1>dmin,dmin的值，忽略弹性滑动的影响dd2=dd1×，dd1、dd2宜取标准直径。 表2 普通V带带轮基准直径系列（摘自GB13575.192） 根据（表2）选取=140，=140=120，大轮带基准直径为×=×140=268.8mm 选择标准直径=265mm 从动轮的实际转速×=960×=507r/min 从动轮的转速误差率为 ×100%

27、=1.4%7.4 确定中心距a，并选择V带的基准长度La根据结构要求初定中心距a0。中心距小则结构紧凑，但使小带轮上包角减小，降低带传动的工作能力，同时由于中心距小，V带的长度短，在一定速度下，单位时间内的应力循环次数增多而导致使用寿命的降低，所以中心距不宜取得太小。但也不宜太大，太大除有相反的利弊外，速度较高时还易引起带的颤动。对于V带传动一般可取                     0.7

28、(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初选a0后，V带初算的基准长度Ld0可根据几何关系由下式计算： （71）根据上式算得的L0值，应由表4-3选定相近的基准长度Ld，然后再确定实际中心距a。由于V带传动的中心距一般是可以调整的，所以可用下式近似计算a值    (mm)                       考虑到为安装V带而必

29、须的调整余量，因此，最小中心距为                amin=a0.015Ld     (mm) （72）如V带的初拉力靠加大中心距获得，则实际中心距应能调大。又考虑到使用中的多次调整，最大中心距应为    (mm) （73）按照结构设计要求初步确定中心距L0=（2×700）+×405+（125)2/4×700=2041.4mm根据4-

30、3图选取Ld=2000mm实际中心距a为  =700+=679mm 中心距a的变动范围为amin=a-0.015Ld=(6790.015×2000)mm=649mm amax=a+0.03Ld=(679+0.03×2000)mm=759mm （74）7.5 验算小带轮上的包角小带轮上的包角a1可按下式计算 （75）为使带传动有一定的工作能力，一般要求a1120°（特殊情况允许a190°）。如a1小于此值，可适当加大中心距a；若中心距不可调时，可加张紧轮。从上式可以看出，a1也与传动比i有关，d2与d1相差越大，即i越大，则a1越小。通

31、常为了在中心距不过大的条件下保证包角不致过小，所用传动比不宜过大。普通V带传动一般推荐i7，必要时可到10。×57.3o=169.5o>120o （76）7.6 确定带的根数z根据计算功率Pc由下式确定              （77） 为使每根V带受力比较均匀，所以根数不宜太多，通常应小于10根，否则应改选V带型号，重新设计。根据dd1=140mm,n=960r/min,得P1=2.08kw,P1=0.26kw。由4-5图表查得带长度修正系数KL

32、=1.01。由4-6图表查得包角系数Ka=0.97。普通带根数Z=×0.87×0.22=1.01。取Z=1根7.7 确定带的初拉力适当的初拉力是保证带传动正常工作的重要因素之一。初拉力小，则摩擦力小，易出现打滑。反之，初拉力过大，会使V带的拉应力增加而降低寿命，并使轴和轴承的压力增大。对于非自动张紧的带传动，由于带的松驰作用，过高的初拉力也不易保持。为了保证所需的传递功率，又不出现打滑，并考虑离心力的不利影响时，单根V带适当的初拉力为：=×(-1)+0.17×(7.03)2N=274.9N （78）7.8 计算带传动的压轴力=2×274.91×6×sin169.05o/2=3232.9N （79）7.9 带轮结构设计及工作图 对带轮的主要要求是重量轻、加工工艺性好、质量分布均匀、与普通V带接触的槽面应光洁，以减轻带的磨损。对于铸造和焊接带轮、内应力要小。带轮由轮缘、轮幅和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，装在轴上的筒形部分称为轮毂，中间部分称为轮幅。图10 V带轮的结构带轮结构形式按直径大小常用的有S型实心带轮（用于尺寸较小的带轮）、P型腹板带轮（用于中小尺寸的带轮）、H型孔板带轮（用于尺寸较大的带轮）及E型椭圆轮幅带轮（用