精编完整版无碳小车设计机械设计毕业论文说明书百度

1、(此文档为word格式，下载后您可任意编辑修改！机械设计课程设计计算说明书题 目 。 专业班级 。 学 号 。 学生姓名 。 指导教师 。 。 年。月。日机械设计课程设计任务书学生姓名 。 专业班级。班 学 号 。指导教师 。 职 称 教研室 。 题目 无碳小车设计方案与要求“无碳小车”以重力势能驱动的具有方向控制功能的自行小车。功能设计要求是给定一重力势能，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如上图所示。小车在前行时能够在半张标准乒乓球台（长1525mm、宽1370mm上，绕两个障碍物按“8”字形轨迹运行。障碍物为直径20mm|、长200mm的2个圆

2、棒，相距一定距离放置在半张标准乒乓球台的中线上，以小车完成8字绕行圈数的多少来评定成绩。给定重力势能为5焦耳（取g=10ms2），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400±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40

3、0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。要求完成：1.装配图1张（A2）。2.零件工作图2张（齿轮和轴两个零件）。开始日期 2014 年 12 月15日 完成日期 2015 年 01 月 02 日 2014年 11 月 20 日目录计算与说明 11.设计任务书 21.1设计题目 21.2原始数据 21.3工作条件 21.4动力来源 21.5传动方案 22.传动比的分配 32.1总传动比的分配 32.2减速器传动比 43.传动装置的运动和动力参数计算 53.1 各轴转速的计算 53.2各轴输入功率 53.3各轴输入转矩 54.转向设计 64.1 选定转向装置 64

4、.2 确定转向装置的基本参数 65.齿轮的设计 85.1设计计算一级齿轮 85.1.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 85.1.2按齿面接触强度设计 85.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计 105.2设计计算一级齿轮 145.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 145.2.2按齿面接触强度设计 155.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计 176.轴的结构设计 216.1按扭转强度条件计算 216.2按弯扭合成强度条件计算 226.3轴的扭转刚度校核计算 277.键连接的选择及校核计算 297.1平键连接强度计算 298 轴承的选择 309润滑方式选择 319.1齿轮的润滑 319.2轴承的润滑

5、 3110注意装配事项 3210.1轴的装配 3210.2齿轮的装配 3210.3转向杆的装配 3211设计小结 3312参考文献 34形式展示并讲述创业项目。华南理工大学广州汽车学院4号创业团队代表以PPT形式展示并讲述创业项目。（每组时间为6分钟）计算与说明我们本次的机械设计课程设计是以“全国大学生工程实训综合能力竞赛”题目“无碳小车”为题。该无碳小车是利用一个一定质量的重物从一定的距离下落是由其自身重力势能转换成机械能来驱动小车行走。小车前行过程中完成的所有行走功能所需的能量均有此能量转换获得，不消耗其他形式的能量。通过计算设计出能完成预期行走功能的转向系统和相关传动系统，并使小车在前行

6、时能够在半张标准乒乓球台（长、宽上，绕两个障碍物按“”字形轨迹运行。障碍物为直径|、长的个圆棒，相距一定距离放置在半张标准乒乓球台的中线上，以小车完成字绕行圈数的多少来评定成绩。所以我们选择曲柄连杆机构来实现小车的转向，选择传动平稳可靠的齿轮机构来实现周性的绕过障碍物。随着社会的发展，低碳生活对我们越来越重要，建设无碳生活，使得生活更加环保，是我们每个人的职责。我们通过设计无碳小车模型，用重力势能转化为机械能，为以后能源发展提供了一种全新的思路，使更多的人有意识的去享受低碳生活。保护环境是每个人得责任，在人们开始有意识地减少对大气的二氧化碳排放量，就要求生活中的交通工具尽可能的减少或不排放二氧

7、化碳,随着人们的生活水平越来越高，人们对环境质量的要求也日益增加。环境对人类的健康越来越重要，人们提出建设无碳社会使生活更加环保。无碳车的研发可以缓解社会对能源的需求。主要结果p 1.设计任务书1.1设计题目无碳小车设计1.2原始数据小车所受牵引力； 小车速度,后轮直径；1.3工作条件平缓的路面波动较小1.4动力来源重锤1kg的重力势能1.5传动方案俩个一级直齿圆柱齿轮传动2.传动比的分配2.1总传动比的分配重锤重，下落高度，。按8字桩最小距离计算，由于小车在走字时，其精确轨迹无法估算，先在暂时认为小车在走八字是近似为扫描圆形轨迹，如下图所示：图1-1 小车扫描轨迹根据图1-1和圆的周长公式，

8、我们可以大致确定出小车所要走过的路径，根据公式：.将数据代入公式中可得：由于小车要走过的距离为两个圆的周长，所以小车要走过的距离为而绳子所下降的距离为400mm.根据摩擦理论可知：摩擦力矩和正压力的关系为：.而滚动摩擦所受的阻力为：.根据上述公式我们可以初步判定我们无碳小车的设计原则，即小车质量要轻，轮体直径应尽可能的大。初步计算时，为了方便计算，我们初步取得轮子直径为100mm,但是在绘图的过程中发现无法安装转向机构，所以后初步设计直径为150mm。小车至少要完整的走过一圈的距离，所以车轮要转动的圈数为：.式中：,将以上数据代入公式中：根据设计结构即无碳小车的传动路线，小车采用的是重块通过绳

9、索直接与滚筒相连，由滚筒驱动与之同轴的齿轮，齿轮再驱动后面的小齿轮。而在齿轮传功中，齿轮件的传动比常取，在此我们取常用传动系数.则与滚筒同轴的齿轮需要转动圈，同样的滚筒也要转圈。近似的我们圆整为圈，又因为小车上的重块需要下降，据此根据公式我们可以估算出小车滚筒的直径：在绘图过程中，根据装配的要求我们取前轮直径为。2.2减速器传动比考虑到一级齿轮传动圆柱齿轮范围为，故选，。3.传动装置的运动和动力参数计算3.1 各轴转速的计算3.2各轴输入功率3.3各轴输入转矩（1）输入转矩4.转向设计4.1 选定转向装置该自行小车在前行时能够自动避开赛道上设置的两个障碍物（每间隔到，放置一个直径、高的弹性障碍

10、圆棒），并在半个乒乓球案长，宽中，绕两个障碍物走字型，不完全齿轮具有转向功能。所以转向装置选择不完全齿轮。4.2 确定转向装置的基本参数小车行走时的轨迹如图可知，用滑块连杆实现表示出来可得杆件的基本参数：摆杆长54.5mm，宽度6mm，厚度3mm,滑杆长56mm，宽度6mm，厚度3mm,支撑架高51mm，宽度4mm，厚度4mm，连杆高30mm,厚度5mm，宽度10mm,转向机构轴高69mm，直径8mm.转向机构杆如图 支撑架 转向机构 摆杆滑杆连杆 前轮最大转角：13度5.齿轮的设计5.1设计计算一级齿轮5.1.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照我们的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动

11、，压力角取为。（2）无碳小车为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。（3）材料选择。由表10-1，大齿轮与小齿轮均选择选择45刚(调质，硬度为240HBS。（4）选小齿轮齿数为,大齿轮齿数，因为与要互质,所以取.。5.1.2按齿面接触强度设计（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即1 确定公式内的各项数值试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩由表10-7选取齿宽系数由图10-20查得区域系数由表10-5查得材料的弹性影响系数（大小齿轮均采用锻造）为由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数计算接触疲劳许用应力。由图10-25d查得两齿轮的接触疲劳极限为由式（10-15）计算应力循环次

12、数：由图10-23查取接触疲劳寿命系数。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式（10-14）得取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2）试算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v。齿宽b。2）计算实际载荷系数。由表10-2查得使用系数根据、7级精度，由图10-8查查得动载系数。齿轮圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数。由表10-4，7级精度，小齿轮，相对承非对称布置齿向载荷分布系数,由此，得到实际载荷系数3由式（10-12），可得按实际的载荷系数算得的分度圆直径：及相应的齿轮模数5.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算

13、模数，即、1）确定公式中的各参数值试选由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。计算。由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应力修正系数由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图10-22查得齿形由图10-17查得齿形弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数，由式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算模数（2）调整齿轮模数1计算实际载荷载荷载荷系数前的数据准备。圆周速度v。齿宽b。宽高比。1计算实际载荷系数。根据,7级精度，由图10-8查得动载系数。由查表10-3得齿轮间载荷分配系数。由表10-4用插值法查得,结合查图10-13，得则载荷系数为3）由式（

14、10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。可取由弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数， 取，则大齿轮齿数，取，与互为质数。这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度，考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加

15、宽，即取,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即。5.圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。采用变位法将中心距就近圆整至。在圆整时，以变位系数和不超出图10-21a中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如、m、b等保持不变。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）计算变位系数和计算啮合角、齿数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。从图10-21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。分配变位系数、。由图10-21b可知,坐标点位于线和线之间。按这两条线作射线

16、，再从横坐标的、处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是，。（2）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-10）中的各参数。计算结果为将它们代入式（10-10,得到齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（2齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-6）中的各参数。计算结果为：将它们代入式（10-6），得到齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.结构设计及绘制齿轮零件图（从略）7.主要设计结论齿数、，模数,压力角，变位系数、，中心距，齿宽、。大小齿轮均选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。5.2设计计算一级齿轮5.2.

17、1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照我们的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为。（2）无碳小车为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。（3）材料选择。由表10-1，大齿轮与小齿轮均选择选择45刚(调质，硬度为240HBS。（4）选小齿轮齿数为,大齿轮齿数，因为与要互质,所以取.。5.2.2按齿面接触强度设计(1由下式试算小齿轮分度圆直径，即1 确定公式内的各项数值试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩由表10-7选取齿宽系数由图10-20查得区域系数由表10-5查得材料的弹性影响系数（大小齿轮均采用锻造）为.由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数计算接触疲劳许用应力。由图

18、10-25d查得两齿轮的接触疲劳极限为由下式计算应力循环次数：由图10-23查取接触疲劳寿命系数。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由下式得取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2）试算小齿轮分度圆直径(2调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v。v=齿宽b。2）计算实际载荷系数。由表10-2查得使用系数根据、7级精度，由图10-8查查得动载系数。齿轮圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数。由10-4,7级精度，小齿轮，相对承非对称布置齿向载荷分布系数,由此，得到实际载荷系数3由式（10-12），可得按实际的载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数5.2.3按齿

19、根弯曲疲劳强度设计(1由式（10-7）试算模数，即1）确定公式中的各参数值试选由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。计算。由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应力修正系数由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图10-22查得齿形由图10-17查得齿形弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数，由式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算模数(2调整齿轮模数1计算实际载荷载荷载荷系数前的数据准备。圆周速度v齿宽b宽高比1计算实际载荷系数。根据,7级精度，由图10-8查得动载系数。由，查表10-3得齿轮间载荷分配系数。由表10-4用插值法查得,结合查图1

20、0-13，得则载荷系数为3）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。可取由弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数：取，则大齿轮齿数，取，与互为质数。这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2计算中心距圆整为（3）计算齿轮宽度，考虑不可避免的安装误差，为了保证设

21、计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加宽，即取,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即。5.圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。采用变位法将中心距就近圆整至。在圆整时，以变位系数和不超出图10-21a中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如、m、b等保持不变。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-10）中的各参数。计算结果为：将它们代入式（10-10,得到齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（2

22、）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-6）中的各参数。计算结果为：将它们代入式（10-6），得到：齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.结构设计及绘制齿轮零件图（从略）7.主要设计结论齿数、，模数,压力角，中心距，齿宽、。大小齿轮均选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。6.轴的结构设计6.1按扭转强度条件计算这种方法只按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果轴还受有不大的弯矩时，则用降低许用扭转切应力的方法予以考虑。在做轴的结构设计时，通常用这种方法初步估算轴径。对于不太重要的轴，也可作为最后计算结果。轴的扭转强度条件为：式中：扭转切应力，； 轴

23、所受的扭矩，； 轴的扭转截面系数，； 轴的转速，； 轴传递的功率,； 计算截面处轴的直径，； 许用扭转切应力，见表15-3。由式（15-1）可得轴的直径：式中，查表15-3。对于空心轴，则：式中，即空心轴的内径与外径之比，通常取。轴常用几种材料的T及A0值轴的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti4540Cr、35SiMn38SiMnMo、3Cr13(MPa注：1表中是考虑了弯矩影响而降低了的许用扭转切应力。2在下述情况时，取较大值，取较小值：弯矩较小或只受扭矩作用、载荷较平稳、无轴向载荷或只有较小的轴向载荷、减速器的低速轴、轴只作单向旋转；反之，取较小值，取较大值。应当指

24、出，当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大；有两个键槽时，应增大。对于直径的轴，有一个键槽时，轴径应增大；有两个键槽时，应增大。然后将轴径圆整为标准直径。应当注意，这样求出的直径，只能作为承受扭转作用的轴段的最小直径。对轴：对轴：对轴：6.2按弯扭合成强度条件计算通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置、以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。一般的轴使用这种方法计算即可。其计算步骤如下：(1作出轴的计算简图（即力学模型）：对轴A：轴A的计算简图解

25、得对轴B：轴B的计算简图解得对轴C：轴C的计算简图解得(1做出弯矩图，扭矩图：对轴A：轴A的弯矩图扭矩图由图可知，对轴B：轴B的弯矩图扭矩图由图可知，(1校核轴的强度已知轴的计算弯矩后，即可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径可能不足的截面）做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算弯曲应力：通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环应力。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为：（15-4）式中的弯曲应力为对称循环变应力。当扭转切应力为静应力时，取；当扭转切应力为脉动循环应力时，取；若扭转切应力亦为对称循环变应力时，取。对于

26、直径为的圆轴，弯曲应力为,扭转切应力为,将和代入式（15-4），则轴的弯扭合成强度条件为式中：轴的计算应力，；轴所受的弯矩，；轴所受的扭矩，；轴的抗弯截面系数，计算公式见表15-4； 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，其值按表15-1 选用。对轴A：取对轴B：取对轴C：取由于心轴工作时只承受弯矩而不承受扭矩，所以在应用上式时，应取T0，亦即Mca=M。转动心轴的弯矩在轴截面上所引起的应力是对称循环变应力；对于固定心轴，考虑起动、停车等的影响，弯矩在轴截面上所引起的应力可视为脉动循环变应力,所以在应用上式时,其许用应力应为0(0为脉动循环变应力时的许用弯曲应力,01.7-1。6.3轴的扭转刚度校

27、核计算轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。圆轴扭转角的计算公式为：光轴：阶梯轴：: 式中，轴所受的扭矩，；轴的材料的剪切弹性模量，；轴截面的极惯性矩，；阶梯轴受扭矩作用的长度，；、分别代表阶梯轴第段上的扭矩、长度和极惯性矩，单位同前；轴的扭转刚度条件为式中，；对于精密传动轴，可取；对于精度要求不高的轴，可大于1。对轴A：由于对该轴精度要求不高，则可取=3，。对轴B：由于对该轴精度要求不高，则可取=3，。对轴C：由于对该轴精度要求不高，则可取=3，。为了满足设计方案，这里取轴直径8mm，所以取滚桶直径大于或者等于8mm。7.键连接的选择及校核计算7.1平键连接强度计算平键连接传递转矩时，连接中各

28、零件的受力情况如图6-6所示。对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键连接（静连接），其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，一般不会出现键的剪短（图6-6中沿a-a面剪断）。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。对于导向平键连接和滑键连接（动连接），其主要失效形式是工作面的过度磨损。因此，通常按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算。假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接强度条件为导向平键连接和滑键连接的强度条件为式中：传递的扭矩；键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度，；键的工作长度，圆头平键，单圆头平键， 平头平键,这里为键的公称长度；为键的宽度；轴的直径，；键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，见表6-2；键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用压力，见表6-2。选择轴的直径为，键宽为，键高为，键长。车轮键：齿轮上的键：第1组不需要键连接，第2、3组的键为：8 轴承的选择驱动轴选用深沟球轴承根据计算轴承的外径为8mm,可选用的深沟球轴承如下：外径B型号16mm5mm19mm6mm2