10吨电动平车设计说明书

1、10吨电动平车设计说明书1引言当代工厂中，电动平车因其承载力强、容易操作和装卸的特点得到广泛应用。而且,由于其经济性高，故障率低和清洗方便等优点，企业首选其当做内部的运输车辆。1.1 电动平车的概念电动平车，又称电动平板车，也被称为平车、台车、过跨车、地爬车等，是工厂内部常用的电力驱动动的轨道运载车辆，可以在台面平整或非平整但无厢盖的条件下运行，车体由减速电机的驱动沿预先铺设的轨道运行，属于轨道式运输车。1.2 电动平车主要技术参数有轨电动平车相关参数包括：尺寸，高度，吨位，供电模式，操作模式，轨道间距,轨道长度，供电方式及吨位是其主要技术参数。一般情况下，电动平车以载重吨位或供电方式来确定它

2、的规格。2电动平车的总体设计平板车主要包括导电系统，电控系统，传动系统，车身以及车轮组。汽车的电控系统主要有：限定位置开关装置/变压器，旋转警示灯等。设计的时候，因为学科限制的问题，重点作了对电动平车传动系统，车轮和车架的选择设计工作。汽车驱动装置包括电动机，减速器，制动器，制动轮，皮带轮，用来驱动小车行走.关于两种传动系的设计方案在下面图2.1和图2.2作了表示。通过比较，确定使用如图2.2表示的传动方式。该驱动装置一侧放置在身体的下部，同时为了方便汽车修理变速器，设置检查孔在桌子上。车架选择为焊接钢结构。该框架由钢和钢板焊接。平车动力系统的供电形式选取为通过电缆卷筒供电。.专业.专注.图2

3、.1传动方案11制动器；2电机；3带传动；4减速器；5联轴器；6车轮.专业.专注.图2.2传动方案21制动器；2电机；3一带传动；4减速器；5齿轮；6车轮3电动平车车轮的选用车轮用于支撑整个装置的重量和电动平板车行走，可以分为轨道和轨道两，设计基于车轮的轨道。3.1车轮的材料选择车轮材料根据它的作业级别和动力方式来确定。对于机械驱动且速度为30m/min以上，中级及以上的工作类型，铸钢高于zg55,表面硬度高于HB=300350淬火的深度在5毫米以上，这样能够延长车轮的寿命和增强车轮的耐磨层度。对于轻级或用人力推动的形式，速度低于30米每分钟的时候，选用铸铁作为车轮材料，表面的硬度选用在HB=

4、18024肚间。该电动平车利用机械运转提供动力，工作的级别是轻量级，行动的速度是30米每分钟，综合考虑到这些因素，选用55zg铸钢作为轮子的制作原料，表面上淬火的坚硬.专业.专注.度达到HB=310360,表面上淬火的深浅度大于20毫米（距花纹最深的地方大于20毫米，坚硬度大于HB=180240。3.2 车轮的结构选取车轮能够按照轮缘的不同分为无缘、单缘（小车）和双缘（大车）。轮缘的主要用途是引导方向和预防车轮脱离轨道。轮的接面可以制作成一个圆锥，圆柱或着鼓的形状，大多数的情况下都选择前边两个形状。通过本次设计的任务要求可以知道，轮子对平车的运动状况的影响并不高，但为了进一步的减少电动平板车的

5、制作本金，因此选定为单个车轮轮物型车，代号为DL结构简图如图3.1所示。图3.1单缘车轮3.3 车轮的直径选取车轮的大小由压轮，轮直径较大的压力增加，但直径太大，设备的成本也会相应增加，同时会导致车轮转速低的传导机制更加复杂。所以，当车轮的直径达到极限的大小的时候，通常选择的方法是增加轮数以分担车轮压力。如果轮数大于四，为使让汽车轮压分布的平均，那么就需要安装平衡装置。车轮数的初步选定n=4,电动平板车的质量m=2T,是从以上，依据设计书的要求和负载的大小确定其最大车轮压力:13T式（3.1）参照8表6-1和6-2表，选择压力面是圆柱形的单个轮边缘的车轮，轮数确定.专业.专注.专业.专注.4对

6、传动系参数的计算综上所述，确定使用第二种的传动方式。传动方案简图如图4.1所示图4.1传动方案1制动器；2电机；3一带传动；4减速器；5齿轮；6车轮设计参数：1 .运输重量：10T2 .轨距：1435mm3 .行走速度：30m/min,行走距离：40m4 .台面尺寸：50003200mm4.1 电动机的选用4.1.1 电动机的类型选用三相电路异步启动电动机是众多起重用的机械和冶炼金属用机械的动力装置。它拥有很高的机械强度跟抵抗过高过载的功能。YZR系列是“绕线”转子电机，YZ系列是“笼型”转子电机。冶金起重电机转子广泛使用，但在电机启动不是很频繁，功率容量和全压启动许可的地方后，还可以使用笼型

7、转子。所以选择使用YZR、YZ系列的三相异步电机。.专业.专注.4.1.2 电动机的功率选用电机额定的功率应不小于工作机所需要的其输出的功率。如果电机的功率比工作需要的小，就无法使机器的能够正常的工作；如果电机长时间的超负荷运转，会使其发热量过大使电机过早出现故障；如果功率太大,长时间的低负荷运行，功率因数和效率过低,工作机所需功率为：那么相应的会使成本加大，并且会使电机能量无法高效率利用。Fvc(Mm)gv一PwSSg1.110001000式中：S安全系数，其值为S300.05(508)9.8-6015.63kw式(4.1)10001.1 ;摩擦系数，其值为0.05;-平车的载重量，其值为M

8、-平车自重，其值为m8T;行走速度，其值为v30m/min；-重力加速度（N/kg）,其值为9.8N/kg。电机的输出功率:PdPwPw32315.630.960.9830.98318.76kw式(4.2)式中：1带传动效率;表1-7的10.96、20.98-一滚动轴承效率；3齿轮传动效率。查20.980检查2表12-7电机额定功率22w。4.1.3 电动机的转速选用该电机在不同的转动速度下拥有的额定功率是一样的。低速电机系列的轮廓大，重量高，价格昂贵，但是能够让电机总的传动比和尺寸减小，而高速电机是完全不同的，应考虑到各个不同的影响因素来选择合适的电机转速。按照负荷的不同，可以把电机划分成S

9、2（短时间内使用作业制）、S3（断续周期内使用作业制）、S4（启动的断续周期性使用作业制）、S5（电制动的断续周期使用作业制）。电机确定为断续周期内使用作业制度，每个作业周期范围每个小时内只需要启动使用6次。电机的负载的持续工作效率FC40%,FC（起动+制动）/工作时间范围。所以选用为YZR225M8电机，电机的负载的持续工作效率是FC40%的时候的旋转速度为715r/min。4.1.4 电动机的型号选用根据电机确定的功率Ped18.76kw和转动速速nd715r/min,根据2表12-7可以确定要使用的电机模型：YZR225M8。.专业.专注.4.2 传动比的计算车轮的转速：nw60100

10、0vD30601000-6019.1r/min500式（4.3）式中：D车轮直彳全,其值为D500mm；v行走速度，其值为v30m/min。总传动比：取带传动的传动比i01.87,则低速时传动比nmnw71519.137.43i237.431.41.873.78式（4.4）式（4.5）式（4.6）电机减速器速度较低时的传动效率的比值i11.4i21.43.785.29；取i41。式中：nm电动机满载转速，其值为nm715r/min；nw车轮转速，其值为nw19.1r/min。4.3进行计算传动装置的动力性参数机械传动装置动力性参数是进行每一个传动件设计的十分重要的理论依据。对其部件进行设计，第

11、一步要算出各个轴的转动速度，扭矩和功率。每个轴的动力参数大都是根据电机与工作机动力的传递方式来计算。4.3.1 各轴转速I轴：nm715ni=i01.87382.35r/min;式（4.7）II轴nnn382.35=72.28r/mini15.29式（4.8）.专业.专注.n1anL=Z2£I19.12r/min0式（4.9）i23.781.1.2 各轴功率I轴：PIPd118.760.9618.20kw式（4.10）II轴：PnPi2318.760.960.980.9817.12kw；式（4.11）in轴：PmPn2318.760.960.9820.98216.27kw。式（4.1

12、2）1.1.3 各轴转矩I轴：P18.20T9550=9550454.58Nm;式（4.13）Q382.35II轴P,1712Tn9550'=95502261.98Nm;式（4.14）为72.28田轴P,1627Tii9550PL=95508126.49Nm0式（4.15）ni19.121.1.4 运动和动力参数列表表4.1运动和动力参数列表轴名运动和动力参数转速n/r/min功率P/kw转矩T/NmI轴382.3518.20454.58II轴72.2817.122261.98田轴19.1216.278126.494.4 带传动设计4.4.1 已知条件电机的输出功率Pd18.76kw,

13、小带轮转速nm715r/min,传动比i01.87,每天.专业.专注.工作时间为16小时，负荷变化时，负载起动。4.4.2 设计步骤和方法确定计算功率该计算是基于传输功率和功率P与工作条件和确定PcaKaP式（4.16）其中：Pca计算功率，kw；Ka工作情况系数，见1表8-7;P所需传递白额定功率，kw;则PcaKaP1.518,7628.14kw式（4.17）选;f¥V带的类型工作系数查1表8-7可知Ka1.5。通过功率Pca8.805kw和小轮的转动速度n1nm715r/min,和1p157图8-11选定V型带为常见的C型。确定带轮的直径dd同时检验其运动速率v1）初步选择较小

14、型传送轮的直径dd10根据1中图8-6和表8-8选择较小型轮的基准直径dd1200mm02）验算带速v参考1（8-13）,根据带的计算速度。带的传送速度一般不高于30米每秒。dd1n1验算带的速度式（4.18）v2007157.49m/s601000601000经检验满足了设计的要求，所以此时的带速是合适的。计算大带轮的直径根据dd2i0dd1来算出大带轮的直径dd2i0dd11.87140374mm式（4.19）dd2idd1验算传动比实际传动比式（4.20）187187100%18包100%05%,符合要求2.5选定中心距离a,同时选定V带长的参考数值Ld。1）根据中心距的数值和尺寸大小的

15、限制，通过1（8-20）确定初始中心距的位.专业.专注.将把上面算得的数据带进式子0.7(dd1dd2)ao2(ddidd2)得401.8ao1148,初步确定中间位置距离ao=410mm2)计算相应的带长Ld0由1式(8-22)有Ld02a0(dd1dd2)(dd2dd1)1740.10mm式(4.21)24a。根据18-2选定长度Ld1800mm3)计算中心距a及其变动范围LdLd0aa04102传动的实际中心距近似为18001740.105/479.95mm式（4.22）取整为480mm；aminamaa0.015Lda0.03Ld4800.0151800453mm4400.031800

16、494mm式（4.23）式（4.24）检验包围的角度1通过1式8-7确定，小带轮的包围角度1比较小。再根据1式8-6，小带轮上受到的总摩擦力也比较小。因此，在小车轮可能发生滑移。为了提高工作的驱动能力，应57.3使1180(dd2dd1)90a由此知374200118057.3159.23120式(4.25)480确定带的根数式（4.26）FCaKaPzPr（P0F0）KKl为了让V带所受到的力的大小是平均分布的，带数常常不超过5根。通过表8-4a（见1）得P03.8235kw；查表8-4b（见1）得P00.2125kw；查表8-5（见1）PcazPr于是得：4.82式(4.27)得K0.92

17、658；查表8-2（见1）有Kl0.88。Pca2814（P0P0）KKl（3.82350.2125）.926580.88取z=5根每一根V带的初始拉力的计算根据式(8-26)(见1),考虑离心力和包角，单根V带的最小初拉力为.专业.专注.F0500(2.5K)巳Kzv2qv式(4.28)由1表8-3查得故有F0500q0.30kg/m(250.92658)28140.307.492654.81N0.9265857.49式(4.29)式(4.30)4.4.3 V带轮的轮梢轮槽的选择必须跟V带相照应。带型为B型带。该界面如图5.2所示:图4.2轮槽的界面形状轮槽的截面尺寸：表4.2轮槽的界面尺寸

18、槽型bdhaminhfminefminddmin与dd相对应的32343638取bd19mm；ha4.8mm；hf14.3mm；e26mm；f16mm;ddi200mm,与ddi相对应的为134;dd2374mm,与dd2相对应的为238。4.4.4 判断带轮的结构形式V带轮的结构和基准直有关。当带轮直径dd2.5d的时候，选实心式；当dd300mm的时候，选取腹板式；当dd300mm,同时D1d1100mm时，选取孔板.专业.专注.式；当dd300mm时，选取轮辐式。选择大带轮形式轴径d38mm,基准直径dd2374mm0显然,dd2374mm2.5d2.538mm95mm,dd2374mm

19、300mm,确定使用轮辐式。其结构形式如图5.3所示。尺寸计算如下：d1(1.82)d(1.8-2)38dadd2ha37424.8B(z1)e2f(51)26L(1.5-2)d(1.5-2)38(68.476)mm,取d170mm382.6mm216136mm(4876)mm,取L76mm。h12903290328.14715654.29,即h154.29mm。h20.8h1b10.4h1b20.8b10.854.290.454.290.821.7243.43mm。21.72mm。17.38mm式(4.31)式(4.32)式(4.33)式(4.34)式(4.35)式(4.36)式(4.37)

20、式(4.38)32图4.3大带轮的结构选择小带轮的形式轴径d65mm,基准直径dd1200mm0显然，dd1200mm2.5d2.565mm162.5mm,并且dd1200mm300mm,确定使用腹板式。图5.4所示为其结构形式。.专业.专注.图4.4小带轮的结构尺寸计算如下:d1(1.82)d(1.8-2)65(117130)mm,取d1125mm。式(4.39)dadd2ha20024.8209.6mm。式(4.40)B(z1)e2f(51)26216136mm。式(4.41)L(1.5-2)d(1.5-2)65(97.5135)mm,式(4.42)取L120mmo1111C(-)d(-)

21、136(19.4334)mm,取C32mm。式(4.43)4.4.5 在带轮上进行周向定位的零件的选择选择大带轮上的键由d38mm,查得键的bh108长度式(4.44)式(4.45)lL(4-10)128(4-10)(118-124)mm,按键的长度系列取l125mm即选键bhl108125选择小带轮上的键由d65mm,查得键的bh1811长度lL(4-10)76(4-10)(6672)mm,按键的长度系列取l70mm即选键bhl181170.专业.专注.4.5 减速器的计算与选用综上所诉，我们可以知道减速器总的传动效率的比值是20,通过翻阅对比机械设计手册里面的减（变）速器、电机与电器这一章

22、节，可以确定本次的设计应该使用ZLY型减速器。减速器本身材料所能承受的力的大小和能承受的最高温度是的功率制约着它的承载能力。因此，对于减速器的选择需要通过以下步骤。输入功率Pn必需要满足条件P2mPzKaKsKrPn经过查阅减（变）速器、电机与电器里面的图表15-2-8、15-2-9、15-2-10能够分别获得工况系数Ka1.25,启动系数Ks1.12,可靠度系数Kr1。根据前面知道，负载时所做功的效率P218.76kw,通过上边知道对减速器经过计算得出的功率是P2mPzKaKsKr18.761.251.12126.3kw。式（4.46）由计算选用ZLY180-20-II,输入减速器的功的效率

23、率为PN32kw,满足条件。温度达到平衡状态时允许使用的功的效率需要符合P2tP2f1f2f3PG1或PG2。根据表15-2-11表15-2-13得到，环境温度系数f11.15、载荷率系数f21、公称功率利用系数f31。所以减速器的热平衡功率P2tP2f1f2f318.761.151121.57kw,减速器ZLY180-20-II的PG154kw,显然P2tPgi。因此确定选择ZLY180-20-II减速器。4.6 制动器的计算与选用4.6.1 制动器的类型选用通过作业条件和使用的规定来选择需要的制动器类型。应考虑以下几点：1）根据工作性质和工作条件选择。车辆行驶过程中为了调整扭矩，便于较好停

24、车,常使用的开放式的制动器。2）需满足制动器使用的各项条件。安全性要求高的要求安装双制动机构，每个制动应能安全地支持运输货物，而不坠落。3）应考虑应用的场所。在剩余空间足够宽阔的时候，可以安装块式制动器，若剩余的空间有限且不足够的时候，可以选择性的使用蹄式，带式或盘式制动器。按照其性能的特点和应用选择制动形式：电力液压块式制动器。4.6.2 制动器的型号选用制动转矩：式(4.47)Tt9550旦9550型56250.57Nmnd715根据转矩确定使用YW200300制动器。制动器YW200300的尺寸参数如下:.专业.专注.表4.3制动器的尺寸参数制动器规格额定退距/m额定制动转矩基本尺寸/m

25、m1m23DhKidneie2200-22010160200250250190180651810170133bFGBEHAL901002001502005705001204.7 传动齿轮的计算4.7.1 已知条件动力传递方式经计算可以知道是斜齿轮传动，其输入功率为Pi16.27kw,小齿轮的转动速度nm19.12r/min,传动比i41,使用电机作为驱动方式，极限作业时长为10年，每一年作业时间大约是300天，每一天的作业时间大约是16小时，冲击等级为中，单方向运转。4.7.2 设计步骤和方法选择齿轮的制作原材料、精精确度的级别以及齿轮齿数模数1）通过设计规定确定使用直齿轮。2）精度等级选用7

26、级精度。3）材料的选择：根据1中表10-1来确定选取使用45#钢作为齿轮的制作原料，小齿轮的表面坚硬层度280HBS。大齿轮齿面的坚硬层为250HBS,两种材料的坚硬层度的差值约30HBS。4）分别确定选取小大齿轮的齿的数目Zi24,Z2Zii424124。通过各齿轮表面间的相互接触面的力的承受力度进行计算由设计计算公式进行计算，.专业.专注.d1t2.323迎山乏式（4.48）,duh1）确定公式内的各计算数值a.试选载荷系数Kt1.4b.计算小齿轮传递的转矩：T18126.49NmC.根据1表10-7选定齿宽系数d0.41D.根据1表10-6确定材料的弹性系数Ze189.8Mpa，E.根据

27、1图10-21d确定两个齿轮的接触表面上的损坏极限压力强度的值分别是Hlim1800Mpa,Hlim2750MpaF.根据1式10-13计算应力循环的次数N160nljLh6019.121（1030016）5.51107式（4.49）式（4.50）Ni7N2一551101G.根据1图10-19选定碰触表面的受损使用时间常用数值数Khni0.98,Khn20.99h.计算接触疲劳许用应力选定失去功效概率是1%正常使用常数S=1.在根据式子（10-12）得:KHN1Hlim1S0.98800Mpa784Mpa1KHN2Hlim2S0997500.99750Mpa7425Mpa1h1h2784742

28、.512Mpa763.25Mpa22式（4.51）式（4.52）式（4.53）2）计算A.算出小齿轮上的各个角度的圆上的直径dit,把h里面的比较小的数值写入下面的式子d1t2.323KT1u1.du2Ze2.3231.48126.49103110.42189.8352.8mm763.25式（4.54）b.计算圆周速率d1tn6010003.14352.819.120.35m/s60000式（4.55）.专业.专注.c.计算齿宽bbdd1t0.4352.8141.12mm式（4.56）d.计算齿宽与齿高之比b/h模数mt齿高h2.25mt2.2514.733.075mmb252810.67h3

29、3.75e.计算载荷系数d1tZ1352.814.7mm24式（4.57）式（4.58）式（4.59）按照v0.35m/s,级别为7的精确层度，通过1图10-8知运动载重常数Kv1.01直齿轮KHKF1通过1里面的表10-2查得使用系数KA1通过1里面的表10-4知道精确曾吨为7,小齿轮的分布形式采用的并不是对称性的分布时KH1.417tb由10.66,KH1.417查1图10-13得Kf1.36h故载荷系数KKAKVKHKH11.0111.4171.43式（4.60）F.通过现实状况中载重的常数厘正后知道的各角度的圆的最大弦.由1式（10-10a）知道k143d1d1t3I352.83；mm

30、355.3mm式（4.61）kt,1.4f.计算模数mHd1355.3mH-mm14.8mm式（4.62）Zi24按齿根弯曲强度计算mdZi通过1式（10-5）得到齿根的弯曲强度的公式为式（4.63）1）确定公式内的各计算数值A.根据1图10-2c,小齿轮齿根的最大变化层度导致损坏的数值是fei500Mpa大齿轮fe2400Mpa.专业.专注.B.根据1图10-18确定齿根变化过大导致受损的使用时间常数是Kfni0.96,Kfn20.98c.计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳正常工作的常数S1.4，根据1里面式（10-12）可知KFN1FE1S式（4.64）0.96500Mpa3429Mpa1.4d

31、.计算载荷系数KFN2FE2S0.98400Mpa280.0Mpa1.4式（4.65）Ke.查取齿形系数由1表10-5查得YFa1f.查取应力纠正系数由1表10-5查得YSa1KaKvKfKf2.65,YFa22.226,YSa211.012.652.22611.361.37式（4.67）g.计算大、小齿轮的YaY泡并加以比较YFa%2.652.226342.90.01720式（4.68）YFa2YSa22.652.2262800.021068式（4.69）大齿轮的数值大2）设计计算2KTiYFaYSa321.378126.4910312420.021068mm9.3mm式（4.70）综上可知

32、，齿轮模数m的大小根据承载能力确定，承载能力只跟齿轮直径有关系，确定根据弯曲强度计算出的模数m12mm,参考碰触点的抗变形能力计算出各角度圆的最大弦d1355.3mm,小型齿轮的模数d1Zim355J29.612式（4.71）取乙30大齿轮齿数Z213030取Z230.专业.专注.2）计算齿轮宽度Mb2150mm,b13）齿顶圆直径：4）齿根圆直径：dfi或df2d2几何尺寸列表d1z1m3012mmd2z2m3012mmbdd10.4360mm144mm*da1d12ham3602*da2d22ham3602.*2(hac)m3602(1.*2(hac)m3602(1DiD0D32233.6

33、1362200mm式(4.80)这样通过齿轮间的啮合进行动力传递，同时通过了了齿根部的最大抵抗变形能力和齿面碰触点的最大损坏能力的要求。几何尺寸计算1）计算分度圆直径360mm式(4.72)360mm式(4.73)144mm式(4.74)112384mm式(4.75)112384mm式(4.76)0.25)12330mm式(4.78)0.25)12330mm式(4.79)表4.4几何尺寸列表m乙Z2d1d2da1da2dMdf2b1b2123030360360384384330330144150判断齿轮的结构形式1)判断小齿轮的结构形式小齿轮上最大弦的数值是da1384500。又D31.6D4

34、1.6d1.685136mm,D4为轴径，其值为D485mm。D0da2(1014)mn384(1014)12216264mm，两个取D0264mmn10.5mn0.5126mm,r5mm。C(0.20.3)B(.20.3)144(28.843.2)mm,取C36mmD2(0.250.35)(D0D3)(0.250.35)(264136)(3244.8)mm式(4.81)MD240mm.专业.专注.2）判断大齿轮的结构形式大齿轮上最大弦的数值是da1384500,又D31.6D4D°1.6dda21.6146233.6mm,D4为轴径,(1014)mn384(10-14)12D414

35、6mm。216264mm,式(4.82)取D0264mm010.5mn0.5126mm,r5mm。C(0.20.3)(.20.3)150(3045)mm,取C40mmDiD°D32233.6264248.8mm2式(4.83)D2(0.250.35)(D0D3)(0.250.35)(264233.6)(7.6-10.64)mm式(4.84)取D210mm0通过1可以知道，较高速级的齿轮都使用腹板式。齿轮的周向定位1)小齿轮的周向定位由d85mm,查得键的bh2014长度lb1(4-10)144(4-10)(134140)mm,按键的长度系列取l140mm即选键bhl20141402)

36、大齿轮的周向定位由d146mm,查得键的bh3620长度lb2(410)150(410)(140146)mm,按键的长度系列取140mm即选键bhl3220140。.专业.专注.5行走机构的设计电动平车的行动靠汽车的车轴和车轮的配合。本章介绍车轮轴的设计。设计轴的时候要判它轴的外形和尺寸是否都是合理的.所以要考虑到下面的多个因素：轴需要装配的部件的种类，大小，数目，以及还有跟轴相连的方式。在设计的时候，还必须根据各种状况逐个解决.5.1 主动轮轴的设计5.1.1 针对其组成形式和各个参数进行设计已知：I轴输入功率PPm316.270.9815.95,转速n”19.12r/min,转矩Pm15.

37、95TI955059550-7966.66NmnIII19.12驱动轮轴使用轴承跟支座的相连，同时用键跟大齿轮链接，并且安设定位轴肩.轮距是1435毫米，车身的窄度是2米.综合参照上边条件，如图5.1所示。图5.1主动轮轴5.1.2 主动轮轴的校核3按dminAVPiii/nm校核轴直径。确定选择45钢来作为主动轮轴的加工制作原料，通过1表15-3确定为a118。所以dmin-3/Pii/niii118"15.95/19.12111mm。综合上边的计算过程可以知道，主动轮轴的最小直径是dmin120mm0做出轴的计算简图如下：.专业.专注.主动轮轴的计算简图图5.2进行数值计算圆周力

38、：Ft2Tnid228126.493601045147.17N式(5.1)径向力:FrFttan2045147.17tan2016432.23N式（5.2）轴向力:Fa4Ft4tan2017690.28tan206338.74N式（5.3）车轮力:1000(Mm)gF1L1176.75mm;L2588mm;1000(5010)9.8147000N式（5.4）L3129mm；L4806mm;L5176.75mmo主动轮轴在水平范围内受到的力的分析如下:FNH1FtFFNH2由竖直方向力平衡得.专业.专注.图5.3竖直方向上的受力状况式（5.5）式（5.6）式（5.7）式（5.8）式（5.9）式（

39、5.10）LFNv1FNv2lFNV116432.23NFNV1(L1根据(6.11)(6.12)有L2)FnV2L3FNV1(L3L4L5)0Fnv13503.67N,FNv29424.88N,则MV1FNV1(L1L2)2679431.63NmmMv2Fnh2L31215809.52NmmMv3Fnh1(L3L4L5)3895205.12Nmm式(5.11)式(5.12)式(5.13)式(5.14)式(5.15)FtFNH1FNH2FNH145147.17N由Me。有FNH1(LiL2)FnH2L3FNH1(L4L5)MAMa且16432.2336029578.14r2根据(6.5)(6.

40、6)(6.7)有Fnh122395.81N,Fnh2355.56N,则MH1FNH1(L1L2)Ma8487863.31NmmMH2FNH2L3Ma256499.67NmmMH3FNH1(L3L4L5)Ma12473379.86Nmm竖直方向上的受力状况：FNV1加5.4竖直方向上的受力状况总弯矩M122H1MV18487863.3122679431.6328900740.27NmmM33Mh22Mv22MH32mV32H3V3.256499.6721215809.522.1247337923895205.1221242571.88mm13067430.15Nmm式(5.16)式(5.17)式

41、(5.18)计算扭矩.专业.专注.式（5.19）°P16.27一T川9550103,95501038126490Nmmn川19.12则TT川8126490Nm用图像表现出轴所承受的弯矩图和扭矩图如下：图5.5水平面弯矩图图5.6垂直面弯矩图图5.7扭矩图判断危险截面由计算知，截面D是危险截面，根据主动轮轴的弯扭的强度改正其强度。进行核对校正的时候，仅仅对轴上最大的弯矩和扭矩的横截面的强度核对校正，通.专业.专注.过1P373可知折合系数1,计算出轴的应力大小为2_2,'M2(T3)caW2(T3)_22242571.88(18126490)3214033230.52MPa式(

42、5.20)通过1表得到160MPa.因止匕ca5.2从动轮轴的设计从动轮轴通过键来连接从动轮组，通过轴承来连接上支座，同时安放好定位的轴肩轮距为1435mm,车架宽度为2000mm。综合上面的条件，其形式下图2.12。图5.8从动轮轴主从动轮轴上的主要结构十分的相似，因为没有受到转矩和齿轮上的压轴力的影响可以通过自重的校正来确定从动轮轴的强度已经满足了设计要求，所以不用再次校核其强度。.专业.专注.6电动平车车架的设计车架是整个电动平车的重点。同时可以通过自身的重量作为衡量电动平板车的车架质量的优劣的标准。车架本身的结构设计还需要满足多个不同情况下的合理性的要求。因此对原料的选择是很有必要的。

43、6.1 车架的材料选用依照起重机设计手册的相关数据，确定电动平板车车架的材料为具有可焊性的碳素钢Q235其有关特性如表6.1所示。表6.1Q235钢的特性钢号密度(g/cm3)屈服强度s(MPa)抗拉强度b(MPa)冲击功Axv(J)Q235B7.8235375500276.2 车架的结构选用车架的制造形式有铸造，怫接和焊接。其中主要采用焊接车架。该种车架的设计结构容易制造而且自身重量较小。其三维建模图如图6.1所示。图6.1车架.专业.专注.7三维建模三维建模的使用给了工程的作业过程很大的方便。第一步是创建各部件的模型，然后进行组装，制作出一个原型。详见如下：图7.1传动系统图7.2制动器.

44、专业.专注.图7.3主动轮轴装配图7.4从动轮轴装配图7.5弹簧平衡架.专业.专注.图7.6车架图7.7电动平车.专业.专注.8对主动轮轴进行有限元分析8.1 有限元法的概念有限元法是通过电子计算机开发的计算方法，是对未知解的无限单元利用有限的思想进行计算。8.2 有限元的优势有限元法计算精度高，适应性强，成为现代工业设计的主要工具。随着不断优化发展的电子产品的普及，为有限元分析提供了更好的发展环境，展现出更加宽广的使用前景。8.3 对主动轮轴进行前处理8.3.1 三维建模即简化考虑到有限元的建模能力，首先建立了主动轮在Pre环境下的三维模型，如图9.1图8.1主动轮轴三维图电动平车设计，轮轴

45、均采用45钢。相关参数如下:材料名称45杨氏模量362GPa泊松比0.30材料密度m材料的允许使用的应力是36372.6MPan5式（8.1）.专业.专注.0.1000.2001.50060.00deg10.00mm10.00%0.750Mises等效应力所有图8.2主动轮轴划分出的网格8.3.2 单元选择与网格划分在应力分析的环境中加载零部件的三维模型，再将其划分出网格。如图8.2所示对主动轮轴上的网格划分进行参数的设置:平均元素大小最小元素大小分级系数最大转角细分网格元素大小停止条件h优化阀值收敛结果几何图元选择8.4 有限元分析结果生成分析报告，主动轮轴的位移图和等效应力图分别如图8.3

46、和图8.4所示.专业.专注.1图8.3主动轮轴ANSYS等效位移图8.4主动轮轴ANSYS等效应力.专业.专注.8.5 结果分析在对零件的分析结果的满意层度进行判断时，第一步需要观察零部件的最大应力的数值是不是小于制作材料的允许的应力数值。如果满足上边的要求，那么就要进行下一步，即优化零部件的结构，让零部件受到的应力得到更均匀的分布，最好的达到等应力的分布结构。通过仔细的观察，其最危险的横截面是和大齿轮接合的地方。这里最大的应力数值是26.88MPq产生的最大位移是0.04617,得到的数值都跟经典力学计算的结果很接近。表8.1参数对比表对象主动轮轴负荷7966666Q000Nm部位女装大四轮

47、处经典力学计算结果30.52MPa有限元分析结果26.88MPa.专业.专注.9结论按照导师给的任务要求说明书，本篇文章设计了10吨的电动平板车。设计出的这台车适用于一般条件工厂的使用要求，拥有较普遍的使用环境。对平车进行设计的时候,主要围绕下面的情况进行：1 .电动平车的结构设计。在进行这一方面的设计的时候，依靠设计时总观全局的思想，尽可能的把电动平车的各个部位的参数进行合理的优化。2 .在对电动平车的传动系的进行设计的时候，总共拟定两种不同的传动方式。两种方案均使用两级式减速器和皮带传动的机构。通过对电动平车工作环境的综合分析对其选定了一个合适的的制动器。根据实际，选定了方案二。3 .为使传动系