無碳小車S型無碳小車畢業(yè)設計

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1、畢業(yè)論文題目 各專業(yè)全套優(yōu)秀畢業(yè)設計圖紙 JIANGXI AGRICULTURALUNIVERSITY 本科畢業(yè)設 計 題目：綠色小車 學院： 姓 名： 學 號： 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 年 級： 指導教師：職 稱：講 師 二0一一年五月 33 綠色小車 摘要 本設計是依據(jù)課題要求“綠色小車”，即提出一種“無碳”的方法，帶動小車的運行，即給定一重力勢能，根據(jù)能量轉(zhuǎn)換原理，設計一種可將該重力勢能轉(zhuǎn)化為機械能并用來驅(qū)動小車行走的裝置。該小車再前行時能自動避開賽道上設置的障礙物（每隔1米，放置一個直

2、徑為20mm,高為200mm的彈性障礙圓棒）。此模型的最大特點是將重力勢能轉(zhuǎn)化為齒輪的轉(zhuǎn)動，進而根據(jù)大小齒輪的嚙合帶動驅(qū)動輪和轉(zhuǎn)向輪，從而按照規(guī)定的路線完成任務。本文將對綠色小車模型設計過程，結(jié)構(gòu)功能特點進行詳細的介紹。 關(guān)鍵詞：綠色小車；無碳；勢能轉(zhuǎn)化  Abstract The design is based on the requirements of the subject of "green car", that proposes a "carbon-free" approach, driven the car running, that is, given a poten

3、tial energy, according to energy conversion principles, the design of a gravitational potential energy can be transformed into the mechanical energy and used to drive the car to walk the device. The car then before the line can automatically avoid obstacles on the track set (every 1 m, placed a diam

4、eter of 20mm, 200mm flexible high barrier for the rod.) Most important feature of this model is transformed into gravitational potential energy of the rotation gear, thereby driving under the size of the meshing gear wheel and steering wheel, and thus complete the task in accordance with the provisi

5、ons of the route. This paper will model green car design process, structure and function of the characteristics described in detail. Key words:Greencar; Non-carbon; Potential energyinto 目 錄 中文摘要 I 英文摘要 II 1緒論 1 1.1引言 1 1.2車用能源的發(fā)展趨勢 1 2 綠色小車總體設計及其運動原理 2 2.1課題目的及其要求 2 2.2小車總體設計及其運動原理 3

6、2.3設計參數(shù)的計算及小車外形尺寸的確定 4 2.3.1理論行駛距離估算 4 2.3.2 小車車輪及外形的材料和尺寸的確定 4 3 小車設計的運動參數(shù)計算 5 3.1主要運動參數(shù)計算 5 3.2原動軸繞線部分設計及計算 7 3.3運動及運動力參數(shù)計算 8 4 小車主要零件的設計與計算 9 4.1齒輪1與齒輪2的設計 9 4.1.1 選擇齒輪材料、精度等級、齒輪數(shù)選擇 9 4.1.2 按齒根彎曲疲勞強度設計 9 4.1.3校核齒面接觸疲勞強度 11 4.2齒輪3和齒輪4設計 11 4.2.1選擇齒輪材料、精度等級、齒輪數(shù)選擇 11 4.2.2按齒根彎曲疲勞強度設計

7、 11 4.2.3校核齒面接觸疲勞強度 12 4.3 軸設計 12 4.3.1 原動軸(2軸)設計 12 4.3.1.1 選擇軸的材料 12 4.3.1.2 求出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 12 4.3.1.3 軸的初估計算 12 4.3.1.4軸上零件的周向定位 14 4.3.1.5確定軸上圓角和倒角尺寸 14 4.3.1.6根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計算簡圖（圖8） 14 4.3.1.7 按彎扭合成應力校核軸的強度 15 4.3.1.8 精確校核軸的疲勞強度 16 4.3.1.9繪制原動軸的工作圖（附錄） 18 4.3.2 驅(qū)動軸（1軸）設計 18 4.3.2.1 軸

8、的材料選擇 18 4.3.2.2 求出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 18 4.3.2.3 軸的初估計算 18 4.3.2.4 軸上零件的周向定位 19 4.3.2.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 19 4.3.2.7校核軸的強度 21 4.3.3轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設計及計算 22 4.3.3.1 轉(zhuǎn)向機構(gòu)有關(guān)計算 22 4.3.3.2 曲軸（3軸）設計 23 4.3.4支承軸（4軸）設計 28 4.4滾動軸承的校核 28 4.5 鍵強度校核 28 4.5.1 原動軸上鍵的校核 28 4.5.2驅(qū)動軸上鍵的校核 29 4.5.3 曲軸上鍵的校核 29 5設計小結(jié) 30 參考文獻 3

9、1 致謝 32 1緒論 1.1引言 1．“環(huán)保在身邊之‘無碳生活’”一貼在東楚網(wǎng)黃石新聞網(wǎng)發(fā)出后，眾多網(wǎng)友紛紛跟帖只招，倡導“無碳生活”。多數(shù)網(wǎng)友認為，對社會整體而言，完全“無碳”難做到但有意識地減少“碳排放”確是隨時隨地都可做的事，勿以“減碳”少而不為…… 2．隨著社會科技的發(fā)展，人們的生活水平的提高，無碳對于我們來說，顯然越來越重要，建設無碳社會，使得生活更加環(huán)保，沒有任何污染。 3．無碳小車的設計和發(fā)明，是國家和社會對能源問題和環(huán)境問題的更加重視。 4．“無碳車是比較環(huán)保的短途的代步工具，節(jié)能、經(jīng)濟方便環(huán)保。因此，在人均擁有汽車比例很高的歐美發(fā)達國家，無一例外選擇了提倡

10、推廣低碳車。”許多人認為，確保無碳車道便利通達，既是現(xiàn)實選擇，也是大勢所趨?，F(xiàn)在很多發(fā)達國家都把無碳技術(shù)運用到各個領(lǐng)域，像交通，家具等。這也是我們國家當今所要求以及努力的方向。針對目前這一現(xiàn)狀，我設計了無碳小車模型，用重力勢能轉(zhuǎn)換為機械能提供了一種新的思路，以便更好的解決以上問題。 1.2車用能源的發(fā)展趨勢 能源是汽車的血液，是車輛的動力源。自1886年世界上第一輛汽車誕生自今，汽油和柴油作為主要能源在汽車上得到普遍的應用。這種以石油為燃料的汽車安全、方便、舒適等方面取得了重大的進展，得到了人們的認可。進入21世紀，汽車保有量劇增，汽油和柴油的消耗大幅度上升，伴隨著石油儲量的下降和人們節(jié)能

11、、環(huán)保意識的的增強，各種替代能源如雨后春筍涌現(xiàn)。汽車代用能源的選擇要考慮經(jīng)濟性（Economy）、應用方便性（Ease）、資源可獲得性(Energy)和環(huán)境友好性(Environment)，即4E評價,并且要因地制宜。進入21世紀，隨著石油危機和節(jié)能、環(huán)保的呼聲高漲，“低碳”也成為能源評定標準之一，各國都根據(jù)4E評價和本國技術(shù)特點，制定了新的汽車能源方案。 歐洲在代用能源方面，主要以天然氣為主，生物柴油在德國、意大利、瑞典、奧地利和比利時等國家廣泛使用；美國的目標是，2010年有7%的公交車使用天然氣，50%的出租車和班車改為使用專用天然氣；日本政府將天然氣車、電動車、混合動力車、甲醇車定義

12、為“低害車四兄弟”。 我國是一個幅員遼闊，資源相對豐富的國家，可以采用能源多樣化，燃料多元化的發(fā)展路徑。在代用能源方面的發(fā)展國家政策其關(guān)鍵性和決定性的作用。為了更好的發(fā)展車用替代能源，我國應該盡快組織力量，提前做好配套措施和供應網(wǎng)絡建設，進一步加快完善傳統(tǒng)燃油汽車的燃油消耗標準體系，促進各類汽車改善能源的經(jīng)濟性；根據(jù)產(chǎn)業(yè)發(fā)展的實際情況和要求，建立健全各種新能源汽車的和新型動力系統(tǒng)及其它節(jié)能產(chǎn)品的標準法規(guī)體系，促進車用新能源在我國立足發(fā)展。 傳統(tǒng)車用燃料終究會消耗殆盡，代用能源步入汽車產(chǎn)業(yè)是社會發(fā)展趨勢，世界各國都制定了不同的汽車能源戰(zhàn)略。我國根據(jù)替代能源4E評價情況，以及汽車工業(yè)可持續(xù)發(fā)展

13、要求，現(xiàn)階段可以不急于將某一能源作為發(fā)展的方向，堅持走能源多元化，技術(shù)多樣化的發(fā)展道路。隨著社會的發(fā)展，人們的生活水平的提高，無碳對于我們來說，顯然越來越重要，低碳能源將會是汽車能源中的主流能源。 2綠色小車總體設計及其運動原理 圖1 運動示意圖 2.1課題目的及其要求 課題目的：給定一重力勢能，根據(jù)能量轉(zhuǎn)換原理，設計一種可將該重力勢能轉(zhuǎn)換為機械能并可用來驅(qū)動小車行走的裝置。該自行小車在前行時能夠自動避開設置的障礙物（每間隔1米，放置一個直徑20mm、高200mm的彈性障礙圓棒），如圖1所示。 給定重力勢能為4焦耳（取g=9.8m/s2），給定一質(zhì)量為1Kg的重塊（￠5065 m

14、m，普通碳鋼）鉛垂下降來獲得，落差4002mm，重塊落下后，須被小車承載并同小車一起運動，不允許掉落。 要求小車前行過程中完成的所有動作所需的能量均由此能量轉(zhuǎn)換獲得，不可使用任何其他的能量形式。 小車要求采用三輪結(jié)構(gòu)（1個轉(zhuǎn)向輪，2個驅(qū)動輪），具體結(jié)構(gòu)造型以及材料選用均由設計者自主設計完成。要求滿足：①小車上面要裝載一件外形尺寸為￠6020 mm的實心圓柱型鋼制質(zhì)量塊作為載荷，其質(zhì)量應不小于750克；在小車行走過程中，載荷不允許掉落。②轉(zhuǎn)向輪最大外徑應不小于￠30mm。 2.2小車總體設計及其運動原理 設計重點：以減小小車重力和運動阻力，另由于動力是重塊豎直向下運動，即重塊重力勢能轉(zhuǎn)化

15、為小車動能，應盡量避免重塊因與小車碰撞而消耗能量，使重塊的重力勢能盡可能的轉(zhuǎn)化為小車的動能，使小車運動距離最大化。根據(jù)課題目的和要求，小車總體設計如圖2所示 圖2 小車總體結(jié)構(gòu)示意圖 如上圖所示1—重塊2—細繩3—滑塊 4—轉(zhuǎn)向桿5—前輪支架6—前輪7—齒輪48—曲軸9—原動軸10—齒輪311—后輪12—齒輪113—驅(qū)動軸14—齒輪215—連桿 細繩末端重塊下落，通過細繩與原動軸摩擦，帶動原動軸轉(zhuǎn)動。原動軸通過平鍵帶動齒輪2和齒輪3轉(zhuǎn)動。齒輪2與齒輪1嚙合帶動驅(qū)動軸轉(zhuǎn)動，后輪轉(zhuǎn)動，實現(xiàn)小車向前的運動。齒輪3與齒輪嚙合，使曲軸轉(zhuǎn)動，曲軸再通過連桿使轉(zhuǎn)向桿前后擺動，從而實現(xiàn)前輪的轉(zhuǎn)向運

16、動。前、后輪的合運動即實現(xiàn)小車一邊向前行走一邊轉(zhuǎn)向。 2.3設計參數(shù)的計算及小車外形尺寸的確定 2.3.1理論行駛距離估算 能量利用及車輪材料選擇，假設設計總重4kg2kg(包括重塊1kg和負載750g),利用4J的能量，摩擦系數(shù)的選擇，如下表： 表1常用材料間滾動摩擦系數(shù) 摩擦材料 滾動摩擦系數(shù)k/cm 摩擦材料 滾動摩擦系數(shù)k/cm 軟鋼與軟鋼 淬火鋼與淬火鋼 鑄鐵與鑄鐵 木材與鋼 0.005 0.001 0.005 0.03~0.04 木材與木材 表面淬火車輪與鋼輪 圓錐形車輪 圓柱形車輪 0.05~0.08 0.08~0.1 0.05~

17、0.07 資料來源：楊黎明，楊志勤主編.機械設計簡明手冊.北京：國防工業(yè)出版社, 2008.1 上網(wǎng)查的尼龍水泥滑動摩擦系數(shù)通常為0.1~0.3，滾動摩擦系數(shù)與滑動摩擦系數(shù)一般相差一個數(shù)量級，且圓柱形車輪的滾動摩擦系數(shù)為0.005~0.007，取f=0.005,理想情況下有 W=fMgS=0.00542109.8S=4J 求得 S=20mW=fMgS=0.005410S=4J 求得 S=2040.81m 表2小車運動各處的摩擦效率 種類 效率μ 種類 效率μ 圓柱加工齒的開式齒輪傳動(脂潤滑) ==0.94~0.96 滾動軸承(潤滑最佳時)

18、 =0.99(一對) 卷繩輪 =0.95 槽摩擦傳動 =0.88~0.90 資料來源：楊黎明，楊志勤主編.機械設計簡明手冊.北京：國防工業(yè)出版社, 2008.1 機構(gòu)效率 W有效=Wμ=40.76=3.04J W有效=Wμ=40.76=3.8J 則 S=15.231.02m 不考慮其他因素，根據(jù)計算可得理論行駛距離為15.231.02m。 2.3.2小車車輪及外形的材料和尺寸的確定 1. 對于車輪大小設計，根據(jù)設計要求前輪直徑不得小于30mm,前輪直徑初步采用d=30mm,后輪直徑采用D=150mm。車輪材料選擇考慮到車輪需承受車重和與地摩擦，需要高的強度和耐磨性,以及

19、本身的重量選用鋁合金。 2. 車身大小初選寬B=150mm,長L=250mm。 3小車設計的運動參數(shù)計算 3.1主要運動參數(shù)計算 重物的牽引帶動齒輪2和齒輪3轉(zhuǎn)動，齒輪2通過齒輪傳動帶動驅(qū)動軸轉(zhuǎn)動，齒輪3通過齒輪傳動帶動曲軸轉(zhuǎn)動，曲軸轉(zhuǎn)動使轉(zhuǎn)向桿前后擺動，從而實現(xiàn)前輪轉(zhuǎn)向。 圖3 綠色小車示意圖 根據(jù)任務書中路寬2m,以及每隔1m,放置一個直徑為20mm,高200mm的彈性障礙圓棒，考慮到使小車運動軌跡盡可能的沿直線運動，繞過障礙物越多，經(jīng)過多方面考慮后，小車近似按余弦曲線y=Acos(wx)運動，其中A=0.200.12，ω=2πT2πT=2π22π2=π其運動的大致路線

20、如下圖所示： 圖4綠色小車行走示意圖 小車運動一個周期的長度： S0=021+y2dx=021+0.200.122π2sin2(πx)dx=1919.61989.85mm 小車轉(zhuǎn)向過程中最大角度； tanθmax=0.12*pi*sinpi*0.5=0.377 有tan==0.6283 即=32.1420.66=328′2039′ 使用定積分計算平面曲線的弧長，該定積分計算用《MATLAB程序設計與應用》中的trapz函數(shù)在MATLAB軟件中計算。小車每行駛一周繞過兩個彈性圓棒，則小車從開始運動到停止理論上能繞過彈性圓棒的個數(shù)n： n=2SS0=215200310

21、201989.91989.85=15.2731.1 ， 取n=15，實際繞過障礙圓棒的個數(shù)為1531-1=1430個 小車運動過程中齒輪傳動的總的傳動比為i： i=S0πD=1989.91989.85π150100=6.334.22 考慮到總的傳動比i=6.334.22，比較大，采用兩級傳動。若采用一級 a) b) 圖5一級傳動與兩級傳動平面布局示意圖比較 傳動如上圖所示，圖中兩方案的總傳動比相同，齒數(shù)、模數(shù)相同，小齒輪齒數(shù)相同。由圖可見，采用一級傳動所占平面面積，遠比兩級傳動的面積大。另外

22、，當單級傳動比過大時，大齒輪的直徑就會很大，致使齒輪的轉(zhuǎn)動慣量隨之增加，這對于要求轉(zhuǎn)動慣量較小的齒輪傳動系統(tǒng)（小車中齒輪傳動是小功率隨動系統(tǒng)）。因小車中的隨動系統(tǒng)，要求起動快和結(jié)構(gòu)緊湊，若轉(zhuǎn)動慣量過大，對實現(xiàn)上述要求不利。顧采用兩級齒輪傳動。 上網(wǎng)查的尼龍水泥滑動摩擦系數(shù)通常為0.1~0.3，滾動摩擦系數(shù)與滑動摩擦系數(shù)一般相差一個數(shù)量級，且圓柱形車輪的滾動摩擦系數(shù)為0.005~0.007，取小車起動轉(zhuǎn)矩T： T=fMgD2=0.005429.81001502=9.87.35Nmm 令原動軸每轉(zhuǎn)一圈，小車繞過一個障礙圓棒，而小車每運動一個周期繞過兩個障礙圓棒，由原動軸與驅(qū)動軸的齒輪

23、傳動比和原動軸與曲軸的齒輪傳動比有： i12=i2=6.334.222=3.1652,i34=22.11 3.2原動軸繞線部分設計及計算 1. 在起動時原動軸的轉(zhuǎn)動半徑較大，起動轉(zhuǎn)矩大，有力起動。 2. 起動后，原動軸半徑變小，轉(zhuǎn)速提高，轉(zhuǎn)矩變小，和阻力平衡后小車勻速運動。 3. 當重塊離小車很近時，原動軸半徑再次減小，繩的拉力不足以使線軸勻速運動，在慣性的作用下，重塊減速下降，原動軸半徑變小，總轉(zhuǎn)速比提高，小車緩慢減速，直到停止，重塊停止下落正好接觸小車。 圖6梯形繞線軸示意圖 質(zhì)量m的重塊提供的轉(zhuǎn)矩: 帶入數(shù)值得 d≥6.5910mm有計算得到數(shù)據(jù)不靠譜，于是乎估

24、算為10mm 又根據(jù)設計要求重塊下落高度為400mm,則有： πd2dn=400，代入數(shù)據(jù)得d2=8.33mm 為了便于設計和計算取，即需在線軸上繞線圈數(shù)n=14 通常起動轉(zhuǎn)矩大于或等于額定轉(zhuǎn)矩的1.25倍，有： , 即，取 重塊快接觸小車時，緩慢減速，取 選用直徑為1mm細線，則需要繞線的軸長度為17.69mm，假定小車做一個周期的加速運動，三個周期的緩慢減速運動其他部分近似看成勻速運動。繞線部分軸總長取20mm,其中各運動繞線軸尺寸為 3.3運動及運動力參數(shù)計算 2軸（原動軸）： （小車整個過程運動的時間為t） 1軸（驅(qū)動軸）： 3軸（

25、曲軸）： 4軸（支承軸） 將上述計算結(jié)果加以匯總，如下表 表3各軸設計參數(shù)匯總 軸名 功率P/w 轉(zhuǎn)矩T/(Nmm) 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 傳動比 效率 1軸 154.39/t 29.59 3558.6/t 3.295 0.813 2軸 190/t 120 1080/t 2 0.813 3軸 154.39/t 48.76 540/t 0.99 4軸 152.85/t 48.27 0 4小車主要零件的設計與計算 4.1齒輪1與齒輪2的設計 4.1.1選擇齒輪材料、精度等級、齒輪數(shù)選擇 考慮到

26、傳動功率比較小，要求結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量輕，由《機械設計簡明手冊》表6-36，選齒輪1和齒輪2材料用非金屬材料聚酚氧，齒面硬度430 HBS,，，齒輪精度為8級精度。 a. 對閉式齒輪面齒輪傳動，一般工業(yè)用齒輪傳動，Z=20~40。對于高速或?qū)υ肼曈袊栏褚蟮凝X輪傳動，建議Z≥25； b. 閉式硬齒面齒輪，開式齒輪和鑄鐵齒輪，因齒根彎曲強度往往是薄弱環(huán)節(jié)，應取較小齒數(shù)以保證齒輪具有較大的模數(shù)，以提高輪齒抗彎能力。一般取 Z=17~25； c. 為了避免根切現(xiàn)象，對于標準直齒圓柱齒輪，應取Z≥17。 為了使小車的結(jié)構(gòu)簡單，并能完成傳動要求，選用標準直齒圓柱傳動。 選用齒輪1的齒數(shù)，齒輪2的齒

27、數(shù), Z2=i12Z1=2.03517=35 取,取Z2=35傳動比 i12=Z2Z2=2.06 4.1.2按齒根彎曲疲勞強度設計 開式齒輪傳動，齒根彎曲強度是其薄弱環(huán)節(jié)，故按彎曲強度設計，驗算接觸強度.由《機械設計》式6.8有： 確定式中各項的數(shù)值： 由《機械設計》式6.2有： 重塊下降過程可以近似認為是均勻平穩(wěn)，小車運動過程也近似為均勻平穩(wěn)查《機械設計》表6.2得。直齒圓柱齒輪傳動，可取，，運動過程中速度比較低取，齒面硬度高，取兩齒面為硬面，可取，齒輪在兩支承中間不成對稱布置，取。 數(shù)據(jù)代入上式得： ， 齒輪估算許用應力： 查《機械設計》表6.8 ，取

28、， 查《機械設計》表6.4 由得：， 由《機械設計》（修訂版）式6-7得： 端面重合度 對于直齒輪=0 代入數(shù)據(jù)得：=1.63 < 2 ,取齒數(shù)比較少，取=0.68 所有數(shù)據(jù)代入得： 為了不妨礙后輪運動，中心距，即 由《機械設計》表6.7，選取第一系列標準模數(shù)mm。 齒輪主要尺寸 ；d1=m12Z1=34 ；d2=m12Z2=70 ； ，取mm,mm 4.1.3校核齒面接觸疲勞強度 小車運動速度比較低，齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩也很小,接觸肯定能夠滿足要求。 4.2齒輪3和齒輪4設計暫定與一二級齒輪相同 4.2.1選擇齒輪材料、精度等級、齒輪數(shù)選擇 選齒輪3和齒輪4

29、材料用非金屬材料聚酚氧，齒面硬度430 HBS,，，齒輪精度為8級精度。 選用齒輪3的齒數(shù)，齒輪4的齒數(shù),Z4=47 4.2.2按齒根彎曲疲勞強度設計 開式齒輪傳動，齒根彎曲強度是其薄弱環(huán)節(jié)，故按彎曲強度設計，驗算接觸強度由《機械設計》式6.8有： 確定式中各項的數(shù)值： 由《機械設計》式6.2有： 重塊下降過程可以近似認為是均勻平穩(wěn)，小車運動過程也近似為均勻平穩(wěn)查《機械設計》表6.2得。直齒圓柱齒輪傳動，可取，，運動過程中速度比較低取，齒面硬度高，取兩齒面為硬面，可取，齒輪在兩支承中間不成對稱布置，取。 數(shù)據(jù)代入上式得： 齒輪估算許用應力 查《機械設計》表6.8

30、 ，取， 查《機械設計》表6.4 由得：， 由《機械設計》（修訂版）式6-7得： 端面重合度 對于直齒輪=0 代入數(shù)據(jù)得：=1.67 < 2 ,取齒數(shù)比較少，取=0.70 所有數(shù)據(jù)代入得： 又因為齒輪2的直徑為112mm,為了保證齒輪2能正常轉(zhuǎn)動有： ，即 由《機械設計》表6.7，選取第一系列標準模數(shù)mm。 齒輪主要尺寸 ； ； ； ，取mm,mm 4.2.3校核齒面接觸疲勞強度 小車運動速度比較低，齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩也很小,接觸肯定能夠滿足要求。 4.3軸設計 在兩級斜齒園柱齒輪減速器中，三根軸跨距相差不易過大，故一般先進行中間軸得設計，以確定跨距。 4

31、.3.1原動軸(2軸)設計 4.3.1.1選擇軸的材料 選材料為45鋼正火，查《機械設計》表11.1得=590Mpa ; =140Mpa ; =255Mpa ； 查表11.4得 =170Mpa ; =75Mpa; =45Mpa 4.3.1.2求出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由表3可知=190/t W; =1080/t r/min; =120Nmm 4.3.1.3軸的初估計算 查《機械設計》表11.3 取，初估算軸的最小直徑 原動軸的最小直徑顯然是安裝螺母處軸的直徑，采用六角螺母，查《機械零件手冊》表4-99選用，緊固螺母選用C級1型的六角螺母，查《機械零件手冊》表4-99

32、得的C級1型的六角螺母對應螺母厚度,查表4-116得對應C級平墊圈的厚度，由軸承端蓋設計，取其總寬度為4mm。則 圓整取 理想情況下，直齒輪傳動只受徑向力根據(jù)《機械設計》表8.1選深溝球軸承（主要承受徑向力，也可同時承受少量的雙向的軸向負荷）。查《機械零件手冊》表7-112選軸承型號1000087，，即，為了保證軸承端蓋能夠壓緊軸承內(nèi)圈?。? 軸承通過軸肩軸向定位，軸肩高度必須低于軸承內(nèi)圈端面高度，以便拆卸軸承，取軸肩高度，即 非定位軸肩一般取1～齒輪2和齒輪3出軸頭直徑均取==10mm。齒輪2的左端與齒輪3的右端采用套筒開口擋圈定位，由《機械零件手冊》表4-130，選用公稱直徑為6mm

33、的開口擋圈，即。已知齒輪2輪轂的跨度為11mm，齒輪3輪轂的跨度為19mm。為了使開口擋圈可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取，,擋圈卡槽寬度統(tǒng)一設計為2mm。齒輪2的右端與齒輪3的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取。即 為了給曲軸運動留下足夠的位置取 由繞線軸部分設計得：中 繞線軸位于原動軸的正間，有： 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 圖7 原動軸示意圖 4.3.1.4軸上零件的周向定位 齒輪2和齒輪3與軸的周向定位均采用平鍵連接。按==10mm，由《機械設計簡明手冊》表8-1查得平鍵截面為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，選用系列中長為8mm和14mm的A型平鍵

34、。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為。 4.3.1.5確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設計》表11.2直徑為6～10mm取軸端圓角，軸內(nèi)圓弧倒角為R0.5,直徑大于10mm取軸端圓角，軸內(nèi)圓弧倒角為R0.8。 4.3.1.6根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計算簡圖（圖8） 46.5mm+28mm+44mm+50.5mm=169mm根據(jù)軸的計算簡圖作出軸受的彎矩圖和扭矩圖（圖8）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面Ⅵ處的T及的值列于下表。 表4 原動軸上的載荷 載荷 豎直面 齒輪2 齒輪上的力F

35、 齒輪3 N 軸承上的力 左軸承力 右軸承力 彎矩 轉(zhuǎn)矩T 圖8驅(qū)動軸上受力、彎矩、轉(zhuǎn)矩圖 4.3.1.7按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面Ⅵ）的強度，另開擋圈卡槽處，直徑最小而且所受彎矩和扭矩也比較大，這里也需要校核。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力公式有： 對于截面Ⅵ 數(shù)據(jù)帶入上式得： 故安全 對于有擋圈卡槽處，由圖三可得左邊卡槽所受彎矩比右邊大，若左邊卡槽強度能夠滿足則右邊卡槽強度一定能夠滿足。校核左邊卡槽代入數(shù)據(jù)得：

36、 故安全 4.3.1.8精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 危險截面的位置應是彎矩和轉(zhuǎn)矩較大，截面較小且應力集中較嚴重處。當在同一截面處有幾個應力集中源時，取各源所引起的應力集中的最大值。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖，截面Ⅵ處彎矩最大，且由齒輪配合和鍵槽引起的應力集中截面和Ⅹ-Ⅺ處過盈配合引起的應力集中最嚴重，同時所受應力又較大，這些屬于危險截面，由上圖可得Ⅳ-Ⅴ截面所受的彎矩比截面Ⅹ-Ⅺ大的多，所以只需對截面Ⅳ-Ⅴ進行疲勞強度的安全系數(shù)計算。 （2）校核截面Ⅳ-Ⅴ 抗彎截面模量按《機械設計》表11.5中的公式計算 抗扭截面模量 截面Ⅳ-Ⅴ的彎矩為 截面

37、Ⅳ-Ⅴ上的扭矩為 截面上的彎曲應力（按對稱循環(huán)變應力計算） 彎曲平均應力 截面的扭轉(zhuǎn)切應力（按脈動循環(huán)變應力計算） 扭轉(zhuǎn)平均應力 截面上由于軸肩圓角而形成的有效應力集中系數(shù)及，R/d=0.5/10=0.05, D/d=12/10=1.2, 按《機械設計》（修訂版）附錄1b、附錄2b查?。? =1.79 =1.36 由，按《機械設計》（修訂版）附錄5查得尺寸系數(shù) 軸按精加工， 按《機械設計》（修訂版）附錄8查得表面質(zhì)量系數(shù) 則綜合影響系數(shù)及為 截面Ⅳ-Ⅴ附近由于鍵槽引起的有效應力集中系數(shù)是及按

38、《機械設計》（修訂版）附錄3、附錄4查得 =1.76 ，=1.53 故得綜合影響系數(shù)值為 截面由于齒輪轂與軸過盈配合H7/k6 產(chǎn)生的有效應力集中系數(shù)與尺寸系數(shù)之比值由附錄6b、附錄7b查得 ， 故得綜合影響系數(shù)值為 取上面綜合系數(shù)中的較大值，故=2.128 =1.723.軸材料是45鋼，查《機械設計》（修訂版）表8-1取彎曲等效系數(shù)=0.2，=0.1。 只考慮彎矩作用的安全系數(shù) 取[S]=1.5~1.8 ＞[S]=1.8,所以截面Ⅳ-Ⅴ安全。 4.3.1.9繪制原動軸的工作圖（附錄） 4.3.2驅(qū)動軸（1軸）設計 4.3.2.1軸的材料選

39、擇 材料與2軸材料相同，齒輪工作時有輕微振動，該軸需要足夠的抗彎曲疲勞強度。選用45號正火鋼。 4.3.2.2 求出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由表3可知; (r/min); 4.3.2.3 軸的初估計算 查《機械設計》表 取C=118，初估算軸的最小直徑 驅(qū)動軸的有受力的最小直徑顯然是有卡槽處軸的直徑，擋圈公稱直徑查《機械零件手冊》表4-130統(tǒng)一選用。查《機械零件手冊》表4-99得：緊固螺母統(tǒng)一選用的C級1型的六角螺母， C級1型的六角螺母對應螺母厚度,查表4-116得對應C級平墊圈的厚度，由軸承端蓋設計，取其總寬度為4mm。則 圓整取 查《機械零件手冊》表7-112軸

40、承統(tǒng)一選擇型號為1000087的深溝球軸承，，即，為了保證軸承端蓋能夠壓緊軸承內(nèi)圈?。? 軸承通過軸肩軸向定位，軸肩高度必須低于軸承內(nèi)圈端面高度，以便拆卸軸承，取軸肩高度，即。 非定位軸肩一般取1～2mm，這里取1mm 即，取后輪與小車側(cè)身的安全距離為10mm,根據(jù)后輪設計，后輪厚度為10mm,為了保證擋圈卡緊后輪，軸端應略小與后輪厚度，取軸端比后輪厚度小1mm,即 ，。齒輪1軸頭直徑取=11mm。已知齒輪1輪轂的跨度為16mm。為了使開口擋圈可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。由于齒輪1要與齒輪2嚙合，通過計算得齒輪1的左端與左后輪右端采用套筒定位，齒輪1右端采用軸肩定位，

41、軸肩高度，故取。即 軸總長為200mm： 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 圖9 驅(qū)動軸示意圖 4.3.2.4軸上零件的周向定位 后輪和齒輪1與軸的周向定位均采用平鍵連接。按，由《機械設計簡明手冊》表8-1查得平鍵截面為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，選用系列中長為8mm的A型平鍵。，由表8-1查得平鍵截面為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，選用系列中長為12mm的A型平鍵。同時為了保證后輪以及齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為。 4.3.2.5確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設計》表11.2直徑為6～10mm取軸端圓角，軸內(nèi)圓弧倒角為R0.5,直徑大于10

42、mm取軸端圓角，軸內(nèi)圓弧倒角為R0.8。 4.3.2.6求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計算簡圖（圖10）。 17mm+29.5mm+105.5mm+17mm=169mm根據(jù)軸的計算簡圖作出軸受的彎矩圖和扭矩圖（圖10）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面e-f處的T及的值列于下表。 表6 驅(qū)動軸上的載荷 載荷 豎直面 左后輪 后輪上的力F 右后輪 N 軸承上的力 左軸承力 右軸承力 齒輪1上的力 彎矩 轉(zhuǎn)矩T 圖10 驅(qū)動軸上的力，彎矩，轉(zhuǎn)矩 4.3.2.7校核軸的強度

43、 判斷危險截面 危險截面的位置應是彎矩和轉(zhuǎn)矩最大，截面較小且應力集中較嚴重處。當在同一截面處有幾個應力集中源時，取各源所引起的應力集中的最大值。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖，截面e-f處彎矩最大，且由齒輪配合和鍵槽引起的應力集中以及截面d和截面h處后輪與軸過盈配合且開有擋圈卡槽引起的應力集中最嚴重，同時所受應力又較大，這些屬于危險截面，由上圖可得截面d所受的彎矩比截面h小，所以只需對截面e-f和截面h進行疲勞強度的安全系數(shù)計算。 對于截面e-f有： 以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，統(tǒng)一取，代入數(shù)據(jù)得： 故安全 對于截面h有： 代入數(shù)據(jù)

44、得： 故安全 4.3.3轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設計及計算 機構(gòu)的示意圖如下所示，曲軸轉(zhuǎn)動帶動傳動桿擺動,帶動轉(zhuǎn)向桿前后擺動從而實現(xiàn)前輪轉(zhuǎn)向。 4.3.3.1轉(zhuǎn)向機構(gòu)有關(guān)計算 由前面計算得轉(zhuǎn)向桿向前或向后轉(zhuǎn)動最大角度為，328′取曲軸與轉(zhuǎn)向桿的水平寬度為100mm。理論上轉(zhuǎn)矩一定，轉(zhuǎn)向桿越長，轉(zhuǎn)向所需的力就越小，就越好。留10mm與小車側(cè)身的安全距離，即轉(zhuǎn)向桿的長度，如轉(zhuǎn)向機構(gòu)示意圖所示取，由滑塊設計得滑塊寬度為10mm,校核轉(zhuǎn)向桿運動到極限位置滑塊是否會脫離轉(zhuǎn)向桿： 即故不會脫離，滿足要求。 圖11 小車轉(zhuǎn)向示意圖 由數(shù)學有關(guān)知識得： 解得：H=21.77mm,。 圓整取

45、H=22mm,即傳動桿與滑塊之間采用螺栓連接，除去螺栓與孔的間隙，即取。 4.3.3.2曲軸（3軸）設計 （1）軸的材料選擇 齒輪工作時有輕微振動，該軸需要足夠的抗彎曲疲勞強度，且軸上有焊接，故選用可焊性良好的Q235-A，熱軋或鍛后空冷。查《機械設計》表11.1得=410Mpa ; =105Mpa ; =170Mpa ； 查表11.4得 =130Mpa ; =70Mpa;=40Mpa （2）求出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由表3可知; (r/min); （3） 軸的初估計算 查《機械設計》表 取C=107，初估算受力處軸的最小直徑 曲軸的有受力的最小直徑顯然是有卡槽

46、處軸的直徑，為了設計統(tǒng)一擋圈公稱直徑查《機械零件手冊》表4-130統(tǒng)一選用，必須校核強度是否滿足?？ú蹖挾冉y(tǒng)一為2mm。查《機械零件手冊》表4-99得：緊固螺母統(tǒng)一選用的C級1型的六角螺母， 即。C級1型的六角螺母對應螺母厚度,查表4-116得對應C級平墊圈的厚度，由軸承端蓋設計，取其總寬度為4mm。則 圓整取 查《機械零件手冊》表7-112軸承統(tǒng)一選擇型號為1000087的深溝球軸承，，即，為了保證軸承端蓋能夠壓緊軸承內(nèi)圈?。? 軸承通過軸肩軸向定位，軸肩高度必須低于軸承內(nèi)圈端面高度，以便拆卸軸承，取軸肩高度，即。 非定位軸肩一般取1～2mm，這里取1mm 即齒輪4軸頭直徑，為了保證擋

47、圈卡緊齒輪，軸端應略小與齒輪輪轂，取軸端比齒輪輪轂小1mm,已知齒輪4的輪轂為14mm即。由于齒輪4要與齒輪3嚙合，通過計算得，齒輪4左端采用軸肩定位，軸肩高度，取。即。軸環(huán)寬度，取。取非定位軸肩為2mm，即。曲軸與小車側(cè)身需留安全距離，取。 取，根據(jù)傳動桿設計傳動桿與曲軸配合部分寬10mm,取,另取 軸總長為200mm： 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 圖12 曲軸結(jié)構(gòu)示意圖 （4）軸上零件的周向定位 齒輪4與軸的周向定位均采用平鍵連接。按，由《機械設計簡明手冊》表8-1查得平鍵截面為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，選用系列中長為10mm的A型平鍵。同時為了保證后輪以及齒輪與

48、軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為。 （5）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設計》表11.2，直徑為6～10mm取軸端圓角，軸內(nèi)圓弧倒角為R0.5,直徑大于10mm取軸端圓角，軸內(nèi)圓弧倒角為R0.8。 （6）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計算簡圖（圖三）。 20.5mm+98mm+50.5mm=169mm根據(jù)軸的計算簡圖作出軸受的彎矩圖和扭矩圖（圖三）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算處的截面e-f處的T及的值列于下表。 表7 曲軸上的載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力

49、 彎矩 總彎矩 扭矩  圖13 曲軸上的力、彎矩、轉(zhuǎn)矩 （7）校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 危險截面的位置應是彎矩和轉(zhuǎn)矩最大，截面較小且應力集中較嚴重處。當在同一截面處有幾個應力集中源時，取各源所引起的應力集中的最大值。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖，截面E-F之間彎矩最大,以及截面J處后輪與軸過盈配合且開有擋圈卡槽和焊接處引起的應力集中最嚴重，同時所受應力又較大，這些屬于危險截面。另外由于安裝軸承處直徑比理論設計尺寸略小，也需進行校核。 對于截面E有： 截面E有焊接截面，查《機械設計師手冊》表5-7-7，

50、按貼角焊縫查得其應力集中等級為,由表5-7-6得 以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，統(tǒng)一取，代入數(shù)據(jù)得： 查表5-7-3，對于對接及貼腳焊縫其剪切應力有：（按照普通方法檢查的手工焊），即。 查表1-6-21有： ,其中R=4mm,K=2mm代入得 顯然，故安全 對于截面J有： 代入數(shù)據(jù)得： 故安全 對于截面L有： 代入數(shù)據(jù)得： 故安全 4.3.4支承軸（4軸）設計 有焊接材料選與曲軸一樣，選Q235-A。設計尺寸如下圖所示, 由曲軸焊接處校核，焊接處強度足夠，無需校核。 圖14 支撐軸零件圖

51、4.4滾動軸承的校核 軸承預計壽命為10000h 以上有六個軸承需要校核其型號均相同，校核其中當量載荷最大的軸承即可。 軸承型號為1000087, =29.5kN其中受力最大的軸承為2軸左側(cè)的軸承 當量載荷P=2.48N n=1080/t(r/min)深溝球軸承取，.0，。 (取t=15s) 4.5鍵強度校核 4.5.1原動軸上鍵的校核 2軸上有兩處有鍵槽，軸徑均為，左側(cè)輪轂長度，右側(cè)輪轂長度為，只需校核輪轂較短處的鍵即可即校核左側(cè)鍵，查《機械簡明手冊》表8-1，A型平鍵，其尺寸為 ，，(GB/T 1095-1997) 現(xiàn)校核其強度：,， 查《機械設計》表3.1，得，

52、因為，故鍵符合強度要求。 4.5.2驅(qū)動軸上鍵的校核 該軸上有三個鍵都是軸與齒輪或軸與后輪的聯(lián)接 左右兩邊軸徑均為，輪轂長度，查《機械簡明手冊》8-1，A型平鍵，其尺寸為 ，，(GB/T 1095-1997) 現(xiàn)校核其強度：,， 查《機械設計》表3.1得，因為，故鍵符合強度要求 中間軸徑，輪轂長度，查查《機械簡明手冊》8-1，選A型平鍵，其尺寸為 ，，(GB/T 1095-1997) 現(xiàn)校核其強度：,， 查《機械設計》表3.1得，因為，故鍵符合強度要求 4.5.3曲軸上鍵的校核 軸徑，輪轂長度，查查《機械簡明手冊》8-1，選A型平鍵，其尺寸為，，(GB/T 10

53、95-1997) 現(xiàn)校核其強度：,， 查《機械設計》表3.1得，因為，故鍵符合強度要求 5設計小結(jié) 這次畢業(yè)設計是我們理論結(jié)合實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質(zhì)大有用處。通過三個多月的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我以后的工作打下了堅實的基礎。 畢業(yè)設計收獲很多，如學會如何查閱資料相關(guān)的標準，分析數(shù)據(jù)，提高了自己的繪圖能力等等。但在其中也發(fā)現(xiàn)了一些不足，專業(yè)知識不夠扎實，材料選擇的不熟悉，等等。這次是我對自己大學四年的一次大的檢閱，使我明白自己對知識認識還是不夠，雖然畢業(yè)就在眼前，但是我的求知路還很遠很遠。以后不管走向什么

54、工作崗位，學習還是不能間斷，所謂“學無止境”，不斷的勉勵自己，使自己能夠成為社會真真有用的人。 參考文獻 [1]楊明忠，朱家誠主編.機械設計.武漢：武漢理工大學,2009.2 [2]楊黎明，楊志勤主編.機械設計簡明手冊.北京：國防工業(yè)出版社, 2008.1 [3]譚慶昌，趙洪志主編.機械設計（修訂版）.北京：高等教育出版社,2008.3 [4]《機械設計師手冊》編寫組編.機械設計師手冊.北京：機械工業(yè)出版社,1989.1 [5]賈燿卿主編.機械零件手冊.北京：中國標準出版社,1995.9 [6]陳于萍，周兆元主編.互換性與測量技術(shù)（第2版）.北京：機械工業(yè)出版社,2005.10

55、 [7]鄭文偉，吳克堅主編.機械原理（第7版）.北京：高等教育出版社,1997.7 [8]袁劍雄，李晨霞，潘承怡編著.機械結(jié)構(gòu)設計禁忌.北京：機械工業(yè)出版社,2008.2 [9]于惠力，潘承怡等編著.機械零部件設計禁忌.北京：機械工業(yè)出版社,2006.10 [10]袁劍雄，李晨霞，潘承怡編著.機械結(jié)構(gòu)設計禁忌.北京：機械工業(yè)出版社,2008.2 [11]于惠力，潘承怡等編著.機械零部件設計禁忌.北京：機械工業(yè)出版社,2006.10 [12]何銘新，錢可強主編.機械制圖.北京：高等教育出版社,2004.1 [13]丁淑輝，曹連民主編.Pro/Engineer Wildfire 4.

56、0基礎設計與實踐.北京：清華大學出版社,2008.5 致謝 這次畢業(yè)設計可以圓滿地完成，離不開老師和同學的支持和幫助，在此，真心的謝謝在設計過程中給予教導和幫助的老師和同學們。按照院校的要求和安排，在肖老師的悉心指導與幫助下我全身心地投入到此次課題設計中，認真地查閱各種有關(guān)機械設計方面的資料，發(fā)揚求真務實的學習作風，以嚴謹篤學的態(tài)度，獨立思考，保質(zhì)保量地完成了這次畢業(yè)設計的任務。 在本次設計中，我查閱了很多有關(guān)機械設計方面的參考文獻，并在不懂之處請教老師和同學們，在指導老師肖老師積極關(guān)心和幫助下，對我不懂之處認真教導，大意之處指出缺陷，錯誤之處提出修改，本次畢業(yè)設計可以順利地完成，離不開老師和同學的支持和幫助，再次感謝老師和同學們。 雖然以前也做過好幾次課程設計，但這次相對以前的課程設計有所不同，再加上自己掌握的知識不夠全面和扎實，做的設計中或多或少會有一些疏漏和錯誤，懇請各位老師多多指點斧正。