无碳小车走8字形越障的设计.doc

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1、 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 无碳小车走“8”字形越障的设计1.设计布置方案图1 无碳小车示意图2.功能设计要求 以重力势能驱动的具有方向控制功能的自行小车。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。小车在半张标准乒乓球台（长1525mm、宽1370mm）上，绕相距500mm距离的两个障碍沿8字形轨迹绕行，绕行时不可以撞倒障碍物，不可以掉下球台。障碍物为直径20mm、长200mm的2个圆棒，相距500mm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

2、综合评定成绩。见图2。 图2：竞赛项目所用乒乓球台及障碍设置图给定重力势能为4焦耳（取g=10m/s2），竞赛时统一用质量为1Kg的重块（5065 mm，普通碳钢）铅垂下降来获得，落差4002mm，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6020 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

3、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. 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

4、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）、无碳小车的总装配图一张（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.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,20094课程设计工作进度计划：序号起 迄 日 期工 作 内 容112.5设计前准备工作(接受设计任务、收集资

5、料、准备工具)212.6确定动力输入方案，传动原理设计方案，转向轮控制机构方案312.10轴的设计计算，1个转向轮和2个驱动轮的设计412.17轴承的选择512.18装配图设计及复核计算612.20零件工作图设计712.23整理设计说明书及课程设计体会和收获812.26上交机械设计课程设计成果指导教师谭湘夫日期： 2012年 12月 5日 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，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。轨迹路线为（两轨迹中心间的距离可以在300mm500mm之间发生变化）： 主要元件为：重物、齿轮、摩擦

6、轮、摩擦盘、棘形轮、摇杆。几大问题：1、 如何实现小车的转向，并完成“8”字？通过棘形轮的间歇性运动，使得小车在描红部分时，棘轮的带齿部分未与齿轮啮合，前轮的转动角度不变，当小车到达黑线轨迹部分时，棘轮的带齿部分与齿轮啮合，小车前轮转向发生变化，进入下一个圆中运动，一次类推，小车不断地重复“8”字，进行运动。2、 如何两轨迹中心间的距离可以在300mm500mm之间发生变化？ 要想达到这一目的，需要同时调节两部分，以由大轨迹变到小轨迹为例来说明（1）通过减小摩擦轮与摩擦盘中心之间的距离，来降低后轮与摩擦盘之间传动比，使得小车走过一个圆轨迹时的圈数变少。（2）增大小车前轮（即转向轮）的转动角度，

7、来达到减小轨迹半径的目的。为达到这一目的，可以在圆盘上设置一可沿一条半径连续变化的滑块，通过增大滑块与圆盘中心的距离，来达到这一目的。如下：成，无碳小车模型主要由一个转向轮和两个驱动轮以及几个大小齿轮组成，其中小车中的转向轮，驱动轮，齿轮，支撑板，横杆，木板等如下图所示。图一 无碳小车模型结构示意图2.1 无碳小车模型结构介绍： 图二 无碳小车三维设计图：2.2.1 小车的运动原理：如上图所示，重物的牵引带动A轮的转动，A轮的转动带动B轮，再根据B、D之间的齿轮粘合带动C1，C2和E齿轮的转动，E轮带动F轮的转动，从而使G杆左右运动的同时，前后运动，杆的偏转，使得H轮偏转，根据C1，C2轮和H

8、轮的合运动，小车就可以按照要求一边行走一边转弯。图三 梯形原动轮1.在起始时原动轮的转动半径较大，起动转矩大，有利起动。2.起动后，原动轮半径变小，转速提高，转矩变小，和阻力平衡后小车匀速运动。3.当物块距小车很近时，原动轮的半径再次变小，绳子的拉力不足以使原动轮匀速转动，但是由于物块的惯性，仍会减速下降，原动轮的半径变小，总转速比提高，小车缓慢减速，直到停止，物块停止下落，正好接触小车。2.2.2 小车各个尺寸设计的推导：图四： 无碳小车二维示意图根据题目中赛道宽度2m，以及每间隔1m，放置一个直径20mm、高200mm的弹性障碍圆棒，以及赛道的大致行走路线（如图四），我组拟定一些实际尺寸的

9、大小以及推导 图五： 无碳小车在重力势能作用下自动行走示意图考虑到要使小车的运动轨迹尽可能沿直线运动,绕过的障碍物越多,但又得考虑要使小车不碰到障碍物,经过我组在各方面的考虑,小车的宽度定为30cm, 底板M的厚度为5mm，小车的长度200mm，而转向轮的直径为30mm,经网上查得,橡皮轮胎与干地面之间的动摩擦因素为0.71,驱向轮所获得的摩擦阻力大约为1N,假定两驱向轮的直径为120mm,则其转矩M=F*R=60N.m,由于该车子的运动基本上是匀速运动,所以同轴上的转矩相等,所以D齿轮的转矩也为60N.m,设其半径为r ,则B、D边缘所受到的力FD=FB=60/r ,所以D齿轮的转矩为MD=

10、FD*RD=60R/r ,因为小车是匀速行使,所以物体下降也应该是匀速下降,从而A齿轮的转矩:MA=mg*RA=10*10=100N.m,又根据同一轴上转矩相等,所以B的转矩:MB=MA=100N.m,又MB=FB*RB=60/r*10=600/r。所以有： 100=600/r解得: r=6 mm .（即D齿轮的半径） RB=10mm（即B齿轮的半径）根据运动轨迹路线，它须偏离直线方向35cm以及两圆柱障碍物的实际距离为98cm，我们采用Matlab软件模拟得E齿轮半径为6mm，F齿轮半径为64mm，厚度为6mm，I板的高度为35mm，宽度为5mm，1,2，G杆的直径为3mm，G杆的长度为16

11、0mm，G杆与P齿轮的连接点的半径55mm， B、D齿轮的厚度为6mm，零件L中孔的直径大小为5mm，H、C1、C2 轮的宽度为1cm，我组假定物体下降速度为V ,则下降时间t=500/v ,皮带轮A的角速度: WA=V / RA=V / 10 rad/s,又B与A同轴,所以 WB=WA=V / 10 rad/s ,从而VD=VB=WB*RB= V mm/s , WC1=WD=VD / r=V / 6 rad/s, VC1=WC1*R=10V mm/s. 转弯系统： 根据小车的行走路线近似的模拟为正弦曲线，由于实际的尺寸大小可算得振幅为0.35m，波长为2m，所以可以近似的求出轨迹的方程为：

12、Y=0.35sinx ；求导得到在每个位置的转角的正切大小：Y=0.35cosx ；我们可以得到前轮的最大转角为36如下图六所示 图六 齿轮的转弯系统的原理图 图六 齿轮简图 2.2.4、齿轮传动 用于平等轴间的传动，一般传动比单级可到8，最大20，两级可到45，最大60，三级可到200，最大300。传递功率可到10万千瓦,转速可到10万转/分,圆周速度可到300米/秒。单级效率为0.96-0.99。直齿轮传动适用于中、低速传动。斜齿轮传动运转平稳，适用于中、高速传动。人字齿轮传动适用于传递大功率和大转矩的传动。圆柱齿轮传动的啮合形式有三种：外啮合齿轮传动，由两个外齿轮相啮合，两轮的转向相反；

13、内啮合齿轮传动，由一个内齿轮和一个小的外齿轮相啮合，两轮的转向相同；齿轮齿条传动，可将齿轮的转动变为齿条的直线移动，或者相反。 图十 齿轮传动2.2.5、齿轮参数及制造误差测定齿轮齿顶圆、齿根圆测量的原理 （1）齿轮齿数为偶数时 当齿轮为偶数时，齿顶圆直径da和齿根圆直径df可用游标卡尺在待测齿轮上直接测定。 （2）齿轮齿数为奇数时 直接测量得不到齿顶圆直径da和齿根圆直径df的真实值，而须用间接的方法。先量出齿轮安装孔直径D，再分别量出孔壁到某一齿顶的距离H1和孔壁到某一齿根的距离H2，如图所示： 图十一 齿顶、齿根圆的测量则齿顶圆直径da和齿根圆直径df可按下式求出： da=D+2H1 d

14、f=D+2H2齿轮公法线的测量图十二 齿轮的公法线测定公法线长度Wk和Wk+1,是为了求出基圆齿距，从而确定出齿轮的压力角、模数m和变位系数x。首先根据被测齿轮的齿数Z，从教材或手册中按标准齿轮查出跨测齿数k，量出跨测个齿时的公法线长度Wk。为减少测量误差，应在齿轮一周的三个均分部分上测量三次，取其平均值。为求出基圆齿距Pb，还应按同样的方法量出跨测（k+1）各齿的公法线长度Wk+1。为避免公法线长度变动量的影响，测量Wk和Wk+1，应在相同的几个齿轮上进行。确定基圆齿距、模数和压力角（1） 基圆齿距 （）模数 若测出的齿顶圆直径和齿根圆直径等于按标准齿轮公式计算出的数值（或与之接近），则被测

15、齿轮为标准齿轮。da=m(z+2ha*)df=m(z-2ha*-2C*)Wk=Wk0,则被测齿轮为标准齿轮。 WkWk0,则被测齿轮为变位齿轮。 根据公式： 即可求出被测齿轮的变位系数： 若x0，则被测齿轮为正变位齿轮；若x0，则被测齿轮为负变位齿轮二：方案设计及论证2.1转向轮及轨道设计设计主体思路： 利用转向轮中心轴偏转，实现小车转向。本方案中将分校内比赛方案和后期参考放案两种方案，校内方案目标是实现单向偏转，后期参考方案目标是实现近S形路线。图1方案一如图1所示（为轴中心部位的半剖视图），前轮的中轴设计，成一个倾斜的角度。使其能够实现自行的绕一圆弧运动。从而实现绕开障碍物运行。方案二将采

16、用平行连杆实现小车的转向。且以方案二为主要设计思路。前轮具体设计及轨道方案：方案一：单向偏转设计及其对应的轨道设计。如图3（前轮剖视图）所示。其轨道设计如图2所示：图3图2前轮设计软件采用CAXA工程制造师设计，并实现自动成型。前轮轮廓图如图4和图5：图5图4各参数要点经计算得出，具体如下：（前轮最大外径初步设为50mm,最大宽度设定为15.625mm）:轨道参数： 1）.小车宽度要小于200mm； 2）.轨道半径为2500mm； 3）.行驶初始角度（相对赛道偏角）为arctan4/3（约53度）。 前轮参数：（参考图4） 1）.小车外轮最大外径50mm； 最大宽度15.625mm。2）.图4

17、注释制造经过：拉伸除料拉伸深度6.25mm增加拔模斜度30度。过渡半径为1.25mm。过渡半径为6.25mm。打孔通孔直径18.75mm。3）.中轴孔经打孔 孔型小径1.25mm,大径1.5625mm，通孔。（以50mm最大外径，大经比小径宽0.3053mm）。设计小结：图6该方案设计中，小车最大有效位移约为4000mm，可能还有出界的扣分。在初步比赛中，可以先用偏转前轮实现类似的效果，前轮放置如图6所示。前轮的安放转角与上述计算角度一样。方案二：近S形偏转设计及其轨道设计。轨道设计如图7所示：图7前轮设计软件采用CAXA工程制造师设计，并实现自动成型。前轮轮廓图如图4和图5所示各参数要点经计

18、算得出，具体如下：（前轮最大外径初步设为50mm,最大宽度设定为15.625mm）: 轨道参数：1）.小车宽度不易过宽，设定为180mm。2）.每个旋转弧行驶距离为1000mm1100mm(符合小车宽度)。转弯角度为arctan1/5（约11.3度）。前轮参数： 1）.小车外轮最大径50mm； 最大宽度15.625mm。 2）.图4制造过程与注释与方案一类同。 3）.中轴实现过程，选择形孔，其外径为2.2mm。前轮转向的实现方案设计（初步设计）a.转向距离设定： 本方案设计中小车动力转变将经过发条盒带动大齿轮，再带动安装在小车后轮上的小齿轮实现小车的驱动（详见动力系统设计）。大齿轮设计时，除了

19、提供小车行驶的能量，还将提供改变方向的能量。如下图8所示，当大齿轮每旋转一周，就改变一次方向，这时初步设定后轮最大外径为60mm.则后轮每旋转一周行驶距离为：2*3.14159*30=188.4954mm为实现大齿轮旋转一周至少行驶1000mm的距离，如果定小齿轮旋转的周数为设定为5.3周，则行驶距离为：188.4954*5.3=999.02562mm.所以可以设定大齿轮与小齿轮的齿数比53:10。b.转向结构设计：如图8。图8图9 采用平行连杆，轮流经过大齿轮的凸起处，从而直接带动前轮的中轴，改变其行驶方向。设计中，将采用前轮中轴平行于平行连杆固定轴。从而实现连杆固定轴转角与前轮转角一致，如

20、图9，设置连杆固定轴宽度为10mm，则大齿轮推动平行连杆的距离仅为1mm，故可以实现，且能减少能量消耗。设计小结:该方案设计中，前轮的制造工序简单。前轮的安装与卸载可能比较繁琐，可以考虑将前轮中轴分段制造，以减少安装与卸载的程序。实际制造中，转向的具体参数设计需要实际实验才能最终定论。该方案为本组主要设计方案。2.2 动力系统设计设计主体思路：首先利用发条将重力势能转化成弹性势能，再利用发条能较稳定的能量释放特性，经过齿轮转变带动后轮驱动小车的前进。理论计算数据：以网上木材钢间滚动摩擦系数（最大）0.04，小车整体重量为2KG，能量用5J计算可以得到运行最大距离为6250mm，但实际运行中，摩

21、擦系数没有0.04，能量运用率无法达到100%，相互抵消与否需要实验数据说明。小车动力系统图如下图10所示：图10如图10所示，重物经过滑轮，与发条相连接，发条轴与大齿轮中心轴相连，大齿轮带动小齿轮实现后轮的驱动。该过程依能量的转换分为两个阶段，具体如下：a.势能转化为弹性势能：首先，释放重物，由于发条处于反向转动，不影响小车静止。当重物下落到接近小车上方由于弹性势能的加大，重物速度将会减慢。此时，借助磁铁的吸引力，将放在底板上的撞针压下，同时固定住重物。撞针的另一端连接发条的固定针，使发条处于瞬间弹性最大值状态。 b.弹性势能转化为小车动能：当发条固定针将发条固定，此时，发条开始释放弹性势能

22、，同时带动大齿轮转动，再经过小齿轮带动后轮（小齿轮中心套在后轮连杆上）。各参数如下：1）.物体下落高度为500mm； 2）.重物能够在无磁铁的情况下恰好接触底板，以保证“不使用其他形式的能量”（“恰好”即速度基本为零，以减少能量的损耗）； 3）.重物接触底板后要保证发条处于恰饱和（最佳状态）或要饱和状态，确保能量的最大转换。设计小结： 该方案设计中，对发条的要求较高，但可以较平稳的使用法条中的能量，除去了重物下落的摇摆问题，同时可以实现小车的稳定转向。2.3小车整体及外观设计(初步设计)小车底板设计：小车底板宽度180mm，总长度300mm，前半部分采用等腰梯形，上底100mm，下底180mm

23、，高100mm，后半部分为矩形设计长为200mm，宽度为180mm。底板厚度3mm。重物支撑架设计：采用长度为600mm，宽度50mm，厚度为3mm中部为空的塑料板，另外重物支撑架两边用两根长度为300mm的塑料棒支撑。转向装置设计：转向连杆统一采用直径1mm的硬质铝棒，中轴采用钢棒。转向轮位于小车中轴线上，转向轮轴线与前底板相距30mm。转向轮外径为50mm，最大宽度15.625mm。后轮驱动设计：后轮外径60mm，宽度为10mm，两轮中轴线离后底板30mm，采用嵌入式放置，小齿轮位于两后轮连线中心处。外 观 设 计：外观标幅以学校标志为主。注重不同颜色涂漆的结合使用。载 物 放 置：放与小

24、车中前部，使其同时起到平衡小车的作用。2.4最终方案 本次方案设计中，分初次比赛用车和后期比赛用车（如果许可，可以直接用后期设计方案），前后用车主要不同处在于前轮转向及轨道设计，与费用不产生太大影响，但是方案二为我组主要设计方案。能量系统设计，以经发条实现二次转换为主，但也有备用方案。备用方案仅做意见保留。三： 材料及成本分析3.1小车应用材料种类：塑料 硬质铝 磁铁 钢柱 细线3.2小车整体材料种类本次方案中主要材料种类如下：小车底板及重物支撑架：塑料为主.后轮设计：塑料为主（成品设计）。前轮（前期）：硬质铝。齿轮：塑料（成品设计）。重物下落固定物：磁铁。连杆等：硬质铝。前后轮中轴：钢。装饰

25、：塑料为主。发条：买标准品。四：方案总结本次竞赛命题要求中，以给定的能量设计三轮小车带动给定负载进行避物运行。本方案设计中，分为前轮转向，动力设计，成本分析三大部分展开设计。前轮转向设计过程中，首先考虑到的是单向偏转的实现，但与理论最小运行值有较大差距，故考虑转向运行。其中，平行连杆的设计，从理论上可以实现交替转向。但前轮的支撑力如果较大，可能会导致能量的消耗，这也是实际要考虑到的问题。且对整个平行连杆的制作精度要求比较高。动力系统的设计中，采用的是能量的二次利用，要求第一次能量的转换率要高，故对发条的要求较高。该设计中，将会消除重物下落的摇摆问题，同时利用撞针设计，启动小车行驶。成本分析中，

26、没有考虑制作工具的相关成本，如果可以实现底板的一次成型，将会减少工序，增大精度要求。同时其费用也将加大。综合成本，暂且不能确定。该方案中，没有就小车的整体外观设计给出具体设计，将在小车轮廓设计完毕后进行整体外观设计（暂时无法用三维制作软件做出整体构架）。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

27、、曲柄摇杆及车身与车轮的设计，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

28、下自动行走示意图给定重力势能为5焦耳（取g=10m/s2），竞赛时统一用质量为1Kg的重块（5065 mm，普通碳钢）铅垂下降来获得，落差5002mm。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6020 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 技术要求1、1个转向轮和2

29、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（5065 mm，普通碳钢）铅垂下降来获得，落差5002mm。图4 小车的动力系统3.2 传动方案的分析与拟定 由题目可知,小车由一个转向

30、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） 选取螺旋角。初选螺旋角144.2 按齿面接触强度设

31、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）式（1013）计算应力循环次数60n1jLh601921（

32、283005）3.3210 （42） /56.64107 （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 0.95600MPa570MPa （44） 0.98550MPa539MPa （45） /2554.5MPa （46）4.2.2 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径=44.5mm （47）（2） 计算圆周速度v=0.45m/s （48）（3） 计算齿宽b及模数 144.5mm=44.5mm （49）=2.16 （410） h=2.25mnt=

33、2.252.16mm=4.86mm （411）b/h=44.5/4.86=9.16 （412）（4） 计算纵向重合度 =0.3181tan14=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+0.18(1+0.61)11+0.231067.85=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= 11.031.41.42=2.05 （415）

34、（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=11.031.41.36=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；=2.17

35、2 （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）=0.01468 （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 （4

36、32）=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. II

37、I-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=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

38、，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 23，适用于多支轴，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0.52，适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴以及难于