【文章內(nèi)容簡介】 點及解決方案 怎樣 能夠承擔起車體的沉重載荷而保持穩(wěn)定升降呢？我們在 子車上安裝了一根主軸，用 角接觸球軸承 在子車上加以固定，主軸上模 擬千斤頂加工了 梯形 螺紋， 梯形 螺紋和母車相連接，通過安裝在子車內(nèi)部的電機驅動， 使主軸能夠 穩(wěn)定承重和轉動。 此旋轉式側移車有升降和旋轉這兩種特殊運動方式，怎樣能保證運動的獨立性是一個相當重要的問題，升降系統(tǒng)和旋轉系統(tǒng)互不干擾是小車運行成功的關鍵。我們在主軸上安裝兩個角接觸軸承，一個深溝球軸承，使得子車不會轉動。當控制小車升降的電機啟動時，電機上的齒輪帶動主軸上的升降齒輪開始轉動，與此同時升降齒輪帶動主軸開始轉動，主軸一端的傳動螺紋運動使子車向下運動，直至與地面接觸，而后母車脫離地面上升，安裝軸承后，可以保證主軸 轉動的獨立性，只有主軸的升降而沒有母車與子車的轉動。然后在旋轉系統(tǒng)的大齒盤上加裝深溝球軸承，使旋轉系統(tǒng)工作時只有母車的轉動而不會影響主軸的轉動，也使主軸轉動時不影響大齒盤的轉動，也保證了旋轉系統(tǒng)和升降系統(tǒng)的相對獨立性。 車體的尺寸設計同樣也是一個令人頭疼的問題，如何裝配、裝配的具體尺寸是多少，需要我們不斷地進行矯正，最終才能裝配成整體的小車。 中原工學院信息商務學院畢業(yè)論文（設計） IX 3 旋轉式側移車的整體組裝與分析 母車系統(tǒng)運行原理圖 母車是旋轉式側移車的外部構架，母車三維圖如圖 31所示，由 1個前車板、 1個后車板、 1個車頂板 、 1個車底板、 2 個側面車板（為顯示方便 1 個已經(jīng)隱去）、固定電機和輪軸的固定支架、電機、一對齒輪以及前后輪共同組成。 圖 31 母車三維 視 圖 小車的 體積約為： V= 長l 寬l h=160145=10 6 mm3 為了減輕小車的重量和加工方便，小車各車板選用塑料為材料。 獨立電機輸出軸上的齒輪與輪軸上的齒輪相嚙合，帶動 母車后輪運轉。此設計方案中，母車的行進運動為后輪驅動，只是向前或向后運動，沒有左右行進的功能。齒輪傳動中，主動齒輪、從動齒輪的齒數(shù)都為 10，其傳動比為 1，經(jīng)測算母車的行進速度為。 子車系統(tǒng)運行原理圖 子車是旋轉式側移車的重要組成部分，由子車車架、前后輪、電機、一對傳動齒輪共同構成，如圖 32 所示。 中原工學院信息商務學院畢業(yè)論文（設計） X 圖 32 子車的三維視圖 子車車架是固定升降輪動、旋轉運動零件的主體，其上的零件分布是經(jīng)過反復試驗得出的結果。 子車系統(tǒng)中包含有固定升降和旋轉電機的車架。車架與子車是一體的，與子車一 起運動。 獨立電機輸出軸上的齒輪與輪軸上的齒輪相嚙合，帶動子后輪運轉。此設計方案中，子車的行進運動只是向前或向后運動，沒有左右行進的功能。 齒輪傳動中，主動齒輪、從動齒輪的齒數(shù)都為 10，其傳動比為 1，經(jīng)測算母車的行進速度為 。 升降系統(tǒng)運行分析組圖 旋轉系統(tǒng)是對母車進行任意角度的旋轉。由電機、一對齒輪、三跟成 120 度的導向桿 、 1 個深溝球軸承組成，如圖 33所示。 中原工學院信息商務學院畢業(yè)論文（設計） XI 圖 33 旋轉系統(tǒng)的三維視圖 電機為旋轉系統(tǒng)提供的動力，通過齒輪嚙合傳遞，小齒輪帶動大齒輪轉動，大齒輪轉動通過導向桿帶動母車旋轉。旋轉系統(tǒng)電機轉速為 360r/min，傳動比 i=845 ， 車身旋轉速度為 64r/min。深溝球軸承能夠減小車身在旋轉時與主軸的摩擦，保證旋轉的獨立性。 主軸圖 主軸是旋轉式側移車的母車的中心零部件，在升降系統(tǒng)中起支 撐作用，如圖 34 所示。 圖 34 主軸的三維視圖 主軸全長為 160mm，由 7段構成，各有職能分工。其中包括固定軸承的，固定齒輪的，以及一段其傳動作用的螺紋軸。主軸的設計與其上分布的軸承、齒輪、子車車架的尺寸中原工學院信息商務學院畢業(yè)論文（設計） XII 和要求密切相關。使我們綜合分析了各個傳動零件的尺寸和要求后，綜合設計出來的。這樣的軸能夠很好的滿足設計要求，同時避免了與其他零件之間的相互干擾。 側移車整體組圖 通過整體的分析，我們把母車、子車、升降系統(tǒng)。旋轉系統(tǒng)綜合起來，得到如圖 336所示的整車三維視圖。 圖 35 整車 的三維視圖 1 中原工學院信息商務學院畢業(yè)論文（設計） XIII 圖 36 整車的三維視圖 2 旋轉式側移車是由母車系統(tǒng)、子車系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、旋轉系統(tǒng)構成。母車系統(tǒng)包括：母車車體、一對齒輪、電機、輪子等。子車系統(tǒng)包括：子車車架、一對齒輪、電機、輪子等。升降系統(tǒng)包括：主軸、一對齒輪、電機、兩個角接觸球軸 承、一個螺母。旋轉系統(tǒng)包括：一對齒輪、一個深溝球軸承、電機、三根 導向桿。 4 旋轉式側移車的零件設計分析 電機的選用 因為小車是獨立驅動，所以選擇直流的電池驅動較為方便。選擇電動機時，若功率過小則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載而提 早損壞；功率選的過大，則電動機價格高，能力不能充分發(fā)揮，經(jīng)常不在滿載下在運轉，效率和功率因數(shù)都較低，造成浪費。 需要電動機輸出工作要求的功率 Pd =??wP Pw ：工作機所需有效功率。 ?? ：電動機工作機之間傳動裝置的總效率。 機械傳動和摩擦副的效率概略值： 效率 8 級精度一般齒輪傳動（油潤滑） 滾動軸承（油軸承） 滑動絲杠 Pw =wwnT ?9550* kw[6] T：工作及的阻力矩， N*mm nw ：工作機的轉速， r/min w? ：工作機的效率 綜合分析（電機選用）：小輪前進 120r/min 大論前進 1800r/min 旋轉系統(tǒng) 360r/min 升降系統(tǒng) 540r/min 經(jīng)綜合考慮及以往實驗最后確定行進電機的功率 P=15w，旋轉電機的功率 P=15w，升降電機的功率 P=30w。 中原工學院信息商務學院畢業(yè)論文（設計） XIV 經(jīng)綜合比較， 我 選用型號為 6D1512，電壓 12V，功率 15w 的電機 和 型號為 6D1530，電壓 12V，功率 30w 的電機 作 為小車電機。 行進齒輪的設計 在 子 車 小 輪 系 統(tǒng) 中 ， 已 知 條 件 ： 輸 入 功 率 P 3 = ， 齒 輪 的 轉 速n3 =in0=1120=120r/min 選用直尺圓柱齒輪傳動，軟齒面開式。 由于此旋轉式側移車的模型較小，其使用的齒輪尺寸也較小，要求也不高。所以選擇 45 鋼做毛坯，加工完成后，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度： 217~255HBS，取 235HBS。取Z5 =Z6 =10。 1. 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（ 10— 9a） [6]進行計算，即 dt1 ≥ ? ?3 23 )(1HEdZuukT ?? ??? （ 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) kt =（計算齒輪分度圓直徑 d1 或模數(shù) mn 時，可選一載荷系數(shù)kt =~） 2）計算齒輪傳遞的轉矩： T3 =955033nP =9550 = N mm 3）由表 10— 7[6]選取齒寬系數(shù) d? =1 4）由表 10— 6[6]查得材料的彈性影響系數(shù) ZE = 5）由圖 10— 21d[6]按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限 1limH? =550MPa 6）由式 10— 13[6]計算應力循環(huán)次數(shù) N5 =60 n3 j Lh =60 360 1（ 2 350 20） = 108 N6 = N5 n：齒輪轉速 j：齒輪每轉一圈，同一齒面嚙合次數(shù) Lh ：齒輪工作壽命，按一天工作 2 小時，每年工作 350 天，工作壽命 20 年算 7） 由圖 10— 19[6]取接觸疲勞壽命系數(shù) K 1HN =， K 2HN = K 1HN = 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%（只起說明作用），安全系數(shù) S=1（見式 10— 12[6]，對于接觸疲勞強中原工學院信息商務學院畢業(yè)論文（設計） XV 度計算，由于點蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲，振動增大，并不立即導致不能繼續(xù)工作的后果，顧可取 S=SH =1） ? ?1H? = SKHN 1lim1 ?? = 550MPa= ? ?2H? =? ?1H? （ 2）計算 1）計算齒輪分度圓直徑 dt1 ，代入 ? ?1H? 的值： d t1 ≥ ? ?3 23 )(1HEdZuukT ?? ??? = 3 2) (121 ??? = 前面我們試取的齒輪模數(shù) m=2，實際運用中，側移車小輪前進系統(tǒng)中的齒輪分度圓直徑d=mz=20mm＞ dt1 2)計算圓周速度 v： v= 100060 3? ??? nd = 100060 12020? ??? =3）計算齒寬 b:b= d? d t1 =，取 b= 4）計算齒寬與齒高之比 hb 模數(shù)已定： mt =2mm 齒高： h= = 2mm= hb = = 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=， 8 級精度，由圖 10— 8[6]查得動載系數(shù) Kv = 直齒輪的齒見載荷分配系數(shù)， K ?H = K ?F =1 由表 10— 2[6]查得使用系數(shù) KA =1 由表 10— 4[6]用插值法查得 8 及精度齒輪相對支承軸非對稱分布時， K ?H = 由 hb =， K ?H =，查圖 10— 13[6]得 K ?F =；故載荷系數(shù) K= KA Kv K ?H K ?H =1 1 = 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑 d39。1 = d t1 3tKK = 3 = 我們?nèi)?d=20mm， m=2mm，既方便加工，又滿足要求。 2. 按齒根彎曲強度設計 由式（ 10— 5） [6]得彎曲強度的設計公式為 m≥ ? ?3 211 )(2FSaFadYYzKT ?? ? 中原工學院信息商務學院畢業(yè)論文（設計） XVI （ 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由圖 10— 20c[6]查得齒輪的彎曲疲勞強的極限 1FE? =380MPa 2）由圖 10— 18[6]取彎曲疲勞系數(shù) K 1FN =， K 2FN = K 1FN 3）計算彎曲疲勞應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=（對彎曲疲勞強度來說，如果一旦發(fā)生斷齒，就會引起嚴重事故，因此在進行齒根彎曲疲勞強度計算時 S=SF =~） 由式（ 10— 12） [6]得 ? ?1F? = SK FEFN 11 ?? = ? MPa= ? ?2F? =? ?1F? 4）計算載荷系數(shù) K： K= KA Kv K ?F K ?F =1 1 = 5）查取齒形系數(shù)：由表 10— 5[6]查得： Y 1Fa =， Y 2Fa = Y 1Fa 6）查取應力校正系數(shù)：由表 10— 5[6]查得： Y 1Sa =， Y 2Sa = Y 1Sa 7）計算齒輪的 ? ?FSaFaYY?? ： ? ?FSaFaYY?? = ? = （ 2）設計計算： m≥3 2 ???