【文章內(nèi)容簡介】 在設(shè)計(jì)中遇到的難點(diǎn)及解決方案 怎樣 能夠承擔(dān)起車體的沉重載荷而保持穩(wěn)定升降呢？我們?cè)?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(jī)驅(qū)動(dòng)， 使主軸能夠 穩(wěn)定承重和轉(zhuǎn)動(dòng)。 此旋轉(zhuǎn)式側(cè)移車有升降和旋轉(zhuǎn)這兩種特殊運(yùn)動(dòng)方式，怎樣能保證運(yùn)動(dòng)的獨(dú)立性是一個(gè)相當(dāng)重要的問題，升降系統(tǒng)和旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)互不干擾是小車運(yùn)行成功的關(guān)鍵。我們?cè)谥鬏S上安裝 兩個(gè)角接觸軸承，一個(gè)深溝球軸承，使得子車不會(huì)轉(zhuǎn)動(dòng)。當(dāng)控制小車升降的電機(jī)啟動(dòng)時(shí)，電機(jī)上的齒輪帶動(dòng)主軸上的升降齒輪開始轉(zhuǎn)動(dòng)，與此同時(shí)升降齒輪帶動(dòng)主軸開始轉(zhuǎn)動(dòng)，主軸一端的傳動(dòng)螺紋運(yùn)動(dòng)使子車向下運(yùn)動(dòng)，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(zhuǎn)動(dòng)的獨(dú)立性，只有主軸的升降而沒有母車與子車的轉(zhuǎn)動(dòng)。然后在旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)的大齒盤上加裝深溝球軸承，使旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)工作時(shí)只有母車的轉(zhuǎn)動(dòng)而不會(huì)影響主軸的轉(zhuǎn)動(dòng)，也使主軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)不影響大齒盤的轉(zhuǎn)動(dòng)，也保證了旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)和升降系統(tǒng)的相對(duì)獨(dú)立性。 車體的尺寸設(shè)計(jì)同樣也是一個(gè)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(jìn)行矯正，最終才能裝配成整體的小車。 中原工學(xué)院信息商務(wù)學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） IX 3 旋轉(zhuǎn)式側(cè)移車的整體組裝與分析 母車系統(tǒng)運(yùn)行原理圖 母車是旋轉(zhuǎn)式側(cè)移車的外部構(gòu)架，母車三維圖如圖 31所示，由 1 個(gè)前車板、 1個(gè)后車板、 1個(gè)車頂板、 1 個(gè)車底板、 2個(gè)側(cè)面車板（為顯示方便 1個(gè)已經(jīng)隱去）、固定電機(jī)和輪軸的固定支架、電機(jī)、一對(duì)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=106 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(dú)立電機(jī)輸出軸上的齒輪與輪軸上的齒輪相嚙合，帶動(dòng)母車后輪運(yùn)轉(zhuǎn)。此設(shè)計(jì)方案中，母車的行進(jìn)運(yùn)動(dòng)為后輪驅(qū)動(dòng)，只是向前或向后運(yùn)動(dòng)，沒有左右行進(jìn)的功能。齒輪傳動(dòng)中，主動(dòng)齒輪、從動(dòng)齒輪的齒數(shù)都為 10，其傳動(dòng)比為 1，經(jīng)測算母車的行進(jìn)速度為。 子車系統(tǒng)運(yùn)行原理圖 子車是旋轉(zhuǎn)式側(cè)移車的重要組成部分，由子車 車架、前后輪、電機(jī)、一對(duì)傳動(dòng)齒輪共同構(gòu)成，如圖 32所示。 中原工學(xué)院信息商務(wù)學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） X 圖 32 子車的三維視圖 子車車架是固定升降輪動(dòng)、旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)零件的主體，其上的零件分布是經(jīng)過反復(fù)試驗(yàn)得出的結(jié)果。 子車系統(tǒng)中包含有固定升降和旋轉(zhuǎn)電機(jī)的車架。車架與子車是一體的，與子車一起運(yùn)動(dòng)。 獨(dú)立電機(jī)輸出軸上的齒輪與輪軸上的齒輪相嚙合，帶動(dòng)子后輪運(yùn)轉(zhuǎn)。此設(shè)計(jì)方案中，子車的行進(jìn)運(yùn)動(dòng)只是向前或向后運(yùn)動(dòng)，沒有左右行進(jìn)的功能。 齒輪傳動(dòng)中，主動(dòng)齒輪、從動(dòng)齒輪的齒數(shù)都為 10，其傳動(dòng)比為 1，經(jīng)測算母車的行進(jìn)速度為 。 升降系統(tǒng)運(yùn)行分 析組圖 旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)是對(duì)母車進(jìn)行任意角度的旋轉(zhuǎn)。由電機(jī)、一對(duì)齒輪、三跟成 120度的導(dǎo)向桿 、 1個(gè)深溝球軸承組成，如圖 33所示。 中原工學(xué)院信息商務(wù)學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） XI 圖 33 旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)的三維視圖 電機(jī)為旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)提供的動(dòng)力，通過齒輪嚙合傳遞，小齒輪帶動(dòng)大齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，大齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)通過導(dǎo)向桿帶動(dòng)母車旋轉(zhuǎn)。旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)電機(jī)轉(zhuǎn)速為 360r/min，傳動(dòng)比 i=845 ， 車身旋轉(zhuǎn)速度為 64r/min。深溝球軸承能夠減小車身在旋轉(zhuǎn)時(shí)與主軸的摩擦，保證旋轉(zhuǎn)的獨(dú)立性。 主軸圖 主軸是旋轉(zhuǎn)式側(cè)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(gòu)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(dòng)作用的螺紋軸。主軸的設(shè)計(jì)與其上分布的軸承、齒輪、子車車架的尺寸中原工學(xué)院信息商務(wù)學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） XII 和要求密切相關(guān)。使我們綜合分析了各個(gè)傳動(dòng)零件的尺寸和要 求后，綜合設(shè)計(jì)出來的。這樣的軸能夠很好的滿足設(shè)計(jì)要求，同時(shí)避免了與其他零件之間的相互干擾。 側(cè)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(zhuǎn)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(xué)院信息商務(wù)學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） XIII 圖 36 整車的三維視圖 2 旋轉(zhuǎn)式側(cè)移車是由母車系統(tǒng)、子車系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)構(gòu)成。母車系統(tǒng)包括：母車車體、一對(duì)齒輪、電機(jī)、輪子等。子車系統(tǒng)包括：子車車架、一對(duì)齒輪、電機(jī)、輪子等。升降系統(tǒng)包括：主軸、一對(duì)齒輪、電機(jī)、兩個(gè)角接觸球軸 承、一個(gè)螺母。旋 轉(zhuǎn)系統(tǒng)包括：一對(duì)齒輪、一個(gè)深溝球軸承、電機(jī)、三根 導(dǎo)向桿。 4 旋轉(zhuǎn)式側(cè)移車的零件設(shè)計(jì)分析 電機(jī)的選用 因?yàn)樾≤囀仟?dú)立驅(qū)動(dòng)，所以選擇直流的電池驅(qū)動(dòng)較為方便。選擇電動(dòng)機(jī)時(shí)，若功率過小則不能保證工作機(jī)的正常工作，或使電動(dòng)機(jī)長期過載而提早損壞；功率選的過大，則電動(dòng)機(jī)價(jià)格高，能力不能充分發(fā)揮，經(jīng)常不在滿載下在運(yùn)轉(zhuǎn)，效率和功率因數(shù)都較低，造成浪費(fèi)。 需要電動(dòng)機(jī)輸出工作要求的功率 Pd =??wP Pw ：工作機(jī)所需有效功率。 ?? ：電動(dòng)機(jī)工作機(jī)之間傳動(dòng)裝置的總效率。 機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值： 效率 8 級(jí)精度一般齒輪傳動(dòng)（油潤滑） 滾動(dòng)軸承（油軸承） 滑動(dòng)絲杠 Pw =wwnT ?9550* kw[6] T：工作及的阻 力矩， N*mm nw ：工作機(jī)的轉(zhuǎn)速， r/min w? ：工作機(jī)的效率 綜合分析（電機(jī)選用）：小輪前進(jìn) 120r/min 大論前進(jìn) 1800r/min 旋轉(zhuǎn)系統(tǒng) 360r/min 升降系統(tǒng) 540r/min 經(jīng)綜合考慮及以往實(shí)驗(yàn)最后確定行進(jìn)電機(jī)的功率 P=15w，旋轉(zhuǎn)電機(jī)的功率 P=15w，升降電機(jī)的功率 P=30w。 中原工學(xué)院信息商務(wù)學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） XIV 經(jīng)綜合比較， 我 選用型號(hào)為 6D1512，電壓 12V，功率 15w 的電機(jī) 和 型號(hào)為 6D1530，電壓 12V，功率 30w 的電機(jī) 作 為小車電機(jī)。 行進(jìn)齒輪的設(shè)計(jì) 在 子 車 小 輪 系 統(tǒng) 中 ， 已 知 條 件 ： 輸 入 功 率 P 3 = ， 齒 輪 的 轉(zhuǎn) 速n3 = in0 = 1120 =120r/min 選用直尺圓柱齒輪傳動(dòng)，軟齒面開式。 由于此旋轉(zhuǎn)式側(cè)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(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（ 10— 9a） [6]進(jìn)行計(jì)算，即 dt1 ≥ ? ?3 23 )(1HEdZuukT ?? ??? （ 1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) kt =（計(jì)算齒輪分度圓直徑 d1 或模數(shù) mn 時(shí)，可選一載荷系數(shù)kt =~） 2）計(jì)算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)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(qiáng)度極限 1limH? =550MPa 6）由式 10— 13[6]計(jì)算應(yīng)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(zhuǎn)速 j：齒輪每轉(zhuǎn)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(shí)，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(jì)算接觸疲勞許 用應(yīng)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(duì)于接觸疲勞強(qiáng)中原工學(xué)院信息商務(wù)學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） XV 度計(jì)算，由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲，振動(dòng)增大，并不立即導(dǎo)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(jì)算 1）計(jì)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?cè)嚾〉凝X輪模數(shù) m=2，實(shí)際運(yùn)用中，側(cè)移車小輪前進(jìn)系統(tǒng)中的齒輪分度圓直徑d=mz=20mm＞ dt1 2)計(jì)算圓周速度 v： v= 100060 3? ??? nd = 100060 12020? ??? =3）計(jì)算齒寬 b:b=d? d t1 =，取 b= 4）計(jì)算齒寬與齒高之比 hb 模數(shù)已定： mt =2mm 齒高： h= = 2mm= hb = = 5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) v=， 8級(jí)精度，由圖 10— 8[6]查得動(dòng)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(duì)支承軸非對(duì)稱分布時(shí)， 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(shí)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(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（ 10— 5） [6]得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m≥ ? ?3 211 )(2FSaFadYYzKT ?? ? 中原工學(xué)院信息商務(wù)學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） XVI （ 1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）由圖 10— 20c[6]查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)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(jì)算彎曲疲勞應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=（對(duì)彎曲疲勞強(qiáng)度來說，如果一旦發(fā)生斷齒，就會(huì)引起嚴(yán)重事故，因此在進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算時(shí) S=SF =~） 由式（ 10— 12） [6]得 ? ?1F? = SK FEFN 11 ?? = ? MPa= ? ?2F? =? ?1F? 4）計(jì)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(yīng)力校正系數(shù)：由表 10— 5[6]查得： Y 1Sa =， Y 2Sa = Y 1Sa 7）計(jì)算齒輪的 ? ?FSaFaYY?? ： ? ?FSaFaYY?? = ? =