爬楼车毕业设计说明书Word文档下载推荐.docx
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三角Ifil蛊
图1翻转机构
图2三角轮系
4设计计算
选择电动机
结合该课题的实际情况,需要用一个电机来驱动主轴上的齿轮传动,带动主
轴转动以及三角轮系翻滚从而实现爬楼功能。
考虑到爬楼车及载荷的重量(75千克),三角轮系翻转所需的最大扭矩值已
算出为:
T=N•m
则三角轮系翻转爬楼梯时所需消耗的功率为:
P=Tn/=x26-=200W
已知爬楼车行驶系统采用一级圆锥齿轮传动和两个一级圆柱齿轮传动,它们
的传动效率分别为:
n=,n=,深沟球轴承的效率为:
n=,联轴器的效率为:
则电动机输出功率为:
那么,该爬楼车的行驶系统所需的电动机功率为:
W,查机械设计手册,可
选择的电动机有:
额定功率
额定电压
减速比额定转速
(V)
(r/min)
1104
3000
2204
型号输出转矩输出转速
(N/mm)(r/min)(W)
90SZ532977750308
110ZYT542977750308
选取110ZYT54型号的电机为本爬楼车辆的驱动电机
选择联轴器
根据电动机的输出轴轴径是22mm以及电机轴和齿轮轴在工作中不能发生
相对位移,所以选择凸缘联轴器。
YL3凸缘联轴器J3014GB5843-86
J,B2813
主动端:
J型孔轴,A型键槽,d30mm,L14mm
从动端:
J1型轴孔,B型键槽,d28mm,L13mm
关于减速装置(圆锥一圆柱齿轮减速)
电机的输出转速为750r/min,根据经验爬楼车每爬一阶楼梯需要,且三角轮系转速为26r/min,则减速比为:
i=75/26=
多级传动中,总传动比应为:
i=i1i2i3
查机械设计手册,并根据各级传动机构的传动比应尽量在推荐范围内,选择
和分配各级传动比:
选择锥齿轮传动比i1=3,一级圆柱齿轮传动比为i2=,二级级圆柱齿轮传动比为i3=3o
4.3.1锥齿轮的设计计算(此计算过程中所查的表出自《机械设计(邱宣怀)•第四版》)
1.选定齿轮材料
直齿锥齿轮加工多为刨齿,且该锥齿轮传动为闭式传
动,不且米用硬齿面。
小齿轮选用40Cr,调质处理,硬度为
260HBS大齿轮选用45钢,调质处理,硬度为230HBS
2.齿面接触强度计算
齿数z和精度等级:
取z^i=24,z2=iz<
i=3X24=72
估计vm1m/s,由表
使用寿命:
由表KA=
动载系数:
由图Kv=
齿间载荷分配系数:
由表,估计KAFt/bv100N/mm
cos1.—U—,30.95
11
cos2ii0.32
zv112425.26(表)
cos10.95
zv2z2亘225
cos20.32
11、
v1.883.2cos(式)
zV1zV2
1.883.21.74
25.26225
z1=24,z2=72
选8级精度
KA=
Kv=
Z=
41.74
(式)
KHa=
KHa
2=
0.872
齿向载荷分配系数:
由表及注3,取K=
载荷系数K:
K=KaKvKHaK=1XXX=
£
=Ngmm
6P60.308
转矩:
T,9.5510—9.5510
X750
=Ngmm
弹性系数:
由表ZE189.8MPa"
2
节点区域系数:
由图Zh2.5
接触疲劳极限:
由图Hlim1=710MPa,
Hlim2=680MPa
接触最小安全系数:
由表Sdmin1.05
接触寿命系数:
由图ZN1ZN21.0
许用接触应力H:
H1
Hlim1ZN1
SHmin
7101
1.05
676MPa
ZE189.8MPa1/2
Zh2.5
Hlim1=710MPa
hlim2=680MPa
SHmin1.05
ZN1
ZN21.0
H1=676MPa
H2=648MPa
HIim2ZN2
6801
648MPa
小齿轮大端分度圆直径d!
:
32.16mm
(与估计值接近)
2T123921.87
Ft==286.9N(式)
dm127.34
d1dd1
bdRdf2
sin12J1cos1
0.332.16
15.45mm
m=mm
d1=60mm
KaFt/b=X
=mmv100N/mm
(与原估计相符)
4.确定传动主要尺寸
大端模数m:
di32.16…
Zi==1.34mm
m24
由表,并考虑到爬楼车行驶系统
的结构设计,取m=mm
头际大端分度圆直径d:
d1z1m=x24=60mm
d2z2m=x72=180mm
齿高:
h=hahfm+1.2m=5.5mm
1
分锥角:
1arctan—16o26'
u
oo'
o'
29016267334
锥距R:
R—Jz12z22(表)
兰“24272294.87mm
齿宽b:
bdRmm
5.齿根弯曲疲劳强度计算
齿形系数YFa:
由图YFa1=
YFa2=
应力修正系数Ysa:
由图Ysa1=
Ysa2=
重合度系数丫:
0.75
Y0.25(式)
V
c“0.75
0.25
1.74
d2=180mm
R=mm
b=mm
YFa1=
丫Sa1=
丫Sa2=
Y
KFa=
齿间载荷分配系数KFa:
由表,KAFt/bv100N/mm
KFa1.47
Y0.68
载荷系数K:
K=KAKVKFaK=1XXX=
弯曲疲劳强极限Flim:
由图Fimi=600MPa
Flim2=570MPa
弯曲最小安全系数SFmin:
由表SFmin=
弯曲寿命系数Yn:
YN1YN2
尺寸系数Yx:
由图yx=
由图Yx=
许用弯曲应力F:
Flim1YN1/亠、
F1(式)
SFmin
6001.01.0
480MPa
1.25
Flim2Yn2
F2sfi
^Fmin
K=
Flim1=600MPa
Sfmin=
Yx=
F1480MPa
F2456MPa
5701.01.0…f
456MPa
6.验算
F128.93MPa
4.17KTYFa1YSa1Y十
F1223f2-(式)
d10.5dz1mVu1
VF1
4.73.183921.872.731.640.68
0.310.50.322422.5s1
F228.76MPa
28.93MPavF1
v
YFa2Ysa2
F2
F2F1_―
yV
TFaVSa1
cccc2.152.07
28.93
2.731.64
28.76MPavF2
由此可知齿轮强度满足要求。
4.3.2圆柱齿轮的设计计算(此计算过程中所查的表出自《机械设计(濮良贵)•第
七版》)
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1)根据爬楼车行驶系统的传动方案,选用直齿圆柱齿轮
传动;
2)爬楼车运行速度不高,故选用8级精度(GB1009—
88);
3)材料选择。
由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质
处理),硬度为280HBS大齿轮材料为45钢(调质处理),
硬度为240HBS二者硬度差为40HBS
Z1=21,
4)选小齿轮齿数Z1=21,则大齿轮齿数:
z2=68
z2=uz1=x21=,取z2=68。
2.按齿面接触强度设计
由设计计算公式(10-9a)进行试算,即
d1t2.323
Ze
[h]
1)确定公式内的各计算数值
(1)
试选载荷系数Kt=
(2)计算小齿轮传递的转矩
9.55105R/m
9.5510597.57103/78Ngmm
11946.1Ngmm
(3)由表10-7,小圆锥齿轮作悬臂布置,
选取齿宽系数:
(4)由表10-6查得材料的弹性影响系数
ZE189.8MPa1/2
(5)由图10-21d按齿面硬度查得
小齿轮的接触疲劳强度极限:
Hlim1=600MPa;
大齿轮的接触疲劳强度极限:
Hlim2=520MPa
(6)由图10-19查得接触疲劳寿命系数
KHN1=;
KHN2=
(7)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%安全系数S=1,
由式(10-12)得:
KHN1Hlim1
S
x600MPa=540MPa
Kt=
11946.1Ngmmd=
1/2
ZE189.8MPa
Hlim1=600MPa
Hlim2=520MPa
H1=540MPa
h2=MPa
KHN2Hlim2
h2=x520MPa=MPa
2S
2)计算
b=dgd1t=x=mm
(4)计算齿宽与齿咼直之比b/h
Kv
b/h=
(5)计算载荷系数
Ka=1
Kv;
直齿轮,假设KAFt/bv100N/mm。
由表10—3查得:
KHa=KFa=;
由表10-2查得使用系数:
Ka=1;
Kh=+(1+d2d2+X103b
将数据带入后得:
22
Kh=+(1+X0.4)X0.4
+X103X
由b/h=,Kh=,查图10-13得:
4=;
故载荷系数:
K=KaKvKHaKh
=1XXX=
(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,
由试(10-10a)得:
d1d1t3K/Kt48.7131.63/1.3mm=mm
(7)计算模数m
m=d1/z1=/21mm=mm
3.按齿根弯曲强度设计
FE1=500MPa
FE2=380MPa
由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为:
(1)由图10-20C查得
F1=303.57MPaf2=238.86MPa
小齿轮的弯曲疲劳强度极限:
FE1=500MPa;
大齿轮的弯曲疲劳强度极限:
FE2=380MPa;
(2)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数:
KFN1=,KFN2=
(3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=,由式(10-12)得
KFN1FE1=0.85500
S1.4
MPa=303.57MPa
兮=°
^MPa=238.86MPa
(4)计算载荷系数K
K=KAKVKFaKf=1XXX=
(5)查取齿形系数
由表10-5查得:
YFa1=;
YFa2
(6)查取应力校正系数
由表10-5查得:
YSa1=;
YSa2=
YFaYsa
(7)计算大、小齿轮的-—i-并加以比较[f]
丫Fa1YSa1=2.651.85=
[f]1303.57
Yf-z/=2.2261.764=
[f】2238.86
可知大齿轮的数值大
2)设计计算
321.8149.948104
V1212
0.01644mm=mm
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于齿根弯曲疲劳强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,
YF-1YS-1
[f]1=
YFa2YSa2
[F]2
m=2mm
z1=34
Z2=109
可取由弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为:
m=2mm,
按接触疲劳强度算得的分度圆直径:
di=mm,
算出:
小齿轮齿数:
zi=dl=66.37=34
m2
大齿轮齿数:
z2=uz1=x34=,取z2=109
这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免了浪费。
4.几何尺寸计算
1)计算分度圆直径
d1z1m=34X2mm=68mm
d2z2m=109x2mm=218mm
2)齿顶咼ha1ha2ham2mm
**
齿根高hf1hf2(hac)m2.5mm
齿全高gh22hacm4.5mm
齿顶圆直径da1z12ham72mm
*
da2Z22ham214mm
齿根圆直径df1z12ha2cam63mm
df2z22ha2cam221mm
齿厚s3.14m/23.14mm
顶隙c=c*m0.5mm
3)计算中心距
a=d2d-i/221868/2mm75mm
5.验算
4
L2T1211946.19.94810KlM人、千Ft—NN,合适
d168
对于415和417圆柱齿轮的设计计算如上述计
算过程一样,只是模数、齿数和传动比不同,
m=;
z1=30,z2=uz1=3X30=90,
在此不再赘述。
轴的设计计算
1.三角轮系翻转主轴的设计计算(材料为45钢)按扭转强度条件计算,轴的扭转强度条件为
6P
9.55106-
式中:
t扭转切应力,单位为MPa;
T
n
0.2d3
T轴所受的扭矩,单位为Ngmm;
Wt轴的抗扭截面系数,单位为mm3;
n轴的转速,单位为r/min;
P――轴传递的功率,单位为KW;
d——计算截面处轴的直径,单位为mm;
t――许用扭转且应力,单位为MPa,见表15-3
由上式可得轴的直径
表1
轴的材料
Q235-A、20
Q23535
(1Cr18Ni9Ti)
45
40Cr、35SiMn
38SiMnMo3Cr13
t(Mpa)
15—25
20〜35
25〜45
35〜55
A。
149—126
135〜112
126〜103
112〜97
得45钢:
人=103〜126。
对于空心轴,贝
式中牛,即空心轴的内径*与d之比,通常取〜,这里我们取
d
取d=25mm,则主轴内径:
djd0.562514mm2.行星轮系轴的设计计算(材料为45钢)
计算方法同上,此轴采用实心轴,则
106彳97.5710310.62mm
V78
应当指出,当轴截面上开有键槽时,应增大轴径以考虑键槽对轴的削弱。
对于直径d<
100mm勺轴,有一个键槽时,轴径增大5%〜7%有两个键槽时,轴径增大10%〜15%然后圆整为标准的直径。
此行星轮系轴截面上开有两个键槽,设轴径增大12%贝Ud=X=mm,圆整为12mm。
行星轮系轴如图3所示:
轴上有两个键槽,通过键与圆柱齿轮联接,带动齿轮传动;
轴右端带有螺纹,通过圆螺母用以轴向固定右边的圆柱齿轮;
左边的轴肩用以固定轴承内圈。
Q__o
图3行星轮系轴
键联接的校核强度
平键联接传递转矩时,对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键联接(静联接),其主要失效形式是工作面被压溃。
除非有严重过载,一般不会出现键的剪断,因此通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。
假定载荷在键的工作面上均匀分布,普通平键联接的强度条件为
可见键联接的挤压强度足够。
T传递的转矩,单位为N・m
k――键与轮毂键槽的接触高度,k=,此处h为键的高度,单位为mm
l――键的工作长度,单位为mm圆头平键I=L—b,这里L为键的公称长度,单位为mmb为键的宽度,单位为mm
d轴的直径,单位为mm
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