自動避障減震小車的機械結構設計【含CAD圖紙、說明書】【三維SolidWorks】,含CAD圖紙、說明書,三維SolidWorks,自動,減震,小車,機械,結構設計,cad,圖紙,說明書,仿單,三維,solidworks 編號： 畢業(yè)設計(論文) 題 目： 自動避障減震小車的設計 院 （系）： 機電工程系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學生姓名： 學 號： 指導教師單位： 教學實踐部 姓 名： 職 稱： 高級實驗師 題目類型：¨理論研究 ¨實驗研究 t工程設計 ¨工程技術研究 ¨軟件開發(fā) ¨應用研究 年 5月 10 日 摘 要 本次設計是對自動避障減震小車的設計。在這里主要包括:傳動系統(tǒng)的設計、臺架系統(tǒng)的設計、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計。這次畢業(yè)設計對設計工作的基本技能的訓練，提高了分析和解決工程技術問題的能力，并為進行一般機械的設計創(chuàng)造了一定條件。 整機結構主要由電動機產(chǎn)生動力通過聯(lián)軸器將需要的動力傳遞到傳動軸上，傳動軸帶動萬向節(jié)聯(lián)軸器，帶動輪子，從而帶動整機裝置運動，提高勞動生產(chǎn)率和生產(chǎn)自動化水平。更顯示其優(yōu)越性，有著廣闊的發(fā)展前途。 本論文研究內(nèi)容： (1) 自動避障減震小車的設計總體結構設計。 (2) 自動避障減震小車的設計工作性能分析。 (3)電動機的選擇。 (4) 自動避障減震小車的設計的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件及臺架設計。 (5)對設計零件進行設計計算分析和校核。 (6)運用計算機輔助設計，對設計的零件進行三維建模。 (7)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。 關鍵詞：自動避障減震小車的設計， 聯(lián)軸器，避障減震 Abstract This design is to design the automatic obstacle avoidance damping trolley. Here mainly includes: transmission system design, platform design, steering system design. The graduation design on the design of the basic skills training, enhancing the analysis and to solve engineering problems, and create a certain condition for general mechanical design. The structure is mainly produced by the motor power through the coupling will need to transmit power to the drive shaft, the drive shaft drives a universal coupling, drive the wheels, so as to drive the device, improve labor productivity and automation level of production. But also show its superiority, there are broad prospects for the development. The research of this thesis: (1) the design of overall structure design of automatic obstacle avoidance damping trolley. (2) analysis and design work performance of automatic obstacle avoidance of car shock absorber. (3) the choice of motor. (4) transmission system, design of the executive component and bench design of automatic obstacle avoidance damping trolley. (5) the design of components for the design calculation and check. (6) the use of computer aided design, 3D modeling on Design of parts. (7) to draw the assembly drawing and parts assembly diagram and parts diagram design. Keywords: design, automatic obstacle avoidance damping trolley coupling damping, obstacle avoidance V 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 1 緒論 1 1.1智能小車的意義和作用 1 1.2 研究目的及意義 1 1.3 國內(nèi)外發(fā)展情況 2 2 自動避障減震小車的設計總體設計 4 2.1自動避障減震小車的組成 4 2.2方案選擇及論證 4 2.2.1 電機模塊 4 2.2.2 車架選擇 5 3 自動避障減震小車機械結構設計 6 3.1 步進電機選擇 6 3.1.1 計算輸出軸的轉(zhuǎn)矩 6 3.1.2 確定各軸傳動比 7 3.1.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 7 3.2齒輪設計與計算 10 3.2.1 高速級齒輪設計與計算 10 3.2.2 低速級齒輪設計與計算 14 3.3 軸的設計與計算 18 3.3.1 輸入軸的設計與計算 18 3.3.2 中間軸的設計與計算 21 3.3.3 輸出軸的設計與計算 23 3.4 軸承的校核 26 3.4.1 輸入軸上軸承壽命計算 26 3.4.2 中間軸上軸承壽命計算 27 3.4.3 輸出軸上軸承壽命計算 28 3.5 鍵的選擇和校核 30 3.5.1 鍵的選擇 30 3.5.2 鍵的校核 30 3.6 機架的設計 30 3.6.1對機架結構的基本要求 30 3.6.2 機架的結構 32 3.6.3 橫梁設計 33 3.6.4 機架的基本尺寸的確定 34 4 自動避障減震小車的設計的三維虛擬展示 36 結 論 39 參考文獻 40 致 謝 41 1 緒論 1.1智能小車的意義和作用 自第一臺工業(yè)機器人誕生以來，機器人的發(fā)展已經(jīng)遍及機械、電子、冶金、交通、宇航、國防等領域。近年來機器人的智能水平不斷提高，并且迅速地改變著人們的生活方式。人們在不斷探討、改造、認識自然的過程中，制造能替代人勞動的機器一直是人類的夢想。 隨著科學技術的發(fā)展，機器人的感覺傳感器種類越來越多，其中視覺傳感器成為自動行走和駕駛的重要部件。視覺的典型應用領域為自主式智能導航系統(tǒng)，對于視覺的各種技術而言圖像處理技術已相當發(fā)達，而基于圖像的理解技術還很落后，機器視覺需要通過大量的運算也只能識別一些結構化環(huán)境簡單的目標。視覺傳感器的核心器件是攝像管或CCD，目前的CCD已能做到自動聚焦。但CCD傳感器的價格、體積和使用方式上并不占優(yōu)勢，因此在不要求清晰圖像只需要粗略感覺的系統(tǒng)中考慮使用接近覺傳感器是一種實用有效的方法。 機器人要實現(xiàn)自動導引功能和避障功能就必須要感知導引線和障礙物，感知導引線相當給機器人一個視覺功能。避障控制系統(tǒng)是基于自動導引小車（AVG—auto-guide vehicle）系統(tǒng)，基于它的智能小車實現(xiàn)自動識別路線，判斷并自動避開障礙，選擇正確的行進路線。使用傳感器感知路線和障礙并作出判斷和相應的執(zhí)行動作。 1.2 研究目的及意義 通過構建智能小車系統(tǒng)，培養(yǎng)設計并實現(xiàn)自動控制系統(tǒng)的能力。在實踐過程中，熟悉以單片機為核心控制芯片，設計小車的檢測障礙、尋線和電機驅(qū)動等外圍電路，采用智能控制算法實現(xiàn)小車的智能循跡以及避障。在此過程中，加深對控制理論的理解和認識。 從對紅外線、電機驅(qū)動和光電開關在智能小車上的應用，可以進一步研發(fā)，將紅外線技術應用到現(xiàn)實中的車輛上，比如紅外線倒車警報系統(tǒng)、紅外車輛防盜系統(tǒng)等等很多方面都可以利用。 該智能小車可以作為機器人的典型代表。它可以分為三大組成部分：傳感器檢測部分、執(zhí)行部分、CPU。機器人要實現(xiàn)自動避障功能，還可以擴展循跡等功能，感知導引線和障礙物?？梢詫崿F(xiàn)小車自動識別路線，選擇正確的行進路線，并檢測到障礙物自動躲避?；谏鲜鲆螅瑐鞲袡z測部分考慮到小車一般不需要感知清晰的圖像，只要求粗略感知即可，所以可以舍棄昂貴的CCD傳感器而考慮使用價廉物美的紅外反射式傳感器來充當。智能小車的執(zhí)行部分，是由直流電機來充當?shù)模饕刂菩≤嚨男羞M方向和速度。單片機驅(qū)動直流電機一般有兩種方案：第一，勿需占用單片機資源，直接選擇有PWM功能的單片機，這樣可以實現(xiàn)精確調(diào)速；第二，可以由軟件模擬PWM輸出調(diào)制，需要占用單片機資源，難以精確調(diào)速，但單片機型號的選擇余地較大。考慮到實際情況，本文選擇第二種方案。CPU使用STC89C52單片機，配合軟件編程實現(xiàn)。 1.3 國內(nèi)外發(fā)展情況 十九世紀末，隨著內(nèi)燃機的誕生，人們發(fā)明了最現(xiàn)代化的交通工具——汽車。經(jīng)過一個多世紀的發(fā)展，汽車技術、性能有了很大的提高，人們充分享受到了汽車帶來的巨大便利。但是，在享受汽車帶來便利的同時，人們也發(fā)現(xiàn)汽車也給社會的發(fā)展帶來了不少的損失，甚至危害到了人們的人身安全。由于公路客運、貨運輸量的迅速增長，人們深受交通擁擠、堵塞嚴重事故頻繁和環(huán)境污染等公害的困撓。尤其是隨著高速公路發(fā)展，汽車速度的提高，各類惡性交通事故的發(fā)生呈不斷上升趨勢，給人們的生命財產(chǎn)造成了巨大的損失。同時，經(jīng)常性的交通擁擠和環(huán)境污染等也給現(xiàn)代城市的可持續(xù)發(fā)展帶來了嚴重的影響。這迫使人們采用高、新技術以提高車輛的安全性、可靠性，以解決道路交通的公害問題。 我國開展智能車輛技術方面的研究起步較晚，開始于20世紀80年代，而且大多數(shù)研究尚處于針對某個單項技術研究的階段。雖然我國在智能車輛技術方面的研究總體落后于發(fā)達國家，并且存在一定的技術差距，但是我國也取得了一系列的成功。中國第一汽車集團公司和國服科技大學機電工程與自動化學院于2003年研制成功了我國第一輛自主駕駛轎車。該自主駕駛轎車的正常交通驚恐下得高速公路上，形式的最高溫度速度為12km/h，最高峰值速度可達170km/h，并且具有超車功能，其總體技術性能和指標已經(jīng)達到世界先進水平。 在國外，美國國家科學委員會曾預言：“20世紀的核心武器是坦克，21世紀的核心武器是無人作戰(zhàn)系統(tǒng)，其中2000年以后遙控地面無人作戰(zhàn)系統(tǒng)將連續(xù)裝備部隊，并走向戰(zhàn)場?！睘榇耍瑥?0年代開始美國國防高級研究計劃局(DARPA)專門立項，制定了地面無人作戰(zhàn)平臺的戰(zhàn)略計劃，目標是研制出滿足戰(zhàn)場需要的智能車輛，可以在崎嶇的地形上沿規(guī)劃的路線自主導航及躲避障礙，必要時重新規(guī)劃其路線。另外，日本通產(chǎn)省組織的極限環(huán)境下作業(yè)的機器人計劃、歐洲尤里卡中的移動機器人計劃等。雖然智能車輛的研究起源于軍事的要求，但是在其他領域的應用也有極大的價值，并且在研究上也取得了一定的成果。在太空探索方面，美國NASA研制的火星探測機器人索杰那于1997年成功登上火星，這是一個具有六個輪子的自主移動機器人。在民用方面，智能車輛也有許多成功的例子。如日本的VERTIS智能汽車系統(tǒng)，該智能汽車主要有23個ITSZ子系統(tǒng)，主要用于實現(xiàn)車載通訊、信息加工處理、環(huán)境探測、輔助控制(自動駕駛)等四項功能。另據(jù)報道，雷諾正在研制的自動汽車或智能車輛將讓汽車能夠感知周圍環(huán)境，如道路狀況、附近車輛的距離及行駛速度等，并能根據(jù)具體情況及時作出調(diào)整車速、校正方向等正確反應。目前，雷諾公司正在進行紅外攝像、雷達、隨著汽車工業(yè)的迅速發(fā)展，關于汽車的研究也就越來越受人關注。 42 2 自動避障減震小車的設計總體設計 2.1自動避障減震小車的組成 2.2方案選擇及論證 根據(jù)題目要求，系統(tǒng)要實現(xiàn)循線、壁障功能，必須要劃分成為六個模塊。對各個模塊的實現(xiàn)，分別有以下一些不同的設計方案。 2.2.1 電機模塊 方案一： 采用步進電機，步進電機的一個顯著特點就是具有快速啟停能力，如果負荷不超過步進電機所能提供的動態(tài)轉(zhuǎn)矩值，就能夠立即使步進電機啟動或反轉(zhuǎn)。另一個顯著特點是轉(zhuǎn)換精度高，正轉(zhuǎn)反轉(zhuǎn)控制靈活。 方案二： 采用普通直流電機。直流電動機具有優(yōu)良的調(diào)速特性，調(diào)速平滑、方便，調(diào)整范圍廣；過載能力強，能承受頻繁的沖擊負載，可實現(xiàn)頻繁的無級快速啟動、制動和反轉(zhuǎn)；能滿足各種不同的特殊運行要求。 由于普通直流電機更易于購買，并且電路相對簡單，因此采用直流電機作為動力源。 2.2.2 車架選擇 方案一： 使用四輪驅(qū)動的電動小車，這樣速度方面非常流暢，但靈活性不足，特別是遇到障礙物時，轉(zhuǎn)彎非常不流暢，程序方面還要相對復雜，對于小車的躲避障礙物非常不利。 方案二： 使用兩輪驅(qū)動的電動小車，雖然速度上無法與四輪的小車相提并論，不過靈活性上卻是大大的提升，對于躲避障礙物方面有重要的改變，非常適合題目要求。 綜合兩種方案的優(yōu)缺點，決定選擇方案二。 3 自動避障減震小車機械結構設計 3.1 步進電機選擇 3.1.1 計算輸出軸的轉(zhuǎn)矩 （3.1） （3.2） （3.3） （3.4） （3.5） （3.6） ——慣性力矩 ——摩擦力矩 ——輸出軸轉(zhuǎn)動角速度 ——轉(zhuǎn)動慣量 ——轉(zhuǎn)動慣量 ——機身自身轉(zhuǎn)動慣量 ——啟動時間 =0.5s =0.8m/s =0.5m 1.6 rad/s 代入式（3.5）得： =1.6kgm m=20kg， 代入式（3.5）得： =6.67kgm m 計算相關機身設計數(shù)值得出：kg 代入式（3.6）得： =5.75kgm 代入（3.2）得到=44.86Nm 帶入（3.1）得到 =49.85Nm = =6.86Nm 選擇二級圓柱齒輪減速器i=9 （3.7） =0.99 ——聯(lián)軸器傳動效率 =0.96 ——齒輪傳動效率 =0.98 ——軸承傳動效率 代入式（3.7）得到： 0.807 3.1.2 確定各軸傳動比 總傳動比=9 ，根據(jù)推薦的傳動副傳動比合理范圍，取： 高速級傳動比=3 ，低速級傳動比=3 3.1.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 由圖3.2，各軸由高速至低速依次設計為Ⅰ軸（輸入軸）、Ⅱ軸（中間軸）、Ⅲ軸（輸出軸）。 圖3.2 傳動示意簡圖 各軸轉(zhuǎn)速 （3.8） （3.9） =1.6rad/s =15.3r/min 代入式（3.8）、式（3.9）得： 45.9r/min，137.7r/min 轉(zhuǎn)矩計算 （3.10） 49.85Nm 代入式（3.7）得： 17.7Nm 同理得到： =17.7Nm =6.27Nm =6.66Nm 北京和利時電機電器有限公司的一些步進電機技術參如表3.1。 表3.1 步進電機產(chǎn)品系列及技術參數(shù) 型號 相數(shù) 步距角 (DEG.) 電壓 (V) 電流 (A) 靜轉(zhuǎn)矩 (N.m) 空載運行頻率 (KHZ) 轉(zhuǎn)動慣量 (Kg.cm2) 備注 86BYG250AN 2 0.9°/1.8° 110 3.6 2.4 ≥15 0.56 86BYG250BN 2 0.9°/1.8° 110 4 5.0 ≥15 1.2 86BYG250CN 2 0.9°/1.8° 110 5 7.0 ≥15 4.28 北京和利時電機電器有限公司86BYG250CN型步進電機的運行矩頻特性曲線如圖3.3。 圖3.3 運行矩頻特性 由計算得到所需： =6.86Nm，137.7r/min 該電機可以滿足要求。 北京和利時電機電器有限公司86BYG250CN型步進電機的外型簡圖如圖3.4。 圖3.4 步進電機外形簡圖 根據(jù)前面計算，選擇北京和利時電機電器廠的86BYG250CN型步進電機。 由電機輸出軸尺寸選擇TL2型彈性套柱銷聯(lián)軸器，主從動端均選用型軸孔[16]。 3.2齒輪設計與計算 3.2.1 高速級齒輪設計與計算 （1） 選定齒輪類型、精度等級、材料與齒數(shù) 按已知條件，選用直齒圓柱齒輪傳動。 由資料[14]（下同）表10-1小齒輪材料選用45Cr(調(diào)質(zhì))，表面硬度為280HBS,大齒輪材料選用45鋼（調(diào)質(zhì)），表面硬度為240HBS。 選擇7級精度，， （2） 按齒面接觸疲勞強度計算 根據(jù)設計計算公式（10-9a）試算小齒輪分度圓直徑，即： （3.11） ——載荷系數(shù) ——輸入軸承受扭矩 ——齒寬系數(shù) ——重合度系數(shù) ——彈性影響系數(shù) ——接觸疲勞許用應力 確定上式中各參數(shù)： 試選載荷系數(shù)=1.3， 小齒輪傳遞的扭矩為 =6.27Nm 查表10-7，選齒寬系數(shù)=1； 查表10-6，得彈性影響系數(shù)=189.8， 查圖10-21d，查得小齒輪接觸疲勞強度極限為MPa；大齒輪接觸疲勞強度極限為MPa。 計算應力循環(huán): （3.12） ——輸入軸轉(zhuǎn)速 ——工作時間 137.7r/min =10000h 雙向轉(zhuǎn)動，取=2 代入式（3.12）得： =1.65×108次 =4.96×108次 查圖10-19，得接觸疲勞壽命系數(shù) 1.15，1.26； 計算接觸疲勞許用應力：取安全系數(shù)S=1，則 =690MPa， =693MPa 計算 設計公式中代入中較小值，得21.74mm 計算小齒輪分度圓圓周速度 0.17m/s 計算齒寬b =21.74mm 計算齒寬與齒高之比： b/h （3.13） 模數(shù) 0.91mm 齒高 =2.04mm 代入式（3.13）得： =10.67 計算載荷系數(shù) （3.14） 查圖10-8，由v=0.17m/s，7級精度，得： =1.0 查表10-4，得： 1.2 查表10-2，得： =1.25 查表10-3，得： =1.30 查圖10-13，得： =1.28 以上代入式（3.14）得： 1.95 按實際載荷系數(shù)修正 24.87mm （3.15） 計算模數(shù)m： 1.04mm 按彎曲強度設計 由公式（10-5 ） （3.16） ——彎曲疲勞壽命系數(shù) ——彎曲疲勞需用應力 ——齒形系數(shù) ——應力校正系數(shù) 由圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=500MPa；大齒輪彎曲強度極限=380MPa； 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.93，=0.97 計算載荷系數(shù) ==1.92 計算彎曲疲勞需用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得： =332.1MPa =263.3MPa 查取齒形系數(shù)，由表10-5得： =2.65；=2.226 查取應力校正系數(shù)，由表10-5查得： =1.58；=1.764 =0.013 =0.015 大齒輪對應數(shù)值大，將以上數(shù)值代入得： 0.86 對比計算結果，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以取由彎曲疲勞強度算得的m=0.86，并取圓整為標準值m=1，前面計算得=24.87mm,得小齒輪的齒數(shù)： 24.8725 =75 幾何尺寸計算： 分度圓直徑 （3.17) 將模數(shù)、齒數(shù)代入式（3.17）得： 25mm；75mm 中心距 （3.18） 將，代入式（3.18）得： 50mm 齒輪寬度 （3.19） 由式（3.19）得： =25mm；=30mm 3.2.2 低速級齒輪設計與計算 （1） 選定齒輪類型、精度等級、材料與齒數(shù) （a） 按已知條件，選用直齒圓柱齒輪傳動。 （b）由表10-1小齒輪的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。 （c）選擇7級精度，， （2）按齒面接觸疲勞強度計算 試選載荷系數(shù)： =1.3 小齒輪傳遞的扭矩為： =17.7Nm 查表10-7，選齒寬系數(shù) =1 查表10-6，得彈性影響系數(shù) =189.8； 查圖10-21d，查得小齒輪接觸疲勞強度極限為MPa；大齒輪接觸疲勞強度極限為MPa。 計算應力循環(huán)系數(shù) =5.5×108次 =1.84×107次 查圖10-19，得接觸疲勞壽命系數(shù)1.26，1.31； 計算接觸疲勞許用應力：取安全系數(shù)S=1，則： =756MPa， =720.5MPa 計算 設計公式中代入中較小值，得： 29.85mm 計算小齒輪分度圓圓周速度 0.072m/s 計算齒寬b =29.85mm 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù)1.24mm 齒高=2.8mm =10.67 計算載荷系數(shù) 查圖10-8，由v=0.07m/s，7級精度，得： =1.0 查表10-4，得： 1.2 查表10-2，得： =1.25 查表10-3，得： =1.30 查圖10-13，得： =1.28 所以載荷系數(shù) 1.95 按實際載荷系數(shù)修正 34.17mm 計算模數(shù)m 1.42mm 按彎曲強度設計 由式（10-5）得： 由圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=500MPa；大齒輪彎曲強度極限=380MPa； 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.93，=0.97 計算彎曲疲勞需用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得： =332.1MPa =263.3MPa 計算載荷系數(shù) ==1.92 查取齒形系數(shù)。 由表10-5得： =2.65；=2.226 查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得： =1.58；=1.764 =0.013 =0.015 大齒輪對應數(shù)值大 將以上數(shù)值代入得： 0.86 對比計算結果，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以取由彎曲疲勞強度算得的m=1.21，并取圓整為標準值m=1.5，前面計算得=29.85mm,得小齒輪的齒數(shù) 24.6725 =75 幾何尺寸計算 分度圓直徑 37.5mm；112.5mm 中心距 =75mm 齒輪寬度 =37.5mm；=42.5mm 3.3 軸的設計與計算 3.3.1 輸入軸的設計與計算 （1） 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速、扭矩 0.456kW 137.7r/min 6.27Nm （2） 初估軸直徑 （3.20） 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表11-3，取，并將數(shù)據(jù)代入式（3.20）得： =17mm （3） 軸的結構設計 輸入軸的最小直徑與先前計算齒輪直徑相差很少，所以做成齒輪軸。軸的結構尺寸如圖3.5。 圖3.5 輸入軸結構尺寸簡圖 （4） 求軸上支反力與彎矩 水平方向： ； （3.21） 垂直方向： ； （3.22） 對錐齒輪： , （3.23） 對直齒輪： ， （3.24） 將輸入軸參數(shù)代入式（3.24）得： 538.2N,138.5N 501.6N,182.6N 代入得： 408.6N,867.2N 514.8N ,558.9N 作出輸入軸水平方向及垂直方向的彎矩圖3.6： 圖3.6 輸入軸的受力分析圖 從輸入軸的結構圖和受力情況分析得到截面II是輸入軸的危險截面，計算結果如 表3.4。 表3.4 截面Ⅱ處的彎矩 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 408.6N 867.2N 514.8N 558.9N 彎矩 44.8Nm 0.7Nm 總彎矩 44.8Nm 扭矩 6.27Nm （5） 按彎扭合成應力校核軸的強度 （3.25） 式中：——軸的計算應力 ——軸受得彎矩 ——軸所受的扭矩 ——軸的抗彎截面系數(shù) （3.26） 校核軸上承受最大計算彎矩的截面Ⅱ處的強度，取1，將各數(shù)值代入式（3.25）、（3.26）得： 7.66MPa 軸的材料為45鋼，查表11-1，。因此，故安全。 3.3.2 中間軸的設計與計算 （1） 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速、扭矩 0.429kW 45.9r/min 17.7Nm （2） 初估軸直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表11-3，取，得： 25mm （3） 軸的結構設計 中間軸的直徑與小齒輪分度圓直徑相差很少，所以做成錐齒輪軸。軸的結構尺寸如圖3.7。 圖3.7 中間軸結構尺寸簡圖 （4） 求軸上支反力與彎矩 水平方向： ； （3.27） 垂直方向： ； （3.28） 對直齒輪： ， 將輸入軸參數(shù)代入得： 472N,171.8N 944N,343.6N 代入得： 35.8N,436.2N 13N,158.7N 作出中間軸水平方向及垂直方向的彎矩圖： 圖3.8 中間軸的受力分析圖 從軸的結構圖和受力情況分析得到截面II是軸的危險截面，計算結果如表3.5。 表3.5 截面Ⅱ處的彎矩 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 35.8N 436.2N 13N 158.7N 彎矩 31.7Nm 11.51Nm 總彎矩 33.7Nm 扭矩 17.7Nm （5） 按彎扭合成應力校核軸的強度 校核軸上承受最大計算彎矩的截面Ⅱ處的強度 2.01MPa 軸的材料為45鋼，查表11-1，60MPa。因此，故安全。 3.3.3 輸出軸的設計與計算 （1） 求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速、扭矩 0.404kW 15.3r/min 49.85Nm （2） 初估軸直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表11-3，取，得： 33mm （3） 軸的結構設計 軸的結構尺寸如圖3.9，輸出軸的直徑與齒輪直徑相差很少，所以做成錐齒輪軸。 圖3.9 輸出軸結構尺寸簡圖 （4） 求軸上支反力與彎矩 水平方向： ； （3.29） 垂直方向： ； （3.30） 對直齒輪： ， 將輸入軸參數(shù)代入得： 886.2N,322.6N 代入得： 1364.4N,478.1N 496.6N,174N 作出輸出軸水平方向及垂直方向的彎矩圖3.10： 圖3.10 輸出軸的受力分析圖 從軸的結構圖和受力情況分析得到軸的危險截面，計算結果如表3.7。 表3.7 截面處的彎矩 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 1364.4N 478.1N 496.68N 174N 彎矩 33.5Nm 12.2Nm 總彎矩 35.7Nm 扭矩 49.85Nm （5） 按彎扭合成應力校核軸的強度 校核軸上承受最大計算彎矩的截面Ⅱ處的強度 35MPa 軸的材料為45鋼，查表11-1，60MPa。因此，故安全。 3.4 軸承的校核 3.4.1 輸入軸上軸承壽命計算 查閱資料[14]表13-3得到軸承的預期壽命為 由圖3.5可知軸上安裝軸承處直徑為17mm，考慮其承受齒輪軸和聯(lián)軸器的重量，所以選擇圓錐滾子軸承30203，e=0.35，=1.7， 1， Cr=20.8kN、Cor=21.8kN。求出各力即可算出強度。 軸上所受的支反力： 657.2N 1031.5N （3.31） 193.3N， 303.2N （3.32） 式中： ——徑向支反力 ——軸向支反力 193.3N，303.2N 193.3N，303.2N ，查表13-5得： 0.4， ，查表13-5得： 1，0 查表13-6載荷系數(shù)=1.2，將以上代入式（3.33）、（3.34），軸承當量動載荷為 750.5N （3.33） 1237.8N （3.34） 由公式（13-15） （3.35） 式中： ——軸承所在軸的轉(zhuǎn)速 ——溫度系數(shù) ——額定動載荷 ——軸承所在軸的傳動功率 計算軸承壽命。 137.7r/min =25000N 10/3 查表13-7，溫度系數(shù)=1 代入式（3.35）得：h，滿足使用要求。 3.4.2 中間軸上軸承壽命計算 （1） 由圖3.7可知軸上安裝軸承處直徑為25mm，考慮其承受齒輪軸和聯(lián)軸器的重量，所以選擇圓錐滾子軸承3007105，e=0.37，=1.6， 0.9， Cr=32kN，Cor=37kN。求出各力即可算出強度。 軸上所受的支反力： 38.1N，464.2N 11.9N，145.1N， 考慮其軸上零件重量得到，50 N； 61.9N，145.1N； 61.9N，=145.1N ，查表13-5得0.4，1.6 ，查表13-5得1，0 查表13-6載荷系數(shù)=1.2，軸承當量動載荷為 137.1N 557N 計算軸承壽命。 45.9r/min C=28000N 10/3 查表13-7，溫度系數(shù)=1 代入得h，滿足使用要求。 3.4.3 輸出軸上軸承壽命計算 軸承受力如圖3.11所示，軸安裝出直徑為35mm，由于軸向要承受大小臂的重力，所以選擇圓錐滾子軸承2007907E，Cr=54.2kN，Cor=63.5kN，e=0.37，1.6，0.9，求出各力大小，即可算出強度。 圖3.11 軸Ⅲ軸承受力結構簡圖 圖中R有兩部分組成，第一部分為軸上所受的支反力： 1452N， 508.8N 第二部分為大臂和小臂工作時產(chǎn)生的偏心力，如圖3.12所示。 圖3.12 工作質(zhì)量產(chǎn)生偏心力簡圖 重力分別為： 300N,200N 經(jīng)計算得： 2400N 3852N，2908.8N 1203.8N，909N， 1753.9N，909N 1753.9N，=909N ，查表13-5得0.4，1.6 ，查表13-5得1，0 查表13-6載荷系數(shù)=1.2，軸承當量動載荷為 5108.2N 2949.6N 由公式13-10a，因為，所以帶入進行校核 計算軸承壽命。 15.3r/min =73200N 10/3 查表13-7，溫度系數(shù)=1 代入得h，滿足使用要求。 3.5 鍵的選擇和校核 3.5.1 鍵的選擇 根據(jù)齒輪和軸的參數(shù)，參考《機械設計》選擇設計鍵。 電機輸出軸鍵：； 中間軸的鍵Ⅰ：； 輸出軸的鍵Ⅱ：。 3.5.2 鍵的校核 鍵的材料為45鋼，由資料表6-2查得許用擠壓應力MPa 根據(jù)公式 （3.25） 得到： 鍵Ⅰ：工作長度mm，接觸高度3.3mm，17.7Nm 25.5MPa，安全。 鍵Ⅱ：工作長度mm，接觸高度3.8mm，49.85Nm 23.9MPa，安全。 3.6 機架的設計 3.6.1對機架結構的基本要求 機架是整個機床的基礎支持件，一般用來放置重要部件。為了滿足機床高速度、高精度、高生產(chǎn)率、高可靠性和高自動化程度的要求，與普通機床相比，機床應有高的靜、動剛度，更好的抗振性。 一、對機床的機架主要在以下3 個方面提出了更高的要求： 1．很高的精度和精度保持性 在機架上有很多安裝零部件的加工面和運動部件的導軌面，這些面本身的精度和相互位置精度要求都很高，而且要長時間保持。另外，機床在切削加工時，所有的靜、動載荷最后往往都傳到機架上，所以，機架受力很復雜。為此，為保證零部件之間的相互位置或相對運動精度，除了滿足幾何尺寸位置等精度要求外，還需要滿足靜、動剛度和抗振性、熱穩(wěn)定性、工藝性等方面的技術要求。 2．應具有足夠的靜、動剛度 靜剛度包括：機架的自身結構剛度、局部剛度和接觸剛度，都應該采取相應的措施，最后達到有較高的剛度-質(zhì)量比。動剛度直接反映機床的動態(tài)性能，為了保證機床在交變載荷作用下具有較高的抵抗變形的能力和抵抗受迫振動及自激振動的能力，可以通過適當?shù)脑黾幼枘?、提高固有頻率等措施避免共振及因薄壁振動而產(chǎn)生噪音。 3．較好的熱穩(wěn)定性 對機床來說，熱穩(wěn)定性已經(jīng)成了一個突出問題，必須在設計上要做到使整機的熱變形小，或使熱變形對加工精度的影響小。熱變形將直接影響機架的原有的精度，從而是產(chǎn)品精度下降，如立軸矩臺平面磨床，立柱前臂的溫度高于后臂，是立柱后傾，其結果磨出的零件工作表面與安裝基面不平行；有導軌的機架，由于導軌面與底面存在溫差，在垂直平面內(nèi)導軌將產(chǎn)生中凸或中凹熱變形。因此，機架結構設計時應使熱變形盡量小。 二、機架機架設計的一般要求 ： 1） 在滿足強度和剛度的前提下，機架的重量應要求輕、成本低； 2） 抗振性好。把受迫振動振幅限制在允許范圍內(nèi)； 3） 躁聲小； 4） 溫度場分布合理，熱變形對精度的影響??； 5） 結構設計合理，工藝性良好，便于鑄造、焊接和機械加工； 6） 結構力求便于安裝與調(diào)整，方便修理和更換零部件； 7） 有導軌的機架要求導軌面受力合理、耐磨性良好； 8） 造型好。使之既適用經(jīng)濟，有美觀大方。 3.6.2 機架的結構 1．機架結構 根據(jù)機床的類型不同，機架的結構形式有各種各樣的形式。例如車床機架的結構形式有平機架、斜機架、平機架斜導軌和直立機架等四種類型。 另外，斜機架結構還能設計成封閉式斷面，這樣大大提高了機架的剛度。鉆高精度立式萬能磨床、加工中心等這一類機床的機架結構與車床有所不同。例如加工中心的機架有固定立柱式和移動立柱式兩種。前者一般使用于中小型立式和臥式加工中心，而后者又分為整體T形機架和前后機架分開組裝的T形機架。所謂T形機架是指機架是由橫置的前機架和與它垂直的后機架組成。整體式機架，剛性和精度保持性都比較好，但是卻給鑄造和加工帶來很大不便，尤其是大中型機床的整體機架，制造時需要大型設備。而分離式T形機架，鑄造工藝性和加工工藝性都大大改善。前后機架聯(lián)接處要刮研，聯(lián)接時用定位鍵和專用定位銷定位，然后再沿截面四周， 用大螺栓固緊。這樣聯(lián)接成的機架，再剛度和精度保持性方面，基本能滿足使用要求。這種分離式T形機架適用于大中型臥式加工中心。 由于機架導軌的跨距比較窄，致使工作臺在橫溜板上移動到達行程的兩端時容易出現(xiàn)翹曲，將會影響加工精度，為了避免工作臺翹曲，有的立式加工中心增設了輔助導軌。 2．機架的截面形狀 機床的機架通常為箱體結構，合理設計機架的截面形狀及尺寸，采用合理布置的肋板結構可以在較小質(zhì)量下獲得較高的靜剛度和適當?shù)墓逃蓄l率。機架肋板一般根據(jù)機架結構和載荷分布情況，驚醒設計，滿足機架剛度和抗振性要求，V形肋板有利于加強導軌支承部分的剛度；斜方肋和對角肋結構可明顯增強機架的扭轉(zhuǎn)剛度，并且便于設計成全封閉的箱形結構。 此外，還有縱向肋板和橫向肋板，分別對抗彎剛度和抗扭剛度有明顯效果；米字形肋板和井字形肋板的抗彎剛度也較高，尤其是米字形肋板更高。 3．機架的結構設計 機架結構設計時，應盡量避免薄壁結構并簡化表面形狀。根據(jù)本設計的具體情況及要求，機架的結構設如下： 4.機架的設計步驟 ⑴根據(jù)機架上的零件、部件情況和設計要求初步確定機架及機架的結構形狀和尺寸，以保證機架內(nèi)外的零件能正常運動 ⑵根據(jù)產(chǎn)品批量和結構形式初步確定制造方法，合理選擇材料，單件小批量的非標準設備機架可以采用焊接和鍛喊結合的機架 ⑶分析承載情況，根據(jù)承載情況合理的選擇截面形式，確定主要設計參數(shù) ⑷畫出結構草圖，進行必要的強度和剛度計算和尺寸修改 ⑸對重要設備的機架，還應該進行模擬實驗設計和模擬實驗，并根據(jù)實驗結果對設計進行修改。 3.6.3 橫梁設計 梁設計的要求與軸心受壓相仿，鋼梁設計應考慮強度、剛度、整體穩(wěn)定和局部穩(wěn)定各個方面滿足要求。 (1)梁的強度計算主要包括抗彎、抗剪和折算應力等強度應足夠。 (2)剛度主要是控制最大撓度不超過按受力和使用要求規(guī)定的容許值。 (3)整體穩(wěn)定指梁不會在剛度較差的側向發(fā)生彎扭失穩(wěn)，主要通過對梁的受壓翼緣設足夠的側向支承，或適當加大梁截面以降低彎曲壓應力至臨界應力以下。 (4)局部穩(wěn)定指梁的翼緣和腹板等板件不會發(fā)生局部凸曲失穩(wěn)，在梁中主要通過限制受壓翼緣和腹板的寬厚比不超過規(guī)定，對組合梁的腹板則常設置加勁肋以提高其局部穩(wěn)定性。 梁的截面選擇 一、型鋼梁截面的選擇 型鋼梁截面應滿足梁的強度、剛度、整體穩(wěn)定和局部穩(wěn)定四個要求，其中強度包括抗彎、抗剪、局部壓應力和折算應力。由于型鋼截面的翼緣和腹板等板件常有足夠的厚度，一般不必驗算局部穩(wěn)定，無很大孔洞削弱時一般也不必驗算剪應力。局部壓應力和折算應力只在有較大集中荷載或支座反力時計算。 型鋼梁設計通常是先按抗彎強度(當梁的整體穩(wěn)定有保證或Mmax處截面有較多孔洞削弱時)或整體穩(wěn)定(當需計算整體穩(wěn)定時)選擇型鋼截面，然后驗算其它項目是否足夠，不夠時再作調(diào)整。為了節(jié)省鋼材，應盡量采用牢固連接于受壓翼緣的密鋪面板或足夠的側向支承以達到不需計算整體穩(wěn)定的要求。 按抗彎強度或整體穩(wěn)定(φb值可先估計假定)選擇單向(強軸)彎曲梁的型鋼截面時，所需要的截面抵抗矩為： 2、腹板尺寸 梁高確定后腹板高也就確定了，腹板高為梁高減兩個翼緣的厚度，在取腹板高時要考慮鋼板的規(guī)格尺寸，一般使腹板高度為50mm的模數(shù)。從經(jīng)濟角度出發(fā)，腹板薄一些比較省鋼，但腹板厚度的確定要考慮腹板的抗剪強度，腹板的局部穩(wěn)定和構造要求。 3.6.4 機架的基本尺寸的確定 機架是支撐及其自動變速器所有附件的可移動機構。要保證拆裝自動變速器方便、安全；重量要輕，便于移動；架子要有足夠的空間安裝。而且自動變速器每個總成之間要考慮它們之間的協(xié)調(diào)關系?？紤]到這些方面的因素后要確定的一些自動變速器尺寸根據(jù)這些數(shù)據(jù)，大概確定架子的長高。這樣架子的地面的結構就確定了。支撐自動變速器的部件是支撐板，支撐板固定在支承軸上，支承軸安裝在機架上。 為了使機架能夠方便移動，須在架子上裝輪子，因此在架子的4個側面通過螺栓各連接兩個輪子，使得架子和輪子連接牢固?？拷D(zhuǎn)盤這端安裝有鎖止裝置，使得架子在任何位置都能停止固定。 考慮到一些外在壓力，按照重量為600N進行校核。支承軸160㎜，查機械工程材料 P105頁表5-2得，Q235鋼材的屈服強度σ b =375～460MPa，取σ b=375 MP a 解：和軸一樣建立如圖所示的坐標系。 以軸心為x軸，垂直上平面的直線為y軸，一端點為圓點建立如圖6.1所示的平面直角坐標系。 因為：FRD =600N ，把RDE從D點移到E后的受力情況如圖6.1所示。 圖6.1 得到一個F和一個力矩M=Fab×Lbe=600×0.300N·M=180 N·m 計算軸的集慣性矩Ip和抗彎截面系數(shù)Wz，因為材料和軸的是一樣的， 所以σ b=375 MP a , Ip=∫y2dA =10.16cm4; W= Ip/y max=6773.6884×10--6m3 所以 σ max= M max / W=180/（6773.69×10--6）P a=0.26MP a 也設安全系數(shù)：K=5 故：K×σ max=5×0.26MP a=1.5 MP a﹤σ b=375 MP a 因此：也可以做出結論轉(zhuǎn)架在安全系數(shù)為5的情況下也是安全的。 4 自動避障減震小車的設計的三維虛擬展示 1. 底盤 底盤如圖4.1 圖4.1 底盤 2.臂碼 臂碼如下圖5.2 圖4.2 臂碼 3. 前轉(zhuǎn)向杯 前轉(zhuǎn)向杯如圖4.3 圖4.3 前轉(zhuǎn)向杯 4.電機 如圖4.4 圖4.4 電機 5.電機座 如圖4.5 圖4.5 電機座 6.整機裝配 如圖4.6 圖4.6 整機裝配 結 論 本課題結合目前國自動避障減震小車的設計的研究現(xiàn)狀和發(fā)展方向，具體闡述了一種自動避障減震小車的設計開發(fā)過程。本文主要完成的工作如下： 1、自動避障減震小車的設計結構方案的確定。分析了自動避障減震小車的設計的特點，確定了自動避障減震小車的設計基本結構，并確定其基本尺寸。 2、確定了自動避障減震小車的設計技術指標及參數(shù)。對該自動避障減震小車的設計進行了計算。 3、零件的剛度和壽命計算與校核。對各個已設計零件進行剛度和壽命計算，確保滿足使用要求，使該自動避障減震小車的設計有足夠的可靠性。 通過本次畢業(yè)設計，不僅把大學所學到的理論知識很好的運用到畢業(yè)設計中，而且培養(yǎng)了自己認真思考的能力，在處理問題時有了新的認識和方法，并加強了和同學之間進行探討和解決問題的能力。 通過對專業(yè)知識的接觸和深入學習，以及對相關信息的獲取，我深切地認識到，就目前的發(fā)展而言，我國的工業(yè)還比較落后，與發(fā)達國家相比還存在很大的差距。盡管我們不斷地在努力，但想在很短的時間內(nèi)改變這種現(xiàn)狀是很難的，尤其是對于我們這樣一個國情的大國。所以，我們應該擁有的是一種民族意識，不斷的追求創(chuàng)新。 本次畢業(yè)設計中，我做的是整體設計部分，通過本次畢業(yè)設計，不僅鍛煉了自己查閱資料的能力，而且能夠熟練運用國家標準、機械類手冊和圖冊等工具進行設計計算分析。這次畢業(yè)設計還讓我體會到團體的力量，提高自己的團隊意識，遇到問題時和小組成員進行討論和分析或是請教老師，直到得到滿意的結果。 展望: 希望能將這套設計應用到具體實踐當中,通過實踐來驗證理論的正確性。通過理論知識與具體實踐結合起來，才能真正把一門知識應用起來。 參考文獻 [1] 張建民.機電一體化系統(tǒng)設計[M].高等教育出版社，2001（2）：45～49. 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