摘 要此次設計的齒輪小車在環(huán)形軌道上運動，是工廠里運料小車及傳送小車未來發(fā)展的模型，也是一種提高市場生產(chǎn)力和社會進步的基本設備之一。本創(chuàng)新設計在車間可以全程實現(xiàn)自動化不需工人在車間工作，可以通過遠程的信號來控制小車的速度和運料小車的開關,達到既省時省力又安全的效果。隨著智能化和車間自動化的發(fā)展，目前車間里的運料小車會逐步實現(xiàn)自動化，因此此產(chǎn)品的設計會進一步提高機械自動化水平，改善勞動條件，提高生產(chǎn)率等。在我們的實際生產(chǎn)生活中，該設計還應該具有智能化、遠程化、無人化的操作優(yōu)點，比如說將該小車控制系統(tǒng)接入互聯(lián)網(wǎng)之中，或者與多臺控制器連接組成局域網(wǎng)，讓生產(chǎn)系統(tǒng)與控制系統(tǒng)之間以及系統(tǒng)自生的信息交換更加準確、方便快捷。這可以在一定程度上提高生產(chǎn)系統(tǒng)的生產(chǎn)效率、安全性和適用性。關鍵詞： 齒輪小車； 環(huán)形軌道； 自動化智能車間AbstractThe gear trolley designed to move on the ring track is a model for the future development of the factory transport car and transport car, and is also one of the basic equipment for improving market productivity and social progress. The innovative design can realize the automation in the workshop all the time without the workers working in the workshop, and can control the speed of the trolley and the switch of the transport car through the remote signal, and achieve the effect of saving time, labor and safety.With the development of intelligence and workshop automation, the carts in the workshop will gradually realize automation. Therefore, the design of this product will further improve the level of mechanical automation, improve working conditions, increase productivity and so on.In our actual production life , the design should also have the advantages of intelligent , remote and unmanned operation , for example , connecting the trolley control system to the Internet , or connecting with multiple controllers to form a local area network , so that the information exchange between the production system and the control system and the self - generated system is more accurate , and the production efficiency , safety and applicability of the production system can be improved to a certain extent .Key words: gear trolley; ring track; automatic intelligent workshop目錄第一章 緒論 .11.1 齒輪傳動的意義 11.2 齒輪小車的控制結構 11.3 運料小車的發(fā)展 1第二章 總體設計方案 .32.1 方案分析 32.2 單電機設計方案 32.3 雙電機設計方案 42.4 傳動方案的確定 42.5 小車參數(shù)的確定 5第三章 結構設計及計算 .63.1 驅動電機選型計算 63.1.1 運動參數(shù)計算 .63.1.2 受力分析 .73.1.3 電機選型 .83.2 聯(lián)軸器型號選擇 .103.3 蝸桿傳動設計與計算 .113.3.1 蝸桿材料選擇 113.3.2 蝸桿受力分析計算 113.3.3 蝸桿與蝸輪強度設計計算 133.3.4 蝸桿與蝸輪的主要設計參數(shù)和幾何參數(shù) 143.3.5 蝸桿傳動效率和熱平衡校核 163.4 小車前軸軸系設計與計算 .173.4.1 前軸軸系設計分析說明 173.4.2 前軸軸系的裝配簡圖 173.4.3 擬定前輪軸系裝配方案并確定軸段尺寸參數(shù) 173.4.4 求解軸所受的載荷 183.5 小車后軸軸系設計與計算 .203.5.1 后軸軸系設計分析說明 203.5.2 后軸軸系的裝配簡圖 203.5.3 擬定后輪軸系裝配方案并確定軸段尺寸參數(shù) 213.5.4 求解軸所受的載荷 213.6 滾動軸承的設計與計算 263.6.1 前輪滾動軸承設計驗算 263.6.2 蝸桿軸軸承設計驗算 273.6.3 后輪軸軸承設計驗算 293.7 齒輪齒條設計與計算 303.7.1 選定齒輪類型、精度等級、材料 .303.7.2 齒輪強度計算與校核 .303.7.3 按齒根彎曲疲勞強度校核 .343.8 車體的有限元分析 35第四章 成本估算 .384.1 設備成本估算 384.2 設備安全評估 384.3 設備操作規(guī)范 39結論與展望 40參考文獻 41致 謝 421第一章 緒論1.1齒輪傳動的意義齒輪傳動是機械傳動中最主要的一類傳動，它傳動的形式很多，應用廣泛，傳遞的功率可達數(shù)十萬千瓦。齒輪傳動的主要特點是：(1)普通機械傳動效率高，其中齒輪傳動效率最高。這對于高功率傳輸非常重要。 因為即使效率只提高了 1%，也具有很大的經(jīng)濟意義。（2）壽命長，設計可靠 （3）結構緊湊，在相同的工作條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸是很小的。 （4）傳輸比穩(wěn)定是傳輸性能的基本要求。齒輪傳動的廣泛應用，也正是由于這一特點 。??11.2齒輪小車的控制結構在齒輪小車的系統(tǒng)中，包含硬件系統(tǒng)和軟件系統(tǒng)。硬件系統(tǒng)包括雙軌道、齒輪小車、槽輪、齒輪、電機、蝸輪蝸桿、萬向輪、傳感器等。軟件系統(tǒng)主要包括自動智能控制和遠程計算機控制等。小車的控制主要有兩種方式：1）人工控制，人工控制指的是通過人為來確定小車運動的狀態(tài)、小車運動的速度以及小車運動的位置信息等指定為一定的參數(shù)，通過人為給定相應的參數(shù)，從來實現(xiàn)控制小車的運動。 2）智能控制，它主要是指電控氣動，即電磁閥接受電控單元發(fā)出的命令進行相應的動作，通過在計算機上輸入相應的控制參數(shù)來實現(xiàn)相應的自動化和智能化。1.3 運料小車的發(fā)展最初運料小車依靠的是人力來實現(xiàn)物料的轉移，而且運輸機構多為物料小車。隨著現(xiàn)代工業(yè)設備的自動化程度的增加，越來越多的運料小車采用鐵軌式小車和人工之間的配合。然而目前國內最先進的運料小車仍是采用鐵軌式小車和 PLC 的結合。在現(xiàn)代化工業(yè)生產(chǎn)中，為了提高勞動生產(chǎn)率，降低成本，減輕工人的勞動負擔，要求整個工藝生產(chǎn)過程全盤自動化，這就離不開自動化智能化的控制系統(tǒng)。自動化智2能化的控制系統(tǒng)是整個生產(chǎn)線的靈魂，對整個生產(chǎn)線起著指揮作用。一旦控制系統(tǒng)出現(xiàn)故障，輕者影響生產(chǎn)線的繼續(xù)進行，重者甚至發(fā)生人生安全事故，這樣將給企業(yè)造成重大損失。 送料小車是基于 PLC 控制系統(tǒng)來設計的，控制系統(tǒng)的每一步動作都直接作用于送料小車的運行，因此，送料小車性能的好壞與控制系統(tǒng)性能的好壞有著直接的關系。送料小車能否正常運行、工作效率的高低都與控制系統(tǒng)密不可分。3第二章 總體設計方案2.1 方案分析本次設計小車的運行軌道為環(huán)形軌道，其轉彎半徑較小。因此在轉向過程中就必須考慮軌道內側車輪與軌道外側車輪的轉速不一致的現(xiàn)象。所以必須設計為內側車輪與外側車輪可不同步轉動的結構形式。差速原理如下圖所示 。??2圖 2-1 轉彎差速原理圖由于 （2-11RWV??22??1）:內側軌道半徑:外側軌道半徑2R:內側車輪的輪緣線速度1V:外側車輪的輪緣線速度2:車轉彎是的角速度W顯然 ，由此應考慮差速設計12V＞2.2 單電機設計方案采用單電機設計方案，不可避免的需要在小車后橋布置差速器，而且電機的動力應該經(jīng)過至少一次減速傳動，再通過車軸傳遞給差速器，最后由差速器將動力分4配給內側和外側兩側的車輪，其原理圖如下所示：圖 2-2 單電機設計原理圖2.3 雙電機設計方案采用雙電機后驅設計，將兩個電機分別布置在運料小車的后橋的左右兩側，電機通過一次嚙合減速，或者多次嚙合減速后，將動力傳遞給各自所對應的車輪，其原理圖如下所示。圖 2-3 雙電機設計原理圖2.4 傳動方案的確定綜合分析上述兩種布置方案，單電機設計成本低，小車的運動能得到滿足，且小車設計比較簡潔，能大量減輕小車的重量，相比于雙電機能承載更多的物料。雖然其傳動動力沒有雙電機大，但考慮到此設計的應用和成本的控制問題，采用第一種布置方案，即單電機后驅設計傳動。52.5 小車參數(shù)的確定本畢業(yè)設計需要設計一輛用于工廠生產(chǎn)的零部件運料小車，能夠滿足基本的結構強度要求，工作工況要求和使用壽命要求，可以在水平面上的環(huán)形齒輪軌道上順利運行。由于本設計應用了齒形軌道，且固定在軌道的側面上因此不必考慮小車在行駛過程中的轉向要求。小車的設計參數(shù)如下額定負載：30kg最大負載：≤50kg運料小車車身的長度：400mm運料小車車身的寬度：400mm小車轉彎半徑：≥100cm運料小車的平均行駛速度：100mm/s小車最大速度：≤1m/s6第三章 結構設計及計算3.1 驅動電機選型計算考慮到 PLC 芯片對于運料小車控制的靈敏性以及精確性，一般采用直流伺服電機。查閱《機械設計師手冊》 ，可得出如下直流伺服電機選型計算依據(jù)。3.1.1 運動參數(shù)計算由于小車平均速度為 100mm/s,所以車輪的轉速為(3-1） dvn?10?式中 :車輪的轉速1n:小車平均速度 100mm/sv:車輪軸的直徑 140mm/sd所以 =22.8r/min1n選擇單頭蝸桿，60 齒的蝸輪，其傳動比為(3-2）12zi?式中 :蝸輪蝸桿傳動比i:蝸桿的齒數(shù) 11z:蝸輪的齒數(shù) 602故 i=60電機的轉速為(3-3）in??10式中 :電機的轉速0n:車輪的轉速 22.8r/min1:蝸輪蝸桿傳動比 60i7故 =1368r/min0n3.1.2 受力分析運料小車的受力分析如下，小車的自重為 p(3-4）abhp??式中 P:小車的自重:材料系數(shù)?mN/10875.44?:小車的寬度 400mma:小車的長度 400mmb:小車地板的厚度 20mmh故 P=134N承載重物的重力（3-5）mgG?式中 G:承載重物的重力:承載重物的質量 30Kgm:重力系數(shù) 9.8N/Kgg故 G=294N由平衡方程可得以下方程（3-6）020?????GpFcaz有（3-7）17.5.6. PMZ有（3-8）ba（3-9）dcF?其中 :后輪所受的橫向壓力aF:后輪所受的徑向壓力b8:前輪所受的橫向壓力cF:前輪所受的徑向壓力d:承載重物的重力 294NG:小車的自重為 134Np故可得 , 。NFba5.143?NFdc4.75?后輪受到的滾動力矩為（3-10）aMf??mx式中 :額定滾動力矩f:最大的滾動力矩maxM:調整系數(shù) 0.006?:后輪所受的橫向壓力aF故 =0.861N/mmx受到的牽引力為(3-11）vdMF??max式中 :受到的牽引力F:最大的滾動力矩 0.861N/mmaxM:小車的滾動速度 0.07v/sv:力矩到作用點的距離 1md故 F=12.3N3.1.3 電機選型（1） 電機軸的輸出力矩計算(3-12）108.92???GyuWDFTd式中 ：電機軸的輸出力矩d9：軸心對應 y 軸上的距離 0.8 m y：轉動慣量 143.5N w:速比系數(shù) 0.15 U:受到的牽引力 12.3N F:增速比 60G故 Td=0.601 mN?（2）電機軸的負載慣性（3-13）??43122JGJd?????????其中 ：電機軸的負載慣性dJ:增速比 60G:車輪的轉動慣量 0.015kg1 m?:蝸桿的轉動慣量 0.000021kg2J:蝸輪的轉動慣量 0.011kg3 ?:蝸輪軸的轉動慣量 0.025156kg4J m故 =0.00003521kgd?（3）電機的選擇根據(jù)額定轉矩和轉動慣量可查閱《機械設計手冊》 ，選擇如下的電機型號：， =2260， 直徑 60mm， 石墨電刷 80w， =1290 。ONMA?FmJ2cg?（4）空載加速性能分析最大空載加速轉矩發(fā)生在運料小車攜帶工件，從靜止加速到電機最高轉速時所用的轉矩，也是電機的最大輸出轉矩 。axT（3-14）?J?max式中 :電機的最大輸出轉矩maxTJ:電機的轉動慣量 0.91:電機軸的偏轉角度 1??10故 mNT??91.0max加速時間（3-15）maT4?其中 ：加速時間aT：時間常數(shù) 19msm故 sa076.?3.2 聯(lián)軸器型號選擇選擇聯(lián)軸器的類型時應該根據(jù)使用要求和工作條件來確定，一般可以通過如下幾點來考慮：（1）工作轉速的高低，一般不能超過相應聯(lián)軸器的許用轉速。 （2）傳遞轉矩的大小和性質以及對緩沖、減振方面的要求。 （3）聯(lián)軸器的制造、安裝、維護和成本，工作環(huán)境以及使用壽命等 。 （4）由制造、安裝誤差，軸受載變形等引??3起的兩軸線相對位移程度。通過上述的敘述，由于本設計的運料小車電機功率小，傳遞扭矩小，沒有特殊的緩沖減振需求；而且不要求較高的安裝精度，因此選用鍵連接套筒聯(lián)軸器。設計如下圖所示的結構。圖 3-1 聯(lián)軸器結構圖按銷釘?shù)募羟袕姸刃：擞嬎?1（3-16）][8??ZDKTdm?銷釘選用 45 號鋼，其材料常數(shù)為 ， ，硬度為MPab637?Pas35??217~255HBS。式中 d 為實際的軸徑：銷釘?shù)脑S用切應力???a478：選擇過載限制系數(shù) 1.6k：電機軸的轉矩TmN?601.：聯(lián)軸器直徑 12mmmDZ:接觸面的個數(shù) 1故 d067.2?取 d=5mm 即可滿足強度要求。3.3 蝸桿傳動設計與計算查閱《機械設計師手冊》 ，根據(jù)實際需求，選擇普通圓柱漸開線蝸桿。這種蝸桿可以通過磨削加工，容易保證加工精度，傳動效率較高。3.3.1 蝸桿材料選擇蝸輪采用整體普通鑄造，材料使用灰鑄鐵 HT200 即可，采用金屬模鑄造。蝸桿要求表面硬度和耐磨性較高，故選用材料 40Cr，應采用表面淬火處理，以增加蝸桿的表面耐磨性能。3.3.2 蝸桿受力分析計算計算蝸輪受到的轉矩 2T（3-17）26105.9np??式中 ：蝸輪受到的轉矩2T12：電機的輸出功率 0.056w2p：電機的轉速 23.51r/minn故 mNT??7482圖 3-2 蝸桿受力分析蝸桿與蝸輪上受到的各力的大小為（3-18）?20tan22111rtatFdT?式中 ：蝸輪所受的軸向力1tF：蝸輪所受的周向力2a：蝸桿所受到的徑向力1：蝸輪所受到的徑向力2tF：蝸桿所受的軸向力1r：蝸輪所受的軸向力2r:蝸桿所受到的扭矩 6011TmN/:蝸輪所受到的扭矩 23101213計算得 =53.7N， , 。21atF?NFta2.59621?NFr0.2171?3.3.3 蝸桿與蝸輪強度設計計算根據(jù)漸開線蝸桿傳動的設計準則，按照齒根彎曲疲勞強度進行設計。蝸輪輪齒因彎曲強度不足而失效的情況，多數(shù)發(fā)生在蝸輪齒數(shù)較多或漸開線傳動中。 齒根彎曲疲勞強度公式為：（3-19）??YZkTdmaFv??2][53.12（3-20）vAk???式中 ：載荷分布不均勻系數(shù) 1?k:使用系數(shù) A15.：傳動載荷系數(shù)v.故可得 26.k?40Cr 普通漸開線蝸輪的許用彎曲應力 MPaF48][??蝸輪當量齒數(shù)為（3-21）rZvv3cos2?式中 ：蝸桿的當量齒數(shù) 58.97vZ：蝸輪當量齒數(shù)2:蝸輪齒數(shù) 60:蝸輪齒偏角為?''4813?計算得 2.?vZ由 ,查閱機械設計手冊可得齒形系數(shù)60,22VX 3.2?aFY螺旋角系數(shù) 973.為?Y14故可得 ??YZkTdmaFv??2][53.12根據(jù)手冊，可查得其它幾何尺寸計算公式，最終經(jīng)計算取推薦值后的數(shù)據(jù)如下。中心距 ,模數(shù) m=1.25mm，分度圓直徑 ， ，蝸桿頭a50? md4.21?d3512?數(shù) ，蝸輪齒數(shù) 。1z602z3.3.4 蝸桿與蝸輪的主要設計參數(shù)和幾何參數(shù)（1）蝸桿參數(shù)軸向齒距(3-22）mPa??式中 ：軸向齒距ap：蝸輪模數(shù)為 1.25m故 a925.3?齒頂圓直徑（3-23）mhada???21式中 ：齒頂圓直徑1ad：蝸輪模數(shù) 1.25m：分度圓直徑 22.4mm1：齒頂高系數(shù) 1ah故 =24.9mm1d齒根圓直徑 （3-24）)(21cmhadf ????式中 ：齒根圓直徑1fd：分度圓直徑 22.4mm15：齒頂高系數(shù) 1ah故 mdf275.91?蝸桿軸向齒厚 （3-25）ma??21?式中 ：蝸桿軸向齒厚 a?m：蝸桿模數(shù) 1.25計算得 ma9625.1?（2）蝸輪參數(shù)蝸輪分度圓直徑（3-26）2zd?式中 :蝸輪分度圓直徑2dm：蝸輪模數(shù) 1.25:蝸輪齒數(shù) 602z故 d5.7?蝸輪齒頂圓直徑（3-27）)(222 xhamda??式中 為蝸輪齒頂圓直徑2ad:蝸輪分度圓直徑 77.5m:蝸輪模數(shù) 1.25:蝸輪齒數(shù) 602z故 mda1.802?蝸輪齒根圓直徑（3-28）)(222 ?????cxhamdf16式中 :蝸輪齒根圓直徑2fd:蝸輪分度圓直徑 77.5m:蝸輪模數(shù) 1.25:蝸輪齒數(shù) 62z:齒頂高系數(shù) 1?ah故 mdf475.2?3.3.5 蝸桿傳動效率和熱平衡校核（1）蝸桿傳動效率計算蝸桿的傳動效率公式為（3-29）321y?（3-30）)tan(1v???其中 :蝸桿傳動嚙合效率1y:當量摩擦角v?'43?:蝸輪偏向角度?'80?故 =74.95%1y:攪油損耗效率，本設計不采用任何潤滑故無攪油損耗取為 12:軸承效率取為3y98.0故得 %45.7?（2）熱平衡校核對于連續(xù)傳動的閉式蝸桿傳動，考慮到溫開過高破壞潤滑條件，而引發(fā)的傳動破壞。而本次設計開式無潤滑的傳動形式，故無需驗證熱平衡性。173.4 小車前軸軸系設計與計算3.4.1 前軸軸系設計分析說明軸的設計包括軸的結構設計和軸的計算。軸的計算主要包括了強度計算、軸的剛度計算和軸的臨界轉速計算。軸的設計原則是，在滿足結構要求和強度剛度要求的條件下，設計出尺寸小、重量輕、安全可靠，工藝上經(jīng)濟合理，便于維護檢修的的軸。本論文設計的運料小車前輪軸只承受彎矩，而不承受扭矩，因此屬于心軸，其設計計算，應該按照心軸設計原則進行 。??43.4.2 前軸軸系的裝配簡圖根據(jù)軸的應力狀態(tài)和運料車的具體幾何尺寸，確定出前軸的合理外形和各個軸段的直徑、長度以及其局部的細節(jié)結構?？紤]到前軸的承載性質、載荷大小、載荷方向以及整個小車的傳動布局，軸上零件的布置與固定方式，軸承的類型及尺寸，軸的毛坯材料及毛坯的類型，制造工藝及裝配工藝等因素，最終得到如下圖所示的前軸軸系的裝配簡圖.圖 3-3 前軸軸系裝配簡圖3.4.3 擬定前輪軸系裝配方案并確定軸段尺寸參數(shù)（1）擬定裝配方案裝配方案是：從軸的左端先安裝左側軸承，軸承右端軸肩定位，軸承左端軸用彈性擋圈固定，并且通過孔用彈性擋圈將左側車輪與左側軸承固定；再將軸從右端穿過支架，并且用普通平鍵和雙圓螺母將軸固定在支架上，最后通過兩個軸用彈性18擋圈和一個孔用彈性擋圈將右側車輪固定在軸上。這樣通過裝配以及定位要求，就可以初步確定各軸段的尺寸。（2）確定軸段尺寸參數(shù)由于運料小車工作載荷低，工況良好，軸承不承受軸向載荷，因此初步選擇普通球軸承。運料小車前輪軸只受彎矩的作用，主要承受徑向力而軸向力較小，故選用單列深溝球軸承。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查得 6004 型軸承的定位軸肩高度 h =2.5mm,因此取 dⅣ =25mm。取安裝左、右輪轂處的軸段Ⅵ的直徑 dⅥ = 30mm;輪轂的左端采用軸肩定位，右端用雙圓螺母夾緊輪轂。已知輪轂的寬度為 34mm，為了使螺母端面可靠地壓緊左右輪轂，此軸段應略短于輪轂的寬度。故取 lⅥ =32mm。左右輪轂的左段采用軸肩定位，軸肩高度 h 0.07 d 取 h =3mm。其余尺寸根據(jù)前輪軸上關于左右輪轂結合面基本對稱可任意確定尺寸 。??5（3）軸上零件的周向定位輪轂與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。同時為了保證左右輪轂與軸配合有良好的對中性,故選擇左右輪轂與軸的配合 H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的,選軸的直徑尺寸公差為 j 7。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 1x45°,各軸肩處的圓角半徑為 R 1。3.4.4 求解軸所受的載荷由于本畢業(yè)設計的軸長度短，撓曲變形小，因此只進行軸的靜強度計算。對于靜強度計算，不可避免的需要作軸的彎矩和剪力圖。因此，有必要首先求解軸所受到的載荷。根據(jù)軸的實際設計形狀，進行抽象，將其視為簡支梁模型。其模型圖和彎矩圖如下所示。圖 3-4 車前軸彎矩圖19（1）按軸彎矩圖校核軸的強度（3-31）CF?（3-32）211式中 :A 端的支反力1F:B 端的支反力2:軸所受的力 75.4Nc故可得 NF7.321?（3-33）1LFMc??式中 :A 端所承受的彎矩cM:A 端的支反力 37.7N1F:力到作用點的距離 40mmL故可得 mNc??508（2）按彎曲應力校核軸的強度按照彎曲應力校核軸強度時，一般選擇軸的危險截面，常見的危險截面有彎矩最大截面和軸徑最小截面，經(jīng)分析，彎矩最大截面 C 面上的彎曲應力大于最小軸徑截面，故只對 C 截面進行校核。對于最大彎矩截面 C（3-34）][1????WMac式中 :45 鋼調質處理屈服極限??1??Pa60:A 端所承受的彎矩為 1508MmN?W :彎矩模量（3-35）dtbW2)(3???沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 第三章 結構設計及計算20式中 d:軸的直徑 30mmb:重心所對應的橫坐標值 8mmt:重心所對應的縱坐標值 4mm故 W=2288.84 3m故可得 ][6.01?????MPaca經(jīng)計算滿足強度要求，前文已經(jīng)敘述不再進行剛度計算、撓曲計算和臨界轉速計算。3.5 小車后軸軸系設計與計算3.5.1 后軸軸系設計分析說明本論文設計的運料小車后輪軸同時承受彎矩和扭矩作用，因此屬于傳動軸，其設計計算，應該按照傳動軸設計原則進行。圖 3-5 傳動系統(tǒng)圖3.5.2 后軸軸系的裝配簡圖根據(jù)軸的應力狀態(tài)和運料車的具體幾何尺寸，確定出前軸的合理外形和各個軸段的直徑、長度以及其局部的細節(jié)結構。考慮到前軸的承載性質、載荷大小、載荷方向以及整個小車的傳動布局，軸上零件的布置與固定方式，軸承的類型及尺寸，軸的毛坯材料及毛坯的類型，制造工藝及裝配工藝等因素，最終得到如下圖所示的運料小車后軸的軸系裝配簡圖 。??6沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 第三章 結構設計及計算21圖 3-6 后軸的軸系裝配簡圖3.5.3 擬定后輪軸系裝配方案并確定軸段尺寸參數(shù)（1）擬定裝配方案裝配方案是：先將軸從左側穿過左側的支架孔，并且通過深溝球軸承將軸和支架轉動連接；再從軸的右端安裝蝸輪，蝸輪左側通過軸肩定位，蝸輪通過普通平鍵周向定位，并且通過雙圓螺母軸向固定；再通過軸承將軸與右側的支架轉動連接；最后通過軸承安裝兩個車輪。這樣通過裝配以及定位要求，就可以初步確定各軸段的尺寸 。??7（2）確定軸段尺寸參數(shù)初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由《機械工程師設計手冊》查得 6206 型軸承的定位軸肩高度 h =3mm，因此，取 dⅣ =36mm。軸用彈性擋圈為標準件。為了使軸端擋圈可靠地壓緊輪輻，此軸段應略短于輪輻的寬度，故取 dⅥ =26mm。其余尺寸根據(jù)零件的結構和裝配要求可任意選取 。??8（3）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 1x45°，各軸肩處的圓角半徑為 1 R 。3.5.4 求解軸所受的載荷圖 3-7 后軸的軸系受力圖沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 第三章 結構設計及計算22圖 3-8 后軸的軸系縱向受力圖圖 3-9 后軸的軸系縱向彎矩圖圖 3-10 后軸的軸系簡化受力圖圖 3-11 后軸的軸系橫軸方向彎矩圖圖 3-12 后軸的軸系縱軸方向彎矩圖沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 第三章 結構設計及計算23圖 3-13 后軸的軸系承受的彎矩圖（a）由水平面受力簡圖可得后輪軸上的尺寸 ， 。由水平面受力簡圖可得 A ，BmL281?403的支反力為（3-36）211Fthn式中 ：軸所受到的力 596.2N2tF：A 端的支反力1hn：B 端的支反力2故可得 NFhn1.29811?集中力作用截面的彎矩為（3-37）1LFMnhd??（3-38）0ba式中 ：集中力作用截面的彎矩hdM為 A 跟 B 兩端的距離 28mm1L：A 端的支反力 298.1N1hnF：A 端的彎矩 0a：B 端的彎矩 0hbM故可得 =8346.8dmN?（b）由靜力平衡方程求 A,B 支座的支反力沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 第三章 結構設計及計算24（3-39）2DFMa?式中 ：A 處的彎矩aM：C 處所承受的徑向力 53.7N2FD：軸的長度 80mm故可得 =2128Na由靜力平衡方程可得一下方程（3-40）0??AM（3-41）0)2(311122 ??????? LFLFhvar式中 ：A 端所承受的總彎矩M：A 跟 B 兩端的距離 28mm1L：C 跟 B 兩端的距離 28mm2：C 跟 D 兩端的距離 40mm3：A 處的彎矩 2128NaM故可得 NFhv4.1232??（3-42）0??yF（3-43）221??rhv式中 ：A 端的支反力 298.1N1hnF：B 端的支反力 298.1N2：Y 軸方向的總受力y?：C 處的徑向力2rFN4.123故可得 hv9.71?在 AD 段時，彎矩 M（ ）為1X沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 第三章 結構設計及計算25其中 0 28 （3-44）119.72)(1 XFXMhv?? 1X式中 M（ ）：AD 段的彎矩：B 處所承受的徑向力 172.9N1hvF在 DB 段時，彎矩 M（ ）為2X（3-45）?MXFrhv???222)8()(M（ ）=7162.5-21.4 其中 0 28 （3-46）2式中 M（ ）：DB 段的彎矩X：C 處所承受的徑向力 123.4N2hvF：變形最大處的彎矩?在 BC 段時，彎矩 M（ ）為3X其中 0 40 （3-47）335.14)(F?? 3X（3-48）0vca式中 ：左端的彎矩vd：右端的彎矩M故可得 ， ，m2.481??Nvd左 mNMvd??5.7162右 mNMvb??0.691由上求 A,B,C,D 截面的總彎矩 M（3-49）0ca（3-50）221左vdhd??（3-51）2右式中 ：左端的彎矩vdMmN?.48：右端的彎矩 ?5.716故可得 ， ， ，veb?302mNMd??2.9561 m5.9642??NMd摘 要此次設計的齒輪小車在環(huán)形軌道上運動，是工廠里運料小車及傳送小車未來發(fā)展的模型，也是一種提高市場生產(chǎn)力和社會進步的基本設備之一。本創(chuàng)新設計在車間可以全程實現(xiàn)自動化不需工人在車間工作，可以通過遠程的信號來控制小車的速度和運料小車的開關,達到既省時省力又安全的效果。隨著智能化和車間自動化的發(fā)展，目前車間里的運料小車會逐步實現(xiàn)自動化，因此此產(chǎn)品的設計會進一步提高機械自動化水平，改善勞動條件，提高生產(chǎn)率等。在我們的實際生產(chǎn)生活中，該設計還應該具有智能化、遠程化、無人化的操作優(yōu)點，比如說將該小車控制系統(tǒng)接入互聯(lián)網(wǎng)之中，或者與多臺控制器連接組成局域網(wǎng)，讓生產(chǎn)系統(tǒng)與控制系統(tǒng)之間以及系統(tǒng)自生的信息交換更加準確、方便快捷。這可以在一定程度上提高生產(chǎn)系統(tǒng)的生產(chǎn)效率、安全性和適用性。關鍵詞： 齒輪小車； 環(huán)形軌道； 自動化智能車間AbstractThe gear trolley designed to move on the ring track is a model for the future development of the factory transport car and transport car, and is also one of the basic equipment for improving market productivity and social progress. The innovative design can realize the automation in the workshop all the time without the workers working in the workshop, and can control the speed of the trolley and the switch of the transport car through the remote signal, and achieve the effect of saving time, labor and safety.With the development of intelligence and workshop automation, the carts in the workshop will gradually realize automation. Therefore, the design of this product will further improve the level of mechanical automation, improve working conditions, increase productivity and so on.In our actual production life , the design should also have the advantages of intelligent , remote and unmanned operation , for example , connecting the trolley control system to the Internet , or connecting with multiple controllers to form a local area network , so that the information exchange between the production system and the control system and the self - generated system is more accurate , and the production efficiency , safety and applicability of the production system can be improved to a certain extent .Key words: gear trolley; ring track; automatic intelligent workshop目錄第一章 緒論 .11.1 齒輪傳動的意義 11.2 齒輪小車的控制結構 11.3 運料小車的發(fā)展 1第二章 總體設計方案 .32.1 方案分析 32.2 單電機設計方案 32.3 雙電機設計方案 42.4 傳動方案的確定 42.5 小車參數(shù)的確定 5第三章 結構設計及計算 .63.1 驅動電機選型計算 63.1.1 運動參數(shù)計算 .63.1.2 受力分析 .73.1.3 電機選型 .83.2 聯(lián)軸器型號選擇 .103.3 蝸桿傳動設計與計算 .113.3.1 蝸桿材料選擇 113.3.2 蝸桿受力分析計算 113.3.3 蝸桿與蝸輪強度設計計算 133.3.4 蝸桿與蝸輪的主要設計參數(shù)和幾何參數(shù) 143.3.5 蝸桿傳動效率和熱平衡校核 163.4 小車前軸軸系設計與計算 .173.4.1 前軸軸系設計分析說明 173.4.2 前軸軸系的裝配簡圖 173.4.3 擬定前輪軸系裝配方案并確定軸段尺寸參數(shù) 173.4.4 求解軸所受的載荷 183.5 小車后軸軸系設計與計算 .203.5.1 后軸軸系設計分析說明 203.5.2 后軸軸系的裝配簡圖 203.5.3 擬定后輪軸系裝配方案并確定軸段尺寸參數(shù) 213.5.4 求解軸所受的載荷 213.6 滾動軸承的設計與計算 263.6.1 前輪滾動軸承設計驗算 263.6.2 蝸桿軸軸承設計驗算 273.6.3 后輪軸軸承設計驗算 293.7 齒輪齒條設計與計算 303.7.1 選定齒輪類型、精度等級、材料 .303.7.2 齒輪強度計算與校核 .303.7.3 按齒根彎曲疲勞強度校核 .343.8 車體的有限元分析 35第四章 成本估算 .384.1 設備成本估算 384.2 設備安全評估 384.3 設備操作規(guī)范 39結論與展望 40參考文獻 41致 謝 421第一章 緒論1.1齒輪傳動的意義齒輪傳動是機械傳動中最主要的一類傳動，它傳動的形式很多，應用廣泛，傳遞的功率可達數(shù)十萬千瓦。齒輪傳動的主要特點是：(1)普通機械傳動效率高，其中齒輪傳動效率最高。這對于高功率傳輸非常重要。 因為即使效率只提高了 1%，也具有很大的經(jīng)濟意義。（2）壽命長，設計可靠 （3）結構緊湊，在相同的工作條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸是很小的。 （4）傳輸比穩(wěn)定是傳輸性能的基本要求。齒輪傳動的廣泛應用，也正是由于這一特點 。??11.2齒輪小車的控制結構在齒輪小車的系統(tǒng)中，包含硬件系統(tǒng)和軟件系統(tǒng)。硬件系統(tǒng)包括雙軌道、齒輪小車、槽輪、齒輪、電機、蝸輪蝸桿、萬向輪、傳感器等。軟件系統(tǒng)主要包括自動智能控制和遠程計算機控制等。小車的控制主要有兩種方式：1）人工控制，人工控制指的是通過人為來確定小車運動的狀態(tài)、小車運動的速度以及小車運動的位置信息等指定為一定的參數(shù)，通過人為給定相應的參數(shù)，從來實現(xiàn)控制小車的運動。 2）智能控制，它主要是指電控氣動，即電磁閥接受電控單元發(fā)出的命令進行相應的動作，通過在計算機上輸入相應的控制參數(shù)來實現(xiàn)相應的自動化和智能化。1.3 運料小車的發(fā)展最初運料小車依靠的是人力來實現(xiàn)物料的轉移，而且運輸機構多為物料小車。隨著現(xiàn)代工業(yè)設備的自動化程度的增加，越來越多的運料小車采用鐵軌式小車和人工之間的配合。然而目前國內最先進的運料小車仍是采用鐵軌式小車和 PLC 的結合。在現(xiàn)代化工業(yè)生產(chǎn)中，為了提高勞動生產(chǎn)率，降低成本，減輕工人的勞動負擔，要求整個工藝生產(chǎn)過程全盤自動化，這就離不開自動化智能化的控制系統(tǒng)。自動化智2能化的控制系統(tǒng)是整個生產(chǎn)線的靈魂，對整個生產(chǎn)線起著指揮作用。一旦控制系統(tǒng)出現(xiàn)故障，輕者影響生產(chǎn)線的繼續(xù)進行，重者甚至發(fā)生人生安全事故，這樣將給企業(yè)造成重大損失。 送料小車是基于 PLC 控制系統(tǒng)來設計的，控制系統(tǒng)的每一步動作都直接作用于送料小車的運行，因此，送料小車性能的好壞與控制系統(tǒng)性能的好壞有著直接的關系。送料小車能否正常運行、工作效率的高低都與控制系統(tǒng)密不可分。3第二章 總體設計方案2.1 方案分析本次設計小車的運行軌道為環(huán)形軌道，其轉彎半徑較小。因此在轉向過程中就必須考慮軌道內側車輪與軌道外側車輪的轉速不一致的現(xiàn)象。所以必須設計為內側車輪與外側車輪可不同步轉動的結構形式。差速原理如下圖所示 。??2圖 2-1 轉彎差速原理圖由于 （2-11RWV??22??1）:內側軌道半徑:外側軌道半徑2R:內側車輪的輪緣線速度1V:外側車輪的輪緣線速度2:車轉彎是的角速度W顯然 ，由此應考慮差速設計12V＞2.2 單電機設計方案采用單電機設計方案，不可避免的需要在小車后橋布置差速器，而且電機的動力應該經(jīng)過至少一次減速傳動，再通過車軸傳遞給差速器，最后由差速器將動力分4配給內側和外側兩側的車輪，其原理圖如下所示：圖 2-2 單電機設計原理圖2.3 雙電機設計方案采用雙電機后驅設計，將兩個電機分別布置在運料小車的后橋的左右兩側，電機通過一次嚙合減速，或者多次嚙合減速后，將動力傳遞給各自所對應的車輪，其原理圖如下所示。圖 2-3 雙電機設計原理圖2.4 傳動方案的確定綜合分析上述兩種布置方案，單電機設計成本低，小車的運動能得到滿足，且小車設計比較簡潔，能大量減輕小車的重量，相比于雙電機能承載更多的物料。雖然其傳動動力沒有雙電機大，但考慮到此設計的應用和成本的控制問題，采用第一種布置方案，即單電機后驅設計傳動。52.5 小車參數(shù)的確定本畢業(yè)設計需要設計一輛用于工廠生產(chǎn)的零部件運料小車，能夠滿足基本的結構強度要求，工作工況要求和使用壽命要求，可以在水平面上的環(huán)形齒輪軌道上順利運行。由于本設計應用了齒形軌道，且固定在軌道的側面上因此不必考慮小車在行駛過程中的轉向要求。小車的設計參數(shù)如下額定負載：30kg最大負載：≤50kg運料小車車身的長度：400mm運料小車車身的寬度：400mm小車轉彎半徑：≥100cm運料小車的平均行駛速度：100mm/s小車最大速度：≤1m/s6第三章 結構設計及計算3.1 驅動電機選型計算考慮到 PLC 芯片對于運料小車控制的靈敏性以及精確性，一般采用直流伺服電機。查閱《機械設計師手冊》 ，可得出如下直流伺服電機選型計算依據(jù)。3.1.1 運動參數(shù)計算由于小車平均速度為 100mm/s,所以車輪的轉速為(3-1） dvn?10?式中 :車輪的轉速1n:小車平均速度 100mm/sv:車輪軸的直徑 140mm/sd所以 =22.8r/min1n選擇單頭蝸桿，60 齒的蝸輪，其傳動比為(3-2）12zi?式中 :蝸輪蝸桿傳動比i:蝸桿的齒數(shù) 11z:蝸輪的齒數(shù) 602故 i=60電機的轉速為(3-3）in??10式中 :電機的轉速0n:車輪的轉速 22.8r/min1:蝸輪蝸桿傳動比 60i7故 =1368r/min0n3.1.2 受力分析運料小車的受力分析如下，小車的自重為 p(3-4）abhp??式中 P:小車的自重:材料系數(shù)?mN/10875.44?:小車的寬度 400mma:小車的長度 400mmb:小車地板的厚度 20mmh故 P=134N承載重物的重力（3-5）mgG?式中 G:承載重物的重力:承載重物的質量 30Kgm:重力系數(shù) 9.8N/Kgg故 G=294N由平衡方程可得以下方程（3-6）020?????GpFcaz有（3-7）17.5.6. PMZ有（3-8）ba（3-9）dcF?其中 :后輪所受的橫向壓力aF:后輪所受的徑向壓力b8:前輪所受的橫向壓力cF:前輪所受的徑向壓力d:承載重物的重力 294NG:小車的自重為 134Np故可得 , 。NFba5.143?NFdc4.75?后輪受到的滾動力矩為（3-10）aMf??mx式中 :額定滾動力矩f:最大的滾動力矩maxM:調整系數(shù) 0.006?:后輪所受的橫向壓力aF故 =0.861N/mmx受到的牽引力為(3-11）vdMF??max式中 :受到的牽引力F:最大的滾動力矩 0.861N/mmaxM:小車的滾動速度 0.07v/sv:力矩到作用點的距離 1md故 F=12.3N3.1.3 電機選型（1） 電機軸的輸出力矩計算(3-12）108.92???GyuWDFTd式中 ：電機軸的輸出力矩d9：軸心對應 y 軸上的距離 0.8 m y：轉動慣量 143.5N w:速比系數(shù) 0.15 U:受到的牽引力 12.3N F:增速比 60G故 Td=0.601 mN?（2）電機軸的負載慣性（3-13）??43122JGJd?????????其中 ：電機軸的負載慣性dJ:增速比 60G:車輪的轉動慣量 0.015kg1 m?:蝸桿的轉動慣量 0.000021kg2J:蝸輪的轉動慣量 0.011kg3 ?:蝸輪軸的轉動慣量 0.025156kg4J m故 =0.00003521kgd?（3）電機的選擇根據(jù)額定轉矩和轉動慣量可查閱《機械設計手冊》 ，選擇如下的電機型號：， =2260， 直徑 60mm， 石墨電刷 80w， =1290 。ONMA?FmJ2cg?（4）空載加速性能分析最大空載加速轉矩發(fā)生在運料小車攜帶工件，從靜止加速到電機最高轉速時所用的轉矩，也是電機的最大輸出轉矩 。axT（3-14）?J?max式中 :電機的最大輸出轉矩maxTJ:電機的轉動慣量 0.91:電機軸的偏轉角度 1??10故 mNT??91.0max加速時間（3-15）maT4?其中 ：加速時間aT：時間常數(shù) 19msm故 sa076.?3.2 聯(lián)軸器型號選擇選擇聯(lián)軸器的類型時應該根據(jù)使用要求和工作條件來確定，一般可以通過如下幾點來考慮：（1）工作轉速的高低，一般不能超過相應聯(lián)軸器的許用轉速。 （2）傳遞轉矩的大小和性質以及對緩沖、減振方面的要求。 （3）聯(lián)軸器的制造、安裝、維護和成本，工作環(huán)境以及使用壽命等 。 （4）由制造、安裝誤差，軸受載變形等引??3起的兩軸線相對位移程度。通過上述的敘述，由于本設計的運料小車電機功率小，傳遞扭矩小，沒有特殊的緩沖減振需求；而且不要求較高的安裝精度，因此選用鍵連接套筒聯(lián)軸器。設計如下圖所示的結構。圖 3-1 聯(lián)軸器結構圖按銷釘?shù)募羟袕姸刃：擞嬎?1（3-16）][8??ZDKTdm?銷釘選用 45 號鋼，其材料常數(shù)為 ， ，硬度為MPab637?Pas35??217~255HBS。式中 d 為實際的軸徑：銷釘?shù)脑S用切應力???a478：選擇過載限制系數(shù) 1.6k：電機軸的轉矩TmN?601.：聯(lián)軸器直徑 12mmmDZ:接觸面的個數(shù) 1故 d067.2?取 d=5mm 即可滿足強度要求。3.3 蝸桿傳動設計與計算查閱《機械設計師手冊》 ，根據(jù)實際需求，選擇普通圓柱漸開線蝸桿。這種蝸桿可以通過磨削加工，容易保證加工精度，傳動效率較高。3.3.1 蝸桿材料選擇蝸輪采用整體普通鑄造，材料使用灰鑄鐵 HT200 即可，采用金屬模鑄造。蝸桿要求表面硬度和耐磨性較高，故選用材料 40Cr，應采用表面淬火處理，以增加蝸桿的表面耐磨性能。3.3.2 蝸桿受力分析計算計算蝸輪受到的轉矩 2T（3-17）26105.9np??式中 ：蝸輪受到的轉矩2T12：電機的輸出功率 0.056w2p：電機的轉速 23.51r/minn故 mNT??7482圖 3-2 蝸桿受力分析蝸桿與蝸輪上受到的各力的大小為（3-18）?20tan22111rtatFdT?式中 ：蝸輪所受的軸向力1tF：蝸輪所受的周向力2a：蝸桿所受到的徑向力1：蝸輪所受到的徑向力2tF：蝸桿所受的軸向力1r：蝸輪所受的軸向力2r:蝸桿所受到的扭矩 6011TmN/:蝸輪所受到的扭矩 23101213計算得 =53.7N， , 。21atF?NFta2.59621?NFr0.2171?3.3.3 蝸桿與蝸輪強度設計計算根據(jù)漸開線蝸桿傳動的設計準則，按照齒根彎曲疲勞強度進行設計。蝸輪輪齒因彎曲強度不足而失效的情況，多數(shù)發(fā)生在蝸輪齒數(shù)較多或漸開線傳動中。 齒根彎曲疲勞強度公式為：（3-19）??YZkTdmaFv??2][53.12（3-20）vAk???式中 ：載荷分布不均勻系數(shù) 1?k:使用系數(shù) A15.：傳動載荷系數(shù)v.故可得 26.k?40Cr 普通漸開線蝸輪的許用彎曲應力 MPaF48][??蝸輪當量齒數(shù)為（3-21）rZvv3cos2?式中 ：蝸桿的當量齒數(shù) 58.97vZ：蝸輪當量齒數(shù)2:蝸輪齒數(shù) 60:蝸輪齒偏角為?''4813?計算得 2.?vZ由 ,查閱機械設計手冊可得齒形系數(shù)60,22VX 3.2?aFY螺旋角系數(shù) 973.為?Y14故可得 ??YZkTdmaFv??2][53.12根據(jù)手冊，可查得其它幾何尺寸計算公式，最終經(jīng)計算取推薦值后的數(shù)據(jù)如下。中心距 ,模數(shù) m=1.25mm，分度圓直徑 ， ，蝸桿頭a50? md4.21?d3512?數(shù) ，蝸輪齒數(shù) 。1z602z3.3.4 蝸桿與蝸輪的主要設計參數(shù)和幾何參數(shù)（1）蝸桿參數(shù)軸向齒距(3-22）mPa??式中 ：軸向齒距ap：蝸輪模數(shù)為 1.25m故 a925.3?齒頂圓直徑（3-23）mhada???21式中 ：齒頂圓直徑1ad：蝸輪模數(shù) 1.25m：分度圓直徑 22.4mm1：齒頂高系數(shù) 1ah故 =24.9mm1d齒根圓直徑 （3-24）)(21cmhadf ????式中 ：齒根圓直徑1fd：分度圓直徑 22.4mm15：齒頂高系數(shù) 1ah故 mdf275.91?蝸桿軸向齒厚 （3-25）ma??21?式中 ：蝸桿軸向齒厚 a?m：蝸桿模數(shù) 1.25計算得 ma9625.1?（2）蝸輪參數(shù)蝸輪分度圓直徑（3-26）2zd?式中 :蝸輪分度圓直徑2dm：蝸輪模數(shù) 1.25:蝸輪齒數(shù) 602z故 d5.7?蝸輪齒頂圓直徑（3-27）)(222 xhamda??式中 為蝸輪齒頂圓直徑2ad:蝸輪分度圓直徑 77.5m:蝸輪模數(shù) 1.25:蝸輪齒數(shù) 602z故 mda1.802?蝸輪齒根圓直徑（3-28）)(222 ?????cxhamdf16式中 :蝸輪齒根圓直徑2fd:蝸輪分度圓直徑 77.5m:蝸輪模數(shù) 1.25:蝸輪齒數(shù) 62z:齒頂高系數(shù) 1?ah故 mdf475.2?3.3.5 蝸桿傳動效率和熱平衡校核（1）蝸桿傳動效率計算蝸桿的傳動效率公式為（3-29）321y?（3-30）)tan(1v???其中 :蝸桿傳動嚙合效率1y:當量摩擦角v?'43?:蝸輪偏向角度?'80?故 =74.95%1y:攪油損耗效率，本設計不采用任何潤滑故無攪油損耗取為 12:軸承效率取為3y98.0故得 %45.7?（2）熱平衡校核對于連續(xù)傳動的閉式蝸桿傳動，考慮到溫開過高破壞潤滑條件，而引發(fā)的傳動破壞。而本次設計開式無潤滑的傳動形式，故無需驗證熱平衡性。173.4 小車前軸軸系設計與計算3.4.1 前軸軸系設計分析說明軸的設計包括軸的結構設計和軸的計算。軸的計算主要包括了強度計算、軸的剛度計算和軸的臨界轉速計算。軸的設計原則是，在滿足結構要求和強度剛度要求的條件下，設計出尺寸小、重量輕、安全可靠，工藝上經(jīng)濟合理，便于維護檢修的的軸。本論文設計的運料小車前輪軸只承受彎矩，而不承受扭矩，因此屬于心軸，其設計計算，應該按照心軸設計原則進行 。??43.4.2 前軸軸系的裝配簡圖根據(jù)軸的應力狀態(tài)和運料車的具體幾何尺寸，確定出前軸的合理外形和各個軸段的直徑、長度以及其局部的細節(jié)結構?？紤]到前軸的承載性質、載荷大小、載荷方向以及整個小車的傳動布局，軸上零件的布置與固定方式，軸承的類型及尺寸，軸的毛坯材料及毛坯的類型，制造工藝及裝配工藝等因素，最終得到如下圖所示的前軸軸系的裝配簡圖.圖 3-3 前軸軸系裝配簡圖3.4.3 擬定前輪軸系裝配方案并確定軸段尺寸參數(shù)（1）擬定裝配方案裝配方案是：從軸的左端先安裝左側軸承，軸承右端軸肩定位，軸承左端軸用彈性擋圈固定，并且通過孔用彈性擋圈將左側車輪與左側軸承固定；再將軸從右端穿過支架，并且用普通平鍵和雙圓螺母將軸固定在支架上，最后通過兩個軸用彈性18擋圈和一個孔用彈性擋圈將右側車輪固定在軸上。這樣通過裝配以及定位要求，就可以初步確定各軸段的尺寸。（2）確定軸段尺寸參數(shù)由于運料小車工作載荷低，工況良好，軸承不承受軸向載荷，因此初步選擇普通球軸承。運料小車前輪軸只受彎矩的作用，主要承受徑向力而軸向力較小，故選用單列深溝球軸承。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查得 6004 型軸承的定位軸肩高度 h =2.5mm,因此取 dⅣ =25mm。取安裝左、右輪轂處的軸段Ⅵ的直徑 dⅥ = 30mm;輪轂的左端采用軸肩定位，右端用雙圓螺母夾緊輪轂。已知輪轂的寬度為 34mm，為了使螺母端面可靠地壓緊左右輪轂，此軸段應略短于輪轂的寬度。故取 lⅥ =32mm。左右輪轂的左段采用軸肩定位，軸肩高度 h 0.07 d 取 h =3mm。其余尺寸根據(jù)前輪軸上關于左右輪轂結合面基本對稱可任意確定尺寸 。??5（3）軸上零件的周向定位輪轂與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。同時為了保證左右輪轂與軸配合有良好的對中性,故選擇左右輪轂與軸的配合 H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的,選軸的直徑尺寸公差為 j 7。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 1x45°,各軸肩處的圓角半徑為 R 1。3.4.4 求解軸所受的載荷由于本畢業(yè)設計的軸長度短，撓曲變形小，因此只進行軸的靜強度計算。對于靜強度計算，不可避免的需要作軸的彎矩和剪力圖。因此，有必要首先求解軸所受到的載荷。根據(jù)軸的實際設計形狀，進行抽象，將其視為簡支梁模型。其模型圖和彎矩圖如下所示。圖 3-4 車前軸彎矩圖19（1）按軸彎矩圖校核軸的強度（3-31）CF?（3-32）211式中 :A 端的支反力1F:B 端的支反力2:軸所受的力 75.4Nc故可得 NF7.321?（3-33）1LFMc??式中 :A 端所承受的彎矩cM:A 端的支反力 37.7N1F:力到作用點的距離 40mmL故可得 mNc??508（2）按彎曲應力校核軸的強度按照彎曲應力校核軸強度時，一般選擇軸的危險截面，常見的危險截面有彎矩最大截面和軸徑最小截面，經(jīng)分析，彎矩最大截面 C 面上的彎曲應力大于最小軸徑截面，故只對 C 截面進行校核。對于最大彎矩截面 C（3-34）][1????WMac式中 :45 鋼調質處理屈服極限??1??Pa60:A 端所承受的彎矩為 1508MmN?W :彎矩模量（3-35）dtbW2)(3???沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 第三章 結構設計及計算20式中 d:軸的直徑 30mmb:重心所對應的橫坐標值 8mmt:重心所對應的縱坐標值 4mm故 W=2288.84 3m故可得 ][6.01?????MPaca經(jīng)計算滿足強度要求，前文已經(jīng)敘述不再進行剛度計算、撓曲計算和臨界轉速計算。3.5 小車后軸軸系設計與計算3.5.1 后軸軸系設計分析說明本論文設計的運料小車后輪軸同時承受彎矩和扭矩作用，因此屬于傳動軸，其設計計算，應該按照傳動軸設計原則進行。圖 3-5 傳動系統(tǒng)圖3.5.2 后軸軸系的裝配簡圖根據(jù)軸的應力狀態(tài)和運料車的具體幾何尺寸，確定出前軸的合理外形和各個軸段的直徑、長度以及其局部的細節(jié)結構?？紤]到前軸的承載性質、載荷大小、載荷方向以及整個小車的傳動布局，軸上零件的布置與固定方式，軸承的類型及尺寸，軸的毛坯材料及毛坯的類型，制造工藝及裝配工藝等因素，最終得到如下圖所示的運料小車后軸的軸系裝配簡圖 。??6沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 第三章 結構設計及計算21圖 3-6 后軸的軸系裝配簡圖3.5.3 擬定后輪軸系裝配方案并確定軸段尺寸參數(shù)（1）擬定裝配方案裝配方案是：先將軸從左側穿過左側的支架孔，并且通過深溝球軸承將軸和支架轉動連接；再從軸的右端安裝蝸輪，蝸輪左側通過軸肩定位，蝸輪通過普通平鍵周向定位，并且通過雙圓螺母軸向固定；再通過軸承將軸與右側的支架轉動連接；最后通過軸承安裝兩個車輪。這樣通過裝配以及定位要求，就可以初步確定各軸段的尺寸 。??7（2）確定軸段尺寸參數(shù)初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由《機械工程師設計手冊》查得 6206 型軸承的定位軸肩高度 h =3mm，因此，取 dⅣ =36mm。軸用彈性擋圈為標準件。為了使軸端擋圈可靠地壓緊輪輻，此軸段應略短于輪輻的寬度，故取 dⅥ =26mm。其余尺寸根據(jù)零件的結構和裝配要求可任意選取 。??8（3）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 1x45°，各軸肩處的圓角半徑為 1 R 。3.5.4 求解軸所受的載荷圖 3-7 后軸的軸系受力圖沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 第三章 結構設計及計算22圖 3-8 后軸的軸系縱向受力圖圖 3-9 后軸的軸系縱向彎矩圖圖 3-10 后軸的軸系簡化受力圖圖 3-11 后軸的軸系橫軸方向彎矩圖圖 3-12 后軸的軸系縱軸方向彎矩圖沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 第三章 結構設計及計算23圖 3-13 后軸的軸系承受的彎矩圖（a）由水平面受力簡圖可得后輪軸上的尺寸 ， 。由水平面受力簡圖可得 A ，BmL281?403的支反力為（3-36）211Fthn式中 ：軸所受到的力 596.2N2tF：A 端的支反力1hn：B 端的支反力2故可得 NFhn1.29811?集中力作用截面的彎矩為（3-37）1LFMnhd??（3-38）0ba式中 ：集中力作用截面的彎矩hdM為 A 跟 B 兩端的距離 28mm1L：A 端的支反力 298.1N1hnF：A 端的彎矩 0a：B 端的彎矩 0hbM故可得 =8346.8dmN?（b）由靜力平衡方程求 A,B 支座的支反力沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 第三章 結構設計及計算24（3-39）2DFMa?式中 ：A 處的彎矩aM：C 處所承受的徑向力 53.7N2FD：軸的長度 80mm故可得 =2128Na由靜力平衡方程可得一下方程（3-40）0??AM（3-41）0)2(311122 ??????? LFLFhvar式中 ：A 端所承受的總彎矩M：A 跟 B 兩端的距離 28mm1L：C 跟 B 兩端的距離 28mm2：C 跟 D 兩端的距離 40mm3：A 處的彎矩 2128NaM故可得 NFhv4.1232??（3-42）0??yF（3-43）221??rhv式中 ：A 端的支反力 298.1N1hnF：B 端的支反力 298.1N2：Y 軸方向的總受力y?：C 處的徑向力2rFN4.123故可得 hv9.71?在 AD 段時，彎矩 M（ ）為1X沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 第三章 結構設計及計算25其中 0 28 （3-44）119.72)(1 XFXMhv?? 1X式中 M（ ）：AD 段的彎矩：B 處所承受的徑向力 172.9N1hvF在 DB 段時，彎矩 M（ ）為2X（3-45）?MXFrhv???222)8()(M（ ）=7162.5-21.4 其中 0 28 （3-46）2式中 M（ ）：DB 段的彎矩X：C 處所承受的徑向力 123.4N2hvF：變形最大處的彎矩?在 BC 段時，彎矩 M（ ）為3X其中 0 40 （3-47）335.14)(F?? 3X（3-48）0vca式中 ：左端的彎矩vd：右端的彎矩M故可得 ， ，m2.481??Nvd左 mNMvd??5.7162右 mNMvb??0.691由上求 A,B,C,D 截面的總彎矩 M（3-49）0ca（3-50）221左vdhd??（3-51）2右式中 ：左端的彎矩vdMmN?.48：右端的彎矩 ?5.716故可得 ， ， ，veb?302mNMd??2.9561 m5.9642??NMd