电动平车毕业设计10.docx
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电动平车毕业设计10
计算与说明
结果
1、拟定整体传动方案，绘制示意图
电动平车是工厂内的运输设备，通常应用于车间跨间横向运输原材料、成品或设备零部件。
按设计任务书的工艺要求，结合已知条件、工况，该电动平车要求车速平稳、承载能力较高、传动比大、系统零部件结构尺寸紧凑。
综合考虑空间位置，可选用平车内置式机械传动形式：
电动机＋标准齿轮减速器＋套筒滚子链相结合的传动方案。
即动力为电机拖动的内置式机械传动形式，第一级采用标准圆柱齿轮（两级）减速器传动、第二级采用链条传动。
电机电源线可采用平车外侧立面拖拉电缆供给方式。
这种方案的优势在于安全可靠、简捷、节省投资费用与制作、施工时间。
为便于设计，首先要绘出布置草图，随着设计选型进程再完善成“平立面布置示意图”，并计算出相关设计数据。
具体布置传动形式参见“平立面布置示意图”所示。
传动方案框架确定后，便可按设计任务书要求，应用逻辑推理方法，有步骤的考虑具体传动方案。
2选择电动机
选择电动机功率一般应遵循三个步骤：
明确外界工作机构需要多大的输入功率→要求电机自身的输出功率→正确选择、圆整电机额定功率。
2.1车轮轴所需的输入功率PG
传动方案中车轮轴所需的输入功率PG，即是外界工作机构需要的功率。
根据力学公式PG＝（F×V）/1000（KW）可知：
式中的速度V是已知数据（见设计任务书），式中的负荷——受力（运动阻力）F则需要计算得出。
因电动平车在车间内匀速运行，可暂不考虑环境风载荷及
确定电机、减速器、滚子链的传动方案。
绘制“平立面布置示意图”
速度V＝
m/min
计算与说明
结果
动负荷，故平车车体满负荷运行时只考虑其运行静阻力即可。
而车体运行静阻力是由两部分组成：
摩擦阻力＋坡道阻力，即
F静＝Fm＋Fp，式中：
Fm——摩擦阻力、Fp——坡道阻力。
查阅资料，Fm＝（Q＋G0）×〔（2µ＋df）/Dx〕×Kf，（kg）
式中：
Q——载重量Q＝15000kg；
G0——车体自重G0＝7000kg；
µ——滚动摩擦阻力臂，查表µ＝0.06；
d——车轮轴承处轴径，暂选d＝7cm；
f——短圆柱轴承摩擦系数，查表f＝0.02；
Dx——车轮直径，Dx＝50cm；
Kf——车轮轮缘摩擦附加阻力系数，取Kf＝2.0
∴Fm＝（15000＋7000）×〔（2×0.06＋7×0.02）/50〕×2.0
≈229（kg）
∵Fp＝α（Q＋G0）
式中：
Fp——轨道不平导致产生的车体运行坡道阻力；
α——轨道不平的坡度值，取α＝0.005
∴Fp＝0.005×（15000＋7000）＝110（kg）
∴车体运行总阻力F总＝F静
F静＝Fm＋Fp＝229＋110＝339（kg）
＝3390（N）
根据力学公式，车体运行所需功率为PG＝（F×V）/1000（KW）
∴PG＝（F静×V1）/1000
＝（3390×50/60）/1000
＝2.83（KW）
2.2要求电动机的输出功率Pd
考虑系统磨损导致功率损耗和效率计算公式可知：
Pd＝PG/η
式中：
η——各环节的总传动效率，η＝η1·η2·η3·η4
其中，η1——滚柱轴承效率，η1＝0.98
η2——链传动效率，η2＝0.96
F总＝F静
＝339kg
＝3390N
PG＝2.83KW
计算与说明
结果
η3——减速器传动效率，η3＝0.97
η4——弹性联轴器效率，η4＝0.993
∴η＝0.98×0.96×0.97×0.993＝0.91
∵Pd＝PG/η
∴Pd＝2.83/0.91＝3.11（KW）
2.3选定电机额定功率Pe
考虑电机在车间内的频繁重载启动、夏季易发热等工况环境条件，选择电机功率时应有所裕度。
故额定功率值可选4千瓦电机。
因电动平车频繁启动、正反转双向运行，需要高起动转矩等工况，选用Y系列三相异步电动机（JB3074－82）。
其结构特点为全封闭自扇冷式，能防止灰尘、铁屑等侵入电机。
其性能特点为效率高、体积小、运行可靠、维护方便。
一般起重运输机械多应用6极电机，故选定型号为：
Y132M1—6,N＝4KW,n＝960r/min。
3总传动比和传动比分配
总传动比，是指从原动机到系统末端工作机构的转速比，即电动机到主动车轮轴的转速比：
电机转速nm/车轮轴转速nL。
此处电机额定转速已知，nm＝960（r/min），车轮轴转速需计算求出。
根据数学公式，车轮轴转速nL＝V/（Π·d），（r/min）
式中：
V——车轮行走速度，V1＝50（m/min），
d——车轮直径Dx＝0.5（m），
∴nL＝V/（Π·d）＝50/（Π·0.5）＝31.85（r/min）
∴总传动比i总＝nm/nL＝960/31.85＝30.14
传动比分配，是指明确传动系统中第一级、第二级各自所担负的传动比，即明确减速器和链条担负的传动比数值。
查阅手册，一般套筒滚子链的传动比为2～3.5，而减速器属国家
标准件设备，其速比已系列化固定，直接选用即可。
所以进行
总传动效率
η＝0.91
电机输出功率
Pd＝3.11KW
电机型号：
Y132M1—6
N＝4KW
n＝960r/min
V1＝50m/min
车轮轴转速
nL＝31.85
r/min
总传动比
i总＝30.14
计算与说明
结果
传动比分配时，要用非标准设计的链传动比iL来凑算总传动比i总，即i总＝iJ×iL，
式中：
iJ——所选的两级圆柱齿轮减速器速比，取iJ＝14
∴链传动比iL＝i总/iJ＝30.14/14＝2.15
4、系统中各轴转速、功率和转矩
4.1各轴转速
减速器低速轴（小链轮）转速
n2＝n/iJ＝960/14＝68.57（r/min）
主动车轮轴（链轮）转速
n3＝n2/iL＝68.57/2.15＝31.89（r/min）
4.2各轴输入功率
减速器高速轴PO＝Pd×η4＝3.11×0.993＝3.09（KW）
减速器低速轴PⅠ＝PO×η3＝3.09×0.97＝3.0（KW）
链轮PⅡ＝PⅠ×η2＝3.0×0.96＝2.88（KW）
主动车轮轴PⅢ＝PⅡ×η1＝2.88×0.98＝2.82（KW）
4.3各轴输入转矩
Td＝9550×（Pd/n）＝9550×（3.11/960）＝30.94（Nm）
To＝9550×（PO/n）＝9550×（3.09/960）＝30.74（Nm）
TⅠ＝9550×（PⅠ/n2）＝9550×（3.0/68.57）＝417.82（Nm）
TⅡ＝9550×（PⅡ/n3）＝9550×（2.88/31.89）＝862.46（Nm）
TⅢ＝9550×（PⅢ/n3）＝9550×（2.82/31.89）＝844.5（Nm）
iJ＝14
iL＝2.15
n2＝68.57
r/min
n3＝31.89
r/min
计算与说明
结果
4.4数据列表
轴名
参数
电机轴
减速器
大链轮
车轮轴
高速轴
低速轴
转速r/min
960
960
68.57
31.89
31.89
输入功率KW
3.11
3.09
3.0
2.88
2.82
输入转矩Nm
30.94
30.74
417.82
862.46
844.5
传动比i
1
14
2.15
1
传动效率η
0.993
0.97
0.96
0.98
5、传动件设计、选型
5.1链传动设计
5.1.1链轮齿数
小链轮齿数Z1，按常规选取Z1＝19,因iL＝Z2/Z1，
∴大链轮齿数Z2＝iL×Z1＝2.15×19＝40.85≈41。
实际传动比i＝Z2/Z1＝41/19＝2.16。
5.1.2计算功率Pc
Pc＝KA·P（KW）
式中：
P——链条传递的名义功率，由列表数据得P＝3（KW）
KA——工况系数，取KA＝1.28，
∴Pc＝1.28×3＝3.84（KW）
5.1.3链条节距P
链条属标准件，查手册可选节距P＝31.75（mm）链号20A的滚子链。
该滚子链的滚子外径drmax＝19.05（mm）。
5.1.4确定链轮基本参数
⑴小链轮参数:
分度圆直径d，
d＝P/sin（180º/z）＝31.75/sin（180º/19）≈192.9（mm）
计算与说明
齿顶圆直径da，
da＝d＋1.25P－dr＝192.9＋1.25×31.75－19.05＝213.54，因需取整数值，da＝213（mm）
齿根圆直径df，df＝d－dr＝192.9－19.05＝173.85（mm）
轴孔最大直径dkmax，
据Z1＝19、P＝31.75查表得dkmax＝108（mm）
齿侧凸缘直径dg，
据经验公式dg＝d－1.2P＝192.9－1.2×31.75≈155（mm）
齿宽bf1,查表bf1＝0.95b1（b1——内链节内宽b1＝18.9mm）
bf1＝0.95b1＝0.95×18.9＝17.955≈17.95（mm）
⑵大链轮参数:
分度圆直径d´＝P/sin（180º/Z2）
＝31.75/sin（180º/41）
＝414.77（mm）
齿顶圆直径da´＝d´＋1.25P－dr，
＝414.77＋1.25×31.75－19.05
≈435（mm）
齿根圆直径df´＝d´－dr＝414.77－19.05＝395.72（mm）
5.1.5初定中心距a0
一般对于中心距不调整的链传动:
a0max≈30P＝30×31.75＝952.5（mm）
a0mix＝0.2Z1（i＋1）P＝0.2×19×3.15×31.75＝380（mm）
暂定链条传动的中心距a0＝880（mm）
5.1.6链条节数LP
LP＝2a0/P＋（Z1＋Z2）/2＋P/a0[（Z2－Z1）/2Π]²
＝（2×880）/31.75＋（19＋41）/2＋（31.75/880）[（41-19）/2Π]²
＝85.87，取偶数，故LP＝86（节）
链轮齿数
Z1＝19
Z2＝41
Pc＝3.84KW
P＝31.75mm
drmax＝19.05
mm
d＝192.9mm
结果
da＝213mm
df＝173.85mm
dkmax＝108mm
dg＝155mm
齿宽
bf1＝17.95mm
d´＝414.77mm
da´＝435mm
df´＝395.72mm
a0＝880mm
LP＝86节
计算与说明
结果
5.1.7链条长度L
L＝LP·P＝86×31.75＝2731（mm）
5.1.8理论中心距a
a＝P（2LP－Z1－Z2）·KL
式中：
KL——系数，按（LP－Z1）/（Z2－Z1）＝3.045查表
得KL＝0.248，
∴a＝31.75×（2×86－19－41）×0.248＝881.9（mm）
5.1.9实际中心距a´
a´＝a－Δa＝a－0.003a＝881.9－2.6457＝879.3（mm）
5.1.10链速V
V＝（Z1×n2×P）/（60×1000）
＝（19×68.57×31.75）/（60×1000）
＝0.69（m/s）
5.1.11有效圆周力Ft
Ft＝1000P/V
式中：
P——链条传递的名义功率P＝2.88（KW）
∴Ft＝1000×2.88/0.69＝4174（N）
5.1.12作用于轴上的力FR
对于倾斜的链条传动FR＝1.12×KA·Ft
＝1.12×1.28×4174
＝5983.8（N）
5.1.13链条标记与工作图
链条标记：
滚子链20A－1×86GB1243.1—83
按已知参数，绘制链轮（大小）工作图。
小链轮材质35SiMn齿面热处理硬度42～45HRC，采用实心式；
大链轮材质ZG35齿面热处理硬度40～42HRC，采用孔板式。
L＝2731mm
a＝881.9mm
a´＝879.3mm
V＝0.69m/s
属中低速传动
Ft＝4174N
FR＝5983.8N
滚子链
20A－1×86
小链轮实心式
大链轮孔板式
绘制链轮
（大小）工作图
计算与说明
结果
5.2减速器选型
查阅手册可知，ZLY型渐开线圆柱齿轮减速器适用于起重运输机械，在环境温度－40～＋45℃范围内可选用。
当传动比iJ＝14、转速n2＝960（r/min）时，ZLY200型的许用输入功率为73（KW），远远满足传动需要。
选择减速器装配形式：
由于车体宽度限制，要求平车内部空间各设备件的结构尺寸紧凑、布置合理，故应选用高、低速轴在同一侧的第3种（Ⅲ）装配形式。
另外，考虑装、拆维修方便，各设备零部件之间须留出必要的检修空间，要将该减速器的中心距数值上调一档，选取ZLY224型（中心距a=384mm）。
综上所述，圆柱齿轮减速器的选型结果为：
减速器ZLY224－14－ⅢZBJ19004—88
应参考该减速器低速轴轴端尺寸数值，完成小链轮轴孔工作图。
查阅手册，减速器轴端相关参数见如下图示。
5.3联轴器选型
联轴器和减速器一样，属标准件设备，已系列化。
分两步选用：
第一步按工况环境条件，选择合适的类型；第二步按转矩、转速和轴径，选择联轴器的具体尺寸。
工厂常用联轴器类型有：
凸缘联轴器、弹性套柱销联轴器、弹
减速器
ZLY224－14
－Ⅲ
a=384mm
iJ＝14
低速轴轴端
L1＝82mm
d2＝100m6
mm
键宽
b2＝28mm
计算与说明
结果
性柱销联轴器和齿轮联轴器等。
综合比较各类型联轴器的性能特点后，选择结构简单、耐磨、维修方便、缓冲减震的“柱销联轴器”。
再按如下项目，选择联轴器的具体尺寸。
⑴转矩方面：
联轴器的转矩等同于电机轴的转矩，由4.3节可知，TL＝Td＝30.94（Nm）
⑵转速和轴径方面：
转速：
等于电机轴的转速，960（r/min）。
轴径：
所选联轴器的两端分别与电机轴和减速器高速轴相联，自然就须根据已选设备轴端的相关参数（配合尺寸）来选择具体型号。
●主动端——关联电机轴，据已选电机型号
Y132M1—6N＝4KW，查表（课程设计指导书）得电机轴轴端尺寸，直径D＝38K6（mm）、长度E＝80（mm）。
●从动端——关联减速器高速轴，已选减速器型号减速器ZLY224－14－Ⅲ（ZBJ19004—88），轴端尺寸，直径d2＝42（mm）、长度l2＝
165（mm）。
综合上述各因素，最后选定HL3型弹性柱销联轴器（尼龙棒销联轴器）。
其公称扭矩T＝630（Nm）＞＞TL＝30.94（Nm）；
许用转速5000（r/min）＞联轴器实际转速960（r/min）；轴孔直径和长度均能满足装配尺寸。
标记：
HL3联轴器JC38×84
YA42×112
6、车轮轴设计及轴上零部件选择
车轮轴设计是指电动平车的主动车轮轴设计，由于从动车轮轴形状与主动车轮轴相似且简单，故省略。
已知主动车轮轴转速n3＝31.89（r/min）、所需传递功率
PⅢ＝2.82（KW）。
车轮轴拟选用35SiMn钢（调质处理）。
查阅手册，该材质的抗拉强度σb＝885（MPa），对称循环许用弯曲
选择
柱销联轴器
HL3联轴器
JC38×84
YA42×112
轴材质35SiMn
σb＝885MPa
计算与说明
结果
应力〔σ-1b〕＝88.5（MPa）。
6.1估算轴的最小直径
当轴的长度、跨度未确定时，还不知道轴上零部件位置和支承点的位置，其弯矩无法求出，也无法确定轴的受力情况，故可以根据车轮轴所传递的扭矩先估算出轴的最小直径，然后进行轴结构设计及其相关校核。
查阅教材“轴的设计”部分（机械设计基础），可知圆轴扭转时强度条件为τ＝T/Wp≤[τ]，
（式中：
T—轴所传递的扭矩、Wp—抗扭截面模量Wp≈0.2d³）
式中：
C——由材料和载荷情况确定的常数，取C＝110；
P——轴所传递的功率P＝2.82（KW）；
n——轴的转速n＝31.89（r/min）。
∴
由于轴的最小直径是轴端位置，该处需安装滚动轴承，故将此值圆整到dmin＝50（mm）。
（注：
不算安装圆螺母及止动垫圈处）。
6.2选择滚动轴承和轴承座
6.2.1选择滚动轴承
轴的最小直径dmin＝50（mm），显然所选滚动轴承的内径尺寸应为50（mm）。
因为要考虑平车负荷偏载、冲击和钢轨磨损后影响车轮偏移等现场工况产生的附加轴向力，选择滚动轴承的型号时，适
〔σ-1b〕
＝88.5MPa
轴的最小直径
dmin＝50mm
（不算安装圆螺母及止动垫圈处）
计算与说明
结果
当上调一挡，可选用能同时承受径向负荷及少量双向轴向负荷的“调心滚子轴承”22211C/W33，
外形尺寸：
55/100B＝25（mm）；
安装尺寸：
damin＝66、Damax＝88，ramax＝1.5（mm）；
额定载荷：
静载荷C0＝130（KN）
因为车轮轴转速较低，视为该轴承承受静载荷。
车体满载时单个轴承承受的平均静载荷为:
（150＋70）/4＝55（KN）＜C0＝130（KN），足够！
6.2.2选择滚动轴承座
根据所选的“调心滚子轴承”，再选择滚动轴承座。
可选用适合调心滚子轴承、一面闷盖的二螺栓剖分式滚动轴承座：
SN311滚动轴承座（GB7813—87）。
外形尺寸（mm）：
内孔D＝100、内孔宽g＝33、轴肩d2＝65
轴承座外皮宽度Amax＝95、轴承座长度L＝255、
中心高H＝70（mm）
6.3轴的结构设计、确定各段直径与长度
6.3.1轴上零件名称、位置与固定形式
⑴车轮轴两端对称安装“调心滚子轴承”22211C/W33各一个。
其轴向固定形式：
内侧采用轴肩固定，外侧采用双圆螺母及垫圈固定形式。
采用过渡配合形式作径向固定。
查阅“课程设计指导书”，根据所选调心滚子轴承的安装尺寸，选择：
圆螺母GB812—88M45×1.5。
其参数：
外径dk＝68工作外径d1＝59、厚度m＝10（mm），材质45钢。
配套垫圈选择：
圆螺母用止动垫圈GB858—8845。
其参数：
安装外径（D）＝72、工作外径D1＝59、厚度s＝1.5（mm）材质Q235-A。
⑵车轮轴上，与轴承配套安装所选SN311滚动轴承座。
调心滚子轴承
22211C/W33
额定静载荷
足够！
SN310
滚动轴承座
调心轴承
2个/每轴
圆螺母
M45×1.5
4个/每轴
止动垫圈45
2个/每轴
SN310
滚动轴承座
2个/每轴
计算与说明
结果
⑶与轴肩段相邻的轴颈处，对称安装￠500/130钢车轮各一个，采用过盈配合及辅助键联接作径向固定，采用轴肩形式作轴向固定。
⑷主动车轮轴中心段位置安装铸钢材质、孔板式大链轮。
采用过盈配合联接形式作径向固定，采用轴肩形式作轴向固定。
6.3.2确定各段直径与长度（从右端开始）
●第1段：
用途——安装双圆螺母、垫圈以轴向紧定轴承。
轴径M45、长度L1＝24（mm）；
●第2段：
用途——安装调心滚子轴承。
轴径￠55m6、长度L2＝24（mm）；
●第3段：
用途——过渡轴肩段、轴向固定调心轴承，并与滚动轴承座透盖内的毡圈油封（半粗羊毛毡）接触起到密封作用。
轴径￠70（mm）、长度L3＝80（mm）；
●第4段：
用途——安装￠500/130钢车轮。
轴径￠103n7（mm）、长度L4＝128（mm）；
●第5段：
用途——主动车轮轴中段（最大轴颈处），不安装
零部件，右侧为车轮轴肩、左侧为大链轮轴肩。
选轴径为￠128（mm）、长度L5＝470（mm）；
●第6段：
用途——安装大链轮。
距右面第5段轴肩面15mm
处就是大链轮中心线、也是平车车体纵中心线。
选轴径为￠115S6（mm）、长度L6＝50（mm）；大链轮与轴颈处采用过盈配合联接。
●第7段：
用途——大链轮～左车轮的中间过渡轴肩段。
选轴径为￠110（mm）、长度L7＝（待定）
由于两个钢车轮的中心距离LkL＝1100（mm），故此过渡轴肩段长度可计算求出，L7＝1100－[（2×65）＋470＋50]
∴L7＝450（mm）
车轮￠500/130
2个/每轴
轴径M45
L1＝24mm
轴径￠55m6mm
L2＝24mm
轴径￠70mm
L3＝80mm
轴径￠103n7mm
L4＝128mm
轴径￠128mm
L5＝470mm
安装大链轮轴径
￠115r6mm
L6＝50mm
轴径￠110mm
L7＝450mm
计算与说明
结果
●第8段：
用途——同第4段，安装￠500/130钢车轮
轴径￠103n7（mm）、长度L8＝128（mm）；
●第9段：
用途——同第3段，过渡轴肩段。
轴径￠70（mm）、长度L9＝80（mm）；
●第10段：
用途——同第2段，安装调心滚子轴承。
轴径￠55m6、长度L10＝24（mm）；
●第11段：
用途——同第1段，安装双圆螺母、垫圈。
轴径M45、长度L11＝24（mm）。
汇总上述各轴段数据，确定主动车轮轴总长度结果如下：
L总＝[2×（24＋22＋80＋128）]＋450＋50＋470
＝1482（mm）
6.3.3绘制主动车轮轴草图
依据以上各轴段计算数据，绘制主动车轮轴草图。
7、主动车轮轴强度校核
7.1计算支反力
7.1.1大链轮处轴颈受力分析
链传动导致的主动车轮轴安装大链轮处轴颈，需承受向斜上方的拉力。
如下面受力分析简图所示，大小链轮的空间布置可简化成45º夹角的三角形，其受力关系可近似按图示求解。
链传动受力分析简图
轴径
￠103n7mm
L
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