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无碳小车设计2综述

南湖学院

课程设计报告书

题

目:

无碳小车的设计

系

部：

机电系

专

业：

机械设计制造及其自动化

班

级：

N机自10-1F

姓

名：

龚畅

学

号：

24101900333

序

号：

09组号：

2012年12月25日

南湖学院

课程设计任务书

设计题目：

无碳小车的设计

系部：

机电系

专业：

机械设计制造及其自动化

学生姓名：

龚畅学号:

24101900333序号：

指导教师：

谭湘夫

机械设计课程设计任务书

课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）：

2.功能设计要求

以重力势能驱动的具有方向控制功能的无碳小车。

给定一重力势能，根据能量转

换原理，设计一种可将该重力势能转换为机械能并可用来驱动小车行走的装置。

该无碳小车在前行时能够自动避开赛道上设置的障碍物（每间隔1米，放置一个直径

20mm高200mm勺弹性障碍圆

棒）。

给定重力势能为5焦耳

（取g=10m/s2）,竞赛时统一用质量为1Kg的重块（C50X65mm普通碳钢）铅垂

下降来获得，落差500±2mm

重块落下后，须被小车承载并同小车一起运动，不允许掉落。

要求小车前行过程中完成的所有

图2无碳小车在重力势能作用下自动行走示意图

动作所需的能量均由此能量转换获得，不可使用任何其他的能量形式。

小车要求采用三轮结构（1个转向轮，2个驱动轮），具体结构造型以及材料选用均由参赛者自主设计完成。

要求满足：

①小车上面要装载一件外形尺寸为C60X20mm的实心圆柱型钢制质量块作为载荷，其质量应不小于400克；在小车行走过程中，载荷不允许掉落。

②转向轮最大外径应不小于C30mm

2.技术要求

1、1个转向轮和2个驱动轮的设计

2、转向轮控制机构的设计计算；

3、轴的设计；

4、轴承的选择；

5、装配图、零件图的绘制；

&设计计算说明书的编写；

3.工作要求

1•学生应当在指导老师指导下完成设计，必须独立完成设计任务，严禁抄袭，一经

发现成绩以不及格计，并给予批评教育各严肃处理•

2.课程设计期间要严格遵守学习纪律，在此期间缺勤1/3以上,成绩以不及格计.

3.课程设计报告书一律打印在A4纸上,同时配上封面装订成册.

南湖学院课程设计

机械设计课程设计任务书

2.对课程设计成果的要求〔包括图表、实物等硬件要求〕：

1、要求

（1）说明书要认真、准确、条理清晰，参考文献要注明出处

（2）按word排版，公式编辑器编辑公式

（3）图纸按CAD乍图，数据准确，图面整洁

2、任务

（1）转向轮控制机构的总装配图一张

（2）主要零件图两张

（3）设计说明书一份

3.主要参考文献：

要求按国标GB7714—87《文后参考文献著录规则》书写，例如：

[1]濮良贵，纪名刚•机械设计•第八版•北京：

高等教育出版社，2010

[2]杨光，席伟光等.机械设计课程设计手册.第二版.北京:

高等教育出版社,2010

[3]刘鸿文.材料力学.第四版.北京:

高等教育出版社,2009

[4]甘永立.几何量公差与检测.第八版.上海:

上海科学技术出版社,2009

1前言-1-

2设计任务-1-

2.1设计题目-1-

2.1.1设计布置方案-1-

2.1.2功能设计要求-2-

2.2技术要求-3-

3动力的获得及传动方案的分析与拟定-3-

3.1动力的获得-3-

3.2传动方案的分析与拟定-3-

4齿轮的设计计算-4-

4.1选精度等级、材料及齿数-4-

4.2按齿面接触强度设计-4-

4.2.1确定公式内的各计算数值-4-

4.2.2计算-5-

4.3按齿根弯曲强度设计-6-

4.3.1确定计算参数-7-

4.3.2设计计算-8-

4.4几何尺寸计算-8-

5轴的设计计算-9-

5.1求作用在齿轮上的力-9-

5.2初步确定轴的最小直径-9-

5.3轴的结构设计-9-

5.3.1拟定轴上零件的装配方案-9-

5.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度-9-

5.4求轴上的载荷-10-

5.6精确校核轴的疲劳强度-10-

5.6.1判断危险截面-10-

5.6.2截面IV右侧-10-

6轴承的选择及计算-11-

6.1轴承的选择-11-

6.2计算-13-

6.2.1径向力-13-

6.2.2派生力-13-

6.2.3轴向力-13-

6.3.4当量载荷-14-

6.3.5轴承寿命的校核-14-

7带轮的设计计算-14-

7.1确定计算功率-14-

7.2选择V带的带型-14-

7.3确定带轮的基准直径-15-

7.3.1初选小带轮的基准直径-15-

7.4确定中心距a,并选择V带的基准长度La-15-

7.5验算小带轮上的包角'1-16-

7.6确定带的根数z-16-

7.7确定带的初拉力F0-17-

7.8计算带传动的压轴力Fp-17-

7.9带轮结构设计及工作图-17-

8键连接的选择与校核计算-18-

8.1选择键连接的类型及尺寸-18-

8.2校核键连接的强度-18-

9车身及车轮的设计-18-

10设计小结-19-

参考文献-19-

/、八—

1前言

机械设计课程设计是机械设计课程教学的一个重要的实践环节。

本次课程设计题为“无碳小车的设计”，题目要求完成以重力势能驱动的具有方向控制功能的无碳小车的设计。

通过本环节的小车的机械设计，利用先修课程--机械制图、理论力学、材料力

学、工程材料、机械制造基础及机械设计中的理论知识在此次设计实践中加以综合运用，完成小车的齿轮、轴承、轴、带轮、V带、曲柄摇杆及车身与车轮的设计，达到任务书中所要求的预期效果。

同时我们的创新思维也能够在其中得到大大的提高。

2设计任务

2.1设计题目

无碳小车的设计

2.1.1设计布置方案

2.1.2功能设计要求

图3无碳小车在重力势能作用下自动行走示意图

以重力势能驱动的具有方向控制功能的无碳小车。

给定一重力势能，根据能量转换原理，设计一种可将该重力势能转换为机械能并可用来驱动小车行走的装置。

该无碳小车在前行时能够自动避开赛道上设置的障碍物（每间隔1米，放置一个直径20mm高200mn的弹性障碍圆棒）。

给定重力势能为5焦耳（取g=10m/s2），竞赛时统一用质量为1Kg的重块（C50X65mm普通碳钢）铅垂下降来获得，落差500±2mm

重块落下后，须被小车承载并同小车一起运动，不允许掉落。

要求小车前行过程中完成的所有动作所需的能量均由此能量转换获得，不可使用任何其他的能量形式。

小车要求采用三轮结构（1个转向轮，2个驱动轮），具体结构造型以及材料选用均由参赛者自主设计完成。

要求满足：

①小车上面要装载一件外形尺寸为C60X20mm的实心圆柱型钢制质量块作为载荷，其质量应不小于400克；在小车行走过程

中，载荷不允许掉落。

②转向轮最大外径应不小于C30mm

2.2技术要求

1、1个转向轮和2个驱动轮的设计

2、转向轮控制机构的设计计算；

3、轴的设计；

4、轴承的选择；

5、装配图、零件图的绘制；

6、设计计算说明书的编写；

3动力的获得及传动方案的分析与拟定

3.1动力的获得

题目要求设计以重力势能驱动的具有方向控制功能的无碳小车。

即给定一重力势能，

根据能量转换原理，设计一种可将该重力势能转换为机械能并可用来驱动小车行走的装置。

可见无碳小车的动力完全由重力势能通过能量转化原理得到的机械能所提供。

给定重力势能为5焦耳（取g=10m/s2）,质量为1Kg的重块（C50X65mm普通碳钢）铅垂下降来获得，落差500±2mm

图4小车的动力系统

3.2传动方案的分析与拟定

由题目可知，小车由一个转向轮和两个驱动轮组成，可以通过带传动连接驱动轮与传动轴，并由传动轴带动曲柄摇杆转动以控制转向轮的转动，从而控制小车的运行方向。

如图4所示:

图5小车转动结构简图

曲柄摇杆；2—传动轴；3—车身；4—驱动轮；5带传动装置

4齿轮的设计计算

4.1选精度等级、材料及齿数

材料及热处理：

1）由《机械设计（第八版）》表10—1,选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS；

2）由《机械设计（第八版）》表10—8,精度等级选用7级精度；

3）试选小齿轮齿数乙=20,大齿轮齿数Z2=100；

4）选取螺旋角。

初选螺旋角B=14°

4.2按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式《机械设计（第八版）

》（10—21）试算，即

2KtTu+1ZhZe

（4—1）

4.2.1确定公式内的各计算数值

（1）试选久t=1.6

（2）由《机械设计（第八版）》图10-30选取区域系数/H=2.443

（3）由《机械设计（第八版）》表10-7选取尺宽系数Gd=1

（4）由《机械设计（第八版）》图10—26查得-=0.75,"=0.87,则

=1；2=1.62

（5）由《机械设计（第八版）》表10—6查得材料的弹性影响系数宀=189Mpa

（6）由《机械设计（第八版）》图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极

限bHim1二600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限b帥2二550MPa

（7）由《机械设计（第八版）》式（10—13）计算应力循环次数

：

＜1=60n1jLh=60X192X1x（2X8X300X5）=3.32X10e8（4—2）

：

＜2=N1/5=6.64X107（4—3）

（8）由《机械设计（第八版）》图10—19查得接触疲劳寿命系数：

KHN仁0.95;

KHNN0.98

（9）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%,安全系数S=1,由《机械设计（第八版）》式（10—12）得

［二］H1==0.95X600MP丰570MPa

［门H2==0.98X550MP丰539MPa

［二］H=［；「］H1［二］h2/2=554.5MPa

4.2.2计算

（2）计算圆周速度

（3）计算齿宽b及模数mnt

b=dd1t=1X44.5mm=44.5mm

ditcosB44.5cos14

mnt===2.16

乙20

h=2.25mnt=2.25x2.16mm=4.86mm

（4-9）

（4-10）

（4-11）

b/h=44.5/4.86=9.16

（4—12）

（4）计算纵向重合度

「=0.31&b乙tanp=0.318x1xtan14。

=1.59

（5）计算载荷系数K

（4-13）

已知载荷平稳，所以取＜A=1

根据v=0.45m/s,7级精度，由《机械设计（第八版）》图10—8查得动载系数KV=1.11;由《机械设计（第八版）》表10—4查的久；「的计算公式和直齿轮的相同，

故久；[=1.12+0.18（1+0.6x12）1x12+0.23X10」67.85=1.42（4-14）

由《机械设计（第八版）》表10—13查得＜：

■=1.36

由《机械设计（第八版）》表10—3查得:

.=1.4。

故载荷系数

K=KaKvKf：

.Kf[=1x1.03x1.4x1.42=2.05（4-15）

（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由《机械设计（第八版）》式

（10—10a）得

d1=d1^.K/Kt=44.5.2.05/1.6mm=110mm（4—16）

（7）计算模数mn

d1cosp73.6汉cos14

mn-=mm=3.74mm

Z20

（4—17）

4.3按齿根弯曲强度设计

由《机械设计（第八版）》式（10—17）

>32KTY°costYFaYsa

\4dZ：

（4—18）

4.3.1确定计算参数

（1）计算载荷系数

K=KaKvKf-K—==1X1.03X1.4X1.36=1.96（4—19）

（2）根据纵向重合度；=0.318lZ1ta=1.59，从图10—28查得螺旋角影响系数

Y=0.88

（3）计算当量齿数

厶二0/cos3■-=20/cos314°=21.89（4—20）

心-J/cos31=100/cos314°=109.47（4—21）

（4）查取齿型系数

由《机械设计（第八版）》表10—5查得YFa1=2.724;YFa2=2.172（4—22）

（5）查取应力校正系数

由《机械设计（第八版）》表10—5查得Tsa1=1.569;Ysa2=1.798（4—23）

（6）计算⑺］

-F1=500Mpa

；「F2=380MPa

fn1=0.95

、FN2=0.98

L-F2]=266MPa

（7）计算大、小齿轮的YaY汗并加以比较转=2741・569=0.0126屛1339.29

YFa2YSa2

=2.17^1.798

=266

=0.01468

（4—24）

（4—25）

（4—26）

大齿轮的数值大。

432设计计算

mn=2.5

4.4几何尺寸计算

1）计算中心距

乙二d1cosB=32.9，取乙=33（4-28）

z2=165（4-29）

a=zzl£（i=255.07mm（4-30）

2cos0

a圆整后取255mm

2）按圆整后的中心距修正螺旋角

（Zj+Z2mnn'”/,C八

B=arcos12n=135550（4-31）

3）计算小、大齿轮的分度圆直径

d^z^mn=44.5mm（4—32）

cosB

d^Z2mn=110mm（4-33）

cosB

4）计算齿轮宽度

b=dd1=0.8x44.5mm=35.6mm（4—34）

圆整后取B=40mmB2=36mm（4-35）

5轴的设计计算

5.1求作用在齿轮上的力

Ft1==899N

FrEt匹=337Ncos®

Fa1=Fttan®=223N;

5.2初步确定轴的最小直径

八a3fP“」/384»c

d>Aq.—=126=34.2mm

\N\192

（5—1）

（5—2）

5.3.1拟定轴上零件的装配方案

5.3轴的结构设计

5.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1.I-II段轴承宽度为22.75mm所以长度为22.75mm

2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm轴承和箱体的间隙4mm所以长度为

16mm

3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm

4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm

5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm

6.VI-VIII长度为44mm

5.4求轴上的载荷

Fr1=1418.5N

F/603.5N

查得轴承30307的Y值为1.6

Fd1=443N

Fd2=189N

因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：

Fa1=638N

Fa2=189N

5.6精确校核轴的疲劳强度

5.6.1判断危险截面

|Fh]Fie

耳涮

IBtimiub

Fn3

|曲FrS

F直

II）III）IIIB

WlhinTrriTtr«_

图7轴的载荷分布图

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面

5.6.2截面IV右侧

二bm「17.5MPa

（5-3）

截面上的转切应力为.T=卫=7.64MPa

（5-4）

tt15.98

b=m7.99MPa

（5-5）

由于轴选用40cr，调质处理，所以

-B=735MPa，二4=386MPa，-4=260MPa。

综合系数的计算

由L=2=0.045，D=1.6经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为2.23，

d55d''

叫九81，

轴的材料敏感系数为q；「-0.85，q）,=0.87，

故有效应力集中系数为

k；，1q；4\—1）=2.05

k=1q（：

-1）=1.70

尺寸系数为了=0.72，扭转尺寸系数为；=0.76,轴采用磨削加工，表面质量系数为0.92,

B-1

轴表面未经强化处理，即q一1，则综合系数值为

k_i

K1=2.93

K1-2.11

碳钢系数的确定

碳钢的特性系数取为「一=0.1,<=0.05

安全系数的计算'

轴的疲劳安全系数为

（5—6）

（5—7）

=6.92

S=^T=24・66

=6.66>1.5

（5—8）

故轴的选用安全。

6轴承的选择及计算

6.1轴承的选择

图8滚动轴承的基本结构

1-外圈；2-密封；3-引导环；4-滚动体；5-内圈；6-保持架

合理选择轴承的类型、尺寸系列、内径以及诸如公差等级、特殊结构；根据表考虑，选择轴承30206

表1滚动轴承的主要类型及其代号

轴承类型

结构简图、

承载方向

类型

代号

尺寸系组合代

列代号

特性

调心球轴

承

⑴

（0）2

（0）3

主要承受径向载荷，也可同时承受少量的双向轴向载荷。

外圈滚道为球面，具有自动调心性能。

内外圈轴线相对偏斜允许2°〜3°,适用于多支轴，弯曲刚度小的轴以及难于精确对中的支承。

调心滚子

轴承

213

222

223

230

231

232

240

241

用于承受径向载荷，其承载能力比调心球轴承约大一倍，也能承受少量的双向轴向载荷。

外圈滚道为球面，具有调心性能，内外圈轴线相对偏斜允许0.5°~2°，适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴以及难于精确对中的支承

推力调心滚子轴承

292

293

294

可以承受很大的轴向载荷和一定的径向载荷。

滚子为鼓形，外圈滚道为球面，能自动调心，允许轴线偏斜2°〜3°,转速可比推力球轴承高，常用于水轮机轴和起重机转盘等

圆锥滚子

302

303

313

320

322

323

329

330

331

332

能承受较大的径向载荷和单向的轴向载荷，极限转速较低

内外圈可分离，故轴承游隙可在安装时调整，通常成对使用，对称安装。

适用于转速不太高、轴的刚性较好场合。

双列深沟

球轴承

（2）2

（2）3

主要承受径向载荷，也能承

42受一定的双向轴向载荷

43它比深沟球轴承具有较大承

载能力

推力

球轴

深沟球轴

承

单向

双向

511

512

513

514

522

523

524

617

637

618

619

（0）0

160

（1）0

（0）2

（0）3

（0）4

推力球轴承的套圈与滚动体多半是可分离的。

单向推力球轴承只能承受单向轴向载荷，两个圈的内孔不一样大，内径较小的是紧圈与轴配合，内孔较大的是松圈，与机座固定在一起。

极限转速较低，适用于轴向力大而转速较低的埸合

双向推力轴承可承受双向轴向载荷，中间圈为紧圈，与轴配合，另两圈为松圈。

高速时，由于离心力大，球与保持架因摩擦而发热严重，寿命较低。

常用于轴向载荷大、转速不高处

r要承受径向载荷，也可同时承受少量双向轴向载荷，工作时内外圈轴线允许偏斜8'〜16'。

摩擦阻力小，极限转速高，结构简单，价格便宜，应用最广泛。

但承受冲击负荷能力较差。

适用于高速场合，在高速时，可能来代替推力球轴承。

6.2计算

6.2.1径向力

22-

Fr=.Fh1Fv1=168.5（6-1）

6.2.2派生力

Fd^=52.7N，FdB二區=52.7N（6-2）

dA2Y2Y

6.2.3轴向力

由于Fa1-FdB二22352.7二275.7NFdA，

所以轴向力为FaA=223，FaB=52.7（6-3）

634当量载荷

由于：

-FaA=1.32e，FaB=0.31：

：

FrAFrB

所以Xa=0.4，Ya=1.6，Xb=1，Yb-0。

由于为一般载荷，所以载荷系数为fp=1.2，故当量载荷为

Pa=fp（XAF「AYaFra）=509.04NPb二fp（XBFrBYbF9b^202.22（6-4）

6.3.5轴承寿命的校核

106Cr

Lh（）；=3.98107h24000h（6-5）

60n1PA

7带轮的设计计算

7.1确定计算功率

由公式FC=KAXP,得，P—传递的额定功率，Ka—工作情况系数。

7.2选择V带的带型

根据技术功率Pc和主动轮（通常是小带轮）转速n1,选择V带型号，当所选取结果在两种型号的分界线附近，可以两种型号同时计算，最后从中选择较好的方案。

根据Pc=12KW,n=960r/min，由图9选用B型V带。

~r~I-—i-11—r1-〒一_•*亠亠督—

计算功事尺kW

630

2和

200

100

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图9普通V带选型图

7.3确定带轮的基准

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