1、電池更換裝置計算說明書4.電池更換裝置的設計計算4.1 電池輸送小車的設計4.1.1 液壓伸縮架的設計4.LL1液壓伸縮架的結構設計結構分析：由于電池高度為260mm,汽車底盤高度取340mm,所以升降機構的垂直行程應大于600mm。剪義長度為1200mm,經過計算剪義在最低位置時夾角應為140°,在最高位置時夾角應為400。如圖4.7.2和圖4.7.3所示：圖4.7.3由兩個位置液壓缸伸長量可得出液壓缸行程應大于279mm,滑道長度應大于718mm,才能滿足升降機垂直行程大于600mm,因此滑道長度取800mm34. 1.1.2伸縮架液壓缸的設計液壓缸的主要幾何尺寸，包括液壓桿的內

2、徑D,活塞桿直徑d和液壓缸行程等。5. 1.1.2.1液壓缸內徑D的計算根據載荷力的大小和選定的系統壓力來計算液壓缸內徑，其計算公式為：2 / 16電池更換裝置計算說明書6. L1確定公式內的各數值上式中F為液壓缸推力（kN）,由于液壓缸要舉升電池，因此F的垂直分量應大于或等于電池和電池托板重量之和，但電池舉升過程中F的垂直分量是不斷的變化的，因此只需要考慮電池剛開始舉升時，F滿足要求即可（因為此時F的垂直分量是最小的，只要此時的F值滿足要求，那么其余位置必定滿足要求）。而在初始位置時，液壓缸和垂直面的夾角為。=70。電池重W=2800,電池托板重W；=1000N,因此有：FcosaW+W.計

3、算得：F>-=2st）（）+1-）（）=11110,為了保證液壓缸可以正常工作，cosacos70'因此F值要取大一些，留一些余量。Fvi=20000N=20kN為工作壓力，可根據機床類型或負載的大小來確定；山下表選取：/7max=10MPaf；ax=20000N機械類型機床農業機械、小型工重型機械磨床工作壓力（帥a）0. 20. 8組合機床龍門刨床拉床程機械、建筑機械352881010182032由此可初步計算出:D=50.49mm,查機械設計手冊表23633（摘自GB/T2348-1993）取:D=63mm°6.2 活塞桿外徑的確定活塞桿受到壓力作用時：v5MPa時

4、，d=O.5O.55D5MPa<p<7MPa時，d=0.60.7D>7MPa時，d=O.7D因此d=O.7D=63x0.7=44.1,查機械設計手冊表236-34（摘自GB/T2348-1993）取:d=45mm。6.3 液壓缸行程的選擇由兩個位置液壓缸伸長量可得出液壓缸行程應大于279mm,查機械設計手冊表23-6-3537（摘自GB/T2349-1980）在活塞行程第一系列中選取S=320mm。6.4 液壓缸外徑的確定查機械設計手冊表23-6-59,當工作壓力pW寸，選擇=76mm°6.5 液壓缸和活塞桿材料的選擇6.5.1 缸體材料的選擇3 / 16電池更換裝

5、置計算說明書一般情況下，選擇45鋼，并應調質到24L285HB。552活塞材料的選擇活塞桿的材料選擇45鋼，查機械設計課程設計手冊表2-7（摘自GB/T699-1999）其抗拉強度為q=570MPa。6.6 活塞桿直徑校核活塞桿的直徑按下式校核:d>上式中，F為活塞桿受到的作用力，由上可知F=20000N； 6為活塞14 / 16桿的許用應力口卜三，n為安全系數，在此取n=5。計算得：R=114MPa,因此=14.95mm<45mm故活塞桿直徑是滿足要求的。6.7 活塞桿穩定性的校核液壓缸承受軸向壓縮載荷時，當活塞桿的長度/與活塞桿的直徑d之比大于10時（即應該校核活塞縱向的抗彎強

6、度或穩定性。在這里.L=2Z2=7.h<io,因此無需校核活塞桿穩定性。d456.8 缸蓋固定螺栓的選擇及校核6.8.1 螺栓選型查機械設計課程設計手冊表3-9（GB/T5782-2000摘錄）取缸蓋固定螺栓為4xM6o6.8.2 缸蓋固定螺栓的校核d>液壓缸蓋固定螺栓直徑按下式計算：式中：F為液壓缸負載；Z為固定螺栓個數，這里取Z=4：k為螺紋擰緊系數，k=L12L5,取k=L3；b=q/（L2L5）=bJL35,q為材料的屈服極限，查機械設計書表5-8取螺栓材料的等級為6.8級，其對應的屈服極限b、=480MPa。因此，故缸蓋固定螺栓直徑滿52s_5.2xL3x20000x1.

7、35立64x480足要求。4.2輸送小車下面的動力部分設計計算4.2.1 電動機的選型小車的重量（加上電動機和變速箱的重量）初步估計為6000N,兩塊電池重5600N,則總重量為=2卬+嗎=2x2800+6000=11600N，小車輪子和軌道均為鋼材所制造，他們之間的摩擦系數為/=0.1，因此小車和軌道間的摩擦力為2=2/=H600x0.1=1160/V,初步估計小車運動速度為v=l"?/s，則整個機構運動所需要的功率為：P.=Fr2v=1160x1=1160IV=1.16A:IV,考慮到動力傳動的間的效率以及摩擦損失，電動機型號選擇：Y132S-84.2.2 聯軸器的選型由于Y13

8、2S-8電動機的直徑為D=38mm,n=710n/min且電動機額定轉矩為Tl=9550X-=15.603Nmn由于聯軸器直接和電動機相連，因此取工作情況系數為Ka=1.3則計算轉矩為Tca=KAT=1.3X15.603=20.28Nm因此選擇GY5型聯軸器其公稱轉矩T=400Nm許應轉速為nmax=8000n/min因此TcaVT,n<nmax故所選聯軸器是合適的。4.2.3 一級直齒圓柱齒輪的設計計算4.2.3.1 齒輪的選型，精度等級及材料運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS

9、,二者材料硬度差為40HBSo根據電動機的轉速及橫向運動機構的速度可定出減速比為/,=6,取小齒輪的齒數為芍=21,則Z2=i£=126。在此直接選用標準的直齒圓柱齒輪,而后對其進行校核即可。取模數m后mm,壓力角。=20；當后1時，h：=1.0c*=0.254.23.2確定大小齒輪的基本尺寸小齒輪的基本尺寸：4=/叫=42ha=h：m=2.0h,=（h：+c*）m本.5"仙=4+2/%=46d/i=4-2%=37h=ha+hf=4.5大齒輪的基本尺寸：d2=憶2=252dal=d2+2ha=256dn=d、-2ht=247查機械設計書表10-7,取齒寬系數為為=。-85，

10、由此可得齒寬為=35.7mm將小齒輪寬度值圓整并在此基礎上加寬510mm,最終取b=40mmo4.233 進行受力分析小齒輪受力圖如下：FrFt27；=2x15.603=743N40.042Fr=F,tana=743xtan200=270.43NF743Fn=一,一=790.68Ncosecos20"4.234 齒輪彎曲疲勞強度校核齒根危險截面的彎曲強度公式為：%="甲"*/4.2.3.4.1確定公式內的各計算數值hm上式中K為載荷系數，K=KAKvKFaKF其中K八為使用系數查機械設計書表10-2可得心=1.0；掩為動載系數，他可通過齒輪的圓周速度匕在機械設計書

11、圖10-8查得。*=皿=1.56m/s,則可以查得K，=L03；為齒間載荷分配系數，對于直齒輪可取K/z=L0;K/為齒向載荷分布系數，K/可根據其K*之值，齒寬b與齒高h之比從機械設計書圖10-13中查得。K/勿可查表10-4得K/g=1.244,Z?/?=8.89,則由此可查得K"=1.2。因此K=1.236上式中,是一個無因次量，稱為齒形系數，可查機械設計書表10-5得心產2.76yra2=2.16；上式中巳是應力校正系數，可查機械設計書表10-5得%=L56y2=1.81上式中為彎曲許用應力，其計算公式為：6/=勺四也Sf%為彎曲疲勞安全系數，取5尸=1.35K爾為彎曲疲勞壽

12、命系數，通過應力循環次數N查機械設計書圖10-18可得。=60/2,jLh=60x710x1x28800=1.23x109,則查得長川廣。-87M=60n2=60x118x1x28800=2.05xlO8,則查得KFN2=0.95上式中叫m為齒輪的疲勞極限。彎曲疲勞強度極限值用力£代入，查圖10-20可得：bfE=500MPa,crF£2=38OMPa由以上數據可計算得：%=322.22MPa6J=267.41MPa423.4.2計算大、小齒輪的吊牛并加以比較，選結果大的所對應的齒輪進行校核。K./s. t 2.76x1.56戶al Ml _ %-322.22= 0.013

13、36丫儂與心_2.16xL81- 267.41 一= 0.01462因此對大齒輪進行校核:一町兀友binL236x743x2.16xL8140x2=44.88 MPa< 卜=267.41 MPa故齒根彎曲疲勞強度滿足要求。4.23.5齒面接觸疲勞強度校核齒面接觸強度校核公式為：b = 2.5ZeKFt u + L bd u口4.2.351計算公式內的各計算數值上式中u為減速比即傳動比，因此u=«=6上式中Ze為材料的彈性影響系數，查機械設計書表10-6可得：Z£.=189.8MPtJ上式中K為教荷系數，K=KAKvKllaKH其中儲為使用系數查機械設計書表10-2可得

14、K,*=1.0；K,為動載系數，他可通過齒輪的圓周速度匕在機械設計書圖10-8查得。匕=皿=L56m/s,則可以查得降=1.03；K.為齒間載荷分配系數，對于直齒輪可取K-a=1.0：K如為齒向載荷分布系數，K/力可查機械設計書表10-4得長如=1.244。由此計算出K=1.281上式中%為齒面接觸許用應力，其計算公式如下：口=芻0上式中S為接觸強度安全系數，取S=1.0。上式中Kn為接觸疲勞壽命系數，通過應力循環次數N查機械設計書圖10-19可得。N1=60jLh=60x710x1x28800=1.23x109,則查得勺=0.91N2=(n2jLh=60x118x1x28800=2.05xl

15、O8,則查得KHN2=0.97o-hm為齒輪的疲勞極限。接觸疲勞強度極限值用代入,查機械設計書圖10-21可得：=600MPacr/lim2=550MPa由以上數據計算出:aH,=546MPa<rw2=533.5MPa4.23.5.2校核接觸疲勞強度因配對齒輪的接觸應力皆一樣，即b/a=b，因此按齒面接觸疲勞強度校核時，應將口中較小的數值代入進行校核，在此校核大齒輪。際+11lono(1.281x7436+1=385.77MPa<)=bi=2.5Z/->=2.5x189.8.bd.uV40x426b/=533.5MPa故齒面接觸強度是滿足要求的。4.2.4二級直齒圓柱齒輪的設

16、計計算341齒輪的選型，精度等級及材料運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。小齒輪材料為20Cr2Ni4（滲碳后淬火），硬度為350HBS,大齒輪材料為20Cr（滲碳后淬火），硬度為300HBs，二者材料硬度差為50HBS。根據電動機的轉速及橫向運動機構的速度可定出減速比為，2=2,取小齒輪的齒數為弓二60,則22=小尸120。在此直接選用標準的直齒圓柱齒輪，而后對其進行校核即可。取模數壓力角a=20"；當后1時，/?；=1.0c*=0.253.4.2確定大小齒輪的基本尺寸小齒輪的基本尺寸：4=y=120ha=h：jn=2.0hf=（h：+c*）m=2.5dal=4+2ha

17、=124cl,=d2h=115h=hf=4.5大齒輪的基本尺寸：d2=mz2=240dal=d2+2ha=244df2=d2-2ht=235查機械設計書表10-7,由于傳遞的功率很小，因此齒寬系可以取小一些，取齒寬系數為為=。3,由此可得齒寬為B=%4=36mm將小齒輪寬度值圓整并在此基礎上加寬510mm,最終取b=40mmo343進行受力分析二級減速圓柱小齒輪上的軸的轉矩為：=15.603x6=93.62N小齒輪的轉速為：=4=Z12.=U8.33j/min-j6大齒輪的轉速為：,，=":=59.17小】血一42隋輪（中間輪）的受力圖如下：Ft"2。2x93.62Ff=-

18、=4458N7&0.042Fr=F,tana=4458xtan20"=1622.58NF4458Fn=一一=4744.IONcos。cos20"3.4.4 齒輪彎曲疲勞強度校核齒根危險截面的彎曲強度公式為：%=一%。口,.3.4.4.1確定公式內的各計算數值hm上式中K為載荷系數，K=KAKvKFaKF其中Ka為使用系數查機械設計書表10-2可得心=1.0；降,為動載系數，他可通過齒輪的圓周速度匕在機械設計書圖10-8查得。匕.=研2i=0-744m/s,則可以查得掩=1.01；為齒間載荷分配系數，對于直齒輪可取K&=1.0;Kfq為齒向載荷分布系數，K/可

19、根據其K如之值，齒寬b與齒高h之比從機械設計書圖10-13中查得。K即可查表10-4得K=1.244,b/h=8.89,則由此可查得K=L2。因此KT.212上式中次是一個無因次量，稱為齒形系數，可查機械設計書表10-5得產2.28YFa2=2.165；上式中%是應力校正系數，可查機械設計書表10-5得%二1.73%?=18。5上式中為彎曲許用應力，其計算公式為：6/=勺四也s尸%為彎曲疲勞安全系數，取5尸=1.25K爾為彎曲疲勞壽命系數，通過應力循環次數N查機械設計書圖10-18可得。=(n2JLh=60x118.33x1x28800=2.04x109,則查得KY|=0.93N2=60%JL

20、產60x59.17x1x28800=1.02xl08,則查得KFN2=0.98上式中叫m為齒輪的疲勞極限。彎曲疲勞強度極限值用力£代入，查圖10-20可得：b田=680MPa,<TF£2=53OMPa由以上數據可計算得：eJ=505.92MPabJ=415.52MPa3.4.4.2計算大、小齒輪的并加以比較，選結果大的所對應的齒輪進行校核。2.28x1.73qj 505.92=0.007796YEa2YSa2 _ 2.165x1.805bj 415.52= 0.009405因此對大齒輪進行校核:1.236x4458x2.165x1.805 40x2< (T/z

21、3.4.5.1計算公式內的各計算數值=269.16MPa<bJ=267.41MPa故齒根彎曲疲勞強度滿足要求。3.4.5 齒面接觸疲勞強度校核齒面接觸強度校核公式為:上式中u為減速比即傳動比，因此u=%=2上式中Z-為材料的彈性影響系數，查機械設計書表10-6可得：Z£=189.8MPtJ上式中K為教荷系數，K=KAKvKnaKH其中心為使用系數查機械設計書表10-2可得K,尸1.0；搗為動載系數，他可通過齒輪的圓周速度匕在機械設計書圖10-8查得。匕=皿%=0.744m/s,則可以查得捻=1.01;勺以為齒間載荷分配系數，對于直齒輪可取KFa=lOK配為齒向載荷分布系數，K班

22、可查機械設計書表104得K即=1.244。由此計算出K=1.256上式中口為齒面接觸許用應力，其計算公式如下：口=勺魯上式中S為接觸強度安全系數，取S=1.0。上式中K/w為接觸疲勞壽命系數，通過應力循環次數N查機械設計書圖10-19可得。Ni=60n21=60x118.33x1x28800=2.04x109,則查得Kz=0.95N2=(n21jLh=60x59.17x1x28800=1.02x108,則查得K,s=0.99為齒輪的疲勞極限。接觸疲勞強度極限值用代入，查機械設計書圖I。1】可得：=950MPao-/lim2=840MPa由以上數據計算出：J=902.5MPaJ=831.6MPa

23、3.4.5.2校核接觸疲勞強度因配對齒輪的接觸應力皆一樣，即因此按齒面接觸疲勞強度校核時，應將6、口2中較小的數值代入進行校核，在此校核大齒輪。、5【KF1u+iooo11.256x44582+1b>=b/=2.5Zf->=2.5x189.8；=627.66MPa<'40x1202J=831.6MPa故齒面接觸強度是滿足要求的。3.5 變速箱笫一根軸的設計3.5.1 軸的材料的選擇由于設計的軸，主要受扭矩而受彎矩的作用不大，故選擇材料時，盡量選擇能承受大扭矩的材料。這里選40Cr。3.5.2 按扭轉強度條件計算軸的最細直徑T9550000-軸的扭轉強度條件為：%=-昌

24、WT0.2/l上式中：P為軸傳遞的功率，kWo在這里，第一根軸直接和電動機相連，因此P=A=1.16kW：n為第一根的轉速，這里=勺=710必而；".為許用扭轉切應力,查機械設計書表15-3得"=50MPa。有此可計算出:950000-n。2信950000x7100.2x50=5.37mm對于直彳仝100mm的軸,有一個鍵槽時，軸的直徑要增大0.050.07mm,則"N(l+0.07)x5.37=5.75mm而由于軸的一端要和聯軸器相連，則可取軸的最小直徑為：4加=35mm。由于第一根軸的最小尺寸和安裝在他上面的齒輪尺寸接近，因此直接把齒輪和軸做成齒輪軸形式。3.5.3 齒輪軸的結構尺寸如下圖_._I。-IL113.6 變速箱笫二根軸