電池更換裝置計(jì)算說(shuō)明書(shū)

1、4. 電池更換裝置的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1電池輸送小車的設(shè)計(jì)4.1.1液壓伸縮架的設(shè)計(jì)4.1.1.1液壓伸縮架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)分析：由于電池高度為260mm，汽車底盤(pán)高度取340mm，所以升降機(jī)構(gòu)的垂直行程應(yīng)大于600mm。剪叉長(zhǎng)度為1200mm，經(jīng)過(guò)計(jì)算剪叉在最低位置時(shí)夾角應(yīng)為140°，在最高位置時(shí)夾角應(yīng)為40°。如圖和圖所示：圖圖由兩個(gè)位置液壓缸伸長(zhǎng)量可得出液壓缸行程應(yīng)大于279mm，滑道長(zhǎng)度應(yīng)大于718mm，才能滿足升降機(jī)垂直行程大于600mm，因此滑道長(zhǎng)度取800mm。4.1.1.2伸縮架液壓缸的設(shè)計(jì)液壓缸的主要幾何尺寸，包括液壓桿的內(nèi)徑D，活塞桿直徑d和液壓缸行程等。4.1

2、.1.2.1液壓缸內(nèi)徑D的計(jì)算根據(jù)載荷力的大小和選定的系統(tǒng)壓力來(lái)計(jì)算液壓缸內(nèi)徑，其計(jì)算公式為：5.1.1確定公式內(nèi)的各數(shù)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(yīng)大于或等于電池和電池托板重量之和，但電池舉升過(guò)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(kāi)始舉升時(shí)，F(xiàn)滿足要求即可（因?yàn)榇藭r(shí)F的垂直分量是最小的，只要此時(shí)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(shí)，液壓缸和垂直面的夾角為。電池重W=2800N，電池托板重=1000N，因此有：計(jì)算得：，為了保證液壓缸可以正常工作，因此F值要取大一些，留一些余量。取=20000N=20kN為工作壓力

3、，可根據(jù)機(jī)床類型或負(fù)載的大小來(lái)確定；由下表選?。?10MPa =20000N由此可初步計(jì)算出：D=50.49mm，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表33（摘自GB/T 2348-1993）取: D=63mm。5.2活塞桿外徑的確定活塞桿受到壓力作用時(shí)：<5MPa時(shí)，d=0.50.55D5MPa<<7MPa時(shí)，d=0.60.7D>7MPa時(shí)，d=0.7D因此d=0.7D=630.7=44.1，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表34（摘自GB/T 2348-1993）取:d=45mm。5.3液壓缸行程的選擇由兩個(gè)位置液壓缸伸長(zhǎng)量可得出液壓缸行程應(yīng)大于279mm，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表3537（摘自GB/T 2349

4、-1980）在活塞行程第一系列中選取S=320mm。5.4液壓缸外徑的確定查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表236-59，當(dāng)工作壓力時(shí)，選擇=76mm。5.5液壓缸和活塞桿材料的選擇5.5.1缸體材料的選擇一般情況下，選擇45鋼，并應(yīng)調(diào)質(zhì)到241285HB。5.5.2活塞材料的選擇活塞桿的材料選擇45鋼，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)表2-7（摘自GB/T 699-1999）其抗拉強(qiáng)度為。5.6活塞桿直徑校核活塞桿的直徑按下式校核：上式中，F(xiàn)為活塞桿受到的作用力，由上可知F=20000N；為活塞桿的許用應(yīng)力，n為安全系數(shù)，在此取n=5。計(jì)算得：=114MPa，因此故活塞桿直徑是滿足要求的。5.7活塞桿穩(wěn)定性的校核液壓缸

5、承受軸向壓縮載荷時(shí)，當(dāng)活塞桿的長(zhǎng)度與活塞桿的直徑d之比大于10時(shí)（即），應(yīng)該校核活塞縱向的抗彎強(qiáng)度或穩(wěn)定性。在這里，因此無(wú)需校核活塞桿穩(wěn)定性。5.8缸蓋固定螺栓的選擇及校核5.8.1螺栓選型查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)表3-9（GB/T 5782-2000 摘錄）取缸蓋固定螺栓為。5.8.2缸蓋固定螺栓的校核液壓缸蓋固定螺栓直徑按下式計(jì)算：式中：F為液壓缸負(fù)載；Z為固定螺栓個(gè)數(shù)，這里取Z=4；k為螺紋擰緊系數(shù)，k=1.121.5，取k=1.3；，為材料的屈服極限，查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表5-8取螺栓材料的等級(jí)為6.8級(jí)，其對(duì)應(yīng)的屈服極限=480MPa。因此，故缸蓋固定螺栓直徑滿足要求。4.2輸送小車下面的動(dòng)力

6、部分設(shè)計(jì)計(jì)算4.2.1電動(dòng)機(jī)的選型小車的重量(加上電動(dòng)機(jī)和變速箱的重量)初步估計(jì)為6000N，兩塊電池重5600N，則總重量為，小車輪子和軌道均為鋼材所制造，他們之間的摩擦系數(shù)為，因此小車和軌道間的摩擦力為，初步估計(jì)小車運(yùn)動(dòng)速度為，則整個(gè)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)所需要的功率為：，考慮到動(dòng)力傳動(dòng)的間的效率以及摩擦損失，電動(dòng)機(jī)型號(hào)選擇：Y132S-84.2.2聯(lián)軸器的選型由于Y132S-8電動(dòng)機(jī)的直徑為D=38mm，n=710n/min且電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)矩為T(mén)1=9550×=15.603N·m 由于聯(lián)軸器直接和電動(dòng)機(jī)相連，因此取工作情況系數(shù)為KA=1.3則計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 Tca=KAT=1.3

7、5;15.603=20.28N·m 因此選擇GY5型聯(lián)軸器 其公稱轉(zhuǎn)矩T=400N·m 許應(yīng)轉(zhuǎn)速為nmax=8000n/min 因此Tca<T ，n<nmax 故所選聯(lián)軸器是合適的。4.2.3一級(jí)直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算4.2.3.1齒輪的選型，精度等級(jí)及材料運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度。小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。根據(jù)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速及橫向運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的速度可定出減速比為=6，取小齒輪的齒數(shù)為=21 ，則=126。在此直接選用標(biāo)準(zhǔn)的直齒圓柱齒輪，而后對(duì)其進(jìn)

8、行校核即可。取模數(shù)=2mm，壓力角；當(dāng)時(shí)，4.2.3.2確定大小齒輪的基本尺寸小齒輪的基本尺寸：=2.0 =2.5=46 =37 大齒輪的基本尺寸：=256 =247查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表10-7，取齒寬系數(shù)為，由此可得齒寬為B=mm將小齒輪寬度值圓整并在此基礎(chǔ)上加寬，最終取b=40mm。4.2.3.3進(jìn)行受力分析小齒輪受力圖如下：743N=743tan=270.43N790.68N4.2.3.4齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒根危險(xiǎn)截面的彎曲強(qiáng)度公式為：4.2.3.4.1確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值上式中K為載荷系數(shù)，；其中為使用系數(shù)查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表10-2可得=1.0；為動(dòng)載系數(shù)，他可通過(guò)齒輪的圓周速度在機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)

9、圖10-8查得。=1.56m/s，則可以查得=1.03；為齒間載荷分配系數(shù)，對(duì)于直齒輪可取=1.0；為齒向載荷分布系數(shù)，可根據(jù)其 之值，齒寬b與齒高h(yuǎn)之比從機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)圖10-13中查得。 可查表10-4得 =1.244，=8.89，則由此可查得 =1.2。因此K=1.236上式中是一個(gè)無(wú)因次量，稱為齒形系數(shù)，可查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表10-5得=2.76 =2.16 ；上式中是應(yīng)力校正系數(shù)，可查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表10-5得=1.56 =1.81上式中為彎曲許用應(yīng)力，其計(jì)算公式為：為彎曲疲勞安全系數(shù)，取=1.35為彎曲疲勞壽命系數(shù)，通過(guò)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)圖10-18可得。=60710128800=1.2

10、3，則查得=0.87=60118128800=2.05，則查得=0.95上式中為齒輪的疲勞極限。彎曲疲勞強(qiáng)度極限值用代入，查圖10-20可得：= 500MPa ，=380MPa由以上數(shù)據(jù)可計(jì)算得：=322.22MPa =267.41MPa4.2.3.4.2計(jì)算大、小齒輪的并加以比較，選結(jié)果大的所對(duì)應(yīng)的齒輪進(jìn)行校核。因此對(duì)大齒輪進(jìn)行校核：MPa<=267.41MPa故齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。4.2.3.5齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核齒面接觸強(qiáng)度校核公式為：4.2.3.5.1計(jì)算公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值上式中u為減速比即傳動(dòng)比，因此u=6上式中為材料的彈性影響系數(shù)，查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表10-6可得：=189.

11、8上式中K為載荷系數(shù)，。其中為使用系數(shù)查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表10-2可得=1.0；為動(dòng)載系數(shù)，他可通過(guò)齒輪的圓周速度在機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)圖10-8查得。=1.56m/s，則可以查得=1.03；為齒間載荷分配系數(shù)，對(duì)于直齒輪可取=1.0；為齒向載荷分布系數(shù)，可查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表10-4得 =1.244。由此計(jì)算出K=1.281上式中為齒面接觸許用應(yīng)力，其計(jì)算公式如下：上式中為接觸強(qiáng)度安全系數(shù)，取=1.0。上式中為接觸疲勞壽命系數(shù)，通過(guò)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)圖10-19可得。=60710128800=1.23，則查得=0.91=60118128800=2.05，則查得=0.97為齒輪的疲勞極限。接觸疲勞強(qiáng)度極限值

12、用代入，查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)圖10-21可得：=600MPa =550MPa由以上數(shù)據(jù)計(jì)算出：=546MPa =533.5MPa4.2.3.5.2校核接觸疲勞強(qiáng)度因配對(duì)齒輪的接觸應(yīng)力皆一樣，即，因此按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核時(shí)，應(yīng)將、中較小的數(shù)值代入進(jìn)行校核，在此校核大齒輪。=385.77MPa<=533.5MPa故齒面接觸強(qiáng)度是滿足要求的。4.2.4二級(jí)直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算3.4.1齒輪的選型，精度等級(jí)及材料運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)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50H

13、BS。根據(jù)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速及橫向運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的速度可定出減速比為=2，取小齒輪的齒數(shù)為=60 ，則=120。在此直接選用標(biāo)準(zhǔn)的直齒圓柱齒輪，而后對(duì)其進(jìn)行校核即可。取模數(shù)=2mm，壓力角；當(dāng)時(shí)，3.4.2確定大小齒輪的基本尺寸小齒輪的基本尺寸：=2.0 =2.5=124 =115 大齒輪的基本尺寸：=244 =235查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)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(shù)為，由此可得齒寬為B=mm將小齒輪寬度值圓整并在此基礎(chǔ)上加寬，最終取b=40mm。3.4.3進(jìn)行受力分析二級(jí)減速圓柱小齒輪上的軸的轉(zhuǎn)矩為：小齒輪的轉(zhuǎn)速為：大齒輪的轉(zhuǎn)速為：隋輪（中間輪）的受力圖如下：N=4458ta

14、n=1622.58NN3.4.4齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒根危險(xiǎn)截面的彎曲強(qiáng)度公式為：3.4.4.1確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值上式中K為載荷系數(shù)，；其中為使用系數(shù)查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表10-2可得=1.0；為動(dòng)載系數(shù)，他可通過(guò)齒輪的圓周速度在機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)圖10-8查得。=0.744m/s，則可以查得=1.01；為齒間載荷分配系數(shù)，對(duì)于直齒輪可取=1.0；為齒向載荷分布系數(shù)，可根據(jù)其 之值，齒寬b與齒高h(yuǎn)之比從機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)圖10-13中查得。 可查表10-4得 =1.244，=8.89，則由此可查得 =1.2。因此K=1.212上式中是一個(gè)無(wú)因次量，稱為齒形系數(shù)，可查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表10-5得=2.28 =2.165

15、；上式中是應(yīng)力校正系數(shù)，可查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表10-5得=1.73 =1.805上式中為彎曲許用應(yīng)力，其計(jì)算公式為：為彎曲疲勞安全系數(shù)，取=1.25為彎曲疲勞壽命系數(shù)，通過(guò)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)圖10-18可得。=60118.33128800=2.04，則查得=0.93=6059.17128800=1.02，則查得=0.98上式中為齒輪的疲勞極限。彎曲疲勞強(qiáng)度極限值用代入，查圖10-20可得：= 680MPa ，=530MPa由以上數(shù)據(jù)可計(jì)算得：=505.92MPa =415.52MPa3.4.4.2計(jì)算大、小齒輪的并加以比較，選結(jié)果大的所對(duì)應(yīng)的齒輪進(jìn)行校核。因此對(duì)大齒輪進(jìn)行校核：MPa<

16、=267.41MPa故齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。3.4.5齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核齒面接觸強(qiáng)度校核公式為：3.4.5.1計(jì)算公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值上式中u為減速比即傳動(dòng)比，因此u=2上式中為材料的彈性影響系數(shù)，查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表10-6可得：=189.8上式中K為載荷系數(shù)，。其中為使用系數(shù)查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表10-2可得=1.0；為動(dòng)載系數(shù)，他可通過(guò)齒輪的圓周速度在機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)圖10-8查得。=0.744m/s，則可以查得=1.01；為齒間載荷分配系數(shù)，對(duì)于直齒輪可取=1.0；為齒向載荷分布系數(shù)，可查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表10-4得 =1.244。由此計(jì)算出K=1.256上式中為齒面接觸許用應(yīng)力，其計(jì)算公式如下：上式中為接

17、觸強(qiáng)度安全系數(shù)，取=1.0。上式中為接觸疲勞壽命系數(shù)，通過(guò)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)圖10-19可得。=60118.33128800=2.04，則查得=0.95=6059.17128800=1.02，則查得=0.99為齒輪的疲勞極限。接觸疲勞強(qiáng)度極限值用代入，查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)圖10-21可得：=950MPa =840MPa由以上數(shù)據(jù)計(jì)算出：=902.5MPa =831.6MPa3.4.5.2校核接觸疲勞強(qiáng)度因配對(duì)齒輪的接觸應(yīng)力皆一樣，即，因此按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核時(shí)，應(yīng)將、中較小的數(shù)值代入進(jìn)行校核，在此校核大齒輪。=627.66MPa<=831.6MPa故齒面接觸強(qiáng)度是滿足要求的。3.5變速

18、箱第一根軸的設(shè)計(jì)3.5.1軸的材料的選擇由于設(shè)計(jì)的軸，主要受扭矩而受彎矩的作用不大，故選擇材料時(shí)，盡量選擇能承受大扭矩的材料。這里選40Cr。3.5.2按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算軸的最細(xì)直徑軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為：上式中：P為軸傳遞的功率，kW。在這里，第一根軸直接和電動(dòng)機(jī)相連，因此P=1.16kW；n為第一根的轉(zhuǎn)速，這里；為許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表15-3得=50MPa。有此可計(jì)算出：對(duì)于直徑的軸，有一個(gè)鍵槽時(shí)，軸的直徑要增大0.050.07mm，則而由于軸的一端要和聯(lián)軸器相連，則可取軸的最小直徑為：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(jié)構(gòu)尺寸如下圖3.6變速箱第二根軸的設(shè)計(jì)3.6.1由于設(shè)計(jì)的軸，主要承受扭矩，故選擇材料時(shí)，盡量選擇能承受大扭矩的材料，這里選40Cr。4.6.2按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算軸的最細(xì)直徑軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為：上式中：P為軸傳遞的功率，kW。在這里，第二根軸的齒輪直接和第一根軸的齒輪相嚙合，不考慮中間的功率損失，因此P=1.16kW；n為第二根的轉(zhuǎn)速，這里；為許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，查機(jī)械設(shè)計(jì)書(shū)表15-3得=50MPa。有此可計(jì)算出：對(duì)于直徑的軸，有兩個(gè)鍵槽時(shí)，軸的直徑要增大0.10.15mm，則軸的兩端要安裝軸承，則取軸的最