4.电池更换装置的设计计算4.1 电池输送小车的设计4.1.1 液压伸缩架的设计4.1.1.1 液压伸缩架的结构设计结构分析：由于电池高度为260mm汽车底盘高度取340mm所以升降机构 的垂直行程应大于 600mm 剪叉长度为 1200mm 经过计算剪叉在最低位置时夹角 应为 140°,在最高位置时夹角应为 40°如图4.7.2和图4.7.3所示：晚图 4.7.2图 4.7.3由两个位置液压缸伸长量可得出液压缸行程应大于 279mm滑道长度应大于 718mm 才能满足升降机垂直行程大于 600mm 因此滑道长度取 800mm 4.1.1.2 伸缩 架液压缸的设计液压缸的主要几何尺寸，包括液压杆的内径 D,活塞杆直径d和液压缸行程等 4・1・1・2・1液压缸内径D的计算根据载荷力的大小和选定的系统压力来计算液压缸内径，其计算公式为：D =3.57>d0, FVP5.1.1 确定公式内的各数值上式中F为液压缸推力（kN），由于液压缸要举升电池，因此F的垂直分量应大于或 等于电池和电池托板重量之和，但电池举升过程中F的垂直分量是不断的变 化的， 因此只需要考虑电池刚开始举升时，F满足要求即可（因为此时F的垂直 分量是最 小的，只要此时的F值满足要求，那么其余位置必定满足要求）。
而在 初始位置时，液压缸和垂直面的夹角为=70 '0电池重W=2800N,电池托板重W=1000N，因此有：Feos〉_W W.3计算得：F 二28°0 1°°0 mg 为了保证液压缸可以正常工作，cos eos70因此F值要取大一些，留一些余量取Fmax=20000N=20kNp 为工作压力，可根据机床类型或负载的大小来确定；由下表选取：P =10MPamaxFmax=20000N机械类型工作压力（Mpa机床磨床 组合机床龙门刨床0.2 ——0.8 3—5 2—8拉床8—10由此可初步计算出：D=50・49mm，查机械设计手册表农业机械' 小型工重型机械 程机械、建筑机械10—18 20— 3223 6-33 （摘自 GB/T2348-1993）取： D=63mm5.2活塞杆外径的确定 活塞杆受到压力作用时：p<5MPa 时， d=0.5~0.55D5MPa7MPa 时， d=0.7D因此 d=0.7D=63 0.7=44.1，查机械设计手册表 23 6-34（摘自 GB/T 2348-1993 取:d=45mm5.3液压缸行程的选择由两个位置液压缸伸长量可得出液压缸行程应大于 279mm,查机械设计手册表23 6-35~37 （摘自 GB/T 2349-1980）在活塞行程第一系列中选取 S=320mm。
5.4液压缸外径的确定查机械设计手册表23 6-59,当工作压力p - 16MPa时，选择D1=76mmo5.5 液压缸和活塞杆材料的选择5.5.1 缸体材料的选择一般情况下，选择 45钢，并应调质到 241~285HB5.5.2 活塞材料的选择活塞杆的材料选择45钢，查机械设计课程设计手册表2-7 （摘自GB/T 699-1999）其抗拉强度为6 =570MPa5.6 活塞杆直径校核 活塞杆的直径按下式校核:上式中， F 为活塞杆受到的作用力，由上可知 F=20000N; 为活塞杆的许用应力！ 一，n为安全系数，在此取n=5计算得：卜」=114MPa,因此n4Fv］需 200=F4.95mm :: 45mm故活塞杆直径是满足要求的5.7活塞杆稳定性的校核液压缸承受轴向压缩载荷时，当活塞杆的长度I与活塞杆的直径d之比大于10时（即丄 10），应该校核活塞纵向的抗弯强度或稳定性在这里dl 320- =7.11 <10，因此无需校核活塞杆稳定性d 455.8 缸盖固定螺栓的选择及校核5.8.1 螺栓选型查机械设计课程设计手册表 3-9 （ GB/T 5782-2000 摘录）取缸盖固定螺栓为4 M 6 。
5.8.2 缸盖固定螺栓的校核液压缸盖固定螺栓直径按下式计算：d 5.2kF1 之 J式中：F为液压缸负载；Z为固定螺栓个数，这里取Z=4; k为螺纹拧紧系数，k=1・12~1.5,取k=1.3; — ；「/ （1・2~1・5） "「/1・35，、二 为材料的屈服极限，s s s查 机械设计书表5-8取螺栓材料的等级为6.8级，其对应的屈服极限Cs=480MPa 因此,5.2kF 5.2 1.3 20000 1.35—5.501mm : 6mm4- 480故缸盖固定螺栓直径满足要求4.2输送小车下面的动力部分设计计算421 电动机的选型小车的重量（加上电动机和变速箱的重量）初步估计为6000N,两块电池重5600N, 则总重量为W2 =2W WA2 2800 6000 =11600N，小车轮子和轨道均为钢材所 制造，他 们之间的摩擦系数为 f =0.1，因此小车和轨道间的摩擦力为Ff2二她彳-11600 0.1 T160N，初步估计小车运动速度为 =1m/s，则整个机构运动所需要的功率为：P2=Ff2\=1160 1 =116CW =1・16kW，考虑到动力传动 的间 的效率以及摩擦损失，电动机型号选择：丫 132S-84.2.2联轴器的选型由于Y132S-8电动机的直径为D=38mm, n=710n/min且电动机额定转矩为T1=9550X（15.603N mn由于联轴器直接和电动机相连，因此取工作情况系数为 KA=1.3则计算转矩为 Tca=KAT=1 .3X 15.603=20.28N m因此选择GY5型联轴器 其公称转矩[T]=400N m许应转速为nmax=8000n/min 因此 Tca<[T] ， *nmax 故所选联轴器是合适的。
4.2.3 一级直齿圆柱齿轮的设计计算4.2.3.1 齿轮的选型，精度等级及材料运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度小齿轮材料为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根据电动机的转速及横向运动机构的速度可定出减速比为i1=6，取小齿轮的齿数为乙=21,则z2=i[Z[=126在此直接选用标准的直齿圆柱齿 轮，而后对其进行校核即可取模数m=2mm，压力角：=20当 m_1时，ha =1.0 c a=0.254.2.3.2确定大小齿轮的基本尺寸小齿轮的基本尺寸：d. =mz. =42 ®=h_m=2.0 hf = （ha c ） m =2.51 1 a f ada1 二 d「2ha=46 df1 = 4 -2hf =37 h = ha hf = 4.5大齿轮的基本尺寸：d2 二 mz2 =252 d/d2 2ha=256 df2 二 d2 -2hf =247查机械设计书表10-7，取齿宽系数为；=0.85，由此可得齿宽为B= ddA 35.7 mm将小，最终取 b=40mm齿轮宽度值圆整并在此基础上加宽 5~10mm4.2.3.3 进行受力分析 小齿轮受力图如下：Fr_2T,_2 05.603R 一 d,,= 743N一 0.042Fr 二 Ft tan =743 tan 20o =270.43NF 743Fn t o =790.68Nno cos： cos20423.4 齿轮弯曲疲劳强度校核 齿根危险截面的弯曲强度公式为：KFtYFaYSaf bm4.2.3.4.1 确定公式内的各计算数值上式中K为载荷系数，K =kAKvKf : .K「；其中KA为使用系数查机械设计书表10-2可得KA=1・0; KV为动载系数，他可通过齿轮的圆周速度「在机械设计书图A V -r10-8查得。
0n=1 ・56m/s,则可以查得KV=1.03; K\为齿间载荷分配系数，对于直齿轮可取Kf： =1.0；Kf-:为齿向载荷分布系数，可根据其K』：之值，齿宽b与齿高h之比b/h从机械设计书图10-13中查得Kh 1可查表10-4得HKH 1=1.244, b/h =8.89，则由此可查得 KF： =1.2因此 K=1.236上式中YFa是一个无因次量，称为齿形系数，可查机械设计书表 10-5得Yfb1=2.7610-5 得论=1 56上式中'CF 1为弯曲许用应力，其计算公式为：t0八叭SFYFa2=2.16 ;上式中 Ysa 是应力校正系数，可查机械设计书表Fa2 saYsa2=1.81SF为弯曲疲劳安全系数，取SF=1・35kfn为弯曲疲劳寿命系数，通过应力循环次数N 查机械设计书图 10-18 可得g =60mjLh=60 710 1 28800=1.23 109，则查得 5=0.87N2 =60n2jLh=60 118 1 28800=2.05 108，则查得 KFN2=0.95上式中二lim为齿轮的疲劳极限弯曲疲劳强度极限值用 二FE代入，查图10-20可得： "-'FE1= 500MPa， "-■ FE2 =380MPa由以上数据可计算得： 一1=322・22MPa — L=267・41MPa 4・2・342计算大、小齿轮 的Ya汗并加以比较，选结果大的所对应的齿轮进行校Y= 0.0 1 3 3 6H81 =0.01462267.41YFaYsa1_2-76 1.56玩］—322.22YFa2YSa2因此对大齿轮进行校核：= 44.88MPavAF l2=267.41MPaKFtYAYA 1.236 743 2.16 1.81bm 40 2故齿根弯曲疲劳强度满足要求。
4.2.3.5齿面接触疲劳强度校核 齿面接触强度校核公式为巧2% 4・2・3・5・1计算公式内的各计算数值上式中u为减速比即传动比，因此u=h =61 上式中ZE为材料的弹性影响系数，查机械设计书表 10-6可得：Ze=189・8MPa2上式中K为载荷系数，K二KaKvKh 「其中KA为使用系数查机械设计书表A V H :.K A10-2可得KA=1・0; KV为动载系数，他可通过齿轮的圆周速度「在机械设计书图AV10-8查得」d1 n=1・56m/s,则可以查得KV=1・03; K*为齿间载荷分配系数，对于直齿轮可取Kf： =1・0；心］为齿向载荷分布系数，Kh :可查机械设计书表10-4H得 KH =1.244由此计算出 K=1.281Ht J=N查机械设计书图10-19上式中-H ,为齿面接触许用应力，其计算公式如下:上式中SH为接触强度安全系数，取SH =1・0上式中Khn为接触疲劳寿命系数，通过应力循环次数HN可得N1=60n1jLh=60 710 1 28800=1.23 109，则查得 Khn1=0.912 =60n2jLh=60 118 1 28800=2.05 108，则查得 KHN 2=0.97为齿轮的疲劳极限。
接触疲劳强度极限值用匚Hlim代入，查机械设计书图10-21可得：二 Hiim1 =600MPa匚 Hiim2 =550MPa由以上数据计算出：牛,=546MPa »H广533・5MPa4.2.3.5.2校核接。