第1章緒論某往復(fù)式洗車機(jī)系統(tǒng)主要的硬件設(shè)計案例1.1橫刷的運(yùn)動分析與設(shè)計橫刷的作用是擦洗車頂。它的運(yùn)動可以分解為沿汽車方向的垂直運(yùn)動，模仿車頂?shù)男螤畹倪\(yùn)動和它自己圍繞中軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動。運(yùn)動方向可分為垂直和水平兩個方向，其中水平運(yùn)動靠龍門架的運(yùn)動來實(shí)現(xiàn)，垂直運(yùn)動則通過如圖3-1所示機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)。圖3-1機(jī)構(gòu)運(yùn)動示意1平衡塊2回轉(zhuǎn)凸輪3液壓缸4橫刷通過液壓缸的伸縮調(diào)節(jié)，可使橫刷上下進(jìn)行調(diào)整，以使橫刷到達(dá)預(yù)定位置，通過電機(jī)的傳動，使得橫刷開始旋轉(zhuǎn)，進(jìn)而對汽車進(jìn)行仿車型清洗。1.2橫刷傳動方案的設(shè)計綜上，橫刷主要是對汽車的頂部與前后部進(jìn)行清洗，其主要運(yùn)動為自身的回轉(zhuǎn)運(yùn)動。根據(jù)實(shí)際考慮，將橫刷的轉(zhuǎn)動速度暫定為2r/s，若將電動機(jī)直接與橫刷相連，顯然轉(zhuǎn)動速度無法滿足要求，故還需加入減速器等。擬定傳動方案如圖3-2所示。圖3-2傳動方案根據(jù)對橫刷運(yùn)動的初步估算，擬定其運(yùn)動如表3-1所示。表3-1傳動數(shù)據(jù)表橫刷負(fù)載轉(zhuǎn)矩橫刷轉(zhuǎn)速橫刷速度橫刷直徑1.6N·m2.33r/s2.6m/s0.6m1.2.1電動機(jī)的選擇選擇類型合適的電動機(jī)是橫刷良好完成工作的最基本保證，由于橫刷所需轉(zhuǎn)矩不大，故不妨選用三相籠型異步電動機(jī)，它有結(jié)構(gòu)簡潔、經(jīng)久耐用、成本低、維護(hù)便利等優(yōu)點(diǎn)。確定電動機(jī)的容量電動機(jī)在工作過程中需要克服摩擦力等的作用，顯然，摩擦力主要由橫刷在清洗汽車時產(chǎn)生。摩擦力的計算公式為：F=μS#式中：μ——比例系數(shù)（與材料有關(guān)）；S——橫刷與汽車接觸面積。由已知參數(shù)：小型家用兩廂車的長度集中在4000mm左右，寬度集中在1700mm左右，則S=4000×1700=6.8m2，取工作機(jī)所需輸入功率計算公式為：P式中：F——摩擦力，N；R——橫刷半徑，m；ω——橫刷轉(zhuǎn)動角速度，rad/s。由已知參數(shù)：F=748N，R=0.3m，ω=傳動系統(tǒng)效率為：η所需電動機(jī)的輸出功率為：P確定型號初選3個型號，電動機(jī)的型號及其參數(shù)如表3-2所示。表3-2電動機(jī)型號型號額定功率/KW噪聲/dB滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）工作效率缺點(diǎn)Y112M-4468~7414400.84噪聲大Y160M1-8464~697200.84體積較大Y132M1-6466~719600.84由上表可知，電動機(jī)應(yīng)選擇型號為Y132M1-6，其同步轉(zhuǎn)速為1000r/min，滿載轉(zhuǎn)速為960r/min。1.2.2帶傳動的設(shè)計傳動比的確定傳動比計算公式為：i=式中：n1n2由已知參數(shù)：橫刷轉(zhuǎn)速為：n=2.33r/s=140r/min。電動機(jī)的轉(zhuǎn)速為n=960r/min。經(jīng)公式（3-3）計算可得i帶傳動：i齒輪傳動：i各軸的數(shù)據(jù)I軸：轉(zhuǎn)速為：n功率為：P轉(zhuǎn)矩為：TⅡ軸：轉(zhuǎn)速為：n功率為：P轉(zhuǎn)矩為：TⅢ軸：轉(zhuǎn)速為：n功率為：P轉(zhuǎn)矩為：T帶傳動的具體設(shè)計確定計算功率由具體工況可知，工況系數(shù)KAP選取型號根據(jù)Pc=4.4KW，確定帶輪計算直徑查V帶輪最小基準(zhǔn)直徑表，確定主動輪計算直徑為：d從動輪直徑為：d查V帶輪最小基準(zhǔn)直徑表?。篸d2從動輪實(shí)際轉(zhuǎn)速為：n帶的速度為：v=帶速合理。雖然n1確定帶的中心距和長度根據(jù)0.7(dd1+則帶的初定基準(zhǔn)長度為：L=2×300+查普通V帶的長度系列表，選定節(jié)線長度L則實(shí)際中心距為：a≈驗(yàn)算小帶輪包角α=故小帶輪上的包角合適。確定帶的根數(shù)由dd1=100mm，n=960r/min，查單根普通V帶的基本額定功率表，得基本額定功率根據(jù)n=960r/min，i1=n查包角修正系數(shù)表，得包角修正系數(shù)Kα=0.98，由帶長修正系數(shù)表，得帶長修正系數(shù)則帶的根數(shù)為：Z≥取Z=5根。計算初拉力和壓軸力由V帶得線密度表，查得線密度q=0.11kg/m則帶所需得初始拉力為：F=帶作用在軸上得壓力為：F帶的尺寸帶的尺寸如圖3-3所示。圖3-3帶的尺寸1.2.3齒輪的設(shè)計選擇齒輪的材料和精度等級查齒輪常用材料及力學(xué)性能表，不妨選小齒輪齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，取齒面硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，取齒面硬度為240HBS。取精度等級為7級。按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計初選小齒輪齒數(shù)取Z大齒輪的齒數(shù)為：Z確定齒寬系數(shù)小齒輪作對稱布置，且采用軟齒面，故查齒寬系數(shù)表，得齒寬系數(shù)ψd確定許用應(yīng)力由齒輪的接觸疲勞極限圖，查得σHlim1=740MPa，σHlim2循環(huán)次數(shù)為：N由接觸疲勞壽命系數(shù)表，查得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1=1.16，許用接觸應(yīng)力為：σσdm=根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)表，選取模數(shù)m=6。齒輪的相關(guān)參數(shù)ddb=取b2=132mm，a=按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核確定齒形系數(shù)由齒輪齒形系數(shù)圖，查得YFa1=2.8，確定應(yīng)力修正系數(shù)由齒輪應(yīng)力修正系數(shù)圖，查得Ysa1=1.56，確定載荷系數(shù)由使用系數(shù)表，查得KA由動載系數(shù)表，查得KV由齒間載荷分配系數(shù)表，查得KFα由齒向載荷分配系數(shù)圖，查得KFβ載荷系數(shù)為：K=確定重合度系數(shù)端面重合度為：εε重合度系數(shù)為：Y確定許用彎曲應(yīng)力由齒輪的彎曲疲勞極限圖，查得σFlim1=610MPa，由最小安全系數(shù)表，查得最小安全系數(shù)SFmin由彎曲疲勞壽命系數(shù)圖，查得YN1=0.94，尺寸系數(shù)為：Y許用彎曲應(yīng)力為：σσ校核彎曲應(yīng)力為：==由σF1<σ1.2.4聯(lián)軸器的選擇確定軸端的直徑聯(lián)軸器是用來連接兩根軸，為使連接平穩(wěn)，故需確定軸端的直徑。查表，得A則軸的直徑為：d≥由于傳動要求，故軸上應(yīng)有鍵槽，故使得其強(qiáng)度削弱，所以應(yīng)增大5%~7%的直徑尺寸，大約采用32.31~39.45mm，不妨取d2選擇聯(lián)軸器的型號綜上，選TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器和J型號軸孔，直徑大約為42mm，軸孔的長度大約為82mm。1.2.5軸的設(shè)計選取軸的材料碳鋼和合金鋼二者以獨(dú)特的特點(diǎn)，常常作為選擇軸材時優(yōu)選考慮的選項。與碳鋼相比較，合金鋼的力學(xué)性能等往往要優(yōu)于碳鋼，但合金鋼的價格卻也由此比碳鋼更貴，大多數(shù)應(yīng)用在載荷較大，軸頸耐磨性高的場合。相較于合金鋼，碳鋼也擁有較好的力學(xué)性能，成本低，應(yīng)用范圍廣。根據(jù)本減速器的特點(diǎn)，綜合考慮后，軸材選擇經(jīng)調(diào)質(zhì)處理的45鋼。查力學(xué)性能表，得45鋼的強(qiáng)度極限σb=640MPa，許用彎曲應(yīng)力確定如何定位和固定軸上的部件軸及其部件的可靠定位、固定和方便的拆裝是軸完成其功能的基本要求。綜合考慮，選擇沿軸的小直徑端安裝齒輪，利用軸肩定位齒輪的左端，而右端是利用套筒來進(jìn)行固定。從動軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計確定各軸段的直徑和長度根據(jù)聯(lián)軸器的選擇，可知軸的外伸端為軸直徑最小的地方，與聯(lián)軸器配合，直徑為40mm，考慮聯(lián)軸器的軸向位置，則軸肩處的直徑不妨取50mm，并用相同的方法確定其余各段直徑。軸承的選用初步定為6210型滾動軸承。齒輪輪轂寬度為132mm，為保證其安全性，與齒輪配合處的軸段長度為130mm，齒輪端面與箱體相距約10mm，并注意軸承之間的潤滑,軸承表面和箱體內(nèi)表面的間距大約是7mm?？紤]聯(lián)軸器與箱蓋的距離要求,?45處長度取60mm。軸承支點(diǎn)的距離為222mm。如圖3-3所示。圖3-3從動軸尺寸按彎扭合成強(qiáng)度校核齒輪的切向力為：F齒輪的徑向力為：F則徑向力與切向力合力為：F支座反力為：F其中：F1HF2H?80軸段處的彎矩為：M=670.43×?60軸段處的彎矩為：M=12067.74N·mm轉(zhuǎn)矩為：T由減速器的旋轉(zhuǎn)方式可知，軸扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)α=0.6?80軸段處的當(dāng)量彎矩：=?60軸段處的當(dāng)量彎矩：=由Mca>Mca'可知，?55?80軸段處：σ?60軸段處：σ綜上可知，軸的強(qiáng)度滿足要求，且軸需要有較大的承受力，強(qiáng)度裕量正常，故軸徑不需要再進(jìn)行修改。主動軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計確定軸端的直徑查表，得A則軸的直徑為：d≥由于傳動要求，故軸上應(yīng)有鍵槽，故使得其強(qiáng)度削弱，所以應(yīng)增大5%~7%的直徑尺寸，大約采用46.87~57.35mm，不妨取d2確定各軸段的直徑和長度由上述計算可知，主動齒輪的分度圓直徑為120mm，主動軸的最小軸段的直徑為58mm，不妨將該軸設(shè)計為齒輪軸。顯然，軸的外伸端為軸直徑最小的地方，與帶輪相配合，直徑為58mm，按照齒輪拆卸要求等依次確定各軸段直徑。其中，軸承的選用初步定為6210型滾動軸承。由主動齒輪和從動齒輪的裝配對應(yīng)關(guān)系可知，兩個軸承支點(diǎn)的位置距離為222mm，按照要求依次對軸長度取值，如圖3-4所示。圖3-4主動軸尺寸按彎扭合成強(qiáng)度校核帶輪重20KG，重力為：G=mg=20×9.8=196N帶輪作用在軸上的壓軸力為：F求垂直面內(nèi)的彎矩：支座反力為：112.5×1260+206×196=225×FF其中：F1VF2V齒輪軸段處的彎矩為：M?68軸段處的彎矩為：M求水平面內(nèi)的彎矩：支座反力為：112.5×458.6+225×FF齒輪軸段處的彎矩為：M?68軸段處的彎矩為：M轉(zhuǎn)矩為：T齒輪軸段處的總彎矩：M=?68軸段處的總彎矩：M齒輪軸段處的當(dāng)量彎矩：M?68軸段處的當(dāng)量彎矩：=由Mca<Mca對?68軸段處進(jìn)行強(qiáng)度校核：σ綜上可知，軸的強(qiáng)度滿足要求，且軸需要有較大的承受力，強(qiáng)度裕量正常，故軸徑不需要再進(jìn)行修改。1.2.6滾動軸承的選擇由于圓柱直齒齒輪無直接的軸向力，所以不妨選用深溝球軸承，經(jīng)過初步估算，決定主動軸使用6215型軸承，從動軸使用6212型軸承。校核主動軸軸承查表，得溫度影響系數(shù)ft=1，載荷系數(shù)fp當(dāng)量動載荷為：P=基本額定動載荷為：C=P6215型軸承的徑向基本額定動載荷為：Cr=60.8KN，由校核從動軸軸承當(dāng)量動載荷為：P=基本額定動載荷為：C=P6212型軸承的徑向基本額定動載荷為：Cr=47.8KN，由1.2.7鍵的選擇鍵多用于連接，可以實(shí)現(xiàn)軸和部件的定位，同時傳遞扭矩。根據(jù)系統(tǒng)特點(diǎn)，不妨選用普通平鍵。從動軸與齒輪連接處的鍵選擇：b×h=20×12mm，L=110mm查鍵連接的許用擠壓應(yīng)力表，得許用擠壓應(yīng)力σ鍵所受擠壓應(yīng)力為：σ由σp從動軸與聯(lián)軸器連接處的鍵選擇：b×h=12×8mm，L=70mm鍵所受擠壓應(yīng)力為：σ由σp主動軸與帶輪連接處的鍵選擇：b×h=16×10mm，L=80mm鍵所受擠壓應(yīng)力為：σ由σp1.3側(cè)刷的運(yùn)動分析與設(shè)計側(cè)刷分為大側(cè)刷與小側(cè)刷，如圖3-4所示，其中1為大側(cè)刷，2為小側(cè)刷。大側(cè)刷的作用是清洗汽車的前后端和汽車的側(cè)面，運(yùn)動可分為沿車兩側(cè)運(yùn)動和繞中心軸旋轉(zhuǎn)。旋轉(zhuǎn)中心的運(yùn)行軌跡和車身的形狀相似。其中，龍門架自身的移動會帶動大側(cè)刷沿車身兩側(cè)的運(yùn)動。為保證清洗完整與車輛