《麥田噴土滅火車設計 自動化專業(yè)畢業(yè)設計 畢業(yè)論》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《麥田噴土滅火車設計 自動化專業(yè)畢業(yè)設計 畢業(yè)論（38頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、第一章概述 本設計提出了一種全新麥田滅火的方法，從工作原理一直到結構設計均是由我們三人設計完成，獨具創(chuàng)新性。相對于本次課程設計的任務量，我們的設計結構復雜，零件多，從設計校核到三維圖和二維圖的繪制，任務量相當大。 本作品的設計背景是：每年春夏之交，天氣干燥，麥田極易發(fā)生火災。據(jù)我們所查到的資料，這種火災每年給農民們造成極大損失，如果火災得不到控制，還會威脅到農房、人畜的安全。并且大型消防車因為需要人駕駛，故難以接近火場，更何況水源不能得到及時補充。另外，人力滅火危險低效，更不可取。 針對以上問題，我們經過多次討論確定了自己的方案。決定設計一輛小型無人駕駛遙控滅火車，直接從田地挖土，經由傳

2、送帶傳輸?shù)杰図?，再通過離心式噴射將火撲滅。采取就地取土滅火這種方式就解決了消防車水源得不到補充的問題?？紤]到田地土壤疏松，我們采取履帶式車輪，并通過齒輪嚙合差速轉向，且行進速度可調。 具體方案設計：采用一個大功率直流電動機作為動力源，由36V直流電源供電，經減速箱減速后，通過鏈傳動將扭矩分別傳送到到刨土部分、傳送帶、刨土機構和行進部分。刨土部分通過兩把耙完成刨土任務，前面一把耙耙齒呈針狀，主要作用是松土，這樣就可以大大減小刨土的扭矩；后面一把耙耙齒呈勺狀，將土挖出并送到傳輸帶。耙的切土深度是30mm，計劃每分鐘刨土0.01~0.02m3?？紤]到滅火車不工作時耙必須抬起以免掛擦地面，耙整體與車

3、架采用銷連接，不工作時將銷安到耙的下銷孔就能使耙抬起。銷采用蝶形螺母固定，方便拆卸。傳輸帶部分由一個主動旋轉軸和從動軸支撐，主動軸表面類似砂紙，摩擦系數(shù)大，靠靜摩擦力拉動傳送帶。傳送帶將土輸送到離心盤，軸轉動帶動刨土扇葉將土拋向火源。最后，行進部分采用履帶車輪，由于其不移轉向，故我們經過查找資料決定選用差速轉向，這種方式雖然結構復雜，但轉向平穩(wěn)，輸出轉向力矩大，更適合田地行進。 圖1.1底盤整體 第二章行進部分設計與校核 2.1 概述： 圖2.11 底盤整體 采用履帶驅動橋，它由中央傳動、轉向機構制動機構和最終傳動是個部分組成。 要求： 1。保證履帶作業(yè)機械得到各種轉向半徑相適應

4、的折線軌跡，不發(fā)生轉向急動現(xiàn)象； 2。力求有較小的專項半徑，這是機動性的保證； 3。是電動機負荷最小，轉向時平均速度不應該比直線行駛速度有顯著下降； 4。不轉向時，要有良好的直線型； 5。操作簡單； 6。力求較小的外部尺寸。 圖2.12設計簡圖 圖2.13效果圖 方案說明： 1） 采用鏈輪來傳遞動力，適應了火場環(huán)境； 2） 采用兩級變速實現(xiàn)了快進與工進的兩種行進速度； 3） 采用履帶地盤，適應田地里復雜地形； 4） 采用雙差速機構作為履帶轉向機構，當收緊一邊制動器時，制動并不直接發(fā)生在驅動軸上，所以不會發(fā)生停轉的現(xiàn)象，而是按一定的比例關系降速，一般情況下慢履帶速度降低3

5、0%，快速履帶增速30%。 2.2總體設計 1）功率選擇： 按照初步設計，機構能實現(xiàn)2.6m/s的快速運動與1.25m/s的工作運動，由于差速部分在滅火車在直線行走的過程中處于相對靜止的狀態(tài)，所以予以忽略。分析可得滅火車工作在3m/s時，其功率取得最大值?？紤]到行進阻力約合200n； 工作機工作過程中傳遞鏈經過了鏈輪、齒輪、離合器傳遞，所以： 進一步考慮到履帶的能耗高于輪式地盤，所以： 取 由主減速器的末端可以得到轉速為120r/min,功率為1.4kw的動力，可以滿足設計要求 2）當傳動比為3時，轉動裝置的運動和動力參數(shù)計算 I）各個軸的轉速計算： II）合個軸輸入功率計

6、算： III）各個軸的輸入轉矩計算： 將上述結果列于表中， 軸號 轉速n/min 功率P kw 轉矩T N.m 傳動比 I 120 0.99 78.8 3 Ii 40 0.96 229 當傳動比為0.7時，轉動裝置的運動和動力參數(shù)計算 I）各個軸的轉速計算： /min II）合個軸輸入功率計算： III）各個軸的輸入轉矩計算： 將上述結果列于表中， 軸號 轉速n/min 功率P kw 轉矩T N.m 傳動比 I 120 0.99 78.8 0.7 Ii 84.8 0.96 108.1 2.3齒輪設計 設計u=3的齒輪組

7、 1） 要求分析 見上表 2） 選擇齒輪的材料、熱處理方式及需用應力的是、計算 （1） 選擇軟齒面齒輪 小齒輪：45鋼，調質處理；大齒輪：45鋼，正火處理 （2） 確定需用應力 a. 確定極限應力、 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS。 查表有、 、 b. 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)，設想，每天工作8個小時，壽命為10年 =60ant= 查表有=1，=1 c. 計算需用應力 查表，取、 3） 初步確定齒輪的基本參數(shù)與尺寸 （1） 選擇齒輪類型 選用直齒圓柱齒輪 （2） 選擇齒輪精度等級 選擇8級精度 （3） 初選尺寸 ， （

8、4） 初步計算齒輪的主要尺寸 選擇主要參數(shù)：因為鏈輪傳入動力，；齒輪傳動速度不高，因非對稱布置，；。 查表：選取，，， 初步計算齒輪的分度圓直徑、等主要參數(shù)和幾何尺寸： 代入數(shù)據(jù)有 取標準模數(shù)為， 中心距取整的到 修正后有： ，取38mm 小齒輪 （5） 驗算齒輪彎曲強度條件。 查表得到 取 計算彎曲應力： 代入數(shù)據(jù) 設計u=0.7的齒輪組 由于u=1的齒輪組與u=3的齒輪組為兩個固定軸上的不同的傳動速度的齒輪，所以他們的中心局是相同的 mm 由于在u=1是齒輪的受力情況相對于u=3時好，為了簡化設計，設定基本參數(shù)如下: 由于其受力情況比u=3時更好所以在

9、此只校核其彎曲強度條件： 2.4軸的設計 2.41軸I的設計 1） 選擇軸的材料 選擇45鋼，調質處理，其參數(shù)如下： 2） 初步選擇軸徑 取為25mm 3） 軸的機構設計 圖2.41 軸結構圖 4） 按彎矩組合校核 此處按u=3時 5） 畫受力簡圖 圖2.42 軸受力簡圖 6） 軸上的受力分析 軸傳遞的轉矩T=78800N.mm 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 鏈輪的直徑同樣取75mm 鏈輪的周向力 一、 Inventor計算： 剪切應力圖： 彎矩圖： 彎曲應力： 理想直徑： 圖2.43 分析圖 軸的尺寸選擇合理。 二、手工計算 計算最大彎矩

10、 算當量最大彎矩，求危險截面，并進行強度校核： 轉矩按脈動循環(huán)變化計算，取有 故安全 2.42軸II的設計 （注：由于II軸與底盤的連接部分沒有更多的時間來做，再由于制動器性能參數(shù)我沒能夠了解，所以此處的II只進行簡單的受力分析。進一步加工，需要進一步分析底盤的參數(shù)與制動器的參數(shù)） 1） 選擇軸的材料 選擇45鋼，調質處理，其參數(shù)如下： 2） 初步選擇軸徑 取為30mm 3） 軸的機構設計 圖2.44 軸結構圖 4） 按彎矩組合校核 此處按u=3時 5） 畫受力簡圖 圖2.45 軸受力圖 6） 軸上的受力分析 軸傳遞的轉矩 二、 Inventor計算：

11、剪切應力圖： 彎矩圖： 彎曲應力： 理想直徑： 圖2.46 分析圖 軸的尺寸選擇合理。 二、手工計算 由于此軸采取簡化計算，只考慮轉矩， 算當量最大彎矩，求危險截面，并進行強度校核： 轉矩按脈動循環(huán)變化計算，取有 故安全 2.5軸承的選擇 Inventor設計摘要： 根據(jù)工作情況初步選用7205AC ，設計為10000個小時，考慮到火場的復雜環(huán)境，所以需要附加系數(shù)2 查機械設計手冊得到： 軸承規(guī)格滾動軸承 GB/T 292-2007 70000C 型 (7205 C) 軸承內徑 d 25.000 mm 軸承外徑 D 52.000 mm 軸承寬度 B 15.0

12、00 mm 軸承的公稱接觸角α 15 deg 額定基本動態(tài)載荷 C 16500 N 額定基本靜態(tài)載荷 C0 10500 N （1） 查表7000C的派生軸向力為： （2） 初步選用校核的參數(shù) 轉速N=120 rpm 動態(tài)徑向載荷系數(shù) X=0.60 / 0.60 動態(tài)軸向載荷系數(shù) Y=0.50 / 0.50 靜態(tài)徑向載荷系數(shù) X0=0.60 靜態(tài)軸向載荷系數(shù) Y0=0.50 軸承壽命計算計算方法 ANSI/AFBMA 9-1990 (ISO 281-1990) 要求的額定壽命 10000 小時 要求的可靠性 Rreq 90 特殊軸承特性的壽命調整系數(shù) a

13、2=1.00 運行狀況的壽命調整系數(shù) a3=1.00 工作溫度 T=100 c （3） 軸承的壽命計算 靜態(tài)等效載荷 P0=2836 N 動態(tài)等效載荷 P=1702 N 計算結果： 結果基本額定壽命 L10=126588 小時 所選齒輪7205c符合要求 手算- 1） 計算派生軸向力S1，S2 由于軸II的支撐眾多已經形成超靜定桿，所以假設此處的抽象壓力Fr與齒輪周向力相等，來計算： 2） 計算軸承所受軸向的載荷 因為采用直齒圓柱齒輪，軸向載荷為0，所以倆軸承都處于放松狀態(tài)： 3） 計算當量動載荷 軸承： 查表 查表 4） 軸承壽命計算 所以軸承選擇是

14、合理的。 2.6錐齒輪的設計 在本履帶變速機構中應用到八個錐齒輪，但由于他們是兩個重合在一起的差速器，所以指校核其中嵌套在內層的錐齒輪， 在履帶地盤轉向時，收緊一邊制動器時，制動并不直接發(fā)生在驅動軸上，所以不會發(fā)生停轉的現(xiàn)象，而是按一定的比例關系降速，一般情況下慢履帶速度降低30%，快速履帶增速30%。 在前面功率分析中提到II軸的轉矩約為所以此時受力危險的齒輪組為加速方，其轉矩為： 材料為45鋼，正火處理 （1） 計算載荷 所以： （2） 齒面接觸疲勞強度條件 取 （3） 齒輪彎曲疲勞強度條件 設計齒數(shù)為18 ，查表 a. 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)，設想，每天

15、工作8個小時，壽命為10年 =60ant= 查表有=1，=1 b. 計算需用應力 查表，取、 由于局部幾何空間的考慮，選擇模數(shù)為2,齒數(shù)為27的錐齒輪，這是滿足強度要求的。 2.7箱體的設計 由于處于行走機構中，存在顛簸與震動，采用潤滑脂潤滑。 所以刪減了油尺、油塞等結構。 以下為箱體部分基本參數(shù)： 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 8 箱座凸緣厚度 12 箱蓋凸緣厚度 12 地腳螺釘直徑 20 地腳螺釘數(shù)目 4 軸承旁連接螺栓直徑 16 箱蓋與箱座連接螺栓直徑 10 軸承蓋螺釘 8 定位銷 7 第三章刨土輸送部分設計與校核 3.1 概述

16、我們設計的小車要完成的任務就是麥田滅火，經過我們小組成員的幾次討論，最終確定用麥田里取之不盡用之不竭的土作為滅火的工具。如何將土取出并輸送到執(zhí)行機構就成為一個問題。經過超找資料，我們最終確定用類似農村“耙”的旋轉機構將土從田地里取出，然后經由傳輸帶輸送到執(zhí)行部位。 耙主要有兩部分組成，松土耙和刨土耙。松土耙的設計任務是將土壤拌松并取出一部分雜草和麥根，以最大限度減小刨土的扭矩；刨土耙熱任務就是將土捧起，并隨著軸的旋轉將土送到傳送帶上。觀察下圖會發(fā)現(xiàn)，耙尾有三個螺栓孔，卻只有兩個螺栓。這是因為，耙工作時會切進地面，而當不工作時就應將耙抬起，只是只需旋開靠前的碟形螺母，然后將銷插到下端即可。

17、預設參數(shù)： 1. 刨土功率小于1kw； 2. 每分鐘刨土大于0.01立方米； 3. 刨土耙軸和松土耙軸的轉速為120r/min； 圖3.11 耙整體圖 3.2耙設計 3.21松土耙軸的設計： 任務要求：耙長0.6米，其中有爪部分0.5米，爪每圈6個，交錯排列26圈。爪長65mm（爪頂端到軸中心）。切土深度30mm，估算單爪切削力20N。預定軸轉速120r/min。并且松土耙輸出扭矩帶動刨土耙。 1. 考慮到載荷較大，故選擇軸的材料為45號鋼，經正火處理，查機械設計手冊表5-1-1得，σb=400Mpa，σs=220Mpa，σ-1=165Mpa，τ-1=95Mpa，[σ-1]b

18、=60Mpa。 2. 初步計算軸徑 由T=k(載荷系數(shù)1.1)*26*20*0.065=37.2Nm；P1=T*N/9550=37.2*120/9950=0.47KW； 選C=110，則dmin1=C 3=19.8mm 在鏈傳動段，總功率為P=P1+P2=0.47+0.39/0.95=0.88KW(P2為刨土耙功率，下個小節(jié)會介紹，0.95為鏈傳動的效率) 此時，dmin2=C 3=21.3mm 考慮到軸端裝聯(lián)軸器需開鍵槽，將其軸徑增加4%~5%，故取軸的直徑為23mm。 3. 軸的結構設計 按工作要求，軸上所支撐的零件主要有鏈輪及兩個滾動軸承。故設計成中間為工作部分，兩邊安裝

19、軸承和鏈輪。 4. 抗彎扭合成校核 ①畫受力簡圖（如圖L-1），其中最右端兩個力為主動鏈輪的水平分力和豎直分力；次右端的力為刨土耙軸鏈輪的牽引力。 39.2 70 圖3.21 手繪受力圖 圖3.22 軟件計算圖 ②軸上受力分析 軸上傳遞的轉矩： T1=55.77Nm 耙齒的圓周力為 Ft=26*30=780N（沿軸均勻分布） 耙齒的徑向力為： Fr=26*30*tan28.5。=423.5N（由受力分析取中間值估算，沿軸均勻分布） 減速箱與松土耙軸鏈條拉引力（與水平夾角2

20、5。） F1=9550Pn*r=2056N 水平分力：Fq1=F1*cos25。=1863N 豎直分力：Fv1=F1*sin25。=869N 松土耙軸與刨土耙軸鏈條拉引力（鏈條水平） F2=Tr=30.80.024=1283N 計算作用于軸上的支反力 水平面內支反力 RHA=327N (方向向后) RHB=-1136N(方向向后) 垂直面內支反力 RVA=Fr/2+869*40/580=89N（方向豎直向下） RVB=-Fr/2+869*620/580=1100N（方向豎直向下） 轉矩分析：牽引鏈轉矩T1=9550P

21、n*=70Nm 拉引刨土軸轉矩T2=30.8Nm 考慮到彎矩復雜，不進行轉矩彎矩圖的合成而是進行關鍵截面的計算與校核，計算軸的彎矩，并畫彎、轉矩圖，如上圖示，最大彎矩發(fā)生在右端軸承處 Mmax=Mh2+Mv2=60000Nmm 計算并畫當量彎矩圖 轉矩按脈動循環(huán)變化計算在最大彎矩處，取a=0.6，則 aT=0.6*39200Nmm=23520Nmm M=M2+（aT）2計算，最大為64445Nmm。 下面進行強度校核： 考慮鍵槽的影響，查表計算可得，Wa=πd332=π*2

22、0332=1609mm3 所以 σca=McaWa=644451609×10-6=40MPa<σ-1=60MPa 考慮到軸端較細，下面對軸端截面進行校核 M=aT=0.6*11000Nmm=6600Nmm 考慮鍵槽的影響，查表計算可得，Wa=πd332-bt（d-t）22d=π*14332-5*3（14-3）22*20=139mm3 所以 σca=McaWa=6600139×10-6=47.5MPa<σ-1b=60MPa 滿足強度校核條件，同理校核鏈輪處軸的強度亦滿足要求，故此軸的設計符合強度要求。 5.按安全系數(shù)校核： 經判斷，右端軸承所在截面有應力集中源且當量彎矩較大，

23、下面以此截面進行安全系數(shù)校核。 a、截面上的應力： 彎曲應力幅：σa=MW=Mh2+Mv21.609MPa=37.2MPa 扭轉應力幅：τa=T2WT=39.24*1.609=6.1MPa 彎曲平均應力：σm=0 扭轉平均應力：τm=τa=6.1MPa b、材料的疲勞極限：根據(jù)σb=400Mpa，σs=220Mpa,查書表6—1得 φσ=0.2，φτ=0.1 C、截面應力集中系數(shù)：查附表6—1得（平鍵類型為A型,6×6） kσ=1.51,kτ=1.20 d、表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：查附表6-5、附表6-4得 β=0.95?σ=0.91,

24、?τ=0.89 e、分別考慮彎矩或扭矩作用時的安全系數(shù) Sσ=σ-1kσ?σβσa+φσσm=2.5 Sτ=τ-1kτ?τβτa+φττm=10.9 Sca=SσSτSσ2+Sτ2=2.4>S=1.5 綜上分析，松土耙軸的設計理論上符合要求。 3.22刨土耙軸的設計： 任務要求：耙長0.6米，其中有爪部分0.53米，爪每圈4個，排列11圈。爪長85mm（爪頂端到軸中心）。刨土深度30mm，估算單爪切削力30N。預定軸轉速120r/min。 1. 考慮到載荷較大，故選擇軸的材料為45號鋼，經正火處理，查機械設計手冊表5-1-1得，σb=400Mpa，σs=220

25、Mpa，σ-1=165Mpa，τ-1=95Mpa，[σ-1]b=60Mpa。 2. 初步計算軸徑 由T=k(載荷系數(shù)1.1)*11*30*0.085=30.8Nm；P2=T*N/9550=41*120/9950=0.39KW； 選C=110，則dmin=C 3=16.3mm 考慮到軸端裝聯(lián)軸器需開鍵槽，將其軸徑增加4%~5%，故取軸的直徑為18mm（最細處）。 刨土耙軸與松土耙軸的受力情況類似且小于松土耙軸，由于時間關系此處不再對刨土耙軸進行校核。 3.3螺栓的設計與校核： 本次設計用到很多螺栓連接，除了減速箱處螺栓是由計算得到，其余螺栓直徑型號的選取均是根據(jù)經驗設計，設計中盡量

26、使直徑稍大，以免強度不夠。螺栓連接拆卸方便且預緊力大。其中刨土部分與機架連接處的螺栓受力較大，現(xiàn)選取此處螺栓進行校核，其余略。 螺栓直徑（支撐處）20mm，選用蝶形螺母拆卸方便，易于換位。 四個螺栓受刨土耙和松土耙爪的后拽力，其合力大小為 F=780+330=1110N 為剪切力 考慮到沖擊力比較大，乘以2的載荷系數(shù) 一共有四個螺栓，每個螺栓的剪切力Fs=2*F/4=2*1110=555N 按剪切強度條件計算 τ=4*Fsπd2m=4*555π*20*20=1.76Mpa<[τ]=240/3.5=68.5Mpa m為螺栓受剪面數(shù)目 d為螺栓受剪面直徑 故螺栓強度

27、合格。 3.4 軸承的設計與校核 刨土部分軸承的校核，一共四個軸承，選取松土耙處靠近鏈輪軸承（受力較大）進行校核。傳輸帶處軸承受力較小，不再進行校核。 根據(jù)工況，初選軸承RLS8-2RS，此軸承帶有密封圈，可以減少灰土對軸承潤滑的影響。此軸承在機械設計手冊上未查到，但INVENTOR里有它的參數(shù)，如下： Cr=9400N C0r=8800N 按中的沖擊計算，取fp=1.3 軸承不承受軸向力，故其當量動載荷 P=fp（Fx2+Fy2）=1.3*（11362+11002）=2055N 預期計算壽命Lh'=10（年）×1（月）×30（天）×10h=3000h Lh=10660n(

28、CrP)3=13293h 可見，軸承的工作壽命遠大于要求，然而我們工作環(huán)境惡劣，所以壽命較大沒必要換軸承強度符合。 第四章拋土部分設計與校核 4.1概述 拋土部分的工作原理利用了鑄造里拋沙的原理，通過轉盤的快速轉動，靠離心力將傳送帶輸送來的土快速拋向火源，將火熄滅。由于我們的設計任務是整輛車只用一個電動機，而電動機輸出的轉矩與拋沙軸的轉矩是相互垂直的，故需要一對錐齒輪來換向。這部分的設計零件較少，這里只選取錐齒輪的設計與校核來作一介紹。 4.11相關參數(shù)： 土壤密度：1000～1800 Kg/m3 每秒傳送土壤體積：0.02 m3 轉盤直徑：d=0.8 m 轉盤轉速：120

29、r/min 4.12功率計算： 土壤密度取1500 Kg/m3，每秒傳送土壤的質量m=5 Kg/s 假設在一秒內新傳送的土壤加速到與轉盤速度相同，即ω=4π rad/s 根據(jù)能量守恒計算電機輸入功率P=mω2r≈0.26Kw 考慮到效率傳送的問題，故選取電機功率P=0.3 Kw 4.2錐齒輪的設計 只要求改變力的輸出方向，選擇傳動比為1的直齒圓錐齒輪。 圖4.21 錐齒輪 通過軟件初選一對錐齒輪，具體參數(shù)如下： 常見參數(shù) 傳動比 i 1.0000 ul 切向模數(shù) met 2.000 mm 螺旋角 β 0.0000 deg 切向壓力角 αt 20.0

30、000 deg 軸間角 Σ 90.0000 deg 端部法向壓力角 αne 20.0000 deg 嚙合系數(shù) ε 1.7478 ul 軸平行度極限偏差 fx 0.0110 mm 軸平行度極限偏差 fy 0.0055 mm 虛擬傳動比 iv 1.000 ul 等效中心距 av 81.167 mm 虛中心距 an 81.167 mm 螺錐半徑 Re 48.083 mm 中面螺錐半徑 Rm 40.583 mm 齒輪 齒輪 1 齒輪 2 模型類型 零部件 零部件 齒數(shù) z 34 ul 34 ul 變位系數(shù) x 0

31、.0000 ul -0.0000 ul 切向位移量 xt 0.0000 ul -0.0000 ul 尾端節(jié)徑 de 68.000 mm 68.000 mm 中面節(jié)徑 dm 57.393 mm 57.393 mm 尾端外徑 dae 70.828 mm 70.828 mm 小端部外徑 dai 48.733 mm 48.733 mm 端部齒根直徑 dfe 64.606 mm 64.606 mm 頂點距離 Ae 32.586 mm 32.586 mm 小端部頂點距離 Ai 22.420 mm 22.420 mm 節(jié)錐角 δ 45.

32、0000 deg 45.0000 deg 外錐角 δa 47.3818 deg 47.3818 deg 根錐角 δf 42.1425 deg 42.1425 deg 面寬 b 15.000 mm 面寬比 br 0.3120 ul 齒頂高 a* 1.0000 ul 1.0000 ul 間隙 c* 0.2000 ul 0.2000 ul 齒根圓角 rf* 0.3000 ul 0.3000 ul 全齒高 he 4.400 mm 4.400 mm 端部齒厚 se 3.142 mm 3.142 mm 弦厚度 tc 2.774 m

33、m 2.774 mm 弦齒頂高 ac 1.495 mm 1.495 mm 螺旋角極限偏差 Fβ 0.0110 mm 0.0110 mm 極限圓周徑向跳動 Fr 0.0210 mm 0.0210 mm 軸向螺距極限偏差 fpt 0.0075 mm 0.0075 mm 基本螺距極限偏差 fpb 0.0070 mm 0.0070 mm 等效齒數(shù) zv 48.083 ul 48.083 ul 等效中徑 dv 81.167 mm 81.167 mm 等效外徑 dva 84.543 mm 84.543 mm 等效基圓直徑 dvb 76

34、.272 mm 76.272 mm 無錐形變位系數(shù) xz -0.4217 ul -0.4217 ul 無底切變位系數(shù) xp -1.8097 ul -1.8097 ul 變位系數(shù)許用底切 xd -1.9768 ul -1.9768 ul 齒頂高截斷 k 0.0000 ul 0.0000 ul 嚙合外齒厚度 sa 0.7730 ul 0.7730 ul 用軟件進行載荷分析： 載荷 齒輪 1 齒輪 2 功率 P 0.300 kW 0.294 kW 速度 n 120.00 rpm 120.00 rpm 轉矩 T 23.873

35、N m 23.396 N m 效率 η 0.980 ul 切向力 Ft 831.916 N 法向力 Fn 885.306 N 徑向力 (方向 1) Fr1 214.107 N 214.107 N 徑向力 (方向 2) Fr2 214.107 N 214.107 N 軸向力 (方向 1) Fa1 214.107 N 214.107 N 軸向力 (方向 2) Fa2 214.107 N 214.107 N 圓周速度 v 0.361 mps 共振轉速 nE1 17293.769 rpm 材料 齒輪 1 齒輪 2 用戶

36、材料 用戶材料 極限拉伸強度 Su 700 MPa 700 MPa 屈服強度 Sy 340 MPa 340 MPa 彈性模量 E 206000 MPa 206000 MPa 泊松比 μ 0.300 ul 0.300 ul 彎曲疲勞極限 σFlim 352.0 MPa 352.0 MPa 接觸疲勞極限 σHlim 1140.0 MPa 1140.0 MPa 齒型心硬度 JHV 210 ul 210 ul 齒側面硬度 VHV 600 ul 600 ul 彎曲時的基本載荷循環(huán)次數(shù) NFlim 3000000 ul 300000

37、0 ul 接觸時的基本載荷循環(huán)次數(shù) NHlim 100000000 ul 100000000 ul 彎曲的 W?hler 曲線指數(shù) qF 6.0 ul 6.0 ul 接觸的 W?hler 曲線指數(shù) qH 10.0 ul 10.0 ul 處理類型 類型 2 ul 2 ul 強度計算 附加載荷系數(shù) 應用系數(shù) KA 1.200 ul 動態(tài)系數(shù) KHv 1.015 ul 1.015 ul 面載荷系數(shù) KHβ 1.585 ul 1.435 ul 橫向載荷系數(shù) KHα 1.214 ul 1.214 ul 一次過載系數(shù) KAS 1.00

38、0 ul 接觸系數(shù) 彈性系數(shù) ZE 189.812 ul 區(qū)域系數(shù) ZH 2.495 ul 嚙合系數(shù) Zε 0.866 ul 錐齒輪系數(shù) Zk 0.850 ul 單對齒接觸系數(shù) ZB 1.001 ul 1.001 ul 使用壽命系數(shù) ZN 1.033 ul 1.033 ul 潤滑系數(shù) ZL 0.962 ul 粗糙度系數(shù) ZR 1.000 ul 速度系數(shù) Zv 0.934 ul 螺旋角系數(shù) Zβ 1.000 ul 尺寸系數(shù) ZX 1.000 ul 1.000 ul 彎曲系數(shù) 形狀系數(shù) YFa 2.353 ul 2

39、.353 ul 應力校正系數(shù) YSa 1.773 ul 1.773 ul 帶有磨削切口的齒的系數(shù) YSag 1.000 ul 1.000 ul 螺旋角系數(shù) Yβ 1.000 ul 嚙合系數(shù) Yε 0.679 ul 錐齒輪系數(shù) Yk 1.000 ul 交變載荷系數(shù) YA 1.000 ul 1.000 ul 生產技術系數(shù) YT 1.000 ul 1.000 ul 使用壽命系數(shù) YN 1.000 ul 1.000 ul 開槽敏感系數(shù) Yδ 1.256 ul 1.256 ul 尺寸系數(shù) YX 1.000 ul 1.000 ul

40、 齒根表面系數(shù) YR 1.000 ul 結果 免受點蝕安全系數(shù) SH 1.425 ul 1.425 ul 免受斷齒安全系數(shù) SF 2.239 ul 2.239 ul 靜態(tài)接觸安全 SHst 1.282 ul 1.282 ul 靜態(tài)彎曲安全 SFst 4.457 ul 4.457 ul 校驗計算 正 結果顯示設計正確。 圓錐齒輪最終校核： K=KAKvKβKα=1.1×1.2×1.25×1=1.65 u=1 ψR=0.3 P=0.3 Kw T=24 N·m ZH=2.5 ZE=189.8 σHP=500MPa YFa=2.6，YSa

41、=1.65 σFP=300MPa 由公式可得： d?3ZHZEσHP24KT0.85ψR1-0.5ψR2u =32.5×198.850024×2.3×240.85×0.3×(1-0.5×0.3)2×1=11mm m?34KTYFaYSaψR1-0.5ψR2z2σFP1+u2 =34×2.3×24×2.6×1.650.31-0.5×0.32×342×300×1+12=0.2 從以上計算可以看出：設計的圓錐齒輪滿足設計要求。 第五章傳動部分設計與校核 5.1電機選型 刨土體積估算（每分鐘）：V=5*50*25*11*4*60*10-9=0.0165m3 查資料，按土密度ρ=1

42、400kg/m3計算，則每分鐘挖土質量為m=ρ*V=23.1kg. 理論所需功率為：P3=（mgh+1/2mv2）/60=4w 考慮到摩擦損失取P3=10w 行進部分所需功率（詳細計算見下文）P4=1.4kw 拋土部分所需功率（詳細計算見下文）為P5=0.3kw 初步估算：理論所需功率為P=P1+P2+P3+P4+P5=0.47+0.39+0.01+1.4+0.3=2.57kw 經查資料，決定選用170ZD 500 /A3H1型直流電動機，其各類電動機參數(shù)如下： 考慮到傳遞效率損失，初步選定電機為170ZDC301F，其參數(shù)如下： 轉矩T=11.46Nm 功率P=3kw 轉

43、速nm=2500r/min 額定電壓36V，工作制連續(xù)，額定電流小于等于105A。 在繪制三維圖時，考慮到電機在市場上可以直接購買，故對其進行了簡化，只畫出了它的一些重要的影響和其他零件連接的尺寸。 5.2傳動方案設計 圖5.21 傳動圖 電機轉速2500r/min，需要轉速120/min，則傳動裝置的總傳動比為： i=nm/nw=2500/120=20.8 按展開式布置，取i1齒=1.3i2齒，可得 i1齒=5.2，i2齒=4 可得各軸轉速分別為： I軸 n1=nm=2500r

44、/min II軸 n2=n1/i1齒=481r/min III軸 n3=n2/i2齒=120r/min 計算各軸功率： III軸 P3=0.88/0.95+0.01/0.95+1.4/0.95+0.3/0.95*0.95=2.74kw II軸 P2=2.74/0.99*0.98=2.82kw I軸 P1=0.96/0.99*0.98=2.9kw 各軸轉矩： I軸 T1=9550*P1/n1=11Nm II軸 T1=9550*P2/n2=56Nm III軸 T1=9550*P3/n3=218Nm 5.3鏈傳動設計 1. 減速箱與輪驅動軸鏈傳動

45、設計 （1） 選擇鏈輪齒數(shù) 經估算，鏈速v>0.6m/s，且由于轉速小，鏈速較小，可適當降低齒數(shù)，減小體積。大小鏈輪的轉速均為120r/min，故傳動比為1，初選兩鏈輪齒數(shù)均為27。 （2） 確定計算功率 選擇型號，確定鏈節(jié)距和排數(shù)，電動機拖動，稍有沖擊取Ka =1.3 有Pc=Ka*P=1.4KW*1.3=1.82KW （3）初定中心距a，取定鏈節(jié)數(shù)Lp 根據(jù)P0和n=120r/min，查機械設計手冊功率轉速曲線,選擇滾子鏈型號為10A 鏈輪半徑=z*p/2π=27*15.875/2*π=68mm 初定中心距a0=30~50p，取a0=30p。 Lp=2a0p+z1+z2

46、2+z2-z12π2pa0=87 取Lp=88節(jié)（偶數(shù)）。 （4）確定鏈節(jié)距p 單排Kp=1，取推薦潤滑方式，Kz=1.46，鏈板疲勞差鏈長系數(shù)Kl=1.06， 故可得：P0≥Pc/KpKzKl =1.82/1*1.46*1.06=1.18KW 由滾子鏈額定功率曲線選擇滾子鏈型號為10A，鏈節(jié)距p=15.875mm。 圖5.31 選擇符合GB/T1243A系列滾子鏈的典型承載能力圖表 （5）確定鏈長和中心距 鏈長 L=Lpp1000=88×15.8751000=1.397m 中心距 a=p4Lp-z1+z22+Lp-z1+z222-8z2-z12π2=15.875488-

47、27+272+88-27+2722=484.1875mm 本設計對中心距要求是小于1米大于0.2米，并應適當偏小，所以如上設計的中心距符合要求。 中心距的調整量一般應大于2p。 ?a≥2p=2×15.875=31.75mm 實際安裝中心距 a'=a-?a=484.19-31.75=452.4mm (6)求作用在軸上的壓力 鏈速 v=n1z1p60000=120×27×15.87560000=0.857ms 工作拉力 F=1000pv=1000×1.180.857=1377N 工作有輕微沖擊，取壓軸力系數(shù)KQ=1.2 軸上的壓力 FQ=KQF=1.2×1377=1652

48、.4N 此種方法與功率轉速和半徑計算的拉引力相差不大，可見兩種方法均可以。 (7)選擇潤滑方式 圖5.32 潤滑范圍選擇圖 根據(jù)鏈速v=0.857ms，鏈節(jié)距p=15.875mm,按圖選擇滴油潤滑。 估算大小鏈輪節(jié)圓半徑 r=zp2π=68mm 設計結果：滾子鏈型號10A -1×136 GB1243.1-83,鏈輪齒數(shù)z1=27, z2=27,中心距a'=452.4mm，壓力FQ=1402.7N。 本次設計一共有五對鏈輪連接，考慮到時間問題不一一詳細設計而直接算出型號，由INVENTOR自動根據(jù)中心距確定并調整，最終確定兩輪真正

49、中心距，一下僅給出鏈輪型號的確定。 2. 減速箱與松土耙軸鏈傳動設計： 傳動比為1，考慮到松土耙軸中心距地面較近，去鏈輪齒數(shù)為12個 Pc=Ka*P=1.3*0.93=1.2KW P0≥Pc/KpKzKl=1.2/1*0.609*1.06=1.9KW 型號：12A 鏈輪半徑=z*p/2π=12*19.05/2*π=36mm 3. 減速箱與傳送帶主動軸鏈傳動設計 傳動比為1，取鏈輪齒數(shù)為27 Pc=Ka*P=1.3*（0.01/0.95+0.3/0.95*0.95）=0.45KW P0≥Pc/KpKzKl=0.45/1*1.46*1.06=0.29KW 型號：06B

50、 鏈輪半徑=z*p/2π=27*9.525/2*π=41mm 4. 松土耙軸與刨土耙軸鏈傳動設計： 傳動比為1，同樣考慮到松土耙軸和刨土耙軸中心距地面較近，取鏈輪齒數(shù)為12個 Pc=Ka*P=1.3*0.39/0.95=0.53KW P0≥Pc/KpKzKl=0.45/1*0.609*1.06=0.7KW 型號：08A 鏈輪半徑=z*p/2π=12*12.7/2*π=24mm 5. 傳送帶主動軸與拋土旋轉軸鏈傳動設計： 傳動比為1，取鏈輪齒數(shù)為27 Pc=Ka*P=1.3*0.3/0.95=0.41KW P0≥Pc/KpKzKl=0.41/1*1.4

51、6*1.06=0.26KW 型號：06B 鏈輪半徑=z*p/2π=27*9.525/2*π=41mm 5.4聯(lián)軸器的選擇 電機與減速器輸入軸之間采用聯(lián)軸器連接。 輸入轉矩T=11Nm 輸入轉速n=2500/min 考慮到機械設計手冊上聯(lián)軸器粗大笨重，機構復雜，故選用了一新款聯(lián)軸器。決定選用MISUMI公司生產的高剛性十字形螺塞固定型聯(lián)軸器，此種聯(lián)軸器最適合于高扭矩、高轉速使用。其中間采用鋁青銅作調整環(huán)，容許扭矩大，結構緊湊。如下圖： 圖5.41聯(lián)軸器二維圖 其型號如下表： 根據(jù)扭矩，決定選用型號為：MCOGRK30-14-14型，由于其為標準件，可以在市場上直接購買，估在三

52、維建模時對其做了一定簡化，只畫出了幾個重要尺寸。聯(lián)軸器是按標準載荷進行選取型號，并留有很大余量，故不需要進行校核。 5.5減速器（鑄鐵）箱體的設計 減速器二級減速，中心距a分別為 a1=m1*（z1+z2）=1.5*（24+125）=223.5mm a1=m2*（z1+z2）=2*（25+100）=250mm 圖5.51 箱體參數(shù)圖 下面確定減速箱的一些重要尺寸 由上表可知：箱座壁厚和箱蓋壁厚應分別取 δ=8mm，δ1=8mm； 箱座凸緣厚和箱蓋凸緣厚分別取 b=b1=1.5δ=12mm； 箱底座凸緣厚b2=2.5δ=20mm

53、； 地腳螺釘直徑df=0.036a+12=0.036*125+12=16mm 地腳螺釘數(shù)目，由于a=250，故取n=4； 軸承旁連接螺栓直徑d1=0.75df=12mm 蓋與座連接螺栓直徑取d2=0.5df=8mm 連接螺的栓d2的間距取l=200mm 軸承端蓋螺栓直徑d3=0.4df=6mm 檢查孔蓋螺釘直徑d4=0.3df =6mm 齒輪頂圓與內箱壁距離l1>1.2δ=9.6mm 齒輪端面與內箱壁距離l2>δ=8mm 箱蓋箱座肋厚m1=m2=0.85δ=7mm 由M=16，故，C1=22，C2=20 可得外箱壁至軸承座斷面的距離為 l1=C1+C2+5=47mm

54、 連接螺栓直徑取10mm，通孔直徑取11mm，沉頭座直徑22mm 定位銷直徑d=0.7df=11mm 視孔蓋螺釘直徑d=0.3df=5mm 考慮到INVENTOR的建模能力和減速箱的復雜性,在本次設計中對減速箱做了一定的簡化處理。 5.6 減速軸及軸承的設計與校核 5.61減速軸一及軸承的設計與校核： 1. 擇軸的材料為45號鋼，經正火處理，查機械設計手冊表5-1-1得，σb=400Mpa，σs=220Mpa，σ-1=165Mpa，τ-1=95Mpa，[σ-1]b=60Mpa. 初步計算軸徑 由P1=0.96/0.99*0.98=2.9kw，n1=nm=2500r/min；

55、 選C=110，則dmin1=C 3=11.5mm，取12mm 2. 抗彎扭合成校核 ①畫受力簡圖 圖5.61 受力分析圖 ②軸上受力分析 軸上傳遞的轉矩： T=11Nm 則齒輪的圓周力： Ft=2T1/d1=2T1/z*mn=611N 齒輪的徑向力： Fr=Ft*tanа=222N 計算作用于軸上的支反力 水平面內支反力 RHA=611*35/145=147N RHB=611*110/145=464N 垂直面內支反力 RVA=

56、222*35/145=54N RVB=611*110/145=168N 計算軸的彎矩，并畫彎、轉矩圖 Mmax=Mh2+Mv2=17292Nmm 計算并畫當量彎矩圖 轉矩按脈動循環(huán)變化計算，取a=0.6，則 aT=0.6*11000Nmm=6600Nmm M=M2+（aT）2計算，最大為18509Nmm，并畫出當量彎矩圖。 危險截面為齒輪所在圓截面，其最大彎矩如上式計算，下面進行強度校核。 考慮鍵槽的影響，查表計算可得，Wa=πd332-bt（d-t）22d=π*20332-6*3.5（20-3.5）22*20

57、=642mm3 所以 σca=McaWa=18509642×10-6=28.8MPa<σ-1=60MPa 考慮到軸端較細，下面對軸端截面進行校核 M=aT=0.6*11000Nmm=6600Nmm 考慮鍵槽的影響，查表計算可得，Wa=πd332-bt（d-t）22d=π*14332-5*3（14-3）22*20=139mm3 所以 σca=McaWa=6600139×10-6=47.5MPa<σ-1=60MPa 滿足強度校核條件，故此軸的設計符合強度要求 3. 按安全系數(shù)校核 經判斷，齒輪所在截面有應力集中源且當量彎矩較大，下面以此截面進行安全系數(shù)校核。 a、截面上的

58、應力： 彎曲應力幅：σa=MW=16.242+5.9420.642MPa=26.9MPa 扭轉應力幅：τa=T2WT=112.854=3.85MPa 彎曲平均應力：σm=0 扭轉平均應力：τm=τa=3.85MPa b、材料的疲勞極限：根據(jù)σb=400Mpa，σs=220Mpa,查書表6—1得 φσ=0.2，φτ=0.1 C、截面應力集中系數(shù)：查附表6—1得（平鍵類型為A型,6×6） kσ=1.51,kτ=1.20 d、表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)：查附表6-5、附表6-4得 β=0.95?σ=0.91,?τ=0.89 e、分別

59、考慮彎矩或扭矩作用時的安全系數(shù) Sσ=σ-1kσ?σβσa+φσσm=3.5 Sτ=τ-1kτ?τβτa+φττm=17.2 Sca=SσSτSσ2+Sτ2=3.4>S=1.5 軸一支撐軸承設計與校核 初選軸承深溝球軸承6002，基本參數(shù)如下： 基本尺寸/mm|d: 15 基本尺寸/mm|Ｄ: 35 基本尺寸/mm|B: 11 安裝尺寸/mm|da (min): 20.0 安裝尺寸/mm|Da (max): 32 安裝尺寸/mm|ra (max): 0.6 其他尺寸/mm|d2 ≈: 21.6 其他尺寸/mm|D2 ≈:

60、 29.4 其他尺寸/mm|r (min): 0.6 基本額定載荷/kN|Cr: 7.65 基本額定載荷/kN|C0r: 3.72 極限轉速/(r/min)|脂: 18000 極限轉速/(r/min)|油: 22000 重量/kg|W ≈: 0.045 軸承代號|60000型: 6202 Cr=7650N C0r=3720N 查表得fp=1.0（軸承所受載荷平穩(wěn)） 軸上受力分析： P1=0.96/0.99*0.98=2.9kw，n1=nm=2500r/min 軸上傳遞的轉矩： T=11Nm

61、 則齒輪的圓周力： Ft=2T1/d1=2T1/z*mn=611N 齒輪的徑向力： Fr=Ft*tanа=222N 計算作用于軸上的支反力 水平面內支反力 RHA=611*35/145=147N RHB=611*110/145=464N 垂直面內支反力 RVA=222*35/145=54N RVB=611*110/145=168N 由上可知軸承基本只受徑向載荷 當量動載荷 P1=Fr1=21472+542=157N P2=Fr2=24642+1682=493N 因為P2>P1，故按軸承2計算壽命： Lh=

62、10660n（Cp）ε=10660×2500（7650493）3=24000h?預期壽命（3000小時） 故軸承的選用是合格的。 5.62減速軸II及軸承的設計與校核 初選軸承深溝球軸承6004，基本參數(shù)如下： 基本尺寸/mm|d: 20 基本尺寸/mm|Ｄ: 42 基本尺寸/mm|B: 12 安裝尺寸/mm|da (min): 25.0 安裝尺寸/mm|Da (max): 38 安裝尺寸/mm|ra (max): 0.6 其他尺寸/mm|d2 ≈: 26.9 其他尺寸/mm|D2 ≈: 35.1 其他尺寸/mm|r (

63、min): 0.6 基本額定載荷/kN|Cr: 9.38 基本額定載荷/kN|C0r: 5.02 極限轉速/(r/min)|脂: 16000 極限轉速/(r/min)|油: 19000 重量/kg|W ≈: 0.068 軸承代號|60000型: 6004 Cr=9380N C0r=5020N 查表得fp=1.0（軸承所受載荷平穩(wěn)） 受力分析： 軸上傳遞的轉矩： T=56Nm 則齒輪2的圓周力： Ft2=2T/d2=2T/z*m=597N 齒輪的徑向力： Fr2=Ft2*tanа=217N 齒輪3的圓周力： Ft3

64、=2T/d3=2T/z*m=2240N 齒輪的徑向力： Fr3=Ft3*tanа=815N 軸承受力圖如下所示： 圖5.62 減速軸二受力分析 載荷分布如下表： 索引 位置 徑向力 轉矩 Y X 大小 方向 1 56.3 mm 597.000 N 217.000 N 635.215 N 19.98 deg 2 56.3 mm -56.000 N m 3 86.3 mm 56.000 N m 4 86.3 mm -2240.000 N -815.000 N 2383.658 N 199.99 deg

65、 軸承受力情況如下表： 軸承 類型 位置 反作用力 Y X 大小 方向 軸向力 1 自由 8.5 mm -710.059 N -259.338 N 755.937 N 200.06 deg 2 固定 165.1 mm -928.333 N -338.662 N 988.177 N 200.04 deg 軸承基本只受徑向載荷 當量動載荷： P1=Fr1=756N P2=Fr2=988N 因為P2>P1，故按軸承2計算壽命： Lh=10660n（Cp）ε=1

66、0660×481（9380988）3=29651h?預期壽命（3000h） 故軸承的選用是合格的。 軸的校核： 1） 選擇軸的材料45號鋼，經調制處理，其機械性能：σb=650MPa，σs=360MPa，σ-1=300MPa，τ-1=155MPa；[σ-1]b=60MPa。 2） 初步計算軸徑 選C=110，dmin=C3Pn=110×32.82481=20mm 考慮到軸端聯(lián)軸器需開鍵槽，將其軸徑增加4%～5%，故取軸的最小直徑為21mm。 3） 軸上所支撐的零件主要有齒輪、軸端聯(lián)軸器以及滾動軸承。 4） 軸傳遞轉矩T=9.55×106Pn=9.55×1062.82481=56000N?mm 按彎矩合成校核如下： 彎矩圖如下： 彎矩 彎矩, YZ 平面 彎矩, XZ 平面 圖5.63 分析圖 由以上各圖可以得到最大彎矩為78N?m（設此處為危險截面） 當量彎矩： 轉矩按脈動循環(huán)變化計算，取α=0.6，則 αT=0.6×56=34N?m 危險截面當量彎矩為：