3WD-500型温室电动管理机工作结构设计【含10张CAD图纸、说明书】
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压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985摘要随着我国经济的快速发展还有人们的生活水平的进步,更多的产业实现了用机械化作业代替了劳动力,如工业、农业、商业等,工业上最突出的是各种重工业大型器械的产生, 农业上最突出的是各种小型农作物机器的产生,像插秧机、刨地机、耕耘机等,商业上最突出的就是各种智能化的机械的产生。如今我国国家主席习近平先生,提倡绿色环保是发展观的一场深刻革命,各级政府对节能减排目标的要求和节能环保型社会的建设,各国也在竞相发展环保型温室管理机。整机由动力源、控制部分、传动部分、执行部分、控制部分组成,控制部分又由右把手控制机构,显示器等、电源主要为蓄电池提供。蓄电池电压为 220v,传动部分由联轴器, 减速器组成,通过转换控制器控制电动机输入电流大小控制机具前进速度和作业速度。在对整机和关键部件的设计中,在老师指导下我做到了尽量减小机具的外形尺寸和重量,为使整个机具操作方便灵活;温室内的土质因为环境的原因,如过于湿润使土质韧性变差,导致在机器碎土时效率降低,通过相应的实验研究,旋耕机刀片的转速及其排列会与碎土的效率有一定的相关性,我们根据实验得出的结论对机器结构作出相应的改进以达到提高碎土效率的目的,因此,本课题的研究将把我省温室管理机提高到一个新水平上。关键词 温室;电动;管理机;旋耕IVAbstractAlong with our countrys economic development but also the improvement of peoples living standard, more and more industries realize the mechanical operation instead of the labor force, such as industrial agricultural business, industry the most prominent is the production of large equipment, all kinds of heavy industry is the most prominent agricultural production of all kinds of small agricultural machinery, such as rice transplanter cultivator digging machine, etc., the most prominent in business is all kinds of intelligent machines Now Mr President xi jinping in China insist on green development is the development of a profound revolution, governments at all levels of the requirements of energy conservation and emissions reduction targets and the construction of energy efficient and environmentally friendly society, so the development of energy efficient and environmentally friendly electric greenhouse management machine in the future market demand has a good development trend.Travel mechanism combined with limited depth wheel rotary tillage resistance reducer fenders battery rack moving round rod tension wheel right hand lever motor control agencies voltage power display the machine USES 220 v motor as power source, through the coupling gear reducer pass power to rotary cultivator, by transforming the controller to control the motor input current size control machine speed and operating speed.In the design of the whole machine and key parts, I have made it possible to minimize the shape and weight of the machine tool under the guidance of the teacher, so as to make the whole machine operation convenient and flexible. In the greenhouse soil moisture content is high, the machine broken soil properties, energy consumption increases, we on the structure of rotary tillage blade arrangement speed size was studied, using computer simulation technology, through the finite element analysis, optimized design of rotary tillage parts, improve the machine in the moisture content in the soil with high operation performance Therefore, this topic research will increase the greenhouse management machine in our province to a new level.Keywordsgreenhouseelectricalmanagement machineryrotary压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985 目录摘要IAbstractII1 绪论11.1 本课题研究所要达到的要求11.2 温室电动管理机作业的主要作用11.2.1 温室内土壤的物理性质11.2.2 对温室土壤进行耕种作业的作用21.3 国内外温室电动管理机的发展前景22 温室电动管理机的总体设计42.1 温室电动管理机的技术要求42.2 温室电动管理机的总体结构方案确定42.2.1 性能指标42.2.2 温室电动管理机组成42.3 温室电动管理机的工作原理52.4 温室电动管理机的传动方案62.4.1 旋耕装置传动类型的选择62.4.2 旋耕装置传动方案的确定63 温室电动管理机零件及参数计算选择73.1 切削速度73.2 弯刀主要参数的确定83.3 弯刀的选择、配置与排列83.4 电动机各参数的确定94 温室电动管理机传动系统的设计114.1 传动比计算114.2 计算轴类转矩、功率及每分钟所达到的转数114.2.1 轴类的转动速度114.2.2 计算各轴的输入功率114.2.3 计算各轴的转矩114.3 输送带的选型124.3.1 输送带的设计124.3.1.1 输送带功率计算 PCA124.3.1.2 输送带类型选择124.3.1.3 确定带轮的基准直径dd1 和dd 2124.3.2 带轮设计144.4 链轮的选型144.5 齿轮的设计164.5.1 齿轮选型164.5.1.1 按齿根弯曲疲劳强度计算164.5.1.2 模数计算174.5.1.3 按齿根弯曲强度计算184.5.2 几何尺寸计算194.6 轴的设计194.6.1 减速器输出轴的设计194.6.2 减速器输入轴的设计205 温室电动管理机部分机构的设计245.1 电缆线收放机构的研究245.1.1 引言245.1.2 功用介绍245.1.3 主要结构245.1.4 电缆线收放器的物理原理255.1.4.1 电缆线收放系统255.1.4.2 电源连接系统255.2 电缆线收放机构的设计25结论26致谢27参考文献281.1 本课题研究所要达到的要求1 绪论29因为蔬菜生长的季节性特点,温室大棚因运而生,通过改变棚内温度及湿润度来达到一些蔬菜水果的生长要求。经过调研发现,传统的温室管理机多采用化石燃料,化石燃料燃烧产生的气体对环境产生一定的危害,不利于节能环保、使用成本高,与发展节能环保型生态农业的要求一点都不符合,另一部分温室管理机采用几百伏的电源作为动力源,这使得运行成本增高,布置管理机时所铺设的电缆也具有一定的安全隐患,因为电路的复杂性,使得维修时成本也进一步的增加,如何设计一个既环保又安全经济的管理机是本次设计需要思考的问题。为了降低温室农作物生产和消费成本,以及耕作困难、效率低等问题,本课题对新型温室电动管理机进行研究,温室管电动理机采用的是电能作为动力源,和汽油机和柴油机相比较,它更属于价格低廉、生态、无噪声、无空气污染、无尾气排放的一种绿色能源了, 避免了有害气体向外流通排放对农业种植人员和蔬菜产生的危害。应用该机后菜农的身心将会更健康,所种植的蔬菜也将更绿色,将更有利于促进农村经济的快速发展。1.2 温室电动管理机作业的主要作用1.2.1 温室内土壤的物理性质(1由于温室内的土壤温度高于露天地面的土壤温度,而室内室外存在着一定的昼夜温差,这样的情况下虽然对蔬菜作物体内的物质积累很有利,但是土壤温度在升高点的同时也在加快硝化细菌的活动性能。除此之外,土壤温度的升高会导致土壤里很多微生物种群的大量繁殖,而使土壤有机质通过分解变为简单无机化合物并放出二氧化碳,因为不光人类需要营养,动植物同样需要营养,这一过程同样造成种植在土壤中的蔬菜根部和土壤中(2温室内的农作物会定期进行灌溉,在它们种植的过程中,灌溉的次数比较多,水的用量大,然而因为天气温度、室内土壤温度过高,土壤很容易处在较为干旱的状态。通过查阅相关资料发现,影响蔬菜快速高质量生产的重要原因就是土壤的吸水力。温室内,土壤中水分的活动情况和农田中水分的活动情况是不一样的,土壤内水分运动方向随时间是变化的,质变周期为一天,之所以会这样是因为温室内的温度太高了而导致水分蒸发强烈。(3温室內土壤的复种指数很高很高,与农田土壤相比较,温室土壤的施肥、灌溉、耕作的频率个别都高于它,不光如此,有机质的含量也及其显著的高于它,因而,温室土壤的容重低于农田土壤的容重(大约为1.10 1.13g / cm3 ),尽管土壤的总孔隙度增加了,但温 室土壤的非毛管孔隙度低于农田土壤的,而土壤总孔隙度的改善虽然对有机质的矿化十分有利,但与此同时硝化细菌的活性还被提高了,这样形成土壤中残留的硝态氮在不断地变众所周知,温室土壤不同于普通的农耕土壤,其物理特性,化学特性都有所区别,在耕作方法上也有着不一样的要求。通过查阅相关资料发现,溫室内土壤的一般耕作层厚度为 10 15cm , 与普通农田土壤的耕作层厚度相比减少了 6 15cm , 蔬菜的根系有80% 90% 分布整个耕作层的0.25 5mm ,水分分布整个耕作层的13.7% 55.5%,是室外农田土壤的3.2 11.1倍,耕作层水稳性西聚体与时间也有一定的正线性关系,土壤粘性在达到特定时间后会有增加的趋势。通过对计算机模拟函数的分析,温室土壤不适合深耕。1.2.2 对温室土壤进行耕种作业的作用因为温室土壤的特殊性,我们总结了耕种作业的作业,总体上大致有以下作用:(1) 使土壤水分得到很好的调节,放慢土壤中水分蒸发的速度,以起到防旱保湿的效果。当土壤中的水分过多时,又能增加土壤中水分蒸发的速度,从而达到防涝的目的。(2) 使土壤质度变得更加松软,加快土壤的透气性,同时提高土壤地表温度。(3) 改善土壤的物理特征,从而使土壤中微生物的运动加快,微生物的分解利于植物的快速生长。(4) 对生态系统有一定的有利影响。1.3 国内外温室电动管理机的发展前景我国的温室电动管理机与国外的发展相比还具有一定的差距,对这方面的研制依然不够,其生产效率低,适应性差,作业稳定性也不高。目前管理机在运用过程中存在着诸多问题,对环境的污染,管理成本与维修成本的增加,效率达不到指定要求、可靠性差等问题,已开始不适应社会的需求了,因此,此次设计希望对电动管理机的发展提出一些可行性的改进与思路,以满足市场的要求。目前市场上的温室电动管理机存在着如下问题,依然不能满足生产与市场要求:可靠性、工作性能和耐用性等方面还存在着一些问题;外形尺寸及结构尺寸大,质量大,操作不灵活方便,尤其是想把一些机械从室外简单的移动到温室内,都很难实施,而且想在温室内转向掉头和挪动位置都十分的不便,不光如此,因为在具体耕作中,因为温室形状的多变,导致耕作机不能适应所有的温室形状,在一些死角较多的地方,耕作机耕作不到,需人工检查进行二次耕作,导致人工成本的提高,生产效率低下,目前使用的耕作机也不能适应湿润量较高的土壤。国外的温室管理机设施已经非常成熟了,农业耕作机械不但小型轻巧,而且不存在国内存在的问题,他们的农业机械设施能够实现旋耕、犁耕、作畦、开沟、起垄、中耕、施肥等多项作业。一些发达国家国内的温室作业机械己经形成了系列化,不光如此,温室一系列的作业都可自动完成,无需人工干预,全程由控制部分自动完成。由于是国外进口机械,所以价钱肯定很昂贵,一些温室自动管理机的价格可达万元,因为其中诸多配件国内不生产,若要更换配件,需从国外定做,维修成本比较高,经济不适用。能够预知,如果有价钱更为低廉且性能更为可靠,能够解决目前国内温室管理机所面临的多种问题的温室管理机出现,那将是温室管理的一大发展与进步,也会给发明者带来诸多利益。 2 温室电动管理机的总体设计2.1 温室电动管理机的技术要求温室大棚耕种艰难、生产效率低、价钱资本高、农民的工作强度大。为了解决这些缺点,咱们须设计一种环保型温室自动管理机,来解决传统的温室管理机所带来的污染和相关无法清理棚内边角,效率低下等诸多问题。2.2 温室电动管理机的总体结构方案确定2.2.1 性能指标(1) 电能是一种比较环保的能源,获取渠道很多,且不会像化石能源那样排出有害气体, 污染温室环境。(2) 结构简单,模块单一。(3) 电能作动力源,额定电压 220v。(4) 结构尺寸 11550,根据实际要求,管理机重量应不超过 65kg。2.2.2 温室电动管理机组成组成方案如图 2-1 所示,具体结构由升降控制部件、动力部件、旋耕刀部件、电源部分、操纵部件等组成,本课程通过讨论计算旋耕机的传动比、轴类转矩、前进速度及旋耕刀片的排列方式与弯刀的选型设计,设计顺序由总体到部分,由粗到细。先是总体方案制定再细分到每一个每个部件的设计与每个零件的选用。此次设计的温室电动管理机与传统温室电动管理机有如下优点:可靠性更高,管理效率更高,安全性更高,成本更低,维护更简单。此次设计的温室电动旋耕机为手持式,装有电子显示屏,在工作的同时也方便工作人员随时监视管理机器。图 2-1 温室电工管理机的总体结构2.3 温室电动管理机的工作原理温室电动管理机由蓄电池提供电能,代替人力对温室大棚内进行松土,栽种等一系列工作,自动管理机的出现极大的减省了人力成本,对温室的科学化管理的发展有着极大的促进作用,传动部分由胶带作为介质,胶带作为一种挠性传动装置,韧性好,成本低廉, 用胶带作为传动介质还有一个明显的优点就是可以在过载时对电机和各传动机构有一定的保护作用,机器中的张紧装置用来控制带的松紧。松紧程度由人为掌控,同时此次设计的管理机配备监控检测装置,在耕松土时,实时监控并通过显示屏将数据反馈给工作人员变速箱包括手动、自动两种,设计采用自动式,形状为“7”字型,内部安装有各级齿轮与传动系统,通过内部不同直径,不同类型齿轮的啮合来改变转矩改变速度。具体工作顺序为电源供电,动力通过输出轴输出,再经皮带与链轮,最后传达到输入轴,经减速箱变速后传到温室管理机的行走输入轴,至此,通过这一系列的传动变速,旋耕机开始行走, 在旋耕机开始行走的同时,输入轴再次通过一定的减速作用使旋耕机旋转,此时,旋耕机开始旋耕工作。而旋耕机的升降装置可以人为的升降,通过升降螺栓控制,主要目的为通过升降装置控制刀具耕地的深浅。因为电动管理机由人为扶持耕作,操作人员可以根据操作的实际情况如土质的松软,工作强度的高低等改变耕作速度,也能通过改变扶手压力一定程度上改变耕作深度,设计中因为传动部分距离较长,所以此次设计中通过放置链轮来作为中间站。2.4 温室电动管理机的传动方案2.4.1 旋耕装置传动类型的选择旋耕装置的研究:通过查阅各种书籍资料,对旋耕刀的的组成,种类,发展历史及目前国外的先进技术进行了分析,从而克服了目前市场上的产品在含水率非常高的土壤中作业时碎土性能差,能耗增加的问题。以电动旋耕机传动方式来分类,可分为两大类,侧边传动式与中间传动式。本课题研究设计的是采用中间传动式旋耕机,结构形式为单轴结构形式。中间传动式旋耕机一般适用于耕地面积较大的耕地,这主要得益于刀轴以中间传动的偏置旋耕机对称性较好,另一种传动因为对称性不如中间传动式,各部件受力不够均匀,所以一般适用于耕地面积较小的区域。2.4.2 旋耕装置传动方案的确定带传动的特点:结构简单,传动平稳,输送距离长,维护成本较低,传动速度较快。而链传动的特点,它介于带传动和齿轮传动之间,适用于两轴相距较远的场合,而且与齿轮传动想比较,它价格低廉,综合上述描述,本课题减速器选择采用齿轮传动和链传动混合的方式来实现动力旋耕机刀轴的运动传递,传动方案如图 2-2 所示。图 2-2 传动结构简图3.1 切削速度3 温室电动管理机零件及参数计算选择温室由于空间的限制,使得管理机的尺寸也有一定的要求,这就要求设计者在设计选择一些零部件时尽量选择尺寸较小的,现选定耕幅为: B = 500mm ;旋耕刀辊半径: R = 220mm;耕深: 0 15mm ;生产效率:每小时0.4 - 0.8 亩。通过以上数据我们可以把机组进给速度算出来:V = 0.58m / s ,选取= 0.6m / s 。旋耕机刀刃的运动是复合运动,其中绕旋耕刀轴的速度V0 = wR 是相对速度,前进速度Vm 是牵连速度,刀刃端点 A 的运动轨迹为摆线函数型。X = Vmt + R c o ws tY = R s i nwt式中 R 定义为刀端点转动半径;w 到轴旋转角速度; Vm 旋耕机旋耕速度; t 时间;绝对速度:(3-1)(3-2)V =如图 3-1 所示:切削土壤时相应的转动角:jm = arcsin(1- H / R) = 6(3-3)切人点 A1 的绝对速度计算:图 3-1 旋耕刀片的示意图取V = 4m / s 时 :VA1 =4 =(3-4)可得V0 = 6.4m / s取n =180r / min 时,则V01 = 6m / s同理取V = 5m / s 时,解得V0 = 7.27m / s取n = 240r / min ,则V02 = 7m / s3.2 弯刀主要参数的确定以 R max 表示切削半径最大值: R max 值和耕深的设计和传动箱构造相关,耕地的深度越大,所需的 R max 越大,所需的转矩也会变大,所以在满足工作要求的情况下,R max 的值应该取小值, R max 取为198mm 。刀刃幅宽b : b 会影响整个机器的效率和生产质量,若b 增大,则工作所需的刀片数量会相应变少,此时刀片之间的距离会增加,会降低堵塞的出现,机器的功率一定,但效率会变低,机器的前进速度与机器效率是负线性相关的关系,机器速度低而效率高,因此b 不能太大,为了提高机器的整体效率,切削半径 R0 的值可以用下面的公式表示:R0 =(3-5)式中 S 刀片最大进给量;a 最大设计耕深。切土节距:一个 Y 轴内的旋耕刀具,在它不断切土的时间内,机器行进的距离。根据试验,旱耕地(含水量20%30% ),S 为1012cm 左右;中粘度土壤(含水量大于35% ), S 取69cm ;多草地土壤,S 取46cm 。查农业机械学(北京农业工程大学主编),得刀片最大进给量S = 6000Vm = 6000 0.6 = 8.182cm(3-6)R0 =n z220 2= 12.027cm根据设计要求,选择切削半径为 198 的旋耕刀。3.3 弯刀的选择、配置与排列耕地刀片作为最主要的执行部分,其各性能参数直接决定了生产质量的好坏与生产效率的高低,为了能够符合各种土壤的工作要求,经常用到的刀片有弯形刀、直角刀片和凿形刀片: 弯形刀:弯刀的边缘是弯曲的,由两部分组成:前缘和侧缘。在操作中,旋耕机靠近轴部的刀刃部分先与土壤进行接触工作,后期由切削刀刃进行接触工作。这种切割过程可以用来切割尚未被切割侧枝切割的土块和草茎,并用强大的未开垦田地切割前缘,从而可以容易地切除草茎。未切割杆的曲线切削刃能够通过推到切削刃的末端让它脱落。这类的刀片适应各类土壤。 凿形刀片:凿刀的前缘是狭窄的凿子边缘,平坦或尖锐,在工作时正面切割土壤。由于前边宽度比较窄,所以相邻两个叶片之间的轴向距离大于切削刃的宽度。凿刀具耗能较低,性能可靠等优点,但因为刀具的形状,凿刀具不适用于土质较硬的耕地。 90形状刀片:90直角刀片有一个直边。在操作中,叶片的前缘首先与土壤接触,然后侧缘切割并逐渐接近叶片的根部,使得它易于草地开垦。这种叶片刚性好,土壤坚固,适合在旱地种植。通过比较,选择了弯曲叶片,这更适用于微型旋耕机的场合。为了使旋耕机无需耕耘和封堵工作,让刀轴的受力更加匀称,刀片的布置规则如下:1刀片在刀轴上安装时应按特定的次序插入土壤中。2在同一旋转平面上,如果安装了两个或多个叶片,则进料量应到达确保土壤质量良好的程度,栽培后沟槽底部平坦。3努力提高刀轴上连续污染刀片的轴向距离以避免堵塞。4叶片之间所形成的的夹角应设置的足够大,防止夹角过小使土壤堵塞间隙。5设计时尽量减小两刀之间的轴向力。6安装采用相同规则,通常采取螺旋排列。如图所示 3-2 所示。3.4 电动机各参数的确定图 3-2 旋耕刀片的螺旋排列图为了进一步明确管理机的各种影响因素,查得下列公式3:N = 0.1Kl aVm B式中:a 为旋耕机耕种深度(cm); Vm 旋耕机旋耕速度(m/s); B 旋耕幅度大小(m);(kw)(3-7)Kl 旋耕比阻(N/cm2) (Kl = kg123k k k k)见表 24根据以上设计耕深a = 15cm ,旋耕机旋耕速度Vm = 0.6m / s ,耕幅 B = 0.5m , Kg = 13 ;k1 = 1; k2 = 0.95 ; k3 = 0.8 ; k4 = 0.66 ;Kl = 131 0.95 0.8 0.66 = 6.52P = 0.16.52150.60.5 = 29346(KW )通过综合上述设计要求与计算,此次设计决定选用电机的型号为 Y112m-4,再次通过查询机械设计手册,可得出此电动机的额定功率为 4kw,额定转速 1440r/min,效率 3.42kw, 满足此次设计要求。4 温室电动管理机传动系统的设计4.1 传动比计算查询机械设计手册可得电机的满载转速 nm = 1440r / min和旋转刀轴的转速nw = 180 220r / min ,变速器的总传动比为 6.54-8,总传动比计算方法为各级传动比相乘即可。I 是根据 i 的分配原理和各种传动的性能分配。带传动因为其不可替代的优点,如传输距离远,传输平稳,载量大等特点,应用较为广泛。因为其属于传动速度较快的传动装置。所以一般应用于一级传动,i1 = 2.2 。齿轮传动不会出现打滑,可让传动比精确,效率提高,轴上径向压力小。二级传动采用减速器 i2 = 2.97 。侧驱动采用链传动,无传动比,作为传动功能。根据表 8-3 和图 8-9 选定带型, 选择 Z 型 V 带3。4.2 计算轴类转矩、功率及每分钟所达到的转数4.2.1 轴类的转动速度传动装置中各轴的转速为:I 轴转速:n0 = 1440r / m i ;变速箱输入转速:nI = n0 / i1 = 1440 / 2.2 = 655r / m i ;变速箱输出转速和 III 轴转速:4.2.2 计算各轴的输入功率nII= nI / i2 = 655 / 2.97 = 220r / m i ;电动机的计算功率一般可依据电动机所需实际功率 Pd 作为计算依据,则其他各轴输入功率为:I 轴输出功率:PI = P0 h1 = 4 0.855 = 3.42KW ;变速箱输入功率:PII= PI h2 = 3.420.960.98 = 3.21KW ;变速箱输出功率:III 轴输入功率:PIIIPII外 = PII h2外 = 3.21 0.98 = 3.18KW ;= PII h3 = 3.18 0.98 = 3.06KW ;III 轴输出功率:PIII外 = PII h3外 = 3.06 0.98 = 3KW ;4.2.3 计算各轴的转矩I 轴转矩:TI = 95503.42 /1440 = 22.68N m变速箱输入转矩:TII= 95503.249 / 655 = 47.38N m变速箱输出转矩:TII出 = 95503.18 / 655 = 46.36N mIII 轴输入转矩:TIII= 95503.06 / 220 =132.83N mIII 轴输出转矩:TIII出 = 95503/ 220 = 130.23N m功率、转矩和转速如表 4-1。4.3 输送带的选型4.3.1 输送带的设计4.3.1.1 输送带功率计算 PCA查得功率计算公式3:PCA = KAP(4-1)式中:PCA 实际使用功率,单位为 KW ; P 理论额定功率。单位为 KW ; KA 根据实际情况选取工况系数;3根据机械设计表,表 8-6,取 KA = 1.2,PCA = KAP = 1.23 = 3.6KW表 4-1各轴受力表轴号功率 P(KW)转矩 T(Nm)转速 n(r/min)传动比 i效率输入输出输入输出 轴 变速箱轴轴3.213.063.423.18347.38132.8322.6846.36130.2314406552202.22.970.950.964.3.1.2 输送带类型选择根据计算实际使用功率 PCA 和小带轮转速n1 ,计算理论值通过查询相关手册选定带型, 可选择 SPZ 型 V 带。4.3.1.3 确定带轮的基准直径dd1 和dd 2(1) 初选小带轮的基准直径dd1d1一般根据 v 带截面形状选取基准直径根据表 8-3 及表 8-73,选d= 70mm 。(2) 校核带速v根据 V 带带速计算公式 8-133,v1 =pdp1n1601000pdd1n1601000= 3.14 701440 = 5.272m / s601000(4-2)(3) 计算从动轮的基准直径dd 2 ,由dd1 = idd 2 ,根据 V 带参考直径系列的表 8-7 计算从动轮的参考直径并将其圆整dd 2 = 2.2 70 = 154mm 。(4) 确定中心距 a 和带的基准长度 Ld根据以上设计要求,初定中心距a0 ,由0.7(dd1 + dd 2 ) a0 2(dd1 + dd 2 ),0.7(70 +154) a0 2(70 +154),取a0 = 200mm ;a0 取定后,根据输送带截面形状及传动几何可计算出所需带传动的基准长度 Ld :p(d- d )2Ld 2a0 +=3.14(dd1 + dd 2 ) + d 2d124a0(154 - 70)2(4-3)2 200 +(70 +154) +22 200= 769mm查询相关机械手册,可得和 Ld 相近的 V 带的基准长度 Ld ,取 Ld = 800mm ;再根据 Ld来计算实际中心距,a a0+ Ld - Ld2= 200 + 800 - 769 = 215.5mm2(4-4)(5) 主动轮上的包角a1 计算查得应保证3a = 180 - dd 2 - dd1 57.5 = 180 - 154 - 70 57.5 = 157 120(4-5)1a(6) 根据具体载重量选取带数 z查得根据式 8-223215.5z =Pca(P0 + DP0 )Ka KL(4-6)Ka 包角系数,根据包角角度选择,此次选用 Ka = 0.92 ;LLK 根据输送带带长选择,查表 8-23, K = 0.94 ;P 为输送带基本额定功率,查表 8-5c3, P = 2.61 ;00DP 传动比变化时,单根V 带额定功率的变量,其值见表8-5b3,DP = 0.56 ;0z =3.6(2.61+ 0.56) 0.92 0.940= 1.313 ,取 z=2。(7) 输送带的预紧力 F0查得,滚筒作为驱动力时,缠绕在滚筒上的输送带具有一定的离心力,离心力大小与包角有一定的关系3,综合这些影响,根据式 8-23 单根 V 带所需的预紧力为F = 500 Pca ( 2.5 -1) + qv2 (4-7)0查表 8-43,得出 q= 0.07kg/m,则zv KaF0 = 5003.625.27( 2.50.92-1) + 0.07 5.272 = 293.3N(8) 计算传送带施加在轴上的力 FP输送带静止时,压力差为 0,此时压轴力可以近似的按带的两边的预紧力 F0 的合力来计算,即F = 2zF cos b = 2zF cos p - a1 = 2zF sin a1(4-8)22P02002= 2 2 293 sin 160.92 = 1156N2 z 输送带;F0 单根带所需预紧力;a1 主动轮上的包角;(9) 张紧装置的选定图 4-1带传动作用在轴上的力各个类型的三角带不会都有弹性,在张紧力的驱使下,经过一段时间的操作后,它会因为变形发生松弛现象,并减少张紧力。为确保皮带的工作效率,应定时查看预紧力的大小。在这种设计中,皮带轮使用张紧器。4.3.2 带轮设计输送带带轮部分一般由大带轮小带轮组成,为输送带的驱动装置,由电源提供动能。滚筒旋转。带动皮带的运输,设计带轮时要考虑材质对输送带的磨损,同时考虑带轮质量要尽可能的质量低,节省材料。4.4 链轮的选型链轮作为传动效率介于带传动与齿轮传动之间的一种传动,链齿数的选择也及其重要,过多会造成跳齿现象。所以此次选择速度为 12m/s。设计步骤如下:选用单排套筒滚子链,设计步骤如下:(1) 此次设计中主动链轮和从动链轮半径相同,所以 Z1Z2= 21(2) 计算功率 Pd 查阅资料,由表 9-9 查得3: 工作系数由表 9-10 查得3: 链轮齿数系数Pd 3.06KW所以k A =1;Kz = 1.345;P = KAP = 1 3.06= 2.275KW(4-9)KKZMd11.345(3) 定链条的节距 p根据链轮转速 n=220r/min 及功率 P0=3.06kw,由图 9-13 选取的链条号为 10A,链节距 p= 15.875mm;(4) 确定链长 L根据链轮的速度,计算链轮的直径d = 60v / np = 601.51000 / 220p =130mm,链长为 L = 2176 +p 130 = 761mm;(5) 确定链条链节数 Lp由 L = Lp P /1000 = 0.76m 计算链节数可得 Lp =47.87 节,取为 48 节。(6) 中心距的计算Pz+ z z + z 2 z - z1 2 a = Lp - 12 + Lp - 12 - 8 2 (4-10)4 222p= 15.875 48 - 21+ 21 + (48 - 21) = 214.3mm42a 实际中心距取为 220mm。(7) 链速的计算v =n1z1 p601000= 1.22m / s1.22m/s 满足链速在 1-2m/s 之间,合适。(8) 经查阅,由表 94 得链轮轮毂孔3dk max = 73mm(9) 计算轴上力,轴向力,径向力有效圆周力为Fp = KFP FeF = 1000 P = 2103Nev由于链传动为倾斜配置,安装倾角为 45, 查表取 KFP = 1.15所以, Fp = KFP Fe = 1.15 2103 = 2418.56N根据上述要求,选择的滚子链的型号为:10A1316GB 1243 1997链条其结构详图如下:图 4-2输送链条的结构图4.5 齿轮的设计4.5.1 齿轮选型1. 根据设计要求,选用直齿圆柱齿轮传动。2. 管理机作为小型工作机,选用 7 级精度(GB10095-88)。3. 材料选择,由表 10-1 选择小齿轮材料为40Cr ,调质硬度为280HBS ,大齿轮材料为45 钢,(调质)硬度为240HBS,两者材料硬度相差为40HBS。4. 选小齿轮齿数z1 = 25 ,大齿轮齿数z2 = iz1 = 75 。4.5.1.1 按齿根弯曲疲劳强度计算由设计计算公式 10-11 进行校核3 KtT1d1t 2.323u 1 Z2E (4-11)(1) 计算载荷系数 Kfdu s H (2) 计算扭矩,代入数值计算可得Kt = 1.3T1 = 9550 P / n= 95503.21/ 655 = 47.39N m(3) 圆柱齿轮传动齿宽系数fdd检查机械设计教科书并根据表 10-73,选择齿宽因子f =1E(4) 根据设计所用材料查表得弹性影响系数Z = 189.8MPa1/ 2 10。(4-12)(5) 根据计算公式计算小齿轮的极限疲劳强度s H lim1 = 600MPa 和大齿轮的极限疲劳强度s H lim2 = 500MPa 3。(6) 由式 10-13 计算应力循环系数3 N1 = 60n1 jLh= 60 6551 2 2010 20 = 3.1109N 2 = 3.1109 / 2.97 =1.06109FN1FN2(7)由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数K= 0.95 ; K= 0.98 3。(8)计算接触疲劳许用应力去失效概率为1% ,安全系数S = 1.4 ,由式 10-12 得3s H1s= KHN1s H lim1 = 0.95 600 = 570MPa s= KHN 2s H lim2 = 0.98 550 = 539MPa4.5.1.2 模数计算H 2s(1) 计算小齿轮分度圆直径d1t ,代入s H 计算最小值 KtT1d1t 2.323u 1 Z2E fdu s H (4-13)1.3 4.739 1043.97 189.8 2(2) 小齿轮圆周速度 v= 2.323 12.97 539 = 50.33mmv =pd1t n1601000(4-14)(3) 齿轮齿宽 b(4) 齿高与齿宽的比值 b/h模数齿高= p 50.33 655 = 1.73m / s601000b = fd d1t= 1 50.33 = 50.33mmmt = d1t / z1 = 50.33/ 21 = 2.01mm h = 2.21mt = 2.21 2.01 = 4.53(4-15)(5) 齿轮载荷系数b / h = 50.33/ 4.53 =11.11mm根据v = 1.73m/s,7 级精度,经查阅,由图 10-8 得动载系数KV = 1.12 ;直齿轮,由HaFaA表 10-3 查得K= K= 1.2 ;由表 10-2 得使用系数K = 13;由表 10-4 查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,K= 1.12 + 0.18(1+ 0.6f 2 )f 2 + 0.2310-3 bHbdd将数据代入后的HbK= 1.12 + 0.18(1+ 0.61)1+ 0.2310-3 50.33 = 1.42 ;由 b/h=11.11mm, K=1.35 查图 10-13 得 K=1.353;故载荷系数HbFbK = KAKV KHa KHb = 11.121.21.35 = 1.8144(6) 通过查表并根据实际情况选取载荷系数作为影响系数计算分度圆直径,经查阅,由式 10-10a 得3(7) 计算模数 m4.5.1.3 按齿根弯曲强度计算d1 = d1t= 50.33 3 1.8144 /1.3 = 56.21mmm = d1 / z1 = 56.21/ 21 = 2.21mm(4-15)经查阅,由式 10-7 得弯曲强度的设计公式为3m (4-16)1. 确定公式内的各计算数值FE 2(1)查询并根据图 10-20c 估测小齿轮极限疲劳强度s FE1 = 500MPa ,大齿轮的极限疲劳强度s= 380MPa 3;FN1FN 2(2)由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 K= 0.85, K= 0.88 3;(3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式 10-12 得s = KFN 1s FE1 = 0.85500 = 303.57MPaF 1S1.4s = KFN 2s FE 2 = 0.88380 = 238.86MPaF 2S(4) 计算载荷系数1.4K = KAKV KFa KFb = 11.121.21.35 = 1.814(5) 选取齿形系数由表 10-5 查得YFa1= 2.65 ; YFa2= 2.226 3。(6) 查取应力校正系数3由表 10-6 查得YSa1 = 1.58 ; YSa2 = 1.764。(7) 计算大小齿轮的YFaYSa /s F 并加以比较YFa1YSa1 = 2.651.58 = 0.01379s F 1 303.57YFa 2YSa2 = 2.2261.764 = 0.01644大齿轮的数值大。2. 设计计算s F 2238.86m = 1.65mm(4-17)比较以上算到的数值,齿轮的载重能力和齿轮的D 有关。由弯曲强度计算出的模量1.65和最接近标准值 2.21 毫米的圆度可以得到,并且由接触强度计算的指数圆直径d1 = 56.21毫米。算出:小齿轮齿数大齿轮齿数z1 = d1 / m = 56.21/ 2.21 = 21z2 = iz1 = 2.97 21 = 73.92 ,取 z2 为 74。综合上述计算并选型,齿轮设计中的齿根、齿面各强度都已符合本次设计要求,在符合强度设计的基础上,本次设计设计设计时也会尽量考虑材料的使用,做到既符合要求又节省材料。4.5.2 几何尺寸计算设计规定各参数值如下:传动比i = 2.97 ;齿数z1 = 21, z2 = 74 ,模数m = 2.21;(1) 分度圆直径(2) 中心距(3) 齿宽d1 = z1m= 21 2.21 = 56.21mm d2 = z2m= 74 2.21 = 166.5mma = (d1 + d2 )/ 2= (56.21+166.5)/ 2 = 111.375mmb = fd d1= 1 56.21 = 56.21mm(4-18)(4-19)(4-20)取B2 = 56.21mm , B1 = 60mm 。(4) 校核F = 2T / d = 2 4.739104 / 56.21 = 1685Nt114.6 轴的设计KA Ftb= 11685 / 56.21 = 29.96N / mm 100N/mm,合适4.6.1 减速器输出轴的设计1. 计算轴的转矩与功率通过上述计算知变速箱输入转速n2 = 655r/min ,输出转速n3 = 220r/min ;功率 P2 = 3 . 2 1 K ,输出 P3 = 3 . 1 8 K , 输入转矩 T1 = 4 7 . 3 8Nm ,输出转矩 T2 = 4 6 . 3 6Nm ;2. 齿轮上力的分析因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2 = mz2 = 2.21 74 = 166.5mmFt = 2T3/d2 = 246.36103/166.5 = 556.877NFr = Ft tana / cos b = 556.877 tan 20 / cos 8 = 204.7N0经查阅,由上式 15-2 计算出轴的最小直径,轴的材质选取为 45 钢,根据表 15-3,取A = 112 3,于是得Pdmin = A0 33n3(4-21)=3.18112 3 27.28mm220输出轴的最小直径是带轮处的直径,最小直径选为 30mm。4.轴的结构设计1) 确定轴上零件的装配方案如图 4-3。2) 根据设计要求确定轴上零件的定位方式与长度要求。(1) 在I - II 处制造轴肩,因此取II - III 段的直径dII- III = 40 mm ,带轮和轴配合长度 L1 = 40 mm 。(2) 滚动轴承参数确定与设计因为该轴承受径向力,因此选择单列圆柱轴承。根据工作要求dII- III = 44 mm ,选择轴承 6210 ,其尺寸为d D B = 509020 ,故dIII- IV = 50 mm ,而 LIII- IV = 20 mm 。右端滚动轴承采用轴肩进行定位,由手册上查得 6210 型轴承,取dVII-VIII = 50mm 。(3) 选取位置 55mm处取第IV - V 轴部分的直径d
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