麥田噴土滅火車(chē)設(shè)計(jì) 自動(dòng)化專(zhuān)業(yè)畢業(yè)設(shè)計(jì) 畢業(yè)論

《麥田噴土滅火車(chē)設(shè)計(jì) 自動(dòng)化專(zhuān)業(yè)畢業(yè)設(shè)計(jì) 畢業(yè)論》由會(huì)員分享，可在線(xiàn)閱讀，更多相關(guān)《麥田噴土滅火車(chē)設(shè)計(jì) 自動(dòng)化專(zhuān)業(yè)畢業(yè)設(shè)計(jì) 畢業(yè)論（38頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、第一章概述 本設(shè)計(jì)提出了一種全新麥田滅火的方法，從工作原理一直到結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)均是由我們?nèi)嗽O(shè)計(jì)完成，獨(dú)具創(chuàng)新性。相對(duì)于本次課程設(shè)計(jì)的任務(wù)量，我們的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，零件多，從設(shè)計(jì)校核到三維圖和二維圖的繪制，任務(wù)量相當(dāng)大。 本作品的設(shè)計(jì)背景是：每年春夏之交，天氣干燥，麥田極易發(fā)生火災(zāi)。據(jù)我們所查到的資料，這種火災(zāi)每年給農(nóng)民們?cè)斐蓸O大損失，如果火災(zāi)得不到控制，還會(huì)威脅到農(nóng)房、人畜的安全。并且大型消防車(chē)因?yàn)樾枰笋{駛，故難以接近火場(chǎng)，更何況水源不能得到及時(shí)補(bǔ)充。另外，人力滅火危險(xiǎn)低效，更不可取。 針對(duì)以上問(wèn)題，我們經(jīng)過(guò)多次討論確定了自己的方案。決定設(shè)計(jì)一輛小型無(wú)人駕駛遙控滅火車(chē)，直接從田地挖土，經(jīng)由傳

2、送帶傳輸?shù)杰?chē)頂，再通過(guò)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(chē)水源得不到補(bǔ)充的問(wèn)題。考慮到田地土壤疏松，我們采取履帶式車(chē)輪，并通過(guò)齒輪嚙合差速轉(zhuǎn)向，且行進(jìn)速度可調(diào)。 具體方案設(shè)計(jì)：采用一個(gè)大功率直流電動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源，由36V直流電源供電，經(jīng)減速箱減速后，通過(guò)鏈傳動(dòng)將扭矩分別傳送到到刨土部分、傳送帶、刨土機(jī)構(gòu)和行進(jìn)部分。刨土部分通過(guò)兩把耙完成刨土任務(wù)，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(jì)劃每分鐘刨土0.01~0.02m3。考慮到滅火車(chē)不工作時(shí)耙必須抬起以免掛擦地面，耙整體與車(chē)

3、架采用銷(xiāo)連接，不工作時(shí)將銷(xiāo)安到耙的下銷(xiāo)孔就能使耙抬起。銷(xiāo)采用蝶形螺母固定，方便拆卸。傳輸帶部分由一個(gè)主動(dòng)旋轉(zhuǎn)軸和從動(dòng)軸支撐，主動(dòng)軸表面類(lèi)似砂紙，摩擦系數(shù)大，靠靜摩擦力拉動(dòng)傳送帶。傳送帶將土輸送到離心盤(pán)，軸轉(zhuǎn)動(dòng)帶動(dòng)刨土扇葉將土拋向火源。最后，行進(jìn)部分采用履帶車(chē)輪，由于其不移轉(zhuǎn)向，故我們經(jīng)過(guò)查找資料決定選用差速轉(zhuǎn)向，這種方式雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜，但轉(zhuǎn)向平穩(wěn)，輸出轉(zhuǎn)向力矩大，更適合田地行進(jìn)。 圖1.1底盤(pán)整體 第二章行進(jìn)部分設(shè)計(jì)與校核 2.1 概述： 圖2.11 底盤(pán)整體 采用履帶驅(qū)動(dòng)橋，它由中央傳動(dòng)、轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)制動(dòng)機(jī)構(gòu)和最終傳動(dòng)是個(gè)部分組成。 要求： 1。保證履帶作業(yè)機(jī)械得到各種轉(zhuǎn)向半徑相適應(yīng)

4、的折線(xiàn)軌跡，不發(fā)生轉(zhuǎn)向急動(dòng)現(xiàn)象； 2。力求有較小的專(zhuān)項(xiàng)半徑，這是機(jī)動(dòng)性的保證； 3。是電動(dòng)機(jī)負(fù)荷最小，轉(zhuǎn)向時(shí)平均速度不應(yīng)該比直線(xiàn)行駛速度有顯著下降； 4。不轉(zhuǎn)向時(shí)，要有良好的直線(xiàn)型； 5。操作簡(jiǎn)單； 6。力求較小的外部尺寸。 圖2.12設(shè)計(jì)簡(jiǎn)圖 圖2.13效果圖 方案說(shuō)明： 1） 采用鏈輪來(lái)傳遞動(dòng)力，適應(yīng)了火場(chǎng)環(huán)境； 2） 采用兩級(jí)變速實(shí)現(xiàn)了快進(jìn)與工進(jìn)的兩種行進(jìn)速度； 3） 采用履帶地盤(pán)，適應(yīng)田地里復(fù)雜地形； 4） 采用雙差速機(jī)構(gòu)作為履帶轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，當(dāng)收緊一邊制動(dòng)器時(shí)，制動(dòng)并不直接發(fā)生在驅(qū)動(dòng)軸上，所以不會(huì)發(fā)生停轉(zhuǎn)的現(xiàn)象，而是按一定的比例關(guān)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(shè)計(jì) 1）功率選擇： 按照初步設(shè)計(jì)，機(jī)構(gòu)能實(shí)現(xiàn)2.6m/s的快速運(yùn)動(dòng)與1.25m/s的工作運(yùn)動(dòng)，由于差速部分在滅火車(chē)在直線(xiàn)行走的過(guò)程中處于相對(duì)靜止的狀態(tài)，所以予以忽略。分析可得滅火車(chē)工作在3m/s時(shí)，其功率取得最大值?？紤]到行進(jìn)阻力約合200n； 工作機(jī)工作過(guò)程中傳遞鏈經(jīng)過(guò)了鏈輪、齒輪、離合器傳遞，所以： 進(jìn)一步考慮到履帶的能耗高于輪式地盤(pán)，所以： 取 由主減速器的末端可以得到轉(zhuǎn)速為120r/min,功率為1.4kw的動(dòng)力，可以滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求 2）當(dāng)傳動(dòng)比為3時(shí)，轉(zhuǎn)動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 I）各個(gè)軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算： II）合個(gè)軸輸入功率計(jì)

6、算： III）各個(gè)軸的輸入轉(zhuǎn)矩計(jì)算： 將上述結(jié)果列于表中， 軸號(hào) 轉(zhuǎn)速n/min 功率P kw 轉(zhuǎn)矩T N.m 傳動(dòng)比 I 120 0.99 78.8 3 Ii 40 0.96 229 當(dāng)傳動(dòng)比為0.7時(shí)，轉(zhuǎn)動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 I）各個(gè)軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算： /min II）合個(gè)軸輸入功率計(jì)算： III）各個(gè)軸的輸入轉(zhuǎn)矩計(jì)算： 將上述結(jié)果列于表中， 軸號(hào) 轉(zhuǎn)速n/min 功率P kw 轉(zhuǎn)矩T N.m 傳動(dòng)比 I 120 0.99 78.8 0.7 Ii 84.8 0.96 108.1 2.3齒輪設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)u=3的齒輪組

7、 1） 要求分析 見(jiàn)上表 2） 選擇齒輪的材料、熱處理方式及需用應(yīng)力的是、計(jì)算 （1） 選擇軟齒面齒輪 小齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)處理；大齒輪：45鋼，正火處理 （2） 確定需用應(yīng)力 a. 確定極限應(yīng)力、 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS。 查表有、 、 b. 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)，設(shè)想，每天工作8個(gè)小時(shí)，壽命為10年 =60ant= 查表有=1，=1 c. 計(jì)算需用應(yīng)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(lèi)型 選用直齒圓柱齒輪 （2） 選擇齒輪精度等級(jí) 選擇8級(jí)精度 （3） 初選尺寸 ， （

8、4） 初步計(jì)算齒輪的主要尺寸 選擇主要參數(shù)：因?yàn)殒溳唫魅雱?dòng)力，；齒輪傳動(dòng)速度不高，因非對(duì)稱(chēng)布置，；。 查表：選取，，， 初步計(jì)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(biāo)準(zhǔn)模數(shù)為， 中心距取整的到 修正后有： ，取38mm 小齒輪 （5） 驗(yàn)算齒輪彎曲強(qiáng)度條件。 查表得到 取 計(jì)算彎曲應(yīng)力： 代入數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)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(gè)固定軸上的不同的傳動(dòng)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(duì)于u=3時(shí)好，為了簡(jiǎn)化設(shè)計(jì)，設(shè)定基本參數(shù)如下: 由于其受力情況比u=3時(shí)更好所以在

9、此只校核其彎曲強(qiáng)度條件： 2.4軸的設(shè)計(jì) 2.41軸I的設(shè)計(jì) 1） 選擇軸的材料 選擇45鋼，調(diào)質(zhì)處理，其參數(shù)如下： 2） 初步選擇軸徑 取為25mm 3） 軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 圖2.41 軸結(jié)構(gòu)圖 4） 按彎矩組合校核 此處按u=3時(shí) 5） 畫(huà)受力簡(jiǎn)圖 圖2.42 軸受力簡(jiǎn)圖 6） 軸上的受力分析 軸傳遞的轉(zhuǎn)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(jì)算： 剪切應(yīng)力圖： 彎矩圖： 彎曲應(yīng)力： 理想直徑： 圖2.43 分析圖 軸的尺寸選擇合理。 二、手工計(jì)算 計(jì)算最大彎矩

10、 算當(dāng)量最大彎矩，求危險(xiǎn)截面，并進(jìn)行強(qiáng)度校核： 轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化計(jì)算，取有 故安全 2.42軸II的設(shè)計(jì) （注：由于II軸與底盤(pán)的連接部分沒(méi)有更多的時(shí)間來(lái)做，再由于制動(dòng)器性能參數(shù)我沒(méi)能夠了解，所以此處的II只進(jìn)行簡(jiǎn)單的受力分析。進(jìn)一步加工，需要進(jìn)一步分析底盤(pán)的參數(shù)與制動(dòng)器的參數(shù)） 1） 選擇軸的材料 選擇45鋼，調(diào)質(zhì)處理，其參數(shù)如下： 2） 初步選擇軸徑 取為30mm 3） 軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 圖2.44 軸結(jié)構(gòu)圖 4） 按彎矩組合校核 此處按u=3時(shí) 5） 畫(huà)受力簡(jiǎn)圖 圖2.45 軸受力圖 6） 軸上的受力分析 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 二、 Inventor計(jì)算：

11、剪切應(yīng)力圖： 彎矩圖： 彎曲應(yīng)力： 理想直徑： 圖2.46 分析圖 軸的尺寸選擇合理。 二、手工計(jì)算 由于此軸采取簡(jiǎn)化計(jì)算，只考慮轉(zhuǎn)矩， 算當(dāng)量最大彎矩，求危險(xiǎn)截面，并進(jìn)行強(qiáng)度校核： 轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化計(jì)算，取有 故安全 2.5軸承的選擇 Inventor設(shè)計(jì)摘要： 根據(jù)工作情況初步選用7205AC ，設(shè)計(jì)為10000個(gè)小時(shí)，考慮到火場(chǎng)的復(fù)雜環(huán)境，所以需要附加系數(shù)2 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到： 軸承規(guī)格滾動(dòng)軸承 GB/T 292-2007 70000C 型 (7205 C) 軸承內(nèi)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(chēng)接觸角α 15 deg 額定基本動(dòng)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(zhuǎn)速N=120 rpm 動(dòng)態(tài)徑向載荷系數(shù) X=0.60 / 0.60 動(dòng)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(jì)算計(jì)算方法 ANSI/AFBMA 9-1990 (ISO 281-1990) 要求的額定壽命 10000 小時(shí) 要求的可靠性 Rreq 90 特殊軸承特性的壽命調(diào)整系數(shù) a

13、2=1.00 運(yùn)行狀況的壽命調(diào)整系數(shù) a3=1.00 工作溫度 T=100 c （3） 軸承的壽命計(jì)算 靜態(tài)等效載荷 P0=2836 N 動(dòng)態(tài)等效載荷 P=1702 N 計(jì)算結(jié)果： 結(jié)果基本額定壽命 L10=126588 小時(shí) 所選齒輪7205c符合要求 手算- 1） 計(jì)算派生軸向力S1，S2 由于軸II的支撐眾多已經(jīng)形成超靜定桿，所以假設(shè)此處的抽象壓力Fr與齒輪周向力相等，來(lái)計(jì)算： 2） 計(jì)算軸承所受軸向的載荷 因?yàn)椴捎弥饼X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(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 軸承： 查表 查表 4） 軸承壽命計(jì)算 所以軸承選擇是

14、合理的。 2.6錐齒輪的設(shè)計(jì) 在本履帶變速機(jī)構(gòu)中應(yīng)用到八個(gè)錐齒輪，但由于他們是兩個(gè)重合在一起的差速器，所以指校核其中嵌套在內(nèi)層的錐齒輪， 在履帶地盤(pán)轉(zhuǎn)向時(shí)，收緊一邊制動(dòng)器時(shí)，制動(dòng)并不直接發(fā)生在驅(qū)動(dòng)軸上，所以不會(huì)發(fā)生停轉(zhuǎn)的現(xiàn)象，而是按一定的比例關(guān)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(zhuǎn)矩約為所以此時(shí)受力危險(xiǎn)的齒輪組為加速方，其轉(zhuǎn)矩為： 材料為45鋼，正火處理 （1） 計(jì)算載荷 所以： （2） 齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件 取 （3） 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度條件 設(shè)計(jì)齒數(shù)為18 ，查表 a. 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)，設(shè)想，每天

15、工作8個(gè)小時(shí)，壽命為10年 =60ant= 查表有=1，=1 b. 計(jì)算需用應(yīng)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(mǎn)足強(qiáng)度要求的。 2.7箱體的設(shè)計(jì) 由于處于行走機(jī)構(gòu)中，存在顛簸與震動(dòng)，采用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑。 所以刪減了油尺、油塞等結(jié)構(gòu)。 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(xiāo) 7 第三章刨土輸送部分設(shè)計(jì)與校核 3.1 概述

16、我們?cè)O(shè)計(jì)的小車(chē)要完成的任務(wù)就是麥田滅火，經(jīng)過(guò)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(jī)構(gòu)就成為一個(gè)問(wèn)題。經(jīng)過(guò)超找資料，我們最終確定用類(lèi)似農(nóng)村“耙”的旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)將土從田地里取出，然后經(jīng)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(shè)計(jì)任務(wù)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(wù)就是將土捧起，并隨著軸的旋轉(zhuǎn)將土送到傳送帶上。觀察下圖會(huì)發(fā)現(xiàn)，耙尾有三個(gè)螺栓孔，卻只有兩個(gè)螺栓。這是因?yàn)椋夜ぷ鲿r(shí)會(huì)切進(jìn)地面，而當(dāng)不工作時(shí)就應(yīng)將耙抬起，只是只需旋開(kāi)靠前的碟形螺母，然后將銷(xiāo)插到下端即可。

17、預(yù)設(shè)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(zhuǎn)速為120r/min； 圖3.11 耙整體圖 3.2耙設(shè)計(jì) 3.21松土耙軸的設(shè)計(jì)： 任務(wù)要求：耙長(zhǎng)0.6米，其中有爪部分0.5米，爪每圈6個(gè)，交錯(cuò)排列26圈。爪長(zhǎng)65mm（爪頂端到軸中心）。切土深度30mm，估算單爪切削力20N。預(yù)定軸轉(zhuǎn)速120r/min。并且松土耙輸出扭矩帶動(dòng)刨土耙。 1. 考慮到載荷較大，故選擇軸的材料為45號(hào)鋼，經(jīng)正火處理，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表5-1-1得，σb=400Mpa，σs=220Mpa，σ-1=165Mpa，τ-1=95Mpa，[σ-1]b

18、=60Mpa。 2. 初步計(jì)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(dòng)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(gè)小節(jié)會(huì)介紹，0.95為鏈傳動(dòng)的效率) 此時(shí)，dmin2=C 3=21.3mm 考慮到軸端裝聯(lián)軸器需開(kāi)鍵槽，將其軸徑增加4%~5%，故取軸的直徑為23mm。 3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 按工作要求，軸上所支撐的零件主要有鏈輪及兩個(gè)滾動(dòng)軸承。故設(shè)計(jì)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(huà)受力簡(jiǎn)圖（如圖L-1），其中最右端兩個(gè)力為主動(dòng)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(jì)算圖 ②軸上受力分析 軸上傳遞的轉(zhuǎn)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(jì)算作用于軸上的支反力 水平面內(nèi)支反力 RHA=327N (方向向后) RHB=-1136N(方向向后) 垂直面內(nèi)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(zhuǎn)矩分析：牽引鏈轉(zhuǎn)矩T1=9550P

21、n*=70Nm 拉引刨土軸轉(zhuǎn)矩T2=30.8Nm 考慮到彎矩復(fù)雜，不進(jìn)行轉(zhuǎn)矩彎矩圖的合成而是進(jìn)行關(guān)鍵截面的計(jì)算與校核，計(jì)算軸的彎矩，并畫(huà)彎、轉(zhuǎn)矩圖，如上圖示，最大彎矩發(fā)生在右端軸承處 Mmax=Mh2+Mv2=60000Nmm 計(jì)算并畫(huà)當(dāng)量彎矩圖 轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化計(jì)算在最大彎矩處，取a=0.6，則 aT=0.6*39200Nmm=23520Nmm M=M2+（aT）2計(jì)算，最大為64445Nmm。 下面進(jìn)行強(qiáng)度校核： 考慮鍵槽的影響，查表計(jì)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(xì)，下面對(duì)軸端截面進(jìn)行校核 M=aT=0.6*11000Nmm=6600Nmm 考慮鍵槽的影響，查表計(jì)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(mǎn)足強(qiáng)度校核條件，同理校核鏈輪處軸的強(qiáng)度亦滿(mǎn)足要求，故此軸的設(shè)計(jì)符合強(qiáng)度要求。 5.按安全系數(shù)校核： 經(jīng)判斷，右端軸承所在截面有應(yīng)力集中源且當(dāng)量彎矩較大，

23、下面以此截面進(jìn)行安全系數(shù)校核。 a、截面上的應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力幅：σa=MW=Mh2+Mv21.609MPa=37.2MPa 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：τa=T2WT=39.24*1.609=6.1MPa 彎曲平均應(yīng)力：σm=0 扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：τm=τa=6.1MPa b、材料的疲勞極限：根據(jù)σb=400Mpa，σs=220Mpa,查書(shū)表6—1得 φσ=0.2，φτ=0.1 C、截面應(yīng)力集中系數(shù)：查附表6—1得（平鍵類(lèi)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(shí)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(shè)計(jì)理論上符合要求。 3.22刨土耙軸的設(shè)計(jì)： 任務(wù)要求：耙長(zhǎng)0.6米，其中有爪部分0.53米，爪每圈4個(gè)，排列11圈。爪長(zhǎng)85mm（爪頂端到軸中心）。刨土深度30mm，估算單爪切削力30N。預(yù)定軸轉(zhuǎn)速120r/min。 1. 考慮到載荷較大，故選擇軸的材料為45號(hào)鋼，經(jīng)正火處理，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(jì)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(kāi)鍵槽，將其軸徑增加4%~5%，故取軸的直徑為18mm（最細(xì)處）。 刨土耙軸與松土耙軸的受力情況類(lèi)似且小于松土耙軸，由于時(shí)間關(guān)系此處不再對(duì)刨土耙軸進(jìn)行校核。 3.3螺栓的設(shè)計(jì)與校核： 本次設(shè)計(jì)用到很多螺栓連接，除了減速箱處螺栓是由計(jì)算得到，其余螺栓直徑型號(hào)的選取均是根據(jù)經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)中盡量

26、使直徑稍大，以免強(qiáng)度不夠。螺栓連接拆卸方便且預(yù)緊力大。其中刨土部分與機(jī)架連接處的螺栓受力較大，現(xiàn)選取此處螺栓進(jìn)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(gè)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?jīng)_擊力比較大，乘以2的載荷系數(shù) 一共有四個(gè)螺栓，每個(gè)螺栓的剪切力Fs=2*F/4=2*1110=555N 按剪切強(qiáng)度條件計(jì)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(qiáng)度

27、合格。 3.4 軸承的設(shè)計(jì)與校核 刨土部分軸承的校核，一共四個(gè)軸承，選取松土耙處靠近鏈輪軸承（受力較大）進(jìn)行校核。傳輸帶處軸承受力較小，不再進(jìn)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(duì)軸承潤(rùn)滑的影響。此軸承在機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)上未查到，但I(xiàn)NVENTOR里有它的參數(shù)，如下： Cr=9400N C0r=8800N 按中的沖擊計(jì)算，取fp=1.3 軸承不承受軸向力，故其當(dāng)量動(dòng)載荷 P=fp（Fx2+Fy2）=1.3*（11362+11002）=2055N 預(yù)期計(jì)算壽命Lh'=10（年）×1（月）×30（天）×10h=3000h Lh=10660n(

28、CrP)3=13293h 可見(jiàn)，軸承的工作壽命遠(yuǎn)大于要求，然而我們工作環(huán)境惡劣，所以壽命較大沒(méi)必要換軸承強(qiáng)度符合。 第四章拋土部分設(shè)計(jì)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(guò)轉(zhuǎn)盤(pán)的快速轉(zhuǎn)動(dòng)，靠離心力將傳送帶輸送來(lái)的土快速拋向火源，將火熄滅。由于我們的設(shè)計(jì)任務(wù)是整輛車(chē)只用一個(gè)電動(dòng)機(jī)，而電動(dòng)機(jī)輸出的轉(zhuǎn)矩與拋沙軸的轉(zhuǎn)矩是相互垂直的，故需要一對(duì)錐齒輪來(lái)?yè)Q向。這部分的設(shè)計(jì)零件較少，這里只選取錐齒輪的設(shè)計(jì)與校核來(lái)作一介紹。 4.11相關(guān)參數(shù)： 土壤密度：1000～1800 Kg/m3 每秒傳送土壤體積：0.02 m3 轉(zhuǎn)盤(pán)直徑：d=0.8 m 轉(zhuǎn)盤(pán)轉(zhuǎn)速：120

29、r/min 4.12功率計(jì)算： 土壤密度取1500 Kg/m3，每秒傳送土壤的質(zhì)量m=5 Kg/s 假設(shè)在一秒內(nèi)新傳送的土壤加速到與轉(zhuǎn)盤(pán)速度相同，即ω=4π rad/s 根據(jù)能量守恒計(jì)算電機(jī)輸入功率P=mω2r≈0.26Kw 考慮到效率傳送的問(wèn)題，故選取電機(jī)功率P=0.3 Kw 4.2錐齒輪的設(shè)計(jì) 只要求改變力的輸出方向，選擇傳動(dòng)比為1的直齒圓錐齒輪。 圖4.21 錐齒輪 通過(guò)軟件初選一對(duì)錐齒輪，具體參數(shù)如下： 常見(jiàn)參數(shù) 傳動(dòng)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(dòng)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(lèi)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(diǎn)距離 Ae 32.586 mm 32.586 mm 小端部頂點(diǎn)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(dòng) 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(wú)錐形變位系數(shù) xz -0.4217 ul -0.4217 ul 無(wú)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?cái)? k 0.0000 ul 0.0000 ul 嚙合外齒厚度 sa 0.7730 ul 0.7730 ul 用軟件進(jìn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速 nE1 17293.769 rpm 材料 齒輪 1 齒輪 2 用戶(hù)

36、材料 用戶(hù)材料 極限拉伸強(qiáng)度 Su 700 MPa 700 MPa 屈服強(qiáng)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(cè)面硬度 VHV 600 ul 600 ul 彎曲時(shí)的基本載荷循環(huán)次數(shù) NFlim 3000000 ul 300000

37、0 ul 接觸時(shí)的基本載荷循環(huán)次數(shù) NHlim 100000000 ul 100000000 ul 彎曲的 W?hler 曲線(xiàn)指數(shù) qF 6.0 ul 6.0 ul 接觸的 W?hler 曲線(xiàn)指數(shù) qH 10.0 ul 10.0 ul 處理類(lèi)型 類(lèi)型 2 ul 2 ul 強(qiáng)度計(jì)算 附加載荷系數(shù) 應(yīng)用系數(shù) KA 1.200 ul 動(dòng)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(guò)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(duì)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(rùn)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(yīng)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(chǎn)技術(shù)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(kāi)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(jié)果 免受點(diǎn)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(yàn)計(jì)算 正 結(jié)果顯示設(shè)計(jì)正確。 圓錐齒輪最終校核： K=KAKvKβKα=1.1×1.2×1.25×1=1.65 u=1 ψR(shí)=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?3ZHZEσHP24KT0.85ψR(shí)1-0.5ψR(shí)2u =32.5×198.850024×2.3×240.85×0.3×(1-0.5×0.3)2×1=11mm m?34KTYFaYSaψR(shí)1-0.5ψR(shí)2z2σFP1+u2 =34×2.3×24×2.6×1.650.31-0.5×0.32×342×300×1+12=0.2 從以上計(jì)算可以看出：設(shè)計(jì)的圓錐齒輪滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。 第五章傳動(dòng)部分設(shè)計(jì)與校核 5.1電機(jī)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(jì)算，則每分鐘挖土質(zhì)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(jìn)部分所需功率（詳細(xì)計(jì)算見(jiàn)下文）P4=1.4kw 拋土部分所需功率（詳細(xì)計(jì)算見(jiàn)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(jīng)查資料，決定選用170ZD 500 /A3H1型直流電動(dòng)機(jī)，其各類(lèi)電動(dòng)機(jī)參數(shù)如下： 考慮到傳遞效率損失，初步選定電機(jī)為170ZDC301F，其參數(shù)如下： 轉(zhuǎn)矩T=11.46Nm 功率P=3kw 轉(zhuǎn)

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(shí)，考慮到電機(jī)在市場(chǎng)上可以直接購(gòu)買(mǎi)，故對(duì)其進(jìn)行了簡(jiǎn)化，只畫(huà)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(dòng)方案設(shè)計(jì) 圖5.21 傳動(dòng)圖 電機(jī)轉(zhuǎn)速2500r/min，需要轉(zhuǎn)速120/min，則傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比為： i=nm/nw=2500/120=20.8 按展開(kāi)式布置，取i1齒=1.3i2齒，可得 i1齒=5.2，i2齒=4 可得各軸轉(zhuǎn)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(jì)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(zhuǎn)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(dòng)設(shè)計(jì) 1. 減速箱與輪驅(qū)動(dòng)軸鏈傳動(dòng)

45、設(shè)計(jì) （1） 選擇鏈輪齒數(shù) 經(jīng)估算，鏈速v>0.6m/s，且由于轉(zhuǎn)速小，鏈速較小，可適當(dāng)降低齒數(shù)，減小體積。大小鏈輪的轉(zhuǎn)速均為120r/min，故傳動(dòng)比為1，初選兩鏈輪齒數(shù)均為27。 （2） 確定計(jì)算功率 選擇型號(hào)，確定鏈節(jié)距和排數(shù)，電動(dòng)機(jī)拖動(dòng)，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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)功率轉(zhuǎn)速曲線(xiàn),選擇滾子鏈型號(hào)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(rùn)滑方式，Kz=1.46，鏈板疲勞差鏈長(zhǎng)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(xiàn)選擇滾子鏈型號(hào)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(zhǎng)和中心距 鏈長(zhǎng) 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(shè)計(jì)對(duì)中心距要求是小于1米大于0.2米，并應(yīng)適當(dāng)偏小，所以如上設(shè)計(jì)的中心距符合要求。 中心距的調(diào)整量一般應(yīng)大于2p。 ?a≥2p=2×15.875=31.75mm 實(shí)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(zhuǎn)速和半徑計(jì)算的拉引力相差不大，可見(jiàn)兩種方法均可以。 (7)選擇潤(rùn)滑方式 圖5.32 潤(rùn)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(rùn)滑。 估算大小鏈輪節(jié)圓半徑 r=zp2π=68mm 設(shè)計(jì)結(jié)果：滾子鏈型號(hào)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(shè)計(jì)一共有五對(duì)鏈輪連接，考慮到時(shí)間問(wèn)題不一一詳細(xì)設(shè)計(jì)而直接算出型號(hào)，由INVENTOR自動(dòng)根據(jù)中心距確定并調(diào)整，最終確定兩輪真正

49、中心距，一下僅給出鏈輪型號(hào)的確定。 2. 減速箱與松土耙軸鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)： 傳動(dòng)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(gè) Pc=Ka*P=1.3*0.93=1.2KW P0≥Pc/KpKzKl=1.2/1*0.609*1.06=1.9KW 型號(hào)：12A 鏈輪半徑=z*p/2π=12*19.05/2*π=36mm 3. 減速箱與傳送帶主動(dòng)軸鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì) 傳動(dòng)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(hào)：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(dòng)設(shè)計(jì)： 傳動(dòng)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(gè) 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(hào)：08A 鏈輪半徑=z*p/2π=12*12.7/2*π=24mm 5. 傳送帶主動(dòng)軸與拋土旋轉(zhuǎn)軸鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)： 傳動(dòng)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(hào)：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(jī)與減速器輸入軸之間采用聯(lián)軸器連接。 輸入轉(zhuǎn)矩T=11Nm 輸入轉(zhuǎn)速n=2500/min 考慮到機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)上聯(lián)軸器粗大笨重，機(jī)構(gòu)復(fù)雜，故選用了一新款聯(lián)軸器。決定選用MISUMI公司生產(chǎn)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(zhuǎn)速使用。其中間采用鋁青銅作調(diào)整環(huán)，容許扭矩大，結(jié)構(gòu)緊湊。如下圖： 圖5.41聯(lián)軸器二維圖 其型號(hào)如下表： 根據(jù)扭矩，決定選用型號(hào)為：MCOGRK30-14-14型，由于其為標(biāo)準(zhǔn)件，可以在市場(chǎng)上直接購(gòu)買(mǎi)，估在三

52、維建模時(shí)對(duì)其做了一定簡(jiǎn)化，只畫(huà)出了幾個(gè)重要尺寸。聯(lián)軸器是按標(biāo)準(zhǔn)載荷進(jìn)行選取型號(hào)，并留有很大余量，故不需要進(jìn)行校核。 5.5減速器（鑄鐵）箱體的設(shè)計(jì) 減速器二級(jí)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(yīng)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(nèi)箱壁距離l1>1.2δ=9.6mm 齒輪端面與內(nèi)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(xiāo)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(fù)雜性,在本次設(shè)計(jì)中對(duì)減速箱做了一定的簡(jiǎn)化處理。 5.6 減速軸及軸承的設(shè)計(jì)與校核 5.61減速軸一及軸承的設(shè)計(jì)與校核： 1. 擇軸的材料為45號(hào)鋼，經(jīng)正火處理，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表5-1-1得，σb=400Mpa，σs=220Mpa，σ-1=165Mpa，τ-1=95Mpa，[σ-1]b=60Mpa. 初步計(jì)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(huà)受力簡(jiǎn)圖 圖5.61 受力分析圖 ②軸上受力分析 軸上傳遞的轉(zhuǎn)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(jì)算作用于軸上的支反力 水平面內(nèi)支反力 RHA=611*35/145=147N RHB=611*110/145=464N 垂直面內(nèi)支反力 RVA=

56、222*35/145=54N RVB=611*110/145=168N 計(jì)算軸的彎矩，并畫(huà)彎、轉(zhuǎn)矩圖 Mmax=Mh2+Mv2=17292Nmm 計(jì)算并畫(huà)當(dāng)量彎矩圖 轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化計(jì)算，取a=0.6，則 aT=0.6*11000Nmm=6600Nmm M=M2+（aT）2計(jì)算，最大為18509Nmm，并畫(huà)出當(dāng)量彎矩圖。 危險(xiǎn)截面為齒輪所在圓截面，其最大彎矩如上式計(jì)算，下面進(jìn)行強(qiáng)度校核。 考慮鍵槽的影響，查表計(jì)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(xì)，下面對(duì)軸端截面進(jìn)行校核 M=aT=0.6*11000Nmm=6600Nmm 考慮鍵槽的影響，查表計(jì)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(mǎn)足強(qiáng)度校核條件，故此軸的設(shè)計(jì)符合強(qiáng)度要求 3. 按安全系數(shù)校核 經(jīng)判斷，齒輪所在截面有應(yīng)力集中源且當(dāng)量彎矩較大，下面以此截面進(jìn)行安全系數(shù)校核。 a、截面上的

58、應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力幅：σa=MW=16.242+5.9420.642MPa=26.9MPa 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：τa=T2WT=112.854=3.85MPa 彎曲平均應(yīng)力：σm=0 扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：τm=τa=3.85MPa b、材料的疲勞極限：根據(jù)σb=400Mpa，σs=220Mpa,查書(shū)表6—1得 φσ=0.2，φτ=0.1 C、截面應(yīng)力集中系數(shù)：查附表6—1得（平鍵類(lèi)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(shí)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(shè)計(jì)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(zhuǎn)速/(r/min)|脂: 18000 極限轉(zhuǎn)速/(r/min)|油: 22000 重量/kg|W ≈: 0.045 軸承代號(hào)|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(zhuǎn)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(jì)算作用于軸上的支反力 水平面內(nèi)支反力 RHA=611*35/145=147N RHB=611*110/145=464N 垂直面內(nèi)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(dāng)量動(dòng)載荷 P1=Fr1=21472+542=157N P2=Fr2=24642+1682=493N 因?yàn)镻2>P1，故按軸承2計(jì)算壽命： Lh=

62、10660n（Cp）ε=10660×2500（7650493）3=24000h?預(yù)期壽命（3000小時(shí)） 故軸承的選用是合格的。 5.62減速軸II及軸承的設(shè)計(jì)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(zhuǎn)速/(r/min)|脂: 16000 極限轉(zhuǎn)速/(r/min)|油: 19000 重量/kg|W ≈: 0.068 軸承代號(hào)|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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(lèi)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(dāng)量動(dòng)載荷： P1=Fr1=756N P2=Fr2=988N 因?yàn)镻2>P1，故按軸承2計(jì)算壽命： Lh=10660n（Cp）ε=1

66、0660×481（9380988）3=29651h?預(yù)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(hào)鋼，經(jīng)調(diào)制處理，其機(jī)械性能：σb=650MPa，σs=360MPa，σ-1=300MPa，τ-1=155MPa；[σ-1]b=60MPa。 2） 初步計(jì)算軸徑 選C=110，dmin=C3Pn=110×32.82481=20mm 考慮到軸端聯(lián)軸器需開(kāi)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(dòng)軸承。 4） 軸傳遞轉(zhuǎn)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(shè)此處為危險(xiǎn)截面） 當(dāng)量彎矩： 轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化計(jì)算，取α=0.6，則 αT=0.6×56=34N?m 危險(xiǎn)截面當(dāng)量彎矩為：