直徑0.6M的綠化植樹挖掘機(jī)設(shè)計(jì)【手推式 植樹挖坑機(jī)】【16張CAD圖紙+PDF圖】

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The structure of the utility model is mainly composed of an electric motor, a machine frame, a transmission belt and a bevel gear. The power is generated by the motor through the belt wheel reducer will need the power transmission to the belt wheel, the belt wheel drives the V belt, thus drives the whole unit to move. Summary of the research content of this paper: (1) the overall structure design of excavator plant. (2) analysis of planting performance of excavator. (3) the choice of motor. (4) transmission system, execution unit and frame design of excavator plant. (5) the design of parts design calculation and check. (6) drawing machine assembly and important parts assembly drawings and parts drawings design. Keywords: planting excavator, structure design, motor 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 植樹挖掘機(jī)的介紹 1 1.1 選題背景及其意義 1 1.2 挖掘機(jī)的種類和國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1 第2章 植樹挖掘機(jī)總體參數(shù)的設(shè)計(jì) 4 2.1 數(shù)據(jù)要求 4 2.2 整體設(shè)計(jì)方案 4 2.3 驅(qū)動(dòng)方案和傳動(dòng)方式的選擇與設(shè)計(jì) 4 2.3.1 各類驅(qū)動(dòng)方案分析 5 2.3.2 本設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)方案的確定 5 第3章 植樹挖掘機(jī)主要傳動(dòng)件計(jì)算 12 3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 12 3.2選擇帶型 12 3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 13 3.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗(yàn)算小輪包角 14 3.5確定帶的根數(shù)z 15 3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 15 3.7確定帶的張緊裝置 15 第4章 軸的設(shè)計(jì) 22 4.1 求作用在帶輪上的力 22 4.2 初步確定軸的最小直徑 23 4.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 23 4.4 求軸上的載荷 24 4.5按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 25 4.6 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 25 第5章 鍵的選擇與校核 39 5.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 39 5.1.1鍵的選擇 39 5.1.2 鍵的校核 39 5.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 40 5.2.1 鍵的選擇 40 5.2.2 鍵的校核 41 5.3 帶輪3上鍵的選擇與校核 41 5.3.1 鍵的選擇 41 5.3.2 鍵的校核 42 5.4 帶輪4上鍵的選擇與校核 42 5.4.1 鍵的選擇 42 5.4.2 鍵的校核 43 第6章 控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 39 6.1 控制系統(tǒng)總體方案 39 6.2 鑒向 39 6.3 計(jì)數(shù)的擴(kuò)展 40 6.4 中斷的擴(kuò)展 41 6.5 數(shù)摸轉(zhuǎn)換器的選擇 43 6.6 電機(jī)驅(qū)動(dòng)芯片選擇 45 結(jié) 論 48 參考文獻(xiàn) 49 致 謝 50 第1章 植樹挖掘機(jī)的介紹 第1章 植樹挖掘機(jī)的介紹 1.1 選題背景及其意義 2 3 在國家“十二五”規(guī)劃中，提出了生態(tài)文化是中華傳統(tǒng)文化、和諧文化的重要組成 部分，是支撐生態(tài)文明的基礎(chǔ)。國家林業(yè)局第七次全國森林資源清查結(jié)果顯示，全國森 林面積達(dá)到 1.95 億 hm ，森林覆蓋率達(dá)到 20.36%，森林蓄積量為 137.21 億 m 。從以 上統(tǒng)計(jì)數(shù)字可以看出，我國森林資源的平均水平依然很低，雖然我國的森林面積居世界 第五位， 但森林覆蓋率只相當(dāng)于世界森林覆蓋率（31.7%）的 64%；全國人均森林面積 相當(dāng)于世界人均水平的 25%。另外， 我國的森林質(zhì)量不高， 單位面積森林蓄積量僅為 世界平均水平的 84.8%。為了進(jìn)一步提高我國的森林覆蓋率及生態(tài)環(huán)境，發(fā)展生態(tài)文化， 需要開展大規(guī)模的造林工程，大面積地進(jìn)行植樹造林活動(dòng)。人工造林投入大、產(chǎn)出少、 用工多，效率低、速度慢、勞動(dòng)強(qiáng)度大，而使用機(jī)械造林則可以解決這些問題。造林機(jī) 械化是造林工程的發(fā)展方向，而要進(jìn)行機(jī)械化造林就必須有配套的造林機(jī)械。 植樹挖掘機(jī)是一種造林機(jī)械設(shè)備，目前國內(nèi)造林機(jī)械的發(fā)展水平還不高，多為人工 控制，很少能實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化作業(yè)。如何將先進(jìn)的自動(dòng)化、智能化技術(shù)應(yīng)用到機(jī)械造林中， 提高造林機(jī)械的自動(dòng)化、智能化水平是擺在林業(yè)機(jī)械科研工作者面前的一個(gè)技術(shù)問題。 國 外挖掘機(jī) 的發(fā)展要先 進(jìn)得多， 主要發(fā)展方 向是對(duì)于大 型的挖坑 機(jī)要集多種 功能于一 身，增加輔助設(shè)備。小型的挖掘機(jī)則側(cè)重于機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)。本課題主要設(shè)計(jì)一個(gè)大型 挖掘機(jī)，適合于城市道路旁、公園內(nèi)、綠地上栽植樹的挖坑作業(yè)。 空心管工作空心筒鉆頭挖掘機(jī)作為大型挖掘機(jī)的成員。無蓋或底部的空心管兩端，底部鑲嵌硬質(zhì)合金切削齒，是公路市政工程，住宅建筑和四周的建筑垃圾重新路由非常惡劣土壤條件下鉆探發(fā)掘工作的特殊條件和土壤貧瘠鉆坑移植美化大口徑類樹木。 1.2 挖掘機(jī)的種類和國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 挖掘機(jī)的種類很多。如果按其與配套動(dòng)力的連接方式進(jìn)行分類，可分為懸掛式挖坑 機(jī)、手提式挖掘機(jī)、牽引式挖掘機(jī)和自走式挖掘機(jī)。按挖掘機(jī)上配置的鉆頭數(shù)量有單鉆 頭、雙鉆頭和多鉆頭；鉆頭根據(jù)形狀又分為螺旋式鉆頭、螺旋帶式鉆頭、葉片型鉆頭和 螺旋齒式鉆頭等。 圖 1-1 懸掛式挖掘機(jī) 圖 1-2 駕駛式挖掘機(jī) 手提式挖掘機(jī)又分為單人手提式和雙人手提式。手提式挖掘機(jī)一般功率較小，以單 缸 風(fēng) 冷 汽油 發(fā) 動(dòng) 機(jī)為 動(dòng) 力 ，通 過 離合 器 和 減速 箱 連 接鉆 頭 。 鉆頭 轉(zhuǎn) 速 一般 為 100-200r/min，由于速比較大，減速機(jī)構(gòu)大多采用蝸輪蝸桿或擺線行星輪機(jī)構(gòu)。挖掘機(jī) 的鉆頭多 為單片螺旋片型， 這種鉆頭在挖坑過程中向 上排土的性能好。手提式挖掘機(jī) 適用于拖拉機(jī)不能通過的地形復(fù)雜的山地、丘陵和溝壑地區(qū)，挖坑直徑和深度都比較小， 也可用于果樹的追肥及埋設(shè)樁柱。如3WS-28型手提式挖掘機(jī)， 采用015A-1 型發(fā)動(dòng) 機(jī)， 最大功率2.8kW， 轉(zhuǎn)速280-320r/min， 挖坑尺寸（坑徑×深度）320mm×500mm， 質(zhì)量17.6kg。 拖拉機(jī)式挖掘機(jī)有多種形式。一種是挖坑設(shè)備通過三點(diǎn)懸掛與拖拉機(jī)相 連，動(dòng)力直接由拖拉機(jī)的發(fā)動(dòng)機(jī)輸出軸提供； 另一種是挖坑設(shè)備安放在拖拉機(jī)的后側(cè) 或一側(cè)； 還有一種是 挖坑設(shè)備安放在單獨(dú)的拖車上由拖拉機(jī)牽引， 動(dòng)力 由液壓泵提供。 例如，東方紅- IW60型挖掘機(jī)就是通過三點(diǎn)懸掛與拖拉機(jī)相連。該機(jī)可與多種型號(hào)的拖 拉機(jī)配套使用，具有結(jié)構(gòu)合理、易于操作、經(jīng)濟(jì)耐用、便于維修等優(yōu)點(diǎn)，可用于大面積 的植樹造林挖坑作業(yè)， 挖坑直徑500-650mm，深度400-700mm，每小時(shí)可以挖坑100 個(gè)以上。 與國內(nèi)相比，國外挖掘機(jī)的發(fā)展要先進(jìn)得多。很多國外的專家在傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和 挖頭的設(shè)計(jì)上都取得了很大的突破。目前，國外的挖掘機(jī)主要研究方向是，對(duì)于大型的 挖掘機(jī)械要集多種功能于一身，增加輔助設(shè)備；小型的挖掘機(jī)則側(cè)重于機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)， 并且非常注意人機(jī)工程學(xué)在設(shè)計(jì)中的應(yīng)用。日本生產(chǎn)的自走式高性能挖坑整地機(jī)采用柴 油機(jī)作動(dòng)力，該機(jī)將行走腳與輪胎組合成行走裝置，為全液壓式，平時(shí)用輪胎行駛，坡 地時(shí)則靠行走腳行走，適用于陡坡林地作業(yè)，實(shí)現(xiàn)了一機(jī)多用。英國生產(chǎn)的 05H8300 型 懸掛式挖坑 機(jī)和美國生產(chǎn)的懸掛式三鉆頭挖掘機(jī)的鉆頭間距可調(diào) （即行距可調(diào)），其適 用于平原地區(qū)的大面積植樹造林，工作效率很高。美國和加拿大生產(chǎn)的手提式挖掘機(jī)， 發(fā)動(dòng)機(jī)與鉆頭之間采用分離式，通過液壓傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)鉆頭工作。此種挖掘機(jī)在工作時(shí)發(fā)動(dòng) 機(jī)與操作者距離較遠(yuǎn)，可顯著減少運(yùn)營商的人體工程學(xué)原理上完全符合的噪音影響。 在中國，造林季節(jié)和地區(qū)特點(diǎn)，設(shè)備運(yùn)行時(shí)間是在一個(gè)單一功能的設(shè)備的短，利用率低。因此，設(shè)計(jì)在未來中，為了盡量考慮機(jī)器的問題。具體實(shí)施辦法是：第一，切換到另一種調(diào)整鉆不同的土壤條件和工作環(huán)境;二是設(shè)計(jì)通用機(jī)架，在更換工作部件后即可完成其他項(xiàng)目的營林作業(yè)，以提高其利用率。挖掘機(jī)不僅要適用 于平原、沙地和丘陵，還要能夠用于山地和溝壑。過去的便攜式挖掘機(jī)已經(jīng)不能適應(yīng)大 規(guī)模生產(chǎn) 的要求， 開發(fā)研制適用于坡地造林的自行式機(jī)械是 大勢(shì)所趨。坡地自行式造 林機(jī)械應(yīng)能自動(dòng)調(diào)平駕駛員座椅，可以向行走腳自行的方向發(fā)展，以使其具有較強(qiáng)的越 障能力。對(duì)于受到嚴(yán)重侵蝕的坡地應(yīng)先在坡地上修造梯田，然后在梯田上造林。 第2章 植樹挖掘機(jī)總體參數(shù)的設(shè)計(jì) 第2章 植樹挖掘機(jī)總體參數(shù)的設(shè)計(jì) 2.1 數(shù)據(jù)要求 設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)：“直徑0.6M的綠化植樹挖掘機(jī)”的驅(qū)動(dòng)使用電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，其功率通過計(jì)算獲得；“直徑0.6M的綠化植樹挖掘機(jī)”的打孔孔徑為0.6米，孔深為0.7米。 設(shè)計(jì)技術(shù)要求：“直徑0.6M的綠化植樹挖掘機(jī)”采用人工推行行走，打孔過程為機(jī)械自動(dòng)，以實(shí)現(xiàn)打孔過程的自動(dòng)化。本課題的設(shè)計(jì)包括植樹挖掘機(jī)的機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與植樹挖掘機(jī)的電氣控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)兩大部分。 2.2 整體設(shè)計(jì)方案 圖2-1 植樹挖掘機(jī)方案圖 通過電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)帶傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)一級(jí)減速，然后通過錐齒輪換向，將帶傳動(dòng)輸出的錐齒輪與鉆頭的旋轉(zhuǎn)結(jié)合起來。 2.3 驅(qū)動(dòng)方案和傳動(dòng)方式的選擇與設(shè)計(jì) 在挖掘機(jī)的翻新，程序和傳輸模式的選擇和設(shè)計(jì)是極其重要的。另一個(gè)站和傳輸模式和環(huán)境是密不可分的，和工作要求。對(duì)于操作，有機(jī)械驅(qū)動(dòng)，電驅(qū)動(dòng)，液壓驅(qū)動(dòng)器和混合動(dòng)力驅(qū)動(dòng)和其他資源的現(xiàn)有挖掘機(jī)。替代能源具有汽油發(fā)動(dòng)機(jī)，柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，電動(dòng)機(jī)。雖然電驅(qū)動(dòng)特性，傳動(dòng)效率高，環(huán)保和適合的好處等方面，卻無法適應(yīng)環(huán)境的綠化，小型汽油發(fā)動(dòng)機(jī)的發(fā)展對(duì)輕裝修挖掘機(jī)提供了需求的多樣性和復(fù)雜性可靠的保障。傳輸是挖掘機(jī)，對(duì)性能有直接影響和挖掘機(jī)鉆頭軸的整體結(jié)構(gòu)的一個(gè)重要組成部分。傳輸系統(tǒng)的合理使用是保證滿足掏的要求鉆桿，挖掘效率，性能好重要工作。 2.3.1 各類驅(qū)動(dòng)方案分析 挖掘機(jī)司機(jī)可分為：經(jīng)由耦合，變速箱的各種組合，傳動(dòng)軸驅(qū)動(dòng)模式到鉆主軸驅(qū)動(dòng)的工作機(jī)械驅(qū)動(dòng)汽油發(fā)動(dòng)機(jī)，是鉆主軸電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)的電動(dòng)驅(qū)動(dòng)器，液壓缸和液壓鉆主軸電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)的液壓驅(qū)動(dòng)，機(jī)械驅(qū)動(dòng)器和發(fā)動(dòng)機(jī)為動(dòng)力的混合動(dòng)力驅(qū)動(dòng)的運(yùn)行和練習(xí)。機(jī)械傳動(dòng)就像一個(gè)鏈帶，效率高，結(jié)構(gòu)簡單，維修方便。另外，為避免在輪胎負(fù)荷，降低其開始。同時(shí)，我們可以確保的傳輸設(shè)備的安全性，以及更換是簡單且廉價(jià)的。機(jī)械傳動(dòng)的缺點(diǎn)是不夠靈活的，難以達(dá)到長的距離。發(fā)電機(jī)是由一個(gè)螺紋在驅(qū)動(dòng)馬達(dá)的輸出功率最高的效率驅(qū)動(dòng)的，很長的距離是不容易出故障，但在該方式的單位的功率比不高，以及良好的對(duì)站點(diǎn)相對(duì)較高。通過導(dǎo)管到缸為液壓泵驅(qū)動(dòng)油壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)迫使活塞向前輸出功率。更靈活，過載能力強(qiáng)，調(diào)速范圍寬，光滑，柔軟驅(qū)動(dòng)，結(jié)構(gòu)緊湊。然而，其成本高，維護(hù)工作量，成本高，會(huì)產(chǎn)生長途駕駛期間在管過度壓力損失，從而使效率降低。 混合動(dòng)力推進(jìn)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，操作和比單個(gè)形式繁瑣，一般保養(yǎng)，操作器械的小面積很少使用?，F(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)保持的尺寸和重量的發(fā)展，而精度和系統(tǒng)的性能具有更大的需求，滿足了有利條件新挖掘機(jī)的發(fā)展。 2.3.2 本設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)方案的確定 根據(jù)以上分析，結(jié)合新型自走式挖掘機(jī)的技術(shù)要求，選擇機(jī)械驅(qū)動(dòng)作為主要研究對(duì)象，在傳動(dòng)過程中以萬向軸和軟軸兩種方式作為比較。具體方式如下： 圖 2-2 驅(qū)動(dòng)方案 1.鉆頭的結(jié)構(gòu)及運(yùn)動(dòng)參數(shù)的分析 挖掘機(jī)鉆頭參數(shù)不僅影響結(jié)構(gòu)本身，而且還涉及到挖掘機(jī)的總體結(jié)構(gòu)，工作效率，改善工作條件和合理的說法是好的設(shè)計(jì)挖掘機(jī)的前提。 最重要的參數(shù)鉆頭挖掘機(jī)是：1）鉆頭直徑D; 2）鉆井高度h，3）螺旋線長度H0; 4）螺旋角，5）鉆轉(zhuǎn)速n，6），和刀片切割土壤的最大角度?；谔囟☉?yīng)用的要求的前三個(gè)參數(shù)，其他參數(shù)都考慮在內(nèi)，以確定設(shè)計(jì)者的需要。 圖 2-3 鉆頭主要參數(shù)示意圖 1)鉆頭入土阻力的近似計(jì)算 阻力埋鉆的大小和鉆井參數(shù)和操作環(huán)境已經(jīng)影響有很大的關(guān)系，但就業(yè)和鉆頭的質(zhì)量。由于挖掘過程過于復(fù)雜，有許多因素。在該方法中，向由電阻器埋在鉆挖期間計(jì)算的近似。電阻器埋入在由在垂直軸和突起的電阻掩埋得到的鉆頭點(diǎn)和刀鉆頭。 鉆尖埋入電阻和電源，密切相關(guān)的鉆尖的直徑。統(tǒng)計(jì)顯示，實(shí)驗(yàn)表明裂解drillpoint埋阻力最小，小圓錐螺旋最大的三角形第二。然而，鉆尖的比掩埋相對(duì)于鉆頭直徑的前端和良好的關(guān)系的整體直徑的尺寸的總電阻的電阻。該比率越大，相對(duì)電阻，較小的比例相對(duì)較小的阻力。因此，為了實(shí)現(xiàn)定位的基礎(chǔ)上，要求應(yīng)該盡可能地降低鉆頭點(diǎn)的直徑，在鉆點(diǎn)，以減少埋入電阻。近似計(jì)算可以用經(jīng)驗(yàn)公式埋入電阻分岔鉆尖鉆尖被組合以掩埋即提到的電阻器的大?。? 在片材上埋入電阻可以是大約相同的土壤阻力和切割底板變形的阻力在垂直軸上和突起，如圖 2-4 所示。 圖 2-4 刀片入土阻力分析 土壤板結(jié)的主要土壤因子的耐用性，是一個(gè)綜合性指標(biāo)，與阻力矩的各個(gè)組成部分有很大的關(guān)系。一個(gè)大的內(nèi)聚力之間的粘土顆粒，不易破碎，同時(shí)與鉆頭螺旋正方形粘土表面摩擦阻力比沙土的摩擦阻力大。因此，在該粘土挖掘機(jī)功耗和最大牽引轉(zhuǎn)矩。土壤濕度對(duì)阻力矩大的影響，當(dāng)水層，硬土塊，更大的阻力。水含量的增加，達(dá)到的塑料，軟土的下限，阻力小，土壤繼續(xù)功能達(dá)到最佳效果。作為水繼續(xù)增加，直到達(dá)到粘附的極限，發(fā)生粘連，土壤是將堅(jiān)持鉆頭，以增加阻力。 2）鉆頭給出一個(gè)合理的速度 鉆孔機(jī)是液壓挖掘機(jī)，速度水平，不僅對(duì)于挖掘機(jī)本身的結(jié)構(gòu)中最重要的參數(shù)之一，而且還影響到螺旋桿翼的輸出效果。通常情況下，操作速度比粘土砂操作的選擇是低，在低水含量的就業(yè)比土小速度的水含量越大;工作坑直徑比直徑較小的低速孔大。鉆孔速度和功率的增加的工作效率的量將增加，因?yàn)殡娫吹∑甬a(chǎn)生所需的扭矩和功率增加。 在恒功率，少量進(jìn)料集成快的，在為了提高安裝效率。在一定范圍內(nèi)，速度的增加而增加，以相應(yīng)地增加土壤螺旋翅片的容量。但速度超過一定范圍時(shí)，削減不僅增加了能量消耗和振動(dòng)增大，很難使操作者的能力。在某些速度的選擇應(yīng)確保的情況生產(chǎn)率，就必須有良好的土壤升，但也鉆頭具有很強(qiáng)的切地面的能力。當(dāng)螺旋挖掘機(jī)操作時(shí)，土壤的切割過程中刀片，土塊到螺旋槳葉片的影響下向上移動(dòng)。當(dāng)轉(zhuǎn)速較低時(shí)，刀片切土塊只備份土塊繼續(xù)推動(dòng)向上運(yùn)動(dòng)，擠壓背后的葉片摩擦和根據(jù)其自身的重量可達(dá)土塊，它很容易導(dǎo)致?lián)砣?，葉扭曲，一塊阻力增大。式子里，速度，土塊被切割和鉆頭的對(duì)坑的側(cè)面離心力的作用下一起旋轉(zhuǎn)，使得土塊，使坑壁土塊的接觸表面防止摩擦的旋轉(zhuǎn)。根據(jù)閥和坑，坑壁土塊相對(duì)向上運(yùn)動(dòng)，直至上升到地面后，從進(jìn)站的雙方的行動(dòng)是圍繞井拋出。如圖2-5運(yùn)作的上升過程中的顆粒土塊。 圖 2-5 土塊質(zhì)點(diǎn)受力分析 2.確定電機(jī)所需功率 根據(jù)直徑0.6M的綠化植樹挖掘機(jī)的要求，可以初步選取7.5KW功率Y132M-4的電動(dòng)機(jī)。 查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》得： 選擇，其銘牌如下表2-1： 表2-1 Y系列三相異步電動(dòng)機(jī) 電機(jī)型號(hào) 額定功率 KW 滿載轉(zhuǎn)速 r/min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量 Kg 132M-4 7.5 同步轉(zhuǎn)速1500 r/min,4級(jí) 1440 2.2 2.2 　81 （a） （b） 圖2-6 電動(dòng)機(jī)的安裝及外形尺寸示意圖 表2-2 電動(dòng)機(jī)的安裝技術(shù)參數(shù) 中心高/mm 外型尺寸/mm L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝 尺寸A×B 地腳螺栓 孔直徑K 軸伸尺 寸D×E 裝鍵部位 尺寸F×GD 132 515× 345× 315 216 ×178 12 38× 80 10 ×43 第3章 植樹挖掘機(jī)主要傳動(dòng)件計(jì)算 第3章 植樹挖掘機(jī)主要傳動(dòng)件計(jì)算 3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 輸出功率P=7.5kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=500r/min 表3-1 工作情況系數(shù) 工作機(jī) 原動(dòng)機(jī) ⅰ類 ⅱ類 一天工作時(shí)間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī) 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動(dòng)小 帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動(dòng)較大 螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動(dòng)很大 破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī) 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時(shí)），查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P297圖13－11選取。 圖3-1 帶型圖 根據(jù)算出的Pd＝8.25kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。 3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm 則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表3-2 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=250mm ① 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （為彈性滑動(dòng)率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 3.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。 3.8計(jì)算壓軸力 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=4，則 對(duì)帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對(duì)于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。盤的外環(huán)形部分具有輪緣，該輪緣用于安裝一與梯形槽輪形成輪胎工作盤的部分。因?yàn)閂形皮帶40°的兩側(cè)之間的角度，以在V型皮帶輪部變形彎曲從而減小了楔形角時(shí)進(jìn)行調(diào)整，的使32°的普通V形槽底部角的規(guī)定，34°，36° ，38°（取決于模型并確定滑輪的直徑），圓的尺寸示于表7-3。被稱為輪轂的筒狀部的軸線，是聯(lián)接盤和軸的一部分。中間部分是車輪的web（網(wǎng)絡(luò)），被用來作為一個(gè)整體靠近輪輞和輪轂。 表3-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項(xiàng)目 符號(hào) 槽型 Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對(duì)稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式： （1） 實(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時(shí))，如圖3-2a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時(shí))，如圖3-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時(shí))，如圖3-2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時(shí))，如圖3-2d。 （a） （b） （c） （d） 圖3-2 帶輪結(jié)構(gòu)類型 根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇孔板帶輪如圖（c） 3）設(shè)計(jì)錐齒輪傳動(dòng) 根據(jù)工作要求，傳動(dòng)設(shè)計(jì)成標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪傳動(dòng)，考慮到可能圓錐小齒輪齒根圓到鍵槽底部的距離，所以將圓錐小齒輪與軸設(shè)計(jì)成一體，圓錐大齒輪單獨(dú)設(shè)計(jì)，材料選用45鋼。由于選用的是閉式硬齒面齒輪，齒輪齒面磨損和彎曲疲勞折斷是主要的失效形式，因此設(shè)計(jì)這類齒輪傳動(dòng)時(shí)按彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，宜選取較小的齒數(shù)，可取17～20[15]。 （a）估算齒輪主要參數(shù)及尺寸 齒數(shù),： 齒數(shù)比，所以選擇,則。 齒寬系數(shù)： ，取。齒寬系數(shù)不宜取過大，避免引起小端齒頂過薄，齒根圓角半徑過小，應(yīng)力集中過大。 根據(jù)手冊(cè)[16]，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算小齒輪大端分度圓直徑和大端模數(shù)： （3.27） 式中： —齒輪傳遞的扭矩； —工況系數(shù)； —?jiǎng)虞d系數(shù)； —齒寬系數(shù)； —試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力； 查手冊(cè)[16]得到，,,MPa。 由于 N·m，,。 將數(shù)據(jù)代入得到小齒輪大端分度圓直徑mm。 大端模數(shù)，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)分度圓模數(shù)，取。 圓錐齒輪主要尺寸計(jì)算[16]： （3.28） （3.29） （3.30） （3.31） （3.32） （3.33） （3.34） 式中： —大端分度圓直徑； 、—節(jié)錐角； —錐距； —中點(diǎn)分度圓直徑； —當(dāng)量齒數(shù)； —平均模數(shù)。 齒寬，取mm。 將數(shù)據(jù)代入計(jì)算得：mm mm mm mm mm 根據(jù)大、小臂兩級(jí)鏈輪的減速，錐齒輪傳動(dòng)中主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速r/min。 中點(diǎn)分度圓上的圓周力N。 （b）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核 計(jì)算接觸用單位齒寬上的載荷 MPa （3.35） 查[16]手冊(cè)，，—齒向載荷分布系數(shù)，==1.2。 計(jì)算接觸疲勞應(yīng)力 MPa （3.36） 計(jì)算齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力 （3.37） 式中： —壽命系數(shù)； —潤滑劑系數(shù)； —齒面光潔度系數(shù)； —速度系數(shù)； —工作硬化系數(shù)； —尺寸系數(shù)。 查手冊(cè)[16]得到，，。 所以，MPa。 計(jì)算接觸安全系數(shù) ，安全系數(shù)較高。所以，接觸疲勞強(qiáng)度滿足，參數(shù)合理。 （c）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核 計(jì)算彎曲用單位齒寬上的載荷 MPa 變位系數(shù) 取，則。 應(yīng)力集中校正系數(shù) 由及可查表得，由及可查表得。 齒形系數(shù) 由，據(jù)及可查表得，由及可查表得，而，所以：，。 彎曲計(jì)算應(yīng)力 根據(jù)公式： （3.38） （3.39） 將數(shù)據(jù)代入計(jì)算得：MPa MPa 取安全系數(shù) 查[16]手冊(cè)，得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 查[16]手冊(cè)，得彎曲疲勞極限為MPa，MPa。 許用應(yīng)力： （3.40） （3.41） 將數(shù)據(jù)代入計(jì)算得：MPa MPa 因此、，彎曲疲勞強(qiáng)度滿足，參數(shù)合理[17]。 第4章 軸的設(shè)計(jì) 第4章 軸的設(shè)計(jì) 低速級(jí)軸的設(shè)計(jì)與校核 4.1 求作用在帶輪上的力 因已知低速級(jí)帶輪的直徑為 ＝250 而 F＝＝＝8926.93 N F＝F＝＝3356.64 N F＝Ftan＝4348.16×＝2315.31 N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖5.1所示。 圖4-1 軸的載荷分布圖 4.2 初步確定軸的最小直徑 （1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得 ＝112×＝60.36 4.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ② 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)＝80 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承（GB/T 297—1994）30217型，其尺寸為d×D×T＝85 mm×150 mm×30.5 mm，故＝＝85 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則＝44.5 mm。 ③ 取安裝帶輪處的軸段＝90 mm；帶輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知帶輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊帶輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故?。?6 mm。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)＞0.07d，故取h＝7 mm，則＝104 mm。軸環(huán)寬度,取b＝12 mm。 ④ 軸承端蓋的總寬度為37.5 mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故?。?7.5 mm。 至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 圖4-2 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖 表4-1 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù) 段名 參數(shù) Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ 直徑/mm 65 H7/k6 80 85 m6 90 H7/n6 104 85 m6 長度/mm 105 67.5 46 86 12 44.5 鍵b×h×L/mm 20 ×12 ×90 25×14×70 C或R/mm Ⅰ處 2×45o Ⅱ處 R2 Ⅲ處R2.5 Ⅳ處R2.5 Ⅴ處R2.5 Ⅵ處R2.5 Ⅶ處 2.5×45o （2） 軸上的零件的周向定位 帶輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按＝90 mm表6-1從教科書理查德·平鍵直徑寬×高= 25毫米×14毫米帶鍵槽鍵槽，70毫米的長度，并確保滑輪并以良好的中性軸，因此與輪轂和軸的配合是；此外，連接聯(lián)軸器的兩半，的平坦鍵20毫米選擇×12平方毫米×90毫米，與連接和軸的配合是。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （3） 確定軸上圓周和倒角尺寸 參考課本表15-2，取軸左端倒角為2×，右端倒角為2.5×。各軸肩處的圓角半徑為:Ⅱ處為R2，其余為R2.5。 4.4 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.2）作出軸的計(jì)算簡圖（圖7.1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30217型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a＝29.9 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7 mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)算步驟如下： ＝57.1+71.6＝128.7 mm ＝＝＝4 966.34 N ＝＝＝3 960.59 N ＝＝＝2 676.96 N ＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N ＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014 ＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416 ＝＝679.68×71.6＝486 65.09 ＝＝＝322 150.53 ＝＝＝287 723.45 表4-2 低速軸設(shè)計(jì)受力參數(shù) 載 荷 水平面H 垂直面V 支反力 ＝4 966.34 N，＝3 960.59 N ＝2 676.96 N，＝679.68 N 彎矩M ＝283 578.014 ＝152 854.416 ＝486 65.09 總彎矩 ＝322 150.53 ,＝287 723.45 扭矩T 1 410 990 4.5按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 如果選中，通常只檢查軸的強(qiáng)度最大扭矩點(diǎn)和橫截面（即危險(xiǎn)的C部分）抗拒。根據(jù)教科書式（15-5）和表7.2，以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力脈動(dòng)交替壓力的循環(huán)，設(shè)出＝0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 ＝＝ MPa＝12.4 MPa 前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈 []，故此軸安全。 4.6 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截面 的橫截面，Ⅱ，Ⅲ，B完全由扭矩效應(yīng)，雖然電壓花鍵軸肩和所述過渡配合通過濃縮，軸的疲勞強(qiáng)度都引起的，而是由于柄部的最小直徑衰減扭轉(zhuǎn)力是如此大手筆決定部分A，ⅱ，ⅲ，B，無需檢查。 在軸上，橫截面Ⅳ和Ⅴ的疲勞強(qiáng)度應(yīng)力集中的壓配合的截面C.等于剖Ⅴ應(yīng)力集中的影響，以及一個(gè)橫截面Ⅳ的最大載荷的載荷下所造成的最嚴(yán)重的，從點(diǎn)的應(yīng)力集中，但剖視圖ⅴ對(duì)扭矩的影響，而在軸直徑大，這是沒有必要的強(qiáng)度的檢查。雖然上的最大應(yīng)力，而且應(yīng)力集中的橫截面C為不是，并且在這里所述柄的最大直徑（應(yīng)力通過干涉配合和鍵槽都集中在兩端引起的），因此，不需要截面C中，部分Ⅵ和Ⅶ顯然較少的控制必要的控制。附件教科書章3示出了，相比于比鍵槽壓入小，因此，能夠方便地檢查軸的左，右的橫截面的應(yīng)力集中系數(shù)Ⅳ。 （2）截面Ⅳ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝61 412.5 抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝122 825 截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990 截面上的彎曲應(yīng)力 ＝1.48 MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ＝11.49 MPa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 ， 經(jīng)插值后查得 ＝1.9，＝1.29 又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ，＝0.88 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為 ＝1.756 由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得 S＝＝＝65.66 S＝＝＝16.92 ＝＝＝16.38≥S＝1.5 故可知其安全。 （3） 截面Ⅳ右側(cè) 抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝72 900 抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝145 800 截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990 截面上的彎曲應(yīng)力 ＝1.25 MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ＝9.68 MPa 過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并?。?.8，于是得 ＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 ＝3.33 ＝2.68 又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得 S＝＝＝66.07 S＝＝＝16.92 ＝＝＝11.73≥S＝1.5 故該軸的截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。 第5章 鍵的選擇與校核 第5章 鍵的選擇與校核 5.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 5.1.1鍵的選擇 在本設(shè)計(jì)中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示： 表5-1 帶輪1上鍵的尺寸 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結(jié) 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 28 87 8 0 -0.036 0.018 4.0 +0.2 0 3.3 +0.2 0 0.25 0.40 5.1.2 鍵的校核 1.鍵的剪切強(qiáng)度校核 鍵在傳遞動(dòng)力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示： 圖5-1 鍵剪切受力圖 鍵的剪切受力圖如圖5-1所示，式子里，b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件： （式子里，D為帶輪輪轂直徑） （5-1） =10 M30 （結(jié)構(gòu)合理） 2.鍵的擠壓強(qiáng)度校核 鍵在傳遞動(dòng)力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產(chǎn)生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產(chǎn)生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 ） 圖5-2 鍵擠壓受力圖 由 （5-2） =2000 N 又有 （5-3） 8 結(jié)構(gòu)合理 5.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 5.2.1 鍵的選擇 同上所述，帶輪2上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示： 表5-2 帶輪2上鍵的尺寸 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結(jié) 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 35 108 10 0 -0.036 0.018 4.0 +0.2 0 3.3 +0.2 0 0.25 0.40 5.2.2 鍵的校核 鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，式子里，b=10 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件： （式子里，D為帶輪輪轂直徑） （5-4） =6.3 M30 （結(jié)構(gòu)合理） 同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。 由 （5-5） =3150 N 又有 （5-6） 6.3 結(jié)構(gòu)合理 5.3 帶輪3上鍵的選擇與校核 5.3.1 鍵的選擇 同上所述，帶輪3上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示： 表5-3 帶輪3上鍵的尺寸 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結(jié) 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 50 1611 16 0 -0.043 0.025 6.0 +0.2 0 4.3 +0.2 0 0.25 0.40 5.3.2 鍵的校核 鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，式子里，b=16 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件： （式子里，D為帶輪輪轂直徑） =5.5 M30 （結(jié)構(gòu)合理） 同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖3-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。 由 =4400 N 又有 5.5 結(jié)構(gòu)合理 5.4 帶輪4上鍵的選擇與校核 5.4.1 鍵的選擇 同上所述，帶輪4上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示： 表5-4 帶輪4上鍵的尺寸 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結(jié) 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 60 1811 18 0 -0.043 0.025 7.0 +0.2 0 4.4 +0.2 0 0.25 0.40 5.4.2 鍵的校核 鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，式子里，b=18 mm,L=70 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=264 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件： （式子里，D為帶輪輪轂直徑） =3.5 30 （結(jié)構(gòu)合理） 同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。 由 =4410 N 又有 3.5 結(jié)構(gòu)合理 第6章 控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 第6章 控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 6.1 控制系統(tǒng)總體方案 該系統(tǒng)采用AT89C51單片機(jī)為核心的控制操作部