果蔬大棚電動卷簾機
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果蔬大棚電動卷簾機 摘 要 果蔬大棚卷簾機是今后大棚種植必需的機械裝備和發(fā)展方向，它改變了傳統(tǒng) 人工卷簾操作的方法，比人工操作提高效率十幾倍以上，解決了每天卷放草簾的 勞動強度，改善了嚴冬露天操作的環(huán)境，重要的是縮短了卷、放草簾所消耗的時 間,延長了光照時間.大大提高了勞動效率和經濟效益. 現今市場上主要供應的是一種是走動式卷簾機這種卷簾機利用卷簾機的動力上 下自由卷放草簾子，不必受大棚坡度大小的限制。但這種卷簾機結構復雜，穩(wěn)定 性差，壽命低，且不適合長度過大的大棚。 本課題所設計的是一種固定式卷簾機，它模擬人工操作,通過纏繞在繩上的繩 子的拉緊和放松,實現草簾的卷收和鋪放。 其主要機構包括電動機、減速機、卷簾裝置等。本課題著重對卷簾機的減速 機及卷簾裝置進行設計，使其在壓低成本的前提下滿足普通斜坡式大棚的要求。 關鍵詞：卷簾機，減速機，傳動比，抗彎強度 FRUITS AND VEGETABLES BIG AWNING ELECTRICALLY OPERATED VOLUME CURTAIN MACHINE Abstract：The fruits and vegetables big awning volume curtain machine will be the next big awning planter essential machinery equipment and the development direction, it changed the traditional artificial volume curtain operation method, will enhance above efficiency several times compared to the manual control, solved the daily volume to graze animals the curtain the labor intensity, improved the severe winter open-air operation environment, more importantly reduced the volume, has grazed animals the time which the curtain consumed,Lengthened the illumination time.Enhanced the labor efficiency and the economic efficiency greatly. Nowadays in the market the main supply is one kind is takes a walk about the type volume curtain machine this kind of volume curtain machine use volume curtain machine power the free volume to graze animals the curtain screen, does not need to receive the big awning slope size the limit. But this kind of volume curtain machine structure is complex, the stability is bad, the life is low, also does not suit the length oversized big awning. What this topic designs is one kind of stationary volume curtain machine, it simulates the manual control,Through winding on rope string tautness and relaxation,The realization grass curtain volume receives and sets. Its main organization including electric motor, speed reducer, volume curtain installment and so on. This topic emphatically carries on the design to the volume curtain machine speed reducer and the volume curtain installment, causes it in to reduce the cost under the premise to satisfy the ordinary pitch type big awning the request. Key word Volume curtain machine，Speed reducer，Velocity ratio，Bending strength. 第 I 頁 共 II 頁 目 錄 1 緒論 .1 1.1 本課題研究意義 .1 1.2 本課題的研究現狀 .1 1.3 設計任務與要求 .3 1.4 擬解決的關鍵問題 .3 1.5 擬采用的研究手段 .4 2 傳動裝置的總體設計 .4 2.1 確定傳動方案 .4 2.2 電動機的選擇 .4 2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比 .5 2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數 .5 3 傳動機構及零件的設計計算 .6 3.1 帶傳動的設計計算 .6 3.2 減速器的設計計算 .7 3.2.1 蝸輪蝸桿的設計計算 .7 3.2.2 蝸桿的設計 .10 3.2.3 齒輪的設計計算 .17 3.2.4 傳動軸的設計 .22 3.2.5 輸出軸的設計 .29 3.2.6 箱體的設計 .36 3.3 卷動機構的設計 .38 3.3.1 卷繩管的設計計算 .38 3.3.2 絞盤的設計計算 .41 3.3.3 滑動軸承的設計 .43 3.3.4 法蘭連接的設計 .43 4 結論 .46 參考文獻 .47 第 II 頁 共 II 頁 致謝 .49 外文文獻原文 譯文 第 1 頁 共 49 頁 1 緒論 1.1 本課題研究意義 隨著城鄉(xiāng)人民生活水平的提高，冬季栽培鮮菜、鮮果的溫室大棚蓬勃發(fā)展， 其規(guī)模越來越大。但是，在溫室大棚作業(yè)中，卷鋪草簾是最費時費工的主要作業(yè) 環(huán)節(jié)之一，尤其在嚴寒冬季的凌晨和傍晚，在寒風刺骨的惡劣條件下，農民站在 大棚頂上從事著艱苦笨重的草簾卷鋪勞動，情況可想而知。對于一個長 80 米大棚 來說，每天都要在早上拉啟、傍晚放下，各要用大約 40 分鐘左右。嚴格的來說， 冬天里的陽光和溫度是“ 果蔬大棚 ”中作物正常生長所依賴的珍貴資源。農民要爭 分奪秒，辛苦是可想而知的 1。但這仍然解決不了問題， 由于“果蔬大棚” 保溫簾 開啟和關閉時間相對集中，引起的勞力不足和耗用時間過長，已經嚴重制約了“果 蔬大棚”的產量效益和發(fā)展空間。 電動卷簾機的出現則徹底解決了人工卷鋪簾子帶來的一系列不便。使用電動 卷簾機，可隨時啟動，延長了光照時間，增加了光合作用，更重要的是節(jié)省勞動 時間，減輕了勞動強度。日光溫室在深冬生產過程中，每一千平方米溫室人工控 簾約需 1.5 小時，而卷簾機只需 5 分鐘左右，太陽落山前，人工放簾需用約 1 小 時左右，由此看來，每天若用卷簾機起放簾子，比人工節(jié)約近 2 小時的時間。同 時延長了室內寶貴的光照時間，增加了光合作用時間 。另外，使用電動卷簾機對 草簾、棉簾保護性好，延長了草簾、棉簾的使用壽命，既降低生產成本，同時因 其整體起放，其抗風能力也大大增強。總體上可使農民能比較輕松地用更多的精 力提高對蔬菜進行管理，提高品質、擴大規(guī)模 2。 因此，開發(fā)經濟、實用的電動卷簾機是一項很好的研究課題。 1.2 本課題的研究現狀 目前國內生產的卷簾機主要有兩種工作方式 3：一種是固定式，卷簾機固定 在大棚后墻的磚垛上，它模擬人工操作，通過纏繞在軸上的繩子的拉緊和放松。 利用機械動力把草簾子卷上去，利用大棚的坡度和草簾子的重量往下滾放草簾子。 該種型號的卷簾機造價較高，大棚要有一定的坡度，如果棚面坡度太平，草簾子 滾不下來，當風大時容易亂繩并影響工作，且安裝復雜。另一種是走動式，這種 卷簾機由懸臂桿、支撐桿、電機、減速機構和卷簾軸等組成。其工作方式是采用 第 2 頁 共 49 頁 機械手的原理，利用卷簾機的動力上下自由卷放草簾子，不必受大棚坡度大小的 限制。但存在以下不足，懸臂桿和支撐桿穩(wěn)定性差，對草簾整體彎度要求較高， 不易滿足長度較大的大棚，且其卷簾軸被焊接成整體構件，拆裝不方便。 對于較常見的 80 米長的果蔬大棚，通過文獻檢索，有一些滿足要求的卷簾機 械，現將代表性的結構特點分析如下。 圖 14是一種卷簾機的使用狀態(tài)示意圖，該卷簾機采用固定式結構，主要由工 作電機及固定機構，減速機，卷繩管，卷簾繩，螺栓，軸承等組成。其工作原理 為電機通過減速箱減速，使輸出軸與卷繩管連接，帶動卷繩管轉動，卷繩管與卷 簾繩一端固定，電機工作，卷繩管帶動卷簾繩卷起，卷簾繩帶動草簾卷起，完成 卷的過程。電動反轉，卷簾在自身重力作用下沿繩放下，完成放的過程。其中卷 簾機的電機和減速機分別固定在一電機支桿上，電機支桿的下端固定在溫室的墻 上。大棚卷簾機包括多個卷繩管支承機構，卷繩管直接與減速箱的輸出軸相連。 卷繩管通過支架固定。支架通過螺栓固定在大棚的頂墻上。卷簾繩一端套在卷繩 軸上，另一端繞過卷軸大棚頂端。其中電機通過減速機予以減速，帶動整體。優(yōu) 點：結構簡單，以電機驅動，卷簾卷起速度快，省工省力，適合大面積作業(yè)。 圖 1.1 一種卷簾機的使用狀態(tài)示意圖 大棚頂端三角支架的結構圖如圖 2 所示，卷繩軸頂端支承機構的豎支桿的下 端固定在橫支板上，斜支桿的兩端分別與豎支桿和橫支桿連接，橫支桿可固定在 溫室大棚的墻體上，如此三個支板形成三角形支承，大大加強了支板的支承能力 和安全性。 第 3 頁 共 49 頁 圖 1.2 卷繩軸頂端三角支架的結構圖 經過上述分析，為了適應農業(yè)上的需要，本課題要設計一種操作簡單，經濟 實用的卷簾機。此款卷簾機結構要合理，維修要方便，能在北方惡劣的環(huán)境下長 期工作。此款卷簾機依靠電力采用電機驅動。經過減速機降速，將扭矩傳輸給卷 動機構。卷動通則帶動草簾完成卷簾，放簾作業(yè)。卷簾機通過控制電機正反轉， 完成卷簾，放簾作業(yè)。其操作方式為固定式，可降低對大棚結構的要求，適應絕 大多數農民的需要,具有廣闊的市場。 1.3 設計任務與要求 1)利用電機作動力，經減速機降速，通過控制電機正反轉，完成卷簾、放簾 作業(yè)。 2)用于長度在 80 米以內的常用形狀的溫室大棚。 3)需在 5 分鐘內完成卷、放簾作業(yè)。結構合理、成本較低。 4)電動機功率為 1.1KW，經減速機減速后降為 1.6e/min。 1.4 擬解決的關鍵問題 1.電機與減速箱的固定及穩(wěn)定性問題 由于卷簾機要在露天的狀態(tài)下作業(yè)，因此電機和減速機一定要固定好。經過 分析可將電機和減速機分別固定在一個電機支桿上。電機支桿則固定在溫室的后 墻上。另外減速機的兩端輸出軸分別和一個與之相對應的卷繩管相連接。卷繩管 可通過多哥支架固定。支架則固定在溫室后墻的頂部。 2.減速箱內部結構及配合 根據課題需要采用的電動機功率為 1.1 千瓦，減速機降速后速度為 1.6r/min。要在五分鐘內完成作業(yè)。考慮到所需扭矩的大小，又要盡可能減小減 第 4 頁 共 49 頁 速機的尺寸和自重。所以本款卷簾機擬采用兩級傳動結構，第一級是蝸輪蝸桿傳 動結構，轉速高、受力小、效率損毫小，第二級是齒輪傳動結構。并且減速機有 二個輸出軸，二個輸出軸分別和與二個輸出軸相對應的卷繩管的一端連接。 3.卷繩管與支架之間的嵌套 支架上端固定有卷繩管支承環(huán)，支架與支承環(huán)之間可通過螺栓連接或焊接。 另外支承環(huán)內嵌有軸承，卷繩管可嵌套在軸承內。通過螺栓可減少滾動摩擦。 1.5 擬采用的研究手段 首先通過查找和收集資料，對設計有一個初步的了解，然后運用力學，機械 原理，機械設計與數學等知識確定箱體的位置，計算出減速箱的傳動關系。根據 切削加工的知識及材料的力學性能確定卷繩管的長度直徑及機構的材料構成。通 過實際考察草簾的大小重量及尺寸，繩的長度及扭矩。用 CAD 制圖，并分析圖紙 總結出現的情況和結果。 第 5 頁 共 49 頁 2 傳動裝置的總體設計 2.1 確定傳動方案 卷簾機是在戶外作業(yè)根據課題需要采用的電動機功率為 1.1 千瓦，減速機降 速后速度為 1.6 轉/分。要在五分鐘內完成作業(yè)。考慮到所需扭矩的大小，又要盡 可能減小減速機的尺寸和自重。所以本款卷簾機擬采用兩級傳動結構，第一級是 蝸輪蝸桿傳動結構，轉速高、受力小、效率損毫小.第二級是齒輪傳動結構傳動平 穩(wěn),效率高.并且減速機有二個輸出軸，二個輸出軸分別和與二個輸出軸相對應的 卷繩管相連接,這樣可以減小負載,增大轉矩.卷簾機的傳動方案見下圖 2.1。 圖 2.1 卷簾機傳動方案簡圖 1電動機 2V 帶輪 3減速機 4卷繩管 2.2 電動機的選擇 卷簾機每天的工作時間是在早上和傍晚，且工作時間不到十分鐘，工作時間 相比較很短。因此不用考慮電動機的發(fā)熱與升溫。其負載是均勻增大的且轉速穩(wěn) 定，故可忽略電動機的震動與變速。 主要影響電動機壽命的因素是功率、轉速及環(huán)境因素。應技術要求電動機的 輸出功率為 1.1KW,減速機降速后速度為 1.6r/min.因此盡量選擇要具有較底轉速 的電動機.此外考慮到電動機式戶外作業(yè),它還要具有防雨，防塵等功能 5。 第 6 頁 共 49 頁 綜合考慮各種因素,所選擇的電動機為一款齒輪減速電動機型號 YCJ71 配用 電機 90SF1-4 輸出功率 1.1KW,輸出轉速 240r/min，輸出轉矩 42N/m ,極數 4，電 動機的安裝型式為 B3 基本安裝型 5. 2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比 傳動裝置的總傳動比為 (2.1)1506. 24wmni 分配結果為第一級蝸輪蝸桿傳動比為 30。第二級齒輪傳動比為 5。 2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數 1.各軸轉速 (2.2)min/2401rnw (2.3)i/8312i (2.4)in/6.523rin 2.各軸功率 依次為電動機與蝸桿，蝸桿與傳動軸，傳動軸與輸出軸之間的傳動效12,w 率。根據手冊取 5 =0.97， =0.7， =0.99。 ， ， 依次為蝸桿，傳動w121P23 軸和輸出軸上的輸入功率 = =1.067KW (2.5)1Pw = =1.0670.7=0.7469KW (2.6)2 = 0.74690.99=0.7394KW (2.7) 3w12 3.各軸轉矩 =9550000 =9550000 =43770 Nmm (2.8)1T1np.06742 =9550000 =9550000 Nmm=919187Nm (2.9)22P.9/3 第 7 頁 共 49 頁 =9550000 =9550000 =4549978 Nmm (3.0)3T3np0.739416 3 傳動機構及零件的設計計算 3.1 帶傳動的設計計算 已知電動機功率 1.1KW，轉速 240r/min,傳動比 i=1 1.確定計算功率 caP 查得工作情況系數 =1.0,故 = =1.1KWAKcaAP 2.選取 V 帶帶型 6 根據 ,n 確定選取 SPZ 型。caP 3.確定帶輪基準直徑 查表取主動輪直徑 mda631 則從動輪直徑 =63 mm2i 驗算帶得速度 =0.79 (3.1)106ndvasm/35 帶得速度合適 4.確定 V 帶的基準長度和傳動中心距根據 (3.2)(2)(7.021021 aadd 初步確定中心距 ma 計算帶所需要的基準長度 =2 (3.3)1DLmda598)(2210 圓整厚取帶的基準長度 d63 計算實際中心距 (3.4)mLad2160 第 8 頁 共 49 頁 5.計算 V 帶的根數 (3.5)LcaKPz)(0 由 , .得 min/2401rnmda6311iW35.00P 查表得 , .則aK820L =3.8 (3.6)LcaKPz)(0 取 Z=4 根 6.計算預緊力 0F (3.7)NqvKvzPca261)5.2(0 7.計算作用在軸上的壓軸力 (3.8)ZFP208sin210 至此帶輪的計算設計已經完成，其具體結構見零件圖。 3.2 減速器的設計計算 3.2.1 蝸輪蝸桿的設計計算 1.選擇蝸桿傳動 根據 GB/T 10085-1988 的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）. 2.選擇材料 考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿采用 45 鋼；因希望 效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為 4555HRC。蝸輪用 鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬降低成本，僅齒 圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵 HT100 制造 7。 3.按齒面接觸疲勞強度進行設計 8 根據閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒 根彎曲疲勞強度。傳動中心距 第 9 頁 共 49 頁 (3.9)3 22)(HE ZKT 1)確定作用在蝸輪上的轉矩 ,根據式 2.9 得2 =919187Nmm2T 2)確定載荷系數 K 因工作載荷均勻增加，故取載荷分布不均系數 =1.1，由手冊選取使用系K 數 =1.15；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載荷 =1.05；則AK V = =1.11.051.15 1.32 (3.10)KVA 3)確定彈性影響系數 EZ 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故 =160MPaEZ2/1 4)確定接觸系數 先假設蝸桿分度圓直徑 和傳動中心距 的比值 / =0.35，可查得 =2.91d1dZ 5)確定許用接觸應力 H 根據蝸輪的材料為鑄錫磷青銅，金屬模制造，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC，可 查的蝸輪的基本許用應力 =268MPaH 應力循環(huán)次數 =6015365=109500 (3.11)hLjnN260 壽命系數 =1.75 (3.12)871095/HNK 則 = =279MPa (3.13)NH 6)計算中心距 mm=149.7mm (3.14)3 2)79.160(982.1 第 10 頁 共 49 頁 取中心距 =160mm，因 i=30,故查表取模數 =8mm,蝸桿的分度圓直徑 =80mm.m1d 這時 / =0.5 則可查得接觸系數 =2.3，因為 因此以上結果可用。1dZZ 4.蝸桿與蝸輪得主要參數與幾何尺寸 1)蝸桿 軸向齒距 =25.12mm;直徑系數 =10;齒頂圓直徑 =96mm;齒根圓直徑aPq1ad =63.5mm；分度圓導程角 =5 42， 38。 。 ；蝸桿軸向齒厚 =12.56mm.1fd s 2)蝸輪 蝸輪齒數 =31；變位系數 =-0.5002z2x 驗算傳動比 i= =31,這時得傳動比誤差為（30-29）/31=3.22%是允許的。1 蝸輪分度圓直徑 = =248mm (3.15)2dmz 蝸輪喉圓直徑 +2 =248+28=264mm (3.16)aah 蝸輪齒根圓直徑 =248-214=220mm (3.17)22ff 蝸輪咽喉母圓半徑 =160-0.5264=28mm (3.18)1agdr 5)校核齒根彎曲疲勞強度 (3.19)53.221 FFaFYmdKT 當量齒數 (3.20)12.9)3845(cos1cs32 ZV 則可查出齒型系數 =2.72FaY 螺旋角系數 =1- =1- =0.9643 (3.21)1402 許用彎曲應力 = (3.22)FFNK 查手冊知鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 8 F =56MPa 第 11 頁 共 49 頁 壽命系數 = =1.27FNK96105 =560.8316=46.57MPa = =30.45MPaF 9643.0728403.5 彎曲強度是滿足得。 6)精度等級公差和表面粗糙度得確定 9 考慮到所設計得蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從 GB/T 100891988 圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇 8 級精度，側隙種類為 f，標注為 8f GB/T 100891988。然后由手冊查的要求得公差項目及表面粗糙度。詳細數據見 零件圖。 7)熱平衡核算 此機構每天得工作時間不超過十分鐘，工作時間短。蝸輪蝸桿在工作中產生 得熱量少，對機構不產生影響。故不考慮熱平衡計算。 3.2.2 蝸桿的設計 1.確定蝸桿上的功率 轉速 和轉矩1Pn1T 根據已知 =1.067KW, =240r/min, =43770 Nmm1 2.初步確定蝸桿的最小直徑。 選取蝸桿的材料為 45 鋼，調制處理。查表取 =112，于是0A (3.23)133min0.067218.4PdAm 蝸桿的最小直徑顯然是與 V 帶輪的聯接處的直徑，但如果環(huán)境允許的話，蝸 桿可以直接與電機軸連接，這樣就減少了 V 帶輪，降低了成本。因此考慮的它的 通用性，可適當增大蝸桿的直徑來適應多種選擇。蝸桿與電機軸直接連接時，蝸 桿的最小直徑顯然時安裝聯軸器處的直徑 為了使所選的直徑 與聯軸器得Id Id 孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號?？紤]到聯軸器要與電機軸相聯，因此 聯軸器的孔徑為 28mm.計算聯軸器的轉矩 10 (3.24)56901437.1TKAC 第 12 頁 共 49 頁 查手冊選用 HL2 型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 160000Nmm.故 28mm,Id 半聯軸器的長度62mm,半聯軸器長度與蝸桿配合的長度 =44mm。1L 3.蝸桿的結構設計 1)擬定蝸桿上零件的裝配方案 如圖所示 圖 3.1 蝸輪的結構與裝配圖 2)根據蝸桿定位的要求確定蝸桿的各段直徑和長度 (1)為了滿足半聯軸器的軸向定位要求I-II 蝸桿段右端需制出一鈾肩，故 取 II-III 段的直徑 34mm,左端用軸端擋圈定位按軸端直徑取擋圈直徑 D=35mm。 半聯軸器與蝸桿配合的轂孔長度 L1=44mm 以 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯鈾 器上而不壓在蝸桿的端面上，故 III 段的長度應比 略短一些，現取 =42mm1LIL (2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，考慮到蝸桿 左側所受的載荷較大，故蝸桿左側選用雙列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據 =38mm，由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的雙列圓錐IVd 滾子軸承 30208，尺寸為 dDT=40mm80mm19.75mm。右側滾動軸承選擇角接 觸軸承 7008AC，尺寸為 dDT=40mm68mm15mm (3)取擋油環(huán)的長度為 12mm,則 =20+20+12=52mm，因為軸承左側要用圓螺IVL 母定位，故 的長度應略短于 52mm，取 =51mm.同理 =23mm。IVL IVVIXL 第 13 頁 共 49 頁 (4)取 =50mm.軸承端蓋的總寬度為 15mm(由減速器及軸承端蓋的VIIVL 結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的 外端面與半聯鈾器右端面間的距離 L=10mm,故取 =24mm.至此，已經初步確定IL 了軸的各段直徑和長度。 3)蝸桿上零件的周向定位 半聯軸器與蝸桿的周向定位均采用平鍵聯接。半聯軸器與蝸桿的聯接，選用 平健為 8mm7mm32mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，半聯軸器與蝸桿的配合為 H7/k6。 滾動軸承與蝸桿的周向定位是借過渡配合來保證的,此處選蝸桿的直徑尺寸公差為 m6。 4)確定蝸桿上圓角和倒角尺寸 取蝸桿端倒角為 245，各軸肩處的圓角半徑見零件圖。 4.求蝸桿上的載荷 11 首先根據蝸桿的結構圖作出蝸桿的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從 手冊中查取 a 值.對于 30208 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=15.3mm。因此， 作為簡支梁的蝸桿的支承跨距 L2+L3=33.95+33.95=67.9mm.根據蝸桿的計算簡圖 作出蝸桿的彎矩圖和扭矩圖 第 14 頁 共 49 頁 圖 3.2 蝸輪的載荷分析圖 從蝸桿的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 C 是蝸桿的危險截面。 現將計算出的截面 c 處的 MH MV 以及 M 的值列于表 3.1。 表 3.1 蝸輪的扭矩和彎矩 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F =729.3N =364.61N2NHF=1024N =-42N1NVF2NV 彎矩 M =47243.4NmmH =74826NmmVM 總彎矩 =88623Nmm 扭矩 T =43770Nmm3 4.按彎扭合成應力校核蝸桿的強度 進行校核時，通常只校核蝸桿上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面 c) 第 15 頁 共 49 頁 的強度。則由式及上表中的數值，并取 =0.6 蝸桿的計算應力 12 (3.25)MPaWTMca 7.8961.0)4370(82)( 22321 前已經選定蝸桿的材料為 45 鋼、調質處理由手冊查得 =60MPa，因此1 故安全。ca1 5.精確校核蝸桿的疲勞強度 1)判斷危險截面 截面 A，B 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合引起的應力集 中均將削弱軸的疲勞強度，但由于蝸桿的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定 的，所以 A，B 均無需校核。 從應力集中對蝸桿的疲勞強度的影響來看，截面 IV 和 V 處過盈配合引起的應 力集中最嚴重；從受載的情況來看。截面 C 上的應力最大：截面 IV 的應力集中的 影響和截面 V 的相近但截面 V 不受扭矩作用，同時軸徑也較大。故不必作強度 校核.截面 C 上雖然應力最大,但應力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應人集中均 在兩端)。而且這里蝸桿的直徑較大，放截面 C 也不必校核。因為鍵槽的應力集中 系數比過盈配合的小,因而該軸只需校核截面 V 左右兩端即可 13. 2)截面 V 右側 抗彎截面系數 W=0.1d 3=0.1963=88473.6mm3 (3.26) 抗扭截面系數 W T=0.2d3=0.2963=176947.2mm3 (3.27) 截面 IV 左側的彎矩 M 為 M=88623 74498.7 Nmm (3.28)96.15 截面 V 上的扭矩 T 2 =43770 Nmm 截面上的彎曲應力 = =0.84MPa (3.29)b6.84739W 截面上的扭轉切應力 (3.30)MPaT248.0.192 第 16 頁 共 49 頁 蝸桿的材料為 45 鋼,調質處理.由手冊知 .15,275,6401 MPaPaMPaB 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 及 按手冊查取,因 r/d=2/55=0.036,D/d=60/55=1.09 可查得 =2.0 =1.31 又因蝸桿的材料的敏性系數為 82.0q5. 有效應力集中系數為 ( -1)=1+0.82(2-1)=1.82 (3.31)1k ( -1)=1+0.85(1.31-1)=1.26 (3.32)q 查手冊知尺寸系數 =0.67，扭轉尺寸系數 =0.82 蝸桿按磨削加工，則其表面系數為 =0.92 蝸桿未經表面強化處理,即 =1 ,則綜合系數值為q (3.33)80.21kK (3.34)6. 碳鋼的特性系數 =0.1, =0.05 計算安全系數 值得caS (3.35)191maK (3.36)2.61aS = S=1.5 (3.37)ca 8.52S 故可知其安全. 第 17 頁 共 49 頁 3)截面 IV 左側 抗彎截面系數 W=0.1d 3=0.1603=21600mm3 抗扭截面系數 W T=0.2d3=0.2603=43200mm3 彎矩 M 為 M=88623 66467 Nmm60.15 彎曲應力為 = = =3.07MPab247WM 截面上的扭轉切應力 PaT01.432 過盈配合處得 值,用插入法求出,并取 =0.8 于是得/k /k/k =3.16 =2.53/ 軸按磨削加工 則其表面系數為 =0.92 故得綜合系數為 25.31kK6. 計算安全系數 值得caS 75.211maK6.1aS = S=1.5ca 85.722S 故該軸在截面 V 左側的強度也是足夠的. 本題因無大的瞬時過載及嚴重的應 力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核.至此,軸的設計計算即告結束. 3.2.3 齒輪的設計計算 第 18 頁 共 49 頁 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 14. 1）考慮到斜齒輪傳動可以獲得較小的傳動幾何尺寸，而且具有較大的承載能 力。因此方案采用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）減速機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（GB10095-88） 3)材料選擇。由手冊選擇小齒輪材料為 40Cr(調質)，硬度為 280HBS，大齒輪 材料為 45 鋼(調質)硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS11。 4)選小齒輪齒數為 Z1=20、大齒輪齒數 Z2=U Z1=520=100 5）選取螺旋角。初選螺旋角 =14 2按齒面接觸強度設計 由設汁計算公式計算即 (3.38)3 211 )(2HEdtt ZuTKd 1)確定公式內的各計算數值 (1)試選載荷系數 1.6tK (2)計算小齒輪傳遞的轉矩 =919187N2T (3)查表選取齒寬系數 1d (4)由表查得材料的彈性影響系數 =189.8MPaEZ2/1 (5)按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限 =600MPa；大齒輪的接觸1limH 疲勞強度極限 =550MPa。2limH (6)選取區(qū)域系數 =2.433 HZ (7)查得 =0.719 ， =0.865, = + =1.5841a2aa12a (8)計算應力循環(huán)次數 N1 =60njL=6051365=109500 N2 =1095005=21900 第 19 頁 共 49 頁 (9)接觸疲勞壽命系數 1.HNK3.2HN （10）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1% ，安全系數 S=1， (3.39)MPaSHNH601.lim11 (3.40)K753.2li2 接觸許用應力 =（ 1+ 2）/2=（660+715）/2MPa =687.5MPaHH 2）計算 (1)計算小齒輪分度圓直徑 由計算公式得td1 (3.41)td1 m6.98)5.6871432(584.97623 2 (2)計算圓周速度 (3.42)sndvt /04.160.91 (3)計算齒寬 b 及模數 ntm =198.6=98.6mm (3.43)dt1 = (3.44)nt mZt 98.324/7.0698/cos1 =2.25 =2.253.98=8.955mm (3.45)hntm b/h=98.6/8.955=11.01 (3.46) (4)計算縱向重合度 =0.318 Z1tan=0.318120tan14=1.58 (3.47)d (5)計算載荷系數 K 已知使用系數 =1 根據 v =0.04m/s 7 級精度,查的動載系數A 01.VK =1.01+0.18（1+0.6 2） 2+0.230.001b=1.01+0.18（1+0.61）Hd 第 20 頁 共 49 頁 +0.230.00198.6=1.3966 (3.48) 查得 =1.35FK 查得 = =1.2 故載荷系數Ha = =11.011.21.3966=1.69 (3.49)AVHaK (6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 = =98.6 =100.4mm (3.50)1d3/tt 36.1/9 (7)計算模數 = =4.87mm (3.51)nm204.1cos1 COSZ 3.按齒根彎曲強度設計 (3.52)321 2cosHSaFdn YZYTK 1)確定計算參數 (1)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極MPaFE501 限 FE382 (2)查得彎曲疲勞壽命系數 .1NK8.2FN (3)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4 1 =FMPaSFEN57.304.1 8501 2 =F K86.2.2 (4)計算載荷系數 = =11.011.21.35=1.64AVFa (5)根據縱向重合度 =1.58，查得螺旋角影響系數 第 21 頁 共 49 頁 =0.88Y (6)計算當量齒數 (3.53)9.214cos 0331ZV (3.54)5.01cs33 21V (7)查取齒型系數得 ,72.1FaY18.2FaY (8)查取應力校正系數 5.1Sa 79.2Sa (9)計算大小齒輪的 并加以比較FY (3.55)0146.57.321FSa (3.56)3.86.92SaY 大齒輪的數值大。 2)設計計算 (3.57)mmn 0.4163.584.12099764.3 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 大于由齒根彎曲疲勞n 強度計算的法面模數取 =4.5，可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強n 度需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 =100.4 來計算應有的齒數。于是由1d (3.58)6.25.4cos0cos1nmdZ 取 Z 1 =21,Z2 =u Z1=521=105 第 22 頁 共 49 頁 4.幾何尺寸計算 1)計算中心距 (3.59)mmzan 26.9cos25.4)10(cos2)(1 將中心距圓整為 292mm 2)按圓整后的中心距修正螺旋角 (3.60) 56481329.)051(arcos2)(arcos1 mzn 因 值改變不多，故參數 , , 等不必修正。aHZK 3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 mmzdn17.9cos5.421zn.86s2 4)計算齒輪寬度 (3.61)mdb17.9.1 圓整后取 B2 =100mm B1 =105mm 5)結構設汁 以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于 160 mm，而又小于 500mm，故以選用 腹板式結構為宜。其它有關尺寸見零件圖。 3.2.4 傳動軸的設計 1.求傳動軸上的功率 轉速 和轉矩2P2n2T 取蝸輪的傳動效率為 0.7 則 = =1.10.7=0.77KWp =2nmin/83041ri =9550000 =9550000 =919187 Nmm2T2p7. 第 23 頁 共 49 頁 2.求作用在蝸輪上的力 NdTFta 24.109212at 7.212 NFFtrr 982an12 求作用在齒輪上的力 dTt 8512 NFntr 3.71cosata 2.45 3.初步確定軸得最小直徑 選取蝸桿軸得材料為 45 鋼，調制處理。查表取 =112，于是0A 軸得最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑 為了使所選得軸直徑 與軸承Id Id 的內徑相適應，故需同時選取軸承的型號。因軸承同時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、由軸承產品目錄中初步選取 0 基 本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30211。尺寸為 dDT=55mm100mm22.75mm,故 =55mm。IVId 4.軸的結構設計 1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖 mnPAd3.5187.012330min 第 24 頁 共 49 頁 圖 3.3 傳動軸的結構與裝配 2)確定軸的各段直徑和才長度 (1)取安裝蝸輪處的軸的直徑 =60mm，蝸輪的左端與左軸承之間采用套筒IVd 定位。已知蝸輪輪轂的寬度為 72mm，為了使套簡端面可靠地壓緊蝸輪,此軸段應 略短于輪轂寬度，故取 .蝸輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度mlI70 h0.07d 取 h=6mm,故 。軸環(huán)寬度 b1.4h,取 。dIV6 mlIV10 (2)取安裝齒輪處的軸段的直徑 ，齒輪的左端與左軸承之間采用60Id 套筒定位，則齒輪輪轂的寬度為 65mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段 應略短于輪轂寬度，故取 =62mm。齒輪的左端采用軸肩定位。VIl (3)取齒輪距箱體內壁之距離 s=15 考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承 位置時,應距箱體內壁一段距離 s=8mm.已知滾動軸承寬度 T=22.75 。masTlviI 482165.2 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3）軸上零件的周向定位 齒輪、蝸輪與軸的周向定位均采用平鍵聯接。按 由手冊查得平鍵截面Id bh=18mm11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 56mm 同時為了保證蝸輪與軸配 合有良好的對中性，改選擇蝸輪輪轂與軸的配合為 H7/n6；同樣，齒輪與軸 第 25 頁 共 49 頁 的聯接，選用平健為 18mm11mm56mm, 蝸輪輪轂與軸的配合為 H7/n6.滾動軸承 與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為沒 m6. 4)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 245，各軸肩處的圓角零件圖。 5.求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從手冊 中查取 a 值.對于 30211 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=21mm。因此，作為簡 支梁的軸的支承跨距 L2+L3+L4=62+76+58=196mm.根據軸的計算簡圖作出軸的彎 矩圖和扭矩圖 第 26 頁 共 49 頁 圖 3.4 傳動軸的載荷分析圖 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 c 是軸的危險截面?，F將 計算出的截面 c 處的 MH MV 以及 M 的值列于下表 3.2 。 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面 c)的 強度。則由式及上表中的數值，并取 =0.6 軸的計算應力 第 27 頁 共 49 頁 MPaWTMca 7.48601.)987(7823)( 322321 前已經選定軸的材料為 45 鋼、調質處理由手冊查得 =60MPa，因此1 故安全。ca1 表 3.2 傳動軸所受的扭矩與彎矩 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F =8352N =6169.91N2NHF=5629N =12341N1NVF2NV 彎矩 M =357802Nmm2H =715778Nmm2VM 總彎矩 =782623Nmm2 扭矩 T =919187Nmm3 7.精確校核軸的疲勞強度 1)判斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 IV 和 V 處過盈配合引起的應力 集中最嚴重；從受載的情況來看。截面 C 上的應力最大：截面 IV 的應力集中的影 響和截面 V 的相近但截面 IV 不受扭矩作用，同時軸徑也較大。故不必作強度校 核.截面 C 上雖然應力最大,但應力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應人集中均在 兩端)。而且這里軸的直徑較大，放截面 C 也不必校核。因為鍵槽的應力集中系數 比過盈配合的小,因而該軸只需校核截面 V 左右兩端即可. 2)截面 V 左側 抗彎截面系數 W=0.1d 3=0.1553=16637.5mm3 抗扭截面系數 W T=0.2d3=0.2553=33275mm3 截面 V 右側的彎矩 M 為 第 28 頁 共 49 頁 M=782623 340819 Nmm6235 截面 V 上的扭矩 T 2 =919187 Nmm 截面上的彎曲應力 = =20.48MPab5.1374089WM 截面上的扭轉切應力 MPaT6.22 軸的材料為 45 鋼,調質處理.由手冊知 .15,75,6401MPaB 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 及 按手冊查取,因 r/d=2/55=0.036,D/d=60/55=1.09 可查得 =2.0, =1.31 又因軸的材料的敏性系數為 82.0q5. 有效應力集中系數為 ( -1)=1+0.82(2-1)=1.821k ( -1)=1+0.85(1.31-1)=1.26q 查手冊知尺寸系數 =0.67 扭轉尺寸系數 =0.82 軸按磨削加工 則其表面系數為 =0.92 軸未經表面強化處理,即 =1 ,則綜合系數值為q 80.21kK6. 碳鋼的特性系數 =0.1, =0.05 計算安全系數 值得caS 第 29 頁 共 49 頁 79.41maKS3.61a = S=1.5caS0.42S 故可知其安全. 3)截面 V 右側 抗彎截面系數 W=0.1d 3=0.1552=21600mm3 抗扭截面系數 W T=0.2d3=0.2552=43200mm3 彎矩 M 為 M=782623 340819 Nmm65 彎曲應力為 = =15.77MPab210489M 截面上的扭轉切應力 MPaWT2.14372 過盈配合處得 值 , 用插入法求出,并取 =0.8 于是得/k /k/k =3.16 =2.53/k 軸按磨削加工 則其表面系數為 =0.92 故得綜合系數為 25.31kK6. 計算安全系數 值得caS 39.51maK 第 30 頁 共 49 頁 81.21maKS = S=1.5ca 5.22S 故該軸在截面 V 左側的強度也是足夠的. 本題因無大的瞬時過載及嚴重的應 力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核.至此,軸的設計計算即告結束. 3.2.5 輸出軸的設計 1.求輸出軸上的功率 轉速
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