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說(shuō)明書
設(shè)計(jì)題目： 巨菌草切割試驗(yàn)臺(tái)
專業(yè)年級(jí)： 2011級(jí)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
學(xué) 號(hào)： 116712158
姓 名：
指導(dǎo)教師、職稱：
2015年 5 月 17 日
目 錄
中文摘要 I
Abstract II
第一章 緒論 - 3 -
1.1 課題來(lái)源 - 3 -
1.2 研究的目的及意義 - 3 -
1.3 菌草的生長(zhǎng)特性 - 3 -
1.4 研究思路 - 3 -
1.5 研究?jī)?nèi)容和方法 - 4 -
1.5.1 研究?jī)?nèi)容 - 4 -
1.5.2 研究方法 - 4 -
1.6 本章小結(jié) - 4 -
第 2 章 切割裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) - 5 -
2.1 切割機(jī)整機(jī)的機(jī)構(gòu)分析 - 5 -
2．2 切割機(jī)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方案選擇 - 5 -
2.2.1動(dòng)力機(jī)選擇 - 6 -
2.2.2執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) - 7 -
2.2.3傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) - 7 -
2.3 切割裝置的結(jié)構(gòu)和功能分析 - 8 -
2.4 切割裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案的確定 - 9 -
2.4.1 刀軸的設(shè)計(jì) - 9 -
2．5本章小結(jié) - 10 -
第三章 傳動(dòng)裝置主要零件設(shè)計(jì) - 11 -
3.1?錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 - 11 -
3.1.1?選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) - 11 -
3.1.2?按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) - 11 -
3.1.3?按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) - 13 -
3.1.4?幾何尺寸計(jì)算 - 15 -
3.2軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 - 16 -
3.2.1?低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 - 16 -
3.3?軸承的校核 - 19 -
3.4?潤(rùn)滑與密封 - 19 -
3.4.1?滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑 - 19 -
3.4.2?齒輪的潤(rùn)滑 - 20 -
3.5 本章小結(jié) - 20 -
第四章 基于ANSYS有限元分析 - 21 -
4.1建立幾何模型 - 21 -
4.2 網(wǎng)格單元的選擇及劃分 - 22 -
4.3求解設(shè)置 - 23 -
4.4等效應(yīng)力分析 - 24 -
4.5切割機(jī)位移云圖 - 25 -
4.6本章小結(jié) - 27 -
總結(jié)語(yǔ) - 28 -
參考文獻(xiàn) - 29 -
致謝 - 31 -
附錄 - 32 -
- 28 -
中文摘要
巨菌草：隸屬被子植物門，單子葉植物綱，禾本科，狼尾草屬。原產(chǎn)地在北非，由福建省農(nóng)林大學(xué)菌草研究所所長(zhǎng)林占熺研究員引進(jìn)改良培育，在中國(guó)大面積獲得成功。這是一種適宜在熱帶、亞熱帶、溫帶生長(zhǎng)和人工栽培的高產(chǎn)優(yōu)質(zhì)菌草。但是目前國(guó)內(nèi)現(xiàn)有的菌草切割裝置不多，為了市場(chǎng)需求，本文主要從深入了解巨菌草為依據(jù)設(shè)計(jì)出合理的菌草切割機(jī)。主要研究?jī)?nèi)容和結(jié)果如下：
首先，分析了菌草收割機(jī)和切割裝置的工作原理，對(duì)其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方法進(jìn)行了深入的研究，在對(duì)菌草收割機(jī)整機(jī)和切割裝置結(jié)構(gòu)研究的基礎(chǔ)上，找出了切割裝置設(shè)計(jì)過(guò)程中影響切割性能的主要因素，確定了切割裝置合理的設(shè)計(jì)方案，對(duì)切割裝置的關(guān)鍵零部件進(jìn)行了設(shè)計(jì)。
其次，根據(jù)實(shí)際工況利用有限元分析軟件對(duì)切割裝置進(jìn)行了靜力學(xué)分析，得到了菌草切割機(jī)靜力的應(yīng)力變化云圖等，分析結(jié)果，通過(guò)對(duì)數(shù)據(jù)的分析和優(yōu)化，改善了結(jié)構(gòu)不合理部分。
最后，對(duì)設(shè)計(jì)中存在的問(wèn)題進(jìn)行了總結(jié)，為切割裝置的結(jié)構(gòu)進(jìn)一步改進(jìn)提供了理論依據(jù)。
關(guān) 鍵 詞：菌草收割機(jī)，切割裝置，設(shè)計(jì)，分析
論文類型：應(yīng)用研究
Abstract
Membership: anthophyta, Jujun grass Monocotyledoneae, Gramineae, pennisetum. Origin in North Africa, Fujian province by JUNCAO Research Institute of Forestry University researcher Lin Zhanxi introduction breeding success, in a large area of China. This is a suitable for tropical, subtropical, temperate growth and artificial cultivation of high yield and quality of grass. But the current domestic existing grass cutting device is not much, for the needs of the market, this article mainly from the in-depth understanding of giant JUNCAO according to the design of a reasonable grass cutting machine. The main research contents and results are as follows:
First, analysis of the harvester cutting device and JUNCAO working principle, the structure design method is studied, based on the structure of the device and JUNCAO harvester cutting, finds out the main factors affecting the cutting performance of the cutting device in the design process, the design of cutting device is reasonable, the key parts of the cutting device is designed.
Secondly, according to the actual condition of cutting device was analyzed using finite element analysis software, the grass cutting machine static stress variation, the results of the analysis, through the analysis and optimization of the data, improve the unreasonable structure.
Finally, the existing problems in design are summarized. The structure of cutting device provides a theoretical basis for further improvement.
Key words: grass harvester, cutting device, design, analysis
Type of thesis: Applied Research
第一章 緒論
1.1 課題來(lái)源
2009年福建省政府決定開展菌草產(chǎn)業(yè)發(fā)展試點(diǎn)工作,下發(fā)了閩政辦[2009]82號(hào)文件,扶持菌草業(yè)積極穩(wěn)妥發(fā)展,使菌草業(yè)發(fā)展能跨入一個(gè)新階段。
1.2 研究的目的及意義
食、藥用菌產(chǎn)業(yè)是福建省農(nóng)業(yè)發(fā)展的重點(diǎn)之一,隨著農(nóng)產(chǎn)品的質(zhì)量安全,生態(tài)環(huán)境保護(hù),節(jié)能減排要求的不斷提高,2009年福建省政府決定了開展菌草產(chǎn)業(yè)發(fā)展試點(diǎn)工作,下發(fā)了閩政辦[2009]82號(hào)文件,扶持菌草業(yè)積極穩(wěn)妥地發(fā)展,使菌草業(yè)發(fā)展能跨入一個(gè)新階段。為了菌草的快速開發(fā)和利用,我們對(duì)菌草的切割方面作了一些探索，主要以巨菌草的切割為例作為研究對(duì)象。
1.3 菌草的生長(zhǎng)特性
巨菌草：隸屬于被子植物門，單子葉植物綱，禾本科，狼尾草屬。原產(chǎn)地是在北非，由福建省農(nóng)林大學(xué)菌草研究所所長(zhǎng)林占熺研究員引進(jìn)，進(jìn)行了改良培育，并且在中國(guó)大面積獲得成功。這是一種適宜在熱帶、亞熱帶、溫帶生長(zhǎng)且適合人工栽培的高產(chǎn)優(yōu)質(zhì)菌草。
巨菌草在溫度適宜的地區(qū)為多年生植物。植株高大，抗逆性強(qiáng)，產(chǎn)量高，粗蛋白和糖分含量高，直立、叢生，根系發(fā)達(dá)。在福建、江西等省生長(zhǎng)半年，莖粗可達(dá)2.5厘米，節(jié)間長(zhǎng)9～15厘米。
巨菌草光合作用與蒸騰作用之比較低，因此，巨菌草的生長(zhǎng)除需要高溫外，還需濕潤(rùn)的土壤條件。巨菌草能耐受短期的干旱，但不耐澇。
土壤方面，宜選擇土層深厚，水源較充足的地方。
巨菌草系多年生禾本科直立叢生型的植物,具有較強(qiáng)的分蘗能力。近年來(lái)研究表明在不同生態(tài)環(huán)境下種植示范，其產(chǎn)量、干物質(zhì)、粗蛋白、粗脂肪等主要經(jīng)濟(jì)技術(shù)指標(biāo)都保持了較高的水平，是一種高產(chǎn)優(yōu)質(zhì)的刈割型牧草。?
1.4 研究思路
巨菌草的力學(xué)性能指標(biāo)體系有：軸向拉伸強(qiáng)度、徑向拉伸強(qiáng)度，軸向壓縮強(qiáng)度、徑向壓縮強(qiáng)度、面內(nèi)剪切強(qiáng)度、軸向彈性模量、徑向彈性模量、主泊松比和剪切彈性模量等。研究思路為：
(1)設(shè)計(jì)計(jì)算切割機(jī)各個(gè)結(jié)構(gòu)所需的合理數(shù)據(jù)。
(2)在已設(shè)計(jì)合理的切割機(jī)的基礎(chǔ)上，建立切割機(jī)切割巨菌草的系統(tǒng)仿真模型。
1.5 研究?jī)?nèi)容和方法
1.5.1 研究?jī)?nèi)容
（1）收集菌草特性及切割機(jī)械設(shè)計(jì)制造的相關(guān)理論基礎(chǔ)知識(shí)；
（2）提出菌草切割機(jī)設(shè)計(jì)方案,并作方案比較，確定總體方案及相關(guān)參數(shù)；
（3) 完成菌草切割機(jī)的主要機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)；
（4) 切割參數(shù)選擇；
（5）繪制圖紙并完成設(shè)計(jì)說(shuō)明書。
1.5.2 研究方法
搜集有關(guān)設(shè)計(jì)物件的現(xiàn)實(shí)狀況或歷史狀況的材料。通過(guò)書籍或網(wǎng)絡(luò)查找相關(guān)的文獻(xiàn)資料，并進(jìn)行整理。通過(guò)走訪向農(nóng)業(yè)生產(chǎn)人員了解相關(guān)情況做最符合生產(chǎn)應(yīng)用的設(shè)計(jì)。搜集國(guó)內(nèi)外相關(guān)類似的切割機(jī)的設(shè)計(jì)經(jīng)參考比較做出最符合我們所需要的切割機(jī)。
1.6 本章小結(jié)
本章主要介紹了課題的來(lái)源、意義和目的，分析了國(guó)內(nèi)外相關(guān)領(lǐng)域的研究現(xiàn)狀，明確了課題的研究?jī)?nèi)容、方法和技術(shù)路線。
第 2 章 切割裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)?
2.1 切割機(jī)整機(jī)的機(jī)構(gòu)分析
1—電機(jī) 2—導(dǎo)軌 3—刀盤 4—工作臺(tái)
圖 2-1 整機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
工作臺(tái)在直線導(dǎo)軌上左右移動(dòng)來(lái)實(shí)現(xiàn)菌草的切割過(guò)程，豎直導(dǎo)軌控制切割裝置的上下移動(dòng)來(lái)實(shí)現(xiàn)不同部位的切割。
2．2 切割機(jī)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方案選擇
現(xiàn)代機(jī)器一般都是由動(dòng)力機(jī)，傳動(dòng)系統(tǒng)和執(zhí)行機(jī)構(gòu)三部分組成。由于設(shè)計(jì)的多解性和復(fù)雜性，在選擇機(jī)械系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方案時(shí)，我們需要考慮的除滿足基本的功能要求以外，還需要遵循幾項(xiàng)原則。
（1） 滿足使用要求
（2） 滿足工藝要求
（3） 滿足經(jīng)濟(jì)要求
2.2.1動(dòng)力機(jī)選擇
1） 動(dòng)力機(jī)類型選擇
常用動(dòng)力機(jī)的類型和特點(diǎn)見(jiàn)表2-1.在設(shè)計(jì)機(jī)械系統(tǒng)時(shí)，我們?cè)谶x用動(dòng)力機(jī)的形式的時(shí)候，主要遵從以下幾個(gè)方面方面，然后進(jìn)行分析比較：
（1）分析工作機(jī)械的負(fù)載特性和要求。其中包括我們的工作機(jī)械的載荷特性、工作制度、結(jié)構(gòu)布置以及工作環(huán)境等。
（2）分析動(dòng)力機(jī)本身的機(jī)械特性。包括動(dòng)力機(jī)的功率、轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速等特性和動(dòng)力機(jī)所能適應(yīng)的工作環(huán)境。應(yīng)使動(dòng)力機(jī)的機(jī)械特性與工作機(jī)械的負(fù)載特性相匹配。
（3）進(jìn)行經(jīng)濟(jì)性的比較。當(dāng)同時(shí)可用多種類型的動(dòng)力機(jī)進(jìn)行驅(qū)動(dòng)時(shí)，我們就可以從經(jīng)濟(jì)性方面來(lái)比較出更經(jīng)濟(jì)實(shí)惠適合我們的動(dòng)力機(jī)，包括能源的供應(yīng)和消耗、動(dòng)力機(jī)的制造、運(yùn)行和維修成本的對(duì)比等。
除了上述三方面外，有些動(dòng)力機(jī)可能還存在對(duì)環(huán)境的影響較大，出于環(huán)保要求，所以對(duì)污染性較大的動(dòng)力機(jī)的選擇還要考慮對(duì)環(huán)境的污染， 其中包括噪聲污染、振動(dòng)污染和空氣污染等。
表 2-1 常用動(dòng)力機(jī)的類型和特點(diǎn)
類型
功率
驅(qū)動(dòng)效率
調(diào)速性能
結(jié)構(gòu)尺寸
對(duì)環(huán)境影響
其他
電動(dòng)機(jī)
較大
高
好
較大
小
可滿足不同類型機(jī)械的工作要求
液壓馬達(dá)
大
較高
好
小
較大
易漏油，影響工作效率
氣動(dòng)馬達(dá)
小
較低
好
較小
小
工作穩(wěn)定性差，噪聲大
內(nèi)燃機(jī)
很大
低
差
大
大
需要的燃料要求高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜
綜上所述，根據(jù)比較我們采用電動(dòng)機(jī)為切割機(jī)的動(dòng)力機(jī)。
2） 電動(dòng)機(jī)選擇
（1）選擇電動(dòng)機(jī)的類型
選擇電動(dòng)機(jī)的類型主要根據(jù)工作機(jī)械的工作載荷特性，是否有沖擊，過(guò)載的情況，調(diào)速的范圍，起動(dòng)、制動(dòng)的頻繁程度以及電網(wǎng)供電的狀況等。
由于直流電動(dòng)機(jī)需要的是直流電源，直流電源的要求高，相比較而言，田間工作的切割機(jī)，使用交流電會(huì)比較方便，而且直流電動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，價(jià)格也會(huì)較高。因此我們采用交流電動(dòng)機(jī)，因?yàn)榍懈罟ぷ饕话阍谑彝馓锏亻g，所以采用三相異步電動(dòng)機(jī)。綜合考慮，我們選用Y系列電動(dòng)機(jī)，其具有高轉(zhuǎn)矩、高功率、高效率因數(shù)的優(yōu)點(diǎn)，且過(guò)載能力強(qiáng)，適用于我們這種要求起動(dòng)力矩大的切割機(jī)。
（2）選擇電動(dòng)機(jī)的功率
標(biāo)準(zhǔn)電動(dòng)機(jī)的容量用額定功率表示。要求電動(dòng)機(jī)的額定功率應(yīng)該等于或者稍大于工作要求的功率。如果容量小于電動(dòng)機(jī)的工作要求，則可能無(wú)法保證工作機(jī)的正常運(yùn)行，或者有可能會(huì)導(dǎo)致電動(dòng)機(jī)長(zhǎng)期處于過(guò)載、發(fā)熱大而過(guò)早損壞；但是容量如果過(guò)大的話，那么成本就會(huì)相應(yīng)的增加，并且會(huì)因?yàn)楣β屎凸β室驍?shù)的變低而造成過(guò)度的浪費(fèi)。菌草切割機(jī)要求額定功率稍大，經(jīng)過(guò)篩選，我們采用額定功率為3KW的型號(hào)為Y100L1-2的電動(dòng)機(jī)作為我們的動(dòng)力機(jī)。
（3）選擇電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速
同一功率的電動(dòng)機(jī)中，電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速越高，磁極則越少，尺寸、重量也越小，價(jià)格也相對(duì)越低，但傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比要增大，傳動(dòng)級(jí)數(shù)增多，且尺寸及重量增大，從而使成本增加。低轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)則相反。
查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》表12-1得到Y(jié)100L1-2的同步轉(zhuǎn)速為3000r/min。
2.2.2執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
執(zhí)行機(jī)構(gòu)是指最接近被作業(yè)工件的一端的機(jī)械系統(tǒng)，其中接觸作業(yè)工件或執(zhí)行終端運(yùn)動(dòng)的構(gòu)件稱為執(zhí)行機(jī)構(gòu)。常用的機(jī)構(gòu)類型有一下幾種：
表 2-2 常用機(jī)構(gòu)的功能特點(diǎn)
機(jī)構(gòu)類型
功能特點(diǎn)
連桿機(jī)構(gòu)
由主動(dòng)件的轉(zhuǎn)動(dòng)變?yōu)閺膭?dòng)件的轉(zhuǎn)動(dòng)、移動(dòng)、擺動(dòng)，可以實(shí)現(xiàn)一定軌跡、位置要求；運(yùn)動(dòng)副為面接觸，承載能力大，但平衡困難，不適宜高速
凸輪機(jī)構(gòu)
由主動(dòng)件的轉(zhuǎn)動(dòng)變?yōu)閺膭?dòng)件的任意運(yùn)動(dòng)規(guī)律的位移、擺動(dòng)。但行程不大；運(yùn)動(dòng)副為高副，不適宜重載
齒輪機(jī)構(gòu)
由主動(dòng)件的轉(zhuǎn)動(dòng)變?yōu)閺膭?dòng)件的轉(zhuǎn)動(dòng)或移動(dòng)；功率和速度范圍大；傳動(dòng)比準(zhǔn)確可靠
撓性件機(jī)構(gòu)
包括帶、鏈、繩傳動(dòng)；一般主動(dòng)件的轉(zhuǎn)動(dòng)變?yōu)閺膭?dòng)件的轉(zhuǎn)動(dòng)；可實(shí)現(xiàn)大距離傳動(dòng)；帶傳動(dòng)傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲小，有過(guò)載保護(hù)；鏈傳動(dòng)瞬時(shí)傳動(dòng)比不準(zhǔn)確
考慮到切割機(jī)是在室外作業(yè)，且需要的轉(zhuǎn)速和功率偏大，所以我們采用齒輪機(jī)構(gòu)作為菌草切割機(jī)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)。
2.2.3傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)
傳動(dòng)方案機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下：
1―電動(dòng)機(jī)；2—聯(lián)軸器；3—減速器；4—刀具
圖 2-2 傳動(dòng)方案機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖
我們采用齒輪傳動(dòng)裝置，齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)性較直齒輪好，傳遞相同的轉(zhuǎn)矩時(shí)，雖然結(jié)構(gòu)尺寸較大，但傳動(dòng)平穩(wěn)，能緩沖吸振，因此，適合切割機(jī)這種高速級(jí)的機(jī)器。
2.3 切割裝置的結(jié)構(gòu)和功能分析
目前切割機(jī)的切割裝置主要有以下幾種形式：
1、 往復(fù)式切割裝置，該型式的切割器具有很好的適應(yīng)性和通用性，工作穩(wěn)定，但是往復(fù)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中有很大的慣性，切割器振動(dòng)及噪音都很大、切割速度為減速循環(huán)、動(dòng)能損失大。
2、循環(huán)式切割裝置，該型式的切割器雖然雖然無(wú)慣性，割臺(tái)振動(dòng)及噪音小，但是成本較高、應(yīng)用很少。
3、圓盤式切割裝置，該型式的切割器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)、工作可靠、切割速度高、切割能力強(qiáng)、可與地面成角度入土切割。
研究表明，圓盤式切割裝置更適合切割類似菌草這種莖稈類植物，而且等滑切角刃線刀片的切割質(zhì)量較同類圓盤切割刀片有明顯優(yōu)勢(shì)。切割平穩(wěn)、功率損耗低等。所以我們采用圓盤式切割裝置。圖如下：
圖2-3 刀盤
2.4 切割裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案的確定
2.4.1 刀軸的設(shè)計(jì)
圖 2-4 刀軸
切割機(jī)的刀軸是受彎矩和扭矩聯(lián)合作用的構(gòu)件，如圖所示的刀軸左端為聯(lián)軸器，有段安裝刀盤，可以看出危險(xiǎn)截面在刀軸的中間部位。對(duì)于圓形軸截面來(lái)說(shuō)，刀軸上所受的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力分別為
σ= (2-1)
τ= (2-2)
式中：M、T ——刀軸所受的彎矩和扭矩，N·m；W、Wt——抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)，m3。
M= (2-3)
T=M (2-4)
W= (2-5)
Wt= (2-6)
M的值與T值相等為9.549N·m,W為2154.04×10-9m3,Wt為4308.08×10-9m3，則得出σ=4.4MPa，τ=2.2MPa。
2．5本章小結(jié)
本章主要介紹切割機(jī)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)和一些結(jié)構(gòu)器件的選擇。
第三章 傳動(dòng)裝置主要零件設(shè)計(jì)
3.1?錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算?
3.1.1?選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)?
1）選用錐齒輪傳動(dòng)。?
2）主要控制切割裝置上下移動(dòng)，要求速度不高，故選用7級(jí)精度（GB?10095-88）
3）材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為?280?HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240?HBS，二者材料硬度差為40?HBS。?
4）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=4×24=96?
3.1.2?按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)?
1）由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算小齒輪分度圓直徑，即?
d1t≥? （3-1）
（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值?
①試選載荷系數(shù)Kt=1.3。
②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。?
T1?==9.55×103N·mm （3-2）
③由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7選取齒寬系數(shù)φR=0.3。?
④由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.5
⑤由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8?MPa?1/2?。?
⑥計(jì)算疲勞許用應(yīng)力[σH]。由?《機(jī)械設(shè)計(jì)》?圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=600MPa；?大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2=550MPa。?
計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：?
N1=60n1jLh=60×3000×1×(2×8×300×15)=12.96×10?9? (3-3)
N2==3.24×10?9 (3-4)
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90；KHN1=0.95。
取失效概率為1﹪，安全系數(shù)S=1，則：?
1 == ?=540 (3-5)
2=?= =523? (3-6)
取1和2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即
=2=523Mpa
（2） 試算小齒輪分度圓直徑
d1t≥ (3-7)
= mm
=36.124mm
2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑
（1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。
①圓周速度v
dm1=d1t(1-0.5ΦR)=36.124×?（1-0.5×0.3）=30.7054mm (3-8)
v?m==m/s?=?4.82?m/s? (3-9)
②當(dāng)量齒輪的齒寬系數(shù)Φd
計(jì)算齒寬b?
b?=φR·d1t=0.3×36.124×=44.021?mm? (3-10)
Φd=b/dm1=44.021/30.7054=1.434
(2)計(jì)算載荷系數(shù)KH?
①由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)KA=1；?
②根據(jù)vm=4.82?m/s，7級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.173；
③?直齒錐齒輪輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù)1；
④由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪懸臂時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)?KHβ=1.345。?
故實(shí)際載荷系數(shù)?
KH=?KAKHβ=1×1.173×1×1.345=1.58? (3-11)
（3）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
d1=?d1t?=36.124×?=38.55?mm? (3-12)
相應(yīng)的齒輪模數(shù)?m?
m?=?=1.61?mm? (3-13)
3.1.3?按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)?
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為?
（3-14）
確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值?
試選KFt=1.3
計(jì)算
由分錐角δ1=arctan（24/96）=14.036°與δ2=90°-14.036°=75.964°，可以得出當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1/cosδ1=24/cos(14.036°)=24.74，zv2=z2/cos(75.964°)=396.69。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-17查取齒形系數(shù)得?YFa1=2.62；YFa2=2.11。?
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18查取應(yīng)力校正系數(shù)得?Ysa1=1.59；Ysa2=1.89。?
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限Flim1=500?MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限Flim2=380?MPa；?
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-22查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88；?
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.7，則
(3-15)
(3-16)
計(jì)算大、小齒輪的并加以比較
= (3-17)
= (3-18)
因?yàn)榇簖X輪的數(shù)值大于小齒輪，所以取=?=0.0202
（2）試算模數(shù)
? (3-19)
==1.78mm
1）調(diào)整齒輪模數(shù)
（1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。
①圓周速度v
d1=m1z1=1.78×24=42.72mm (3-20)
dm1=d1(1-0.5ΦR)=42.72×?（1-0.5×0.3）=36.312mm (3-21)
v?m==m/s?=?5.701?m/s? (3-22)
②計(jì)算齒寬b
b?=φR·d1=0.3×42.72×=52.059?mm? (3-23)
(2)計(jì)算載荷系數(shù)KF??
①由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)KA=1；?
②根據(jù)vm=5.701?m/s，7級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.12；
③?直齒錐齒輪輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù)1；
④由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4用插值法查得KHβ=1.340，則有KFβ=1.270。?
故載荷系數(shù)?
KF=?KAKFβ=1×1.12×1×1.270=1.4224 (3-24)
(3)計(jì)算得齒輪模數(shù)為
M=mt=1.834 mm (3-25)
按照齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，就近選擇標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)為m=2 mm，按照接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算得的分度圓直徑為d1=38.55 mm,算得小齒輪齒數(shù)z1=d1/m=38.55/2=19.275。
取z1=20,可得大齒輪齒數(shù)z2=uz1=4×20=80。
3.1.4?幾何尺寸計(jì)算?
1）計(jì)算分度圓直徑?
d1=?z1m=20×2=40?mm? (3-26)
d2=?z2m=80×2=160?mm (3-27)
2）計(jì)算分錐角
δ1=arctan(1/u)=arctan(20/80)=14.036° (3-28)
δ2=90°-14.036°=75.964° (3-29)
3）計(jì)算齒輪寬度?
b?=φR?d1 M=mt=46.62 mm? (3-30)
取b1=b2=47mm。?
3.2軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.2.1?低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算?
傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比要求應(yīng)為
i=nm/nw （3-31）
式中，nm為電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速，r/min；nw為執(zhí)行機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速，r/min。
查《手冊(cè)》表12-1可知電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速為2870r/min，設(shè)機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速為750r/min，則有i=3.8。
我們的轉(zhuǎn)動(dòng)裝置從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)有三軸，從左到右一次定為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸
1）各軸轉(zhuǎn)速
nI=nm =2870 r/min (3-32)
nII=nI/iI =2870/0.97=2958r/min (3-33)
nIII=nII/iII =2958/3.9=758 r/min (3-34)
式中，nm為電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速，r/min；nI、nII、nIII分別為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速，r/min；Ⅰ軸為高速軸，Ⅲ軸為低速軸；iI、iIII依次為Ⅰ、Ⅱ軸與Ⅱ、Ⅲ軸間的傳動(dòng)比。
若取傳動(dòng)效率η=0.97，則功率
PIII=Pη2=3×0.97=2.91 Kw (3-35)
TIII=9550=9550×0.0038=36.66 N·m (3-36)
2）初步估算軸的最小軸徑?
=?? （3-37）?
確定公式內(nèi)的各種計(jì)算數(shù)值?
選軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）?，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15—3，取?A0=112?由前面的計(jì)算得?PIII=2.91?kW，nIII=758??r/min?
3）計(jì)算最小軸徑
=?= =17.54mm? (3-38)
最小直徑軸安裝聯(lián)軸器處軸。為了使軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，因此需要選擇適當(dāng)?shù)穆?lián)軸器型號(hào)
電動(dòng)機(jī)軸與減速器高速軸連接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉(zhuǎn)速較高，為減小起動(dòng)載荷，緩和沖擊，應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，一般選用彈性可移式聯(lián)軸器。我們采用LX4彈性柱銷聯(lián)軸器。
減速器低速軸與工作機(jī)軸連接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉(zhuǎn)速較低，不必要求具有較小的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，但傳遞轉(zhuǎn)矩較大，又因?yàn)闇p速與工作機(jī)常不在同一底座上，要求有較大的軸線偏移補(bǔ)償，因此，常需選用無(wú)彈性元件的聯(lián)軸器。我們采用柱銷聯(lián)軸器。
4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
（1）擬定軸上零件的裝配方案?
根據(jù)設(shè)計(jì)要求，現(xiàn)選用圖所示的裝配方案。
圖?3-1 聯(lián)軸器
（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度?
①、為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ、II、Ⅲ軸聯(lián)軸器兩端需制出一軸肩，故取直徑dI=22mm，dII=28mm，dIII=35?mm。
②初步選擇滾動(dòng)軸承。軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，軸承7007C，其尺寸為?d×D×T=35?mm×62?mm×?14?mm。?
5）軸上零件的周向定位?
聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》的表6-1查得平鍵截面b?×h=6?mm×6?mm，鍵槽使用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為26?mm，且為了保證聯(lián)軸器與軸配合?良好的對(duì)中性，故選擇聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為?H7/?k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位?是以過(guò)度配合來(lái)保證的，此處的軸的直徑尺寸公差為m6。?
6）確定軸上圓角和倒角尺寸?
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-2，取II軸左端倒角為0.8×45°?，Ⅲ軸右端倒角為1.0×45°?
7）求軸上的載荷?
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從?手冊(cè)中查取?a?值（參看《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖?15-23）。對(duì)于7007C角接觸球軸承，由《機(jī)?械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得?a=?18.3?mm。而作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距213?mm。
可以看出軸的中間截面是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的危險(xiǎn)截面處的?MH、MV?及M的值列于下表。
表3-1?截面C的支反力、彎矩及扭矩?cái)?shù)值?
載荷
水平面H
垂直面
支反力F
F?FNH1=490N,?FNH2=490N?,
FNV1=209.17N,?FNV2=-209.17N
彎矩M?
MH=24378.9?N·mm?
MV1=10370.6N·mm?
MV2=-10370.6N·mm
總彎矩
M1=?M2= =26493 N·mm?
扭矩T
T1=19760?N·mm?
8）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度?
進(jìn)行校核時(shí)，?通常只要校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面?（即危險(xiǎn)截面）?的強(qiáng)度。?根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力?
= =54.9?MPa? (3-39)
前已選定軸的材料為45鋼，?調(diào)質(zhì)處理，?由?《機(jī)械設(shè)計(jì)》?表15-1查得?〔σ-1〕?=60?MPa。?因此σca<〔σ-1〕,故安全。?
3.3?軸承的校核??
由于要同時(shí)承受軸向力和徑向力的作用，且左右軸承受力大小相同，因此在這里僅需校核其中任意一個(gè)軸承即可，?現(xiàn)取右軸承進(jìn)行校核，?故P==?693.92?N。 (3-40)?
預(yù)期計(jì)算軸承的壽命（按工作10年，年工作200天，4小時(shí)工作制），則有：?
??=10x200x4=8000h (3-41)?
右軸承所需的基本額定動(dòng)載荷?
C===16.93kN? (3-42)
查?《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表6-6可知，7007C型角接觸球軸承的額定動(dòng)載荷Cr=18.5?kN。?此，C
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