农业智能移动平台机构设计【含CAD图纸、说明书】
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农业智能移动平台机构设计
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苏州科技学院本科生毕业设计（论文） 毕业设计(论文)设计题目 农业智能移动平台机构设计 院 (系) 机械工程学院专 业 机械设计制造及其自动化学生姓名起迄日期设计地点指导教师填写日期: 年4月15日V农业智能移动平台机构设计摘 要这种设计是农业智能移动平台设计了一个移动平台。这里包括：设计，设计龙门驱动系统，转向设计。基本设计工作方案的分析和解决技术问题和机械设计创造了一定的条件，提高能力的毕业。整主要由电动机的动力产生穿过耦合到驱动轴，传动轴万向节联轴器，驱动车轮，使推动整个装置被移动，提高生产率和生产自动化所需的功率。更显示其优越性，它有着广阔的发展前景。本文件的内容：（1）农业智能移动平台的设计结构的整体设计。（2）移动平台的农业智能性能的分析设计。（3）选择发动机。（4）传动农业智能移动平台的设计，实施和成员板凳设计。（5）设计元素设计分析和验证的计算。（6）采用计算机辅助设计，造型部分的设计。（7）来绘制整个装配图，装配图和零件图的设计部分的重要组成部分。关键词：农业智能移动平台的设计,联轴器，传动系统Agricultural Intelligent Mobile Platform Mechanism DesignAbstractThis design is a mobile platform for agricultural intelligent design. Here include: design, design gantry system driveline, steering system design. The graduation of the basic skills of design work training to improve the analysis and the ability to solve technical problems and provide general mechanical design to create a certain condition.The whole structure is mainly produced by the electric motor power the power required to pass through the coupling to the drive shaft, drive shaft universal joint couplings, drive wheel, so as to drive the whole device is moved, improve labor productivity and production automation. More show its superiority, it has a broad development prospects.Contents of this paper:(1) The overall desigSSn of the structure of agricultural intelligent mobile platform design.(2) the design of mobile platform for agricultural intelligent performance analysis.(3) Select the motor.(4) Transmission agriculture smart mobile platform design, implementation and member bench design.(5) Calculation of design parts design analysis and verification.(6) the use of computer-aided design, modeling design of the parts.(7) to draw the whole assembly drawings and assembly drawings and important parts of the design part of the part drawing.Keywords: agriculture smart mobile platform design, coupling, transmission目 录1 绪论11.1农业智能移动平台的意义和作用11.2 农业智能移动平台研究目的及意义12 农业智能移动平台的设计总体设计32.1农业智能移动平台技术要求32.2农业智能移动平台的组成32.3方案选择及论证32.3.1 电机模块32.3.2 车架选择43 农业智能移动平台机械结构设计53.1 驱动电机的选择53.1.1驱动电机的选择原则53.1.2驱动电机和减速器的选择63.2 转向电机的选择73.2.1 确定各轴传动比83.2.2 传动装置的运动和动力参数83.3齿轮设计与计算93.3.1 高速级齿轮设计与计算93.3.2 低速级齿轮设计与计算133.4 轴的设计与计算173.4.1 输入轴的设计与计算173.4.2 中间轴的设计与计算203.4.3 输出轴的设计与计算223.5 轴承的校核253.5.1 输入轴上轴承寿命计算253.5.2 中间轴上轴承寿命计算263.5.3 输出轴上轴承寿命计算273.6 键的选择和校核293.5.1 键的选择293.6.2 键的校核293.7 机架的设计303.7.1对机架结构的基本要求303.7.2 机架的结构313.7.3 横梁设计323.7.4 机架的基本尺寸的确定33结 论35参考文献36致 谢371 绪论1.1农业智能移动平台的意义和作用 农业智能移动平台机构它是一种农业经营为目标，无论是模仿人类的行为和四肢智能感知功能可重编程灵活的自动化或半自动化设备。随着智能移动平台技术产业发展迅速，农业研究20世纪80年代早期磨损的智能手机平台，日本，法国和美国是在智能手机平台的农业研究领域的先驱。农业智能移动平台的作用机制可以简单概括如下：1），以缓解农业劳动力短缺，2）被人在脏，累，艰苦奋斗，3）替代人的劳动的替代机械单调，4），得到5）的无菌生产厂在工厂;实现高品质，高附加值的农业6），以吸引更多的年轻人参与到农业生产。此外，农业智能移动平台，并借助先进的传感海量数据存储和强大的处理能力的机制。因此，农业生产在农业信息技术的未来整个过程将智能移动平台的机制中发挥核心作用。智能移动平台技术是一个面向未来的，现代高科技。随着进步和现代科学技术，集成和智能移动平台技术和日益广泛的其他高科技相互渗透的发展。目前，智能移动平台产业在美国，日本，德国和一些西方发达国家有着广泛的应用范围，充分利用汽车，造船，芯片产业，电子等领域。农业这样的智能手机平台设计开发平台，为农业智能移动设备将提供巨大的机遇，这将影响到农业生产的深渊发展。1.2 农业智能移动平台研究目的及意义 这时，智能移动平台的机制，农业主要用于移栽，播种，喷药，收割，分级果场，采摘果实生产是最重要的方面之一，水果采摘的智能手机平台可能是最常用的领域。水果采摘智能移动平台，打造信息意识使用智能手机平台，是获取标识对象的成熟度，从而收获果实的品质，而且可以大大提高效率采摘。所有发达国家都积极参与果实采收自动化研究，要真正代替人完成采摘任务，实用，通用，仍需要加以解决，以提高智力，降低生产两大技术难题。出国留学水果采摘智能移动平台已经在这一领域取得了长足进步的研究尚处于起步阶段。然而，随着科学技术，规模化养殖的不断发展，农业智能移动平台机构水平的不断提高将逐步发挥中国农业生产具有重要作用。可以预计，自动化在改善21世纪的农业技术将是研究在农业科技领域的主要焦点水平，将是农产品生产的各种智能手机平台在中国的高级自动化设备太推广使用的。农业劳动的智能手机平台机制设计的核心部分是合理的还是农业智能机制的功能和智能手机平台操作不直接影响。392 农业智能移动平台的设计总体设计2.1农业智能移动平台技术要求 平台自重小于60kg、载重量大于150kg、总重约230kg； 爬坡能力不小于20、垂直越障能力大于30mm； 峰值速度0.5m/s左右，工作速度大约0.3m/s，加速度；）2.2农业智能移动平台的组成2.3方案选择及论证根据题目要求，系统要实现循线、壁障功能，必须要划分成为六个模块。对各个模块的实现，分别有以下一些不同的设计方案。2.3.1 电机模块选择一：一种步进电机，步进马达引人注目的特点是，快速启动和停止，作为负载可以提供不超过动态转矩步进电机的值，就可以立即开始步进电动机或反之亦然的能力。另一个显着特点是精度高的转化，正向和反向控制的灵活性。选择二：普通的直流马达。直流电机具有优良的调速特性，流畅的速度，便利性和广泛的调整;过载，可承受频繁的冲击负荷，导致频繁的无级快速启动，制动和反接，可进行各种不同的满足特定业务要求。由于普通直流电动机是容易购买，而且电路相对简单，从而使使用的DC电机作为动力源的。2.3.2 车架选择选择一：四轮驱动的电动车，所以速度很流畅，但缺乏灵活性，特别是作为一个障碍，把不是很顺利，但对于汽车避开障碍物也比较复杂的程序是非常不利的。选择二：使用两轮的驱动的电动车，虽然速度不能与四轮车相比，但灵活性大大提高，是变化的，以防止非常适合受试者所需的障碍物的重要方面。集成的优点和两个系统的缺点，择优选方案二。3 农业智能移动平台机械结构设计3.1 驱动电机的选择3.1.1驱动电机的选择原则发动机输出功率估计以及密切相关的明显实力的平台与支持和促进移动平台，通过与地面轮胎的互动发展过程中的驾驶动态分析。因此，它必须被分析，与作用于不同的平台上的外力的方向一起，即以促进与平台电机平台或阻碍进度运行阻力。根据移动的动力和运行阻力的过程中测力台之间的平衡必须是平衡的。平台行驶式子是： =式子里：驱动力，= T特指电机输出的转矩，特指减速传动比，特指传动效率。总行驶阻力。平台在非结构化道路上慢速行进，空气阻力设0，平台行驶的总阻力式子应该是：=+式子里， （滚动阻力）：是由地面和车轮相互作用产生。 = 特指滚动阻力系数，W特指重力垂直地面的分力 （坡道阻力）：上坡行驶时克服其重力沿坡道的分力。 = 特指坡度角,G 特指平台重力 （加速阻力）平台直线行驶时，要克服本身的惯性力。 = 特指直线行驶加速度（越障阻力）平台通过在车轮接触面的变化平台攀登障碍物，并增加了移动一个额外的阻力，所述阻挡层电阻。贝克甚至自然障碍分为两类：矩形和四个基本公式的院子，四个基本是：上坡，下坡，收坑，堤坝等。其中在移动机器人的最大问题是攀登这些障碍。=G 式子里，G特指平台重力,a特指平台重心离前轮中心的距离，b为重心离后轮中心的距离，a特指地面附着系数，f特指滚动阻力系数，h特指障碍物体高度，d特指轮子的直径。根据控制目标，并且参考所述结构参数先前的API，基于270公斤的总重量的平台上，与道路的条件下压实土，0.03理查德滚动阻力系数为0.5的粘附系数，A = B =380毫米L =760毫米，高度假定为40毫米，D =2R=465毫米，推定障碍物障碍性: =(10001200)N 初设设备行驶最大加速度为a=0.2，行驶路面的最大坡度=20式子如： =0.032709.80.9397=74.593N=2709.80.342=904.932N=2700.2=54N=1200N = =+=74.593N+904.932N+54N+1200N=2233.525N两轮驱动平台，以便提供电机驱动力计算处理中，每个轮系仅需要所需的功率水平地和攀爬半互联网。 0.98设置动力系统的效率，减速器效率0,95平台与地面（= 0.3米/秒），这是必要的电机驱动力: P=3.1.2驱动电机和减速器的选择根据用于保险和功率的安全性，以370W400W的驱动电动机的上述分析。比较的技术参数，SZ系列电动机型号的选择：130SZ09/ H3，2000转，24V，功率400W的发动机转速，作为J90PX减速机，36比，输出转速56转/分具有体积小，重量轻，高。动力指标，低噪声的水平，系列化程度高，零部件通用的高层，因而被广泛应用于各种机械和自动控制系统的驱动元件或执行。电机的参数见表3-1：表3-1 电机的参数驱动电机型号电机转速 r/min电机电压/V电机功率/W最大 电流 /A允许顺逆速 差r/min输出最大转矩/mN.m130SZ09/H320002440016.501301912减速器的参数见表3-2：表3-2 减速器的参数表驱动电机减速器型号速比传动效率输出转速r/min输出转矩/N.mJ90PX360.955610.1718电机和减速器重6.5Kg,移动平台平地行驶的最高速度为： 3.2 转向电机的选择对位置，速度和要求不高平台控制严格的精度要求，虽然适合于这种要求的步进电机，但在步进电动机大，则很难与车轮组件，小型，低负荷承载能力的功率，并且虽然伺服电机传感手枪，但由弯曲角度齿轮不能发动机速度传感装置之后被用于精确地计算，仍然加传感器角度的外型设计和简单的设计原则，选择ZYT直流齿轮电机依靠光编码器对准实现可以准确地控制前轮转向角的精确测量。电机和减速器参数见表3-3：表3-3电机和减速器参数表驱动电机型号电机转速/ rpm电机电压/V电机功率/W最大电流/A加速器型号减速比输出转速/rpm最大转矩/N.m90ZYT05600024855.2J70PX2162829电机重量为3.5Kg3.2.1 确定各轴传动比总传动比=9 ，大传动副传动比取值区间内，设出：高速级传动比=3 ，低速级传动比=3 3.2.2 传动装置的运动和动力参数从图3.2，每根轴是从高速到低速的顺序分别是轴（输入轴）、轴（中间轴）、轴（输出轴）。图3.2 传动示意简图各轴转速 （3.8） （3.9） =1.6rad/s=15.3r/min代进去式子里（3.8）、式（3.9）算出：45.9r/min，137.7r/min转矩计算 （3.10）49.85Nm代进去式子里（3.7）算出：17.7Nm同理得到：=17.7Nm=6.27Nm=6.66Nm3.3齿轮设计与计算3.3.1 高速级齿轮设计与计算（1） 选择齿轮种类，精度级别，还有材质以及齿轮的齿数根据前面所提到的，选择通过直齿圆柱齿轮来传动。由资料14（下同）表10-1小齿轮材料选用45Cr(调质)，表面硬度为280HBS,大齿轮材料选用45钢（调质），表面硬度为240HBS。选精度七级，（2） 基于齿面接触的疲劳强度算出根据设计计算公式（10-9a）试算小齿轮分度圆直径，即： （3.11）载荷系数输入轴承受扭矩齿宽系数重合度系数弹性影响系数接触疲劳许用应力确定上式子里：各参数：试选载荷系数=1.3，小齿轮传递的扭矩为 =6.27Nm找到表格10-7，选齿宽系数=1；找到表格10-6，得弹性影响系数=189.8，从图找出10-21d，查得小齿轮接触疲劳强度极限为MPa；大齿轮接触疲劳强度极限为MPa。计算应力循环: （3.12）输入轴转速工作时间137.7r/min=10000h双向转动，取=2代进去式子里（3.12）算出： =1.65108次=4.96108次 从图找出10-19，得接触疲劳寿命系数1.15，1.26；计算接触疲劳许用应力：取安全系数S=1，则=690MPa， =693MPa计算设计公式子里：代入中较小值，得21.74mm计算小齿轮分度圆圆周速度0.17m/s计算齿宽b=21.74mm计算齿宽与齿高之比： b/h （3.13）模数0.91mm齿高=2.04mm代进去式子里（3.13）算出： =10.67计算载荷系数 （3.14）从图找出10-8，由v=0.17m/s，7级精度，算出：=1.0找到表格10-4，算出：1.2找到表格10-2，算出：=1.25找到表格10-3，算出：=1.30从图找出10-13，算出：=1.28以上代进去式子里（3.14）算出： 1.95 按实际载荷系数修正 24.87mm （3.15）计算模数m：1.04mm按弯曲强度设计从式子（10-5 ） （3.16）弯曲疲劳寿命系数弯曲疲劳需用应力齿形系数应力校正系数从图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮弯曲强度极限=380MPa；从图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.93，=0.97计算载荷系数=1.92计算弯曲疲劳需用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，算出：=332.1MPa=263.3MPa查取齿形系数，从表格找出10-5算出：=2.65；=2.226查取应力校正系数，从表格找出10-5查算出：=1.58；=1.764=0.013=0.015大齿轮对应数值大，将以上数值代入算出：0.86对比计算结果，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=0.86，并取圆整为标准值m=1，前面计算得=24.87mm,得小齿轮的齿数：24.8725=75几何尺寸计算：分度圆直径 （3.17)将模数、齿数代进去式子里（3.17）算出：25mm；75mm中心距 （3.18）将，代进去式子里（3.18）算出： 50mm齿轮宽度 （3.19）从式子（3.19）算出：=25mm；=30mm3.3.2 低速级齿轮设计与计算（1） 选择齿轮种类，精度级别，还有材质以及齿轮的齿数（a） 根据前面所提到的，选择通过直齿圆柱齿轮来传动。 （b）从表格找出10-1小齿轮材质是40Cr，调质处理，硬度是280HBS，大齿轮材质是45钢，调质处理，硬度是240HBS。（c）选精度七级，（2）基于齿面接触的疲劳强度算出：预设载荷系数值是：=1.3小齿轮传递的扭矩式子：=17.7Nm找到表格10-7，设出齿宽系数=1找到表格10-6，设出弹性影响系数=189.8；从图找出10-21d，设出小齿轮接触疲劳强度极限是MPa；大齿轮的是MPa。算出应力循环系数=5.5108次=1.84107次 从图找出10-19，设出接触疲劳寿命系数1.26，1.31；算出接触疲劳许用应力：设出安全系数1，那么：=756MPa， =720.5MPa代到式子里：代入中较小值，算出：29.85mm算出小齿轮分度圆圆周速度0.072m/s计算齿宽b=29.85mm算出齿宽与齿高之比b/h模数1.24mm齿高=2.8mm =10.67算出载荷系数从图找出10-8，因v=0.07m/s，7级精度，算出：=1.0找到表格10-4，算出：1.2找到表格10-2，算出：=1.25找到表格10-3，算出：=1.30从图找出10-13，算出：=1.28所以载荷系数1.95按实际载荷系数修正34.17mm计算模数m1.42mm按弯曲强度设计从式子（10-5）算出：从图10-20c，找到小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的是=380MPa；从图10-18设出弯曲疲劳寿命系数=0.93，=0.97算出弯曲疲劳需用应力设出弯曲疲劳安全系数1.4，算出：=332.1MPa=263.3MPa算出载荷系数=1.92设出齿形系数。从表格找出10-5算出：=2.65；=2.226设出应力校正系数从表格找出10-5查算出：=1.58；=1.764=0.013=0.015大齿轮对应数值大将以上数值代入算出：0.86比较结果中，由于齿轮模数m的大小主要取决于决定的弯曲强度的能力，并且齿面接触疲劳和承载能力仅为约齿轮的直径，所以采取弯曲疲劳的计算值m=1.21，取四舍五入至m的= 1.5，以前计算出的D1 =29.85毫米默认值，如下用作小齿轮的齿数:24.6725=75几何尺寸计算分度圆直径37.5mm；112.5mm中心距=75mm齿轮宽度=37.5mm；=42.5mm3.4 轴的设计与计算3.4.1 输入轴的设计与计算（1） 算出输入轴上的功率、转速、扭矩0.456kW137.7r/min6.27Nm（2） 预设轴的大小 （3.20）决定45钢为轴的材质，调质处理，找到表格11-3，设出，并将数据代进去式子里（3.20）算出： =17mm （3） 轴的结构设计输入轴的最小直径与先前计算齿轮直径相差很少，所以做成齿轮轴。轴的结构尺寸如图3.5。图3.5 输入轴结构尺寸简图（4） 算出轴上支反力与弯矩水平方向： ； （3.21）垂直方向： ； （3.22） 对锥齿轮： , （3.23） 对直齿轮： ， （3.24） 将输入轴参数代进去式子里（3.24）算出：538.2N,138.5N501.6N,182.6N代入算出：408.6N,867.2N 514.8N ,558.9N作出输入轴水平方向及垂直方向的弯矩图3.6： 图3.6 输入轴的受力分析图 从输入轴的结构图和受力情况分析得到截面II是输入轴的危险截面，计算结果如表3.4。表3.4 截面处的弯矩载荷水平面H垂直面V支反力408.6N867.2N514.8N558.9N弯矩44.8Nm 0.7Nm 总弯矩44.8Nm 扭矩6.27Nm（5） 按弯扭合成应力校核轴的强度 （3.25）式子里：轴的计算应力 轴受得弯矩 轴所受的扭矩 轴的抗弯截面系数 （3.26）验证轴所受的最大弯矩截面第二处中的强度，a设1，将各数值代进去式子里（3.25）、（3.26）算出：7.66MPa因轴是45材质，找到表格11-1，。因此，验证安全。3.4.2 中间轴的设计与计算（1） 算出输入轴上的功率、转速、扭矩0.429kW45.9r/min17.7Nm（2） 预设轴直径决定45钢为轴的材质，调质处理，找到表格11-3，取，算出：25mm（3） 轴的结构设计中间轴的大小和小齿轮分度圆大小因差不多值，因此决定用锥齿轮轴。轴的结构尺寸如图3.7。图3.7 中间轴结构尺寸简图（4） 算出轴上支反力与弯矩水平方向： ； （3.27）垂直方向： ； （3.28） 对直齿轮：，将输入轴参数代入算出：472N,171.8N944N,343.6N代入算出：35.8N,436.2N13N,158.7N作出中间轴水平方向及垂直方向的弯矩图： 图3.8 中间轴的受力分析图 从以上图来得出截面II是轴的危险截面，计算结果如表3.5。表3.5 截面处的弯矩载荷水平面H垂直面V支反力35.8N436.2N13N158.7N弯矩31.7Nm11.51Nm总弯矩33.7Nm扭矩17.7Nm（5） 按弯扭合成应力校核轴的强度验证轴所受的最大弯矩截面第二处中的强度2.01MPa因轴是45材质，找到表格11-1，60MPa。因此，验证安全。3.4.3 输出轴的设计与计算 （1） 算出输出轴上的功率、转速、扭矩0.404kW15.3r/min49.85Nm（2） 预设轴的大小决定45钢为轴的材质，调质处理，找到表格11-3，取，算出：33mm（3） 轴的结构设计轴的结构尺寸如图3.9，输出轴的大小和齿轮大小因差不多值，因此决定用锥齿轮轴。图3.9 输出轴结构尺寸简图（4） 算出轴上支反力与弯矩水平方向： ； （3.29）垂直方向： ； （3.30） 对直齿轮：，将输入轴参数代入算出：886.2N,322.6N代入算出：1364.4N,478.1N 496.6N,174N作出输出轴水平方向及垂直方向的弯矩图3.10：图3.10 输出轴的受力分析图 从轴的结构图和受力情况分析得到轴的危险截面，计算结果如表3.7。表3.7 截面处的弯矩载荷水平面H垂直面V支反力1364.4N478.1N496.68N174N弯矩33.5Nm12.2Nm总弯矩35.7Nm扭矩49.85Nm（5） 按弯扭合成应力校核轴的强度验证轴所受的最大弯矩截面第二处中的强度35MPa因轴是45材质，找到表格11-1，60MPa。因此，验证安全。3.5 轴承的校核3.5.1 输入轴上轴承寿命计算找出相关引用书目表格13-3，设出轴承的预期寿命是从图3.5分析，轴上安装轴承处直径为17mm，考虑其承受齿轮轴和联轴器的重量，最终决定选圆锥滚子轴承30203，e=0.35，=1.7， 1， Cr=20.8kN、Cor=21.8kN。算出各力即可算出强度。轴上所受的支反力： 657.2N 1031.5N （3.31） 193.3N， 303.2N （3.32）式子里：径向支反力轴向支反力193.3N，303.2N193.3N，303.2N ，找到表格13-5算出：0.4， ，找到表格13-5算出：1，0找到表格13-6载荷系数=1.2，将以上代进去式子里（3.33）、（3.34），轴承当量动载荷为 750.5N （3.33） 1237.8N （3.34）从式子（13-15） （3.35）式子里：轴承所在轴的转速温度系数额定动载荷轴承所在轴的传动功率计算轴承寿命。 137.7r/min=25000N10/3找到表格13-7，温度系数=1代进去式子里（3.35）算出：h，满足使用要求。3.5.2 中间轴上轴承寿命计算（1） 从图3.7了解到轴上安装轴承处直径为25mm，考虑其承受到来自各轴的重量，最终决定选圆锥滚子轴承3007105，e=0.37，=1.6， 0.9， Cr=32kN，Cor=37kN。算出各力即可算出强度。轴上所受的支反力：38.1N，463.1N11.9N，145.1N， 设，50 N；61.9N，145.1N；61.9N，=145.1N ，找到表格13-5设出0.4，1.6 ，找到表格13-5设出1，0找到表格13-6，设出载荷系数=1.2，轴承当量动载荷设出： 137.1N557N计算轴承寿命。 45.9r/min C=28000N 10/3 找到表格13-7，温度系数=1代入得h，满足使用要求。3.5.3 输出轴上轴承寿命计算见插图3.11展现，轴安装出直径为35mm，轴向承受的是大小臂的重力，最终决定选圆锥滚子轴承2007907E，Cr=53.1kN，Cor=63.5kN，e=0.37，1.6，0.9，求出各力大小，即可算出强度。 图3.11 轴轴承受力结构简图以上图里R有两部分组成，第一部分为轴上所受的支反力：1452N， 508.8N第二部分为大臂和小臂工作时产生的偏心力，见图3.12。图3.12 工作质量产生偏心力简图 重力分别为：300N,200N经计算算出：2400N3852N，2908.8N1203.8N，909N，1753.9N，909N1753.9N，=909N ，找到表格13-5，设出0.4，1.6 ，找到表格13-5，设出1，0找到表格13-6，设出载荷系数=1.2，轴承当量动载荷为5108.2N2949.6N从式子13-10a，因为，所以带入进行校核计算轴承寿命。 15.3r/min =73200N10/3找到表格13-7，温度系数=1代入得h，满足使用要求。3.6 键的选择和校核3.5.1 键的选择根据齿轮和轴的参数，找到相关引用书目并设计键。电机输出轴键：；中间轴的键：；输出轴的键：。3.6.2 键的校核键材质仍是45同轴，从表格6-2能找到许用挤压应力MPa 根据公式 （3.25）得到：键：工作长度mm，接触高度3.3mm，17.7Nm25.5MPa，安全。键：工作长度mm，接触高度3.8mm，49.85Nm23.9MPa，安全。3.7 机架的设计3.7.1对机架结构的基本要求机架整机底部支承件，一般用于关键零部件。为了满足对具有高速机床，高精度，高生产率，高可靠性和高度自动化的要求，在与普通机床相比，机床具有高的静态和动态刚度，抗振动更好的阻力。首先，在机器的主框架提出在以下三个方面更高的要求：1.高精密度和准确度性能在机架有侧轨和运动部件加工的工厂，这表面的相互位置精度和精度要求都非常高，但也能保持很长一段时间许多地方的表面。另外，如果在切割机，所有的静态和动态载荷，通常传递到最后一帧，齿条操作非常复杂。为此，为了，之间的相对位置或相对移动的精确度，以保证各组分中，除了几何形状，位置精度要求，而且还需要的技术要求和抗振动的静态和动态刚度，满足热稳定性，和其他方面流程。2.这是足够的静态和动态刚度静态刚度包括：一框架，以利用其自己的结构刚性，硬度和局部接触刚度适当的措施，并最终有一个较高的刚度 - 质量比。动态刚度直接在机器的动力性能，以确保机器承受变形更高的容量和强迫振动性和能力来自振荡可以通过在阻尼适当增加与其他措施来获得该根据不同的负载更好地防止共振和振动和噪音，由于薄壁固有频率。3.良好的热稳定性机床，热稳定性，一个重要的课题，它必须以达到机器的热变形，或对已成为精度的影响小的热变形来设计。热变形直接原始帧，这是精度的损失，如垂直矩形桌面影响粉碎机，柱温比后臂更高，前臂，柱向后，结果削尖和安装工作表面后的精度不平行于基平面，齿条轨，由于引导表面和在垂直导向平面的凸形或凹形的热变形率的底面温度差。因此，框架结构将被设计成使得热变形尽可能小。其次，机箱机架设计总体要求：1）强度和刚度的前提下满足，齿条的重量轻应当要求，成本低;2）耐振动。在允许范围内受迫振动振幅极限;3）躁声小;4）温度分布是只对精度有轻微，热变形小的效果;5）结构设计，技术好，易于铸造，焊接和加工的;6）结构的目的是为便于安装和调整，便于维修和更换部件的;机架7）具有导向面需要受力合理，良好的耐磨性;8）良好的状态。使经济既，有乐趣。3.7.2 机架的结构1.框架结构根据各种机床，具有帧结构的形式不同的形状。例如，在车床框架结构形式有四种类型平板机柜，机架上匝道，平机架导轨和倾斜的直立支架等等。此外，帧结构可被设计所附倾斜部，从而大大提高了框架的刚性。立式钻床精密万能磨床，加工中心，这种类型的机器框架结构和其他车床。与固定和移动列列2种机架加工中心。前者被广泛用于小型和中型立式和卧式加工中心，其又划分在一般T形架和前后机架分开组装T形架。所谓T形的底盘与横向前框架的助剂和垂直后机架。片架，刚性和精度保持比较好的，但给了铸造和极大的不便加工，特别是大中型机床整体机架，需要主要设备制造商。单个T形架，铸造和机加工工艺大大提高。眉刮前和后的载体，所述定位销与它的特殊定位键，然后沿着与大螺栓紧固的圆形横截面。在机架这样的链接，然后在刚度方面达到并保持的基本要求的精确度。这种分离T形中等架大型卧式加工中心。由于相对窄的跨度机架导轨，使得在横滑动板的位移表，翘曲达到线容易发生的端部，这种影响加工精度，为了防止翘曲表，一些额外的立式加工中心，附加轨。部2齿条的形式机架通常是实现的情况下的结构，合理设计机架的横截面形状和尺寸，使用肋的结构的合理安排可以适当在低质量高的静刚度和固有频率。通常，是根据机架机架肋结构和负载的分配，醒来旨在帮助加强满足导轨支撑部分的刚性到框架的刚性和耐振性，V形肋的要求;棱柱肋和斜肋结构显著改善框架的扭转刚度，并且便于封闭箱结构的模型。此外，纵向肋和横向肋，分别明显效果的弯曲刚度和扭转刚度，稻形肋和良好形肋在较高的米粒状肋抗弯刚度更高，尤其如此。3.机架设计帧结构设计应尽量避免薄壁结构和简化的表面形状。根据具体条件和要求的设计，齿条的结构提供了：4.机架设计步骤初始结构确定的形状和齿条的大小和机架根据零件，部件和机架上的情况的设计要求，从而使机架的正常运动以外的部分可组合焊接用于基于大量的规模和结构，材料的合理选择，非标设备机架和一些少量生产一种产品的初步测定方法和锻造尖叫架分析携带的情况下，按照合理的选择部分手提箱，找出关键设计参数绘制草图结构，必要的强度和刚度计算，大小修改主要设备机架，你也应该模拟的设计变更实验设计和仿真和实验结果。3.7.3 横梁设计 梁设计要求和轴向压缩类似钢梁设计应考虑的强度，刚度，总体稳定，局部稳定的各个方面，以满足要求。（1）梁强度计算包括弯曲，剪切应应力强度和转换就足够了。（2）刚度主要由偏转控制是根据强度和使用的具体要求大于最大允许值不大。（3）涉及的光束将发生在差侧弯和不稳定的扭转刚度的整体稳定性，特别是通过提供足够的侧向支撑或希望增加光束直径，以减小应力弯曲临界应力少的光束压缩凸缘上。（4）局部稳定性是指梁翼缘和腹板等不会通过限制光束压缩翼缘和腹板厚度比发生局部凸弯曲不稳定性，特别是不超过组合梁腹板的规定高经常被丢弃的肋骨以改善当地的稳定性。第波束选择首先选择钢梁节钢梁截面梁必须满足强度，刚度，稳定性以及整个四点要求风格的房子的局部稳定性，包括弯曲强度，剪切，局部应力应变转换。由于板材的厚度往往不够钢制法兰和Web部件等，一般不控制局部稳定，检查剪切应力时，没有较大的差距一般不会减弱。局部荷载应力计算和转换只在较大的负载点或支撑反作用力。设计往往是钢筋压力弯曲强度（当在保证或M最大的光束截面的总体稳定性具有削弱多个孔）或整体稳定性（以计算时的整体稳定性）选择光束截面，然后确定是否有其他的项目够了，进一步的调整是不够的。为了节省钢材，采用镶嵌面板或足够的侧向受压翼缘被正确连接到支持的需求，以实现无最大化计算需求总体稳定。压弯强度或整体稳定性（可以假定估计值B）以选择一个方向（强轴）的弯曲半径钢截面，截面抵抗矩式子是：2、腹板尺寸判定格子梁的高，高 - 高两个连接板REDT凸缘厚度的后确定考虑钢板尺寸时采取的光束以高的网络，从而使模量为50mm的主体的总高度。从经济的观点来看，部分钢材的多薄网省，但要考虑抗剪腹板的腹板厚度，以确定卷筒纸的局部稳定性和施工要求。3.7.4 机架的基本尺寸的确定机架是一个可移动的支撑机构和所有附件的自动变速器。以确保自动变速器拆卸方便，安全，重量轻，便于移动;木板有足够的空间来安装。和自动变速器考虑每个会议之间他们之间的协调。某些自动变速器考虑到的大小要这些数据的基础上确定的，这些因素决定了货架可能较大。这样的土壤决定了货架。自动变速器支承构件是一个支撑板，固定到所述支撑板的支撑轴安装在机架的支承轴。为了使其易于移动机架，因此衣架车轮必须每个连接两个轮子，以使车轮牢固地插入机架4和侧板通过螺栓连接。此转盘安装在靠近该锁的端部，从而使机架可以在一个固定的位置被停止。考虑到一些外部压力，这取决于600N的重量控制。 160支撑轴，看工程材料P105页表5-2也屈服强度b Q235钢= 375460MPa级，取B = 375 MP一溶液：建筑和灰分，如在图中展现的坐标系。关于x轴的垂直于该Y轴线的平面的轴，坐标系的终点为一个点的平面矩形的成立，如下面的图6.1。这是因为：FRD = 600N，在RDE移动从D到E后，图6.1展现的受力。图6.1得到一个F和一个力矩M=FabLbe=6000.300NM=180 Nm计算轴的集惯性矩Ip和抗弯截面系数Wz，因为材料和轴的是一样的，所以 b=375 MP a , Ip=y2dA =10.16cm4; W= Ip/y max=6773.688410-6m3 所以 max= M max / W=180/（6773.6910-6）P a=0.26MP a也设安全系数：K=5因此：K max=50.26MP a=1.5 MP a b=375 MP a因此：也可以做出结论转架在安全系数为5的情况下也是安全的。结 论本文在该国的农业智能移动平台的现状和发展方向相结合是特定于农业智能化设计和开发过程中的移动平台。主要结果如下：1，确定该程序的结构的移动平台的重型设备的智能设计。农业智能移动平台的特性设计为确定的智能手机平台部位农业基本设计的结构和确定尺寸。2，确定智能手机平台的设计的规格和用于农业的参数。农业智能化设计的移动平台进行了计算。3，刚性和寿命计算和检查的零件。每个设计部分的刚度和生活条件，以确保这些要求，所以移动平台建筑设备智能化足够的可靠性设计。通过本文，不仅理论知识，在大学毕业在设计良好的使用教训，同时也培养了他们的认真考虑，在处理问题的新的知识和方法的能力，并加强和同学讨论和解决问题的能力之间。专业知识和深入的接触，以及查阅相关资料的研究中，我清楚地知道，作为当前发展的行业在中国还比较落后，存在较大的差距，与发达国家相比。虽然我们继续努力工作，但要改变这种状况在很短的时间内是很难的，尤其是对我们作为一个国家的国情。因此，我们需要一种民族意识，不断追求创新。毕业设计我做的是整体设计的一部分，通过本文，而不仅仅是他们行使获取信息的能力，而且还能够熟练使用国标，机械手册和书籍，以及其他工具设计和计算分析。毕业也使我认识到讨论社区的力量，提高他们的团队合作和小组成员和分析，或请教老师，如果他们有问题，直到得到满意的结果。观点：我们希望，这个特殊的设计应用到实践练习来检查理论的正确性。通过理论知识与实践相结合，才能真正放在一起知识的应用。参考文献1 张建民.机电一体化系统设计M.高等教育出版社，2001（2）：4549.2 冯开平，左宗义.画法几何与机械制图M.华南理工大学出版社，2005（3）：5160.3 顾崇衔.机械制造工艺学M.陕西科学技术出版社，1999（6）：11.4 哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学M.高等教育出版社，2002（4）：7983.5 张立勋.机电一体化系统设计M.高等教育出版社，2007：40-51.6 濮良贵.机械设计（第七版）M.北京：高等教育出版社，2004：34-46.7 徐灏主.新编机械设计师手册M.北京：机械工业出版社，1995：99-140.8 张立勋，董玉红.机电系统仿真与设计M.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，2006：53-78.9 吴宗泽.机
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