麦田喷土灭火车设计 自动化专业毕业设计 毕业论文.docx

第一章 概述本设计提出了一种全新麦田灭火的方法，从工作原理一直到结构设计均是由我们三人设计完成，独具创新性。相对于本次课程设计的任务量，我们的设计结构复杂，零件多，从设计校核到三维图和二维图的绘制，任务量相当大。本作品的设计背景是：每年春夏之交，天气干燥，麦田极易发生火灾。据我们所查到的资料，这种火灾每年给农民们造成极大损失，如果火灾得不到控制，还会威胁到农房、人畜的安全。并且大型消防车因为需要人驾驶，故难以接近火场，更何况水源不能得到及时补充。另外，人力灭火危险低效，更不可取。针对以上问题，我们经过多次讨论确定了自己的方案。决定设计一辆小型无人驾驶遥控灭火车，直接从田地挖土，经由传送带传输到车顶，再通过离心式喷射将火扑灭。采取就地取土灭火这种方式就解决了消防车水源得不到补充的问题。考虑到田地土壤疏松，我们采取履带式车轮，并通过齿轮啮合差速转向，且行进速度可调。 具体方案设计：采用一个大功率直流电动机作为动力源，由36V直流电源供电，经减速箱减速后，通过链传动将扭矩分别传送到到刨土部分、传送带、刨土机构和行进部分。刨土部分通过两把耙完成刨土任务，前面一把耙耙齿呈针状，主要作用是松土，这样就可以大大减小刨土的扭矩；后面一把耙耙齿呈勺状，将土挖出并送到传输带。耙的切土深度是30mm，计划每分钟刨土0.010.02m3 。考虑到灭火车不工作时耙必须抬起以免挂擦地面，耙整体与车架采用销连接，不工作时将销安到耙的下销孔就能使耙抬起。销采用蝶形螺母固定，方便拆卸。传输带部分由一个主动旋转轴和从动轴支撑，主动轴表面类似砂纸，摩擦系数大，靠静摩擦力拉动传送带。传送带将土输送到离心盘，轴转动带动刨土扇叶将土抛向火源。最后，行进部分采用履带车轮，由于其不移转向，故我们经过查找资料决定选用差速转向，这种方式虽然结构复杂，但转向平稳，输出转向力矩大，更适合田地行进。 图1.1 底盘整体第二章 行进部分设计与校核2.1 概述： 图2.11 底盘整体采用履带驱动桥，它由中央传动、转向机构制动机构和最终传动是个部分组成。要求：1。保证履带作业机械得到各种转向半径相适应的折线轨迹，不发生转向急动现象；2。力求有较小的专项半径，这是机动性的保证；3。是电动机负荷最小，转向时平均速度不应该比直线行驶速度有显著下降；4。不转向时，要有良好的直线型；5。操作简单；6。力求较小的外部尺寸。图2.12设计简图图2.13效果图方案说明：1） 采用链轮来传递动力，适应了火场环境；2） 采用两级变速实现了快进与工进的两种行进速度；3） 采用履带地盘，适应田地里复杂地形；4） 采用双差速机构作为履带转向机构，当收紧一边制动器时，制动并不直接发生在驱动轴上，所以不会发生停转的现象，而是按一定的比例关系降速，一般情况下慢履带速度降低30%，快速履带增速30%。2.2总体设计1）功率选择： 按照初步设计，机构能实现2.6m/s的快速运动与1.25m/s的工作运动，由于差速部分在灭火车在直线行走的过程中处于相对静止的状态，所以予以忽略。分析可得灭火车工作在3m/s时，其功率取得最大值。考虑到行进阻力约合200n； 工作机工作过程中传递链经过了链轮、齿轮、离合器传递，所以：进一步考虑到履带的能耗高于轮式地盘，所以： 取由主减速器的末端可以得到转速为120r/min,功率为1.4kw的动力，可以满足设计要求2）当传动比为3时，转动装置的运动和动力参数计算I）各个轴的转速计算：II）合个轴输入功率计算：III）各个轴的输入转矩计算：将上述结果列于表中，轴号转速n/min功率P kw转矩T N.m传动比I1200.9978.83Ii400.96229 当传动比为0.7时，转动装置的运动和动力参数计算I）各个轴的转速计算：/minII）合个轴输入功率计算：III）各个轴的输入转矩计算：将上述结果列于表中，轴号转速n/min功率P kw转矩T N.m传动比I1200.9978.80.7Ii84.80.96108.12.3齿轮设计设计u=3的齿轮组1） 要求分析见上表2） 选择齿轮的材料、热处理方式及需用应力的是、计算（1） 选择软齿面齿轮小齿轮：45钢，调质处理；大齿轮：45钢，正火处理（2） 确定需用应力a. 确定极限应力、齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS。查表有、 、b. 计算应力循环次数N，确定寿命系数，设想，每天工作8个小时，寿命为10年=60ant=查表有 =1，=1c. 计算需用应力查表，取、3） 初步确定齿轮的基本参数与尺寸（1） 选择齿轮类型选用直齿圆柱齿轮（2） 选择齿轮精度等级选择8级精度（3） 初选尺寸，（4） 初步计算齿轮的主要尺寸选择主要参数：因为链轮传入动力，；齿轮传动速度不高， 因非对称布置，；。查表：选取，初步计算齿轮的分度圆直径、等主要参数和几何尺寸：代入数据有 取标准模数为，中心距 取整的到修正后有：，取38mm小齿轮（5） 验算齿轮弯曲强度条件。查表得到取计算弯曲应力：代入数据设计u=0.7的齿轮组由于u=1的齿轮组与u=3的齿轮组为两个固定轴上的不同的传动速度的齿轮，所以他们的中心局是相同的mm由于在u=1是齿轮的受力情况相对于u=3时好，为了简化设计，设定基本参数如下:由于其受力情况比u=3时更好所以在此只校核其弯曲强度条件：2.4轴的设计2.41轴I的设计1） 选择轴的材料选择45钢，调质处理，其参数如下：2） 初步选择轴径取为25mm3） 轴的机构设计 图2.41 轴结构图4） 按弯矩组合校核此处按u=3时5） 画受力简图 图2.42 轴受力简图6） 轴上的受力分析轴传递的转矩T=78800N.mm齿轮的圆周力齿轮的径向力链轮的直径同样取75mm链轮的周向力一、 Inventor计算：剪切应力图：弯矩图：弯曲应力：理想直径：图2.43 分析图轴的尺寸选择合理。二、手工计算 计算最大弯矩算当量最大弯矩，求危险截面，并进行强度校核：转矩按脉动循环变化计算，取有故安全2.42轴II的设计（注：由于II轴与底盘的连接部分没有更多的时间来做，再由于制动器性能参数我没能够了解，所以此处的II只进行简单的受力分析。进一步加工，需要进一步分析底盘的参数与制动器的参数）1） 选择轴的材料选择45钢，调质处理，其参数如下：2） 初步选择轴径取为30mm3） 轴的机构设计图2.44 轴结构图4） 按弯矩组合校核此处按u=3时5） 画受力简图图2.45 轴受力图6） 轴上的受力分析轴传递的转矩二、 Inventor计算：剪切应力图：弯矩图：弯曲应力：理想直径： 图2.46 分析图轴的尺寸选择合理。二、手工计算 由于此轴采取简化计算，只考虑转矩，算当量最大弯矩，求危险截面，并进行强度校核：转矩按脉动循环变化计算，取有故安全2.5轴承的选择Inventor设计摘要：根据工作情况初步选用7205AC ，设计为10000个小时，考虑到火场的复杂环境，所以需要附加系数2查机械设计手册得到： 轴承规格滚动轴承 GB/T 292-2007 70000C 型 (7205 C)轴承内径d25.000 mm轴承外径D52.000 mm轴承宽度B15.000 mm轴承的公称接触角15 deg额定基本动态载荷C16500 N额定基本静态载荷C010500 N（1） 查表7000C的派生轴向力为：（2） 初步选用校核的参数转速N=120 rpm动态径向载荷系数X=0.60 / 0.60 动态轴向载荷系数Y=0.50 / 0.50 静态径向载荷系数X0=0.60 静态轴向载荷系数Y0=0.50 轴承寿命计算计算方法ANSI/AFBMA 9-1990 (ISO 281-1990)要求的额定寿命10000 小时要求的可靠性Rreq90 特殊轴承特性的寿命调整系数a2=1.00 运行状况的寿命调整系数a3=1.00 工作温度T=100 c（3） 轴承的寿命计算静态等效载荷P0=2836 N动态等效载荷P=1702 N计算结果：结果基本额定寿命L10=126588 小时所选齿轮7205c符合要求手算-1） 计算派生轴向力S1，S2由于轴II的支撑众多已经形成超静定杆，所以假设此处的抽象压力Fr与齿轮周向力相等，来计算：2） 计算轴承所受轴向的载荷因为采用直齿圆柱齿轮，轴向载荷为0，所以俩轴承都处于放松状态：3） 计算当量动载荷轴承：查表 查表4） 轴承寿命计算所以轴承选择是合理的。2.6锥齿轮的设计在本履带变速机构中应用到八个锥齿轮，但由于他们是两个重合在一起的差速器，所以指校核其中嵌套在内层的锥齿轮，在履带地盘转向时，收紧一边制动器时，制动并不直接发生在驱动轴上，所以不会发生停转的现象，而是按一定的比例关系降速，一般情况下慢履带速度降低30%，快速履带增速30%。在前面功率分析中提到II轴的转矩约为 所以此时受力危险的齿轮组为加速方，其转矩为：材料为45钢，正火处理（1） 计算载荷所以：（2） 齿面接触疲劳强度条件取（3） 齿轮弯曲疲劳强度条件设计齿数为18 ，查表a. 计算应力循环次数N，确定寿命系数，设想，每天工作8个小时，寿命为10年=60ant=查表有 =1，=1b. 计算需用应力查表，取、由于局部几何空间的考虑，选择模数为2,齿数为27的锥齿轮，这是满足强度要求的。2.7箱体的设计由于处于行走机构中，存在颠簸与震动，采用润滑脂润滑。所以删减了油尺、油塞等结构。以下为箱体部分基本参数：箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12地脚螺钉直径20地脚螺钉数目4轴承旁连接螺栓直径16箱盖与箱座连接螺栓直径10轴承盖螺钉8定位销7第三章 刨土输送部分设计与校核3.1 概述 我们设计的小车要完成的任务就是麦田灭火，经过我们小组成员的几次讨论，最终确定用麦田里取之不尽用之不竭的土作为灭火的工具。如何将土取出并输送到执行机构就成为一个问题。经过超找资料，我们最终确定用类似农村“耙”的旋转机构将土从田地里取出，然后经由传输带输送到执行部位。耙主要有两部分组成，松土耙和刨土耙。松土耙的设计任务是将土壤拌松并取出一部分杂草和麦根，以最大限度减小刨土的扭矩；刨土耙热任务就是将土捧起，并随着轴的旋转将土送到传送带上。观察下图会发现，耙尾有三个螺栓孔，却只有两个螺栓。这是因为，耙工作时会切进地面，而当不工作时就应将耙抬起，只是只需旋开靠前的碟形螺母，然后将销插到下端即可。预设参数：1. 刨土功率小于1kw；2. 每分钟刨土大于0.01立方米；3. 刨土耙轴和松土耙轴的转速为120r/min； 图3.11 耙整体图3.2耙设计3.21松土耙轴的设计： 任务要求：耙长0.6米，其中有爪部分0.5米，爪每圈6个，交错排列26圈。爪长65mm（爪顶端到轴中心）。切土深度30mm，估算单爪切削力20N。预定轴转速120r/min。并且松土耙输出扭矩带动刨土耙。1. 考虑到载荷较大，故选择轴的材料为45号钢，经正火处理，查机械设计手册表5-1-1得，b =400Mpa，s=220Mpa，-1=165Mpa，-1=95Mpa，-1b=60Mpa。2. 初步计算轴径由T=k(载荷系数1.1)*26*20*0.065=37.2Nm；P1=T*N/9550=37.2*120/9950=0.47KW；选C=110，则dmin1=C 3=19.8mm在链传动段，总功率为P=P1+P2=0.47+0.39/0.95=0.88KW(P2为刨土耙功率，下个小节会介绍，0.95为链传动的效率)此时，dmin2=C 3=21.3mm考虑到轴端装联轴器需开键槽，将其轴径增加4%5%，故取轴的直径为23mm。3. 轴的结构设计按工作要求，轴上所支撑的零件主要有链轮及两个滚动轴承。故设计成中间为工作部分，两边安装轴承和链轮。4. 抗弯扭合成校核画受力简图（如图L-1），其中最右端两个力为主动链轮的水平分力和竖直分力；次右端的力为刨土耙轴链轮的牵引力。39.270 图3.21 手绘受力图 图3.22 软件计算图轴上受力分析 轴上传递的转矩： T1=55.77Nm 耙齿的圆周力为 Ft=26*30=780N（沿轴均匀分布） 耙齿的径向力为： Fr=26*30*tan28.5。=423.5N（由受力分析取中间值估算，沿轴均匀分布）减速箱与松土耙轴链条拉引力（与水平夹角25。）F1=9550Pn*r=2056N 水平分力：Fq1 = F1*cos25。=1863N 竖直分力：Fv1= F1*sin25。=869N松土耙轴与刨土耙轴链条拉引力（链条水平）F2=Tr=30.80.024=1283N计算作用于轴上的支反力 水平面内支反力RHA=327N (方向向后) RHB=-1136N(方向向后) 垂直面内支反力 RVA= Fr /2+869*40/580=89N（方向竖直向下） RVB=- Fr /2+869*620/580=1100N（方向竖直向下）转矩分析：牵引链转矩T1=9550Pn*=70Nm 拉引刨土轴转矩T2=30.8Nm考虑到弯矩复杂，不进行转矩弯矩图的合成而是进行关键截面的计算与校核，计算轴的弯矩，并画弯、转矩图，如上图示，最大弯矩发生在右端轴承处 Mmax=Mh2+Mv2=60000Nmm 计算并画当量弯矩图 转矩按脉动循环变化计算在最大弯矩处，取a=0.6，则 aT=0.6*39200Nmm=23520Nmm M=M2+（aT）2计算，最大为64445Nmm。下面进行强度校核：考虑键槽的影响，查表计算可得，Wa=d332=*20332=1609mm3所以ca=McaWa=64445160910-6=40MPa-1=60MPa考虑到轴端较细，下面对轴端截面进行校核M= aT=0.6*11000Nmm=6600Nmm考虑键槽的影响，查表计算可得，Wa=d332-bt（d-t）22d=*14332-5*3（14-3）22*20=139mm3所以ca=McaWa=660013910-6=47.5MPaS=1.5综上分析，松土耙轴的设计理论上符合要求。3.22刨土耙轴的设计： 任务要求：耙长0.6米，其中有爪部分0.53米，爪每圈4个，排列11圈。爪长85mm（爪顶端到轴中心）。刨土深度30mm，估算单爪切削力30N。预定轴转速120r/min。1. 考虑到载荷较大，故选择轴的材料为45号钢，经正火处理，查机械设计手册表5-1-1得，b =400Mpa，s=220Mpa，-1=165Mpa，-1=95Mpa，-1b=60Mpa。2. 初步计算轴径由T=k(载荷系数1.1)*11*30*0.085=30.8Nm；P2=T*N/9550=41*120/9950=0.39KW；选C=110，则dmin=C 3=16.3mm考虑到轴端装联轴器需开键槽，将其轴径增加4%5%，故取轴的直径为18mm（最细处）。刨土耙轴与松土耙轴的受力情况类似且小于松土耙轴，由于时间关系此处不再对刨土耙轴进行校核。3.3螺栓的设计与校核：本次设计用到很多螺栓连接，除了减速箱处螺栓是由计算得到，其余螺栓直径型号的选取均是根据经验设计，设计中尽量使直径稍大，以免强度不够。螺栓连接拆卸方便且预紧力大。其中刨土部分与机架连接处的螺栓受力较大，现选取此处螺栓进行校核，其余略。螺栓直径（支撑处）20mm，选用蝶形螺母拆卸方便，易于换位。 四个螺栓受刨土耙和松土耙爪的后拽力，其合力大小为F=780+330=1110N 为剪切力考虑到冲击力比较大，乘以2的载荷系数一共有四个螺栓，每个螺栓的剪切力Fs=2*F/4=2*1110=555N按剪切强度条件计算 =4*Fsd2m=4*555*20*20=1.76Mpa0.6m/s，且由于转速小，链速较小，可适当降低齿数，减小体积。大小链轮的转速均为120r/min，故传动比为1，初选两链轮齿数均为27。（2） 确定计算功率选择型号，确定链节距和排数，电动机拖动，稍有冲击取Ka =1.3有Pc=Ka*P=1.4KW*1.3=1.82KW（3）初定中心距a，取定链节数Lp根据P0和n=120r/min，查机械设计手册功率转速曲线,选择滚子链型号为10A链轮半径=z*p/2=27*15.875/2*=68mm初定中心距a0=3050p，取a0=30p。Lp=2a0p+z1+z22+z2-z122pa0=87取Lp=88节（偶数）。（4）确定链节距p单排Kp=1，取推荐润滑方式，Kz=1.46，链板疲劳差链长系数Kl=1.06，故可得：P0Pc/Kp KzKl =1.82/1*1.46*1.06=1.18KW由滚子链额定功率曲线选择滚子链型号为10A，链节距p=15.875mm。图5.31 选择符合GB/T1243A系列滚子链的典型承载能力图表（5）确定链长和中心距链长L=Lpp1000=8815.8751000=1.397m中心距a=p4Lp-z1+z22+Lp-z1+z222-8z2-z122=15.875488-27+272+88-27+2722=484.1875mm本设计对中心距要求是小于1米大于0.2米，并应适当偏小，所以如上设计的中心距符合要求。中心距的调整量一般应大于2p。a2p=215.875=31.75mm实际安装中心距a=a-a=484.19-31.75=452.4mm(6)求作用在轴上的压力链速v=n1z1p60000=1202715.87560000=0.857ms工作拉力F=1000pv=10001.180.857=1377N工作有轻微冲击，取压轴力系数KQ=1.2轴上的压力FQ=KQF=1.21377=1652.4N此种方法与功率转速和半径计算的拉引力相差不大，可见两种方法均可以。(7)选择润滑方式 图5.32 润滑范围选择图根据链速v=0.857ms，链节距p=15.875mm,按图选择滴油润滑。估算大小链轮节圆半径r=zp2=68mm设计结果：滚子链型号10A -1136 GB1243.1-83,链轮齿数z1=27, z2=27,中心距a=452.4mm，压力FQ=1402.7N。本次设计一共有五对链轮连接，考虑到时间问题不一一详细设计而直接算出型号，由INVENTOR自动根据中心距确定并调整，最终确定两轮真正中心距，一下仅给出链轮型号的确定。2. 减速箱与松土耙轴链传动设计：传动比为1，考虑到松土耙轴中心距地面较近，去链轮齿数为12个 Pc= Ka*P=1.3*0.93=1.2KW P0Pc/Kp KzKl=1.2/1*0.609*1.06=1.9KW 型号：12A链轮半径=z*p/2=12*19.05/2*=36mm3. 减速箱与传送带主动轴链传动设计传动比为1，取链轮齿数为27 Pc= Ka*P=1.3*（0.01/0.95+0.3/0.95*0.95）=0.45KW P0Pc/Kp KzKl=0.45/1*1.46*1.06=0.29KW型号：06B链轮半径=z*p/2=27*9.525/2*=41mm4. 松土耙轴与刨土耙轴链传动设计：传动比为1，同样考虑到松土耙轴和刨土耙轴中心距地面较近，取链轮齿数为12个 Pc= Ka*P=1.3*0.39/0.95=0.53KW P0Pc/Kp KzKl=0.45/1*0.609*1.06=0.7KW型号：08A链轮半径=z*p/2=12*12.7/2*=24mm5. 传送带主动轴与抛土旋转轴链传动设计：传动比为1，取链轮齿数为27 Pc= Ka*P=1.3*0.3/0.95=0.41KW P0Pc/Kp KzKl=0.41/1*1.46*1.06=0.26KW型号：06B链轮半径=z*p/2=27*9.525/2*=41mm5.4联轴器的选择电机与减速器输入轴之间采用联轴器连接。 输入转矩T=11Nm 输入转速n=2500/min考虑到机械设计手册上联轴器粗大笨重，机构复杂，故选用了一新款联轴器。决定选用MISUMI公司生产的高刚性十字形螺塞固定型联轴器，此种联轴器最适合于高扭矩、高转速使用。其中间采用铝青铜作调整环，容许扭矩大，结构紧凑。如下图： 图5.41联轴器二维图其型号如下表：根据扭矩，决定选用型号为：MCOGRK30-14-14型，由于其为标准件，可以在市场上直接购买，估在三维建模时对其做了一定简化，只画出了几个重要尺寸。联轴器是按标准载荷进行选取型号，并留有很大余量，故不需要进行校核。5.5减速器（铸铁）箱体的设计减速器二级减速，中心距a分别为 a1=m1*（z1+z2）=1.5*（24+125）=223.5mm a1=m2*（z1+z2）=2*（25+100）=250mm 图5.51 箱体参数图下面确定减速箱的一些重要尺寸由上表可知：箱座壁厚和箱盖壁厚应分别取=8mm，1=8mm； 箱座凸缘厚和箱盖凸缘厚分别取b=b1=1.5=12mm；箱底座凸缘厚b2=2.5=20mm；地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036*125+12=16mm地脚螺钉数目，由于a=250，故取n=4；轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=12mm盖与座连接螺栓直径取d2=0.5df=8mm连接螺的栓d2的间距取l=200mm轴承端盖螺栓直径d3=0.4df=6mm检查孔盖螺钉直径d4=0.3 df =6mm齿轮顶圆与内箱壁距离l11.2=9.6mm齿轮端面与内箱壁距离l2=8mm箱盖箱座肋厚m1=m2=0.85=7mm由M=16，故，C1=22，C2=20可得外箱壁至轴承座断面的距离为l1= C1 +C2+5=47mm连接螺栓直径取10mm，通孔直径取11mm，沉头座直径22mm定位销直径d=0.7df=11mm视孔盖螺钉直径d=0.3df=5mm考虑到INVENTOR的建模能力和减速箱的复杂性,在本次设计中对减速箱做了一定的简化处理。5.6 减速轴及轴承的设计与校核5.61减速轴一及轴承的设计与校核：1. 择轴的材料为45号钢，经正火处理，查机械设计手册表5-1-1得，b =400Mpa，s=220Mpa，-1=165Mpa，-1=95Mpa，-1b=60Mpa.初步计算轴径由P1=0.96/0.99*0.98=2.9kw，n1=nm=2500r/min；选C=110，则dmin1=C 3=11.5mm，取12mm2. 抗弯扭合成校核画受力简图 图5.61 受力分析图轴上受力分析 轴上传递的转矩： T=11Nm 则齿轮的圆周力： Ft=2T1/d1=2T1/z*mn=611N 齿轮的径向力： Fr=Ft*tan=222N 计算作用于轴上的支反力 水平面内支反力RHA=611*35/145=147N RHB=611*110/145=464N 垂直面内支反力 RVA=222*35/145=54N RVB=611*110/145=168N 计算轴的弯矩，并画弯、转矩图 Mmax=Mh2+Mv2=17292Nmm 计算并画当量弯矩图 转矩按脉动循环变化计算，取a=0.6，则 aT=0.6*11000Nmm=6600Nmm M=M2+（aT）2计算，最大为18509Nmm，并画出当量弯矩图。危险截面为齿轮所在圆截面，其最大弯矩如上式计算，下面进行强度校核。考虑键槽的影响，查表计算可得，Wa=d332-bt（d-t）22d=*20332-6*3.5（20-3.5）22*20=642mm3所以ca=McaWa=1850964210-6=28.8MPa-1=60MPa考虑到轴端较细，下面对轴端截面进行校核M= aT=0.6*11000Nmm=6600Nmm考虑键槽的影响，查表计算可得，Wa=d332-bt（d-t）2