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手推式 植树挖坑机 16张CAD图纸和毕业论文全套 直径0.6M的绿化植树挖掘机设计【手推式 植树挖坑机】【16张CAD图纸和毕业论文全套】 直径 0.6 绿化 植树 挖掘机 设计 手推式 挖坑 16

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宁波大红鹰学院毕业设计（论文）任务书所在学院机电学院专业机械设计制造及其自动化班级12机自3班（本）学生姓名陈剑峰学号1221080304指导教师敖荣庆题 目直径0.6M的绿化植树挖掘机设计一、毕业设计（论文）工作内容与基本要求：（目标、任务、途径、方法，应掌握的原始资料（数据）、参考资料（文献）以及设计技术要求、注意事项等）（一）、毕业设计的工作内容和目标：此次毕业设计的主要内容是收集整理“直径0.6M的绿化植树挖掘机设计”课题的毕业设计资料，完成“直径0.6M的绿化植树挖掘机”设计计算，并上交“直径0.6M的绿化植树挖掘机”的设计图纸和设计说明论文。其中有根据广泛收集整理的毕业设计资料篆写文献综述；拟写本毕业设计课题的开题报告；完成“直径0.6M的绿化植树挖掘机”总体结构设计和并绘制机械部分的设计装配图；完成“直径0.6M的绿化植树挖掘机”的控制系统设计，并绘制控制系统原理图；完成“直径0.6M的绿化植树挖掘机”的设计计算论文。通过本次毕业设计初步掌握机电一体化产品的开发和典型机电一体化产品设计的基本方法，工作程序和设计步骤，能综合运用所学专业知识解决工程实际问题，具备一定的新机电产品开发和机电产品设计的能力。（二）、原始数据及设计技术要求：设计的原始数据：“直径0.6M的绿化植树挖掘机”的驱动使用电动机驱动，其功率通过计算获得；“直径0.6M的绿化植树挖掘机”的打孔孔径为0.6米，孔深为0.7米。设计技术要求：“直径0.6M的绿化植树挖掘机”采用人工推行行走，打孔过程为机械自动，以实现打孔过程的自动化。本课题的设计包括植树挖掘机的机械结构设计与植树挖掘机的电气控制系统设计两大部分。（3） 、参考资料（文献）：1、 电气控制技术方面的书籍和文献。2、 掘进机械与机构方面的书籍和参考文献。3、机械结构设计方面书籍和文献。4、工程机械方面的书籍和文献。5、机械设计和机械原理方面的文献和资料。6、电气控制与自动化方面的书籍和文献。7、机械设计手册。8、机电一体化设计手册。2、 毕业论文进度计划：1、收集毕业设计资料，并篡写文献综述。2、英文资料翻译。3、拟写开题报告。4、确定“直径0.6M的绿化植树挖掘机”的设计方案，并进行设计方案论证。5、进行“直径0.6M的绿化植树挖掘机”总体机械结构设计，并绘制其总设计装配图。6、设计“直径0.6M的绿化植树挖掘机”的部分机械零件，并绘制对应的零件图。7、拟定“直径0.6M的绿化植树挖掘机”电气控制系统的设计方案，并绘制电气控制系统原理图。8、编写“直径0.6M的绿化植树挖掘机”的毕业设计论文。9、准备答辨，并制作答辩用PPT。毕业设计（论文）时间： 2015 年 9 月 10 日至 2016 年 4 月 20 日计 划 答 辩 时 间： 2016 年 4 月 25 日三、专业（教研室）审批意见：审批人（签字）：工作任务与工作量要求：原则上查阅文献资料不少于12篇，其中外文资料不少于2篇；文献综述不少于3000字；文献翻译不少于2000字；毕业论文1篇不少于8000字，理工科类论文或设计说明书不少于6000字（同时提交有关图纸和附件），外语类专业论文不少于相当6000汉字。 提交相关图纸、实验报告、调研报告、译文等其它形式的成果。毕业设计（论文）撰写规范及有关要求，请查阅宁波大红鹰学院毕业设计（论文）指导手册。备注：学生一人一题，指导教师对每一名学生下达一份毕业设计（论文）任务书。分 类 号 密 级 宁宁波大红鹰学院毕业设计(论文)直径0.6M的绿化植树挖掘机设计所在学院机械与电气工程学院专 业机械设计制造及其自动化班 级12机自x班姓 名学 号指导老师 2016 年 3 月 31 日诚 信 承 诺我谨在此承诺：本人所写的毕业设计（论文）直径0.6M的绿化植树挖掘机设计均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。 承诺人（签名）： 2016 年 3 月 31 日49摘要 本课题来源于生产实际,目前，我国正在大力加强植树造林建设，特别是江苏沿海地区，政府部门每年都规划植树造林，然而植树造林存在一个问题，需要大量的人力来投入，而现在，国家倡导绿色造林，为了更有效的植树造林,出现了机械造林。整机结构主要由电动机、机架、传动带、锥齿轮构成。由电动机产生动力通过带轮减速器将需要的动力传递到带轮上，带轮带动V带，从而带动整机装置运动.本论文研究内容摘要：(1)植树挖掘机总体结构设计。(2)植树挖掘机工作性能分析。(3)电动机的选择。(4)对植树挖掘机的传动系统、执行部件及机架设计。(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。(6)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。关键词：植树挖掘机，结构设计,电动机AbstractThis topic comes from the actual production, at present, China is making great efforts to strengthen the afforestation construction, especially in the coastal areas of Jiangsu Province, the government every year are planning afforestation, however afforestation existence a problem and need a lot of manpower investment, and now, a national advocacy green forestation, in order to more effective reforestation, planting machine.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 录摘要IAbstractII第1章 植树挖掘机的介绍11.1 选题背景及其意义11.2 挖掘机的种类和国内外研究现状1第2章 植树挖掘机总体参数的设计42.1 数据要求42.2 整体设计方案42.3 驱动方案和传动方式的选择与设计42.3.1 各类驱动方案分析52.3.2 本设计驱动方案的确定5第3章 植树挖掘机主要传动件计算123.1 带传动设计123.2选择带型123.3确定带轮的基准直径并验证带速133.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角143.5确定带的根数z153.6确定带轮的结构和尺寸153.7确定带的张紧装置15第4章 轴的设计224.1 求作用在带轮上的力224.2 初步确定轴的最小直径234.3 轴的结构设计234.4 求轴上的载荷244.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度254.6 精确校核轴的疲劳强度25第5章 键的选择与校核395.1 带轮1上键的选择与校核395.1.1键的选择395.1.2 键的校核395.2 带轮2上键的选择与校核405.2.1 键的选择405.2.2 键的校核415.3 带轮3上键的选择与校核415.3.1 键的选择415.3.2 键的校核425.4 带轮4上键的选择与校核425.4.1 键的选择425.4.2 键的校核43第6章 控制系统的设计396.1 控制系统总体方案396.2 鉴向396.3 计数的扩展406.4 中断的扩展416.5 数摸转换器的选择436.6 电机驱动芯片选择45结 论48参考文献49致 谢50第1章 植树挖掘机的介绍第1章 植树挖掘机的介绍1.1 选题背景及其意义 2 3在国家“十二五”规划中，提出了生态文化是中华传统文化、和谐文化的重要组成部分，是支撑生态文明的基础。国家林业局第七次全国森林资源清查结果显示，全国森林面积达到 1.95 亿 hm ，森林覆盖率达到 20.36%，森林蓄积量为 137.21 亿 m 。从以上统计数字可以看出，我国森林资源的平均水平依然很低，虽然我国的森林面积居世界第五位， 但森林覆盖率只相当于世界森林覆盖率（31.7%）的 64%；全国人均森林面积相当于世界人均水平的 25%。另外， 我国的森林质量不高， 单位面积森林蓄积量仅为世界平均水平的 84.8%。为了进一步提高我国的森林覆盖率及生态环境，发展生态文化，需要开展大规模的造林工程，大面积地进行植树造林活动。人工造林投入大、产出少、用工多，效率低、速度慢、劳动强度大，而使用机械造林则可以解决这些问题。造林机械化是造林工程的发展方向，而要进行机械化造林就必须有配套的造林机械。 植树挖掘机是一种造林机械设备，目前国内造林机械的发展水平还不高，多为人工控制，很少能实现自动化作业。如何将先进的自动化、智能化技术应用到机械造林中，提高造林机械的自动化、智能化水平是摆在林业机械科研工作者面前的一个技术问题。国 外挖掘机 的发展要先 进得多， 主要发展方 向是对于大 型的挖坑 机要集多种 功能于一身，增加辅助设备。小型的挖掘机则侧重于机构的优化设计。本课题主要设计一个大型挖掘机，适合于城市道路旁、公园内、绿地上栽植树的挖坑作业。 空心钻筒挖掘机是用中空筒式钻头作为工作部件的大型挖掘机。空心钻筒两端无盖也无底，下端镶有硬质合金切削齿，能在十分坚硬的地面条件下进行钻削挖坑作业，适用于在市政工程中道路改线、居民区和建筑群四周的建筑渣土中，以及条件恶劣的特殊土壤中钻挖大坑，用来移植园林绿化大径级树木。 1.2 挖掘机的种类和国内外研究现状 挖掘机的种类很多。如果按其与配套动力的连接方式进行分类，可分为悬挂式挖坑机、手提式挖掘机、牵引式挖掘机和自走式挖掘机。按挖掘机上配置的钻头数量有单钻头、双钻头和多钻头；钻头根据形状又分为螺旋式钻头、螺旋带式钻头、叶片型钻头和螺旋齿式钻头等。 图 1-1 悬挂式挖掘机 图 1-2 驾驶式挖掘机手提式挖掘机又分为单人手提式和双人手提式。手提式挖掘机一般功率较小，以单缸 风 冷 汽油 发 动 机为 动 力 ，通 过 离合 器 和 减速 箱 连 接钻 头 。 钻头 转 速 一般 为100-200r/min，由于速比较大，减速机构大多采用蜗轮蜗杆或摆线行星轮机构。挖掘机的钻头多 为单片螺旋片型， 这种钻头在挖坑过程中向 上排土的性能好。手提式挖掘机适用于拖拉机不能通过的地形复杂的山地、丘陵和沟壑地区，挖坑直径和深度都比较小，也可用于果树的追肥及埋设桩柱。如3WS-28型手提式挖掘机， 采用015A-1 型发动机， 最大功率2.8kW， 转速280-320r/min， 挖坑尺寸（坑径深度）320mm500mm，质量17.6kg。 拖拉机式挖掘机有多种形式。一种是挖坑设备通过三点悬挂与拖拉机相连，动力直接由拖拉机的发动机输出轴提供； 另一种是挖坑设备安放在拖拉机的后侧或一侧； 还有一种是 挖坑设备安放在单独的拖车上由拖拉机牵引， 动力 由液压泵提供。例如，东方红- IW60型挖掘机就是通过三点悬挂与拖拉机相连。该机可与多种型号的拖拉机配套使用，具有结构合理、易于操作、经济耐用、便于维修等优点，可用于大面积的植树造林挖坑作业， 挖坑直径500-650mm，深度400-700mm，每小时可以挖坑100个以上。 与国内相比，国外挖掘机的发展要先进得多。很多国外的专家在传动机构和挖头的设计上都取得了很大的突破。目前，国外的挖掘机主要研究方向是，对于大型的挖掘机械要集多种功能于一身，增加辅助设备；小型的挖掘机则侧重于机构的优化设计，并且非常注意人机工程学在设计中的应用。日本生产的自走式高性能挖坑整地机采用柴油机作动力，该机将行走脚与轮胎组合成行走装置，为全液压式，平时用轮胎行驶，坡地时则靠行走脚行走，适用于陡坡林地作业，实现了一机多用。英国生产的 05H8300 型悬挂式挖坑 机和美国生产的悬挂式三钻头挖掘机的钻头间距可调 （即行距可调），其适用于平原地区的大面积植树造林，工作效率很高。美国和加拿大生产的手提式挖掘机，发动机与钻头之间采用分离式，通过液压传动驱动钻头工作。此种挖掘机在工作时发动机与操作者距离较远，可大大减少噪声对操作者的影响，充分考虑了人机工程学原理。 在我国，植树造林具有季节性和区域性的特点，机具作业时间短，单一功能的机具年利用率较低。因此，在今后的设计中，要尽量考虑一机多用的问题。具体的实施措施有：一是更换不同的钻头，以适应于不同的土壤条件和工作环境；二是设计通用机架，在更换工作部件后即可完成其他项目的营林作业，以提高其利用率。挖掘机不仅要适用于平原、沙地和丘陵，还要能够用于山地和沟壑。过去的便携式挖掘机已经不能适应大规模生产 的要求， 开发研制适用于坡地造林的自行式机械是 大势所趋。坡地自行式造林机械应能自动调平驾驶员座椅，可以向行走脚自行的方向发展，以使其具有较强的越障能力。对于受到严重侵蚀的坡地应先在坡地上修造梯田，然后在梯田上造林。 第2章 植树挖掘机总体参数的设计第2章 植树挖掘机总体参数的设计2.1 数据要求设计的原始数据：“直径0.6M的绿化植树挖掘机”的驱动使用电动机驱动，其功率通过计算获得；“直径0.6M的绿化植树挖掘机”的打孔孔径为0.6米，孔深为0.7米。设计技术要求：“直径0.6M的绿化植树挖掘机”采用人工推行行走，打孔过程为机械自动，以实现打孔过程的自动化。本课题的设计包括植树挖掘机的机械结构设计与植树挖掘机的电气控制系统设计两大部分。2.2 整体设计方案图2-1 植树挖掘机方案图通过电动机带动带传动实现一级减速，然后通过锥齿轮换向，将带传动输出的锥齿轮与钻头的旋转结合起来。2.3 驱动方案和传动方式的选择与设计 在挖掘机的更新改造中，驱动方案和传动方式的选择与设计极为重要。不同的驱动和传动方式是和作业环境和作业需求分不开的。对于驱动方式，现有挖掘机有机械驱动、电力驱动、液压驱动和混合驱动等方式。可供选择的动力源有汽油发动机，柴油发动机，电动机。虽然电力驱动在特性匹配、传动效率、环保性等方面更具优势，但无法适应我国植树造林环境多样性和复杂性的要求，轻质小型汽油发动机的发展为挖掘机的更新改造提供了可靠的保障。 传动系统是挖掘机重要的组成部分，直接影响着挖掘机钻轴的性能和整体结构。合理选用传动系统，是保证钻头主轴满足挖坑要求，实现高效挖坑，取得良好效益的重要工作。 2.3.1 各类驱动方案分析 挖掘机的驱动方式可分为：汽油机通过离合器、减速箱、万向轴等不同组合的传动方式来驱动钻头主轴工作的机械驱动；以电动机为动力驱动钻头主轴的电驱动；以液压缸和液压马达为动力驱动钻头主轴的液压驱动；以机械驱动和电动机分别驱动行走和钻头的混合驱动。机械驱动就是齿轮皮带链条之类，效率高且结构简单，使用维修比较方便。另外，皮带可以防止过载，减低启动冲击。同时可以保证传输设备的安全，而且更换容易，成本低廉。机械传动的缺点是不灵活，难以实现远距离传动。电力驱动就是发电机通过电线驱动电动机来输出动力，远距离传动时效率最高而且不容易出故障，然而这种方式的单位功率比不高，占地方，同时费用也比较高。 液压驱动是用油泵驱动液压油通过管道流向油缸迫使活塞前进来输出动力。该方式比较灵活，过载能力强，调速范围较宽，传动平稳柔和，结构紧凑。但成本较高，维修工作量大，费用高，远距离传动时会在管道内产生过大的压力损失，使效率下降。 混合驱动的结构复杂，操作与维修都比单一形式的繁琐，在一般的小面积作业器械 中很少用到。现代发动机系统不断向小型化和轻量化发展，同时其系统精度和性能能够满足较高的要求，这为新型挖掘机的开发创造了良好的条件。 2.3.2 本设计驱动方案的确定 根据以上分析，结合新型自走式挖掘机的技术要求，选择机械驱动作为主要研究对象，在传动过程中以万向轴和软轴两种方式作为比较。具体方式如下： 图 2-2 驱动方案1.钻头的结构及运动参数的分析 挖掘机钻头的参数不仅影响到钻头本身的结构，同时也关系到挖掘机的整体结构、工作效率、劳动条件的改善，合理的参数是设计好挖掘机的前提。 挖掘机钻头的主要参数有：1）钻头直径 D；2）钻头高度 h；3）螺旋长度 H0；4）螺旋升角 a；5）钻头转速 n；6）刀片切土及安装角度。前三个参数是根据作业的要求给定，其它参数则需要设计者综合考虑来确定。图 2-3 钻头主要参数示意图1)钻头入土阻力的近似计算 钻头入土阻力的大小与钻头的参数及作业环境有很大的关系，它影响着钻头的功耗及作业的质量。由于挖坑过程太复杂, 有很多影响因素。在此采用近似的方法计算挖坑过程中钻头入土时受到的阻力。钻头入土时的阻力可由钻尖和刀片入土阻力在垂直轴上的投影之和得到。 钻尖入土阻力与进给量、钻尖直径密切相关。资料显示，经实验证明，分叉型钻尖入土阻力最小，锥形小螺旋型最大，三角型次之。但钻尖入土阻力相对总阻力的大小与钻尖直径与钻头总直径的比值有很大关系。比值越大相对阻力越大，比值越小相对阻力越小。为此，在满足定位要求的基础上应尽可能地减小钻尖的直径，来减小钻尖入土阻力。在近似计算中，可以统一用分叉型钻尖的入土阻力经验公式来表示钻尖的入土阻力大小即： 刀片上的入土阻力可近似等于土壤变形阻力与刀片切土阻力在垂直轴上投影之和，如图 2-4 所示。 图 2-4 刀片入土阻力分析土壤坚实度是影响阻力的最主要的土壤因子，它是一个综合性指标，与组成阻力矩的各个部分都有很大关系。粘土中土粒之间具有较大的凝集力，不易破碎，同时粘土与钻头螺旋面的摩擦阻方大于砂土的摩擦阻力。故挖掘机在粘土中的功率消耗和阻力矩最大。土壤含水率对阻力矩也有很大影响，当水分较低时，土块坚硬、阻力较大。随着含水量的增加，到达下塑限时，土壤较软，阻力很小，土壤处于最佳工作状态。随着水分的继续增多，到达粘着限时，出现粘着力，土壤便会粘附到钻头上，使阻力增大。2)钻头合理转速的确定 钻头的转速是挖掘机的主要参数之一，转速的高低，不仅关系到挖掘机本身的结构，而且影响到钻头翼片的输土效果。通常情况下，粘土作业选用的转速较砂土作业的低，作业于含水量大的土要比含水量小的转速低；作业坑径大的转速较坑径小的低。钻头的转速及进给量增加，工作效率会随之提高，但进给量增加会引起转矩和所需功率的增大。在功率一定时，可以采用小进给量高转速来综合提高钻机的效率。 在一定范围内，转速的增大则螺旋翼片的升土能力相应增强。但转速超过一定范围后，不仅切削能力下降，功率消耗增加，而且振动增大，给操作者带来了困难。转速的选择必须保证一定的生产率的情况下，既要具有较好的升土能力，又能使钻头具有较强的切土能力。 挖掘机螺旋钻头作业时，在刀片切削土壤的同时，土块在螺旋叶片的作用下向上移动。当转速较低时，刀片切下的土块只能被后面继续上来的土块推着向上运动，受叶片摩擦力和自身重量的作用下挤后面上来的土块，易造成阻塞和叶片变形，使钻头的阻力增大。当转速较高时，被切下的土块和钻头一起旋转，在离心力的作用下使土块压向坑壁，于是在接触面上坑壁对土块产生阻止其旋转的摩擦力。在翼片和坑壁的作用下，土块相对坑壁向上运动，直至升到地面后，脱离坑壁阻挡，被抛到坑的周围。土块质点在上升过程中的受力如图2-5 所示。 图 2-5 土块质点受力分析2.确定电机所需功率根据直径0.6M的绿化植树挖掘机的要求，可以初步选取7.5KW功率Y132M-4的电动机。查机械设计课程设计手册得：选择，其铭牌如下表2-1：表2-1 Y系列三相异步电动机 电机型号额定功率 KW满载转速 r/min堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量 Kg132M-4 7.5同步转速1500 r/min,4级 14402.22.281（a）（b） 图2-6 电动机的安装及外形尺寸示意图表2-2 电动机的安装技术参数中心高/mm 外型尺寸/mm L（AC/2+AD）HD 底脚安装 尺寸AB地脚螺栓 孔直径K 轴伸尺 寸DE 装键部位 尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 43第3章 植树挖掘机主要传动件计算第3章 植树挖掘机主要传动件计算3.1 带传动设计输出功率P=7.5kW,转速n1=1440r/min,n2=500r/min表3-1 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即3.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。图3-1 带型图根据算出的Pd8.25kW及小带轮转速n11440r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。3.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=90mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3-2 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=250mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8计算压轴力由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0133.46N，上面已得到=153.36o，z=4，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表3-5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 67.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图3-2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图3-2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图3-2c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图3-2d。（a） （b） （c） （d）图3-2 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择孔板带轮如图（c）3）设计锥齿轮传动根据工作要求，传动设计成标准直齿圆锥齿轮传动，考虑到可能圆锥小齿轮齿根圆到键槽底部的距离，所以将圆锥小齿轮与轴设计成一体，圆锥大齿轮单独设计，材料选用45钢。由于选用的是闭式硬齿面齿轮，齿轮齿面磨损和弯曲疲劳折断是主要的失效形式，因此设计这类齿轮传动时按弯曲疲劳强度进行设计计算，宜选取较小的齿数，可取172015。（a）估算齿轮主要参数及尺寸齿数,：齿数比，所以选择,则。齿宽系数：，取。齿宽系数不宜取过大，避免引起小端齿顶过薄，齿根圆角半径过小，应力集中过大。根据手册16，按齿面接触疲劳强度计算小齿轮大端分度圆直径和大端模数： （3.27） 式中： 齿轮传递的扭矩； 工况系数；动载系数； 齿宽系数； 试验齿轮的接触疲劳极限应力；查手册16得到，,MPa。由于 Nm，,。将数据代入得到小齿轮大端分度圆直径mm。大端模数，根据标准分度圆模数，取。圆锥齿轮主要尺寸计算16： （3.28） （3.29） （3.30） （3.31） （3.32） （3.33） （3.34） 式中：大端分度圆直径； 、节锥角； 锥距； 中点分度圆直径； 当量齿数； 平均模数。 齿宽，取mm。将数据代入计算得：mm mm mm mm mm 根据大、小臂两级链轮的减速，锥齿轮传动中主动轮转速r/min。中点分度圆上的圆周力N。（b）按齿面接触疲劳强度进行校核计算接触用单位齿宽上的载荷 MPa （3.35） 查16手册，齿向载荷分布系数，=1.2。计算接触疲劳应力 MPa （3.36） 计算齿轮的接触疲劳极限应力 （3.37）式中： 寿命系数；润滑剂系数；齿面光洁度系数；速度系数；工作硬化系数；尺寸系数。查手册16得到，。所以，MPa。计算接触安全系数，安全系数较高。所以，接触疲劳强度满足，参数合理。（c）按齿根弯曲疲劳强度的校核计算弯曲用单位齿宽上的载荷MPa变位系数取，则。应力集中校正系数由及可查表得，由及可查表得。齿形系数由，据及可查表得，由及可查表得，而，所以：，。弯曲计算应力根据公式： （3.38） （3.39） 将数据代入计算得：MPa MPa取安全系数查16手册，得弯曲疲劳寿命系数，。查16手册，得弯曲疲劳极限为MPa，MPa。许用应力： （3.40） （3.41）将数据代入计算得：MPa MPa因此、，弯曲疲劳强度满足，参数合理17。第4章 轴的设计第4章 轴的设计低速级轴的设计与校核 4.1 求作用在带轮上的力因已知低速级带轮的直径为250 而 F8926.93 N FF3356.64 N FFtan4348.162315.31 N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图5.1所示。图4-1 轴的载荷分布图4.2 初步确定轴的最小直径（1）先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得11260.364.3 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据80 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 2971994）30217型，其尺寸为dDT85 mm150 mm30.5 mm，故85 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则44.5 mm。 取安装带轮处的轴段90 mm；带轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知带轮的宽度为90 mm，为了使套筒端面可靠地压紧带轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取86 mm。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h7 mm，则104 mm。轴环宽度,取b12 mm。 轴承端盖的总宽度为37.5 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取67.5 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。 图4-2 低速轴的结构设计示意图表4-1 低速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm65 H7/k68085 m690 H7/n610485 m6长度/mm10567.546861244.5键bhL/mm20 12 90251470C或R/mm处245o处R2处R2.5处R2.5处R2.5处R2.5处2.545o（2） 轴上的零件的周向定位带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按90 mm由课本表6-1查得平键截面bh25 mm14 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70 mm，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为20 mm12 mm90 mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3） 确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为2，右端倒角为2.5。各轴肩处的圆角半径为:处为R2，其余为R2.5。4.4 求轴上的载荷 首先根据结构图(图7.2）作出轴的计算简图（图7.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30217型圆锥滚子轴承，由手册中查得a29.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下：57.1+71.6128.7 mm4 966.34 N3 960.59 N2 676.96 N3 356.64-2 676.96679.68 N4 966.3457.1283 578.014 2 676.9657.1152 854.416 679.6871.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表4-2 低速轴设计受力参数 载 荷水平面H垂直面V支反力4 966.34 N，3 960.59 N2 676.96 N，679.68 N弯矩M283 578.014 152 854.416 486 65.09 总弯矩322 150.53 ,287 723.45扭矩T1 410 990 4.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式(15-5)及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa12.4 MPa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60MP。因此 ，故此轴安全。4.6 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数 W0.10.161 412.5 抗扭截面系数 0.20.2122 825 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.48 MPa截面上的扭转切应力 11.49 MPa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因，经插值后查得1.9，1.29又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为，0.88故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为1.756由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S65.66S16.9216.38S1.5 故可知其安全。（3） 截面右侧抗弯截面系数 W0.10.172 900 抗扭截面系数 0.20.2145 800 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.25 MPa截面上的扭转切应力 9.68 MPa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.24 0.83.242.59轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为3.332.68又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S66.07S16.9211.73S1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。第5章 键的选择与校核第5章 键的选择与校核5.1 带轮1上键的选择与校核5.1.1键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，在带轮1上键的尺寸如下表所示：表5-1 带轮1上键的尺寸轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.405.1.2 键的校核1.键的剪切强度校核键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图所示：图5-1 键剪切受力图键的剪切受力图如图5-1所示，其中b=8 mm,L=25 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=55 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （5-1） =10 M30 （结构合理）2.键的挤压强度校核键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图所示：（初取键的许用挤压应力=100 ）图5-2 键挤压受力图由 （5-2） =2000 N又有 （5-3）8 结构合理5.2 带轮2上键的选择与校核5.2.1 键的选择同上所述，带轮2上所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，键的尺寸如下表所示：表5-2 带轮2上键的尺寸轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大35108100-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.405.2.2 键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=10 mm,L=50 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=110 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （5-4） =6.3 M30 （结构合理）同理校核键的挤压强度，其受力如图5-7，初取键的许用挤压应力=100 。由 （5-5） =3150 N又有 （5-6）6.3 结构合理5.3 带轮3上键的选择与校核5.3.1 键的选择同上所述，带轮3上所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，键的尺寸如下表所示：表5-3 带轮3上键的尺寸轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大501611160-0.0430.0256.0+0.204.3+0.200.250.405.3.2 键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=16 mm,L=50 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=110 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） =5.5 M30 （结构合理）同理校核键的挤压强度，其受力如图3-7，初取键的许用挤压应力=100 。由 =4400 N又有 5.5 结构合理5.4 带轮4上键的选择与校核5.4.1 键的选择同上所述，带轮4上所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，键的尺寸如下表所示：表5-4 带轮4上键的尺寸轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大601811180-0.0430.0257.0+0.204.4+0.200.250.405.4.2 键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=18 mm,L=70 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=264 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） =3.5 30 （结构合理）同理校核键的挤压强度，其受力如图5-7，初取键的许用挤压应力=100 。由 =4410 N又有 3.5 结构合理第6章 控制系统的设计第6章 控制系统的设计6.1 控制系统总体方案该系统采用AT89C51单片机为核心的控制操作部分。脉冲信号被连接到当电动机正在运行时，通过设计和产生脉冲鉴别器电路发出的马达数字编码器，就可以得到旋转方向;从鉴别器电路相反方向的脉冲信号为两个计数器8253计数，以获得旋转速度和马达的排量;通过对AT89C51各种控制程序运行后适当的操作，通过两个DAC1208转换成模拟输出的控制输出，以2 UC3637直流电动机的脉冲宽度调制器，由H桥的开关放大器，作为致动器的速度或给定的时刻，来控制电动机的操作，以使整个完成的控制任务的设计。整个控制系统的组成框图如图6-1所示：图6-1 控制系统的组成框图6.2 鉴向电机根据控制要求能够工作在四个不同的象限，作为系统的状态检测部分，必须能够检测电机的转速及分辨电机不同的旋转方向。安装在电机旋转轴上的数字编码器在电机运转时能够产生相位相差90度的两路脉冲信号，电机的旋转方向可以由鉴向电路对此两路脉冲进行鉴向后获得，其原理如图6-2所示。图6-2 鉴向原理电机反转时，A相脉冲超前于B相脉冲90度，在cp十端输出反向计数脉冲，当正转时，B相脉冲超前于A相脉冲90度，在cp一端输出正向计数脉冲，见图6-3中的(b)和(c所示，分辨出的脉冲进入脉冲计数电路进行计数，再由计算机读入进行处理。其电路图见图6-3中的(a)所示。图6-3 电机转向分辨电路本次设计使用的数字编码器为500P/ R ,即电机每旋转一周输出500个脉冲,电机到车轮的减速齿轮的减速比为62 : 1 ,因此车轮每前进或者后退一周产生50062 即31000个脉冲,可见分辩率非常高。编码器的脉冲输出为差动形式,鉴向电路接收差动形式的脉冲信号,鉴向后输入到8253计数器。6.3 计数的扩展为了得到驱动轮运转的速度、位移等,而数字编码器的输出经过鉴向电路提供的是电机的正转和反转脉冲,必须对这些脉冲分别进行计数、运算才能得到所要的速度、位移等状态量。本系统中使用了两块8253计数器,每块芯片具有三个16 位计数器。四个独立的计数器即1# 、2 # 、3 # 和4 # 分别用于两台电机的正/ 反转脉冲的计数。8253可编程定时器计数器可由软件设定定时与计数功能，设定后与CPU并行工作，不占用CPU时间，功能强，使用灵活。它具有3个独立的16位计数器通道，每个计数器都可以按照二进制或二十进制计数，每个计数器都有6种工作方式，计数频率可高达2MHz，芯片所有的输入输出都与TTL兼容。8253的内部结构框图如图6-4所示；引脚如图6-5所示。图6-4 8253内部结构框图 图6-5 8253引脚图U6地址为：8000H计数器0 8001H计数器1 8002H计数器2 8003H控制字U7地址为：6000H计数器0 6001H计数器1 6002H计数器2 6003H控制字U6读/写控制逻辑接线：，；U7读/写控制逻辑接线：，。U6芯片中计数器0和计数器1用于左轮电机正反转计数，并处于工作方式3。U7芯片中计数器0和计数器1用于右轮电机正反转计数，并处于工作方式3。在中断服务程序中，这四个计数器分别对两台电机的正/ 反脉冲进行计数，所得到的计数值减掉上一次的计数值，就可以得到在这一时间周期内的各路脉冲数。右轮反转、正转和左论反转、正转的结果分别存于临时变量temp 1、temp 2、temp 3 和temp 4 中，在主程序中通过对它们进行运算就可以得到移动机器人的状态量了。6.4 中断的扩展AT89C51单片机是使用两个级联的8259A 中断控制器来控制中断的。主8259A 芯片上的IRQ2 扩展成从片上的IRQ8IRQ15 使用。8259A作为一种可编程中断控制器，是一种集成芯片。它用来管理输入到CPU的各种中断申请，主要外围设备，能提供中断向量、屏蔽各种中断输入等功能。每一个8259A芯片都能直接管理8级中断，最多可用于9片8259A芯片级连，由其构成级连机构可以管理64级中断。 图6-6 8259A引脚图8259A的外部引脚：数据线，CPU通过数据线向8259A发送各种控制命令和读取各种状态信息。INT：中断请求，和CPU的INTR引脚相连，用来向CPU提出中断请求。：中断响应，接收CPU的中断响应信号。：读信号，低电平有效，通知8259A将某个寄存器的内容送到数据总线上。：写信号，低电平有效，通知8259A从数据线上接受数据（即命令字）。：片选信号，低电平有效。：端口选择，指出当前哪个端口被访问。：接收设备的中断请求。：级联端，指出具体的从片。在采用主从式级联的多片8259A的系统中，主从片的对应连接在一起。：主从片/缓冲器允许，双功能引脚，双向。它有两个用处：当作为输入时，用来决定本片8259A是主片还是从片。作为输出时，当从8259A往CPU传送数据时，由引出的信号作为总线启动信号，以控制总线缓冲器的接收和发送。本次设计采用两片8259A进行级联：主片的引脚连接从片的中断请求INT，如果某一个引脚下面没有连接从片，则可以直接连接外部中断请求；而主片、从片的中断响应信号和数据信号互相连在一起。主片CAS和从片CAS互相连在一起，当从片数量较多时，可以在主片CAS和从片CAS之间增加驱动器。主片的接高电平。从片的接低电平。在8259A的主从式级联方式中，中断的优先级设置类似于单片机的情况。级联如图6-7所示。 图6-7 8259A的级联6.5 数摸转换器的选择 将数字量转换为模拟量的器件称为数/模转换器(digital-analog converter),简称为DAC。数/模转换器的主要技术指标有分辨率、转换精度、线性误差和建立时间。分辨率 指最小输出电压与最大输出电压之比。本次设计采用DAC1208芯片，故其分辨率为。转换精度 以最大的静态转换误差的形式给出。DAC1208芯片为12位数/模转换器其最大误差为:,精度为。线性度 指DAC的实际转换特性曲线和理想直线之间的最大偏移差。 建立时间 在数字输入端发生满量程码的变化以后，数/模转换器的模拟输出稳定到最终值1/2LSB时所需要的时间，当输出的模拟量为电流时，这个时间很短。DAC1208的内部结构及引脚如图3.8和图3.9所示。 图3-8 DAC 图6-8 DAC1208的内部结构图 图6-9 DAC1208的引脚图DAC1208内部对输入数据具有两级缓存：8位输入寄存器、4位输入寄存器和12位DAC寄存器，这三个寄存器可以分别选通。DAC1208有三种工作方式：单缓冲方式、双缓冲方式、直通方式。所谓的单缓冲方式就是使DAC1208的两个输入寄存器中有一个处于直通方式，而另一个处于受控的锁存方式。在实际应用中，如果只有一路模拟量输出。所谓双缓冲方式，就是把DAC1208的两个锁存器都接成受控锁存方式。本次设计采用双缓冲方式，目的是为了让两个直流电机能够实现同步。所谓直通方式，输入寄存器和DAC寄存器都接成直通方式，即信号均有效，数据被直接送入数/模转换电路进行数/模转换。图6-10 DAC1208双缓冲连接方式U9输入寄存器地址为3FFFH DAC寄存器地址为5FFFHU10输入寄存器地址为1FFFH DAC寄存器地址为5FFFH本次设计采用DAC1208芯片的数/模转换器其连接方式如图3.10所示。为高电平时，选中数据输入到8位输入寄存器；当为低电平时，选中数据输入到4位输入寄存器；片选信号，低电平有效，和输入锁存信号一起决定第一级数据锁存是否有效。第一级允许锁存，高电平有效。写信号1，作为第一级锁存信号，必须和同时有效。写信号2，作为第二级锁存信号，必须和同时有效。控制信号，低电平有效，和一起决定第二级数据锁存是否有效。模拟电流输出端，DAC寄存器全1时最大，全0时为0。模拟电流输出端，和有一个常数差：常数，此常数对应一个固定基准电压的满量程电流。参考电压