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为农业机械提供位置数据测量 Herman Speckmann 原文来源:Federal Agricultural Research Centre Braunschweig (FAL), Institute for Biosystems Engineering, Bundesallee 50, D-38116 Braunschweig, Germany 摘要农业机械、车辆需要位置数据来指导和控制执行最佳工作位置。位置数据也被需要用在像精细农作这样的应用上。位置数据的必要的准确性、分辨率和频率依照不同的应用而变化。只有一个系统,安装在中央车辆(例句、拖拉机),应该提供对每项任务的位置数据。提出的关于中央系统的基本概念是位置数据按照特定应用程序计算并且直接被传送到它需要被应用到的那个点上。这片论文阐述了测量的基本原理和位置数据的计算，还对现有的传送数据的农业网络进行了简要介绍。它集中建议了一个提供和转移位置数据的网络服务。被讨论的解决方案是以农业BUS（总线）系统为基础(DIN 9684, ISO 11783). 2000 Elsevier Science B.V. 版权所有.1.前言 位置指导的目的是给生长在农田里一个固定的区域上的庄稼带来增产的方法。庄稼或者它们在农田里所处的位置是指导的重要参照。位置数据被用来指导农用车、实现控制和支持精耕农业。准确性、分辨率和频率取决于他们的具体应用。必须强调的是本文没有合适的解决这个问题的传感器来产生数据。更确切的说,这里研究的问题是参照移动单位的一定的位置进行了一个位置信号产生,但是这个位置和需要的位置数据并不是完全一致的。此外，位置信息有可能在同一时间被需要用于几种目的， 车辆和工具组合的结构可能会经常改变。正如 Freyberger 和 Jahns (1999), Wilson (1999)所提到的， 测量系统可以是一个绝对定位系统,比如Bell(1999)描述的卫星系统，或者是一个相对的系统，比如Debain et al. (1999), Hague et al. (1999)描述的机器视觉系统。它可能也包括辅助传感器。传感器只有在参考具体位置情况下测量位置，比如相机的安装点、天线的底部。在接下来的描述中，这个位置被称为测量点。由于各种原因,这位置测点的是预先设定好的，意味着卫星天线将尽可能安装在拖拉机的车顶上以便减少测量不到的区域。摄像机将会安装在有保障最佳视觉的位置。粗糙或倾斜的表面引起的运动可能导致测量位置和运动表面的位置不同。例如，一辆车顶上装有卫星天线的车辆，大约3.5m，驾驶在10的斜坡表面，倾斜方向造成的区别相差60cm。图1阐述了这个情形。在这个例子中，计算一个参考点的位置可能更适当一些。贝尔(1999)提出把拖拉机的后方轴的中点作为参考点。表面上的一个点，例如，后方轴中间的下垂直面似乎显得更适合与某些应用。像一些应用，比如控制实现，工具的一定点的位置可能最终重要。这个点将被称作目标点。在某些情况下位置数据需要用于不同的目的，分别为每个目的以一种独立的测量系统测量位置不是很有效。当位置测量只有一次时多个硬件可以避免,同时工具上其他点的位置或者工具也被计算。假如位置和方法被测量，实验测量和空间向量之间的地点测点的计算是众所周知的，那么这种情况是可能的。如果两个点严格耦合,这意味着两点都在拖拉机上、两点之间的向量是常数,一个简单的矩阵运算就能产生结果。如果这些点没被严格耦合,这意味着,例如,一处拖拉机,另一个是在附加工具上，矢量是可变的。额外的测量成为必要用来建立两点之间的向量或必须应用其他原理计算目标点的位置。2.数据处理和数据转移通过计量点上的测量位置和方法，在车辆或工具上任何点的位置数据可以被计算出来。计算结果可以被测量系统(中央数据处理)或由请求目标位置数据的各个系统(分布式数据处理)计算出来。2.1 分布式数据处理在分布式数据的情况下，测量系统仅作为智能传感器服务。它测量需要的位置和计算，和提供这些未经处理的数据。频率和精度等特点取决于请求的单位。这个单位执行所有处理来计算位置。单位必须知道测点的位置和各有关参数。这样处理的好处是测量装置可以相对简单。另一方面,每个请求的单位需要的充分的能力来履行这一运算。2.2 中央数据处理测量单位被扩展包括计算目标位置的各个组件。这个测量和处理系统形成了一个所谓的位置和导航服务的单元，这个单元提供任何目标点的最终位置数据。在这种情况下,只有一个测量与处理系统是必要的，即使位置数据必须被更多的用户要求。这样做，只有PNS必须知道所有相关的参数来进行计算。2.3 数据传送 无论数据在哪里处理，一个数据传输是必要的。对于这样一个数据传输，一个标准的网络是适当的。为了用于农业领域,存在一个在移动单位和固定农场电脑之间传输数据的汽车。农业总线系统(LBS)也已被标准化以便能在网路的各个电子单元（LBS节点或BUS节点）之间进行信息交换。这个标准定义了物理层网络，网络协议，系统管理，数据对象和常见任务的服务程序（Speckmann andJahns, 1999）。LBS以DIN9684(DIN,19891998)作为标准。目前,正在努力建立一个国际标准(Nienhaus,1993)，ISO 11783，为了这个目的，像LBS，ISO 11783也将定义一个农业BUS作为一个农业机械交换数据的开放系统，特别是在拖拉机-执行工具的组合和从移动单位到静止不动的农场计算机。这个标准是基于控制器区域网络数据协议(CAN; BOSCH, 1991)。市场上有相应的硬件设备。在LBS中,为一般位置数据(地理位置:经度、纬度、高度,或轨道位置)的传输定义了数据对象。这标准允许定义的额外的数据对象,例如多维的距离，方向和速度。没有几何实施参数的数据对象目前存在在LBS中。ISO 11783提供，在第7部分(信息实现应用层），实施航行偏移的第一个定义。现行标准没有定义数据在哪里进行处理。因此，关于BUS中哪个单元计算目标点的数据，哪个或那些单元测量数据不具体。LBS提供所谓的LBS服务来执行常见任务。LBS服务是为LBS的参与者频繁地执行复发的任务的功能单元。LBS用户站就是这样的一项服务。这是一个为用户提供输入和输出BUS上节点(BUS参与者)处置的数据中央接口。另一项服务提供在移动单位和固定的电脑，农场的电脑之间的数据交换。一些服务在LBS中被定义但尚未有详细的标准，例如诊服务断或“Ortung und Navigation”（位置和导航），将在下面作为PNS被讨论。在图2中，一个典型的农业网络的简化方案展示了一个拖拉机-喷雾器的组合。这个图表包括物理BUS线路，即骨干网络。在这个BUS上，参与单元如拖拉机的电子控制单元(ECUs)、雾化器被连接协作起来。另外，两项LBS服务也被连接到BUS上。一项服务代表LBS用户站。另外一项是位置和导航服务，即位置数据的测量和处理系统。2.4 分布式和中央数据处理的比较一个分布式数据处理，农业BUS，根据DIN 9684 或者ISO 11783， 定义了在测量系统和任何参赛者之间必要的数据交换；独自地，任何一个ECU。每一个ECU怎样得到计算机位置数据计算必要的几何和运动参数的问题保持开放。每一个ECU知道从各自的结合点到目标点的参数，但它不知道从结合点到测量点的参数。这些参数必须由其他ECU提供。没有标准定义相应的数据对象或请求数据的程序。对于分布式数据处理，这些定义必须补充。另外,对于中央数据处理，一定要知道测量点和目标点之间所有的运动参数。此外，方法必需被定义以便使用中央服务计算目标点的位置数据。一个位置和导航服务需要扩展标准，但以下的优点在实际使用中是至关重要的。 为了确定目标点的位置数据,相应的控制单元(ECU)只有一个对话伙伴网络。它独立工作于各自的网络配置，仅仅发送自己的参数和只接受它特定位置数据。 PNS从所有的ECU上接受参数。它知道所有一切几何条件和车辆-工具组合的运动参数。因此，任何目标点位置的确定是可能的。 这个标准的定义了计算程序和明确的提出了目标点的位置数据。 计算位置数据的计算性能完全由PNS提供。没有计算能力需要用于这个目的。在前一节提到，提供位置和导航数据的服务已经在LBS的计划中。在下文中，将提到PNS的一个试例解决方案。3.一项定位和导航服务的提议此时，应当指出，下面的PNS的介绍是一项建议。它提供了一个平台进行讨论，这可能导致这个服务标准化。3.1 PNS的主要特征PNS的特征首先依赖于它的使用目的。从前面所讲的，很明显的是，测量的位置数据在一个地点，用在不同的地点。为了提供需要的数据来指导车辆，控制工具的位置和协助任何一种精耕农业，下面的条件必须满足： PNS提供有关测量点的数据。 PNS提供有关参考点的数据。 PNS提供有关目标点的数据。这项服务的特点如下：1.数据的请求和传播的方式已经标准化，数据被LBS (DIN 9684)定义和将被ISO 11783标准化。因此，它将不会在此讨论。在下面,LBS将作为一种标准化的农业BUS系统被使用。2.数据的容量、准确性、频率和范围是由数据的目的决定的。3.满足这些要求的硬件和软件不应被规范,应该取决于生产厂家。3.2关于位置数据测量和计算方法标准的影响各种测量系统和PNS中用于决定位置数据的方法不再标准的范围之内。基于卫星,机器视觉、惯性导航、地磁或这些情况的组合可能被应用。作为一种结果,生产企业可以决定如何产生位置数据，只要他满足了规定的要求和准确性。3.3 PNS在农业BUS系统中的整合在LBS中整合定位和导航服务存在一些好处，因为许多特性已经被定义。LBS已经包括在PNS的选项作为试验的标准。它允许实现服务作为一个独立的物理单位或者为另外一个物理单位的逻辑单位。BUS接口和BUS协议的物理性能(DIN 9684, part 2)已经被标准定义。为LBS中服务的集成，系统的功能的定义是果断的(DIN 9684，part3)。他们在LBS中定义节点的性能。第三部分也给了LBS服务一般的定义。一项LBS服务形成与LBS参与者点对点的连接。LBS参与者使用服务时不会被其它使用者影响，一个LBS参与者也不能影响其他参与者对服务的使用。所有进一步PNS的定义还不规范。3.4 PNS操作的一般模式PNS设计应用以下的基本假设：1.每一个ECU的只知道它自己的参数，包括参考点、目标点、结合点位置、车辆类型或轴距的坐标和数量。2.只有ECU根据工作条件可以定义必要的时间间隔,准确度和位置数据的分辨。3.每一个ECU的可以选择不同的任意时刻的位置数据。4.参数和计算和提供的位置数据的方法将会在田野机械开始运作过程之前被定义。5.PNS提供了一些程序为实施标准和车辆类型计算位置数据。6.位置数据自动（周期性）地或根据需求被提供。 为了满足这些要求,服务窗口提供适当的工具，同时 ECUs 决定如何使用及使用哪个工具。这意味这它们定义一个或者多个任务。这样一项任务基本上代表了一个命令表，包括激活具体工具使用的命令。这些任务被送到PNS，随后PNS执行这些任务。一个ECU的不同的任务相互独立的被执行。图3阐明了PNS与一个ECU之间的数据传递。同时，也显示了PNS的主要部分。PNS的这些工具包括位置测量系统和测量点的数据，以及一系列处理这些数据的程序方法。程序如下：1. 计算位置数据(位置程序)；2. 计算位置数据值的平均值,最大值、最小值和积分的方法(算术程序)；3. 输入和输出数据(传输程序)；4. 传递数据到ECU（传递程序）；5. 控制数据处理（数据控制程序）；为了这些方法的执行，ECU必须定义相应的参数。它同时也定义位置数据的数据对象。PNS的主要工具是一项执行ECU定义的任务的程序系统。简而言之，程序系统解释任务指令，调动相应的方法，计算要求的位置以及把数据送到ECU（电子控制单元）。为了一项任务的定义，ECU生成一个任务库。一个务库主要是一系列调动PNS的程序法或者调动内嵌的任务库的指令。各种参数被定义并且放置在参数库里。为了存储被计算的位置数据，ECU必需定义数据库。数据库必需在激发相应任务程序之前通过BUS从ECU传送到达PNS。3.5 PNS预定义的程序PNS预定义的程序是一些处理位置数据或者控制数据处理的程序。不同的程序执行不同的功能。不同的程序被一些独特的标识符区别。这些程序被称为“内部任务”（任务库）。他将会成为标准的一部分用来定义标识符，功能规格和调用程序规格。3.5.1 位置程序位置程序（计算位置数据的程序）是计算目标点位置数据的数据。这些方法计算从最初的位置(输入位置数据、资料的参考点的数据或以前计算的数据）到一种新的点的位置(输出的位置数据、数据的目标点或作为中间结果)。位置程序能够满足不同结构位置的计算（考虑一、二或三维模型，严格耦合点，几个基本类型车辆的不严格耦合点，工具和车辆-工具的结合）。这些程序从有关ECU执行定义的参数库得到他们的实际参数(目标点的坐标,车辆的长度、宽度、高度、类型或轴距)这是确定的有关实施ECU的。图4显示了使用一个位置程序的一段任务库。PNS的程序系统执行这个程序库。在任务库的某一点上，它发现调用位置程序的指令。这个调用指令包括特定程序的标识符和有关参数库的引用。这时，程序系统拥有由以上的操作产生的实际位置数据。现在它使用这些实际数据作为输入数据,和引用参数库用于位置程序。然后，它执行特定的程序。该程序使用指定的参数计算输出的位置数据。然后，它返回到程序系统。位置程序的输出数据成为新的实际位置数据。程序系统继续执行下面的指令。3.5.2 算术程序算术方法被用来计算位置数据的平均值,最大值、最小值或者积分值。一个算术程序从程序系统的实际位置数据或从特定数据库得到位置输入数据。它使用在调用指令里决定的参数库中的参数计算输出位置数据。然后，计算结果数据被存储在一个被定义的数据库里。图5展示了一个算术程序使用的例子。在任务库的某一点上，它发现调用算术程序的指令。这个调用包括具体程序的标识符,一个有关参数库的引用,一个目的数据库的引用和源数据库选择性的引用。这个程序系统采用实际数据和参考数据用于程序计算。根据调用规格,算术程序从程序系统(没有定义的数据库参考)或一种数据资源(数据资源I)得到输入数据。它计算被要求的值并把计算结果存储在一个数据库里（数据库II）。计算参数是从定义的参数库中得到的。程序发挥到程序系统并继续执行。实际的位置数据没有被改变。3.5.3 传输程序 PNS定义了三种类型的传输程序。输入程序是用来装载作为实际位置数据的确定的数据库位置数据到PNS的程序系统。输出程序存储实际位置数据到一个在调用指令里预先定义了的数据库。输入/输出程序被用来从一个源数据库到目的数据库之间传输数据。 图6显示了一个使用输入和输出程序的例子。输入程序的调用指令包括具体程序的标识符和源数据库的引用。在执行输入程序之前，程序系统为程序提供源数据库的引用。然后，程序执行和得到位置数据，并将它作为实际位置数据返回给程序系统。以前的实际位置数据被损坏。系统继续进行。对于输出程序的使用，实际位置数据与目的位置数据库提供参考。输出程序将实际数据放到目的数据库并返回到程序系统。实际位置数据仍然有效。3.5.4 传递程序 传递程序发送具体的位置数据到ECU。源数据在调用指令(或一个数据库或程序系统的实际数据)里被定义。当执行一个传递程序时，它得到具体的位置数据并传送到ECU。3.5.5 数据控制程序数据控制程序控制一个任务库的执行。程序流程是控制时间或距离。PNS的程序系统调查任务库。假如确定的时间间隔已过期或已超出距离限制，程序将执行下列指令。否则，程序系统跳到数据库的结尾。 毕业设计树木保暖机械的设计72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,出现了树木保暖机，也即为树木保暖机。整机结构主要由电动机、机架、传动带、蜗杆减速器构成。由电动机产生动力通过同步同步带轮减速器将需要的动力传递到同步同步带轮上，同步同步带轮1带动带同步同步带轮2，从而带动整机装置运动.本论文研究内容摘要：(1) 自动包树机总体结构设计。(2) 自动包树机工作性能分析。(3)电动机的选择。(4)对自动包树机的传动系统、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：自动包树机，结构设计，树木保暖机AbstractKeywords: 目 录摘要IAbstractII第1章 绪论5第1章 绪论5第2章 自动包树机方案设计82.1 动力系统选择依据82.2 常见机构的特点和应用82.3 传动机构的确定111.总体方案设计112.产品功能及特色15第3章 自动包树机传动部分的计算163.3 电机的选取164.1 确定传动装置效率194.2 蜗杆传动设计计算204.2.1 选择蜗杆、蜗轮材料204.2.2 确定蜗杆头数Z及蜗轮齿数Z204.2.3 验算的速度204.2.4 确定蜗杆蜗轮中心距a204.2.5 蜗杆传动几何参数设计214.3 环面蜗轮蜗杆校核计算234.4 轴的结构设计254.4.1 蜗杆轴的设计254.4.2 蜗轮轴的设计284.5 轴的校核314.5.1 蜗杆轴的强度校核314.5.2 蜗轮轴的强度校核344.6 滚动轴承的选择及校核374.6.1 蜗杆轴滚动轴承的选择及校核374.6.2 蜗轮轴上轴承的校核394.7 键联接的强度校核404.7.1 蜗杆轴上安装联轴器处的键联接404.7.2 蜗轮轴上装蜗轮处的键联接41所以，所选平键合适。413.2.1同步带介绍413.2.2 同步带的特点423.2.3 同步带传动的主要失效形式423.2.4 同步带传动的设计准则453.2.5 同步带分类453.4 同步带传动计算463.4.1 同步带计算选型463.4.2 同步带的主要参数（结构部分）493.4.3 同步带的设计513.4.4 同步同步带轮的设计51第5章 绳子缠绕提升部分设计计算525.1 精度的选择525.2丝杠导程的确定525.3 最大工作载荷的计算525.4 最大动载荷的计算535.5 滚珠丝杠螺母副的选型535.6 滚珠丝杠副的支承方式545.7 传动效率的计算545.8 刚度的验算545.9 稳定性校核555.10 临界转速的验证563.3.2 初步计算齿轮主要参数573.3.3 按弯强度曲初算模数m603.3.4 齿轮疲劳强度校核61结 论68参考文献69致 谢70第1章 绪论第1章 绪论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。 第2章 自动包树机方案设计2.1 动力系统选择依据驱动机构主要有液压驱动、气动驱动、电动驱动和机械驱动等形式。液压驱动具有体积小、出力大、控制性能好、动作平稳等特点，它利用油缸、马达加上齿轮、齿条实现直线运动；利用摆动油缸、马达与减速器、油缸与齿条、齿轮或链条、链轮等实现回转运动。液压驱动具有润滑性能好、寿命长的特点，结构紧凑，刚性好。定位精度高，克实现任意位置开停。有很多专业机械手能直接利用主机的液压系统。但缺点是需要配备压力源，系统复杂成本较高。气动驱动结构简单、造价低廉。气源方便，所需的压缩气源一般工厂都有，并且无污染，一般采用的压力0.4-0.6MPa,最高可达1MPa。缺点是出力小，体积大。由于空气的可压缩性大，很难实现中间位置的停止，只能用于点位控制，而且润滑性较差，气压系统容易生锈。机械式用于简单的场合。电动由于减速和回转运动变往复运动机构，该机构适用于无污染，有电就可以工作，操作简单方便，在工作场合只需要接通电源即可工作，而工作场合在各个大楼区域，很容易找到电源。 根据上述说明最终选择电动机的作为机构的动力源。2.2 常见机构的特点和应用类型特点应用连杆机构结构简单，制造容易，工作可靠，传动距离较远，传递载荷较大，可实现急回运动规律，但不易获得匀速运动或其他任意运动规律，传动不平稳，冲击与振动较大。用于从动件行程较大或承受重载的工作场合，可以实现移动、摆动等复杂的运动规律或运动轨迹。凸轮机构结构紧凑，工作可靠，调整方便，可获得任意运动规律，但动载荷较大，传动效率较低。用于从动件行程较小和载荷不大以及要求特定运动规律的场合。非圆齿轮机构结构简单，工作可靠，从动件可实现任意转动规律，但齿轮制造较困难用于从动件作连续转动和要求有特殊运动规律的场合。槽轮间歇机构结构简单，从动件转位较平稳，而且可实现任意等时的单向间歇转动，但当拨盘转速较高时，动载荷较大常用作自动转位机构，特别适用于转位角度在45以上的低速传动。凸轮式间歇机构结构较简单，传动平稳，动载荷较小，从动件可实现任何预期的单向间歇转动，但凸轮制造困难用作高速分度机构或自动转位机构。不完全齿轮机构结构简单，制造容易，从动件可实现较大范围的单向间歇传动，但啮合开始和终止时有冲击，传动不平稳多用作轻工机械的间歇传动机构螺旋机构传动平稳无噪声，减速比大；可实现转动与直线移动，传动平稳无噪声，互换；滑动螺旋可做成自锁螺旋机构；工作速度一般很低，只适用于小功率传动多用于要求微动或增力的场合，如机床夹具以及仪器、仪表，还用于将螺母的回转运动转变为丝杆的直线运动的装置。摩擦轮机构有过载保护作用；轴和轴承受力较大，工作表面有滑动，而且磨损较快；高速传动时寿命较低用于仪器及手动装置以传递回转运动。圆柱齿轮机构载荷和速度的许用范围大，传动比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高；制造和安装精度要求较高，精度低时传动噪声较大，无过载保护作用；斜齿圆柱齿轮机构运动平稳，承载能力强，但在传动中会产生轴向力，在使用时必须安装推力轴承或角接触轴承广泛应用于各种传动系统，传递回转运动，实现减速或增速、变速以及换向等。齿轮齿条机构结构简单，成本低，传动效率高，易于实现较长的运动行程；当运动速度较高或为提高运动平稳性时，可采用斜齿或人字齿条机构广泛应用于各种机器的传动系统，变速操纵装置，自动机的输送、转向、进给机构以及直动与转动的运动转换装置圆锥齿轮机构用来传递两相交轴的运动；直齿圆锥齿轮传递的圆周速度较低，曲齿用于圆周速度较高的场合用于减速、转换轴线方向以及反向的场合，如汽车、拖拉机、机床等。螺旋齿轮机构常用于传递既不平行又不相交的两轴之间的运动，但其齿面间为点啮合，且沿齿高和齿长方向均有滑动，容易磨损，因此只宜用于轻载传动用于传递空间交错轴之间的运动。蜗轮蜗杆机构传动平稳无噪声，结构紧凑，传动比大，可做成自锁蜗杆；自锁蜗杆传动的效率很低，低速传动时磨损严重，中高速传动的蜗轮齿圈需贵重的减摩材料(如青铜)，制造精度要求较高，刀具费用昂贵用于大传动比减速装置(但功率不宜过大)、增速装置、分度机构、起重装置、微调进给装置、省力的传动装置行星齿轮机构传动比大，结构紧凑，工作可靠，制造和安装精度要求高，其他特点同普通齿轮传动；主要有渐开线齿轮、摆线针轮、谐波齿轮3种齿形的行星传动常作为大速比的减速装置、增速装置、变速装置，还可实现运动的合成与分解。带传动机构轴间距离较大，工作平稳无噪声，能缓冲吸振，摩擦式带传动有过载保护作用；结构简单，安装要求不高，外廓尺寸较大；摩擦式带传动有弹性滑动，不能用于分度系统；摩擦易起电，不宜用于易燃易爆的场合；轴和轴承受力较大，传动带寿命较短用于传递较远距离的两轴的回转运动或动力。链传动机构轴向距离较大，平均传动比为常数，链条元件间形成的油膜有吸振能力，对恶劣环境有较强的适应能力，工作可靠，轴上载荷较小；瞬时运转速度不均匀，高速时不如带传动平稳；链条工作时因磨损伸长后容易引起共振，一般需增设张紧和减振装置。用于传递较远距离的两轴的回转运动或动力。2.3 传动机构的确定根据上述表格和任务书条件，初步选择涡轮蜗杆传动机构。但是由于上升过程中不得出现打滑和倒退现象，减速比比较大。最终涡轮蜗杆传动机构确定传动机构。1. 总体方案设计在生长于地面的树木不动的情况下，要对树干部分缠绕草绳，就必须使草绳圈围绕树干作圆周运动，同时绳圈自身要能自转，这样才能保证草绳源源不断地绕在树干上，且不会发生干涉、打结现象。另外，要使草绳能紧密的缠绕在树干上，还必须保证草绳在缠绕过程中能稳定上升，不出现重叠或缝隙。事实上，只要草绳在每圈上升一个绳径(d)的距离，并不需要匀速上升，后面的草绳便会在前面缠绕的草绳的导引下实现紧密排列。针对以上两点，我，们设计了如图1的自动包树机。包树机主要由底板机架、动力装置、传动机构、执行机构以及控制装置五部分组成，能适应不同胸径的树木，并且草绳缠绕的紧密度与高度在一定范围内可调。图1 包树机主体效果图1.手推柄 2.张紧轮 3.轴承座 4.轴 5.摩擦轮 6.张紧螺钉 7.储绳筒 8.丝杠1 9.螺母及滑块1 10.光轴 11.导绳杆 12.固定齿轮1 13.转盘 14.固定贴板 15.导轨 16. 丝杠2 17. 螺母及滑块2 18. 固定齿轮2 19.排线齿轮 20.轴 21.调整块 22.螺钉 23.支架 24.底板 25.车轮 26.从动同步带轮 27.张紧螺母 28.张紧轮支架 29.普通V带 30.减速器 31.蓄电池 32.螺栓 33.直流电机 34.主动同步带轮1.1工作原理及过程如图1，包树前，先将草绳圈置于储绳筒上。然后推动小车，使树木通过转盘及导轨的缺口进入到转盘中央。再将最外面的绳头穿过导绳孔,系在树干上。工作时，直流电机通过减速器带动主动同步带轮，进而通过带传动将动力传递到两同步摩擦轮，从而带动执行机构实现包树功能。包树时，转盘带着储绳筒绕树作圆周运动，同时储绳筒在草绳的牵引下不断自转，不断给绳，从而使草绳源源不断地缠绕在树干上。当排线齿轮碰到固定齿轮1时，会有一段啮合区，从而转动丝杠。由于排线螺母被滑块约束，其自身不能自转，于是在齿轮啮合过程中沿着丝杠上升半个绳径（d/2）的距离。同理，在碰到固定齿轮2时又上升半个绳径(d/2)距离。如此往复，在每圈中缠绕过程中都能上升一个绳径(d)的距离，从而实现紧密排列。到达预定的极限位置时，螺母便会触动极限开关，电路便自动断开，包树结束。包树结束时，只需将草绳剪断，打个结即可。接着就可以退出小车，反方向缠绕下一棵树。1.2主要组成部分1.2.1底板机架底板机架的主要功能为固定和连接其它四个功能装置，还可以通过它方便的移动包树机。其大小及结构主要由上面的主体机构决定，效果图如图2所示。1.2.2动力装置考虑到包树过程负载较小，所需转速也不大，以及室外使用等因素，动力装置采用由蓄电池驱动的直流电机，配合减速换向装置使用。动力装置主要参数如表1所示：表1 动力装置主要参数额定电压额定电流额定功率转速24V5A120W220r/min1.2.3传动机构传动机构主要将动力传给包树执行机构，由同步带轮、同步带、张紧装置、摩擦轮组成，带传动机构用于实现相对较远距离的动力传送，摩擦轮压紧转盘，将动力传送给转盘，其机构运动简图如图2：图2 主运动机构简图1.2.4执行机构包树执行机构由转盘及导轨，排线装置，储绳装置三大部分组成，共同完成了包树功能。其中排线装置和储绳装置要成对使用，笔者建议采用两对，不仅使效率提高一倍，还充分利用了转盘上的空间，另外还能平衡负载，防止转盘倾覆；减小转动不平衡量，减小振动。具体如图3所示。因为大部分树均为竖直生长，所以包树机需有一缺口以方便树木进入到转盘中央，同时为使机器能平稳运行，不致产生过大噪音和摩擦，应采用导轨引导。导轨及转盘缺口处应采用平滑过渡以避免过大刚性冲击。排线装置主要为保证绕绳紧密，排列有序，避免每匝绳之间有过大间隙，确保能起到保温保湿效果。排线装置的核心部件为光杆、固定齿轮（参见图1）、排线齿轮、丝杆和螺母，丝杆底端的排线齿轮，可带动丝杆转动，并与底座齿轮间歇啮合。光杆固定在转盘上，丝杆在转盘上可自由转动，螺母与丝杆配合，且被光杆约束，只能上下移动。整个装置随转盘一起运动，转盘每旋转一周，齿轮和丝杆也通过与另外两个齿轮啮合传动，使丝杆被带动旋转特定角度，进而实现螺母上升（或下降）一定距离，保证草绳逐渐上升（或下降）。转盘及导轨储绳装置排线装置图3 执行机构效果图绕线机构主要是为了实现将绕有绳子的线筒置于转盘上，为排线机构连续提供绳子，同时避免绳子缠死和打结。线筒轴置于转盘上，并可在转盘上自由转动，线筒拆卸方便，并可固定在线筒轴上。当绳子用完后，更换线筒即可。同时包树的松紧可通过改变绳子与导线孔的摩擦及线筒转动的摩擦进行调节。2. 产品功能及特色(1)目前市场上还没有能给未挖起的树木缠绕草绳的机械装置。而此机器采用了特殊设计的转盘实现了此功能,树可以通过转盘上的缺口直接进入转盘的中心，因此可以用于已经植好的树木。为了传动这个转盘，此机器采用“两点传动”的方式两个摩擦轮在不同位置同时和转盘接触，从而保证在任何时间，至少有一个摩擦轮带动转盘。(2)此机器采用了专门的排线装置，不仅可以保证草绳缠绕的紧密度，还能在保证缠线紧密地前提下对一定范围内任意直径的树木进行缠绕。(3)此机器采用了专门的储绳装置，此装置可以作为草绳的储存和供给机构，减少了对绳子的限制。(4)通过采用多对排线机构和绕线机构，可使效率成倍提高。(5)可以正反转,包树时，若第一棵从下往上包，下一棵则可从上往下包，以提高效率。(6)通过调节K2和K3的高度，即可实现包树高度的可控。(7)该设计结构简单,效率高 (660mm/min),体积小(1000750800mm3),重量轻(2535kg),方便操作,适合所有圆林养护人员使用。第3章 自动包树机传动部分的计算3.3 电机的选取（1）粗略计算驱动电机的功率已知重量为m=100kgg=10N/kg总重力G1=mg=1000N1）驱动功率计算则工件受到的摩擦力为：则移行电机所需牵引力为：假设直径R=125mm假设转速na=61rpm 速度v=Rna=0.12561=24m/min 设功率安全系数为1.2，驱动装置的效率为0.8，则需要的驱动功率为：2）电动机至的总效率c联轴器效率，c=0.99b对滚动轴承效率，b=0.99v带效率，v=0.94cy效率，cy=0。96估算传动系统总效率=vbccy=0.940.990.990.96=0.883） 所需电动机的功率Pd（kw）Pd=Pw/=0.05/0.88=0.06kw（1） 基于电动机的以上特点，本文选用作为北京和利时电机技术有限公司部分110BYG系列混合式步进电机输送机床的驱动装置。图3.4是北京和利时电机技术有限公司部分110BYG系列混合式步进电机的技术数据。图3.4 110BYG系列混合式步进电机的技术数据所以根据计算所得数据选择110BYG350DH-SAKRMA型号的电机，图3.5是110BYG系列混合式步进电机的型号说明。图3.5 110BYG系列混合式步进电机的型号说明110BYG系列混合式步进电机的外形尺寸，如图3.6所示。图3.6 110BYG系列混合式步进电机的外形尺寸110BYG系列混合式步进电机的矩频特性曲线，如图3.7所示。图3.7 110BYG350DH型电机矩频特性曲线4.1 确定传动装置效率由下列要求致动器的效率：（1）在这一问题的产量较低是相关的一对轴承。（2）同类型的活动千万不要错过，你需要采取一些具有传输效率占到副或机构。（3）驱动蜗杆和第一对顶部的蜗杆Z1的效率，这是经过一番初步选举估计第一效率，而且必须。此外，蜗杆传动效率高，不包括一对承载蜗杆轴的效率，因此，在蜗杆轴的计算的总效率将不再返回低计数。每个驱动机制，磨损的效率：法兰效率：一级环面蜗杆传动效率: 一对滚动轴承传动效率：凸缘联轴器效率：从电动机至工作机主动轴之间的总效率故传动装置总效率：， 4.2 蜗杆传动设计计算4.2.1 选择蜗杆、蜗轮材料1.设得蜗杆传动的形式：使用准平行环面蜗杆传动.2.设出蜗杆、蜗轮材料，设出许用应力考虑蜗轮传动，让我们想想功率传输，而不是速度，这些期望效率高，相应的参考表5-2中，由于优异的耐磨性，蜗杆选择40Cr钢，按照适度要求一些温暖的牙齿表面变得如此：为了挽救加强贵金属，磷青铜铸ZQSn10-1，金属铸造，选择HB265285蜗杆，只有锡的磷青铜齿圈，灰铸铁HT100钢产量轮毂中心。按照相关引用书本表格53设得蜗轮材质的许用接触应力式子是： =190 按照相关引用书本表格55找到并设得蜗轮材料的许用弯曲应力：=44 4.2.2 确定蜗杆头数Z及蜗轮齿数Z按照相关引用书本表格56，设得Z1 则ZZi15050设得值Z50 4.2.3 验算的速度实际传动比： i50/1 举升速度： =速度误差： 0.785%，合适。4.2.4 确定蜗杆蜗轮中心距a 1.确定蜗杆的计算功率 式子里， K使用场合系数，每天工作一小时,轻度震动从书本上找到相关数据并设得：K0.7；K制造精度系数，设得7级，找到并设得：K0.9；K材料配对系数，齿面滑动速度 10，从相关引用书本找到参数并并设得：K0.85。代到数据得出： KW 按照相关引用书本表格2522a，以等于或略大于蜗杆计算功率所对应的中心距作为合理的设得数据值，找出并设得蜗杆的中心距：a100mm. 由于准平行二次包络环面蜗杆为新型得蜗杆,接触面大,导程角,它的值稳定且一定是它的优势,润滑好,接触面大应直接根据“原始型”传动蜗杆设计参数。4.2.5 蜗杆传动几何参数设计准平行二次包络环面蜗杆的几何参数以及尺寸计算表：1.中心距：从相关引用书本找出数据，设得数据a=100mm。2.齿数比：u503.蜗轮齿数：从相关引用书本找出数据，并设得。4.蜗杆头数：从相关引用书本找出数据，设得数据 5.蜗杆齿顶圆直径：找到相关引用书本表格2.516，设得数据 =45mm6.蜗轮轮缘宽度：找到相关引用书本表格2.516，设得数据b=28mm7.蜗轮齿距角：8.蜗杆包容蜗轮齿数：K=5 9.蜗轮齿宽包角之半：0.5（K0.45）=10.蜗杆齿宽：找到相关引用书本表格2.516，设得数据 =53mm11.蜗杆螺纹部分长度：找到相关引用书本表格2.516，设得数据=59mm12.蜗杆齿顶圆弧半径：找到相关引用书本表格2.516，设得数据R=82mm13.成形圆半径：找到相关引用书本表格2.516，设得数据=65mm14.蜗杆齿顶圆最大直径：找到相关引用书本表格，2.516，设得数据=53.8mm.15.蜗轮端面模数：m=mm16.径向间隙：=0.5104mm17.齿顶高：h=0.75 m=2.233mm18.齿根高：h= h+ C=2.7434mm19.全齿高：h= h+ h=4.9764mm20.蜗杆分度圆直径：（0.624）a 40.534mm21.蜗轮分度圆直径：2a159.466mm22.蜗轮齿根圆直径：d2 h=153.9792mm23.蜗杆齿根圆直径：d2 h=35.05，判断：因为=28.12mm,满足要求24.蜗轮喉圆直径：d2 h=163.932mm25.蜗轮齿根圆弧半径：=82.475mm26.蜗杆螺纹包角之半：=27.蜗轮喉母圆半径：=25.88mm28.蜗轮外缘直径：从图设出=164.95mm29.蜗杆分度圆导程角：=30.蜗杆平均导程角：31.分度圆压力角：=32.蜗杆外径处肩带宽度： 取3mm33.蜗杆螺纹两端连接处直径：=35mm34.蜗轮分度圆齿厚：把数据代到下面式子得 5.508mm35.齿侧隙：找到表格4-2-6得36.蜗杆分度圆齿厚：=4.298437.蜗杆分度圆法向齿厚：=4.28538.蜗轮分度圆法向齿厚：=5.4939.蜗轮齿冠圆弧半径：=19.277540.蜗杆测量齿顶高： =2.203541.蜗杆测量齿顶高：=2。1854.3 环面蜗轮蜗杆校核计算蜗轮强度，主要是，通过蜗轮齿面的有限暖根剪切强度和粘合剂的影响。允许发射功率为中心，因为它决定着距离，如果，请检查牙齿剪路线。变形以下，所以，以增加蜗轮，蜗轮的轴向位移和电阻都集中在齿2-3的负载。由于蜗轮的齿的变形，负载导致在牙齿，卸载，所得，所以根尖的高度的不均匀分布切换的组合效果的方向。因此，破碎蜗轮齿主要由剪切强度缺乏齿的原因的控制：式子里， 作用于蜗轮齿面上的及摩擦力影响的载荷; 蜗轮包容齿数 蜗杆与蜗轮啮合齿间载荷分配系数; 蜗轮齿根受剪面积;公式子里，各参数的计算：1.的计算=作用在蜗轮轮齿上的圆周力， 蜗杆喉部螺旋升角 ，4.5 当量齿厚，滑动速度 =2.01m/s按照滑动速度找出相关引用书本339得将把数据代到下面式子得： =N 2.算出得到： = 53.蜗轮齿根受剪面积 蜗轮齿根圆齿厚；由上可知： 蜗轮端面周节； 蜗轮理论半包角； 蜗轮分度圆齿厚所对中心角。把数据代到下面式子得： =7.03mm由上可得： 对于锡青铜齿圈 设得找到书本设得铸锡磷青铜，砂模铸造，抗拉强度=225MPa， 则 4.4 轴的结构设计 4.4.1 蜗杆轴的设计1.设出轴的材质按照相关引用书本表格61设出45号钢，调质。2.最小轴径的预设按照相关引用书本表格62，取105，根据公式式子里， 轴的转速 ，940r/min 轴传递的功率 , 1.47kw 算出截面处的轴的直径， mm把数据代到式子算出： =12.2mm 输出轴的最小直径是按照联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径 与联轴器的孔径相适应，故需同时设得数据联轴器的型号。联轴器的计算转距，找到表格153，考虑到转距变化很小，故取Ka=1.3，则按照计算转距应小于联轴器公称转矩的条件，查标准手册（GB5843-86）设出YL4型凸缘联轴器，半联轴器的孔径=22mm，故取 =22mm，半联轴器的长度L=52mm。3.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度拟订轴上零件的装配方案：本题的装配方案已经在前面分析比较，现设出请参请参见图的装配方案。1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端制 出一轴肩，故取=28mm，左端用轴端挡定位，按轴端直径 取挡圈直径D=30mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=52mm,保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，故取=50mm. 2) 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，故设出单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 =28mm，由轴承产品目录中初步设得数据标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为dDT=357218.25mm，故=35mm。 3) 已求得蜗杆喉部齿顶圆直径=45mm，最大齿顶圆直径=53.8mm，蜗杆螺纹部分长度L=59mm，蜗杆齿宽=53mm，所以取=68mm，=53.8mm，=45mm，=42mm。 4) 轴承端盖的总宽度为20mm(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的右端面间的距离l=20 mm，故取=40mm. 5) 为避免蜗轮与箱体内壁干涉，应取箱体内壁凸台之间距离略大于蜗轮的最大直径，取内壁距离=175mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，S，取S=8mm（请参请参见图）。 6）在3-4和7-8轴段应各装一个溅油轮，形状请参请参见图，取其长度L=27.75mm。 所以，可求得： mm， 33.75mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4 轴上零件的周向定位 ； 半联轴器与轴的周向定位均采用平健联接。按由手册找到并设得平键截面为mm(GBT1095-1979)，键槽用键 槽铣刀加工，长为45mm(标准键长见GBT1096-1979)，半联轴器与轴的配合为H7k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 4)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径请参请参见图5-1图5-1轴肩处的圆角半径4.4.2 蜗轮轴的设计1. 设出轴的材质按照相关引用书本表格61设出45号钢，调质。=650 2.轴径的预设按照相关引用书本表格62，设A112，按式子， ，式子里， 轴的转速 ，18.8r/min 轴传递的功率 , 0.97kw 算出截面处的轴的直径， mm把数据代到式子算出：mm 输出轴的最小直径明显是安装联轴器处轴的直径，所以设得数据联轴器型号。联轴器计算转距，找到表格153，考虑到转距变化很小，故取Ka=1.3，则式子是：按照计算转距应小于联轴器公称转矩的条件，找到相关书本并设出YL11型凸缘联轴器，数据如下：半联轴器的孔径是：=50mm，设得=50mm，半联轴器的长度L=112mm。3.根据段落的直径和长度的要求，确定所述轴的轴向位置组件程序的轴组件的详细描述：分析当前组的问题，进行了比较显示在前面，是当前的装配程序。1）为了满足一半的耦合的要求轴向定位的，因为她选择，有一个从一个右肩制成的1-2轴部=55mm，设得=110mm。 2）预设滚动轴承，参照要求并根据=55mm，找到，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，它的尺寸dDT= 6011023.75mm，所以=60毫米，而=23.75毫米。 3) 设蜗轮处的轴段为65毫米，前面已经了解，蜗轮轮缘宽度为28毫米，所以可取蜗轮轮毂宽度为52毫米，根据需要，4-5段的尺寸要比轮毂宽度小，所以设为50毫米。 4）轴肩高度0.07d，设为为6毫米；轴环处直径为77毫米，轴环宽度，设 为12毫米，为12毫米，为68毫米。 5) 轴承的总宽度（可以是齿轮单元和设计，轴承帽结构）28毫米已被损坏。简要地盖分解轴承根据该距离来润滑脂添加到轴承的要求，覆盖的右端面之间的耦合的外周端面的一半l为22毫米，所以设得为50毫米。 6)设蜗轮距箱体内壁之距离a为16毫米因误差的存在，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，设定：s=8mm（请参请参见图），则=2+16+8+23.75=49.75mm， 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4.轴上零件的周向定位 蜗轮，半联轴器和轴的周向定位是通过平健联接。本文设得轴的直径尺寸公差为m6。5.设出轴上圆角以及倒角尺寸。设得轴端倒角是2，各轴肩处的圆角半径请参请参见图5-2。图5-2各轴肩处的圆角半径4.5 轴的校核4.5.1 蜗杆轴的强度校核1制定轴的草图在确定轴承支点位置时，从相关引用书本设得a值，单列圆锥滚子轴承，30207型设值，a=16mm，所以，作为简支梁的轴的支撑跨距 =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2算出轴所承受得力：=736.67N， =6179.88N， 3算出支点反力：水平反力： 垂直反力： 4算出弯矩，画出弯矩图：水平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩 5扭矩图：按照相关引用书本表格618 找到并设得折算系数 6校核轴的强度从相关引用书本表格15-1找到并设得： ，强度足够。 请参见图5-3。图5-3 轴的强度4.5.2 蜗轮轴的强度校核 1制定轴的草图在设出轴承支点位置时，从相关引用书本设得a值，对于30212列圆锥滚子轴承，a=22mm，作为简支梁的轴的支撑跨距式子是： =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2算出轴所承受得力=6179.88N， =736.67N， 3算出支点反力：水平反力： 垂直反力： 4计算弯矩，作弯矩图水平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩： 5扭矩图按照相关引用书本表格618 找到并设得折算系数 6校核轴的强度从相关引用书本表格15-1找到并设得： ， ，强度足够。 请参见图5-4。图3-6轴的强度4.6 滚动轴承的选择及校核4.6.1 蜗杆轴滚动轴承的选择及校核1轴承的径向载荷式子如下： 2派生轴向力的计算从相关引用书本设出，圆锥滚子轴承30207型的派生轴向力式子是：=14o02，10， 找到表格d=35mm时，e=0.37，y=1.6；故 所以，轴承2受压。则： 3算得当量动载荷 所以，对于轴承1. x=1 ， y=0 对于轴承2 x=0.4 ， y=1.6 4验证轴承寿命从相关引用书本设出，c=51.5KN =10/3 n=940r/min 故，经以上验证，轴承寿命合格 。4.6.2 蜗轮轴上轴承的校核1求径向载荷 2算得派生轴向力从相关引用书本设出，圆锥滚子轴承30212型的派生轴向力式子如下： ， y=1.5故 ： 则：轴承2受压所以， 3算得当量动载荷所以，对于轴承1：x=1 ，y=0 对于轴承2：x=1 ，y=0 4验证轴承寿命查手册 c=97.8KN ，=10/3 ，n=18.8r/min 所以经以上验证，轴承的寿命是合格的。4.7 键联接的强度校核4.7.1 蜗杆轴上安装联轴器处的键联接按照相关引用书本表格81 设出普通平键：87mm， 取L45mm。 按照相关引用书本表格87 找到并设得，键的工作长度lLb45837mm， 键的工作高度k3mm。 按照相关引用书本表格88 找到并设得，键联接的许用压力 ， 所以，所选平键合适。 4.7.2 蜗轮轴上装蜗轮处的键联接按照相关引用书本表格81 设出普通平键 1811mm， 取L45mm 按照相关引用书本表格87 找到并设得键的工作长度lLb4518=27mm 键的工作高度k5.5mm 由书表88 找到并设得键联接的许用压力 所以，所选平键合适。 3.2.1同步带介绍同步带是综合了带传动、链条传动和齿轮传动的优点而发展起来的新塑传动带。它由带齿形的一工作面与齿形同步带轮的齿槽啮合进行传动，其强力层是由拉伸强度高、伸长小的纤维材料或金属材料组成，以使同步带在传动过程中节线长度基本保持不变，带与同步带轮之间在传动过程中投有滑动，从而保证主、从动轮间呈无滑差的间步传动。同步带传动（见图3-1）时，传动比准确，对轴作用力小，结构紧凑，耐油，耐磨性好，抗老化性能好，一般使用温度-2080，v50m/s，P300kw,i10,对于要求同步的传动也可用于低速传动。图3-1 同步带传动同步带传动是由一根内周表面设有等间距齿形的环行带及具有相应吻合的轮所组成。它综合了带传动、链传动和齿轮传动各自的优点。转动时，通过带齿与轮的齿槽相啮合来传递动力。 同步带传动具有准确的传动比，无滑差，可获得恒定的速比，传动平稳，能吸振，噪音小，传动比范围大，一般可达1:10。允许线速度可达50M/S，传递功率从几瓦到百千瓦。传动效率高，一般可达98%，结构紧凑，适宜于多轴传动，不需润滑，无污染，因此可在不允许有污染和工作环境较为恶劣的场所下正常工作。 本产品广泛用于纺织、机床、烟草、通讯电缆、轻工、化工、冶金、仪表仪器、食品、矿山、石油、汽车等各行业各种类型的机械传动中。同步带的使用，改变了带传动单纯为摩擦传动的概念，扩展了带传动的范围，从而成为带传动中具有相对独立性的研究对象，给带传动的发展开辟了新的途径。3.2.2 同步带的特点(1)、传动准确，工作时无滑动，具有恒定的传动比；(2)、传动平稳，具有缓冲、减振能力，噪声低；(3)、传动效率高，可达0.98，节能效果明显；(4)、维护保养方便，不需润滑，维护费用低；(5)、速比范围大，一般可达10，线速度可达50m/s，具有较大的功率传递范围，可达几瓦到几百千瓦；(6)、可用于长距离传动，中心距可达10m以上。3.2.3 同步带传动的主要失效形式在同步带传动中常见的失效形式有如下几种：(1)、同步带的承载绳断裂破坏同步带在运转过程中承载绳断裂损坏是常见的失效形式。失效原因是带在传递动力过程中，在承载绳作用有过大的拉力，而使承载绳被拉断。此外当选用的主动捞轮直径过小，使承载绳在进入和退出带抡中承受较大的周期性的弯曲疲劳应力作用，也会产生弯曲疲劳折断(见图3-2)。图3-2 同步带承载绳断裂损坏(2)、同步带的爬齿和跳齿根据对带爬齿和跳齿现象的分析，带的爬齿和眺齿是由于几何和力学两种因素所引起。因此为避免产生爬齿和跳齿，可采用以下一些措施：1、控制同步带所传递的圆周力，使它小于或等于由带型号所决定的许用圆周力。2、控制带与同步带轮间的节距差值，使它位于允许的节距误差范围内。3、适当增大带安装时的初拉力开。，使带齿不易从轮齿槽中滑出。4、提高同步带基体材料的硬度，减少带的弹性变形，可以减少爬齿现象的产生。(3)、带齿的剪切破坏带齿在与同步带轮齿啮合传力过程中，在剪切和挤压应力作用下带齿表面产生裂纹此裂纹逐渐向齿根部扩展，并沿承线绳表面延件，直至整个带齿与带基体脱离，这就是带齿的剪切脱落（见图3-3）。造成带齿剪切脱落的原因大致有如下几个：1、同步带与同步带轮问有较大的节距差，使带齿无法完全进入轮齿槽，从而产生不完全啮合状态，而使带齿在较小的接触面积上承受过大的载荷，从而产生应力集中，导致带齿剪切损坏。 2、带与同步带轮在围齿区内的啮合齿数过少，使啮合带齿承受过大的载荷，而产生剪切破坏。 3、同步带的基体材料强度差。为减少带齿被剪切，首先应严格控制带与同步带轮间的节距误差，保证带齿与轮齿能正确啮合；其次应使带与同步带轮在围齿区内的啮合齿数等于或大于6，此外在选材上应采用有较高勿切韧挤压强度的材料作为带的基体材料。图3-3 带齿的剪切破坏 (4)、带齿的磨损带齿的磨损（见图3-4）包括带齿工作面及带齿齿顶因角处和齿谷底部的廓损。造成磨损的原因是过大的张紧力和忻齿和轮齿间的啮合干涉。因此减少带齿的磨损，应在安装时合理的调整带的张紧力；在带齿齿形设计时，选用较大的带齿齿顶圆角半径，以减少啮合时轮齿的挤压和刮削；此外应提高同步带带齿材料的耐磨性。图3-4 带齿磨损(5)、同步带带背的龟裂(图3-5)同步带在运转一段时期后，有时在带背会产生龟裂现象，而使带失效。同步带带背产生龟裂的原因如下， 1、带基体材料的老化所引起；2、带长期工作在道低的温度下，使带背基体材料产生龟裂。图3-5 同步带带背龟裂 防止带背龟裂的方法是改进带基体材料的材质，提向材料的耐寒、耐热性和抗老化性能，此外尽量避免同步带在低温和高温条件下工作。3.2.4 同步带传动的设计准则据对同步带传动失效形式的分析，可知如同步带与同步带轮材料有较高的机械性能，制造工艺合理，带、轮的尺寸控制严格，安装调试也正确，那么许多失效形式均可避免。因此，在正常工作条件下，同步带传动的主要失效形式为如下三种； (1)同步带的承载绳疲劳拉断； (2同步带的打滑和跳齿； (3)同步带带齿的磨损。 因此，同步带传动的设计淮则是同步带在不打滑情况下，具有较高的抗拉强度，保证承线绳不被拉断。此外，在灰尘、杂质较多的工作条件下应对带齿进行耐磨性计算。3.2.5 同步带分类同步带齿有梯形齿和弧齿两类，弧齿又有三种系列：圆弧齿(H系列又称HTD带)、平顶圆弧齿(S系列又称为STPD带)和凹顶抛物线齿（R系列)。梯形齿同步带 梯形齿同步带分单面有齿和双面有齿两种，简称为单面带和双面带。双面带又按齿的排列方式分为对称齿型（代号DA)和交错齿型(代号DB。梯形齿同步带有两种尺寸制：节距制和模数制。我国采用节距制，并根据ISO 5296制订了同步带传动相应标准GB/T 1136111362-1989和GB/T 11616-1989。弧齿同步带 弧齿同步带除了齿形为曲线形外，其结构与梯形齿同步带基本相同，带的节距相当，其齿高、齿根厚和齿根圆角半径等均比梯形齿大。带齿受载后，应力分布状态较好，平缓了齿根的应力集中，提高了齿的承载能力。故弧齿同步带比梯形齿同步带传递功率大，且能防止啮合过程中齿的干涉。弧齿同步带耐磨性能好，工作时噪声小，不需润滑，可用于有粉尘的恶劣环境。已在食品、汽车、纺织、制药、印刷、造纸等行业得到广泛应用。3.4 同步带传动计算3.4.1 同步带计算选型设计功率是根据需要传递的名义功率、载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间长短等因素共同确定的，表达式如下：式中需要传递的名义功率工作情况系数，按表2工作情况系数选取=1.7；表2.工作情况系数1. 确定带的型号和节距 可根据同步带传动的设计功率Pd和小同步带轮转速n1，由同步带选型图中来确定所需采用的带的型号和节距。 其中Pd=0.63kw，n1=61rpm。查表3-2-2表3-2-2选同步带的型号为H：，节距为：Pb=8.00mm3) 选择小同步带轮齿数z1，z2 可根据同步带的最小许用齿数确定。查表3-3-3得。 查得小同步带轮最小齿数14。实际齿数应该大于这个数据初步取值z1=34故大同步带轮齿数为：z2=iz1=1z1=34。 故z1=34，z2=34。4） 确定同步带轮的节圆直径d1，d2小同步带轮节圆直径d1=Pbz1/=8.0034/3.1486.53mm大同步带轮节圆直径d2=Pbz2/=8.0034/3.1486.53mm5） 验证带速v 由公式v=d1n1/60000计算得， svmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4查得。10、同步带带长及其齿数确定=() = =719.7mm11、同步带轮啮合齿数计算有在本次设计中传动比为1，所以啮合齿数为同步带轮齿数的一半，即=17。12、基本额定功率的计算查基准同步带的许用工作压力和单位长度的质量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。 所以同步带的基准额定功率为=0.21KW表4-3 基准宽度同步带的许用工作压力和单位长度的质量13、计算作用在轴上力=71.6N3.4.2 同步带的主要参数（结构部分）1、同步带的节线长度 同步带工作时，其承载绳中心线长度应保持不变，因此称此中心线为同步带的节线，并以节线周长作为带的公称长皮，称为节线长度。在同步带传动中，带节线长度是一个重要参数。当传动的中心距已定时，带的节线长度过大过小，都会影响带齿与轮齿的正常啮合，因此在同步带标准中，对梯形齿同步带的各种哨线长度已规定公差值，要求所生产的同步带节线长度应在规定的极限偏差范围之内（见表4-4）。表4-4 带节线长度表2、带的节距Pb如图4-2所示，同步带相邻两齿对应点沿节线量度所得约长度称为同步带的节距。带节距大小决定着同步带和同步带轮齿各部分尺寸的大小，节距越大，带的各部分尺寸越大，承载能力也随之越高。因此带节距是同步带最主要参数在节距制同步带系列中以不同节距来区分同步带的型号。在制造时，带节距通过铸造模具来加以控制。梯形齿标准同步带的齿形尺寸见表4-5。3、带的齿根宽度 一个带齿两侧齿廓线与齿根底部廓线交点之间的距离称为带的齿根宽度，以s表示。带的齿根宽度大，则使带齿抗剪切、抗弯曲能力增强，相应就能传动较大的裁荷。图4-2 带的标准尺寸表4-5 梯形齿标准同步带的齿形尺寸4、带的齿根圆角 带齿齿根回角半径rr的大小与带齿工作时齿根应力集中程度有关t齿根圆角半径大，可减少齿的应力集中，带的承载能力得到提高。但是齿根回角半径也不宜过大，过大则使带齿与轮齿啮合时的有效接触面积城小，所以设计时应选适当的数值。5、带齿齿顶圆角半径八 带齿齿项圆角半径八的大小将影响到带齿与轮齿啮合时会否产生于沙。由于在同步带传动中，带齿与同步带轮齿的啮合是用于非共扼齿廓的一种嵌合。因此在带齿进入或退出啮合时，带齿齿顶和轮齿的顶部拐角必然会超于重叠，而产生干涉，从而引起带齿的磨损。因此为使带齿能顺利地进入和退出啮合，减少带齿顶部的磨损，宜采用较大的齿顶圆角半径。但与齿根圆角半径一样，齿顶圆角半径也不宜过大，否则亦会减少带齿与轮齿问的有效接触面积。 6、齿形角梯形带齿齿形角日的大小对带齿与轮齿的啮合也有较大影响。如齿形角霹过小，带齿纵向截面形状近似矩形，则在传动时带齿将不能顺利地嵌入同步带轮齿槽内，易产生干涉。但齿形角度过大，又会使带齿易从轮齿槽中滑出，产生带齿在轮齿顶部跳跃现象。3.4.3 同步带的设计在这里，我们选用梯形带。带的尺寸如表4-6。带的图形如图4-3。表4-6 同步带尺寸型号节距齿形角齿根厚齿高齿根圆角半径齿顶圆半径H840。6.124.31.021.02图4-3 同步带3.4.4 同步同步带轮的设计同步同步带轮的设计的基本要求1、保证带齿能顺利地啮入与啮出由于轮齿与带齿的啮合同非共规齿廓啮合传动，因此在少带齿顶部与轮齿顶部拐角处的干涉，并便于带齿滑入或滑出轮齿槽。2、轮齿的齿廊曲线应能减少啮合变形，能获得大的接触面积，提高带齿的承载能力即在选探轮齿齿廓曲线时，应使带齿啮入或啮出时变形小，磨擦损耗小，并保证与带齿均匀接触，有较大的接触面积，使带齿能承受更大的载荷。3、有良好的加了工艺性 加工工艺性好的同步带轮齿形可以减少刀具数量与切齿了作员，从而可提高生产率，降低制造成本。4、具有合理的齿形角齿形角是决定同步带轮齿形的重要的力学和几何参数，大的齿形角有利于带齿的顺利啮入和啮出，但易使带齿产生爬齿和跳齿现象；而齿形角过小，则会造成带齿与轮齿的啮合干涉，因此轮齿必须选用合理的齿形角。 第5章 绳子缠绕提升部分设计计算 滚珠丝杠副的作用是将旋转运动转变为直线运动，其螺旋传动是在丝杠和螺母滚道之间放人适量的滚珠，使螺纹间产生滚动摩擦。丝杠转动时，带动滚珠沿螺纹滚道滚动。螺母上设有返向器，与螺纹滚道构成滚珠的循环通道。为了在滚珠与滚道之间形成无间隙甚至有过盈配合，可设置预紧装置。为延长工作寿命，可设置润滑件和密封件。5.1 精度的选择滚珠丝杠副的精度直接影响电气机床的定位精度，在滚珠丝杠精度参数中，其导程误差对机床定位精度最明显。一般在初步设计时设定丝杠的任意300行程变动量应小于目标设定定位精度值的1/31/2,在最后精度验算中确定。对于车床，选用滚珠丝杠的精度等级4轴为13级（1级精度最高），Z轴为25级，考虑到本设计的定位精度要求和改造的经济性，选择4轴精度等级为3级，Z轴为4级。5.2丝杠导程的确定 选择导程跟所需要的运动速度、系统等有关，通常在：4、5、6、8、10、12、20中选择，规格较大，导程一般也可选择较大（主要考虑承载牙厚）。在速度满足的情况下，一般选择较小导程（利于提高控制精度），本设计中初选纵向丝杠导程为10。5.3 最大工作载荷的计算最大工作载荷是指滚珠丝杠螺母副在驱动工作台时所承受的最大轴向力，也叫进给牵引力,其实验计算公式如表5-1所示。表5-1 实验计算公式及参考系数导轨类型实验公式矩形导轨1.10.15燕尾导轨1.40.2综合或三角导轨1.150.15-0.18表中为考虑颠覆力矩影响时的实验系数；为滑动导轨摩擦系数；为移动部件总重量。G=200 N查表3-1选择综合导轨，取1.15,取0.18,为200；算得=1.151197+0.18（3420+200） =1371.555.4 最大动载荷的计算载荷随时间急剧变化且使构件的速度有显著变化（系统产生惯性力），此类载荷为动载荷。比如起重机以等速度吊起重物，重物对吊索的作用为静载，起重机以加速度吊起重物，重物对吊索的作用为动载。对于滚珠丝杠螺母副的最大动载荷计算公式如下： 式中：滚珠丝杠副的寿命系数，单位为r，（T为使用寿命，普通机床T取5000-10000h，电气机床T取15000h；n为丝杠每分钟转速）； 载荷系数，一般取1.21.5，本设计取1.2； 硬度系数（HRC58时取1.0；等于55时取1.11；等于52.5时取1.35；等于50时取1.56；等于45时取2.40）； 滚珠丝杠副的最大工作载荷，单位为N。本设计中承受最大切削力条件下最快的进给速度,初选丝杠基本导程，则丝杠转速。取滚珠丝杠使用寿命，带入得=90；取，代入，求得 ：=17390N。5.5 滚珠丝杠螺母副的选型初选滚珠丝杆副时应使其额定动载荷, 当滚珠丝杠副在静态或低速状态下长时间承受工作载荷时，还应使额定静载荷。 根据计算出的最大动载荷,选择江苏启东润泽机床附件有限公司生产CDM4006-2.5-3型内循环式滚珠丝杠副，采用双螺母螺纹式预紧，精度等级为4级，其参数如表5-2所示。表5-1 滚珠丝杠相关参数则选择丝杠,CDM4006-2.5-3为外循环插管式，双螺母垫片预紧，导珠管埋入式的滚珠丝杠副，尺寸如下：公称直径 d0=40mm 外径d=39.5mm导程 Ph=6mm 螺旋角 钢球直径 动载荷静载荷 注释:滚珠丝杠的结构形式5.6 滚珠丝杠副的支承方式 滚珠丝杠副的支承主要用来约束丝杠的轴向窜动，为了提高轴向刚度，丝杠支承常用推力轴承为主的轴承组合。考虑到纵向丝杠长度较大，本设计纵向丝杠采用双推简支支承方式，该方式临界转速、压杆稳定性高，有热膨胀的余地。5.7 传动效率的计算滚珠丝杠的传动效率一般在0.80.9之间，其计算公式如下： =式中：螺距升角，根据,可得=291； 摩擦角，一般取=10。算得： =96.67%5.8 刚度的验算滚珠丝杠副工作时受轴向力和转矩的作用，引起导程的变化，从而影响定位精度和运动的平稳性。轴向变形主要包括丝杠的拉伸或压缩变形、丝杠与螺母间滚道的接触变形、支承滚珠丝杆的轴承的轴向接触变形。因转矩和丝杠-螺母滚道接触对丝杠产生的导程变化很小，所以、可以忽略不计，所以丝杠的拉伸或压缩变形量为：=（“+”号代表拉伸，“-”代表压缩）式中：丝杠的最大工作载荷，单位为； 丝杠纵向最大有效行程，单位为； 丝杠材料的弹性模量，钢； 丝杠的横截面面积，单位按丝杠螺纹的底径确定。根据前面的设计，为3234.36，取1665，为44.24，算得： =0.01597=14.97查表5-2可知，,所以刚度足够。表5-2 有效行程内的目标行程公差和行程变动量有效行程精度等级12345大于至31566881212161623234005008710915132019272616002000181325183525483665515.9 稳定性校核由于滚珠丝杠本身比较细长又受轴向力的作用，若轴向负载过大，则会产生失稳现象，不失稳时的临界载荷Fk应该满足： =式中：丝杠支承系数，双推-简支方式时，取2，其他方式如表4-4所示； 滚珠丝杠稳定安全系数，一般取2.54，垂直安装时取最小值，本设计取4； 滚珠丝杠两端支承间的距离，单位为，本设计中该值为2000；（其中工件加工长度为1400，取2000，留600的两端余量） 按丝杠底径确定的截面惯性矩（，单位为）,本设中将代入算出=205514.36。 由以上数据可以算出：= 临界载荷远大于工作载荷（3234.36N），故丝杠不会失稳。表5-4 丝杠支承系数支承方式双推-双推双推-简支单推-单推双推-