拱棚支柱打入机传动系统的设计

1、拱棚支柱打入机传动系统的设计1 研究设计的要求目的及意义1.1 设计背景、目的及意义随着大棚技术的广泛应用与推广，越来越多的新的技术要求也在不断地更新。拱棚支柱打入机的出现能够有效提高搭建拱棚的效率，降低人力成本。拱棚支柱打入机传动系统与工作效率和工作质量息息相关，因此，设计一个合理的传动系统是非常必要的。传动系统一般由传动装置、离合器和轴等组成，其基本功用是将发动机发出的动力传给汽车的驱动车轮，产生驱动力，使车辆能够在一定速度上行驶。1.2 设计的要求设计的传动系统要能够保证机械具有在各种行驶条件下所必需的牵引力、车速，以及保证牵引力与车速之间协调变化等功能，使机械具有良好的动力性；还能保证

2、能倒车，以及左、右驱动轮能适应差速要求，并能使动力传递能根据需要而平稳地结合或彻底、迅速地分离。1.3 该机械传动系统的发展趋势从现在来看，拱棚支柱打入机传动系统在短期内仍然会采用电动机起动，普通V带及齿轮传动，硬件系统暂时不会有太大的变化，但传动效率和传递精度、传动速度将会提高。而未来的发展将会引入无线操作控制，现场操作台改为无线式，更方便操作控制。另外，软件系统的发展必须跟随新工艺、新装备的发展，符合工艺要求，不断完善。同时远程诊断功能将会日趋完善，操作人员可在远程了解拱棚支柱打入机运行的全部状态，当出现故障后，通过远程诊断就可以恢复系统或排除故障。2 总体方案设计与论证2.1 方案设计电

3、动机1输出动力,一部分动力通过带传动7供给液压泵6,一部分经过带传动7、齿轮-摩擦离合器4、摩擦离合器3和链传动2将动力分别传给两边车轮.在将动力传递给车轮的过程中需安装一些特殊的传动装置以实现车轮的起动、换向、停止及单边制动，以满足拱棚支柱打入机的行驶和作业要求。 根据以上要求,设计出三种方案如下图所示： 方案一:图1 拱棚支柱打入机传动系统的设计方案一通过带传动7将一部分动力供给液压泵,另一部分通过齿轮摩擦离合器换向机构4可实现机械的起停及换向,通过控制两边相同的摩擦离合器3可实现单边制动完成机械的转弯等过程.将摩擦离合器部分整体置于机械内部.方案二：图2 拱棚支柱打入机传动系统的设计方案

4、二通过带传动将一部分供给液压泵,另一部分中齿轮摩擦离合器换向机构可实现机械的起停及换向,通过控制两边相同的摩擦离合器可实现单边制动完成机械的转弯等过程.将摩擦离合器部分整体置于机械内部.方案三：图3 拱棚支柱打入机传动系统的设计方案三通过带传动将一部分供给液压缸,另一部分中齿轮摩擦离合器换向机构2可实现机械的起停及换向,通过控制两边相同的碟刹可实现单边制动完成机械的转弯等过程.将摩擦离合器部分整体置于机械内部.2.2 方案确定方案二整体结构尺寸较大，传动效率较低； 方案三采用碟刹实现单边制动，无法切断动力,易打滑; 方案一尺寸较小，且能合理实现单边制动，故采用方案一。3 硬件设计3.1 电动机

5、的选择1 选择电动机类型按照工作要求和条件，选用Y系列笼型三相异步电动机。2 确定电动机功率工作机所需要的功率PW式中，取，电动机的输出功率P0：其中V带传动效率，齿轮传动效率，滚动轴承效率，联轴器效率，链传动效率，在本设计方案中采用V带传动，2对齿轮，2对滚动轴承，链传动，所以：得： 选取电动机的额定功率，使,查手册得电动机的额定功率为：。3 确定电动机的转速轮的转速为：取V带传动比，直齿圆柱齿轮传动比，总传动比为：电动机可选择的转速为：所以电动机选择为： Y160M1-2，满载时的转速为：2930r/min4 计算传动装置的总传动比并分配各级传动比传动装置的总传动比分配各级传动比由式，取带

6、传动比，5 计算传动装置的运动参数和动力参数各轴的转速轴：轴：轴：车轮轴：各轴的功率轴：轴：轴：车轮轴：各轴的扭矩电动机轴：轴：轴：轴：车轮轴：将以上算得的运动参数和动力参数列表如下：参数轴号电动机轴轴轴轴车轮轴转速n(r/min)29301465488.33159.07159.07功率P/kW1110.7810.249.749.15转矩T/(N· m)35.8570.27200.26584.76549.33传动比i233.071效率0.980.950.950.943.2 V带传动的设计计算1 确定计算功率：查表4.6得工作情况系数：=1.1=P=1.1×11=12.1kw

7、2 选择V带的带型：根据计算功率和，由图4.8选择V带的带型为：A型3 初选带轮的基准直径和：查图4.8及表4.7,取=110 根据表4.7，取 大带轮转速： 误差不超过5%，合格。4 验算带速v 带速在525m/s范围之内，满足要求。5 确定中心距a，并选择V带的基准长度 根据公式（4.11）初定中心距：0.7（）2() 得217620 于是初定=300计算相应的带长：据式+=1093.45mm再根据表4.2选取：=1000mm 按公式计算实际中心距: +=300+=253mm6 验算小带轮上的包角: 180°-()=180°-(200-110)160°>

8、120°合格7 计算带的根数z:由=110和=2930r/min,查表4.4取：=2.51kw；根据=2930r/min,i=2和A型带，查表4.5取：=0.34；查表4.8取：=0.98;查表4.2取：=1.07。于是： () 所以：Z=4.05取Z=4根。8 确定单根V带得初拉力: 查表4.1得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以=148.3N9 计算压轴力： =2z=21168.5N3.3 齿轮传动的设计1 选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220-250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170-210HBS。因为是普通减速器，由表10.21选9级精度

9、，要求齿面粗糙度 R3.26.3.2 按齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出d1值。确定有关参数与系数：（1）转矩T1 （2）载荷系数K查表10.11取K=1.1（3）齿数z1齿宽系数小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数z2=60,由表10.20选取。（4）许用接触应力 由图10.24查得 由表10.10查得SH=1 查图10.27得 由式（10.13）可得 故 由表10.3取标准模数m=2.5。（5）计算主要尺寸 经圆整后取b2=60 3 按齿根弯曲疲劳强度校核 由式（10.24）得出，如则校核合格。 确定有关系数与参数：（1）齿形系数YF查表10.13得

10、 YF1=2.65，YF2=2.18。（2）应力修正系数YS 查表10.14得YS1=1.59， YS2=1.80。（3）许用弯曲应力由图10.25查得 。由表10.10查得 。由图10.26查得 。由式（10.14）可得 故 齿轮弯曲强度校核合格。4 验算齿轮的圆周速度v 由表10.22可知，选9级精度是合适的。将上述计算结果整理如下表所示： 名称小齿轮(mm)大齿轮(mm)分度圆直径d62.5150齿顶高2.52.5齿根高3.753.75齿全高h6.256.25齿顶圆直径 64.5152齿根圆直径 55142基圆直径58.73145.92中心距a 106传动比i33.4 传动轴的设计（以轴

11、为例）1 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）图4 传动轴零件图2 按扭转强度估算轴的直径由前面计算得，传动功率P2=10.24kw, n2=488.33r/min，采用深沟球轴承支撑。由已知条件知传递的功率属于中小功率故选用45刚并经调质处理，硬度217255HBS由P182式8.2得d式中C取值见P182表8.2（1）确定轴各段直径和长度右起第一段，查标准GB/T 50142003,轴段长L1=13mm；右起第二段，该段的直径取30mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取该段长为L2=54mm；右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，该段的直径为30mm，长度为L3

12、=115mm；（2） 按弯扭合成强度校核轴径1）按设计结果画出轴的结构草图（图a）2）画出轴的受力图（图b）3）作水平面内的弯矩图（图c支点反力为）截面处的弯矩为MHI=2003.3×97/2=97160N·mm截面处的弯矩为MHII=2003.3×23=46076N·mm4) 作垂直面内的弯矩图（图d）支点反力为FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145截面处的弯矩为 MrI左=FVA·L/2=729.145×97/2=35363.5N·mm截面处的弯矩为MrII =FVB·23=729.14

13、5×23=16770.3N·mm5) 合成弯矩图（图e）MI=（35363.52+971602）1/2=103396 N·mmMII=（16770.32+460762）1/2=49033 N·mm6)求转矩图（图f） T=9.55×106×P/n=9.55×106×4.207/76.19=527324 N·mm7)求当量弯矩设转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6截面: MeI=( 609252+(0.6×5273242）1/2=322200 N·mm截面：MeII=( 490332+(

14、0.6×5273242）1/2=320181 N·mm8)确定危险截面及校核强度由图可以看出，截面可能是危险截面。但轴径d3> d2，故也应对截面进行校核。截面：eI=MeI/W=322200/(0.1×603)=14.9Mpa截面：eII=MeII/W=320181/(0.1×553)=19.2Mpa查表得-1b=60Mpa,满足e-1b的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量。其受力图如下图5 传动轴受力图3.5 摩擦离合器的设计1 确定离合器需要传递的扭矩：已知离合器的设计需满足输出功率为1.5KW。根据公式可得 由已给公式Mfb·

15、;Memax（N·m）式中：b1扭矩储备系数，一般b1.22，此处取b1.2 故2 圆盘摩擦离合器摩擦片参数与尺寸计算(1)参数初定初摩擦盘工作面平均直径计算公式为摩擦盘工作面外直径，摩擦盘工作面内直径 但经验算与校核，所取值不能满足条件或尺寸和力过大，不能采用，因此改取摩擦盘工作面外直径，摩擦盘工作面内直径由公式得摩擦盘宽度摩擦面对数：m=1（题目要求）摩擦片脱开时所需的间隙：由题目条件给出，间隙取为1mm(2)参数计算根据公式确定计算转矩，其中T为离合器理论转矩，可取最大工作转矩，即，K为离合器工况系数，根据机械设计手册6-222页表6-3-3查表，此处K取1.2，为离合器接合频

16、率系数，根据机械设计手册6-222页表6-3-4查表，此处离合器接合频率低于100次每小时，因此取1， 为离合器滑动速度系数，根据公式其中n为离合器转速，n=428.571 r/min得 根据机械设计手册6-222页表6-3-5查表，可得=0.924将K、代入可得 压紧力：其中=5209（N·cm），=16cm，为摩擦面的摩擦系数，本实验采用黄铜黄铜，取0.17，m为摩擦面对数，通常干式m=16，取1。 代入后参数校核 许用传递转矩：应满足 其中为许用压强，根据机械设计手册6-232页表6-3-16查表，取2040N·， 为摩擦片数修正系数，根据机械设计手册6-238页表6

17、-3-20查表，取=1 将参数代入公式得 因此可知 ，满足校核条件。 摩擦面压强：应满足 将已知量代入公式可得 N· 根据机械设计手册6-232页表6-3-16查表，知黄铜黄铜的许用压强为2040N·，因此满足校核条件。3 圆盘摩擦离合器圆柱螺旋压缩弹簧参数与尺寸计算 (1)原始条件最小工作载荷= 0 N最大工作载荷 3830 N工作行程h = 8 mm 端部结构：端部并紧，磨平，两端支撑圈各一圈 弹簧材料：碳素弹簧钢丝C级 (2)参数计算初算弹簧刚度P ： 工作极限载荷 ： 为1类载荷，故=3830 N弹簧材料直径d及弹簧中径D与有关参数根据与D条件从机械设计手册11-2

18、4页表11-2-19查表得dD104046152.9911543 有效圈数n ： 按照机械设计手册11-17页表11-2-10取标准值为n=3.25总圈数 ： 圈弹簧刚度 P ： 工作极限载荷下的变形量节距 t ：自由高度 根据机械设计手册11-17页表11-2-12取标准值为弹簧外径弹簧内径螺旋角展开长度L： (3)验算最小载荷时的高度：最大载荷时的高度：极限载荷时的高度：实际工作行程：高径比： 符合条件，不必进行稳定性验算。3.6链传动的设计1 选择链轮齿数假设链速0.63 m/s,根据P91表5.3，选取小链轮的齿数为=18，因链传动只传递动力，故取i=1，则大链轮的齿数18, z2&l

19、t;120，合适2 初定中心距链的中心距一般初取=（3050），故取=403 确定链节数98节4 确定链节距由P91表5.1得1.0，估计链的失效为链板疲劳（即工作点落在额定功率曲线顶点的左侧），由表5.3得0.94，链长系数0.99。采用单排链，由P92表5.4得1.0。则链条所需传递的额定功率为10.47kW。根据10.47kW及链轮的转速n159.07r/min，查图5.8，选用10A的滚子链，其链节距15.875mm。链传动的工作点落在额定功率曲线顶点的左侧，与原假定相符合。5 验算链速0.76m/s与原假设相符6 计算中心距=682.63 mm取682mm中心距减小量(0.0020.004)(0.0020.004)×6821.3642.728 m