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分 類 號
密 級
寧寧波大紅鷹學院
畢業(yè)設計(論文)
直徑0.6M的綠化植樹挖掘機設計
所在學院
機械與電氣工程學院
專 業(yè)
機械設計制造及其自動化
班 級
12機自x班
姓 名
學 號
指導老師
2016 年 3 月 31 日
誠 信 承 諾
我謹在此承諾：本人所寫的畢業(yè)設計（論文）《直徑0.6M的綠化植樹挖掘機設計》均系本人獨立完成，沒有抄襲行為，凡涉及其他作者的觀點和材料，均作了注釋，若有不實，后果由本人承擔。
承諾人（簽名）：
2016 年 3 月 31 日
49
摘要
本課題來源于生產實際,目前，我國正在大力加強植樹造林建設，特別是江蘇沿海地區(qū)，政府部門每年都規(guī)劃植樹造林，然而植樹造林存在一個問題，需要大量的人力來投入，而現(xiàn)在，國家倡導綠色造林，為了更有效的植樹造林,出現(xiàn)了機械造林。
整機結構主要由電動機、機架、傳動帶、錐齒輪構成。由電動機產生動力通過帶輪減速器將需要的動力傳遞到帶輪上，帶輪帶動V帶，從而帶動整機裝置運動.
本論文研究內容摘要：
(1)植樹挖掘機總體結構設計。
(2)植樹挖掘機工作性能分析。
(3)電動機的選擇。
(4)對植樹挖掘機的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件及機架設計。
(5)對設計零件進行設計計算分析和校核。
(6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。?
?
關鍵詞：植樹挖掘機，結構設計,電動機
Abstract
This 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 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 植樹挖掘機的介紹 1
1.1 選題背景及其意義 1
1.2 挖掘機的種類和國內外研究現(xiàn)狀 1
第2章 植樹挖掘機總體參數(shù)的設計 4
2.1 數(shù)據要求 4
2.2 整體設計方案 4
2.3 驅動方案和傳動方式的選擇與設計 4
2.3.1 各類驅動方案分析 5
2.3.2 本設計驅動方案的確定 5
第3章 植樹挖掘機主要傳動件計算 12
3.1 帶傳動設計 12
3.2選擇帶型 12
3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 13
3.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 14
3.5確定帶的根數(shù)z 15
3.6確定帶輪的結構和尺寸 15
3.7確定帶的張緊裝置 15
第4章 軸的設計 22
4.1 求作用在帶輪上的力 22
4.2 初步確定軸的最小直徑 23
4.3 軸的結構設計 23
4.4 求軸上的載荷 24
4.5按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 25
4.6 精確校核軸的疲勞強度 25
第5章 鍵的選擇與校核 39
5.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 39
5.1.1鍵的選擇 39
5.1.2 鍵的校核 39
5.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 40
5.2.1 鍵的選擇 40
5.2.2 鍵的校核 41
5.3 帶輪3上鍵的選擇與校核 41
5.3.1 鍵的選擇 41
5.3.2 鍵的校核 42
5.4 帶輪4上鍵的選擇與校核 42
5.4.1 鍵的選擇 42
5.4.2 鍵的校核 43
第6章 控制系統(tǒng)的設計 39
6.1 控制系統(tǒng)總體方案 39
6.2 鑒向 39
6.3 計數(shù)的擴展 40
6.4 中斷的擴展 41
6.5 數(shù)摸轉換器的選擇 43
6.6 電機驅動芯片選擇 45
結 論 48
參考文獻 49
致 謝 50
第1章 植樹挖掘機的介紹
第1章 植樹挖掘機的介紹
1.1 選題背景及其意義
2 3
在國家“十二五”規(guī)劃中，提出了生態(tài)文化是中華傳統(tǒng)文化、和諧文化的重要組成
部分，是支撐生態(tài)文明的基礎。國家林業(yè)局第七次全國森林資源清查結果顯示，全國森
林面積達到 1.95 億 hm ，森林覆蓋率達到 20.36%，森林蓄積量為 137.21 億 m 。從以
上統(tǒng)計數(shù)字可以看出，我國森林資源的平均水平依然很低，雖然我國的森林面積居世界
第五位， 但森林覆蓋率只相當于世界森林覆蓋率（31.7%）的 64%；全國人均森林面積
相當于世界人均水平的 25%。另外， 我國的森林質量不高， 單位面積森林蓄積量僅為
世界平均水平的 84.8%。為了進一步提高我國的森林覆蓋率及生態(tài)環(huán)境，發(fā)展生態(tài)文化，
需要開展大規(guī)模的造林工程，大面積地進行植樹造林活動。人工造林投入大、產出少、
用工多，效率低、速度慢、勞動強度大，而使用機械造林則可以解決這些問題。造林機
械化是造林工程的發(fā)展方向，而要進行機械化造林就必須有配套的造林機械。
植樹挖掘機是一種造林機械設備，目前國內造林機械的發(fā)展水平還不高，多為人工
控制，很少能實現(xiàn)自動化作業(yè)。如何將先進的自動化、智能化技術應用到機械造林中，
提高造林機械的自動化、智能化水平是擺在林業(yè)機械科研工作者面前的一個技術問題。
國 外挖掘機 的發(fā)展要先 進得多， 主要發(fā)展方 向是對于大 型的挖坑 機要集多種 功能于一
身，增加輔助設備。小型的挖掘機則側重于機構的優(yōu)化設計。本課題主要設計一個大型
挖掘機，適合于城市道路旁、公園內、綠地上栽植樹的挖坑作業(yè)。
空心管工作空心筒鉆頭挖掘機作為大型挖掘機的成員。無蓋或底部的空心管兩端，底部鑲嵌硬質合金切削齒，是公路市政工程，住宅建筑和四周的建筑垃圾重新路由非常惡劣土壤條件下鉆探發(fā)掘工作的特殊條件和土壤貧瘠鉆坑移植美化大口徑類樹木。
1.2 挖掘機的種類和國內外研究現(xiàn)狀
挖掘機的種類很多。如果按其與配套動力的連接方式進行分類，可分為懸掛式挖坑
機、手提式挖掘機、牽引式挖掘機和自走式挖掘機。按挖掘機上配置的鉆頭數(shù)量有單鉆
頭、雙鉆頭和多鉆頭；鉆頭根據形狀又分為螺旋式鉆頭、螺旋帶式鉆頭、葉片型鉆頭和
螺旋齒式鉆頭等。
圖 1-1 懸掛式挖掘機
圖 1-2 駕駛式挖掘機
手提式挖掘機又分為單人手提式和雙人手提式。手提式挖掘機一般功率較小，以單
缸 風 冷 汽油 發(fā) 動 機為 動 力 ，通 過 離合 器 和 減速 箱 連 接鉆 頭 。 鉆頭 轉 速 一般 為
100-200r/min，由于速比較大，減速機構大多采用蝸輪蝸桿或擺線行星輪機構。挖掘機
的鉆頭多 為單片螺旋片型， 這種鉆頭在挖坑過程中向 上排土的性能好。手提式挖掘機
適用于拖拉機不能通過的地形復雜的山地、丘陵和溝壑地區(qū)，挖坑直徑和深度都比較小，
也可用于果樹的追肥及埋設樁柱。如3WS-28型手提式挖掘機， 采用015A-1 型發(fā)動
機， 最大功率2.8kW， 轉速280-320r/min， 挖坑尺寸（坑徑×深度）320mm×500mm，
質量17.6kg。 拖拉機式挖掘機有多種形式。一種是挖坑設備通過三點懸掛與拖拉機相
連，動力直接由拖拉機的發(fā)動機輸出軸提供； 另一種是挖坑設備安放在拖拉機的后側
或一側； 還有一種是 挖坑設備安放在單獨的拖車上由拖拉機牽引， 動力 由液壓泵提供。
例如，東方紅- IW60型挖掘機就是通過三點懸掛與拖拉機相連。該機可與多種型號的拖
拉機配套使用，具有結構合理、易于操作、經濟耐用、便于維修等優(yōu)點，可用于大面積
的植樹造林挖坑作業(yè)， 挖坑直徑500-650mm，深度400-700mm，每小時可以挖坑100
個以上。 與國內相比，國外挖掘機的發(fā)展要先進得多。很多國外的專家在傳動機構和
挖頭的設計上都取得了很大的突破。目前，國外的挖掘機主要研究方向是，對于大型的
挖掘機械要集多種功能于一身，增加輔助設備；小型的挖掘機則側重于機構的優(yōu)化設計，
并且非常注意人機工程學在設計中的應用。日本生產的自走式高性能挖坑整地機采用柴
油機作動力，該機將行走腳與輪胎組合成行走裝置，為全液壓式，平時用輪胎行駛，坡
地時則靠行走腳行走，適用于陡坡林地作業(yè)，實現(xiàn)了一機多用。英國生產的 05H8300 型
懸掛式挖坑 機和美國生產的懸掛式三鉆頭挖掘機的鉆頭間距可調 （即行距可調），其適
用于平原地區(qū)的大面積植樹造林，工作效率很高。美國和加拿大生產的手提式挖掘機，
發(fā)動機與鉆頭之間采用分離式，通過液壓傳動驅動鉆頭工作。此種挖掘機在工作時發(fā)動
機與操作者距離較遠，可顯著減少運營商的人體工程學原理上完全符合的噪音影響。
在中國，造林季節(jié)和地區(qū)特點，設備運行時間是在一個單一功能的設備的短，利用率低。因此，設計在未來中，為了盡量考慮機器的問題。具體實施辦法是：第一，切換到另一種調整鉆不同的土壤條件和工作環(huán)境;二是設計通用機架，在更換工作部件后即可完成其他項目的營林作業(yè)，以提高其利用率。挖掘機不僅要適用
于平原、沙地和丘陵，還要能夠用于山地和溝壑。過去的便攜式挖掘機已經不能適應大
規(guī)模生產 的要求， 開發(fā)研制適用于坡地造林的自行式機械是 大勢所趨。坡地自行式造
林機械應能自動調平駕駛員座椅，可以向行走腳自行的方向發(fā)展，以使其具有較強的越
障能力。對于受到嚴重侵蝕的坡地應先在坡地上修造梯田，然后在梯田上造林。
第2章 植樹挖掘機總體參數(shù)的設計
第2章 植樹挖掘機總體參數(shù)的設計
2.1 數(shù)據要求
設計的原始數(shù)據：“直徑0.6M的綠化植樹挖掘機”的驅動使用電動機驅動，其功率通過計算獲得；“直徑0.6M的綠化植樹挖掘機”的打孔孔徑為0.6米，孔深為0.7米。
設計技術要求：“直徑0.6M的綠化植樹挖掘機”采用人工推行行走，打孔過程為機械自動，以實現(xiàn)打孔過程的自動化。本課題的設計包括植樹挖掘機的機械結構設計與植樹挖掘機的電氣控制系統(tǒng)設計兩大部分。
2.2 整體設計方案
圖2-1 植樹挖掘機方案圖
通過電動機帶動帶傳動實現(xiàn)一級減速，然后通過錐齒輪換向，將帶傳動輸出的錐齒輪與鉆頭的旋轉結合起來。
2.3 驅動方案和傳動方式的選擇與設計
在挖掘機的翻新，程序和傳輸模式的選擇和設計是極其重要的。另一個站和傳輸模式和環(huán)境是密不可分的，和工作要求。對于操作，有機械驅動，電驅動，液壓驅動器和混合動力驅動和其他資源的現(xiàn)有挖掘機。替代能源具有汽油發(fā)動機，柴油發(fā)動機，電動機。雖然電驅動特性，傳動效率高，環(huán)保和適合的好處等方面，卻無法適應環(huán)境的綠化，小型汽油發(fā)動機的發(fā)展對輕裝修挖掘機提供了需求的多樣性和復雜性可靠的保障。傳輸是挖掘機，對性能有直接影響和挖掘機鉆頭軸的整體結構的一個重要組成部分。傳輸系統(tǒng)的合理使用是保證滿足掏的要求鉆桿，挖掘效率，性能好重要工作。
2.3.1 各類驅動方案分析
挖掘機司機可分為：經由耦合，變速箱的各種組合，傳動軸驅動模式到鉆主軸驅動的工作機械驅動汽油發(fā)動機，是鉆主軸電動機驅動的電動驅動器，液壓缸和液壓鉆主軸電動機驅動的液壓驅動，機械驅動器和發(fā)動機為動力的混合動力驅動的運行和練習。機械傳動就像一個鏈帶，效率高，結構簡單，維修方便。另外，為避免在輪胎負荷，降低其開始。同時，我們可以確保的傳輸設備的安全性，以及更換是簡單且廉價的。機械傳動的缺點是不夠靈活的，難以達到長的距離。發(fā)電機是由一個螺紋在驅動馬達的輸出功率最高的效率驅動的，很長的距離是不容易出故障，但在該方式的單位的功率比不高，以及良好的對站點相對較高。通過導管到缸為液壓泵驅動油壓驅動系統(tǒng)迫使活塞向前輸出功率。更靈活，過載能力強，調速范圍寬，光滑，柔軟驅動，結構緊湊。然而，其成本高，維護工作量，成本高，會產生長途駕駛期間在管過度壓力損失，從而使效率降低。
混合動力推進結構復雜，操作和比單個形式繁瑣，一般保養(yǎng)，操作器械的小面積很少使用?，F(xiàn)代發(fā)動機系統(tǒng)保持的尺寸和重量的發(fā)展，而精度和系統(tǒng)的性能具有更大的需求，滿足了有利條件新挖掘機的發(fā)展。
2.3.2 本設計驅動方案的確定
根據以上分析，結合新型自走式挖掘機的技術要求，選擇機械驅動作為主要研究對象，在傳動過程中以萬向軸和軟軸兩種方式作為比較。具體方式如下：
圖 2-2 驅動方案
1.鉆頭的結構及運動參數(shù)的分析
挖掘機鉆頭參數(shù)不僅影響結構本身，而且還涉及到挖掘機的總體結構，工作效率，改善工作條件和合理的說法是好的設計挖掘機的前提。
最重要的參數(shù)鉆頭挖掘機是：1）鉆頭直徑D; 2）鉆井高度h，3）螺旋線長度H0; 4）螺旋角，5）鉆轉速n，6），和刀片切割土壤的最大角度?；谔囟☉玫囊蟮那叭齻€參數(shù)，其他參數(shù)都考慮在內，以確定設計者的需要。
圖 2-3 鉆頭主要參數(shù)示意圖
1)鉆頭入土阻力的近似計算
阻力埋鉆的大小和鉆井參數(shù)和操作環(huán)境已經影響有很大的關系，但就業(yè)和鉆頭的質量。由于挖掘過程過于復雜，有許多因素。在該方法中，向由電阻器埋在鉆挖期間計算的近似。電阻器埋入在由在垂直軸和突起的電阻掩埋得到的鉆頭點和刀鉆頭。
鉆尖埋入電阻和電源，密切相關的鉆尖的直徑。統(tǒng)計顯示，實驗表明裂解drillpoint埋阻力最小，小圓錐螺旋最大的三角形第二。然而，鉆尖的比掩埋相對于鉆頭直徑的前端和良好的關系的整體直徑的尺寸的總電阻的電阻。該比率越大，相對電阻，較小的比例相對較小的阻力。因此，為了實現(xiàn)定位的基礎上，要求應該盡可能地降低鉆頭點的直徑，在鉆點，以減少埋入電阻。近似計算可以用經驗公式埋入電阻分岔鉆尖鉆尖被組合以掩埋即提到的電阻器的大?。?
在片材上埋入電阻可以是大約相同的土壤阻力和切割底板變形的阻力在垂直軸上和突起，如圖 2-4 所示。
圖 2-4 刀片入土阻力分析
土壤板結的主要土壤因子的耐用性，是一個綜合性指標，與阻力矩的各個組成部分有很大的關系。一個大的內聚力之間的粘土顆粒，不易破碎，同時與鉆頭螺旋正方形粘土表面摩擦阻力比沙土的摩擦阻力大。因此，在該粘土挖掘機功耗和最大牽引轉矩。土壤濕度對阻力矩大的影響，當水層，硬土塊，更大的阻力。水含量的增加，達到的塑料，軟土的下限，阻力小，土壤繼續(xù)功能達到最佳效果。作為水繼續(xù)增加，直到達到粘附的極限，發(fā)生粘連，土壤是將堅持鉆頭，以增加阻力。
2）鉆頭給出一個合理的速度
鉆孔機是液壓挖掘機，速度水平，不僅對于挖掘機本身的結構中最重要的參數(shù)之一，而且還影響到螺旋桿翼的輸出效果。通常情況下，操作速度比粘土砂操作的選擇是低，在低水含量的就業(yè)比土小速度的水含量越大;工作坑直徑比直徑較小的低速孔大。鉆孔速度和功率的增加的工作效率的量將增加，因為電源但隆起產生所需的扭矩和功率增加。
在恒功率，少量進料集成快的，在為了提高安裝效率。在一定范圍內，速度的增加而增加，以相應地增加土壤螺旋翅片的容量。但速度超過一定范圍時，削減不僅增加了能量消耗和振動增大，很難使操作者的能力。在某些速度的選擇應確保的情況生產率，就必須有良好的土壤升，但也鉆頭具有很強的切地面的能力。當螺旋挖掘機操作時，土壤的切割過程中刀片，土塊到螺旋槳葉片的影響下向上移動。當轉速較低時，刀片切土塊只備份土塊繼續(xù)推動向上運動，擠壓背后的葉片摩擦和根據其自身的重量可達土塊，它很容易導致?lián)砣?，葉扭曲，一塊阻力增大。式子里，速度，土塊被切割和鉆頭的對坑的側面離心力的作用下一起旋轉，使得土塊，使坑壁土塊的接觸表面防止摩擦的旋轉。根據閥和坑，坑壁土塊相對向上運動，直至上升到地面后，從進站的雙方的行動是圍繞井拋出。如圖2-5運作的上升過程中的顆粒土塊。
圖 2-5 土塊質點受力分析
2.確定電機所需功率
根據直徑0.6M的綠化植樹挖掘機的要求，可以初步選取7.5KW功率Y132M-4的電動機。
查《機械設計課程設計手冊》得：
選擇，其銘牌如下表2-1：
表2-1 Y系列三相異步電動機
電機型號
額定功率 KW
滿載轉速 r/min
堵轉轉矩/額定轉矩
最大轉矩/額定轉矩
質量 Kg
132M-4
7.5
同步轉速1500 r/min,4級
1440
2.2
2.2
81
（a）
（b）
圖2-6 電動機的安裝及外形尺寸示意圖
表2-2 電動機的安裝技術參數(shù)
中心高/mm
外型尺寸/mm
L×（AC/2+AD）×HD
底腳安裝
尺寸A×B
地腳螺栓 孔直徑K
軸伸尺
寸D×E
裝鍵部位
尺寸F×GD
132
515× 345× 315
216 ×178
12
38× 80
10 ×43
第3章 植樹挖掘機主要傳動件計算
第3章 植樹挖掘機主要傳動件計算
3.1 帶傳動設計
輸出功率P=7.5kW,轉速n1=1440r/min,n2=500r/min
表3-1 工作情況系數(shù)
工作機
原動機
ⅰ類
ⅱ類
一天工作時間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動小
帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動較大
螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動很大
破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根據V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4，
取KA＝1.1。即
3.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。
圖3-1 帶型圖
根據算出的Pd＝8.25kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。
3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速
由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm
則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據P295表13-4查得）
表3-2 V帶帶輪最小基準直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=250mm
① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）
誤差 符合要求
② 帶速
滿足5m/s
300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。
帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。
3.7確定帶的張緊裝置
選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。
3.8計算壓軸力
由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=4，則
對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。盤的外環(huán)形部分具有輪緣，該輪緣用于安裝一與梯形槽輪形成輪胎工作盤的部分。因為V形皮帶40°的兩側之間的角度，以在V型皮帶輪部變形彎曲從而減小了楔形角時進行調整，的使32°的普通V形槽底部角的規(guī)定，34°，36° ，38°（取決于模型并確定滑輪的直徑），圓的尺寸示于表7-3。被稱為輪轂的筒狀部的軸線，是聯(lián)接盤和軸的一部分。中間部分是車輪的web（網絡），被用來作為一個整體靠近輪輞和輪轂。
表3-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
項目
符號
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準線下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽間距
e
8 ± 0.3
12 ± 0.3
15 ± 0.3
19 ± 0.4
25.5 ± 0.5
37 ± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽對稱面至端面的距離
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小輪緣厚
5
5.5
6
7.5
10
12
15
帶輪寬
B
B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù)
外徑
d a
輪 槽 角
32°
對應的基準直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
極限偏差
± 1
± 0.5
V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式：
（1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖3-2a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖3-2b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖3-2c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖3-2d。
（a） （b） （c） （d）
圖3-2 帶輪結構類型
根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇孔板帶輪如圖（c）
3）設計錐齒輪傳動
根據工作要求，傳動設計成標準直齒圓錐齒輪傳動，考慮到可能圓錐小齒輪齒根圓到鍵槽底部的距離，所以將圓錐小齒輪與軸設計成一體，圓錐大齒輪單獨設計，材料選用45鋼。由于選用的是閉式硬齒面齒輪，齒輪齒面磨損和彎曲疲勞折斷是主要的失效形式，因此設計這類齒輪傳動時按彎曲疲勞強度進行設計計算，宜選取較小的齒數(shù)，可取17～20[15]。
（a）估算齒輪主要參數(shù)及尺寸
齒數(shù),：
齒數(shù)比，所以選擇,則。
齒寬系數(shù)：
，取。齒寬系數(shù)不宜取過大，避免引起小端齒頂過薄，齒根圓角半徑過小，應力集中過大。
根據手冊[16]，按齒面接觸疲勞強度計算小齒輪大端分度圓直徑和大端模數(shù)：
（3.27）
式中：
—齒輪傳遞的扭矩；
—工況系數(shù)；
—動載系數(shù)；
—齒寬系數(shù)；
—試驗齒輪的接觸疲勞極限應力；
查手冊[16]得到，,,MPa。
由于 N·m，,。
將數(shù)據代入得到小齒輪大端分度圓直徑mm。
大端模數(shù)，根據標準分度圓模數(shù)，取。
圓錐齒輪主要尺寸計算[16]：
（3.28）
（3.29）
（3.30）
（3.31）
（3.32）
（3.33）
（3.34）
式中：
—大端分度圓直徑；
、—節(jié)錐角；
—錐距；
—中點分度圓直徑；
—當量齒數(shù)；
—平均模數(shù)。
齒寬，取mm。
將數(shù)據代入計算得：mm
mm
mm
mm
mm
根據大、小臂兩級鏈輪的減速，錐齒輪傳動中主動輪轉速r/min。
中點分度圓上的圓周力N。
（b）按齒面接觸疲勞強度進行校核
計算接觸用單位齒寬上的載荷
MPa （3.35）
查[16]手冊，，—齒向載荷分布系數(shù)，==1.2。
計算接觸疲勞應力
MPa （3.36）
計算齒輪的接觸疲勞極限應力
（3.37）
式中：
—壽命系數(shù)；
—潤滑劑系數(shù)；
—齒面光潔度系數(shù)；
—速度系數(shù)；
—工作硬化系數(shù)；
—尺寸系數(shù)。
查手冊[16]得到，，。
所以，MPa。
計算接觸安全系數(shù)
，安全系數(shù)較高。所以，接觸疲勞強度滿足，參數(shù)合理。
（c）按齒根彎曲疲勞強度的校核
計算彎曲用單位齒寬上的載荷
MPa
變位系數(shù)
取，則。
應力集中校正系數(shù)
由及可查表得，由及可查表得。
齒形系數(shù)
由，據及可查表得，由及可查表得，而，所以：，。
彎曲計算應力
根據公式：
（3.38） （3.39）
將數(shù)據代入計算得：MPa
MPa
取安全系數(shù)
查[16]手冊，得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。
查[16]手冊，得彎曲疲勞極限為MPa，MPa。
許用應力：
（3.40）
（3.41）
將數(shù)據代入計算得：MPa
MPa
因此、，彎曲疲勞強度滿足，參數(shù)合理[17]。
第4章 軸的設計
第4章 軸的設計
低速級軸的設計與校核
4.1 求作用在帶輪上的力
因已知低速級帶輪的直徑為
＝250
而 F＝＝＝8926.93 N
F＝F＝＝3356.64 N
F＝Ftan＝4348.16×＝2315.31 N
圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖5.1所示。
圖4-1 軸的載荷分布圖
4.2 初步確定軸的最小直徑
（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據課本，取，于是得
＝112×＝60.36
4.3 軸的結構設計
（1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
② 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據＝80 mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（GB/T 297—1994）30217型，其尺寸為d×D×T＝85 mm×150 mm×30.5 mm，故＝＝85 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則＝44.5 mm。
③ 取安裝帶輪處的軸段＝90 mm；帶輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知帶輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊帶輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故?。?6 mm。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h＞0.07d，故取h＝7 mm，則＝104 mm。軸環(huán)寬度,取b＝12 mm。
④ 軸承端蓋的總寬度為37.5 mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故?。?7.5 mm。
至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ
圖4-2 低速軸的結構設計示意圖
表4-1 低速軸結構設計參數(shù)
段名
參數(shù)
Ⅰ-Ⅱ
Ⅱ-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅳ-Ⅴ
Ⅴ-Ⅵ
Ⅵ-Ⅶ
直徑/mm
65 H7/k6
80
85 m6
90 H7/n6
104
85 m6
長度/mm
105
67.5
46
86
12
44.5
鍵b×h×L/mm
20 ×12 ×90
25×14×70
C或R/mm
Ⅰ處
2×45o
Ⅱ處
R2
Ⅲ處R2.5
Ⅳ處R2.5
Ⅴ處R2.5
Ⅵ處R2.5
Ⅶ處
2.5×45o
（2） 軸上的零件的周向定位
帶輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按＝90 mm表6-1從教科書理查德·平鍵直徑寬×高= 25毫米×14毫米帶鍵槽鍵槽，70毫米的長度，并確保滑輪并以良好的中性軸，因此與輪轂和軸的配合是；此外，連接聯(lián)軸器的兩半，的平坦鍵20毫米選擇×12平方毫米×90毫米，與連接和軸的配合是。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
（3） 確定軸上圓周和倒角尺寸
參考課本表15-2，取軸左端倒角為2×，右端倒角為2.5×。各軸肩處的圓角半徑為:Ⅱ處為R2，其余為R2.5。
4.4 求軸上的載荷
首先根據結構圖(圖7.2）作出軸的計算簡圖（圖7.1）。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30217型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a＝29.9 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7 mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。
從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險截面。計算步驟如下：
＝57.1+71.6＝128.7 mm
＝＝＝4 966.34 N
＝＝＝3 960.59 N
＝＝＝2 676.96 N
＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N
＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014
＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416
＝＝679.68×71.6＝486 65.09
＝＝＝322 150.53
＝＝＝287 723.45
表4-2 低速軸設計受力參數(shù)
載 荷
水平面H
垂直面V
支反力
＝4 966.34 N，＝3 960.59 N
＝2 676.96 N，＝679.68 N
彎矩M
＝283 578.014
＝152 854.416
＝486 65.09
總彎矩
＝322 150.53 ,＝287 723.45
扭矩T
1 410 990
4.5按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
如果選中，通常只檢查軸的強度最大扭矩點和橫截面（即危險的C部分）抗拒。根據教科書式（15-5）和表7.2，以及單向旋轉，扭轉剪切應力脈動交替壓力的循環(huán)，設出＝0.6，軸的計算應力
＝＝ MPa＝12.4 MPa
前已選軸材料為45鋼，調質處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈 []，故此軸安全。
4.6 精確校核軸的疲勞強度
（1）判斷危險截面
的橫截面，Ⅱ，Ⅲ，B完全由扭矩效應，雖然電壓花鍵軸肩和所述過渡配合通過濃縮，軸的疲勞強度都引起的，而是由于柄部的最小直徑衰減扭轉力是如此大手筆決定部分A，ⅱ，ⅲ，B，無需檢查。
在軸上，橫截面Ⅳ和Ⅴ的疲勞強度應力集中的壓配合的截面C.等于剖Ⅴ應力集中的影響，以及一個橫截面Ⅳ的最大載荷的載荷下所造成的最嚴重的，從點的應力集中，但剖視圖ⅴ對扭矩的影響，而在軸直徑大，這是沒有必要的強度的檢查。雖然上的最大應力，而且應力集中的橫截面C為不是，并且在這里所述柄的最大直徑（應力通過干涉配合和鍵槽都集中在兩端引起的），因此，不需要截面C中，部分Ⅵ和Ⅶ顯然較少的控制必要的控制。附件教科書章3示出了，相比于比鍵槽壓入小，因此，能夠方便地檢查軸的左，右的橫截面的應力集中系數(shù)Ⅳ。
（2）截面Ⅳ左側
抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝61 412.5
抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝122 825
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990
截面上的彎曲應力
＝1.48 MPa
截面上的扭轉切應力
＝11.49 MPa
軸的材料為45鋼，調質處理。由課本表15-1查得
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因
，
經插值后查得
＝1.9，＝1.29
又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為
，＝0.88
故有效應力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為
＝1.756
由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)。
軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數(shù)為
軸為經表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為
又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)
，取
，取
于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得
S＝＝＝65.66
S＝＝＝16.92
＝＝＝16.38≥S＝1.5
故可知其安全。
（3） 截面Ⅳ右側
抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝72 900
抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝145 800
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990
截面上的彎曲應力
＝1.25 MPa
截面上的扭轉切應力
＝9.68 MPa
過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并?。?.8，于是得
＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59
軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數(shù)為
軸為經表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為
＝3.33
＝2.68
又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)
，取
，取
于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得
S＝＝＝66.07
S＝＝＝16.92
＝＝＝11.73≥S＝1.5
故該軸的截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告結束。
第5章 鍵的選擇與校核
第5章 鍵的選擇與校核
5.1 帶輪1上鍵的選擇與校核
5.1.1鍵的選擇
在本設計中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示：
表5-1 帶輪1上鍵的尺寸
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
最小
最大
28
87
8
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40
5.1.2 鍵的校核
1.鍵的剪切強度校核
鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示：
圖5-1 鍵剪切受力圖
鍵的剪切受力圖如圖5-1所示，式子里，b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強度條件：
（式子里，D為帶輪輪轂直徑） （5-1）
=10 M30 （結構合理）
2.鍵的擠壓強度校核
鍵在傳遞動力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應力=100 ）
圖5-2 鍵擠壓受力圖
由
（5-2）
=2000 N
又有
（5-3）
8 結構合理
5.2 帶輪2上鍵的選擇與校核
5.2.1 鍵的選擇
同上所述，帶輪2上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：
表5-2 帶輪2上鍵的尺寸
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
最小
最大
35
108
10
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40
5.2.2 鍵的校核
鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，式子里，b=10 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強度條件：
（式子里，D為帶輪輪轂直徑） （5-4）
=6.3 M30 （結構合理）
同理校核鍵的擠壓強度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應力=100 。
由
（5-5）
=3150 N
又有
（5-6）
6.3 結構合理
5.3 帶輪3上鍵的選擇與校核
5.3.1 鍵的選擇
同上所述，帶輪3上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：
表5-3 帶輪3上鍵的尺寸
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
最小
最大
50
1611
16
0
-0.043
0.025
6.0
+0.2
0
4.3
+0.2
0
0.25
0.40
5.3.2 鍵的校核
鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，式子里，b=16 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強度條件：
（式子里，D為帶輪輪轂直徑）
=5.5 M30 （結構合理）
同理校核鍵的擠壓強度，其受力如圖3-7，初取鍵的許用擠壓應力=100 。
由
=4400 N
又有
5.5 結構合理
5.4 帶輪4上鍵的選擇與校核
5.4.1 鍵的選擇
同上所述，帶輪4上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：
表5-4 帶輪4上鍵的尺寸
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
最小
最大
60
1811
18
0
-0.043
0.025
7.0
+0.2
0
4.4
+0.2
0
0.25
0.40
5.4.2 鍵的校核
鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，式子里，b=18 mm,L=70 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=264 Nm ，由鍵的剪切強度條件：
（式子里，D為帶輪輪轂直徑）
=3.5 30 （結構合理）
同理校核鍵的擠壓強度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應力=100 。
由
=4410 N
又有
3.5 結構合理
第6章 控制系統(tǒng)的設計
第6章 控制系統(tǒng)的設計
6.1 控制系統(tǒng)總體方案
該系統(tǒng)采用AT89C51單片機為核心的控制操作部