畢業(yè)設計 大棚卷簾機

1、 題 目：農業(yè)大棚化纖保溫被卷簾機設計-2K-H行星傳動設計及扭力桿裝置設計 學 號： 姓 名： 班 級： 專 業(yè)： 學 院：機電學院 入學時間： 指導教師： 日 期： 年 月 日畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明本人所呈交的畢業(yè)論文是在指導教師指導下進行的工作及取得的成果。除文中已經注明的內容外，本論文不包含其他個人已經發(fā)表或撰寫過的研究成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中作了明確說明并表示謝意。作者簽名：農業(yè)大棚化纖保溫被卷簾機設計-2K-H行星傳動設計及扭力桿裝置設計摘 要隨著城鄉(xiāng)人民生活水平的提高，冬季栽培鮮菜、鮮果的溫室大棚蓬勃發(fā)展，規(guī)模越來越大。但是，草簾每天都要卷起和鋪

2、放，耗用菜農很多的精力和體力，為了節(jié)約每次升降簾子的時間，設計套管式溫室大棚卷簾機，每次一個或者兩個人在三分鐘左右的時間就能完成卷簾、放簾作業(yè)，這樣可以大大延長室內的光照時間。針對溫室大棚用戶的實際情況，設計一種套管式卷簾機，并對關鍵結構進行運動分析與受力分析，對其主要結構的技術參數進行分析與計算，以完善機器結構和工作原理。該種形式的卷簾機適合棚長較長的溫室大棚的設計工作，其傳動方式為電動機單級少齒差減速器實現減速，并通過凸緣聯軸器與卷簾軸相連。該卷簾機采用少齒差減速器能夠很大程度上減小減速器的設計尺寸；少齒差減速器能夠在一定程度上減少安全事故。套管式卷簾機通過電動機的正反轉實現卷簾和放簾作業(yè)

3、。關鍵詞：溫室大棚；卷簾機；傳動Design of Chemical Fiber insulation Automatic Met Roller for Solar Greenhouse-Designing of 2K-H Planetary transmission and Torsion barAbstractWith the improvement of living standards of urban and rural people.Growing of fresh vegetables and fruit, the winter of greenhouse trellis vig

4、orous development, scale is getting bigger and bigger. But every day, careless, heigher up and lay out a lot of energy and energy vegetable, in order to save the time, every time lifting curtain design casing type greenhouse trellis shutter machine, every time one or two in ten minutes of time will

5、finish the shutter, put shade homework, so can greatly extend indoor illumination time. According to the actual situation of greenhouse trellis users, design a kind of casing type shutter machine, and the key structure with stress analysis, motion analysis of the main structure of the technical para

6、meters is analyzed and calculated, consummates machine structure and work principle. The form of shutter machine suitable for tents long lesser greenhouse trellis design work, the transmission way through the secondary for motor belt transmission and level, and achieve slowdown worm reducer by lugs

7、coupling and shutter shaft connected. This shutter machine adopts level 1 worm reducer can largely reduce the design of the speed reducer size; Using single head not only worm broken down easy processing, but also the lock performance, can, to some extent, reduce safety accidents. Casing type shutte

8、r machine through motor positive &negative realize shutter and put shade homework.Key Words：Solar Greenhouse；Met Roller；Transmission目 錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc293442465 1 引言 引言日光溫室卷簾機是我國具有完全獨立知識產權的技術，為我國所獨有。卷簾機有大概20年的發(fā)展歷史，經歷了由手動到自動，由草簾到保溫被的演化。傳動機構也從最初的皮帶輪發(fā)展到鏈輪和現在普遍使用的渦輪渦桿機構。但是卷簾機的工作環(huán)境較差，承載扭

9、矩大，所以仍需開發(fā)更加科學合理的傳動機構。日光溫室的結構逐漸變化也要求卷簾機的設計相應的改變?？傊?，更加智能、更加安全是未來的趨勢。目前國內卷簾機生產廠家有數千家，多集中在我國的蔬菜之鄉(xiāng)壽光。日光溫室卷簾機是我國具有完全獨立知識產權的技術，為我國所獨有。我國的卷簾機生產企業(yè)普遍規(guī)模不大，2010年，全國只有96家卷簾機廠商進入了全國和地方購置補貼目錄。卷簾機種類繁多，分類方式眾多。但主要可分為牽引式卷簾機、側擺桿式卷簾機、雙懸臂式卷簾機3類。如圖1-1至1-3所示。圖1-1 牽引式卷簾機圖1-2 雙懸臂式卷簾機圖1-3 側擺桿式卷簾機卷鋪介質有草簾和保溫被2種，草簾屬于比較傳統的材料，取材方便

10、，而且價格十分低廉，在20世紀之前被廣泛的使用，但是由于草簾的質量較差、壽命短，而且隨著使用保溫被的成本逐漸降低，加上保溫被具有防風、防水、耐老化等優(yōu)于草簾的特點，保溫被已經得到普遍的使用。圖1-4 草簾圖1-5 化纖保溫被由于良好的的自鎖性能，目前市場上應用最廣泛的是渦輪渦桿和圓柱齒輪傳動相結合的結構。但此種齒輪傳動接觸點少，傳遞不穩(wěn)定，承載力較差、損壞率高，傳統的帶輪和鏈輪傳動已經較少使用。 針對實際使用過程中出現的問題，出現了各種新式的適用于具體環(huán)境的卷簾機:太陽能型卷簾機-由于有些大棚所處的位置電力供應不便，采用太陽能不僅能夠節(jié)省電力還節(jié)省了鋪設電線的成本；遙控裝置的開發(fā)和行程控制器-

11、實際大棚操作過程中，由于大棚一般長60-100m，如果采用手動開關，農戶調整時需要來回走動，既浪費時間，又可能造成潛在的危險，采用遙控能節(jié)約時間而限位開關又能保證可靠性；智能型卷簾機-這是未來的研究方向，智能型卷簾機能夠實現全自動的控制，基于日光溫室的溫度、濕度等自動的調整卷簾的開閉，比較科學，相較于農戶依靠自身的經驗決定卷簾的開閉，能夠更好的控制好光照、溫度、濕度。國內溫室用卷簾機的特點：日光溫室機械卷簾機的特點是輸出扭矩大、耗電小、承載能力強，電機功率在075kW 22kW 之間，承載能力為5t12t。70m90m長的溫室，重12t(含雪或水)的雙層草苫可一次卷鋪完成。國內有幾十家卷簾機生

12、產廠企業(yè)，山東廠家較多，這些廠家處于一種無序競爭狀態(tài)，產品質量起伏不定。卷簾機的樣式可以說花樣繁多，特別是卷簾機專利，各種形式，有成熟的，但更多是不成熟的，在調查了解的40多種專利里面，真正能形成產業(yè)化的很少?，F在卷簾機存在的問題：通過對產品用戶的調查和對產品各項性能指標的對比，我們發(fā)現產品的設計結構基本是合理的。而產品在使用過程中的的確確又現一些質量，如齒輪打齒、渦輪蝸桿扭壞、輸出軸與卷軸與卷軸連接強度不夠等，問題主要的根源是一些廠家為低價銷售，以次充好，安裝偷工減料等。由于卷簾機的工作環(huán)境變化比較大，遇下雪或下雨時，草苫重量增加很多，卷簾機負荷成倍增長，也較易出現問題，但使用保溫被的情況要

13、好的多，由于質量問題的存在，造成卷簾機經常損壞，打齒、斷軸的現象時有發(fā)生，質量不好的產品回修率在10左右，卷簾機一旦發(fā)生質量問題，不是草苫卷不上去就是草苫放不下來，給農民增添很多不必要的麻煩。因此，在推廣工作中要充分的注意質量的問題。種植反季節(jié)蔬菜瓜果可以獲得較大收益，促使溫室大棚得到快速發(fā)展。大棚保溫用的卷簾機有多種結構，本課題主要介紹套筒式卷簾機。該機主要由卷簾機組、卷簾桿、機座、伸縮支桿和鉸接支座等構成。卷簾機組固定在伸縮支桿上端的機座上，減速器的輸出軸通過法蘭盤與橫貫溫室全長的卷簾桿相聯。套管式溫室大棚：卷簾機該卷簾機結構和雙跨懸臂式卷簾機不同，是自驅動型卷簾機的義一種形。該機由卷簾機

14、組、卷簾桿、伸縮支桿和鉸接支座構成。卷簾機組固定在伸縮支桿上端的機座上，伸縮支桿下端安裝在溫室側墻邊的絞接支座上。減速機的輸出通過法蘭盤與橫貫溫室全長的卷簾軸相聯，卷簾機組被掛在側墻外面。它的優(yōu)點是部分卷被重量可以在溫室兩側的墻體上，并且可以實現手動、電動一體化。缺點主要是不適用于70米以上長溫室。按減速機的結構可分為直齒輪式、雙蝸輪蝸桿和蝸輪直齒輪3種結構，這3種結構的減速機都能滿足正常的卷鋪作業(yè)?，F在雙懸臂式卷簾機的市場占有率約為50 ，側擺桿式卷簾機市場占有率約為40 ，其它10。2卷簾機方案的確定2.1整機結構溫室大棚卷簾機的主要結構如圖2-1所示(1、化纖被2、卷簾軸3、溫室大棚4、

15、擺桿5、頂桿6、電動機7、減速器8、凸緣聯軸器)。該卷簾機的擺桿通過擺桿軸與地基形成鉸鏈聯接，頂桿與電動機或者減速器的底座相連，電動機固定在減速器底座上。電動機的輸出扭矩通過2K-H行星少齒差減速將輸出扭矩通過凸緣聯軸器或者法蘭盤傳至卷簾軸，從而實現卷簾軸的卷簾和放簾作業(yè)。卷簾機作收簾作業(yè)時，電動機通過減速器帶動卷簾軸轉動，拴在卷簾軸上的簾子卷在卷簾軸上，完成收簾作業(yè)；卷簾機作鋪簾作業(yè)時，電動機旋轉方向相反，完成鋪簾作業(yè)。圖2-1 卷簾機主要結構2.2溫室大棚尺寸及要求大棚高H1=3.65m，寬B=7m，長L=60m,簾厚=0.03m，簾寬8m,簾長60m。收簾或鋪簾作業(yè)3 min內結束；卷簾

16、軸轉速3r/min。因為化纖被應能夠鋪滿整個大棚，故化纖被的寬度應該 EQ r(7+3.65) 7.9，所以選取化纖被寬度為8m。2.3卷簾轉角及自由度的確定卷簾軸卷簾過程中忽略簾子的壓縮量，簾子以卷簾軸為中心按阿基米德螺旋規(guī)律運動。卷簾軸每轉1周，卷簾半徑變化量為。圖2-2 大棚的尺寸及形狀 草簾卷筒在時間內轉過的角度為,為草簾卷筒中心鋼管的角速度，其對應轉過的弧長為,為某時刻t草簾的半徑。又 所以則 （2-1）式中S（t）為草簾在某時刻t時卷筒的展開長度，為鋼管半徑，為草簾厚度。草簾卷筒在屋面上作純滾動，滾動距離OP=S（t）。代入OP=8m，=3r/min，=0.03m,r0=0.025

17、m由公式（2-1），可以計算出卷簾和放簾的用時t2.8min,滿足在3min中內的要求。電動機通過減速器帶動卷簾軸轉動時，卷簾軸在鉛錘平面內一方面作上下鉛錘運動，另一方面作水平方向的前后水平運動，因此整個機構在鉛錘平面內必須有2個自由度，即支承地面與擺桿之間采用轉動副，擺桿與頂桿之間采用滑動副。自由度由公式（2-2）給出： (2-2)機構中有3個運動件，3個低副，1個高副，故:2.4擺桿軸位置確定為使機構的結構緊湊，應正確選擇擺桿軸的位置，否則卷簾機工作時擺桿與頂桿之間滑動距離大，機構工作時不穩(wěn)定，且影響結構的強度。設計時應盡量縮小擺桿與頂桿之間的滑動距離。建立直角坐標系，大棚寬度方向為X軸，

18、高度方向為Y軸。有公式 （2-3）其中H為后端高度，H1為大棚高度，r0為卷簾軸的半徑，為保溫被的厚度，n為卷簾軸旋轉的圈數。由卷簾時間2.8min，轉速3r/min，可得旋轉的圈數n=3*2.8=8.4圈代入公式（2-3）可得 H=3.65+0.025+0.03*8.4=3.927m擺桿和頂桿的極限伸張位置出現在最頂端和大棚最低端，故 x= EQ r(7-x)+3.927)解得x=4.6，擺桿軸的坐標（4.6，0）2.5頂桿和擺桿的長度可以計算頂桿的最大伸張量為R1=x=4.6最小伸張量是頂桿與大棚垂直的時候，可以計算大棚直線段的斜率為tan=(H1-1)/(B-1)=(3.65-1)/(7

19、-1)=0.442故直線段的方程可以表示為y-1=0.442(x-1)一般形式為0.442x-y+0.558=0擺桿軸的坐標（4.6，0），再由點到直線的最短公式 R2=|Ax+By+C|/ EQ r(A+B) 代入數據可得最小伸張量R2=2.37m所以頂桿的滑動距離R=R1-R2=2.23m。設計頂桿和擺桿長度時必須滿足：頂桿長度223 m；擺桿長度237 m。3 卷簾機受力分析3.1主要部件的質量電動機質量 20 kg；減速器質量 35 kg；頂桿和擺桿質量 20kg；卷簾軸質量：m2 =v = 7800r20L = 918.9Kg;式中：=7800Kg/m3 鋼密度；簾單位面積的密度為

20、2Kg/m2化纖被的質量（考慮到雨雪天氣的影響）卷簾總重量G2 = (m2 + m1)g .3.2運動分析及阻力矩3.2.1運動規(guī)律分析圓弧段OA令OC=e,S(t)= EQ oal (OP,sup10() =e,見圖2-2，則=（r0t+2t2/4）/e。切點P在某時刻的坐標為：xp=xe-ecos(1+)yp=ye+esin(1+)直線段AB經計算 EQ oal (OA,sup10() =1.445m,OP點總的展開弧長為：S=1.445+（xp-1）/cos或S=1.445+(yp-1)/sin又S（t）=r0t+2t2/4,S=S(t),則xp=1-1.445cos+(r0t+2t2/

21、4)cos yp=1-1.445sin+(r0t+2t2/4)sin草簾卷筒中心運動方程圓弧段OAxp-x=R(t)cos(1+)y-yp=R(t)sin(1+)則x=xe-(e+R(t)cos(1+)y=ye-(e+R(t)sin(1+)其中=（r0t+2t2/4）/e。直線段ABx=xp-R(t)sin=1-1.445cos+(r0t+2t2/4)cos-R(t)siny=yp+R(t)cos=1-1.445sin+(r0t+2t2/4)sin+R(t)cos任一時刻草簾卷筒中心的速度和加速度 根據草簾卷筒中心運動方程，只要對其求一次和二次導數可方便地得到草簾卷筒中心運動的速度和加速度。圓

22、弧段OAx=-R(t)cos(1+)+(e+R(t)sin(1+)d/dty=R(t)sin(1+)+(e+R(t)cos(1+)d/dtv= EQ r(x+y) = EQ r(R(t)+(e+R(t)d/dt)由于R（t）隨著時間改變緩慢，即R（t）=/2為小量，可略去。又d/dt=dS/edt=R(t)/e則v=(1+R(t)/e)R(t)x=R(t)sin(1+)+R(t)cos(1+)d/dty=R(t)cos(1+)-R(t)sin(1+)d/dt則a= EQ r(x+y) = EQ r(R(t)+R(t)d/dt) R(t)/e又v=R(t),所以a=R（t）/2,an= EQ r

23、(a-a) 直線段ABx=R(t)cos-R(t)siny=R(t)sin+R(t)cosv= EQ r(x+y) R(t)x=R(t)cosy=R(t)sina=R(t)=/2草簾卷筒中心的最大速度和加速度因為e=2m,A處R(t)計算可得RA=0.1212m，eRA,A處卷筒速度不大。由上述公式分析可知最大速度發(fā)生在B點，因為此時R（t）最大。通過計算B處的R（t）為RB=0.2781m,=6 rad/min,=0.03m.則vB=vmax=87.4mm/s.由于斜坡上草簾卷筒中心的加速度為常數，則a=/2=0.471mm/s.可見草簾在整個卷動過程中速度和加速度都很小，慣性作用不大。3.

24、2.2阻力矩電動機帶動主要部件作擺動運動時產生的阻力矩，為了便于計算 ，認為各主要部件的作用點在卷簾軸中心上。電動機帶動主要部件作擺動運動時產生的阻力矩由公式（3-1）給出： (3-1)式中：G1 =mg = 959.806 =931.6N 主要部件的重量； R 擺動半徑 R =(x 4.6)2 + z21/2分析： 最大阻力矩發(fā)生在初始位置，M1 = 931.64.6 =4285Nm 。 阻力矩初始位置最大，隨著卷簾軸的上移逐漸減小，=90時等于0，90時反而變成主動力矩。圖3-1 轉動力矩示意圖卷簾軸轉動產生的阻力矩M2 該阻力矩是卷簾軸本身轉動產生的阻力矩與卷簾時產生的阻力矩之和。如圖3

25、-1所示。卷簾軸轉動產生的阻力矩M2 =G2（n + r0）cos M2max = 2048 N m起動阻力矩M3M3 = J； 式中：J= m2 r2/2 靜力矩 M3 = 918.90.025231.4 = 9 N m3.2.3其它阻力矩 采用蝸桿減速器時，其軸承摩擦力阻力矩和蝸桿、蝸輪之間的阻力矩很小，可以忽略不計。 主要部件作擺動運動所產生的起動阻力矩，起動角加速度很小，可以忽略不計阻力矩。 靜力矩變化引起的慣性阻力矩，其大小很小可以忽略不計。總阻力矩為：，最大阻力矩取時，偏于安全。3.2.4電動機功率電動機功率由公式（10）給出： (3-2)(取K=1.2)代入數據得：。4 減速器設

26、計4.1傳動裝置總體設計方案確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，采用2K-H型少齒差減速，其傳動方案如圖4-1所示：國內生產的單級漸開線少齒差減速器的效率一般為80%-90%，少齒差傳動的效率主要由公式（4-1）給出： (4-1)代入數據得：。圖4-1 齒輪連接方式4.2電動機的選擇按工作要求和工作條件選擇Y系列籠型三相異步電動機，其結構為全封閉式自扇冷式結構，電壓為380V。 工作機的有效功率為：；從電動機到卷簾軸之間的總效率為：；所以 。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1430r/min的電動機。根據電動機的類型、容量和轉速

27、，由機械設計手冊選定電動機的型號為Y100L1-4，其主要性能如表4-1所示。表4-1 Y90L-4型電動機的主要性能型號額定功率/kW滿載轉速/ r/min效率/%質量/kgY100L1-43143080.5204.3計算傳動裝置的總傳動比 由選定的電動機滿載的轉速和 工作機的轉速可以傳動裝置總傳動比為：。減速器的傳動比為。4.4齒輪齒數的確定由于選用的是2K-H型少齒差減速，傳動形式如圖4-1所示，根據該型傳動的特點，選取齒數差Zd=1傳動比的計算公式iH1=z1z3/(z1z3-z2z4)再由z4-z3=z1-z2=Zd=1,通過試湊法，取整得各齒輪齒數如下表所示表4-2 齒輪齒數各齒輪

28、齒數傳動比錯齒數差齒數Z1Z2Z3Z3iH1ZcZd37363940481314.5齒形角和齒頂高系數一般采用標準齒形角，當齒數差Zd=1時，取齒形角=1425，結合標準采用=20。當齒形角=20時，齒頂高系數=0.6-0.8。當減小時，嚙合角也減小，有利于提高效率。但太小時，變位系數太小會發(fā)生外齒輪切齒干涉（根切）或插齒加工時的負嚙合。4.6模數的確定根據2K-H型傳動結構特點在偏心軸上安裝兩個行星輪，則一個行星輪上的輸入滾動軸承效率，外齒輪選用45號鋼調質，硬度HBS=220250。齒輪由表查得彎曲極限應力lim1=650Mp,內齒輪選用45號鋼調質后表面淬火，硬度HRC=4050，查得彎

29、曲極限應力lim2=850Mp。使用系數KAr因原動機是電動機，工作機有振動，查表得使用系數KA=2.0，動載荷系數KV=1.4（取齒輪平衡精度為8級）因YF1/F1YF2/F2,按外齒輪校核，根據機械設計手冊，取齒寬系數d=0.20.25。根據校核公式，取標準模數m=2。4.7齒輪幾何尺寸的計算壓力角=20 初選嚙合角=56 模數=2 取=0.754.7.1計算第一內齒輪副外齒輪Z1=36，內齒輪Z2=37變位系數 外齒輪 內齒輪標準中心距a=m(Z2-Z1)/2=2(37-36)/2=1中心距a=1.68精確計算嚙合角分離系數反變位系數 分度圓半徑 外齒輪 內齒輪基圓半徑 外齒輪 內齒輪齒

30、頂圓半徑 外齒輪 內齒輪齒頂壓力角 外齒輪 內齒輪 重合度驗算齒廓重合度式中4.7.2計算第二內齒輪副外齒輪Z1=39，內齒輪Z2=40變位系數 外齒輪 內齒輪標準中心距a=m(Z2-Z1)/2=2(40-39)/2=1中心距a=1.68精確計算嚙合角分離系數反變位系數 分度圓半徑 外齒輪 內齒輪基圓半徑 外齒輪 內齒輪齒頂圓半徑 外齒輪 內齒輪齒頂壓力角 外齒輪 內齒輪 重合度驗算齒廓重合度式中4.8齒輪系統的干涉計算切削內齒輪插齒刀的選擇按表9.2-34（機械設計手冊第二卷）選用參數為的插齒刀。4.8.1內齒輪的齒頂圓不應小于基圓由于基圓內沒有漸開線，所以要求內齒輪的齒頂圓不應小于基圓，即

31、 第一對齒輪 第二對齒輪 均滿足要求齒頂高系數0.550.600.650.700.750.801.00內齒輪最小齒數19202224252734 表4-3 內齒輪齒頂圓不小于基圓所允許的最小齒數兩對齒輪中內齒輪的齒數均大于表中的數值。4.8.2外齒輪的齒頂圓不得變尖，要有足夠的厚度外齒輪的變位系數愈大，則齒頂厚愈薄，甚至會變尖，而齒頂變薄后將影響輪齒的強度。通常在設計中用齒頂厚系數來衡量齒頂的厚度。一般取。當變位系數為時，分度圓上齒厚為齒頂圓上齒厚為又因為所以代入數據可得滿足要求4.8.3 內齒輪的齒頂不得變尖，要有足夠的厚度內齒輪的齒頂厚系數隨變位系數變化，當為某一數值時，齒頂厚系數最小。設

32、計中一般取而代入數據可得滿足要求4.8.4 過渡曲線干涉外齒輪過渡曲線干涉兩齒輪嚙合時，外齒輪的過渡曲線與內齒輪的齒頂相干涉，稱為外齒輪的過渡曲線干涉。由于外齒輪可用插齒刀和齒條刀兩種方法加工，故分情況討論外齒輪用插齒刀切制用插齒刀切制齒輪時，不能在齒輪的牙齒全部高度上切出漸開線齒形，而只是從齒頂到齒廓上的革一點之間為漸開線，在處漸開線和過渡曲線相切，是插齒刀和被切齒輪的極限嚙合點，該點在嚙合線上，齒輪漸開線在切點的曲率半徑計算可得滿足此干涉要求外齒輪用齒條刀切制若外齒輪用正常齒高的齒條刀（）加工時，內齒輪的齒數不小于表4-2中的值時，即使內齒輪的齒頂直徑不增大，也不會發(fā)生外齒輪過渡曲線干涉。

33、齒頂高系數0.550.600.650.700.750.801.00內齒輪最少齒數171922263138表4-4 不會發(fā)生過渡曲線干涉的最少齒數因為內齒輪的齒數，故不會發(fā)生過渡曲線干涉。內齒輪的過渡曲線干涉由于插齒刀頂刃無圓角，其齒頂高比齒輪的齒頂高大，因此在一般情況下不會發(fā)生這種干涉。4.8.5漸開線干涉內嚙合傳動和外嚙合傳動一樣，會發(fā)生漸開線干涉。相應地在切制齒輪時，會產生根切和頂切。不產生根切的條件用插齒刀切制外齒輪當時，可用表4-5檢驗，若外齒輪的齒數大于表中的值時，就不會產生根切。0.3150.2100.1050.0520.000-0.052-0.10531171718-18-193

34、4171718-18-1936171718-18-1938171818-18-1940181818-19-19表4-5 用插齒刀切制非變位外齒輪不產生根切時，齒輪的最少齒數用齒條刀或滾刀切制外齒輪用齒條刀或滾刀切制外齒輪時，若齒輪不變位，則不產生根切的最少齒數為取時，不發(fā)生根切的最小變位系數為 代入得 可能是正值，也可能是負值。正值表明被切齒輪的齒數小于非變位齒輪的最少齒數，這時為了避免根切，必須使刀具至少向外移動一段距離，即正變位；負值就表明被切齒輪的齒數大于非變位齒輪的最少齒數，即說明，若齒輪不變位，就不會產生根切，如果把刀具向輪坯中心移一段距離，即負變位，才能使所切制的齒輪剛好不發(fā)生根切

35、。外齒輪不發(fā)生頂切的條件當齒輪的變位系數時，若選取的插齒刀齒數等于或大于表4-5中的齒數，就不會發(fā)生頂切。已知而且由查表4-6得用插齒刀切制外齒輪時，插見刀的最少齒數滿足條件，不會發(fā)生頂切。齒頂高系數0.600.650.700.750.80插齒刀變位系數-0.10153536200111215181952532001112131524257778200121314151617333411811920012131415152021444519219320013141516表4-6 用插齒刀切制外齒輪時，插齒刀的最少齒數4.8.6齒廓重疊干涉式中 則滿足齒廓重疊干涉條件4.9 齒輪嚙合效率的計算和

36、確定4.9.1 嚙合效率先算機構的嚙合效率。根據分析兩對齒輪的節(jié)點在嚙合線外，故應用公式計算：式中取摩擦系數=0.05，而對第一對嚙合齒輪代入值計算得：故有對第二對嚙合齒輪代入值計算得：故有所以，機構的嚙合效率為：4.9.2 轉臂軸承的效率滾動軸承摩擦因數，為軸承內經，313軸承內徑模數m=2.75,則總效率4.10 輪齒的強度計算在漸開線少齒差行星減速器中相嚙合的內外兩個齒輪其齒廓曲率中心在同一個方向，曲率半徑又接近相等，因此接觸面積大，接觸應力小。對這種減速器就不需要再驗算接觸應力，只需進行強度計算，故在此只計算輪齒的彎曲強度。驗算齒根彎曲強度因兩對內齒輪副的材料相同，模數和齒寬相等，齒數

37、又接近相等（只差1）所以兩對齒輪的齒形系數、動載系數又接近相等，而作用在齒輪1和2上的圓周力較大。故只要驗算齒輪1和2這一對齒輪齒根彎曲強度，如果其強度滿足要求，則齒輪3，4的齒根彎曲強度也滿足。齒根彎曲極限應力內、外齒輪的材料均為40Cr鋼調質，硬度HV=221265，齒輪的彎曲極限應力齒形系數外齒輪的齒形系數，內齒輪的齒形系數，使用系數因原動機是電動機，工作載荷平穩(wěn)，使用系數動載系數圓周速度V為米/秒由圖8-15中查得，動載荷系數計算齒根彎曲應力因內、外齒輪的齒根彎曲極限應力相等，而外齒輪的齒形系數比內齒輪的大，所以計算外齒輪的齒根彎曲應力為：校核安全系數由式（8-24）推得下式因模數m=

38、3 ,由圖8-21中查得,并取壽命系數,應力集中系數,齒根圓角表面狀況系數，則故齒根強度可達到一般可靠性強度。4.11 計算轉臂軸承的壽命轉臂軸承是少齒差行星齒輪減速器中的一個薄弱環(huán)節(jié)，其原因是：1.作用在行星輪上的力完全由它承受，而轉臂軸承又裝在輸入軸上，轉速很高，因此轉臂軸承處于高速重載下工作，減速器所能傳遞的功率往往受到轉臂軸承上工作能力的限制；2.因少齒差行星齒輪減速器的結構緊湊，轉臂軸承的尺寸受到一定的限制。下面進行轉臂軸承的選取和其壽命的計算：轉臂軸承的壽命按以下公式計算：式中：為軸承的壽命，一般要求5000hn 軸承轉速， r/min ，等于曲柄軸轉速p 當量動載荷c 軸承的額定

39、動載荷，標準軸承的值參見滾動軸承的尺寸表轉臂軸承的當量動載荷按下式計算：式中： 軸承名義徑向載荷 動載荷系數，通常取 =1.21.4額定動載荷 c 值按下式計算：式中：d 滾子直徑， 一般取d=0.1，并取L=d，L為滾子長度，z為滾子數目。5 支撐裝置設計5.1扭力桿裝置的結構設計圖5-1 固定鉸支擺桿與地面采用如圖5-1所示的三角形固定鉸支連接，在地面搭建水泥基座，選擇合適的鉸支，考慮到桿所受到的彎矩相對比較大，應選擇直徑較大的螺栓，粗略估計螺栓的直徑至少應大于10mm。頂桿與電動機的連接由于頂桿屬于管件，使用螺紋連接不方便安裝，而且承力點少，不能傳遞較大的扭矩。但是頂桿又不可能直接焊接在

40、電動機上，故選擇在頂桿和電動機之間使用一塊焊接板，將頂桿焊接在焊接板上，然后選用螺釘連接固定在電動機上。如圖5-2所示。圖5-2 頂桿與電動機的連接頂桿和擺桿的尺寸設計頂桿和擺桿的最大伸張距離和最小伸張距離分別為滑動距離所以擺桿的長度和頂桿的長度應滿足條件故取5.2扭力桿裝置的強度計算最危險的情況發(fā)生在開始卷簾的時候，此時頂桿和擺桿的伸張量最大，重疊區(qū)域較短，最易發(fā)生彎折。此時的受力情況如圖所示圖5-3 扭力桿受力分析圖對點取矩由解得對擺桿進行受力分析圖5-4 彎矩圖在C處所受的彎矩最大鋼管選用普通的熱軋鋼，查表可得極限應力，取安全系數。則可知許用應力抗彎截面系數 再由有所以只要設計的擺桿鋼管

41、的直徑超過此數值時，就能滿足強度條件。對頂桿進行受力分析同上，在B處所受到的彎矩最大鋼管選用普通的熱軋鋼，查表可得極限應力，取安全系數。則可知許用應力抗彎截面系數 其中，代表內、外徑的比值再由則查機械設計手冊第一卷3-187鋼管選用普通的機械結構用不銹鋼焊接鋼管因為要與擺桿進行配合，故內徑應該滿足按機械設計手冊第一卷表3.1-211選擇外徑，壁厚4mm的鋼管。此時的抗彎截面系數滿足要求6 結語6.1總結本次畢業(yè)設計是套管式溫室大棚卷簾機的設計。該機主機固定在大棚一側伸縮支桿上端機座上，伸縮支桿下端安裝在溫室側墻邊的鉸座上，減速器輸出軸一頭伸出，通過凸緣聯軸器或法蘭盤與橫貫溫室全長的卷簾軸相連。

42、接動卷簾機控制開關的按鈕，卷簾機組即直接驅動卷簾桿轉動。當驅動卷簾桿沿著棚面向上方轉動時，卷簾桿即帶動保溫簾邊自卷邊向上滾動，由于支撐卷簾機組的伸縮支桿的長度可隨卷簾機組位置變動而自由變化，因此卷簾機組亦隨之上升，從而使保溫簾揭啟。反之，令卷簾機驅動卷簾桿反向轉動時，保溫簾便在自重作用下沿棚面向下方滾動，使其重新恢復到覆蓋狀態(tài)。這種自驅動卷簾機的構造簡單，特別是它無須在溫室頂部安裝任何附屬構件，因而不僅對溫室頂部的建筑結構與強度無特別要求，而且安裝施工亦非常方便、快捷。但由于是側置式卷軸受力不均，不宜太長的溫室使用。機械運轉平穩(wěn)、無異常噪音，卷簾時間6.38分鐘，各轉動部件轉動靈活，輸出軸轉數

43、9轉，輸出扭矩設計合理，具有科學性、合理性，各項指標達到設計要求。確定其傳動路線為：電機少齒差減速器聯軸器卷簾軸，并對套管式卷簾機的結構及尺寸參數的設計計算作了比較細致的分析計算。選用的電動機轉速1430r/min，卷簾機的總傳動比為477。對卷簾機進行受力分析，求出其總阻力矩為7000Nm，從而選得電動機3kW。在此基礎上，確定出少齒差減速器的齒輪的尺寸參數，設計的齒輪的模數為2mm,完成減速器的設計工作。6.2體會這次關于溫室大棚自動卷簾機的畢業(yè)設計是我們真正理論聯系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過近三個月的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識。為我們以后的工作打下了堅實的基礎。機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融機械原理、機械設計、理論力學、材料力學、公差與配合、CAD實用軟件、機械工程材料、機械設計手冊等于一體。這次的畢業(yè)設計,對于培養(yǎng)我們理論聯系實際的設計思想；訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產實際反系和解決工程實際問題的能力；鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作