割草機傳動系統(tǒng)的設計計算過程案例目錄TOC\o"1-3"\h\u13792割草機傳動系統(tǒng)的設計計算過程案例 1130001.1設計要求 1245811.2傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設計及選型計算 1154611.1.1皮帶選型 1192491.1.2V帶及帶輪計算 26301.3軸的計算 68591.3.1計算出軸的直徑 6223961.3.2軸的校核 7137911.3.3曲柄滑塊設計 101.1設計要求1.合理的設計計算傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和傳動方式。1.合理確定各部件的輸入軸和輸出軸之間的傳動比。1.2傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設計及選型計算拖拉機動力輸出軸轉(zhuǎn)速為540r/min。給出的配套動力25-36kW。取25kW。根據(jù)割草機的割刀速度可以求得傳動比i=1.7。1.1.1皮帶選型帶的傳動形式非常多，能夠按照帶的種類差異分好，在帶工作的時候我們可以將帶分為帶與帶輪中間依靠摩擦運動的和帶與帶輪中間依靠嚙合運動。帶與帶輪中間依靠摩擦運動的過程中，輪帶還能夠繼續(xù)劃分分為帶是上下一樣的帶、帶的樣子是梯形的帶、帶的樣子是圓形的帶，這是因為這幾種類的輪帶的橫截面的面積不一樣。平帶的傳動機構(gòu)非常容易，一般使用于傳送帶中心距較大的傳動機構(gòu)中，圓帶結(jié)構(gòu)也很簡單，大多情況下實用于小功率傳動機構(gòu)，V帶橫截面的形態(tài)是等腰梯形，使用在傳動比大的、構(gòu)造緊湊的地方。根據(jù)《機械設計》指導書及上網(wǎng)查找資料確定選擇選擇B型V帶，如圖2-1所示：圖2-1V帶選擇尺寸1.1.2V帶及帶輪計算帶傳動的設計計算帶輪的結(jié)構(gòu)形式如圖2-2所示：圖2-2V帶的結(jié)構(gòu)示例已知電機傳動功率為25kW，即PP式中：P1為軸1功率Pη1是萬向軸聯(lián)軸器的傳動效率，這里ηη2為角接觸球軸承的傳動效率，這里η3對傳動機構(gòu)的功率進行計算由《機械設計》指導書表2-3查得工作情況系數(shù)KP圖2-3工況系數(shù)根據(jù)上表選擇B型V帶1、選擇好帶輪的基準直徑dd，帶速ν1）初定小帶輪的基準直徑dd2。由圖2-4所示，取小帶輪基準直徑為d圖2-4帶輪的基準直徑選擇2）計算帶運動時的速度νν=因為5m/s<6.33m/s<30m/s，所以帶速合適。3）計算小帶輪的基準直徑。根據(jù)《機械設計》指導書，計算大帶輪基準直徑。d所以dd1.2、計算V帶的中心距a和選擇基準長度Ld1）初定中心距為a02）計算帶所需的基準長度

L由圖2-5可以選擇出V帶的基準長度L圖2-5帶的基準長度3）計算出兩個帶輪之間的中心距距離a。a≈考慮帶的制造在制作時候的誤差，給出中心距的變動范圍381.54mm~443.92mm。3、驗算小帶輪上的包角αα包角符合要求。查表得V帶根數(shù)為4根。根據(jù)以上結(jié)果可以知道Kα4、單根V帶的預緊力由表得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.17kg/m，所以F5、計算出帶對于軸的壓力FF在我們設計割草機的時候我們需要注意皮帶傳動的安全防護在外面應該設置合理的安全防護，如安全罩，可以有效保護使用者安全。1.3軸的計算1.3.1計算出軸的直徑1、初定軸的最小的直徑。用45鋼來制作軸，調(diào)質(zhì)處理。于是就有軸一：d軸二：d2、根據(jù)計算確定軸的各段直徑軸一的最小直徑是39.84mm，由于軸的安裝有標準，所以選擇直徑為50mm。軸二的最小直徑是31.3mm，由于軸的安裝有標準，所以選擇直徑為32mm。所以輸出軸的最小直徑就是放在聯(lián)軸器的軸的直徑d1?2對聯(lián)軸器計算出轉(zhuǎn)矩為Tca=KT大帶輪的轉(zhuǎn)矩：T小帶輪的轉(zhuǎn)矩T聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩：T在選擇聯(lián)軸器時候，聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩要大于計算出來的轉(zhuǎn)矩Tca的數(shù)值，經(jīng)過翻閱資料GB/T5014?2017，我們要用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器，它的公稱轉(zhuǎn)矩的數(shù)值為2.5×106N?mm。查表可知半聯(lián)軸器的孔徑d1=50mm，所以取3、軸的結(jié)構(gòu)設計我們在確定軸各個階段的直徑時要使聯(lián)軸器準確定位：我們要讓聯(lián)軸器可以準確的定位，在1-2處需要一個軸肩，所以2-3階段的直徑選擇d2?3=55mm。為了保證軸可以安裝在支撐座上所以取L1?2=100mm。2）開始選擇滾動軸承。軸承在工作時收到徑向和軸向方向的力，所以選用角接觸球軸承，角接觸球軸承需要成對使用，且配合方式則是背對背使用S7211軸承，其尺寸為d×D×B=55mm×100mm×21mm，所以L1?2=3）對軸上的零件進行定位帶輪，半聯(lián)軸器和軸之間的銜接要靠鍵。由軸的直徑可以查到帶輪與軸連接的平鍵截面b×?=16mm×10mm，長為60mm，同時能夠讓帶輪與軸配合有更好的配合，所以就選擇帶輪輪轂與軸的配合H7/h6，將半聯(lián)軸器安放在軸上要靠鍵，選用平鍵為16mm×10mm×80mm，所以聯(lián)軸器在安放在帶輪軸上的配合尺寸則小齒輪上的軸根據(jù)以上公式則也可以計算出d1=32mmd21.3.2軸的校核對軸的強度校核計算時，要確定好軸的受力情況在什么方向手里，對它計算，之后選擇可以允許的應力。在本課題中軸的主要承受扭矩并承受彎矩，所以對于軸的校核應按彎扭矩校核條件計算。圖2-6軸一的設計圖圖2-7軸一受力及彎矩分析圖V型帶輪對軸的徑向力為Fr1=1394N，帶輪的轉(zhuǎn)矩T1=429×101、求兩端支座的支反力：FF可以求出FF2、截面C的水平彎矩為：MM3、求出垂直平面彎矩MV支座反力：FFFFC截面左側(cè)合成垂直平面彎矩：M得出結(jié)果MC截面右側(cè)合成垂直平面彎矩：M得出結(jié)果為：M4、求出合成彎矩，并且畫出彎矩圖，如圖（d）所示：C截面左側(cè)合成彎矩為M=解得：M=211326.9N?mmC截面右側(cè)合成彎矩為M=解得：M=211326.5N?mm5、已知轉(zhuǎn)矩，做出轉(zhuǎn)矩圖。如圖（e）所示：6、求出當量彎矩并且做出當量彎矩圖，找出危險截面彎矩，因為這個軸是單項傳動，所以α=0.6所以危險彎矩：MeM7、校核軸的強度：d≥解得d≥39.27mm軸在C處直徑為60mm，所以滿足使用條件。1.3.3曲柄滑塊設計往復式切割器的刀具在運動時產(chǎn)生往復慣性力，對大型的機器的作用力更加的大尤其是割草機一類的機器，因為小帶輪的轉(zhuǎn)速較高所以曲柄轉(zhuǎn)速也隨著增高，慣性力也因其比較大，導致機器因為劇烈的振動和劇烈的摩擦給機構(gòu)帶來負擔。所以我們要對刀具產(chǎn)生的力進行力平衡。平衡方案主要有部分平衡法和全平衡法這兩種方法。所以在平衡的時候我們采納部分平衡法。圖2-8曲柄部分力平衡如圖2-8所示，我們可以在曲柄的反向延長線增加配重，通過加質(zhì)量來使力平衡。有下列式子可以知道：a=?質(zhì)量為MC的滑塊