拖拉機駕駛室試驗臺設(shè)計-機械系統(tǒng)設(shè)計說明

.PAGE.....本科生畢業(yè)論文〔設(shè)計題目:拖拉機駕駛室試驗臺機械系統(tǒng)設(shè)計姓名:學(xué)院:工學(xué)院專業(yè):農(nóng)業(yè)機械化及其自動化班級:農(nóng)機91學(xué)號:導(dǎo)教師:職稱:教授2013年5月9日XX農(nóng)業(yè)大學(xué)教務(wù)處制.....目錄引言11.拖拉機駕駛室試驗臺研究11.1國內(nèi)外關(guān)于ROPS的研究現(xiàn)狀11.2拖拉機試驗臺的實驗要求21.3技術(shù)路線〔如圖132.試驗臺的總體設(shè)計32.1拖拉機駕駛室試驗臺的總體設(shè)計32.2機械系統(tǒng)方案設(shè)計43.拖拉機和拖拉機駕駛室固定系統(tǒng)設(shè)計53.1設(shè)計方案53.2電動機的選擇5動力學(xué)參數(shù)計算53.3蝸桿傳動的設(shè)計計算6蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)和幾何尺寸73.4軸的設(shè)計計算8輸入軸的設(shè)計計算8輸出軸的設(shè)計計算83.5確定軸上鍵的尺寸94.加載位置調(diào)整設(shè)計104.1設(shè)計方案104.2加載裝置的水平方向位移的螺旋傳動設(shè)計11根據(jù)耐磨性計算螺紋參數(shù)11自鎖性驗算12螺桿強度計算12螺母螺紋強度驗算12螺桿的穩(wěn)定性驗算124.3加載裝置豎直方向位移的螺旋傳動設(shè)計13根據(jù)耐磨性計算螺紋參數(shù)13自鎖性驗算14螺桿強度計算14螺母螺紋強度驗算14螺桿的穩(wěn)定性驗算15總結(jié)16致謝17參考文獻17.....拖拉機駕駛室試驗臺機械系統(tǒng)設(shè)計農(nóng)業(yè)機械化及其自動化專業(yè)學(xué)生指導(dǎo)教師摘要：現(xiàn)有的拖拉機駕駛室試驗臺的設(shè)計中,對于被試拖拉機的定位采用固定平臺支撐,在試驗過程中拖拉機需要多次轉(zhuǎn)向定位,給整個試驗帶來了不便、且試驗耗時長。因此,考慮采用旋轉(zhuǎn)平臺設(shè)計,提高試驗效率。本設(shè)計通過蝸輪蝸桿傳動設(shè)計實現(xiàn)旋轉(zhuǎn)平臺的轉(zhuǎn)動,對試驗過程中的液壓裝置的上下左右移動設(shè)計了絲杠傳動,并給出了這些傳動構(gòu)件進行了尺寸、結(jié)構(gòu)等。為拖拉機駕駛室試驗臺的設(shè)計提高了機械傳動方面的設(shè)計參數(shù)。關(guān)鍵詞：試驗臺；旋轉(zhuǎn)平臺；機械傳動；ThedesignoftractorcabteststandmechanicalsystemsStudentmajoringinAgriculturalmechanizationanditsautomationAbstract：Existingtestrigofthetractorcabdesign,forthepositioningofthetractorwasfixedplatformsupport,duringthetesttractorrequiresmultiplesteeringpositioningtheinconvenienttotheentiretest,andthetesttime-consuming.Therefore,consideringtherotatingplatformdesign,improvetestefficiency.Thedesignthroughawormgeardrivedesigntoachievetherotationoftherotatingplatform,thedesignofthescrewdrive,andgivesthetransmissionmembersuchasthesize,structuremovearoundonthetopandbottomofthehydraulicapparatusinthetestingprocess.Mechanicaltransmissiondesignparametersforthedesignofthetractorcabteststand.Keywords:test-bed；Rotating;Mechanicaltransmission;引言安全駕駛室設(shè)計的核心是確保安全空間,其強度特性是在保證安全空間的基礎(chǔ)上,保證結(jié)構(gòu)完整性的同時,允許結(jié)構(gòu)塑性變形。當(dāng)車輛發(fā)生翻車等意外事故時,沖擊能量通過駕駛室結(jié)構(gòu)的變形吸能和耗散,在一定的變形模式下,車輛應(yīng)能承受較大的撞擊載荷,最大限度地吸收能量,使結(jié)構(gòu)變形向有利于保護駕駛員空間的方向發(fā)展,把傳遞給駕駛員的碰撞能量降低到最小。若變形侵入駕駛員容身空間,則必危及到駕駛員生命[1]。拖拉機是一種用來拖拉,牽引其他不能自行移動設(shè)備的裝備。一般來說,它是一種用來拖拽其他車輛或設(shè)備的車輛。用于牽引和驅(qū)動作業(yè)機械完成各項移動式作業(yè)的自走式動力機。也可做固定作業(yè)動力。由發(fā)動機、傳動、行走、轉(zhuǎn)向、液壓懸掛、動力輸出、電器儀表、駕駛操縱及牽引等系統(tǒng)或裝置組成。發(fā)動機動力經(jīng)傳動系統(tǒng)傳給驅(qū)動輪,使拖拉機行駛。1.拖拉機駕駛室試驗臺研究1.1國內(nèi)外關(guān)于ROPS的研究現(xiàn)狀國外大量統(tǒng)計資料表明,在農(nóng)業(yè)作業(yè)中,由于拖拉機翻車而造成的人身傷亡事故約占農(nóng)機總傷亡事故的70%。由翻車引起傷亡的主要原因,一是沒有牢固的安全架裝置,受到撞擊后,駕駛員必需的容身空間受到侵犯,引起窒息性傷亡；二是沒有吸收沖擊能量的裝置,使翻車后往往產(chǎn)生連續(xù)滾翻,人員受到?jīng)_撞使傷害嚴(yán)重[2]。輪式拖拉機駕駛室在發(fā)生翻車事故時,受到巨大的沖擊載荷,結(jié)構(gòu)往往產(chǎn)生很大的變形,對駕駛員的生命安全構(gòu)成威脅,為此,駕駛室的安全強度引起人們的極大關(guān)注。國際、國內(nèi)都制定了一些輪式拖拉機駕駛室安全強度的試驗標(biāo)準(zhǔn)和驗收條件,一些歐洲國家還立法規(guī)定:新的拖拉機必須安裝經(jīng)過批準(zhǔn)的安全駕駛室[3]。駕駛室保護裝置起到保護駕駛員的基本機理是：在發(fā)生落物事故時,保護駕駛員不被下落物體擊中；在發(fā)生翻車事故時,遇到較軟的地面保護結(jié)構(gòu)能夠扎入地面并支撐機器的自重、遇到硬地面時保護結(jié)構(gòu)能發(fā)生塑性變形吸收沖擊能量,并能承受一定的載荷,同時能留給駕駛員一定的生存空間[4]。一個安全的駕駛室結(jié)構(gòu)要求當(dāng)拖拉機發(fā)生翻車等意外事故時,能夠抵抗撞擊和壓力載荷,保證駕駛員的容身空間不受侵犯,同時應(yīng)允許結(jié)構(gòu)有一定的屈服變形,以吸收外部的撞擊能量,這就是其安全強度準(zhǔn)則。為了在翻車事故中保障司機的生命安全,當(dāng)前最有效的方法是在工程車輛上加裝翻車保護結(jié)構(gòu)〔Roll-overprotectivestructure,簡稱ROPS[5]。翻車保護結(jié)構(gòu)具有一系列的結(jié)構(gòu)件,它的作用是當(dāng)工程車輛翻車時,減小擠傷系安全帶坐著的司機的可能性。在國際上,工程車輛駕駛室保護結(jié)構(gòu)的出現(xiàn)可以追溯到1976年,1972年CIMTC提出了評價FOPS性能的實驗室靜態(tài)檢測方法和撓曲極限量<簡稱DLV[6]>的定義,從而使FOPS有了統(tǒng)一的試驗規(guī)范。我國在1984年曾對ROPS模型試驗進行過初步的探討,但研究工作未深入開展[7]。此后,科研人員在ROPS計算方法和實驗室試驗方面做了大量的工作。經(jīng)歷了由塑性極限分析[8],彈性極限分析[9]；考慮能量吸收性能的增量變剛度法計算的研究[10]；到推導(dǎo)了彈性、彈塑性階段ROPS/FOPS變形的計算公式[11,12]；提出采用非對稱彎曲梁的彈性和塑性極限強度理論分析方法[13]的發(fā)展過程。隨著非線性理論研究的不斷深入和計算機仿真技術(shù)的日趨成熟,應(yīng)用非線性有限元方法對ROPS性能進行模擬分析,已經(jīng)成為ROPS設(shè)計計算的主流。1.2拖拉機試驗臺的實驗要求為了保證拖拉機駕駛員的安全,拖拉機駕駛室必須要有足夠的強度和剛度,能夠承受來自各個方向的載荷和沖擊,而拖拉機又不會產(chǎn)生較大的變形,以此來保證拖拉機駕駛員的人身安全。以此我們要對拖拉機駕駛室進行加載試驗。目前我們國家已經(jīng)有相關(guān)的研究人員對此進行了研究設(shè)計。結(jié)合國內(nèi)外關(guān)于拖拉機ROPS的研究,拖拉機試驗臺主要是對拖拉機進行以下實驗：1.動載試驗項目和順序〔與靜載試驗任選<1>對前輪承受無配重重量小于50％的拖拉機按下列順序試驗：a.后撞擊試驗b．后壓垮試驗c．前撞擊試驗d.側(cè)撞擊試驗e.前壓垮試驗對于單立柱和雙立柱防護裝置：a．后撞擊試驗b．壓垮試驗c．側(cè)撞擊試驗<2>對前輪承受無配重重量等于或大于50％的拖拉機則按下列順序試驗：a．前撞擊試驗b．側(cè)撞擊試驗c.后壓垮試驗d．前壓垮試驗對于單立柱和雙立柱防護裝置a.前撞擊試驗b．側(cè)撞擊試驗c.壓垮試驗靜載試驗項目和順序〔與動載試驗任選a.縱向加載試驗b．第一次壓垮試驗c．側(cè)向加載試驗d．第二次壓垮試驗e．第二次縱向加載試驗對于單立柱和雙立柱防護裝置縱向加載試驗b．壓垮試驗c．側(cè)向加載試驗1.3技術(shù)路線〔如圖1圖12.試驗臺的總體設(shè)計2.1拖拉機駕駛室試驗臺的總體設(shè)計拖拉機駕駛室試驗臺的設(shè)計主要由總體設(shè)計、機械系統(tǒng)設(shè)計、液壓系統(tǒng)設(shè)計、電氣控制系統(tǒng)設(shè)計四部分組成〔如圖2。機架主要用于對實驗裝置的安裝定位,液壓加載部分主要用來提供加載實驗的動力源,電氣控制部分用于試驗全程控制、使試驗數(shù)據(jù)得到顯示、處理、打印,機械部分則主要用于對拖拉機駕駛室加載點位置的控制。支架電氣控制柜液壓傳動旋轉(zhuǎn)平臺絲杠傳動支架電氣控制柜液壓傳動旋轉(zhuǎn)平臺絲杠傳動圖2設(shè)計內(nèi)容：總體設(shè)計：試驗臺的整體尺寸、結(jié)構(gòu)組成以及確定試驗臺的試驗范圍；液壓系統(tǒng)：加載油缸運動的液壓回路的設(shè)計；電氣系統(tǒng)：對液壓系統(tǒng)中電磁閥的開啟關(guān)閉的控制；機械系統(tǒng)：試驗臺的旋轉(zhuǎn)底盤、加載試驗時使液壓缸的移動的絲杠傳動。試驗臺的工作原理〔如圖3試驗裝置應(yīng)由機械部分、液壓系統(tǒng)和電氣控制系統(tǒng)組成。通過IPC-PLC控制液壓泵推動加載油缸實施加載,試驗時,壓力傳感器、位移傳感器將加載力和位移量通過A/D數(shù)模轉(zhuǎn)換器傳遞到IPC工控機上,再由工控機對試驗結(jié)果進行顯示、判斷處理后對PLC發(fā)出指令,從而實時控制加載力的大小,對整個試驗過程進行閉環(huán)控制。對于一般拖拉機的試驗順序〔前輪承受無配重重量小于50％的拖拉機：a.后撞擊試驗b．后壓垮試驗c．前撞擊試驗d.側(cè)撞擊試驗e.前壓垮試驗圖3試驗臺適用限制：適用M=〔800～5000KG,后輪最小輪距不小于1150mm的農(nóng)林輪式拖拉機。2.2機械系統(tǒng)方案設(shè)計由于傳統(tǒng)的設(shè)計對于拖拉機駕駛室加載前的定位都比較繁瑣,本次設(shè)計主要對拖拉機駕駛室試驗臺的定位進行改善和創(chuàng)新<如圖4。圖43.拖拉機和拖拉機駕駛室固定系統(tǒng)設(shè)計3.1設(shè)計方案傳統(tǒng)的設(shè)計是先選定拖拉機試驗時的位置,選定后將拖拉機的輪轂拆下,再將其固定在底座上,當(dāng)需要拖拉機轉(zhuǎn)向時,就需要重復(fù)上面的步驟。這樣的方法在操作時有很大的不便,也給試驗人員加大了工作量。本次設(shè)計將會針對拖拉機的定位和轉(zhuǎn)向進行重點的設(shè)計和改進。旋轉(zhuǎn)底座的設(shè)計方案：本次設(shè)計將在實驗室里設(shè)置一個底座,拖拉機駕駛室放置在底座上,底座下設(shè)計安裝一個蝸輪蝸桿機構(gòu),底座可以在蝸輪蝸桿機構(gòu)的帶動下進行水平方向的360°旋轉(zhuǎn),當(dāng)拖拉機駕駛室一個方向的實驗結(jié)束后,可以通過蝸輪蝸桿的運動使得底座旋轉(zhuǎn)一定的角度,從而使得拖拉機駕駛室旋轉(zhuǎn)一定的角度,這樣可以便于對拖拉機駕駛室的四個不同方向進行加載實驗。蝸桿傳動是用來傳遞空間交錯軸之間的運動和動力的。最常用的是軸交角∑=90°的減速傳動。蝸桿傳動能得到很大的單級傳動比在傳遞動力時傳動比一般為5~80常用15~50在分度機構(gòu)中傳動比可達(dá)300若只傳遞運動傳動比可達(dá)1000。蝸輪蝸桿傳動工作平穩(wěn)無噪音。且因為蝸桿反行程能自鎖,這就可以避免拖拉機定位后繼續(xù)產(chǎn)生偏移量。3.2電動機的選擇擬定蝸輪蝸桿的傳動比i蝸輪蝸桿=100；v=0.15m/s。由于要實現(xiàn)蝸輪蝸桿的自鎖,應(yīng)選用單頭蝸桿。由于本設(shè)計對蝸輪蝸桿的轉(zhuǎn)速無要求,蝸輪蝸桿只用來帶動底座的旋轉(zhuǎn)。因此選擇電動機的最低轉(zhuǎn)速,即n電動機=750r/min。η總=η聯(lián)軸器×η2軸承×η蝸輪蝸桿=0.99×0.992×0.45=0.437；電動機功率：P電機=FV/1000/η總=6000×0.15/1000/0.437=2.06KW其主要性能：額定功率3KW,滿載轉(zhuǎn)速750r/min,40N·m?？倐鲃颖龋篿總=i蝸輪蝸桿=100。動力學(xué)參數(shù)計算n0=n電動機=750r/minn蝸桿=n0=750r/minn2=n1/i蝸輪蝸桿=750/100=7.5r/min計算各軸的功率P0=P電機=2.06KWP蝸桿=P0×η聯(lián)軸器=2.06×0.99=2.04KWP2=P蝸桿×η軸承×η蝸桿=2.04×0.99×0.45=0.909KW計算各軸扭矩T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×2.06/750=26.23N·mT蝸桿=9.55×106P2/n蝸桿=9.55×106×2.04/750=25.98N·mT2=9.55×106P2/n2=9.55×106×0.909/7.5=1157.46N·m3.3蝸桿傳動的設(shè)計計算選擇蝸桿的傳動類型：根據(jù)GB/T10085—1988的推薦,采用漸開線蝸桿。選擇材料由失效形式知道由蝸桿渦輪的材料不僅要求由足夠的強度,更重要的是要有良好的磨合,減磨性、耐磨性和抗膠合能力等。蝸桿一般用碳鋼或合金鋼制成,一般不太重要的低速中載的蝸桿,可采用40、45鋼,并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。高速重載蝸桿常用15Cr或20Cr、20CrMnTi等,并經(jīng)滲碳淬火。由于本次設(shè)計所用的蝸輪蝸桿只需承受較大載荷,不需高速運轉(zhuǎn),精度不需太高,因此蝸桿的材料就選用45鋼。蝸輪材料一般采用鑄造錫青銅,鑄造鋁鐵青銅和灰鑄鐵等。錫青銅耐磨型最好但價格最高,用于滑動速度大于3m/s的重要傳動；鋁青銅的耐磨性較錫青銅差一些,但價格便宜,一般用于滑動速度小于4m/s的傳動；而灰鑄鐵一般用于滑動速度不高,對效率要求也不高的場合。因此本次設(shè)計蝸輪材料選擇灰鑄鐵。按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則,先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計,再校核齒根彎曲疲勞強度。由濮良貴、紀(jì)名剛等主編的機械設(shè)計教材〔下面簡稱機械設(shè)計教材P245式〔11-12,傳動中心距：確定作用在蝸桿上的轉(zhuǎn)矩T2按Z1=1,估取效率η=0.45,則T2=9.55×106P2/n2=1157.46N·m確定載荷系數(shù)K因工作載荷有輕微沖擊,故由機械設(shè)計教材P253取載荷分布不均勻系數(shù)Kβ=1;由機械設(shè)計教材P253表11-5選取使用系數(shù)KA=1.0,由于轉(zhuǎn)速不高,沖擊不大,可取動載荷系數(shù)Kv=1.05；則由機械設(shè)計教材P252K=KAKβKv=1.0×1×1.05=1.05確定彈性影響系數(shù)ZE因選用的是灰鑄鐵蝸輪和鋼蝸桿相配,故ZE=160MPa1/2確定接觸系數(shù)ZP先假設(shè)蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1/a=0.45從機械設(shè)計教材P253圖11-18中可查ZP=2.7確定許用接觸應(yīng)力[σh]根據(jù)蝸輪材料為灰鑄鐵,金屬模鑄造,蝸桿螺旋齒面硬度＞45HRC,可從機械設(shè)計教材P254表11-7查得蝸輪的基本許用應(yīng)力[σh]’=140MPa,由機械設(shè)計教材P254應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60jn2Lh=60×1×7.5×365×24×10=39420000壽命系數(shù)KHN==0.84則[σh]=KHN×[σh]’=0.84×140=117.6MPa計算中心距a=400mm,因i=100,故從機械設(shè)計教材P254表11-2中取模數(shù)m=8mm.蝸桿分度圓直徑d1=80mm,這時d1/a=0.2,從機械設(shè)計教材P253,圖11-18中可查得接觸系數(shù)ZP’=2.7,因為ZP’=ZP,因此以上計算結(jié)果可用。蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)和幾何尺寸蝸桿軸向齒距Pa=πm=3.14×8=25.12mm;直徑系數(shù)q=10;齒頂圓直徑da1=d1+2ha＊m=80+2×1×8=86mm齒根圓直徑df1=d1-2<ha＊m+c>=63.5mm分度圓導(dǎo)程角γ=3°13’10’’蝸桿軸向齒厚Sa=πm/2=3.14×8/2=12.56mm蝸輪蝸輪齒數(shù)100；變位系數(shù)X2=+0.2937mm;蝸輪分度圓直徑d2=mz2=8×100=800mm蝸輪齒頂圓直徑da2=d2+2ha＊m=800+2×1×8=816mm蝸輪齒根圓直徑df2=d2-2hf2=799.5mm校核齒根彎曲疲勞強度σF=當(dāng)量齒數(shù)根據(jù)X2=+0.2937,ZV2=100.5,從機械設(shè)計教材P255圖11-19中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.11螺旋角系數(shù)從機械設(shè)計教材P255知許用彎曲應(yīng)力[σF]=[σF]’·KFN從機械設(shè)計教材P256表11-8查得灰鑄鐵HT200制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力[σF]’=48MPa。由機械設(shè)計教材P255壽命系數(shù)[σF]=48×0.665=31.92MPa=36MPa驗算效率ηη=〔0.95~0.96=0.475~0.48已知γ=3.22°,；與相對滑動速度VS有關(guān)。由機械設(shè)計教材P264壽命表11-18中插值法查得=0.055；3.15°代入式中得η=0.48,大于原估計值,因此不用重算。3.4軸的設(shè)計計算輸入軸的設(shè)計計算按扭矩初算軸徑選用45調(diào)質(zhì),硬度217~255HBS根據(jù)機械設(shè)計教材P370〔15-2式,并查表15-3,取A0=120；考慮軸上有鍵槽,且要傳遞較大載荷,取d=60mm。輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計〔如圖5圖5軸上的零件的定位,固定和裝配本次設(shè)計中將蝸桿軸蝸齒部分安排在箱體中央,相對兩軸承對稱布置,兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。確定軸各段直徑和長度Ⅰ段：安裝聯(lián)軸器,選擇凸緣聯(lián)軸器,型號為YL5,查表的聯(lián)軸器的軸孔直徑為30mm,從動端軸孔長度為44mm,則直徑d1=60mm；長度L1=60mm；Ⅱ段及Ⅵ段,安裝軸承：初選用7015C型角接觸球軸承,其內(nèi)徑為65mm,寬度為7mm,因此Ⅲ、直徑d2=d6=50mm；采用軸肩定位；故長度L2=L6=5mm；Ⅲ段及Ⅴ段,用于軸承的軸向定位,根據(jù)教材P364,軸肩的高度h=<0.07~0.1>d,d為與零件相配處的軸的直徑,取h=0.08d,則h=0.08×65=5.2,所以d3=d5=75.4mm；Ⅳ段為蝸桿部分,軸徑d4=86mm,根據(jù)教材P250表11-4,蝸輪段b1≥<8＋0.06z2>m=〔8+0.06×100×8=112,則取b1=120,即L4=120mm。輸出軸的設(shè)計計算輸出軸的機構(gòu)設(shè)計〔如圖6圖6Ⅰ段及Ⅶ段：安裝軸承,初步選用7020C型角接觸球軸承,其內(nèi)徑為100mm,寬度為13mm；故軸徑d1=d7=100mm,長度為L1=L7=11mm；Ⅱ段及Ⅴ段,用于軸承的軸向定位,根據(jù)教材P364,軸肩的高度h=<0.07~0.1>d,d為與零件相配處的軸的直徑,取h=0.08d,則h=0.08×100=8,所以d2=d5=116mm；長度為L1=40mm；Ⅳ段安裝蝸輪,蝸輪用通過鍵連接實現(xiàn)周向定位,通過軸肩實現(xiàn)軸向定位,軸徑d4=140mm,根據(jù)教材P250表11-4,B≦0.75da1=0.75×86=64.5,取B=80mm,則L4=78mm。Ⅲ段用于蝸輪的軸向定位,根據(jù)教材P364,取軸肩的高度h=10,則d3=150,L3=10mm。3.5確定軸上鍵的尺寸選用普通平鍵作為本次設(shè)計的鍵連接。鍵的截面尺寸b×h按軸的直徑d由標(biāo)準(zhǔn)中選定。蝸輪上的鍵：由于d4=140,由教材P106查得,b×h=32×18；L=70mm3.6確定聯(lián)軸器的尺寸本次設(shè)計選用凸緣聯(lián)軸器。按照軸上的最大轉(zhuǎn)矩作為計算轉(zhuǎn)矩Tca。計算轉(zhuǎn)矩按下式計算：Tca=KATKA為工作情況系數(shù),由教材P351,表14-1得,KA=1.5；T=1157則Tca=1.5×1157=1735.5型號選擇從GB4323-84中查得GY8型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為3150N·M,許用最大轉(zhuǎn)速為4800r/min,軸徑為60~70之間,故合用。旋轉(zhuǎn)底座的設(shè)計〔如圖7,圖8圖7圖84.加載位置調(diào)整設(shè)計4.1設(shè)計方案在拖拉機的試驗臺的設(shè)計中,由于試驗臺應(yīng)當(dāng)能夠滿足對于多種型號的拖拉機的實驗需求。因此應(yīng)當(dāng)設(shè)計一個機構(gòu),使得液壓加載裝置可以上下移動,液壓缸可以左右移動。初步設(shè)計用螺旋機構(gòu)來實現(xiàn)這一功能。螺旋傳動按其用途不同,可分為傳力螺旋,傳導(dǎo)螺旋和調(diào)整螺旋。傳力螺旋以傳遞動力為主,要求以較小的轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生較大的軸向推力,用以克服工件阻力,如各種起重或加壓裝置的螺旋。這種傳力螺旋主要是承受很大的軸向力,一般為間歇性工作,每次的工作時間較短,工作速度也不高,而且通常有自鎖能力。傳導(dǎo)螺旋以傳遞運動為主,有時也承受較大的軸向載荷,如機床進給機構(gòu)的螺旋等。傳導(dǎo)螺旋常需在較長時間內(nèi)連續(xù)工作,工作速度較高,因此要求具有較高的傳動精度。調(diào)整螺旋常用以調(diào)整、固定零件的相對位置,如機床、儀器及測試裝置中的微調(diào)機構(gòu)的螺旋。調(diào)整螺旋不經(jīng)常轉(zhuǎn)動,一般在空載下調(diào)整。螺旋傳動按其螺旋副的摩擦性質(zhì)不同,可分為滑動螺旋、滾動螺旋和靜壓螺旋。滑動螺旋機構(gòu)簡單便于制造,易于自鎖,但其主要缺點是摩擦阻力大,傳動效率地,磨損快,傳動精度低等。相反,滾動螺旋和靜壓螺旋的摩擦阻力小,傳動效率高,但結(jié)構(gòu)復(fù)雜,特別是靜壓螺旋還需要供油系統(tǒng)。因此,只有在高精度、高效率的重要傳動中才宜使用,如數(shù)控、精密機床、測試裝置或自動控制系統(tǒng)中的螺旋傳動等。綜上所述,本次設(shè)計中的螺旋機構(gòu)屬于傳力螺旋以及滑動螺旋?；瑒勇菪牡慕Y(jié)構(gòu)主要是指螺桿、螺母的固定和支承的結(jié)構(gòu)形式。螺旋傳動的工作剛度與精度等和支承結(jié)構(gòu)有直接關(guān)系。本次設(shè)計中的螺旋機構(gòu)屬于加壓裝置的傳導(dǎo)螺旋〔絲杠,要進行雙向傳動,為了消除軸向間隙和補償旋合螺紋的磨損,避免反向傳動時的空行程,因此采用組合螺母?；瑒勇菪捎玫穆菁y類型有矩形、梯形和鋸齒形。其中梯形和鋸齒形應(yīng)用最廣。螺桿常用右旋螺紋,只用在一些特殊場合才會使用左旋螺紋。本次設(shè)計要求自鎖,因此使用單線梯形螺紋。螺桿和螺母的材料選擇螺桿材料要有足夠的強度和耐磨性。螺母材料除要求有足夠的強度外,還要求在與螺桿材料配合時摩擦系數(shù)小和耐磨。在本次設(shè)計中因為要求螺桿要承受重載,要有足夠的耐磨性,因此螺桿材料選用40Cr。螺母則選用耐磨性好,強度高,適用于重載、低速場合的鑄鋁青銅。滑動螺旋傳動的設(shè)計計算拖拉機試驗臺的整體尺寸中,試驗臺的高度為4500mm,而液壓裝置在垂直方向移動范圍為1400mm~4500mm,所以在豎直方向的螺旋機構(gòu)中,螺桿的長度為3100mm,在水平方向的螺旋機構(gòu)中,螺桿的長度為2500mm。4.2加載裝置的水平方向位移的螺旋傳動設(shè)計4.2.1根據(jù)耐磨性計算螺紋參數(shù)滑動螺旋的磨損與螺紋工作面上的壓力、滑動速度、螺紋表面粗糙度以及潤滑狀態(tài)有關(guān)。螺紋工作面上的耐磨性條件為即,對于梯形螺紋h=0.5P,因此F=100KN[p]為材料的許用壓力,其值由教材P97表5-12查得,[p]=18~25MPa,取[p]=20MPa。Φ值一般取1.2~3.5,取Φ=1.4則按國家標(biāo)準(zhǔn)選取相應(yīng)的公稱直徑d=48mm；螺距P=8,d2=44,D4=49,d3=39,D1=40的梯形螺紋,中等精度。螺母高度H=Φd2=3×44=132；螺紋圈數(shù)n=H/P=132/8=16.5自鎖性驗算由于是單頭螺紋,導(dǎo)程S=P=8mm,故螺紋升角為由教材P97表5-11查得f=0.08~0.10取f=0.09,得λ＜ρ’,故自鎖可靠。螺桿強度計算螺紋摩擦力矩代入公式螺母螺紋強度驗算因為螺母材料強度低于螺桿,故只驗算螺母螺紋強度即可。牙根寬度b=0.65P=0.65×8=5.2mm。基本牙型高H1=0.5P=0.5×8=4mm。代入式中螺桿的穩(wěn)定性驗算螺桿的最大工作長度為l=2500mm；由教材表5-14,查得螺桿的長度系數(shù)μ=0.5,則因為λ＞40,因此可以不必進行穩(wěn)定性校核。水平位移機構(gòu)的設(shè)計〔如圖9,圖10圖9圖10因此選擇的螺旋傳動：公稱直徑d=48mm；螺距P=8,d2=44,D4=49,d3=39,D1=40的梯形螺紋,符合傳動要求。4.3加載裝置豎直方向位移的螺旋傳動設(shè)計根據(jù)耐磨性計算螺紋參數(shù)滑動螺旋的磨損與螺紋工作面上的壓力、滑動速度、螺紋表面粗糙度以及潤滑狀態(tài)有關(guān)。螺紋工作面上的耐磨性條件為即,對于梯形螺紋h=0.5P,因此F=150KN[p]為材料的許用壓力,其值由教材P97表5-12查得,[p]=18~25MPa,取[p]=20MPa。Φ值一般取1.2~3.5,取Φ=1.4則按國家標(biāo)準(zhǔn)選取相應(yīng)的公稱直徑d=60mm；螺距P=14,d2=53,D4=62,d3=44,D1=46的梯形螺紋,中等精度。螺母高度H=Φd2=3×53=159；螺紋圈數(shù)n=H/P=159/14=11.4自鎖性驗算由于是單頭螺紋,導(dǎo)程S=P=14mm,故螺紋升角為由教材P97表5-11查得f=0.08~0.10取f=0.09,得λ＜ρ’,故自鎖可靠。螺桿強度計算螺紋摩擦力矩代入公式螺母螺紋強度驗算因為螺母材料強度低于螺桿,故只驗算螺母螺紋強度即可。牙根寬度b=0.65P=0.65×14=9.1mm?；狙佬透逪1=0.5P=0.5×14=7mm。代入式中4.3.5螺桿的穩(wěn)定性驗算螺桿的最大工作長度為l=3100mm；由教材表5-14,查得螺桿的長度系數(shù)μ=0.5,則因為λ＞40,因此可以不必進行穩(wěn)定性校核。豎直方向的位移機構(gòu)〔如圖11,圖12圖11圖12因此選擇的螺旋傳動：公稱直徑d=60mm；螺距P=14,d2=53,D4=62,d3=44,D1=46的梯形螺紋,符合傳動要求。兩個傳動的組合如圖13。圖13總結(jié)在實驗臺的機械系統(tǒng)設(shè)計中,主要包括拖拉機和拖拉機駕駛室固定系統(tǒng)設(shè)計和加載位置調(diào)整系統(tǒng)設(shè)計。在拖拉機和拖拉機駕駛室固定系統(tǒng)設(shè)計中,我本來想通過最普通的圓柱齒輪傳動來實現(xiàn)底座的旋轉(zhuǎn),因為圓柱齒輪傳動的精度高,而且傳動比較穩(wěn)定,但是考慮到電動機的放置以及底座的整個高度不宜太高,因此選擇用蝸輪蝸桿來實現(xiàn)這一功能。加載位置調(diào)整系統(tǒng)設(shè)計主要是實現(xiàn)加載位置的改變,滿足多種型號的拖拉機的實驗要求,在該系統(tǒng)設(shè)計中,最理想的方法應(yīng)當(dāng)就是螺旋傳動,因為螺旋傳動不但能實現(xiàn)位移還有自鎖功能。但是因為試驗臺的加載力較大,因此螺旋傳動必須具備足夠的強度?？紤]到水平加載裝置是一端鉸接在機架上,而水平加載裝置本身也較重,因此加載裝置的另一端增加輔助裝置,使得加載裝置能夠始終處于水平位置。本次設(shè)計將使用一個動滑輪,一根鋼繩,一個吊鉤來實現(xiàn)這一功能。吊鉤掛在滑輪上,滑輪通過鋼繩與機架連接,鋼繩的一端接在滑輪上,另一端接在機架上。以此來保證水平加載裝置始終處于水平位置,同時也增加了裝置的安全性能。在整個拖拉機駕駛