拖拉机驾驶室试验台设计机械系统设计.docx
- 文档编号:26474026
- 上传时间:2023-06-19
- 格式:DOCX
- 页数:29
- 大小:518.98KB
拖拉机驾驶室试验台设计机械系统设计.docx
《拖拉机驾驶室试验台设计机械系统设计.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《拖拉机驾驶室试验台设计机械系统设计.docx(29页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
拖拉机驾驶室试验台设计机械系统设计
本科生毕业论文(设计)
题目:
拖拉机驾驶室试验台机械系统设计
姓名:
学院:
工学院
专业:
农业机械化及其自动化
班级:
农机91
学号:
指导教师:
职称:
教授
2013年5月9日
农业大学教务处制
拖拉机驾驶室试验台机械系统设计
农业机械化及其自动化专业学生
指导教师
摘要:
现有的拖拉机驾驶室试验台的设计中,对于被试拖拉机的定位采用固定平台支撑,在试验过程中拖拉机需要多次转向定位,给整个试验带来了不便、且试验耗时长。
因此,考虑采用旋转平台设计,提高试验效率。
本设计通过蜗轮蜗杆传动设计实现旋转平台的转动,对试验过程中的液压装置的上下左右移动设计了丝杠传动,并给出了这些传动构件进行了尺寸、结构等。
为拖拉机驾驶室试验台的设计提高了机械传动方面的设计参数。
关键词:
试验台;旋转平台;机械传动;
Thedesignoftractorcabteststandmechanicalsystems
StudentmajoringinAgriculturalmechanizationanditsautomation
Abstract:
Existingtestrigofthetractorcabdesign,forthepositioningofthetractorwasfixedplatformsupport,duringthetesttractorrequiresmultiplesteeringpositioningtheinconvenienttotheentiretest,andthetesttime-consuming.Therefore,consideringtherotatingplatformdesign,improvetestefficiency.Thedesignthroughawormgeardrivedesigntoachievetherotationoftherotatingplatform,thedesignofthescrewdrive,andgivesthetransmissionmembersuchasthesize,structuremovearoundonthetopandbottomofthehydraulicapparatusinthetestingprocess.Mechanicaltransmissiondesignparametersforthedesignofthetractorcabteststand.
Keywords:
test-bed;Rotating;Mechanicaltransmission;
引言
安全驾驶室设计的核心是确保安全空间,其强度特性是在保证安全空间的基础上,保证结构完整性的同时,允许结构塑性变形。
当车辆发生翻车等意外事故时,冲击能量通过驾驶室结构的变形吸能和耗散,在一定的变形模式下,车辆应能承受较大的撞击载荷,最大限度地吸收能量,使结构变形向有利于保护驾驶员空间的方向发展,把传递给驾驶员的碰撞能量降低到最小。
若变形侵入驾驶员容身空间,则必危及到驾驶员生命[1]。
拖拉机是一种用来拖拉,牵引其他不能自行移动设备的装备。
一般来说,它是一种用来拖拽其他车辆或设备的车辆。
用于牵引和驱动作业机械完成各项移动式作业的自走式动力机。
也可做固定作业动力。
由发动机、传动、行走、转向、液压悬挂、动力输出、电器仪表、驾驶操纵及牵引等系统或装置组成。
发动机动力经传动系统传给驱动轮,使拖拉机行驶。
1.拖拉机驾驶室试验台研究
1.1国外关于ROPS的研究现状
国外大量统计资料表明,在农业作业中,由于拖拉机翻车而造成的人身伤亡事故约占农机总伤亡事故的70%。
由翻车引起伤亡的主要原因,一是没有牢固的安全架装置,受到撞击后,驾驶员必需的容身空间受到侵犯,引起窒息性伤亡;二是没有吸收冲击能量的装置,使翻车后往往产生连续滚翻,人员受到冲撞使伤害严重[2]。
轮式拖拉机驾驶室在发生翻车事故时,受到巨大的冲击载荷,结构往往产生很大的变形,对驾驶员的生命安全构成威胁,为此,驾驶室的安全强度引起人们的极大关注。
国际、国都制定了一些轮式拖拉机驾驶室安全强度的试验标准和验收条件,一些欧洲国家还立法规定:
新的拖拉机必须安装经过批准的安全驾驶室[3]。
驾驶室保护装置起到保护驾驶员的基本机理是:
在发生落物事故时,保护驾驶员不被下落物体击中;在发生翻车事故时,遇到较软的地面保护结构能够扎入地面并支撑机器的自重、遇到硬地面时保护结构能发生塑性变形吸收冲击能量,并能承受一定的载荷,同时能留给驾驶员一定的生存空间[4]。
一个安全的驾驶室结构要求当拖拉机发生翻车等意外事故时,能够抵抗撞击和压力载荷,保证驾驶员的容身空间不受侵犯,同时应允许结构有一定的屈服变形,以吸收外部的撞击能量,这就是其安全强度准则。
为了在翻车事故中保障司机的生命安全,当前最有效的方法是在工程车辆上加装翻车保护结构(Roll-overprotectivestructure,简称ROPS[5])。
翻车保护结构具有一系列的结构件,它的作用是当工程车辆翻车时,减小挤伤系安全带坐着的司机的可能性。
在国际上,工程车辆驾驶室保护结构的出现可以追溯到1976年,1972年CIMTC提出了评价FOPS性能的实验室静态检测方法和挠曲极限量(简称DLV[6])的定义,从而使FOPS有了统一的试验规。
我国在1984年曾对ROPS模型试验进行过初步的探讨,但研究工作未深入开展[7]。
此后,科研人员在ROPS计算方法和实验室试验方面做了大量的工作。
经历了由塑性极限分析[8],弹性极限分析[9];考虑能量吸收性能的增量变刚度法计算的研究[10];到推导了弹性、弹塑性阶段ROPS/FOPS变形的计算公式[11,12];提出采用非对称弯曲梁的弹性和塑性极限强度理论分析方法[13]的发展过程。
随着非线性理论研究的不断深入和计算机仿真技术的日趋成熟,应用非线性有限元方法对ROPS性能进行模拟分析,已经成为ROPS设计计算的主流。
1.2拖拉机试验台的实验要求
为了保证拖拉机驾驶员的安全,拖拉机驾驶室必须要有足够的强度和刚度,能够承受来自各个方向的载荷和冲击,而拖拉机又不会产生较大的变形,以此来保证拖拉机驾驶员的人身安全。
以此我们要对拖拉机驾驶室进行加载试验。
目前我们国家已经有相关的研究人员对此进行了研究设计。
结合国外关于拖拉机ROPS的研究,拖拉机试验台主要是对拖拉机进行以下实验:
1.动载试验项目和顺序(与静载试验任选)
(1)对前轮承受无配重重量小于50%的拖拉机按下列顺序试验:
a.后撞击试验
b.后压垮试验
c.前撞击试验
d.侧撞击试验
e.前压垮试验
对于单立柱和双立柱防护装置:
a.后撞击试验
b.压垮试验
c.侧撞击试验
(2)对前轮承受无配重重量等于或大于50%的拖拉机则按下列顺序试验:
a.前撞击试验
b.侧撞击试验
c.后压垮试验
d.前压垮试验
对于单立柱和双立柱防护装置
a.前撞击试验
b.侧撞击试验
c.压垮试验
静载试验项目和顺序(与动载试验任选)
a.纵向加载试验
b.第一次压垮试验
c.侧向加载试验
d.第二次压垮试验
e.第二次纵向加载试验
对于单立柱和双立柱防护装置
纵向加载试验
b.压垮试验
c.侧向加载试验
1.3技术路线(如图1)
图1
2.试验台的总体设计
2.1拖拉机驾驶室试验台的总体设计
拖拉机驾驶室试验台的设计主要由总体设计、机械系统设计、液压系统设计、电气控制系统设计四部分组成(如图2)。
机架主要用于对实验装置的安装定位,液压加载部分主要用来提供加载实验的动力源,电气控制部分用于试验全程控制、使试验数据得到显示、处理、打印,机械部分则主要用于对拖拉机驾驶室加载点位置的控制。
图2
设计容:
总体设计:
试验台的整体尺寸、结构组成以及确定试验台的试验围;
液压系统:
加载油缸运动的液压回路的设计;
电气系统:
对液压系统中电磁阀的开启关闭的控制;
机械系统:
试验台的旋转底盘、加载试验时使液压缸的移动的丝杠传动。
试验台的工作原理(如图3)
试验装置应由机械部分、液压系统和电气控制系统组成。
通过IPC-PLC控制液压泵推动加载油缸实施加载,试验时,压力传感器、位移传感器将加载力和位移量通过A/D数模转换器传递到IPC工控机上,再由工控机对试验结果进行显示、判断处理后对PLC发出指令,从而实时控制加载力的大小,对整个试验过程进行闭环控制。
对于一般拖拉机的试验顺序(前轮承受无配重重量小于50%的拖拉机):
a.后撞击试验
b.后压垮试验
c.前撞击试验
d.侧撞击试验
e.前压垮试验
图3
试验台适用限制:
适用M=(800~5000)KG,后轮最小轮距不小于1150mm的农林轮式拖拉机。
2.2机械系统方案设计
由于传统的设计对于拖拉机驾驶室加载前的定位都比较繁琐,本次设计主要对拖拉机驾驶室试验台的定位进行改善和创新(如图4)。
图4
3.拖拉机和拖拉机驾驶室固定系统设计
3.1设计方案
传统的设计是先选定拖拉机试验时的位置,选定后将拖拉机的轮毂拆下,再将其固定在底座上,当需要拖拉机转向时,就需要重复上面的步骤。
这样的方法在操作时有很大的不便,也给试验人员加大了工作量。
本次设计将会针对拖拉机的定位和转向进行重点的设计和改进。
旋转底座的设计方案:
本次设计将在实验室里设置一个底座,拖拉机驾驶室放置在底座上,底座下设计安装一个蜗轮蜗杆机构,底座可以在蜗轮蜗杆机构的带动下进行水平方向的360°旋转,当拖拉机驾驶室一个方向的实验结束后,可以通过蜗轮蜗杆的运动使得底座旋转一定的角度,从而使得拖拉机驾驶室旋转一定的角度,这样可以便于对拖拉机驾驶室的四个不同方向进行加载实验。
蜗杆传动是用来传递空间交错轴之间的运动和动力的。
最常用的是轴交角∑=90°的减速传动。
蜗杆传动能得到很大的单级传动比在传递动力时传动比一般为5~80常用15~50在分度机构中传动比可达300若只传递运动传动比可达1000。
蜗轮蜗杆传动工作平稳无噪音。
且因为蜗杆反行程能自锁,这就可以避免拖拉机定位后继续产生偏移量。
3.2电动机的选择
拟定蜗轮蜗杆的传动比i蜗轮蜗杆=100;v=0.15m/s。
由于要实现蜗轮蜗杆的自锁,应选用单头蜗杆。
由于本设计对蜗轮蜗杆的转速无要求,蜗轮蜗杆只用来带动底座的旋转。
因此选择电动机的最低转速,即n电动机=750r/min。
η总=η联轴器×η2轴承×η蜗轮蜗杆=0.99×0.992×0.45=0.437;
电动机功率:
P电机=FV/1000/η总=6000×0.15/1000/0.437=2.06KW
其主要性能:
额定功率3KW,满载转速750r/min,40N·m。
总传动比:
i总=i蜗轮蜗杆=100。
3.2.1动力学参数计算
n0=n电动机=750r/min
n蜗杆=n0=750r/min
n2=n1/i蜗轮蜗杆=750/100=7.5r/min
计算各轴的功率
P0=P电机=2.06KW
P蜗杆=P0×η联轴器=2.06×0.99=2.04KW
P2=P蜗杆×η轴承×η蜗杆=2.04×0.99×0.45=0.909KW
计算各轴扭矩
T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×2.06/750=26.23N·m
T蜗杆=9.55×106P2/n蜗杆=9.55×106×2.04/750=25.98N·m
T2=9.55×106P2/n2=9.55×106×0.909/7.5=1157.46N·m
3.3蜗杆传动的设计计算
选择蜗杆的传动类型:
根据GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆。
选择材料
由失效形式知道由蜗杆涡轮的材料不仅要求由足够的强度,更重要的是要有良好的磨合,减磨性、耐磨性和抗胶合能力等。
蜗杆一般用碳钢或合金钢制成,一般不太重要的低速中载的蜗杆,可采用40、45钢,并经调质处理。
高速重载蜗杆常用15Cr或20Cr、20CrMnTi等,并经渗碳淬火。
由于本次设计所用的蜗轮蜗杆只需承受较大载荷,不需高速运转,精度不需太高,因此蜗杆的材料就选用45钢。
蜗轮材料一般采用铸造锡青铜,铸造铝铁青铜和灰铸铁等。
锡青铜耐磨型最好但价格最高,用于滑动速度大于3m/s的重要传动;铝青铜的耐磨性较锡青铜差一些,但价格便宜,一般用于滑动速度小于4m/s的传动;而灰铸铁一般用于滑动速度不高,对效率要求也不高的场合。
因此本次设计蜗轮材料选择灰铸铁。
按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。
由濮良贵、纪名刚等主编的机械设计教材(下面简称机械设计教材)P245式(11-12),传动中心距:
确定作用在蜗杆上的转矩T2
按Z1=1,估取效率η=0.45,则T2=9.55×106P2/n2=1157.46N·m
确定载荷系数K
因工作载荷有轻微冲击,故由机械设计教材P253取载荷分布不均匀系数Kβ=1;由机械设计教材P253表11-5选取使用系数KA=1.0,由于转速不高,冲击不大,可取动载荷系数Kv=1.05;则由机械设计教材P252
K=KAKβKv=1.0×1×1.05=1.05
确定弹性影响系数ZE
因选用的是灰铸铁蜗轮和钢蜗杆相配,故ZE=160MPa1/2
确定接触系数ZP
先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.45从机械设计教材P253图11-18中可查ZP=2.7
确定许用接触应力[σh]
根据蜗轮材料为灰铸铁,金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从机械设计教材P254表11-7查得蜗轮的基本许用应力[σh]’=140MPa,由机械设计教材P254应力循环次数
N=60jn2Lh=60×1×7.5×365×24×10=39420000
寿命系数KHN=
=0.84
则[σh]=KHN×[σh]’=0.84×140=117.6MPa
计算中心距
a=400mm,因i=100,故从机械设计教材P254表11-2中取模数m=8mm.蜗杆分度圆直径d1=80mm,这时d1/a=0.2,从机械设计教材P253,图11-18中可查得接触系数ZP’=2.7,因为ZP’=ZP,因此以上计算结果可用。
3.3.1蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸
蜗杆
轴向齿距Pa=πm=3.14×8=25.12mm;直径系数q=10;
齿顶圆直径da1=d1+2ha*m=80+2×1×8=86mm
齿根圆直径df1=d1-2(ha*m+c)=63.5mm
分度圆导程角γ=3°13’10’’
蜗杆轴向齿厚Sa=πm/2=3.14×8/2=12.56mm
蜗轮
蜗轮齿数100;变位系数X2=+0.2937mm;
蜗轮分度圆直径d2=mz2=8×100=800mm
蜗轮齿顶圆直径da2=d2+2ha*m=800+2×1×8=816mm
蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2=799.5mm
校核齿根弯曲疲劳强度
σF=
当量齿数
根据X2=+0.2937,ZV2=100.5,从机械设计教材P255图11-19中可查得齿形系数
YFa2=2.11
螺旋角系数
从机械设计教材P255知许用弯曲应力[σF]=[σF]’·KFN
从机械设计教材P256表11-8查得灰铸铁HT200制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[σF]’=48MPa。
由机械设计教材P255寿命系数
[σF]=48×0.665=31.92MPa
=36MPa
验算效率η
η=(0.95~0.96)
=0.475~0.48
已知γ=3.22°,
;
与相对滑动速度VS有关。
由机械设计教材P264寿命表11-18中插值法查得
=0.055;
3.15°代入式中得η=0.48,大于原估计值,因此不用重算。
3.4轴的设计计算
3.4.1输入轴的设计计算
按扭矩初算轴径
选用45调质,硬度217~255HBS
根据机械设计教材P370(15-2)式,并查表15-3,取A0=120
;考虑轴上有键槽,且要传递较大载荷,取d=60mm。
输入轴的结构设计(如图5)
图5
轴上的零件的定位,固定和装配
本次设计中将蜗杆轴蜗齿部分安排在箱体中央,相对两轴承对称布置,两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。
确定轴各段直径和长度
Ⅰ段:
安装联轴器,选择凸缘联轴器,型号为YL5,查表的联轴器的轴孔直径为30mm,从动端轴孔长度为44mm,则直径d1=60mm;长度L1=60mm;
Ⅱ段及Ⅵ段,安装轴承:
初选用7015C型角接触球轴承,其径为65mm,宽度为7mm,因此Ⅲ、直径d2=d6=50mm;采用轴肩定位;故长度L2=L6=5mm;
Ⅲ段及Ⅴ段,用于轴承的轴向定位,根据教材P364,轴肩的高度h=(0.07~0.1)d,d为与零件相配处的轴的直径,取h=0.08d,则h=0.08×65=5.2,所以d3=d5=75.4mm;
Ⅳ段为蜗杆部分,轴径d4=86mm,根据教材P250表11-4,蜗轮段b1≥(8+0.06z2)m=(8+0.06×100)×8=112,则取b1=120,即L4=120mm。
3.4.2输出轴的设计计算
输出轴的机构设计(如图6)
图6
Ⅰ段及Ⅶ段:
安装轴承,初步选用7020C型角接触球轴承,其径为100mm,宽度为13mm;故轴径d1=d7=100mm,长度为L1=L7=11mm;
Ⅱ段及Ⅴ段,用于轴承的轴向定位,根据教材P364,轴肩的高度h=(0.07~0.1)d,d为与零件相配处的轴的直径,取h=0.08d,则h=0.08×100=8,所以d2=d5=116mm;长度为L1=40mm;
Ⅳ段安装蜗轮,蜗轮用通过键连接实现周向定位,通过轴肩实现轴向定位,轴径d4=140mm,根据教材P250表11-4,B≦0.75da1=0.75×86=64.5,取B=80mm,则L4=78mm。
Ⅲ段用于蜗轮的轴向定位,根据教材P364,取轴肩的高度h=10,则d3=150,L3=10mm。
3.5确定轴上键的尺寸
选用普通平键作为本次设计的键连接。
键的截面尺寸b×h按轴的直径d由标准中选定。
蜗轮上的键:
由于d4=140,由教材P106查得,b×h=32×18;L=70mm
3.6确定联轴器的尺寸
本次设计选用凸缘联轴器。
按照轴上的最大转矩作为计算转矩Tca。
计算转矩按下式计算:
Tca=KAT
KA为工作情况系数,由教材P351,表14-1得,KA=1.5;T=1157
则Tca=1.5×1157=1735.5型号选择
从GB4323-84中查得GY8型弹性套柱销联轴器的许用转矩为3150N·M,许用最大转速为4800r/min,轴径为60~70之间,故合用。
旋转底座的设计(如图7,图8)
图7
图8
4.加载位置调整设计
4.1设计方案
在拖拉机的试验台的设计中,由于试验台应当能够满足对于多种型号的拖拉机的实验需求。
因此应当设计一个机构,使得液压加载装置可以上下移动,液压缸可以左右移动。
初步设计用螺旋机构来实现这一功能。
螺旋传动按其用途不同,可分为传力螺旋,传导螺旋和调整螺旋。
传力螺旋以传递动力为主,要求以较小的转矩产生较大的轴向推力,用以克服工件阻力,如各种起重或加压装置的螺旋。
这种传力螺旋主要是承受很大的轴向力,一般为间歇性工作,每次的工作时间较短,工作速度也不高,而且通常有自锁能力。
传导螺旋以传递运动为主,有时也承受较大的轴向载荷,如机床进给机构的螺旋等。
传导螺旋常需在较长时间连续工作,工作速度较高,因此要求具有较高的传动精度。
调整螺旋常用以调整、固定零件的相对位置,如机床、仪器及测试装置中的微调机构的螺旋。
调整螺旋不经常转动,一般在空载下调整。
螺旋传动按其螺旋副的摩擦性质不同,可分为滑动螺旋、滚动螺旋和静压螺旋。
滑动螺旋机构简单便于制造,易于自锁,但其主要缺点是摩擦阻力大,传动效率地,磨损快,传动精度低等。
相反,滚动螺旋和静压螺旋的摩擦阻力小,传动效率高,但结构复杂,特别是静压螺旋还需要供油系统。
因此,只有在高精度、高效率的重要传动中才宜使用,如数控、精密机床、测试装置或自动控制系统中的螺旋传动等。
综上所述,本次设计中的螺旋机构属于传力螺旋以及滑动螺旋。
滑动螺旋的的结构主要是指螺杆、螺母的固定和支承的结构形式。
螺旋传动的工作刚度与精度等和支承结构有直接关系。
本次设计中的螺旋机构属于加压装置的传导螺旋(丝杠),要进行双向传动,为了消除轴向间隙和补偿旋合螺纹的磨损,避免反向传动时的空行程,因此采用组合螺母。
滑动螺旋采用的螺纹类型有矩形、梯形和锯齿形。
其中梯形和锯齿形应用最广。
螺杆常用右旋螺纹,只用在一些特殊场合才会使用左旋螺纹。
本次设计要求自锁,因此使用单线梯形螺纹。
螺杆和螺母的材料选择
螺杆材料要有足够的强度和耐磨性。
螺母材料除要求有足够的强度外,还要求在与螺杆材料配合时摩擦系数小和耐磨。
在本次设计中因为要求螺杆要承受重载,要有足够的耐磨性,因此螺杆材料选用40Cr。
螺母则选用耐磨性好,强度高,适用于重载、低速场合的铸铝青铜。
滑动螺旋传动的设计计算
拖拉机试验台的整体尺寸中,试验台的高度为4500mm,而液压装置在垂直方向移动围为1400mm~4500mm,所以在竖直方向的螺旋机构中,螺杆的长度为3100mm,在水平方向的螺旋机构中,螺杆的长度为2500mm。
4.2加载装置的水平方向位移的螺旋传动设计
4.2.1根据耐磨性计算螺纹参数
滑动螺旋的磨损与螺纹工作面上的压力、滑动速度、螺纹表面粗糙度以及润滑状态有关。
螺纹工作面上的耐磨性条件为
即
,
对于梯形螺纹h=0.5P,因此
F=100KN
[p]为材料的许用压力,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
则
按国家标准选取相应的公称直径d=48mm;螺距P=8,d2=44,D4=49,d3=39,D1=40的梯形螺纹,中等精度。
螺母高度H=Φd2=3×44=132;
螺纹圈数n=H/P=132/8=16.5
4.2.3自锁性验算
由于是单头螺纹,导程S=P=8mm,故螺纹升角为
由教材P97表5-11查得f=0.08~0.10
取f=0.09,得
λ<ρ’,故自锁可靠。
4.2.4螺杆强度计算
螺纹摩擦力矩
代入公式
4.2.5螺母螺纹强度验算
因为螺母材料强度低于螺杆,故只验算螺母螺纹强度即可。
牙根宽度b=0.65P=0.65×8=5.2mm。
基本牙型高H1=0.5P=0.5×8=4mm。
代入式中
4.2.6螺杆的稳定性验算
螺杆的最大工作长度为l=2500mm;
由教材表5-14,查得螺杆的长度系数μ=0.5,
则
因为λ>40,因此可以不必进行稳定性校核。
水平位移机构的设计(如图9,图10)
图9
图10
因此选择的螺旋传动:
公称直径d=48
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 拖拉机 驾驶室 试验台 设计 机械 系统