太陽能自動跟蹤裝置設計

I太陽能自動跟蹤裝置設計摘要當近社會能源危機，化石能源存儲量不多，發(fā)展節(jié)能環(huán)?？稍偕哪茉磩菰诒匦?，太陽能清潔無污染是解決當今社會能源危機最好的能源。本次畢業(yè)設計主要是完成太陽能自動跟蹤裝置機械部分的設計。該裝置主要用于全天候的捕捉太陽能，提高太陽能電池板的發(fā)電效率。該裝置是步進電機帶動蝸輪蝸桿減速器三百六十度旋轉和步進電機帶動絲桿一百三十五度轉動，始終實現太陽能電池板跟太陽成垂直狀態(tài)；本裝置還通過步進電機帶動行星輪減速器減小太陽能電池板的受力面積，避免太陽能電池板在惡劣大風天氣因受力面積過大而受損。受力零件用有限元分析，驗證選取材料的合理性。本次畢業(yè)設計太陽能自動跟蹤裝置能有效的提高太陽能電池板的發(fā)電效率。關鍵詞:太陽能機械裝置自動跟蹤ElectricJigSawDesignandStructureAnalysisAbstractWhentheenergycrisisofsociety,notmuchfossilenergystorage,itisimperativetodevelopeco-friendlyrenewableenergy,solarenergyiscleanandpollution-freeenergytoaddressenergycrisisintoday'ssocietythebest.Thisgraduationprojectwasmainlycompleteddesignofautomaticsolartrackingdevicesthemechanicalparts.Thedeviceismainlyusedfortheclocktocapturesolarenergy,andimprovepowergenerationefficiencyofsolarpanels.Thedeviceis360degreerotationofsteppermotordrivenwormreducerandsteppingmotordrivenscrew135degreeturn,alwaysimplementsolarpanelswiththesunintoaverticalposition;thisunitisalsodrivenbysteppermotorwithplanetarygearreducerreducestheforceareaofsolarpanelstoavoidsolarpanelsinharshwinds,whichsuffereddamagedareaistoolarge.Finiteelementanalysisofstresscomponents,verifythattherationalityofselectingmaterials.Thisgraduationdesignofautomaticsolartrackingdevicecaneffectivelyimprovetheefficiencyofsolarpanels.Keywords：SolarMechanicaldevicesAutomatictracking第一章緒論........................................................................................................11.1設計的背景與意義......................................................................................11.2國內外太陽能產業(yè)發(fā)展概況......................................................................11.3研究的基本內容與擬解決的主要問題......................................................21.3.1研究的基本內容...........................................................................22.擬解決的主要問題.............................................................................31.4研究的方法與技術路線..............................................................................31.4.1研究方法.......................................................................................31.4.2技術路線.......................................................................................3第二章太陽能自動跟蹤裝置外形設計................................................................52.1太陽能自動跟蹤裝置的整體外形..............................................................52.2太陽能電池板的選擇..................................................................................52.2.1太陽能電池發(fā)電原理...................................................................52.2.2太陽能電池板確定....................................................................62.3俯仰角調節(jié)的裝置設計..............................................................................72.3.1太陽角度的計算...........................................................................72.3.2俯仰角的調節(jié)設計....................................................................8第三章行星輪減速器的設計........................................................................103.1太陽能電池板收放....................................................................................103.2步進電機的選擇........................................................................................103.3行星輪減速器的設計...............................................................................113.3.1行星齒輪的齒形、材料和傳動比的選擇.................................113.3.2第一級行星輪系設計.................................................................113.3.3第二級行星輪系部分設計計算.................................................17第四章蝸輪蝸桿的設計................................................................................234.1蝸輪蝸桿減速器的設計............................................................................234.1.1蝸輪蝸桿的基本數據.................................................................234.1.2傳動零件的設計計算.................................................................234.1.3齒面接觸疲勞強度校核.............................................................244.1.4渦輪齒根彎曲強度校核.............................................................254.1.5蝸輪蝸桿幾何尺寸計算.............................................................264.2軸的設計計算............................................................................................274.2.1蝸輪軸的設計與計算.................................................................274.2.2初步確定軸的最小直徑.............................................................274.2.3渦輪軸的結構設計.....................................................................274.3軸承的選擇和計算....................................................................................294.3.1渦輪軸承的選擇計算.................................................................294.3.2蝸桿軸承的校核及計算.............................................................31第五章支架有限元分析....................................................................................33第六章總結..................................................................................................37參考文獻..............................................................................................................381第一章緒論1.1設計的背景與意義今天的世界已經是一個嚴重的能源危機的出現，因此，在對可再生的清潔能源發(fā)展的世界主要國家，如太陽能，風能，潮汐能，波浪能，在地面車輛擠壓能量等。特別是，太陽能，并且是所有能量的來源。但是因為太陽在地球上的密度非常低，最佳條件下一平米面積最多能產生1KW功率，想要大規(guī)模使用很困難。既然世界上利用太陽能的開始，太陽能設備要求低，照明裝置固定，但太陽能轉換效率很低；對于要求苛刻的太陽能設備，跟蹤設備是必需的，以跟蹤太陽，以獲得盡可能多的太陽能。根據世界能源問題和環(huán)境問題已成為一個嚴重的問題，世界各地的“人類面臨的最大威脅”，這項研究的目的是提高太陽能利用率，太陽能跟蹤系統開發(fā)研究，其中有我們面臨重大意義的能源問題。同時，太陽能是一種清潔能源，加強發(fā)展太陽能，節(jié)約能源具有重大意義，保護環(huán)境。太陽能資源豐富，既免費的，也不需要交通運輸，沒有任何污染的環(huán)境。作為能源消耗大國中國，如何提高太陽能的利用，是解決能源危機的一種可能的方式。本研究的主要意義如下：

全套設計加QQ11970985或197216396（1）在此課題研究過程中，能夠強化工程認識，增加工程實踐能力，培養(yǎng)綜合使用多學科的理論知識解決實際問題的本領以及創(chuàng)新能力。（2）可以了解國內外太陽能跟蹤裝置的發(fā)展現狀，學習太陽能跟蹤裝置的相關技術。（3）在做本課題的過程中，可以學習SolidWorks，CAD等軟件的使用，為以后就業(yè)打好扎實的基礎。1.2國內外太陽能產業(yè)發(fā)展概況日本，德國和美國是光伏發(fā)電系統的最強大的動力的國家。美國預計光伏發(fā)電到2020年總裝機容量達到36GW，日本計劃在2010年安裝近5GW。德國在2000通過的可再生能源法，以固定價格購買優(yōu)惠鼓勵可再生能源，并進2一步補充在2004四月修訂可再生能源法，2004年德國使光伏系統設備顯著增加，并一舉超過日本，成為世界最大的光伏系統安裝國家。日本278mw裝機容量占全球的30%。德國和日本的裝機容量占全球的2/3。目前，中國的電池產品主要出口到這些國家。在過去的十年中，在世界光伏市場的需求，再加上大規(guī)模制造技術大幅提高的不斷提高，促進了世界光伏產業(yè)的迅猛發(fā)展，光伏電池產量從1995年到78.6MW，增加1727MW2005年，年均增長速度達到32.4％?？梢灶A見的是全球光伏產能在未來15年將保持20％的年均增長，甚至更樂觀的估計，到2010年，全球太陽能產量將增長4倍增長，銷售收入增長了3倍，3倍的利潤增長。光伏電池產量達到833MW，占了近一半的世界光伏市場份額。在中國大陸進入世界前十位的國家之一光伏制造2005年光伏電池產量為128MW，在世界第四位，占世界市場的7.4％分額。目前，中國已經形成了完整的太陽能光伏產業(yè)鏈。從產業(yè)布局，國內的長三角，環(huán)渤海，珠三角和中西部地區(qū)擁有多元化的區(qū)域性產業(yè)集群。2009年中國太陽能電池產量為9300MW，占比超過40％的全球產量，已成為全球太陽能電池生產第一大國。雖然中國太陽能光伏產業(yè)規(guī)模居世界第一，但產業(yè)鏈的不協調發(fā)展，與科技行業(yè)整體較弱。在整個太陽能光伏產業(yè)鏈技術壁壘最大的多晶硅生產中，國外主要廠商西門子采用的是封閉的改進方法，這在中國尚屬空白。中國的多晶硅生產企業(yè)使用的直接或間接引進俄羅斯的大部分多晶硅提純技術，其成本高，能耗大，嚴重的重復建設，在國際競爭中，這是在2009年初中國多晶硅產能過剩的主要原因。1.3研究的基本內容與擬解決的主要問題（1）整個裝置的外形設計。（2）太陽能電池板的選取，步進電機的選取。（3）行星輪減速器的設計選取。（4）蝸輪蝸桿減速器的設計選取。3（1）了解現有的太陽能跟蹤裝置的設計方案，對比其特點，借鑒優(yōu)秀方面。（2）使用Solidworks建立太陽能自動跟蹤裝置的三維模型后，再用CAD畫出相應零件的二維圖及總的裝配圖。（3）行星減速器的計算設計，蝸輪蝸桿減速器的計算設計。（4）受力零件有限元的分析。1.4研究的方法與技術路線（1）查閱現有資料解決基本問題，查閱資料計算相關的參數。太陽自動跟蹤裝置的參數，采用傳統的設計計算和設計計算方法。（3）二維造型由CAD進行繪制，三維造型由Solidworks進行繪制。（4）有限元分析通過SolidWorks中Simulation輔助分析。查閱太陽能自動跟蹤機械裝置的資料，熟悉它的設計方案，完成如圖所示的（1）查閱現有的太陽能自動跟蹤系統的設計方案，對比他們的特點，借鑒他們優(yōu)秀的地方，然后結合自己的設計觀點，確定我的設計方案。（2）根據設計方案，剖析方案中的系統組成：太陽能自動跟蹤裝置的外形設計和太陽能電池板的選??；步進電機的選取，零件的設計計算，行星輪減速器的設計和蝸輪蝸桿的設計。（3）太陽能自動跟蹤裝置的外形設計及太陽能電池板的選取。（4）步進電機的計算選取，零件的設計計算。（5）行星輪減速器的計算設計和蝸輪蝸桿的計算設計。（6）零件受力部分有限元分析。（7）完成論文。4確定設計方案分析方案的系統組成太陽能自動跟蹤系統的外形設計及太陽能電池板的選取設計計算行星輪減速器的設計和蝸輪蝸桿的設計零件受力部分有限元分析完成畢業(yè)設計5第二章太陽能自動跟蹤裝置外形設計2.1太陽能自動跟蹤裝置的整體外形在構思太陽能自動跟蹤裝置的外形設計時，我首先參考了很多現在技術比較成型的太陽能自動跟蹤裝置，后來想到了電風扇的外形設計，覺得我的太陽能自動跟蹤裝置的外形設計可以參考電風扇的外形，所以我所設計太陽能自動跟蹤裝置的外形跟電風扇的外形有點相似（如圖2-1）。圖2-1太陽能自動跟蹤裝置2.2太陽能電池板的選擇太陽能電池是對光的響應，將太陽能轉換成電力設備。有很多材料能產生光伏效應的，如：單晶硅，多晶硅，非晶硅，硒銦銅，砷化鎵等。發(fā)電原理基本相同，就用一個例子來描述晶光生成過程。P型非晶硅摻雜有磷可以有一個N型硅，形成PN結。當光線照射在太陽能電池單元的表面時，光子被硅材料的一部分被吸收;光子的能量傳遞到硅原子上，從而使更多的電子移動，成為自由電子在PN結上形成的電勢差結塊，兩側的當外部接觸時的柵極電路中，電壓的影響下，電6流將流通過外部電路產生一定的輸出功率。本質是：光子能量轉換成電能?！?】類別轉換效率優(yōu)點缺點晶體硅太陽能15%--25%耐用，壽命長，轉換效率高生產成本大，不能被普遍使用非晶體硅太陽能電池能在弱光下發(fā)電轉換效率低，不夠穩(wěn)定，隨著時間的推移轉換效率衰減化學染料電池最高可達可以擴大太陽能吸收光譜范圍，進而提高光電轉化效率未工業(yè)化生產，不能普及可以擴大太陽能吸收光譜范圍，進而提高光電轉化效率柔性太陽能電池7.1%方便攜帶，方便安裝光電的轉換效率要比常規(guī)的晶硅組件低通過上面的表格可知：單晶硅太陽能電池是目前技術比較成熟，性價比最高的，選擇比較全面的太陽能電池板。通過網上查詢對比選擇于輝太陽能公司生產工作電壓17.3V，工作電流4.33MA，開路電壓21.45V，短路電流4.67MA，電池數9*4PCS，尺寸760x670x35，凈重約6.4Kg。圖2-2YHM75-18M（一）YHM75-18M的特點1、高性能的PET/EVA聚脂薄膜，鋼化玻璃封裝。72、高透光率低鐵鋼化玻璃、抗老化EVA及優(yōu)良耐火、高絕緣性TPT熱壓密封而成。3、光電轉換效率高、使用壽命長、電氣性能衰減小。4、轉換效率高，氣壓，風，冰雹，機械強度高，抗紫外老化。5、陽極優(yōu)化質鋁合金邊框，優(yōu)美的外觀。6、安裝方便，性能穩(wěn)定，不受任何地理環(huán)境影響。2.3俯仰角調節(jié)的裝置設計如圖2-3所示，指向太陽的向量S與天定Z軸的夾角定義為天頂角，用θz表示；矢量的定義包括太陽入射角的傾斜角度的屏幕法線的夾角的定義，θT表示，矢量和為太陽高度角接地平面，記為h；S在地面上的投影線與南北方向線直接的夾角定義為太陽方位角，用γ表示；地面上的垂直投影線之間的角度和傾正午時w=0，每小時增加15，上午為正，下午為負。[3]1.太陽高度角h計算太陽高度角的表達式為太陽角度的定義（1-1）8太陽在地平線上剛出現的時刻，太陽高度角，H=0°。如果不考慮表面曲率和折射的影響，根據表達在日出或日落時角：（1-2）式中，wθ為日出或者日落時角，以度表示，正為日落時角，負為如出時角。解求出時角后，日出日落時間用求出。一天中日照時間為(1-4)太陽能自動跟蹤裝置的俯仰角的調節(jié)設計，如圖2-4所示，太陽能電池板的俯仰角采用步進電機加絲杠的方式來調節(jié)實現，通過步進電機帶動滾珠絲桿的旋轉，調整俯仰角度，達到太陽能電池板和太陽能垂直。。圖2-4俯仰角的調節(jié)當太陽高度角最低為36.5°（杭州地區(qū)冬至日太陽角最小太陽能電池板與水平面的最大53.5度，由此可得出上半部分裝置的重心距離旋轉軸心最大。上半部分裝置的質量大概為120KG，則重力不平衡力矩為229.5風荷載對俯仰軸扭矩：在電池板的扭矩和在電池板的正壓力對俯仰角軸扭矩。風力對太陽能電池板產生的扭矩為：9風載荷作用于太陽能電池板的正壓力為：式中：Cm—風阻俯仰力矩系數；K—風壓高度變化系數，在此取K＝1；A—一個特征區(qū)域，迎風面積垂直于物體的方向；D—對象迎風高度（m是特征尺寸的長度。。Cx—風阻力系數；查書【4】得15m/s的風阻力矩系數Cm＝0.0945，風阻系數風速CX=1.1637。由此可得風載荷對機構的最大風阻力矩由此可得太陽能電池板高度角調節(jié)裝置要克服的最大阻力距為則步進電機需要輸出的推力F為：為了減小運動中的阻力系數，選用滾珠絲杠2506-3（查機械設計手冊表12-1-33d為滾珠絲桿的直徑為20mm，滾珠絲杠的阻力系數是=0.005，摩擦阻力是步進電機克服由此可得出克服的摩擦阻力距為：步進電機的負載轉矩必須小于最大靜轉矩[5]，否則根本帶不動負載。為了能穩(wěn)定運行，負載轉矩一般只能是最大靜轉矩的30%到50%之間，所以選擇的步進42BYG250B-0151，靜轉矩（保持轉矩）為0.43。第三章行星輪減速器的設計3.1太陽能電池板收放當風速較大時，電池板力大，整個太陽自動跟蹤裝置的比較脆弱。為了減少受力面積，太陽能電池板，太陽能電池板自動保護，延長其壽命，我們使用兩板兩側的伸縮裝置伸縮自如。為了實現折疊功能，對高度略高于在中間低兩邊的太陽能電池板兩側的太陽能電池板，太陽能電池板上設有皮帶輪，在支架的兩側的軌道。步進電機與減速器連接在支架底部的絲桿。因為絲桿在旋轉方向兩端的螺紋是相反的，所以絲桿旋轉，兩邊的太陽能電池板可以在同一時間，但方向相反的運動完成，實現折疊功能板（如圖3-1）。圖3-1太陽能電池板的收放3.2步進電機的選擇如圖3-1所示是電池板收放功能的實現裝置。使用步進電機通過減速器將運動和動力傳到絲桿上，絲桿的兩側分別與兩側的太陽能電池板相連接。由于絲桿的選擇，絲桿的方向是相反的，所以在旋轉的絲桿時可以實現雙方的太陽能電池板同時以相同的速度運動的反。為了讓減速器在同樣的減速比條件下布局更加緊湊，減少它的大小，所以選用兩級行星輪減速器。兩側的太陽能電池板重量相加約為12.8Kg，假設太陽能電池板與支架之間的摩擦系數為0.1，則推動電池板運動的力為,假設絲杠摩擦系數為0.2，絲杠直徑為30mm，則驅動絲杠的力矩為，再考慮到可能會發(fā)生過載，取安全系數為2.5，則驅動絲杠的力矩為,.步進電機的負載轉矩必須小于最大靜轉矩[5]，否則根本帶不動負載。為了能穩(wěn)定運行，負載轉矩一般只能是最大靜轉矩的30%到50%之間，所以選擇的步進電機的負載轉矩在0.28N.m到0.46N.m之間，所以選擇森創(chuàng)步進電機42BYG250B-0151，靜轉矩（保持轉矩）為0.43N?m。3.3行星輪減速器的設計1.齒形及精度因為太陽能電池板收放不需要快速實現，所以這樣的行星齒輪減速器的變化速度低，使用壓力角為20°每個齒輪直齒輪，精度等級6[6]。2.齒輪材料及性能高速級太陽輪和行星輪采用硬齒面，以提高承載能力，減低尺寸，內齒輪用軟齒面。高速級部分采用軟齒面。兩級材料性能如表3-1。表3-1齒輪材料及性能齒輪材料熱處理加工精度太陽輪20CrMnTi滲碳淬火HRC58~62375行星輪267.540Cr調質HB262~2866502753.傳動比分配根據傳動要求分配第級與第級的傳動比，第級傳動比i=5,第二級傳動3.3.2.1配齒數查機械設計手冊第五版第三卷得出的配齒結果：Za=21，Zb=83，ZC=31,通過執(zhí)行機構的輸出軸扭矩水平YY2.54YY2.54Fa2mdzEQ\*jc3\*hps13\o\al(\s\up5(2),)Flim0.7192263.5由此得傳入第一級輸出軸的扭矩為T3=T5/2i2=117/(0.94)=32.5（N.m）（N.m）（2）按彎強度曲初算模數mi1T1=3T2/1=T3/1i1=7.2因為Flim取Flim1和Flim2 YFa2Y中的較小值Flim2Fa1=293.5375則Flim=293.25N/mm2則齒數模數的出算公式為：mkT1KFEKFPYFa112.17.21.251.61.32.841.1276所以根據機械設計手冊第五版取模數m=1.25mm.則可以計算出第一級各齒輪的基本參數如下：表3-2第一級行星輪系基本幾何尺寸單位：mm齒輪分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬太陽輪26.2528.7523.125行星輪38.7541.2535.625103.75101.25106.8753.3.2.2進行接觸和彎曲疲勞強度校核計算表3-3接觸強度有關系數代號名稱說明取值Km算式系數直齒輪12.1KFp行星輪間載荷分配系數FEKFE綜合系數查機械設計手冊YFa1Y齒形系數查機械設計手冊2.84YFa1Y2.543.3.2.3齒輪疲勞強度校核1.外嚙合計算接觸應力H,計算其需用應力HP,式中的參數和數值如表3-4表3-4外嚙合接觸強度有關參數和系數代號名稱說明取值AKA使用系數中等沖擊查VVK動載系數a(vx0.957m/s,6級精度，avxz/1000.18KH齒向載荷分布系數查書得uH=0.311.065K齒間載荷分布系數六級精度1HPKHP行星輪間載荷分布系數行星架浮動，HHZ節(jié)點區(qū)域系數2.5Z重合度系數a1.595,0,0.90Z螺旋角系數直齒，=01分度圓上切向力500.8Nb工作齒寬u齒數比z/z31/211.48NZN壽命系數按工作15年，每年工作300天，每天12小時計算1H0HEd1H0HEd1buNmm2724.6/HNL60nt60(nanx)npt7.48109109LZL潤滑油系數v50150106m2/s2,`WZW工作硬化系數內齒輪均為硬齒面1SHlim最小安全系數按高可靠度查表接觸應力基本值接觸應力685.7685.7(1.5261)許用接觸應力:QHPHlimZNZLZVZRZWZX/SHlim故HHP,接觸強度通過3.3.2.4齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞應力F及許用應力根據機械設計手冊計算并分別對太陽輪和行星輪進行校核。各項參數如表3-5表3-5外嚙合齒根彎曲強度有關參數和系數代號名稱說明取值KF齒向載荷分布系數b/h6.8N(b/h)20.8341(b/h)(b/h)2KF(KH)N1.0541.054FFK齒間載荷分布系數FFHKK1FPKFP行星輪載荷分按式7-43布系數YFa.aY太陽輪齒形分配敘述x=0,za`=192.84YY行星輪齒形分布系數x=0,zc292.54Y重合度系數Y0.25/Y0.25/0.720.72YNTY彎曲壽命能夠系數LNLN1YSTY試驗齒輪應力修正系數按所給Flim區(qū)域圖取Flim2YYrelT齒根表面形狀系數ZZR2.41.045SFlim最小安全系數按高可靠度①太陽輪：彎曲應力基本值：彎曲應力：Fp。a=Flim.a.YST.YNT.YrelF.a.YrelT.a.YX=故Fa<Fp。a,彎曲強度通過②行星輪F0。c=FtYFa.cYsa.cYY/bm=685.72.541.720.721/(171.25)103.79N/mm2Fp。c=Flim.c.YSTYSTYNTYrelT.aYrelT/SFlimF。c=F0。c.KA.KV.KF.KF.KFPt1 db.uHH0KA.KV.KH.KH.KHP305.8791.251.011.06511.20388.536N/mm2HlimZNZLZVZRZWZX6561.031.050.930.971.111SHlim1.25563.1N/mm2故F。c<Fp。c,彎曲強度通過①齒輪接觸疲勞強度不同的參數為u=77/29=2.655,Z=0.87,ZN=1.03,ZR=0.97,ZW=1.11305.879N/mm2HP=②齒根彎曲疲勞強度F。c=F0KAKVKFKFKFP=Fp=Flim.cYSTYSTYNTYrelT.aYrelT/SFlim故F<Fp,彎曲強度通過YYmkm33TKKY 1FEFPFa12dz1Flim3.3.3.1.配齒數按彎曲強度初算模數m因為Flim取Flim1和Flim2 YFa2Y中的較小值FlimFlim2=Y=2.54則Flim=293.25N/mm2則齒數模數的出算公式為：0.7282263.5根據機械設計手冊第五版取模數m=1.5mm.則第二級各齒輪的基本參數如下表示：表3-6第二級行星輪系基本幾何尺寸單位：mm齒輪分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬太陽輪29.25行星輪34.537.530.7599105.752.進行接觸和彎曲疲勞強度校核計算表3-7接觸強度有關系數代號名稱說明取值Km算式系數直齒輪12.1KFp行星輪間載荷分配系數3.3.3.2齒輪疲勞強度校核1.外嚙合根據機械設計手冊計算接觸應力H,其需用應力HP,式中的參數和數值如表3-8。表3-8外嚙合接觸強度有關參數和系數代號名稱說明取值AAK使用系數按中等沖擊查表VVK動載系數a(vx0.957m/s,6級精度，avxz/1000.18KH齒向載荷分布系數查書uH=0.311.065K齒間載荷分布系數六級精度1HPKHP行星輪間載荷分布系數行星架浮動，HHZ節(jié)點區(qū)域系數2.5EZE彈性系數查機械設計手冊189.8Z重合度系數a1.595,0,0.90Z螺旋角系數直齒，=01分度圓上切向力1547Nb工作齒寬許用接觸應力:u齒數比zc/za27/280.960.96NNZ壽命系數按工作15年，每年工作300天，每天12小時計算NL60nt60(nanx)npt7.48109109，按圖6-18HRC=60,v=0.957,1LZL潤滑油系數v50150106m2/s2,`WZW工作硬化系數內齒輪均為硬齒面1SHlim最小安全系數高可靠度接觸應力基本值：H0HEd1bu676.13N/mm2接觸應力QHPHlimZNZLZVZRZWZX/SHlim故HHP,接觸強度通過3.3.3.3齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞應力F及許用應力計算并分別對太陽輪和行星輪進行校核。各項參數如表3-9：表3-9外嚙合齒根彎曲強度有關參數和系數代號名稱說明取值KF齒向載荷分布系數b/h6.8N(b/h)20.8341(b/h)(b/h)2KF(KH)N1.0541.054FFK齒間載荷分布系數FFHKK1FPKFP行星輪載荷分布系數YFa.aY太陽輪齒形分配敘述x=0,za`=192.84YY行星輪齒形分布系數x=0,zc292.54Y重合度系數Y0.25/Y0.25/0.720.72YNTY彎曲壽命能夠系數LNLN1YSTY試驗齒輪應力修正系數按所給Flim區(qū)域圖取Flim2YYrelT齒根表面形狀系數RZ2.4，1.045SFlim最小安全系數按高可靠度，彎曲應力：Fp。a=Flim.a.YST.YNT.YrelF.a.YrelT.a.YX=HH0KA.KV.KH.KH.KHPHlimZNZLZVZRZWZX6561.031.050.930.971.111SHlim1.25563.1N/mm2故Fa<Fp。a,彎曲強度通過②行星輪F0。c=Ft.YFa.c.Ysa.cYY/bm=15472.541.720.721/(301.5)108.14Fp。c=Flim.c.YSTYSTYNTYrelT.aYrelT/SFlimF。c=F0。c.KA.KV.KF.KF.KFP故F。c<Fp。c,彎曲強度通過①齒輪接觸疲勞強度ZN=1.03,ZR=0.97,ZW=1.11H0=Z.Z.Z.Z.Z381.5N/mm2HP=②齒根彎曲疲勞強度F。c=F.KA.KV.KF.KF.KFPFp=Flim.c.YSTYSTYNTYrelT.aYrelT/SFlim=275211.021.0451/1.25468.996N/mm2故F<Fp,彎曲強度通過第四章蝸輪蝸桿的設計水平角采用步進電機驅動蝸輪蝸桿減速器的跟蹤，減速器輸出軸連接板的方式。采用蝸輪蝸桿減速器，不僅起到降低速度增大轉矩的功能，還可以利用其自鎖功能，防止大風等惡劣天氣對裝置的破壞。4.1蝸輪蝸桿減速器的設計行星輪減速器與步進電機總質量約為30Kg，蝸輪蝸桿上部支撐桿的總質量約為100Kg，所以整個裝置的總質量合計為260Kg，推力圓柱滾子軸承上的基本查書得推力圓柱滾子軸承的摩擦系數為0.004，步進電機要克服的摩擦力為F=10.4N，要克服的摩擦阻力距為Mf=0.51N.m，考慮安全，取安全系數2，所以客服的摩擦阻力距為旋轉柱需要克服摩擦距離，所以最小力矩電機的輸出應為=為了能穩(wěn)定運行，負載轉矩一般只能是最大靜轉矩的30%到50%之間，所以選擇的步進電機的負載轉矩在0.11N.m到0.62N.m之間，所以選擇森創(chuàng)步進電機42BYG250B-0151，靜轉矩（保持轉矩）為0.43。選用普通ZA圓柱蝸桿傳動，有利于保障傳動的平穩(wěn)性，考慮到蝸輪蝸桿的自鎖性能，我們選取蝸桿的材料為45號鋼，表面淬火處理。渦輪的材料為錫青銅，在滑動速度約為0.1m/s的條件下，知當量摩擦角為4.5°，我們選取蝸桿的頭數Z1=1，渦輪的齒數為Z2=82，傳動比為i82，模數為m2.5，無變位系數，導程角為=310'47"，數據查機械設計手冊。1.單級蝸輪蝸桿傳動HP'70N/mm2HP'70N/mm23.蝸桿的頭數Z1=1，渦輪的齒數為Z2=82，傳動比為i82，模數為m2.5，無變位系數，導程角為=310'47"確定許用應力渦輪許用接觸應力：HP'HPZVSZN渦輪許用彎曲應力：FP'FPYN'220N/mm2FP采用脂潤滑方式，得滑動速度影響系數ZVS0.95。假定該設備的使用壽命為5年，每年300個工作日，每班12小時，JC=40%，工作環(huán)境溫度350C，可以得到齒輪應力循環(huán)次數：則許用接觸應力：HP'HPZVSZN=2200.951.45=303N/mm2許用彎曲應力:FP'FPYN=70N/mm2根據機械設計手冊第五版，齒面接觸強度驗算公式：HZEHPEmm70NEmm70Nmm2N2N使用系數KA0.9載荷分布系數K1載荷系數KV1.1渦輪克服的摩擦阻力距為T21.12N.m將上述數據代入齒面接觸強度驗算公式9400T94001.120.91.1145.5Nmm2303Nmm2HZ9400T94001.120.91.1145.5Nmm2303Nmm2所以齒面接觸強度校核通過。根據機械設計手冊得驗算公式：FYFSYFPZZ28282.4則V2cos3cos33.2根據機械設計手冊，得Y10.97FPF8.550.974.2N/mm2FP所以渦輪齒根彎曲強度校核通過Rf2da1c*m25.5mm4.1.5.1蝸桿幾何尺寸計算d1d直徑系數q=m=18齒頂圓直徑da1d12hEQ\*jc3\*hps13\o\al(\s\up7(*),)m50mm齒根圓直徑df1d12m(hEQ\*jc3\*hps14\o\al(\s\up7(),)c)39mm蝸桿軸向齒厚a2蝸桿的法向齒厚snsacos3.925cos3.23.92mm蝸桿螺紋長度b1110.06Z2m110.06822.539.8mm取40mm4.1.5.2渦輪幾何尺寸計算蝸輪齒數z282蝸輪分度圓直徑d2mz22.582=205mm渦輪喉圓直徑da2d22m20522.5210mm齒根圓直徑df2d22.4m20521.22.5199mm渦輪寬度b20.75da10.755037.5mmRd1m20mm渦輪齒頂圓弧半徑2渦輪齒根圓弧半徑2表4-1蝸輪蝸桿的基本參數：參數蝸桿渦輪齒數1模數2.52.5傳動比分度圓直徑45205導程角壓力角20°20°旋向右旋右旋4.2軸的設計計算渦輪軸上的阻力距為T21.12Nm求作用在蝸輪上的力圓周力Ft3.8N徑向力FrFttan0.21N軸向力Fa27.3N選擇軸材料為45鋼，調質，根據機械設計手冊得：dminA031.0311535.6mm圖4-2渦輪軸的結構可得d3rCM1可得d3rCM1mm4.2mmhFM校核軸的強度VBFr2Fa2d20.2127.3260截面C左側的彎矩為MFMFl2MFMFl2D)繪制合成彎矩圖，如圖4-3（d）。截面C左側的合成彎矩為MM2M2截面C右側的合成彎矩為MC2MhC2MVC221.78Nm蝸輪與聯軸器之間的扭矩為F)繪制當量彎矩圖，如圖4-3（f）。因為軸為單向轉動，所以扭矩為脈動循環(huán)，折合系數0.6，危險截面C處的彎矩為MrCMC22T21.7820.61.1221.9NmG)計算危險截面C處滿足強度要求的軸徑由于C處有鍵槽，故將軸徑加大5%，即4.2mm1.054.7mm。而結構設計簡圖中，該處的軸徑為d70mm，故強度足夠。圖4-3渦輪軸的校核4.3軸承的選擇和計算查機械設計手冊，圓錐滾子軸承30212的主要性能：計算軸承支反力301H1V1H1V1R2R2R24738.9271.424739.4NFSSRH11903.5N，RH24738.9N垂直支反力：RV132.2N，RV271.4N合成支反力：RR2R21903.5232.221903.7NH2V24.3.1.1計算軸承派生軸向力1.軸承派生軸向力S：故軸承1被壓緊，軸承2被放松2.計算軸承所受的軸向載荷AFSAFS283.51579.81863.8NAS1579.8N223.計算軸承所受的當量動載荷，軸承工作時有中等沖擊，查得載荷系數fP1.2當量動載荷計算公式：PfP(xRyA)A/A/R0.98ex10.4,y11.5A/R0.33eA/R0.33e4.3.1.2軸承壽命的計算因，故應按計算，溫度系數，圓錐滾子軸承壽命系數10/3Lh()()10/3445992h312H2V2查機械設計手冊，圓錐滾子軸承30207的主要性能：計算軸承支反力水平支反力：RH1514N，RH25095N垂直支反力：RV1608.6N，RV22097.8N合成支反力：RR2R25142608.62796NRR2R2509522097.825509.6N4.3.2.1計算軸承派生軸向力1.軸承派生軸向力S：S1R1/(2Y)796/(21.5)265.3NS2R2/(2Y)5509.6/(21.5)1836.5NFSS所以軸承1被壓緊，軸承2被放松2.計算軸承所受的軸向載荷AS1836.5N224.3.2.2計算軸承所受的當量動載荷軸承工作時有中等沖擊，載荷系數fP1.2，當量動載荷計算公式：32PfP(xRyA)A/R0.33e