温室大棚电动开窗机设计毕业论文(编辑修改稿)

温室大棚电动开窗机设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

载荷加入其中，计算出开窗及关窗所需力的大小，从而选择电动开窗机，为了使电动开窗机的工作更为可靠，我们应将电动开窗机的推拉力要与窗体的自重以及开启的行程相结合。 此处我们应根据窗体尺寸和窗体材料来计算出窗体自重，如下举例说明： 1 2 3 4 5 6 7 温室大棚电动开窗机设计 第 8 页 图五 顶窗 假设窗体自身的宽、高、玻璃厚度尺寸分别为： W（ m）、 H(m)、 D(mm)，窗体 90%的材料为玻璃，钢型材占 10%，玻璃的密度为 ，铝合金密 度为 g/cm3，在计算时，为了满足开启窗户的力足够大，计算结果应选大不选小，因此此处根据铝合金的密度来计算窗体自重 计算公式： Z(kg)=W(m) H(m) D(mm) 106 (kg) 106(kg/mm3) 设窗体尺寸（ W H）为 1100mm 900mm 玻璃厚度为 5mm﹢ 12A﹢ 5mm﹢ ﹢ 5mm Z(kg)=W(m) H(m) D(mm) 106 (kg) 106(kg/mm3)= 根据上述例证，我们可以 计算出温室所用 PC 阳光板自重，具体数据如下表： 表三 PC板参数 材料 H（ mm） W(mm) D(mm) ρ （ g/cm3） PC阳光板 1220 900 8﹢ 12A﹢ 8 则 PC 板自重 Z 为： Z(kg)=W(m) H(m) D(mm) 106 (kg) 106(kg/mm3)= 顶杆的设计 顶杆的一端作用于顶窗上，伴随着齿条的移动推开或关闭顶窗，它是由两根杆件组成，两根杆件的夹角一般为 40度，另一端通过连接件与齿条所在轴连接。 H D W 温室大棚电动开窗机设计 第 9 页 图六 顶 杆 从受力分析角度考虑，在计算开启推力和拉力的时候，除了考虑窗体自重外，还应将窗体所受风压及雨雪载荷考虑其中，对于窗体所受风压及雨雪载荷的选取计算要分为两种情况考虑，其一是窗体开启瞬间所受的风压及雨雪载荷作用，其二是窗体开启后所受的风压雨雪载荷作用，此处温室开窗机构中不将雨雪载荷计算其中，在雨雪天气下，温室不需要开启天窗。 在开窗机推力计算中，风压为附加载荷而进行推力计算：在计算推杆开启后静态支撑以及关闭拉力时，风压为附加载荷而进行开窗机的支撑力及拉力的计算；一旦开窗机选定后，其推拉力和支撑力为额定值，不会 变动，因此推拉力和支撑力的反复验算非常有必要。 下面为窗体受力分析 : 图七 窗体受力分析 25mm mm 450mm mm 温室大棚电动开窗机设计 第 10 页 相关参数如下表： 材料 自重 Z（ kg） 开启行程 S(mm) 风压系数 (kg/m2) PC阳光板 750 8 参量计算如下： a 水平风压 P1=8 h w P1=8 = kg b 窗体开启瞬间受风压作用，则电动开窗机的最低推力应该大于 ，可以选取一个最大值为 Ft=（ ～ 2） P1 Ft=（ ～ 2） = kg = N c开启后的推力计算 Ft,= W/2 S/H Ft,= 750/1220= kg = N 按照选大不选小的原则，比较 Ft和 Ft,得出，电动开窗机的开启推力应选择，开启之后，电动开窗器处于静态支撑。 d 静态支撑下垂直向下风压 P2=40% P1 =40% = kg e 开启角度 α =2 sin1(S/2 H1) =176。 f 根据力矩平衡原理，电动开窗机的静态支撑拉力为： F=[（ W＋ P2） sin α H/2]/H =[ 176。 610]/1220 = kg = N 温室大棚电动开窗机设计 第 11 页 同样根据选大不选小的原则，为静态支撑拉力选取一个最大值为： F,=（ ～ 2） F = N 通过以上计算 , 我们有如下结论 : 1 ) 电动开窗器的静态支 撑力 (回拉力 ) F 除了与窗扇自重成正比外 , 还与窗扇开启角度α成正比 , 且开启角度α越大 , 则需求的 F 力越大。 2 ) 电动开窗器的静态支撑力 (回拉力 )F 与电动开窗器在窗扇的作用点 (安装位置 ) 有关 , 且越靠近下悬点 (转轴点 ), 其 F 力要求越大。 3 ) 以上计算是有关电动开窗器的稳定性参数计算。 而动态情况及瞬态受力分析等则应按当地情况另行核算。 根据计算结果，我们可以绘制如下表格，以此作为电动开窗机的选择依据： 材料 自重（ kg） 最大推力（ N） 最大拉力（ N） PC阳光板 齿条所在轴直径计算 齿条所在轴在整个机构中也是受力较大部件，因此也需要特别设计。 为了防止该轴在工作时的断裂，需要校核功率输入端的最小轴径的尺寸。 与传动轴相同，该轴承受的弯矩不大，可以按许用扭剪应力进行计算。 τ T=TTW ≈ 9550000 179。 Pd n ≤ [τ T] 与传动轴相同，我们选取轴的材料为 40Cr， [τ T]可选取的数值为 44MPa，A0相应的可选取的 数值为 100。 轴转速 n=； 轴的输入功率约为 P= KW  将上述数据代入公式，得到 d≥ 3 ＝ 根据设计要求，我们还要乘以安全设计系数，在这里取 ，则 d≥ =45mm 则最终得出轴最小直径选为 ，大径选择 45mm 齿轮齿条的设计选择 根据结构计算得出，开启顶窗时每个齿轮上的阻力矩 ； 齿轮选用 B 型齿轮， TU2140，分度圆直径 进行传动，为了使传动轴工作稳定，左右两侧的齿轮临近布置，这样水平方向上的作用力就会互相抵消； 每相隔 4m 布置一对齿条，长度 2941mm； 电机安装在中间位置，即在温室跨度中部 温室大棚电动开窗机设计 第 12 页 表四 齿轮参数 型号 推力 n 扭矩 n 减速比 每转齿条行程 mm 分度圆直 径 mm 重量 kg TUS2540 450 21 表五 齿条参数 型号 L （ mm） 壁厚 mm 适合开间 mm RACK 403\L2941 2941 2020 传动轴的直径计算 传动轴是整个机构中最为核心的部件，是整个机械受力最大的部件，因此必须要集中设计此部件。 为了防止传动轴在工作时的断裂，需要校核功率输入端的最小轴径的尺寸。 由于传动轴承受的弯矩不大，可以按许用扭剪应力进行计算。 当传动轴受到扭矩 T()时，传动轴的扭 剪应力为： τ T=TTW ≈ 9550000 179。 Pd n ≤ [τ T] 式中： τ T——————— 扭转切应力， MPa； T——————————— 轴所受的扭矩， N mm； WT——————————— 轴的抗扭截面系数， mm3； n——————————— 轴的转速， r/min； P——————————— 轴传递的功率， kW； D——————————— 计算截面处轴 的直径， mm； [τ T]——————————— 许用扭转切应力， MPa， 由上式得轴的设计式： d≥ 3Pn ＝3 [ ]T Pn 3Pn＝ A03Pn 式中30 [ ]TA  ，查机械设计手册可得下表： 表六 轴的几种常用材料的 [τ T]和 A0的值 轴的材料 3Cr1 35SiMn、38SiMnMo、 40Cr 45 3 Q275（ 1Cr18Ni9Ti） Q235A [τ T]/A0 3555 2545 2035 1525 A0 11297 126103 135112 149126 温室大棚电动开窗机设计 第 13 页 由于要提升轴的耐磨损性，我们选取轴的材料为 40Cr，由上表的取值范围可知， [τ T]可选取的数值为 45MPa， A0相应的可选取的数值为 102. 从以上资料中，我们得知： 传动轴转速 n=； 轴的输入功率约为 P= KW 将上述数据代入公式，得到 d≥ 3 ＝ 根据设计要求，我们还要乘以安全设计系数，在这里取 ，则 d≥ =50mm 则最终得出轴最小直径选为 45mm，大径选择 50mm 传动轴的精确校核 根据条件可以判定，传动轴受扭矩力远远大于其弯矩力，因此弯矩力可以省略，只按扭矩力来校核。 画出其扭 矩分析图：。