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黄河科技学院毕业设计说明书 第 26 页单位代码 02 学 号 080105031 分 类 号 TH6 密 级 毕业设计说明书GD1型山药收获机设计 院（系）名称 工学院机械系 专业名称机械设计制造及其自动化 学生姓名张盼盼 指导教师薛东彬 2012年 5 月 13日 GD1型山药收获机设计摘要GD1型山药收获机由于结构简单、巧妙、合理，可以完成机械化的收获作业，效率可以提高几十倍，可以大大普及推广深土经济农作物的种植，提高农民的经济效益。本次设计对传统的农用机械的提升部分有所改进，使其工作部分能够垂直升降，达到精准快速收获山药的目的。首先，本文对传统的山药收获方式进行了论述，并详细阐述了此山药收获机的工作原理。其次，本文对山药收获机的齿轮传动部分，垂直提升部分，空心螺旋钢片轴此三部分进行论述。最后，本文对山药收获机各部分设计的计算过程进行的详细阐述。关键词：齿轮传动部分，垂直提升部分，空心螺旋钢片轴The design of yam harvest machine GD1 Author:Zhang PanpanTutor:Xue DongbinAbstractThe structure of Yam harvest machine GD1 is simple,clever,rational.Mechanized harvesting operations can be completed, its efficiency can be improved several times.The planting of deep soil economic crops can be greatly popularize , which can improve the economic efficiency of farmers. The design improve the enhance part of traditional agricultural machine. Making its work part to lift vertically.To achieve the purpose of harvesting yam accurately and rapidly. Firstly, the traditional yam harvest methods are discussed, and elaborated on the working principle of the yam harvest.Secondly,discourse the gear transmission part of the yam harvest machine, vertical lifting part , the hollow spiral steel shaft this three part.Finally, the yam harvest machine design calculation process is described in detail.Key words: gear transmission part,the vertical lifting part,the hollow spiral steel shaft目录1设计方案说明11.1设备介绍11.1.1 山药收获机的组成及工作原理11.1.2 山药收获机现状11.2 设计要求42设计方案分析53单级圆锥齿轮减速器的设计63.1齿轮传动部分设计63.2轴的设计113.2.1小锥齿轮轴的设计113.2.2 大锥齿轮轴的设计173.3减速器箱体的设计194支撑部分的设计215工作部分的设计245.1山药收获机的收获工具245.2收获工具工作原理24设计总结25致谢26参考文献271 设计方案说明1.1设备介绍1.1.1 山药收获机的组成及工作原理山药收获机由动力输出部分、减速部分、支撑部分和工作部分四部分组成。山药收获机简图如图1.1所示：图1.1山药收获机的工作原理：拖拉机液压系统带动的垂直提升机构实现工具的竖直运动，柴油机动力输出实现工具的旋转运动。1.1.2 山药收获机现状目前，在山药收获时，我们一般采用人工挖掘的方式，这种收获方式费时、费力，收获效率低，且易将山药损伤或折断。为了克服目前农作物，尤其是山药等深土农作物收获的难题，广大设计者进行了刻苦的钻研。以下是几种山药收获机概述，这些资料来源于中国知识产权局专利检索网站。第一种山药收获机的发明者是卢双贵，这种山药收获机，由切割带锯、松土板和螺旋提升机组成，通过前面的带锯绕山药沟切割，带锯上部连接转轮，中间穿过狭长形开口，下部套住轴承，中间的松土板随着在后将土松动，松土板固定在套管中的伸缩杆上由油压气泵提供动力，最后的螺旋提升机在切割的土方下部向上转动，即可把山药向上顶出。由于采用拖拉机为动力，切割的土方大于山药沟，从山药底部向上拱，不仅保证了山药的完整性，不折断山药，而且保持了山药沟的原貌，工作效率大为提高，每天可挖掘山药三至五亩。山药收获机结构原理图如图1.2所示：图1.2第二种山药收获机发明者是李善文，这种山药收获机的右下方，垂直连接有两根平行的滑动轴，滑动轴底端与底机架连接；活动轴上，套装有一对滑动套之间安装有连动轮，二个连动轮之间由固定支架连接，两个连动轮外径之间连着连动带，连动带上固定连接有若干个扁板状的护土板机二个护土板；在机架上方安装有提升轮，在底机架上，安装有变速箱，它作为过渡动力源使用；使用时，底板机架与拖拉机类农用运输车类连接并提供动力，带动该机运转收获作业。该机结构简单、巧妙、合理，可以完成机械化的收获作业，省力、省时，效率可以提高几十倍，可以大大普及推广深土经济农作物的种植，提高农民的经济效益。山药收获机结构原理图如图1.3所示：图1.3第三种山药收获机是智能山药收获机，发明人有王慧、张银良、卢泽宇、王潍。这种山药收获机包括支架，该支架包括连接支架和与其滑动连接的安装支架，安装支架上穿过有丝杠，丝杠的顶端固定有皮带轮，所述安装支架上固定有控制装置，安装支架的下方靠近连接支架的一端通过两个支撑杆活动连接有套筒，套筒侧面对称安装有两条接合缝，在接合缝处套筒通过套筒锁套固定，两支撑杆的一端在套筒的接合缝处于套筒铰接，另一端与安装支架连接；安装支架上远离连接支架的一端固定连接有带锯，带锯的输入轴通过皮带与动力装置相连，安装支架上还有与套筒对应的定位机构。该智能山药收获机实现了山药的机械收获且可以避免误伤山药。山药收获机结构原理图如图1.4所示：图1.41.2 设计要求本设计总要求：设计山药收获机用于山药的自动收获作业。给定的条件和要求:翻土作业时的作业量为1-2立方米/小时，采用螺旋排除浮土，螺旋转速为150-200转/分钟。2 设计方案分析经论证得出总体设计方案为：动力部分：包括两个动力输出部分，一是柴油机驱动的30匹农用拖拉机，其提供收获工具的旋转运动。二是由拖拉机自带液压系统提供收获工具竖直方向的运动。减速部分：由单级圆锥齿轮减速器实现工作调速。支撑部分：由Q235材料焊接而成的垂直提升机构。工作部分：采用外焊螺旋钢片空心式工具。3单级圆锥齿轮减速器的设计3.1齿轮传动部分设计选用30马力的农用拖拉机，功率22.1KW。从而得出所设计的减速器输入轴转速n1为540r/min，输出轴转速n2为180r/min。计算得减速器传动比为3。此传动比符合单级圆锥齿轮传动比范围。1.传动效率计算为拖拉机内部变速装置及其它传动总的效率，取为0.96。为设计减速器的总功率。传动效率分别为：万向联轴器效率，滚动轴承的效率，圆锥齿轮传动效率，联轴器效率传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积,即：2.各轴转速 3.各轴输入功率4.各轴输入转矩：T1=9550 P1/ n1=955020.79KW/540r/min=367.68NmT2=9550 P2/ n2=955019.36KW/180r/min=1027.16NmT1=367.68NmT2=1027.16Nm图3.15. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数如图3.1传动方案，选用单级圆锥齿轮传动。1）运输机为一般农用机械，选用7级精度，齿形角，齿顶高系数，顶隙系数。2）选择大小锥齿轮的材料均为40Cr（调质+表面淬火），硬度为48-50HRC。3）初步选取小齿轮齿数Z1=18，大齿轮齿数Z2=54。6.按齿面接触疲劳强度设计1）试选载荷系数K=2.852）小齿轮传递的转矩T1=367.68Nm=367680Nmm3）确定齿宽系数R=0.33。4）查得材料弹性影响系数。5）由机械设计手册查得齿轮的齿面接触疲劳极限，Hlim1 =Hlim2 =1100MPa。安全系数S=1.6）计算应力循环次数小齿轮的应力循环次数：N1=60njLh=5.0108；大齿轮的应力循环次数：N2=N1/3=1.67108。7） 接触疲劳寿命系数：KHN1=0.93 ，KHN2=0.97,弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.85，KFN2=0.888)计算接触疲劳许用应力H1= = KHN1Hlim1/S=1023MPaH2= KHN2Hlim2/S=1067MPa9)试算小齿轮的分度圆直径，带入许用应力中的较小值得：=109.17mm10）计算圆周速度v11)计算载荷系数据速度，7级精度，得动载荷系数KV=1.07,使用系数KA =1.75， KH=KF=1.65，K=1。故载荷系数K= KHKKAKV =3.0912）按实际载荷系数校正所得分度圆直径112.1513）计算模数6.237.按齿根弯曲疲劳强度进行设计1）由机械设计手册查取的齿轮弯曲疲劳极限EF1=EF2=620MPa，安全系数S=1.3。2）许用弯曲应力:F1 = KFN1EF1/S=405.38MPaF2 = KFN2EF2/S=419.69MPa3) 载荷系数K= KFKKAKV =3.094)查取齿形系YFa1=2.91，YFa2=2.30，YSa1=1.53，YSa2=1.71。5)比较YSa1YFa1/ F1与YSa2YFa2/ F2取较大者YSa1YFa1/ F1=0.010983YSa2YFa2/ F2=0.0093716）计算模数m=5.96对比计算结果，按机械设计手册选取模数m=6，按接触强度得分度圆直径=112.15，算出小齿轮齿数,N1=5.0108N2=1.67108H1= 1023MPaH2=1067MPa=405.38MPa=419.69MPa8. 大小圆锥齿轮主要尺寸如表3.1所示：表3.1名称符号公式直齿圆锥小齿轮直齿圆锥大齿轮齿数1957模数mm6传动比ii3分度圆锥度，18.4371.57分度圆直径112336齿顶高66齿根高7.27.2齿全高h13.213.2齿顶圆直径，123(大端)340（大端）齿根圆直径， 98331齿距p18.84 18.84齿厚s 9.429.42齿槽宽e9.429.42顶隙c 1.2 1.2锥距R177177齿顶角，1.942.33齿根角2.33 1.94 齿顶圆锥角，29.3773.9齿根圆锥角，16.169.63当量齿数20180齿宽58583.2轴的设计3.2.1小锥齿轮轴的设计1.确定最小轴颈圆周力:径向力:轴向力:2.初步确定轴的尺寸选轴的材料为45钢，调制处理。根据机械设计手册，取A0=110。最小轴径：输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-,如图所示的轴颈d-与联轴器的直径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 联轴器的选择：工作情况系数KA=2.4 计算转矩:Tca=KAT=2.4212.2 Nm=509 Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件。即TcaT，其中T为该型号联轴器的许用转矩。选用WSD8型万向联轴器，其公称转矩为1120Nm。半联轴器的孔径为38mm，半联轴器与轴配合的毂长度L1为82。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度比L1略短一些，因此L1段轴的长度为80 mm。3.轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，如图3.2所示。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。图3.2图3.3 为了满足半联轴器的轴向定位要求，L2段轴d2=44mm,右端用轴承端盖定位，根据轴承端盖的厚度取这段轴的长度为L2=60。L3段轴需安装轴承，由机械设计手册中查取标准精度等级的圆锥滚子轴承30311，其尺寸dDT=5512031.5，故d3=55mm，L3=31.5mm。因此L5段轴直径和长度与L3段轴相同且要对轴套进行轴向定位，d4=55,L4=28.5。L4段安装轴承的左端用套筒定位，右端用轴肩定位。取其定位轴肩高度为5mm，取d4=65,L4段轴的长度由结构而定为80mm。取轴套长度为21，小齿轮的宽度为63mm，因此L6段轴的长度为21+63-1=83mm。经计算，轴的总长度为364 mm。4.求轴上的载荷 图3.4 图3.5 图3.6 图3.7轴段的支反力情况为： 表3.2 距左端距离水平支反力Rh1 垂直支反力Rv148.5mm 10186.5N 4066N 距左端距离 水平支反力Rh2垂直支反力Rv2180.5mm -3395.5N -1637N 5)弯曲应力校核 确定危险截面，根据弯矩图和扭矩图可得距左端180.5mm处，得到最大的弯矩和扭矩，并且此处所示的支反力为最大值，从而确定此处为危险截面，进行强度校核时，则只需要校核此处的强度。弯曲应力校核公式：而许用疲劳应力为180Mpa，即弯曲应力校核通过。6）疲劳强度校核对危险截面进行疲劳强度校核得：直径：38mm危险截面的弯矩M：5000Nmm ,扭矩T：60000Nmm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.05 （扭转作用）：1.55截面的疲劳强度安全系数S：32.21。许用安全系数S：1.9。两处疲劳强度校核通过。7）扭转刚度校核 圆轴扭转变形的计算公式，。G材料的切变模量（MPa），对钢G=（MPa）,分别代表阶梯轴第i段上所传递的转矩、长度、内外直径。圆轴的扭转角为0.0039，经计算得扭转刚度变形为，而许用扭转变形为0.251.0，从而扭转刚度校核通过。 本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。3.2.2 大锥齿轮轴的设计1）确定最小轴颈圆周力:径向力: 轴向力:2）初步确定轴的尺寸选轴的材料为45钢，调制处理。根据机械设计手册，取A0=110。最小轴径：输出轴的最小直径要加工成花键，根据花键的直径标准以及工具轴的内径设计此段轴的直径为56mm。3）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如图3.8所示。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。图3.8图3.9为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴直径d1=60mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。L3段轴需安装轴承，由机械设计手册中查取标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸dDT=7015038，故d3=70mm,左端用轴承端盖定位,根据轴承端盖的厚度d2=68,L2=88,L3段右端用套筒定位,取L3=68mm。L7段轴直径和L3段轴相同d7=d3=70,L7=38。L4段安装齿轮，取其定位轴肩高度为5mm，则d4=80。L6段轴的长度由结构而定为100mm。大齿轮的主要尺寸如图3.10所示：图3.10经校核，大齿轮轴强度条件满足。4）花键校核（1）花键主要失效形式是工作面的压溃。（2）按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。（3）花键的连接强度条件：P=2T103/ZlhdmP由机械设计手册查取：载荷不均匀系数，取值为0.7Z花键齿数，取值为8l齿的工作长度，取值为52mmh花键齿侧的工作长度，取值为1mmdm花键的平均径，取值为55mmP花键连接的许用压应力，取值为120MPa代入公式计算得出：P=38.2 MPaP因此选用花键的规格为：NdDB=8566510,满足传动及使用条件。3.3减速器箱体的设计减速器的箱体采用铸造（HT=150）制成，采用剖分式结构。1.机体要有足够的刚度2.在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。3.机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为10，圆角半径R=2。机体外形简单，方便制造。减速器箱体的结构尺寸如表3.2所示：表3.2名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚10箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M12定位销直径=（0.70.8）10，至外机壁距离查机械课程设计指导221818，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导2016外机壁至轴承座端面距离=+（510）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.212齿轮端面与内机壁距离114. 支撑部分的设计 垂直提升机构原理见图2。主臂有夹角为的两轴向直线槽，杆和可沿直线槽作轴线方向直线运功。由于两杆左端孔与约束由曲线槽转动销轴相连结，因此，主臂作摆动运动时，杆、另两端A点和B点既做轴线方向移动又做沿曲线槽的转动，且两点在主臂的摆动过程中始终保持在一条固定的垂线上，其运动分析如下。图4.1实验证明，当R为连杆定长，即图4.1中取=1200mm，。从图2的分析可得出：故曲线槽中心线的极坐标方程：图2中杆和夹角为，运动过程中位置相差。其运动关系中有如下关系：图4.2导轨材料全部采用Q235焊接而成，经计算强度满足使用条件。图4.3图4.4在0-35间,为,固在0-35，而在在8-43范围内,查得F=10KN。，得当，时有最大值71KN。查得，得d=18.65mm，取直径30mm.5工作部分的设计5.1山药收获机的收获工具收获工具由两部分构成：一部分为45钢制成的空心轴，外径为100mm，内径为80mm。另一部分为材料为45钢的螺旋钢片,是由锥轧机整体冷轧成形。该工具的工作长度为850mm,工具总长度为1030mm。5.2收获工具工作原理工具在减速器输出轴带动下旋转。由液压缸推动工具下移，将连同山药在内的土柱打入工具内部后，工具上移，带停转后卸下销钉，快速顶出山药土柱，完成一次收获。设计总结为期四个月的毕业设计即将结束，终于我们完成了我们的毕业设计。这次毕业设计是对我们综合知识的一次应用，心里很高兴能在即将工作之际，将这几年学习的专业知识来了一次整体复习，这对即将踏上工作岗位的我是一次综合素质的提升。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做毕业设计发现自己的看法有点太片面。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次毕业设计我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次毕业设计，我们才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。在这次毕业设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识。不管学会的还是学不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。经过薛老师的指导渐渐的摸到头绪，在不断的资料搜索和查阅后，整体的思路应运而生，最后终于完成了毕业设计，有种如释重负的感觉。此外
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