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淮山开沟 采收 机械设计

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淮山开沟、采收机械设计,淮山开沟,采收,机械设计

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编 号 20090975 江西农业大学 工学院毕业设计材料题 目淮山开沟、采收机械设计专 业农业机械化及其自动化学生姓名李文强材 料 目 录序号附 件 名 称数量备注1毕业设计论文12图纸8二一三 年 五月 JIANGXI AGRICULTURAL UNIVERSITY 本 科 毕 业 论 文（设 计） 题目：淮山开沟、采收机械设计 学 院： 工学院 姓 名： 李文强 学 号： 20090975 专 业： 农业机械化及其自动化 年 级： 2009级 指导教师： 刘木华 职 称：教授 二0 一 三 年 五 月 摘要 山药收获劳动强度大、效率低随着劳动力成本的不断提高和青壮年劳力的短缺山药收获的机械化需求越来越强烈，促使对山药收获机械化的研究。本文主要对螺旋式山药开沟机进行研究。主要分析了螺旋开沟机螺旋设备的升降方式、出土绞龙以及输土绞龙的设计，升降系统采用了液压系统，两个绞龙的设计参照了果园开沟机的设计。要设计好山药开沟机要从以下几方面深入研究：一是开沟原理及开沟刀具受力分析，以不断改进设计，优化刀具，使开沟机的功耗和油耗降下来；二是引偏的原因，首先看是否缘于刀具的形状或安装的角度，然后做相应的调整，设计对称结构，以消除振动、跑偏、走直性能差等问题；三是合适的材料做刀具及其传动件，解决其寿命短问题；四是在机架上安装应变片，并将结果显示给驾驶员，以给出合适的前进速度与深度，解决不同土质开沟不均的问题；五是针对不同形式的开沟机，设置不同原理的偏摆装置，可采用位置移动、角度改变等方式改善设计。关键词：液压升降；开沟机；刀具 Abstract Yam harvest labor-intensive, low efficiency with the increasingly strong demand for the continuous improvement of the labor costs and the young labor shortage yam harvest mechanization, to promote research on yam harvest mechanization. This paper focuses on spiral yam ditching machine. Analysis spiral ditching machine spiral lifting equipment, the the unearthed auger and lose soil auger design, the system uses a hydraulic lift system, the two auger design with reference to the orchard ditching machine design. To design a good yam ditching machine from the in-depth study of the following aspects: First, the principle of ditching and trenching tool stress analysis, in order to constantly improve the design and optimization tool, so that the power and fuel consumption of the trencher down; cited the reason for the partial first look at whether due to the shape of the tool or installation angle, and then be adjusted accordingly, design symmetrical structure, in order to eliminate vibration, deviation, go straight poor performance; Third, is a suitable material for tool and transmission parts, to solve their short life; strain gauge is installed in the rack, and the result is displayed to the driver, to give the right forward speed and depth to solve the problem of uneven distribution of different soil trenching; 5 for different forms of ditching machine, set a different principle deflection device can be used position, angle changes to improve the design.Keywords: hydraulic lift; trencher; tool目录 1. 序言21.1液压传动的发展概况21.2液压传动在机械行业中的应用22 设计的技术要求和设计参数33 工况分析33.1 确定执行元件33.2 分析系统工况33.3液压马达型号规格的选择43.4 拟定液压系统原理图63.4.1 油源的选择和能耗控制63.4.2 压力控制回路的选择73.5 液压元件的选择73.5.1 确定液压泵和电机规格83.5.2 阀类元件和辅助元件的选择93.5.3 油管的选择103.5.4 油箱的设计103.6 液压系统性能的验算123.6.1 回路压力损失验算123.6.2 油液温升验算124 出土绞龙以及输土绞龙设计144.1出土绞龙设计144.1.1 Pro/E 中螺旋线方程的推导144.1.2 螺旋叶片的设计154.1.3 主轴的设计164.2 输土绞龙的设计175 支架以及齿轮箱的设计175.1支架的设计175.1.1支架总体尺寸设计175.2 齿轮箱总体尺寸设计185.3 齿轮箱以及支架上的滑轮选用196. 结论19参考文献20致 谢211. 序言本文主要对淮山开沟、采收机械的液压升降部分、竖直绞龙以及横向输土绞龙进行设计。对于液压升降部分，由于整个被升降的部分重量不是很大，所以采用钢丝绳牵引升降的方式，上升和下降的过程尽量保持匀速即可。1.1液压传动的发展概况液压传动和气压传动称为流体传动，是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。 第一个使用液压原理的是1795年英国约瑟夫布拉曼(Joseph Braman,1749-1814)，在伦敦用水作为工作介质,以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。1905年他又将工作介质水改为油,进一步得到改善。 我国的液压工业开始于20世纪50年代，液压元件最初应用于机床和锻压设备。60年代获得较大发展，已渗透到各个工业部门，在机床、工程机械、冶金、农业机械、汽车、船舶、航空、石油以及军工等工业中都得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、高度集成化等方向发展。同时，新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得了显著成果。 目前，我国的液压件已从低压到高压形成系列，并生产出许多新型元件，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电业数字控制阀等。我国机械工业在认真消化、推广国外引进的先进液压技术的同时，大力研制、开发国产液压件新产品，加强产品质量可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准，合理调整产品结构，对一些性能差而且不符合国家标准的液压件产品，采用逐步淘汰的措施。由此可见，随着科学技术的迅速发展，液压技术将获得进一步发展，在各种机械设备上的应用将更加广泛。1.2液压传动在机械行业中的应用机床工业磨床、铣床、刨床、拉床、压力机、自动机床、组合机床、数控机床、加工中心等工程机械挖掘机、装载机、推土机等汽车工业自卸式汽车、平板车、高空作业车等农业机械联合收割机的控制系统、拖拉机的悬挂装置等轻工机械打包机、注塑机、校直机、橡胶硫化机、造纸机等冶金机械电炉控制系统、轧钢机控制系统等起重运输机械起重机、叉车、装卸机械、液压千斤顶等矿山机械开采机、提升机、液压支架等建筑机械打桩机、平地机等船舶港口机械起货机、锚机、舵机等铸造机械砂型压实机、加料机、压铸机等2 设计的技术要求和设计参数工作循环要求：匀速下降保持停止 匀速上升保持停止；由于只是完成简单的两个上升和下降的动作，主要克服的就是整个齿轮箱以及螺旋绞龙的重力，大约总重力为980(N)，上升下降的速度大于为0.1(m/s)，对液压缸机械效率要求为0.9。3 工况分析3.1 确定执行元件由于只完成简单的匀速上升和下降两个动作，所以选择液压马达作为执行元件。3.2 分析系统工况 在对液压系统进行工况分析时，本设计只考虑整个齿轮箱以及螺旋绞龙的重力，其他负载可忽略。工作负载工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于本设计的液压系统来说，主要是液压马达所要克服的扭矩约为1960(Nm)即 T=1960（Nm）3.3液压马达型号规格的选择对于液压马达的选择，实际上尺寸相同的同一种液压马达有多种排量，就可得到很多种总排量。因此为了满足机器工况，在液压系统流量、转速给定的条件下，总排量的计算公式为 (ml/rev) （1） 式中， 泵的理论流量（L/m） 输出轴转速（r/min） 泵的容积效率，对柱塞泵= 0.960.97 对齿轮泵= 0.880.9 控制阀的容积效率：= 0.9850.995 液压马达容积效率： BM-E系列马达=0.970.98 根据上式计算所得的总排量，可以适当选择液压马达和行星减速器的规格，它们可以有多种组合，为了选择出最合适的组合，此时应考虑：首先液压马达的速度不能超出液压马达允许的最高转速，液压马达的转速为 (r/min) （2）式中： 行星减速器传动比，此处为1由式2可见，为了使小于液压马达所允许的最高转速，但另一方面液压马达的排量 (ml/rev) （3）由式3可见，值取小值时，在不变情况下，马达的排量值就增大，对同一种尺寸的液压马达，值是有限制的，不能任意增大，而且当值选大值时，在相同工作压力和工作转速条件下，随着值增大，液压马达的工作寿命与值成3.3次方比例减少，为此在满足液压马达最高转速的条件下，值应该尽量选取大值，以使值变小，这样有利于提高液压马达的使用寿命。由计算所得到的值应该按液压马达的排量进行圆整，使之尽可能与计算值相接近。3) 传动与回转装置工作压力的计算当传动装置的工作扭矩M给定时，液压系统的工作压力 (Mpa) （4）式中， 液压系统中阀件及管路的压力损失（Mpa），一般 1Mpa， 工作扭矩（Nm）总排量(ml/rev)， 液压马达机械效率，=0.910.94（马达规格大取大值）， 行星减速器的传动效率：对1级行星减速箱=0.98对2级行星减速箱=0.96算得P=20KW，选择BM-E315型号的齿轮马达。其主要参数如下：3.4 拟定液压系统原理图 根据山药开沟机液压系统的设计任务和工况分析，所设计液压系统对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机器要解决的主要问题。此外，与所有液压系统的设计要求一样，该液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。3.4.1 油源的选择和能耗控制 本设计液压系统的供油工况主要为开始升起和降落时的低压大流量供油和工进时的高压小流量供油两种工况，采用单个定量泵供油，显然系统的功率损失大、效率低。在液压系统的流量、方向和压力等关键参数确定后，还要考虑能耗控制，用尽量少的能量来完成系统的动作要求，以达到节能和降低生产成本的目的。 在该工况下的一个工作循环内，液压缸在开始升起和降落行程中要求油源以低压大流量供油，工进行程中油源以高压小流量供油。其中最大流量与最小流量之比，而上升和下降所需的时间与时间分别为：上述数据表明，在一个工作循环中，液压油源在大部分时间都处于高压小流量供油状态，只有小部分时间工作在低压大流量供油状态。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单个定量泵作为整个系统的油源。3.4.2 压力控制回路的选择 将上述所选定的液压回路进行整理归并，并根据需要作必要的修改和调整，最后画出液压系统原理图如图1所示。 图1 液压系统原理图3.5 液压元件的选择 本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。3.5.1 确定液压泵和电机规格 （1）计算液压泵的最大工作压力 由于本设计采用双泵供油方式，根据图4液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图4表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：（2）计算总流量 表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快进工作阶段，为25.1 L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为：L/min 工作进给时，液压缸所需流量约为0.95 L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少应为3.95 L/min。 根据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，上网或查阅有关样本，因此选取CB-FC50型号齿轮泵，其主要参数如下：3电机的选择由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为2.78MPa，流量为32.994L/min。取泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功率为： 根据上述功率计算数据，此系统选取Y112M-6型电动机，其额定功率，额定转速。3.5.2 阀类元件和辅助元件的选择图1液压系统原理图中包括换向阀、节流阀等阀类元件以及滤油器、等辅助元件。1阀类元件的选择 根据上述流量及压力计算结果，对图1初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。图1中溢流阀3和单向阀1、2的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其中溢流阀3的作用是调定工作进给过程中小流量液压泵的供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处的顺序阀10用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。背压阀9的作用是实现液压缸快进和工进的切换，同时在工进过程中做背压阀，因此采用内控式顺序阀。最后本设计所选择方案如表5所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。单向阀选用RVP-10型，溢流阀选用FBG-03-125-10型溢流阀，换向阀选用H-WH32-50型换向阀。2过滤器的选择 按照过滤器的流量至少是液压泵总流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的2.5倍。由于所设计组合机床液压系统为普通的液压传动系统，对油液的过滤精度要求不高，故有 因此系统选取通用型WU系列网式吸油过滤器。3.5.3 油管的选择 图1中各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：，取标准值20mm；，取标准值15mm。因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为和的无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压马达采用活塞杆固定式，则与液压马达相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。3.5.4 油箱的设计 1油箱长宽高的确定 油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。 油箱中能够容纳的油液容积按JB/T79381999标准估算，取时，求得其容积为按JB/T79381999规定，取标准值V=250L。 依据 如果取油箱内长l1、宽w1、高h1比例为3：2：1，可得长为：=1107mm，宽=738mm，高为=369mm。 对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板的厚度分别为：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。因此，油箱基体的总长总宽总高为：长为：宽为：高为：为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为。2隔板尺寸的确定 为起到消除气泡和使油液中杂质有效沉淀的作用，油箱中应采用隔板把油箱分成两部分。根据经验，隔板高度取为箱内油面高度的，根据上述计算结果，隔板的高度应为：隔板的厚度与箱壁厚度相同，取为3mm。3各种油管的尺寸油箱上回油管直径可根据前述液压缸进、出油管直径进行选取，上述油管的最大内径为20mm，外径取为28mm。泄漏油管的尺寸远小于回油管尺寸，可按照各顺序阀或液压泵等元件上泄漏油口的尺寸进行选取。油箱上吸油管的尺寸可根据液压泵流量和管中允许的最大流速进行计算。取吸油管中油液的流速为1m/s。可得： 液压泵的吸油管径应尽可能选择较大的尺寸，以防止液压泵内气穴的发生。因此根据上述数据，按照标准取公称直径为d=32mm，外径为42mm。3.6 液压系统性能的验算 本例所设计系统属压力不高的中低压系统，无迅速起动、制动需求，而且设计中已考虑了防冲击可调节环节及相关防冲击措施，因此不必进行冲击验算。这里仅验算系统的压力损失，并对系统油液的温升进行验算。3.6.1 回路压力损失验算 由于系统的具体管路布置尚未确定，整个回路的压力损失无法估算，仅只阀类元件对压力损失所造成的影响可以看得出来，供调定系统中某些压力值时参考。3.6.2 油液温升验算 液压传动系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量多数转化为热能，使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质、机器零件变形等，影响正常工作。为此，必须控制温升T在允许的范围内，如一般机床DT = 25 30 ；数控机床DT 25 ；粗加工机械、工程机械和机车车辆DT= 35 40 。 液压系统的功率损失使系统发热，单位时间的发热量f（kW）可表示为式中 系统的输入功率（即泵的输入功率）（kW）； 系统的输出功率（即液压缸的输出功率）（kW）。 若在一个工作循环中有几个工作阶段，则可根据各阶段的发热量求出系统的平均发热量，对于本次设计的组合机床液压系统，其工进过程在整个工作循环中所占时间比例为因此系统发热和油液温升可用工进时的发热情况来计算。工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为 这时大流量泵通过顺序阀10卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两泵的总输出功率（即系统输入功率）为：由此得液压系统的发热量为即可得油液温升近似值：T=/（hA）=0.386/（9*10-3*6.5*10-2*2502/3）=15.6C温升小于普通机床允许的温升范围，因此液压系统中不需设置冷却器。4 出土绞龙以及输土绞龙设计4.1出土绞龙设计 螺旋刀具的设计要求为了使开沟机能满足正常工作要求，对螺旋刀具的结构参数和运动参数的设计存在以下 4 点要求：（1）果园有机肥深施常见的沟型为矩形沟，深度为 1200mm1500mm，沟宽为 270mm左右，所以螺旋刀具应该设计成柱形螺旋刀具，且刀具的直径和高度应该满足作业要求。（2）螺旋刀具的转速应该大于土壤只随叶片旋转而不向上提升的临界转速。4.1.1 Pro/E 中螺旋线方程的推导 螺旋叶片是螺旋刀具结构里面最重要的组成部分，其结构性能优劣直接影响切土的功耗大小及升土、抛土性能好坏。螺旋叶片实际上是两个变螺距螺旋面，它是由变螺距螺旋线的无数条切线所构成的。因此，研究变螺距螺旋线的形状是进行螺旋叶片结构设计和优化的必经之路。如图 2 所示，当圆柱的母线绕 z 轴等速旋转，母线上一动点 K 沿 z 轴做等加速运动时，动点 K 的运动轨迹就是一条变螺距螺旋线。如果将圆柱在 zoy 平面内展平，变螺距螺旋线就变成了一条抛物线。 图 2 螺旋线形成过程螺旋刀具组合是立式螺旋开沟机的工作部件，其结构特性关乎到土壤切削能耗的大小。本章以螺旋刀具的结构特性分析为起点，阐述了螺旋刀具的分类及结构构成，推导出了 Pro/E 环境下建立螺旋线的笛卡尔坐标方程，设计了螺旋结构刀具的结构和运动参数。本章对螺旋刀具工作时土壤质点的运动和受力状态做了详细分析，对刀具切削功耗的影响因素做了初步探讨，其目的在于指导螺旋刀具的结构参数优化设计。4.1.2 螺旋叶片的设计 立式螺旋开沟机的研究起步晚，发展历程短暂，其结构设计多参照螺旋挖坑机的经验和资料。与螺旋挖坑机工作过程不同，螺旋开沟机的主要工作面为螺旋叶片外缘，而非挖坑机的端面切土刀片。螺旋开沟机的螺旋叶片不仅起到输土和抛土的作用，更发挥着铣削土壤的关键作用，因此螺旋叶片是螺旋刀具最主要的组成部分。由于山药开沟机所开沟槽多为深度为1200mm1500mm，沟宽为 270mm 的矩形沟，所以，本研究设计的螺旋叶片半径 R=135mm ，高度 h=1200mm 。根据相关文献可知，切削功率与切削角的正切值成正比（黄文光 1996），所以为了减小螺旋开沟机的切削功耗，一般选取较小的螺旋角。但是螺旋角过小，容易引起土壤拥堵现象，造成螺旋叶片的挤压变形；此外，螺旋角太小，土壤不易被抛洒，从而导致回土现象的发生。 立式螺旋开沟机螺旋角一般在螺旋起始阶段采用较小螺旋角，在螺旋终止阶段采用较大螺旋角，故将螺旋线设计成变螺距结构。设定螺旋叶片的厚度为 3mm，初始螺旋角 0 = 100 ，设定螺旋上升圈数为 2.25 圈，即螺旋线上升 2.25 圈后，螺旋叶片上升高度为 370mm。根据公式可知，所设计的螺旋叶片螺旋线方程为：X=135cos(t2.25360)Y=135sin(t2.25360)Z=298+72t4.1.3 主轴的设计 主轴负责将减速箱输出的动力传递给螺旋叶片，驱动螺旋叶片进行土壤铣削运动。为了减轻刀具重量，将螺旋刀具主轴设计成空心轴