温室电动松土机的设计毕业论文.doc

温室电动松土机的设计毕业论文 目 录 摘 要 Abstract 1 绪论 1 1 1 温室电动松土机设计的目的和意义 1 1 2 温室电动松土机国内外研究现状 1 1 3 设计主要研究的内容 3 2 温室电动松土机工作机理分析 5 2 1 温室土壤基本物理特性 5 2 2 对三种平面机构的分析 5 3 3 温室电动松土机总体方案的确定 11 3 1 温室电动松土机组成 11 3 2 松土机各部件设计 11 4 4 温室电动松土机相关参数的确定 17 4 1 运动参数 17 4 2 性能参数 17 4 3 结构参数 18 4 4 功率消耗计算 18 4 5 电动机的选择 20 4 6 减速器的选择 20 4 7 联轴器的选择 21 4 8 离合器的选择 22 4 9 松土机动力传动系统的设计与计算 22 5 轴的选择及其校核 28 5 1 轴的计算 28 5 2 轴的校核 30 6 其它部分的设计 34 6 1 底盘的设计 34 6 2 确定轴承的尺寸 34 7 结论 36 7 1 结论 36 7 2 设计中的不足 36 参考文献 37 致谢 39 温室电动松土机的设计 摘 要 本文设计的温室电动松土机 主要由电动机 联轴器 减速器 松土部件 机架 行 走机构和操作机构等组成 电动机提供动力 电动机输出轴通过联轴器与减速器的输入轴 相连 减速器选用双输出轴型 一侧输出轴输出的动力直接驱动曲柄 通过松土爪柄将动 力传递给松土爪 使其实现刨地的动作 另一侧输出轴输出的动力通过链轮分级传动 将 动力传递给行走轮 实现松土机的自走 过渡轴上安离合器 通过离合器的啮合和分离 控制机器行走与停止 通过操纵手柄控制机器转向 分析几种运动机构的特点 确定采用曲柄摇杆机构作为松土机构 通过运动学分析 建立了松土机构特殊点的运动参数方程 求出各点的运动速度 并分析其运动性质 在保 证农艺要求的前提下 分析了机组前进速度 曲柄转速 松土深度及切土节距等因素对功 率消耗的影响 确定了相关参数 尽可能地减小动力消耗 并确定电动机的型号 关键词 关键词 温室 松土机 曲柄摇杆机构 I Design of Small Size Corn Thresher Abstract The machine is mainly composed of electromotor shaft coupling speed reducer loosening parts shelf walking system operationing system etc Electromotor supplies power it is connected with speed reducer through shaft coupling We choosed dual output type reducer power coming from one output shaft of the speed reducer goes to the crank directly Finally the power passes through loosening handle and gets to the loosening claws to make it loosen soil Power coming from the other output shaft passes through multilevel sprocket wheel and gets to the walking wheel eventually to realize the loosener s self walking Install clutch on the interim axle The machine s running and stopping state can be controlled by operating the cluth s engagement and separation An universal wheel is installed at the rear of shelf The machine s running direction can be decided by controlling the operationing handles After analyzing a variety of athletic mechanisms eventually a clank rocker mechanism was used as the loosening part Using the knowledge of kinematics motion parameter equations of special points of the loosening mechanism is expressed velocity equation of each special point is get and their athletic characters are analyzed Key words Greenhouse Loosener Crank rocker mechanism 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 0 1 绪 论 1 1 温室电动松土机设计的目的和意义 温室大棚的大规模兴起不仅丰富了人们的菜篮子 而且大大的带动了农村 经济的发展 加快了现代化农业的发展进程 温室大棚内的松土作业是一项基 础性作业 迫切需要小型化 多功能化的农机具代替人力来提高生产效率 资料表明 温室大棚内 土壤一般耕作层厚度为 15 25cm 蔬菜根系的 80 90 分布其中 耕层土壤的容积密度为 1 1 1 13g cm 并随着种植年限 加长而增加的趋势 土壤粘性较大 传统的土壤耕作机俱在粘性较大的土壤中 碎土能力较低 土壤阻力大 功耗增加 并且在棚室内采用柴油机和汽油机作 为动力 对温室的环境造成污染 1 针对上述情况 开展适用于简易棚室的土壤耕作机具的研究 对工作部件 进行改进 进一步减小机具尺寸 提高机器作业的经济性和机动性 尽可能地 减轻机器作业时对环境的污染 对于发展经济 高效和环保的设施农业 改善 农民的生产条件 增加农民的收入 具有重要的现实意义 2 1 2 温室电动松土机国内外研究现状 1 2 1 国内温室电动松土机研究现状 近几年 针对温室大棚等特殊作业环境 我国也相继出现了适于保护地作 业的小型机具 随着国内设施农业的发展和农村经济水平的提高 由大中专院 校 科研院所和企业相结合 研制开发了的一些能够进行温室内作业的小型自 走式旋耕机 微型多功能田园管理机等 山东农业大学机电学院研制的温室电动爪式松土机 3 额定功率 结kw4 构简单 操作方便 适于温室 大棚内的松土作业 曲柄连杆机构作为松土工 作部件模拟人工刨地时镐头的运动轨迹 对土壤进行切削加工 提高了翻土碎 土的能力 达到了人工刨土的作业效果 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 1 1 2 2 国外温室电动松土机研究现状 国外设施农业耕作机械已非常成熟 作业性能稳定 功能齐全 小巧轻便 日本 韩国 美国和意大利等国家在发展温室的过程中 对温室作业机具进行 了研究开发 温室生产过程中的耕整地播种 间苗 灌溉 中耕和除草等作业 均已实现机械化 日本 韩国等国家的手扶系列多功能耕耘机 其操作把手上 下左右可随意调节 作业性能好 可以在温室中进行耕地 移栽 开沟 起垄 中耕 由沈阳农业大学的科研人员研制成功的一种适于温室作业的绿色环保型农 机局 IGDD 900 型电动旋耕机 4 有 两种动力机型可供选择 V380V220 装有行走轮 推动方便 转向灵活 操作搬运一人便可完成 工作参数为耕幅 耕深 可调 刀片数量 18 个 耕作速度快 不排放有mm900mm250 150 害气体 噪声低 是日光温室生产中节省劳动力 降低成本的绿色环保型农机 具 DN 4 型禾丰多功能田园管理机 配置动力 体积小 重量轻 功kw94 2 能多 结构紧凑 操作方便 在狭窄地段 山区梯田 差远果林 大棚暖房内 均可作业 利用摩擦片牙盘式离合器 分离灵敏 安全可靠 万向扶手可作水 平 垂直的调整 机器可正向或反向作业 机配置 4 马力 180 30kw94 2 机型 特加倒退档和无快速互锁装置 即机器换倒退档时 快速档自动脱开 采用旋耕刀具 耗用功率小 碎土效果好 5 近几年 针对温室 大棚等特殊耕作环境 国内研制生产了一些小型耕作 机械 适用于露地和温室不同条件 提高了机械的利用效率 但大多产品存在 以下问题 5 1 外型尺寸重量大 操作不灵便 特别是从露地直接转移到大棚内的机械 在设施内转向和转移都十分困难 而且边角地带无法工作 2 适应性较差 当土壤含水率较高 超过 15 以上 时 松土效果变差 能耗增加 3 可靠性较差 易对环境造成污染 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 2 1 3 设计主要研究的内容 温室电动松土机主要由电动机 联轴器 减速器 松土部件 机架 行走 机构和操作机构等组成 以蓄电池作为能源装置 电动机提供能力 采用曲柄 摇杆机构作为松土机构 该机构结构简单 摇杆的固定点机器与松土爪柄的铰 接点 类似于人的肩关节和肘关节 使松土机构可以更好的模拟人的刨土动作 切土和碎土性能好 抛土动力消耗显著较小 松土效果比较理想 采用电动机提供动力 比燃油经济 无污染 符合节能 环保的要求 机 器结构简单 体积小 重量轻 机动性好 适合在空间狭小的棚室内工作 锄草 施肥 培土 喷药及短途运输等多种作业 这些耕耘机体积小 重心低 功能全 用途广 废气排放少 并且具有工作部件更换 安装容易等特点 发达国家拥有先进的温室和管理技术 日本 意大利 荷兰 以色列等国 家的产品广泛用于旋耕 犁耕 开沟 作畦 起垄 中耕 培土 铺膜 打孔 播种 灌溉和施肥等作业项目 荷兰 以色列 日本 美国等国家对温室用作 业机具进行了系统的开发 研究 推广和应用 许多作业项目如耕整地 播种 间苗 中耕和除草都已实现了机械化 7 美国专门生产小型拖拉机的吉尔森公司生产的自走式旋耕机 8 主要特点 是旋耕刀片取代行走轮 刀盘直径为 耕幅为 传动形式为cm 5 35cm66 4 30 链传动和蜗轮杆传动两种型式 功率为左右 适于菜园 温室等地作业 kw68 3 不旋耕时可换上行走轮并佩带其他农具 翻转犁 除草铲 中耕铲 齿耙等 意大利 MB 公司生产一种单轮驱动旋耕机 9 动力为汽油机 单机重kw3 3 量为 适于菜园 花圃中耕作业 一次完成旋耕培土两项作业 该公司还kg40 生产多用自走地盘 由驱动轴配带旋耕机完成田间旋耕作业 换kw63 7 89 5 上轮胎后又可完成犁耕 运输 喷雾等作业 综上所述 通过调查和分析 虽然国外温室农业机械产品的发展比较成熟 功能比较齐全 可靠性高 但是进口价格高 一般要在 5000 元以上 维修不方 便 10 而且不适合在简易棚室内使用 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 3 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 4 2 温室电动松土机工作机理分析 2 1 温室土壤基本物理特性 温室耕层土壤的物理学性质不同 土壤产生的作业阻力也不一样 它直接影响耕作机具的功率消耗 11 温室土壤容重低于农田上 大约为1 10 1 13g cm 土壤的总孔隙度增 加 但非毛管孔隙度低于农田土 提高了硝化细菌的活性 大棚内的温高于露 地 而且有昼夜温差 有利于蔬菜体内物质的积累 灌溉次数越多 水的用量 大 大棚内土壤容易产生次生盐溃化 12 据有关资料 温室土壤耕作层厚度为10 15 cm 相比露地土壤要少近 6 15 cm 蔬菜80 90 的根系分布在其中 5 0 25 mm水稳性团聚体为 13 7 55 5 为露地土壤的3 2 11 1倍 并有随着种植年限加长而增加的趋势 土壤粘性较大 针对这种情况 应该对温室土壤进行松土而不耕翻或者旋耕 13 2 2 对三种平面机构的分析 2 2 1 曲柄滑块机构 如图2 1所示 曲柄1绕轴心A回转时 滑块3便在机架4的上来回移动 我 们称这种机构称为曲柄滑块机构 它有三个回转副和一个移动副组成 可以分 为无偏距的对心曲柄滑块机构 图2 1 和偏置曲柄滑块机构 图2 2 设曲柄1 连 杆2的长度分别为a b滑块导路偏离曲柄中心A偏距为e 对心曲柄滑块机构的 偏距 时 杆1能够整周回转成为曲柄 偏置曲柄滑块机构滑块导路0 eba 的偏距为e 0 则杆1能做整周回转而成为曲柄的条件为 bea 14 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 5 在图2 1和图2 2的基础上 将连杆2沿CB方向延长 在连杆2延长端 图中D 处 安装上松土爪 图中DE 其机构如图2 3和图2 4所示 令曲柄l为原动件 当 其以一定的速度作匀速圆周运动时 带动连杆2前后上下摆动 在连杆2的带动 下滑块3在机架4的导路上往复移动 在曲柄l转动的过程中 连杆2带动松土爪 抬起落下 适当设置连杆2和松土爪的长度 可以对土壤进行切削 图2 1 对心曲柄摇杆机构 图2 2 偏置曲柄滑块机构 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 6 通过以上分析 采用曲柄滑块机构结构较简单 但存在缺点 首先 松土 爪的起落幅度主要松土爪柄长度决定 若起落幅度过大 在棚室的边角地不容 易作业 但是起落的幅度太小 达不到预计的切土效果 其次 松土过程中 滑块需要沿导路往复移动 导路要固定在机架上 当松土爪切削土壤时 土壤 反作用力容易会让机身的强烈震动 因此 曲柄滑块机构不适合作为松土部件 要进一步考虑更加合理的方案 图2 3 对心曲柄摇杆型松土机构 图2 4 偏置曲柄滑块型松土机构 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 7 图2 5 对心曲柄摇杆机构 2 2 1 曲柄摇杆机构 常见的铰链四杆机构是曲柄摇杆机构 如图2 5所示 通常构件l为原动件 并作匀速转动 称为曲柄 构件3相对机架在一定角度内摇摆 称为摇杆 构件 2不与机架相连 称为连杆 该机构的特点是当曲柄为原动件 摇杆为从动件时 可将曲柄的连续转动 变成摇杆的往复摆动 铰链四杆机构只有一个曲柄的 15 条件是 在四边形ABCD中 与机架相邻的曲柄为最短边 且最短边与最长边 的长度之和小于另外两边的长度之和 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 8 在图2 5的基础上 延长连杆2 如图2 6所示 在末端 图中E处 安装松土爪 原动件1匀速转动 带动连杆2摆动 摇杆3绕D往复摆动 此时 连杆2带动EF 抬起落下 对土壤进行切削 相比于用曲柄滑块机构做松土部件 不仅可以调 整各杆的长度和位置 而且可以缓冲在松土过程中摇杆3的震动 土壤对松土机 构的反作用力也不会引起机身的强烈震动 但是不足是 虽然可以任意调节各 杆长度和位置 但是这样机器的尺寸较大 因此 还需要进一步改进曲柄摇杆 机构 2 2 1 异形曲柄摇杆机构 在常见曲柄摇杆机构图2 5的基础上 将D点抬高 使摇杆悬挂起来形成的 异形曲柄摇杆机构如图2 7所示 构件4为机架 构件l 3与机架相连 称为连 架杆 通常构件1为原动件 并作匀速转动 称为曲柄 构件3相对机架在一定 角度内摇摆 称为摇杆 构件2不与机架相连 称为连杆 图2 6 对心曲柄摇杆型松土机构 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 9 在异形曲柄摇杆机构的基础上 将连杆2沿CB方向延长 在连杆2的延长端 图中E处 安装松土爪 其结构如图2 8所示 令曲柄1为原动件 当其以一定 的速度作匀速圆周运动时 带动连杆2摆动 在连杆2的带动下摇杆3绕固定点D 在一定角度内往复摆动 摇杆的固定点D及其与连杆的铰接点C 类似于人的肩 关节和肘关节 可使松土机构更好地模拟人的松土动作 在曲柄1转动的过程中 连杆2带动松土爪抬起落下 适当调整A D两点的位置 设定合适的各杆长度 可以达到理想的松土效果 图2 7 异形曲柄摇杆机构 图2 8 异形曲柄摇杆型松土机构 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 10 3 温室电动松土机总体方案的确定 3 1 温室电动松土机组成 温室电动松土机主要由电动机 联轴器 减速器 松土部件 机架 行走 机构和操作机构等组成 结构如图 3 1 所示 3 2 松土机各部件设计 3 2 1 松土爪柄的设计 松土爪柄如 3 2 所示 采用厚为的钢板 其一端通过四个螺栓与松土mm8 图 3 1 温室电动松土机结构简图 1 减速器 2 联轴器 3 电动机 4 摇杆 5 操作手柄 6 离合器操作杆1 7 离合器操作杆2 8 万向轮 9 过渡轴1 10 机架 11 行走轮 12 行走轮轴 13 松土爪柄 14 过渡轴2 15 松土爪柄 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 11 爪横梁连接 另一端通过铜套和销子与摇杆连接 中间孔通过铜套与曲柄连接 3 2 2 松土爪横梁的设计 松土爪横梁如图 3 3 所示 是厚度为长方形钢板 松土爪齿安装在直mm8 径的孔上 用螺栓将松土爪齿与横梁连接 过两个螺栓将松土爪齿与松土mm8 爪横梁连接 相邻两对孔之间的距离为 则横梁可以安装 8 个松土爪齿 mm80 直径四个孔用来将横梁固定在松土爪柄上 mm5 3 2 3 松土爪齿的设计 松土爪齿的设计主要参考钉齿耙的耙齿 确定松土爪齿的长度 mmb240 图 3 2 松土爪柄 图 3 3 松土爪横梁 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 12 则齿尖长度 形状为上宽下窄 有利于减小土壤阻力 因为mm b b80 3 240 3 方形断面钉齿有良好松土 碎土能力 工作稳定 而圆断面设计为方形断面 形状如图 3 4 3 2 4 曲柄的设计 曲柄分为主动曲柄和从动曲柄 主动曲柄如图 3 5 所示 通过花键与工作 轴连接 另一端与一侧的松土爪柄连接 从动曲柄如图 3 6 示 其一端与机架 另一侧的松土爪柄连接 另一端套在带座外球面轴承内 图 3 4 松土爪齿 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 14 图 3 5 主动曲柄 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 15 3 2 4 摇杆 的设 计 摇 杆由 摇杆 主体 和夹 板两 部分组 成 摇 杆主体 和夹板 分别如 图 3 7 和 3 8 示 摇 杆主体的材料为厚的钢板 夹板的材料为厚的钢板 两块夹板通过三mm8mm5 个螺栓固定在摇杆主体的两侧 将摇杆夹在中间 保证了摇杆受力 图 3 6 从动曲柄 图 3 7 夹板 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 16 杆 受力 的均 衡性 和运 动的 稳定 性 摇杆 组合 体如 图 3 9 所 示 图 3 8 摇杆主体 图 3 9 摇杆组合体 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 17 4 温室电动松土机相关参数的确定 4 1 运动参数 1 机组前进速度 m V 温室旋耕机常用的前进速度一般为 故选定机组的前进速度sm 85 0 55 0 hkmsmVm 08 1 3 0 2 曲柄转速 n 在满足工作要求的情况下 依据曲柄转速越低越好的原则 初定曲柄的转 速 min 142rn 3 松土比 速度比对旋耕机的工作性能有重要影响 的选择既要保证旋耕机正常 工作满足耕深要求 还要综合考虑旋耕机结构 功率消耗及生产率等其他因素 常用的速度比为 初定 则 10 4 8 smVV mp 4 23 08 4 2 性能参数 1 松土深度 H 温室里土壤含水率比较高 一般在左右 适宜耕作 农艺要求耕作深 16 度一般为 参照旋耕机的耕作深度 确定松土深度 cm1510 cmH13 2 松土幅宽B 参考已有资料有公式 N 为发动机的额定功率 kW 将mNB29 0 26 0 电动机的输出功率 2 2kW带入上式得 mNB430 0 386 0 2 229 0 26 0 29 0 26 0 于松土机来说 由于松土过程中松土爪齿并非完全从土里穿过 在耕幅和耕深 相同的情况下 松土机的功率消耗比旋耕机小 因此 在旋耕机幅宽计算公式 的基础上 可以适当地增大松土幅宽 这里选择松土幅宽为 m5 0 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 18 3 理论生产率W 松土机的幅宽设定为 0 5m 由此得机组的理论生产率B hhmBVW m 05 0 5 008 1 1 01 0 2 4 3 结构参数 结构参数主要由曲柄长度 R O 相对于 O 的坐标 p h 连杆长度 L 松土爪柄长度 L1 L2 摇杆长度 L3 松土爪齿长度 L4和行走直径 D 等 松土部 件结构如下 曲柄边缘圆周线速度 Vp 2 4m s 曲柄转速 n 142r min 且 Vp R 为曲柄 的角速度 R 则 60 2 n p V 60 2 nR cmm n V R p 1616 0 14214 3 2 4 260 2 60 4 4 功率消耗计算 松土机工作时消耗的功率主要有两部分组成 一部分为松土部件所消耗的 图 4 1 松土机构简图 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 19 功率 另一部分为机组行驶所消耗的功率 1 松土部件消耗的功率 根据旋耕机功耗的计算方法和文献 松土功率消耗为 16 4 1 BHVKN m 1 0 1 其中为土壤比阻 可由公式进行计算 其中为耕深修 K g kkkkkK 4321 1 k 正系数 为土壤含水率休整系数 为残茬植被修正系数 2 k 3 k 作业方式休整系数 为平均土壤比阻 H 为松土深度 Vm为机具前进速度 4 k g k B 为松土幅宽 根据棚室内的作业条件 经查表确定 1 0 0 92 1 1 0 9 6N 1 k 2 k 3 k 4 k g k 2 cm 所以 K 46 5 9 0 1 192 0 0 16 2 cmN 已知 0 30 故可得cmH13 m Vsm mB5 0 kWN1 11 05 030 0 1346 5 1 2 机组行驶所消耗的功率 机组在前进过程中所受到的土壤阻力设为 松土机的前进速度为 则F m V 机组行驶所消耗的功率 2 N 4 2 m FVN 2 其中 4 3fmgfGF 松土机的质量按 120kg 计 取 则m27 0 f NF3188 912027 0 所以 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 20 kWWN1 04 953 0318 2 由此可得 松土机工作时消耗的功率 kWNNN2 11 01 1 21 4 5 电动机的选择 考虑到由于摩擦和一些其他原因造成的功率损失 电动机的实际功率应该 大于计算所得的松土机工作消耗功率的理论值 故选用 Z2 电动机 其额定功 率为 满载转速为 堵转转矩和最大转矩分别为和kW2 2min 1420rmN 8 1 mN 6 1 4 6 减速器的选择 在满足传动比和性能要求的情况下 为了减少机具大的尺寸应选择一个体 积尽可能小的减速器 故选用 WP 系列蜗杆减速器 型号为 WPS 70 传动比 质量 15kg 输入轴直径 两个输出轴直径 10 immD18 1 mmD28 2 电动机的输出轴通过联轴器直接与减速器的输入轴相连 忽略功能消耗 因为电动机的输出功率 则减速器的输入轴的功率 其转kWP2 2 kWP2 2 1 速和电动机输出轴相同 为 min 1420r 4 6 1 减速器输入轴强度和刚度的校核 减速器的输入轴和输出轴材料均为 45 号钢 查表可知 MPa40 MPaG80 m 5 1 轴传递的扭矩计算公式为 4 4 min 1 9549 r kW mN n P M 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 21 则 减速器输入轴传递的扭矩为 mN n P M 79 14 1420 2 295499549 1 由强度条件 4 5 16 3 maxmax D T W T t msx 得 mm MT D 4 12 104014 3 79 1416 16 16 3 6 33 max 由此可得 输入轴的直径满足强度要求 mmmmD 4 1618 1 由刚度条件 4 6 180 32 180 4 maxmax max DG T GI T p 可见 输入轴的直径满足刚度要求 mmmmD 4 1618 1 4 6 2 减速器输出轴强度和刚度的校核 由 4 6 1 计算可得 同理 输出轴也是符合要求的 4 7 联轴器的选择 联轴器本身已经标准化 减速器输入轴直径为 即联轴器输出轴直mm18 径为 经分析 选用弹性柱销联轴器 HL1 本联轴器机构简单 制造容mm18 易 装拆方便 有微量补偿两轴线偏移和缓冲吸振的能力 主要用于载荷较平 稳 起动频繁 对缓冲要求不高的中 低速轴系列传动 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 22 4 8 离合器的选择 充分考虑到工作要求和经济性 选用简易的牙嵌离合器 该离合器传动的 扭矩大 转矩的范围为 外形尺寸小 结构简单 适用于静止接mN 4100 63 合 或者转速差较低接合 为避免离合器空转的时候于轴产生摩擦 在离合器内部安装两个深沟球轴 承 套在过渡轴上 4 9 松土机动力传动系统的设计与计算 4 9 1 动力传动方案 已知行走轮半径 行走轮边缘速度为机具前进的速度 由公mmR160 m V 式得 RVm 图 4 2 联轴器 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 23 srad R Vm 875 1 16 0 30 0 行走轮的转速 n min 91 17 14 3 2 875 1 60 2 60 rn 其中为行走轮轴的转动的角速度 电动机既要带动松土爪齿进行松土作业 又要驱动行走轮转动 电动机的 转速为 1420 r min 曲柄的转速为 行走轮的转速min 142rn 故借用一个减速器将电动机的转速减小到曲柄的转速 传动min 91 17rn 比仅为 10 因为 WP 系列减速器最大传动比为 60 所以传动比大小适中 选用 双输出轴式减速器 一侧通过离合器连接工作轴 另一侧通过链轮分机传动将 动力通过过渡轴传递到行走轮轴 为避免出现链轮的尺寸过大情况 采用三级 链轮传动 4 9 2 工作轴上的动力传递方式的设计 减速器通过离合器实现输出轴与工作轴相连 通过离合器的结合与分离控 制工作轴的工作状态 工作轴稳定性至少要有两个相距一定距离的轴承支撑来 保证 为了尽可能地较小机具的尺寸 避免使用两个轴承座 将工作轴的左端 图 4 3 工作轴上动力传递图 1 减速器输出轴 2 主动离合器 3 轴承 4 从动离合器 5 工作轴 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 24 与镶嵌在主动离合器中的调心球轴承连接 主动离合器既起到动力传递和结合 作用 又起到轴承座的作用 靠近花键的轴肩处安装调心球轴承 通过轴承座 固定在机架上 保证了工作轴的工作稳定性 与使用两个轴承座相比 这样的 动力传动方式有效地减小了整机的宽度 4 9 3 行走轮轴上动力传递方式的设计 如图 4 4 主动离合器内壁镶嵌两个带防尘盖的滚动轴承 套在过渡轴 l 上 链轮 2 与主动离合器焊接在一起 与过渡轴 1 连接 减速器输出轴上的链轮 l 将电动机的动力传递给链轮 2 链轮 2 带动过渡轴 1 转动 如果离合器和主动 轴啮合 动力将通过从动离合器传递给过渡轴 1 再经由链轮 3 传递给行走轮 轴 机具最终实现的自走 如果主动离合器与从动离合器分离 过渡轴 l 空转 动力不能传递 机具停止行走 4 9 4 传动比的计算 电动机的转速为 曲柄的转速为 行走轮的转min 1420rn min 142rn 速为 min 91 17rn 则减速器的传动比为 图 4 4 行走轮轴上动力传递图 1 主动离合器 2 链轮 2 3 从动离合器 4 过渡轴 1 5 链轮 3 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 25 以减速器输出轴到过渡轴 1 的传动为例 1 选择链轮齿数 和确定传动比 1 z 2 zi 由以上设计可知 由减速器到过渡轴 1 的传动比 取 则由93 1 i15 1 z 公式 4 7 1 2 z z i 得 95 281593 1 12 ziz 取29 2 z 2 计算当量的单排链的计算功率 ca P 根据链传动的工作情况 主动链轮齿数和链条排数 将链传动传递的功率 修正为当量的单排链的计算功率 4 8 P K KK P P ZA ca 图 4 5 滚子链 10 142 1420 n n i 则减速器输出轴到行走轮的传动比为 93 7 91 17 142 n n i 因减速器输出轴到行走轮之间为三级链轮传动 根据总传动比 结合各轴 直径大小 确定减速器到过渡轴1的传动比 过渡轴1到过渡轴2和93 1 15 29 1 i 过渡轴2到过渡轴3的传动比为 总传动比07 2 14 29 32 ii 行走轮的转速 27 8 07 2 07 2 93 1 321 iiiimin 17 17 27 8 142 r i n n 4 9 5 链轮设计与滚子链传动计算 农业机械中较常见的是套筒滚子链传动 如下图 4 5 滚子链传动 17 20 在传动过程中无滑动 而且传动尺寸比较紧凑 效率较高 能适应农业机械的 作业环境 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 26 式中 工况系数 主动链轮齿数系数 多排链系数 A K Z K P KP 传递的功率 kW 则 kWP K KK P P ZA ca 174 0 74 1 0 11 0 3 确定链条型号和节距p 根据修正功率和小链轮转速查表确定链条节距 7 12 p 4 计算链节数和中心距 由初选中心距公式 4 9 pa 50 30 0 得 635 7 125050 0 pa 由公式 4 0 2 1221 0 22 2 a pzzzz p a Lp 10 计算链节数 得 0p L 1 122 635 7 1297 4 2 1529 7 12 6352 22 2 0 2 12210 0 a pzzzz p a Lp 计算出的链节数圆整为偶数 0p L p L 则圆整成 0p L122 p L 由 查表得864 7 1529 15122 12 1 zz zLp 24978 0 1 f 则链传动的最大中心距为 mmzzLpfa p 44 634 2915 1222 7 1224978 0 2 211 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 27 由实际中心距公式 aaa 其中 取 aa 004 0 002 0 903 1 003 0 aa 故实际中心距 54 632903 144 634 aaa 5 计算链速 确定润滑方式v 平均链速公式为 为低速转动 smsm pnzpnz v 6 0 45 0 60000 7 1214215 100060100060 2211 6 计算链传动作用在轴上的压轴力 p F 有效圆周力N P F 2 222 45 0 1000 压轴力可近似取为 p F NFfFKF eFpp 64 266 53 255 2 2220 1 20 1 15 1 20 1 15 1 1 可取 NFp265 根据计算结果 选用短节距精密滚子链的规格为 19971243 08 TGBAISO 其余链传动计算步骤同以上计算过程 选用滚子链的规格也同上 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 28 5 轴的选择及其校核 5 1 轴的计算 5 1 1 工作轴的设计 1 工作轴的初步计算 根据扭矩强度计算实心轴径的公式 18 5 1 3 3 974 2 17 2 17 n PT d 其中 为轴端直径 T 为轴所传递的扭矩 为轴传递的功d n P T974 P 率 为轴的工作转速 为许用扭转剪应力 n 则 mmd15 21 1424 1 1974 2 17 3 当截面上有一个键槽时 应将求得的轴径增大 该轴上只有一个键 5 4 槽 所以其轴径为 mmddd10 22 515 2115 21 5 根据扭转刚度计算实心轴径的公式 44 947 38 16 38 16 n T d 因为轴的材料为钢 故式中许用扭转角 代入上式中得 45m 5 1 mmd53 24 1425 1 1 1974 38 16 4 因为该轴只有一个键槽 则其轴径应为 mmddd76 25 553 2453 24 5 故危险截面处的最小轴径为 轴上任意的截面处的轴径应大于该mm76 25 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 29 值 2 工作轴的设计 在保证曲柄 离合器和轴承顺利安装的前提下 必须要考虑安装件的轴向 定位 右端通过花键与曲柄相连 左端与在离合器中的调心球轴承连接 通过 轴承座固定在机架上 保证了工作轴的工作稳定性 5 1 2 过渡轴 1 的设计 因为减速器到行走轮的动力采用三级链轮传动实现 故需两个过渡轴 离 合器安装在过渡轴 1 上 1 过渡轴 1 的初步计算 轴的材料选用钢 根据公式 5 1 45 2 4 mmkg 3 3 974 2 17 2 17 n PT d 已知 减速器输出轴到过渡轴 1 的传动比为 1 933 则过渡轴 1kWP1 0 的转速 代入上式得 min 46 73 933 1 142 rn mmd90 11 46 734 1 0974 2 17 3 当截面上有两个键槽时 应将球的的轴径增大 该轴上有两个键槽 10 7 故其轴径应为 mmddd09 13 1090 1190 11 10 根据扭转刚度计算实心轴径的公式 5 2 44 947 38 16 38 16 n T d 因为轴的材料为钢 故式中许用扭转角 代入上式中得 45m 5 1 mmd88 15 46 735 1 1 0974 38 16 4 故危险截面处的最小轴径为 17 47mm 轴上任意截面处的轴径应大于该值 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 30 2 过渡轴 1 的结构设计 过渡轴 1 两端安装轴承 通过轴承座安装固定在机架上 在此轴长键槽处 安装离合器 通过离合器的啮合与分开来保证减速器传递给行走轮的动力可以 有效的被切断 离合器通过控制过渡轴 1 的转动 将动力传递给过渡轴 2 从 而控制过渡轴 2 的转动 以及行走轮轴 从而实现机具的自走 5 1 3 过渡轴 2 的设计 过渡轴 2 和过渡轴 1 选用的材料相同 传递的功率也是相同的 而且设计 类似 所以轴径的初步计算与过渡轴 1 是相同的 则危险截面处的最小轴径为 轴上任意截面处的轴径应大于该值 mm47 17 过渡轴 2 的两端安装轴承 通过轴承固定在机架上 通过两个链轮与过渡 轴 1 和行走轮建立传动关系 5 1 4 行走轮轴的设计 行走轮与两个过渡轴选用的材料相同 消耗的功率也与两个过渡轴传递的 功率相同 而且设计类似 所以轴径的初步计算与两个中间轴相同 则危险截 面处的最小轴径为 轴上任意截面处的轴径应当大于该值 mm47 17 行走轮的设计 在保证轴承 链轮与行走轮顺利安装的前提下 其次要考 虑安装件的轴向定位 5 1 5 摇杆挂轴的设计 摇杆挂轴的作用首先是固定摇杆上的端点 其次紧固操作手柄 该轴两侧 轴肩处车有螺纹 其轴向固定需要四个螺母 而且要用螺栓将两个轴孔和操作 手柄销住 该轴穿过两个操作手柄的横孔 5 2 轴的校核 用安全系数法对行走轮轴进行校核 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 31 行走轮轴的校核 行走轮轴选用的材料为钢调质 45 MPaMPa SB 360 650 1 求链速及其有效圆周力 由滚子链及其链轮设计可知链速 5 100060 11 1 pnz z 3 有效圆周力 5 v P F 1000 4 式中 分别代入上式中 kWPmmprnz1 0 7 12min 54 35 14 11 可得 NFsmv38 952 105 0 1 01000 105 0 60000 7 1254 3514 因为链轮对行走轮轴的切向力即等于有效圆周力 则NFt38 952 2 计算扭转力矩 链对轴的径向力 取 tr FF 3 1 2 1 NFF tr 48 119038 95225 1 25 1 扭转力矩mN n P T 55620 17 17 1 01055 9 1055 9 6 2 6 1 用安全系数法进行校核 计算水平面反力及其垂直面反力 水平面反力 NFR20 834 411 28848 1190 1 NFR28 356 411 12348 1190 2 垂直面反力 NFR36 667 411 12338 952 1 NFR02 285 411 12338 952 2 计算当量转矩 当量弯矩 合成弯矩 mNMMM xzxy 131395 22 轴受转矩 mmNTT 55620 1 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 32 经查表可得 许用应力值 MPa B 650 MPa b 5 102 0 MPa b 60 1 由公式得应力校正系数 0 1 b b 59 0 5 102 60 当量转矩为 mNT 328165562059 0 当量弯矩为 mNTMM 13543132816131395 2222 计算等效系数 对称循环 MPa B 28665044 0 44 0 1 疲劳极限 MPa B 19565030 0 30 0 1 脉动循环 MPa bb 4862867 17 1 10 疲劳极限 MPa3121956 16 1 10 则等效系数 18 0 486 48628622 0 01 b bb 25 0 312 31219522 0 01 3 计算弯矩 mNMMM xzxy 13139528 820856 102606 22 22 4 计算弯曲应力幅与扭转应力幅 由弯曲应力幅公式 5 5 W M a 其中查表得 得 33 1083 1 mmW MPa a 86 59 281 0 131400 3 弯曲平均应力0 m 扭转应力幅 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 33 7 12 282 0 55783 3 W T 35 6 2 7 12 2 ma 5 计算许用安全系数及其复合安全系数 只考虑弯矩作用时的安全系数公式 5 m K S 1 6 式中 由于过渡圆角半径 mmr1 04 0 25 1 12 1 15 28 d r d D 查表得有效应力系数 弯曲时尺寸影响MPa B 650 46 1 69 1 kk 系数 扭转时尺寸影响系数 表面质量系数 91 0 89 0 82 0 则 11 2 018 0 86 59 91 0 82 0 69 1 286 S 64 13 35 625 035 6 89 082 0 46 1 195 1 ma k S 则 经查表得许用安全系数6 1 S 复合安全系数 09 2 64 1311 2 64 1311 2 2222 s ss ss s 经校核 设计的轴径尺寸满足使用要求 同理 用安全系数法对除行走轮轴外的其他轴进行校核 均可满足使用要 求 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 34 6 其它部分的设计 6 1 底盘的设计 松土机底盘的设计 四个轴上的轴承处于同一纵垂面内 行走轮轴与过渡 轴1 2的轴承在同一个水平面上 每一对链轮的同向齿面在同一纵垂面内 以 避免工作过程中链条滑落 为了保证松土机能有稳定的松土深度 在机架后面 安装了万向轮 而且可以通过操纵杆改变万向轮的角度来实现机器的转向 6 2 确定轴承的尺寸 滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一 它是依靠主要元件间的滚动 接触来支撑传动零件的 因为松土机上的轴承主要是承受径向载荷 在此设计 中选用深沟球轴承 其当量摩擦系数最小 在高转速时 可用来承受纯轴向载 荷 工作中允许内 外圈轴线偏斜量 大量生产 价格最低 61 8 由滚动轴承寿命的计算公式 轴承基本额定寿命 h L 6 P C n Lh 60 106 1 式中 代表轴承的转速 为基本额定载荷 为当量动载荷 为寿nCP 命指数 对于球轴承 对于滚子轴承 3 3 10 经查表 NkNc988088 9 在进行轴承寿命计算时 必须把实际载荷转换为与确定基本额定动载荷的 载荷条件相一致的当量动载荷 用字母表示 P 6 ar YFXFP 2 式中 为轴承所承受径向载荷 为轴承所承受轴向载荷 分别 r F a FXY 青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计 论文 35 为径向动载荷系数和轴向动载荷系数 计算安装在行走轮上的轴承寿命 已知 查表可得 代入上式得 NFr48 1190 0 1 YX NP48 1190048 11901 已知 代入轴承额定寿命NeNPrn9880 48 1190 3min 17 17 计算公式 得 hLh554848 48 1190 9880 17 1760 10 3 6 行走轮轴的使用寿命经计算为 因此满足工作要求 hhLh80