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棒杆式红枣收获装置的设计【说明书+CAD】,棒杆式,红枣,收获,装置,设计,说明书,CAD
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棒杆式红枣收获装置的设计 肖靖毅（塔里木大学机械电气化工程学院，新疆 阿拉尔 843300）摘 要：针对新疆矮化密植种植特点红枣产业化发展与红枣产业化发展的需要，以及红枣采收机械的研究性水平和新形势要求，研究机械振动红枣采收机，设计出棒杆式红枣收获装置。该装置由动力装置、行走装置、传动装置、敲击装置、收获装置组成，可完成对枣树的敲击及收集工作。介绍了该收获装置整体设计与主要零部件的设计，以固定频率使枣树发生振动使其下落以收获红枣振动采收的基本原理，矮化密植红枣采收工作宽度小，易移动，采摘过程对树枝和果实的损伤小一般设计要求，为新疆矮化密植红枣采收装置的设计提供了参考。关键词：设计计算；传动；装置中图分类号： 文献标识码：A 文章编号：0 引言果业是人类生存和社会发展的经济基础，果业产业应该是一个可持续发展的产业。因而，随着世界性果业日益发展，寻找新的果采收方式摆在了人们的面前。枣业是果业中的一种，在新疆南疆一带种植广泛，果园收获作业是果园生产全过程中比较重要的环节，枣树收获用工量多，劳动强度大。传统的人工收获方法，每公顷需几百个工时，占果园生产过程中总用工量的50%左右，效率大大降低。因此，果园收获机械化一直是国内外研究工作的重点。当前，果园收获机械化在已作为一种比较成熟技术在国外被广泛采用，机械收获的生产效率与人工相比提高了510倍，大大的提高了效率。机械采收的方法主要有振摇法和梳刷法，振摇法是应用最多的一种机械采收方法，是国外应用较多、适用性较好的采收机型。然而，国内果园收获主要依靠人工摘或借助简单工具采摘，林果采收机械的研究在我国仍处于起步阶段，尚未见比较成熟的实用机具报道。目前，随着新疆特色林果，尤其是红枣等林果的产业化发展，依靠人工采收已不能满足产业化生产的需要。针对国内尤其是新疆果园采收机械的研究现状与林果业机械化发展的新的形式及要求，研究并设计机械振动式林果采收机，对于发展并提高我国林果收获机械化水平具有十分重大的意义。1 设计思路与总体方案拟定1.1设计关键问题及要求矮化密植红枣枣树枝干比较细，且不会太高。因此，在进行机械化采收的时候还要特别主要的是对枣树枝干的保护，即敲击枣树强度不宜过大，同时，还要保证采净率。因此，在设计过程中要注意机械采摘过程中对枣树枝干的保护等问题。通过资料的查询和实际的测量，可以总结出该矮化密植红枣收获机设计要求为：工作宽度小，易移动，采摘过程对树枝和果实的损伤小。经借鉴采用连续旋转的方式敲击树枝，敲击棒为橡胶材质，尽量减少对树枝的损伤。1.2设计原理及机构组成装置以拖拉机后动力输出轴为动力，拖拉机三点悬挂带动行走，以联轴器与后动力输出轴连接减速装置进行减速，减速装置输出轴连接传动装置，传动装置带动敲击棒以固定频率旋转敲击枣树，枣树发生共振，红枣下落，下面放好收获装置以收集红枣。该装置由动力装置、行走装置、传动装置、敲击装置、收获装置组成。1.3方案来源门式高架采果机：用成排的指杆式橡胶敲击棒在液压系统操纵下做往复运动，敲打果枝，使果实脱落，适用于采收成行的矮化果树。如图1所示：1.操纵台 2.桨叶 3.振动器 4.输送带 5.承接导向器图1 门式高架采果机Fig.1 door type overhead fruit picking machine1.4总体方案设计1. 收果架 2.钢架轮 3.钢架 4.轴承端盖 5.螺钉 6.轴承 7.敲击棒 8.联轴器 9.螺栓 10.垫片 11.螺母 12.轴承座 13.链轮 14.大带轮 15.锥齿轮 16.链条17.带 18.小带轮图2 总体方案图Fig.2 scheme of the picture总体方案图如图2所示，以拖拉机动力输出轴为动力，动力输出轴以联轴器与减速机相连接，将动力递给减速机，带动减速机旋转，减速机输出轴以联轴器与小皮带轮相连接，小皮带轮通过皮带与大皮带轮相连接，将动力传递给大皮带轮，实现大皮带轮的转动，皮带应用张紧轮张紧，并采用防护罩，以防止灰尘。大皮带轮转动带动轴的转动，以实现同轴连接链轮转动，主动链轮的转动带动其余两轴两个从动链轮转动，从动链轮转动带动同轴相连接锥齿轮的转动，通过锥齿轮的变向作用，将竖直平面的运动改为水平平面的运动，从而带动连接有橡胶敲击棒的轴旋转，以固定频率树枝，使果实下落，下面放有接果盘，用以收集果实，收集完果实后用风扇吹去落叶，在进行其他方式除杂工作，最后完成对红枣的收集过程。在收集的过程中应当注意工作宽度小，易移动，采摘过程对树枝和果实的损伤小，链轮润滑等要求。2 主要零部件设计2.1V带的设计计算（1）条件给定已知：小带轮转速n=90 r/min，大带轮转速n=60 r/min。减速机输出功率P=13.91 kW。（2）设计功率PP=KP=1.213.91= 16.7 kW (2-1)K工况系数，取K=1.3。（3）选择V带型号由P=16.7 kW，小带轮转速n=90 r/min，选D型带。（4）传动比i i=n/n=90/60 r/min=1.5 (2-2)（5）求大小带轮基准直径，1）小带轮的基准直径可取小带轮的基准直径=400 mm2）大带轮的基准直径=i=1.5400=600 mm取为600 mm=600 mm（虽使n略有减小，但其范围小于5，允许）。（6）验算带速V V= m/s=9，推荐z=29-2i=27（3）大链轮齿数zz=iz=27=120（4）设计功率PP=KPK-工况情况，取为K=1。 P-传递功率，可得P=KP=8.61 kW。（5）特定条件下单排链条传递功率PP=P/KKK-小链轮齿数系数，取为1.34。 K-排数系数，取为1，故P=6.42 kW。（6）链条节距p由P=6.42 kW，n=90 r/min，选择单排A型滚子链，ISO链号为20A，节距p=31.75 mm。（7）验算小链轮轴孔直径dd=d其中d为链轮轴孔最大许用直径，取为152 mm。（8）初定中心距a一般a=（3050）p952.5 mm=a=1587.5 mm（9）以节距计的初定中心距aa=a/p50（10）链条节数L L= （2-10） 128节k取为0.025。（11）链条长度L L=Lp/10004.03 m （2-11）（12）计算中心距a 当z=z=z时，a=p/2（L-z）1600 m （2-12）（13）实际中心距a a=a-a=1596.81596.3 mm (2-13)一般a=（0.0020.004）a=3.26.4 mm垂度f=（0.010.020a=1632 mm（14）链条速度 V=znp/600000.23 mm （2-14）（15）有效圆周力 F=1000P/v37434 N （2-15）（16）在轴上的力 水平传动F=(1.151.2)FK4305044920 N （2-16）2.3直齿圆锥齿轮计算已知：两个锥齿轮转数均为60 r/min，即n=n=60 r/min。（1）齿形角、齿顶高系数、顶系系数c、螺旋角齿形角=20 齿顶高系数=1 顶系系数c=0.2 螺旋角=0（2）大端端面模数m直齿锥齿轮所传递的转矩 = Nmm （2-17）材料选择两齿轮材料为45号钢调质，取为7级精度，初取m=5 mm。（3）设计计算m1）由设计计算公式可得 （2-18）m模数 K载荷系数 T转矩 Y齿形系数 Y应力矫正系数 齿形系数小齿轮齿数 u传动比 弯曲疲劳极限（4）确定各个参数计算值弯曲疲劳强度系数K=K=0.95。齿轮的弯曲疲劳极限取为380MPa，取弯曲疲劳安全系数为S=1.2，由式，可得=300 MPa。K=KKKKK动载系数 K使用系数 K齿间载荷分配系数 K齿向载荷分配系数取K=1.5。由低一级精度的精度线及，得K=1。齿间载荷分配系数K=K=1，齿向载荷分配系数K=K=1.5K。其中K-轴承系数，取为1.25，K=K=1.5K=11.875。K=KKKK=2.815，齿宽系数=1/41/3，取=1/3。由29，=45，可知z=41，齿形系数Y=2.4，应力矫正系数Y=1.37。故由5.52mm，由GB/T12368-1990标准模数表，可知m=6（5）齿数比uu=n/n=60 r/min / 60 r/min=1（6）齿数z通常z=1630。不产生根切的齿数z=2 cos/sin41齿。初步选取最小齿数为29。当分度圆确定以后，再选取最小齿数。（7）变位系数x、x x=0，x=0。（8）节锥角 =45 =90-=45 （2-19）（9）分度直径d d=mz=174 mm d=mz=174 mm （2-20）（10）锥距R R=123 mm （2-21）（11）齿宽系数=1/41/3，取=1/3。（12）齿宽bb=R=41 mm，b不大于10 m，即b=60 mm。（13）齿根高 =h-=8 mm =h-=8 mm （2-22）（14）齿高 h=(+c)m=14 mm （2-23）（15）齿顶高 =(+ x)m=6 mm =(+ x)m=6 mm （2-24）（16）齿顶圆直径d d= d+2cos=183 mm d= d+2cos183 mm （2-25）（17）齿根角 tan=h/R7.35 tan=h/R7.35 （2-26）（18）齿顶角等隙收缩齿为=7.35 =7.35（19）顶锥角 =+=52.25 =+=52.35 （2-27）（20）根锥角 =-=37.65 =-=37.65 （2-28）（21）安装距A由结构而定，取为133 mm。（22）外锥高A A=d/2 -2sin83mm A=d/2 -2sin83 mm （2-29）（23）支承端距HH= A- A=50 mm H= A- A=50 mm（2-20）（24）周节pp=m19 mm（2-21）（25）分度圆弧齿厚ss=m（/2 +2xtan+x）9.5mm s=m（/2 +2xtan+x）9.5 mm（26）分度圆弦齿厚 =d sin/coss-=d sin/coss-0.17 mm （2-30）（27）分度圆弦齿高 =6.69 mm （2-31）（28）当量齿数z =z=41 （2-32）（29）端面重合度 =1 （2-33） 式中 （2-34）得，=1.14。故当分度圆确定以后，选取最小齿数，锥齿轮齿数为29，模数m=6。锥齿轮啮合如图3所示：图3 锥齿轮啮合Fig.3 bevel gears3总结（1）棒杆式红枣收获装置相对其他大型收获机，具有对枣树木损伤小，成本低等优点；（2）棒杆式红枣收获装置的应用可以充分利用机械运动进行收获，使原本的低效率的采收有了一定的提高，并且降低了采摘的人工成本，在采摘速度上人工采摘有了显著的提高；（3）本次设计为转速低，载荷大的设计，在设计深深体会到采用中小马力拖拉机即可满足需要，不宜选择大马力拖拉机；（4）本次设计仍有很多缺点，发展矮化密植红枣采收装置仍然很多内容需要探索。参考文献：1 邓玉珍.4YS-24型红枣收获机J. 农业机械,2010,(3): 13.2 时惠英.机械工程材料与热加工工艺J. 热加工工艺,2008,(7):43883 濮良贵,纪名刚 .机械设计M.第八版.北京:高等教育出版社,2009:1259.4 孙桓,陈作模,葛文杰 .机械原理M.第七版.北京:高等教育出版社,2009:1245.5 丁彩红,况云峰.基于Solidworks的零件建模的若干方法J. 机械设计与制造,2006,(5):14.6 丘有永.浅谈机械制造技术的课程设计J. 科技信息(科学教研),2007,(11):25.7 李彩风,刘俊峰,冯晓静等.现代机械设计方法与农机设计J. 农机化研究,2006,(5):13.8 汤智辉,沈从举,孟祥金等.4YS-24型红枣收获机的研制J. 新疆农机化,2010,(1):26.Rod type red dates harvesting device designXiao JingYi（College of Mechanical and Electrical Engineering，Tarim University，Alar 843300，China）Abstract : In view of the Xinjiang dwarf close planting cultivation characteristics of red dates industrialization development and red dates industry development needs, and red dates harvest machinery in the research level and the new requirement of new situation, study mechanical vibration red dates harvesting machine, design a rod type red dates harvesting device. The device consists of a power device, a walking device, transmission device, a knocking device, har
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