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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棒杆式红枣收获装置的设计目目 录录1 绪论绪论.11.1 课题研究的目的及意义.11.2 国内外水果采摘机械的现状.11.3 国外现状水果采摘机械的现状.11.4 本课题需要重点研究的关键问题及解决思路.12 总体方案拟定总体方案拟定.22.1 方案来源.22.2 总体方案设计.23 总体计算总体计算.33.1 传动比分配.33.2 效率计算.33.3 功率计算.33.4 转矩计算.34 主要零部件设计主要零部件设计.34.1 减速机的选择.34.2V 带的设计计算.44.3 带轮计算.54.4 滚子链传动设计计算.64.5 链轮计算.74.6 直齿圆锥齿轮计算.84.7 轴的设计.115 轴的校核轴的校核.125.1 按扭转刚度条件计算.135.2 校核轴的疲劳强度.136 辅助部件辅助部件.146.1 键的选择.146.2 联轴器的选择.146.3 轴承选择.147 总总 结结.14致致 谢谢.15参考文献参考文献.16前前 言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，寻找新的果园发展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和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。塔里木大学毕业设计11绪论绪论1.1课题研究的目的及意义大枣又名红枣、干枣、枣子，起源于中国，在中国已有四千多年的种植历史，自古以来就被列为“五果”（桃、李、梅、杏、枣）之一。红枣富含蛋白质、脂肪、糖类、胡萝卜素、B 族维生素、维生素 C、维生素 P 以及钙、磷、铁和环磷酸腺苷等营养成分。其中维生素 C 的含量在果品中名列前茅，有维生素王之美称。随着红枣的种植面积的增加，红枣的机械化作业在红枣栽培中的重要性逐渐凸显。依据最近几年新疆林果业发展的态式分析，新疆果树种植每年以 10%的速度递增，由于林果业的快速发展，各地已形成了较大的种植规模，每到收获季节需要投入大量的劳力来完成水果采收。可以预见到，再过 35 年，新种植的果树进入盛果期后，水果采收作业将会出现因劳动力短缺、采收不及时，而直接影响果品质量和造成大量损失的问题。这是因为，水果采摘是一项劳动投入量很大的作业，有些水果因成熟期不一致，需要多次采摘才能完成收获；而有些作为鲜食或作为加工用途的果品，因市场对于果实外观要求较高，不能有碰伤、刮伤、压裂等机械损伤，采收这些水果时必须小心翼翼；另外，水果收获是在离地面有 35 m 高的空中作业，以上原因决定了水果采摘是一项费时、费工、费力的作业。人工采收水果的速度缓慢，大面积发展水果种植时，必须要依靠机械化来提高采摘效率。据有关资料介绍，有些鲜食水果的采收用工量较大，约占水果生产总用工量的 50%以上，导致特色果品的生产成本过大，不能满足向果品加工企业提供数量充足、质量优越、价格相对低廉的原料，这样极不利于企业直接参与市场竞争。果园收获作业是果园生产全过程中最重要的环节，林果采收劳动强度大，用工量多。传统的人工采收方法，每公顷需要几百个工时，占果园生产过程中用工量的 50%左右，费时费力且成本高。目前，随着新疆特色林果，尤其是红枣等林果的规模化、产业化发展，依靠人工采收的方式已不能满足红枣等产业化生产的需要。针对我国尤其是新疆林果采收机械的研究现状和林果业机械化发展的新形式要求，研究设计机械振动式林果采收机，对提高我国林果收获机械化水平具有重要意义。1.2 国内外水果采摘机械的现状上世纪 80 年代我国开始林果机械化收获研究，张克孝教授先后采用梳刷和振动的原理对黑加仑进行机械采收的试验研究；王业成采用振动采收装置对黑加仑进行收获试验；宁夏固原地区农机所研制了手工沙棘采收器。宁夏农林科学院研制的枸杞采摘机；内蒙古自治区园艺科学研究所研究了喷洒 40%乙烯利溶剂的沙棘化学采收法；内蒙古林业研究院应用气吸式小林果采收装置进行气吸采收。这些方法可在一定程度上提高工效、改善采收条件，但采收效率低，果树损伤严重。2009 年，新疆农垦科学院机械装备研究所研制 4YS-24 型红枣收获机，采用抱摇式收获方法，适于收获树高 3 m 以上的枣树，采净率 91.5%；2010 年新疆农业科学院农业机械化研究所研制了手持式振动林果收获机，采用树枝振动式收获方法，采净率85%；时代沃林推出的果树振动采收机ZTM-02，采用抱摇式收获方法，适用于各类坚果和表皮不易破损的鲜果进行收获。1.3 国外现状水果采摘机械的现状20 世纪 60 年代，国外开始林果机械化收获研究，根据收获机械所用动力不同，主要有气力式和机械式。气力式分为：气吹和气吸式，振动式根据激振位置不同分为：树杆、树枝和树冠振动式。气力式振动收获：Whitney J D 和 Wheaton T A 通过气力式振动采收机对喷洒落果剂的Valencia 柑橘进行试验。研究发现：该方法的采收率很低，且气力式振动采收机相对于人工采摘，柑橘减产 16%。树杆振动式收获：Whitney and Wheaton 使用 FMC-4000 抱摇式振动收获机对喷洒落果剂的柑橘进行试验，振动时间 37s，收获率在 90%以上，经研究发现机采比人工采摘的柑橘减产 10。树枝振动式收获：Mateev L.M.et al.认为采收工作部件撞击樱桃树枝的冲击力为随机函数，在不同工作参数下建立了樱桃振动采收数学模型，在樱桃田间采收试验中，实验结果与该模型预测结果的相关系数约为 0.99。树冠振动式收获：韩国忠南国立大学 S.W.Lee etal.对红枣的物理力学特性研究，研究基于树冠振动的采收装置，激振频率 7.7 Hz，试验时间 3 s，成熟红枣采收率达到 95.8%。综上所述，国外没有可以引进消化吸收的矮化密植红枣收获机，新疆兵团以及国内林果业机械化发展步伐缓慢，国内林果收获机研制也没有提供相应的技术和经验，林果业生产过程机械化作业大部分尚处于空白阶段。为了应对矮化密植红枣种植面积迅猛增长带来的收获难题，国内自主研制其收获机械装备势在必行。1.4本课题需要重点研究的关键问题及解决思路塔里木大学毕业设计2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，就是敲击强度不宜过大，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，同时还有指导老师的指导，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。2 总体方案拟定总体方案拟定2.1 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 2-1 所示：123451 操纵台 2 桨叶 3 振动器 4 输送带 5 承接导向器图 2-1 门式高架采果机2.2 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 2-2 总体方案图总体方案图如图 2-2 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，皮带应用张紧轮张塔里木大学毕业设计3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。3 总体计算总体计算3.1 传动比分配选择转速为 540 r/min 后动力输出轴，执行机构敲击枣树的频率为 60 r/min，传动比为 9:1，综合考虑各个因素，分配传动比为减速机 6:1，大带轮与小带轮传动比为 1.5:1，链轮传动比为 1:1，锥齿轮传动比为 1:1。3.2 效率计算=0.99，每对滚动轴承 =0.98，=0.96，=0.9，=0.92联轴器滚动轴承带链条锥齿轮=0.85，=0.9发动机减速器3.3 功率计算选择 25 马力拖拉机，故功率 P 为 250.735Kw=18.375 kW动力输出轴功率 P=P15.62 kW动力输出轴发动机输入减速机功率 P= P15.46 kW输入动力输出轴联轴器小带轮轴功率 P= P13.91 kW小带轮输入减速器大带轮轴功率 P=P13.09 kW大带轮小带轮带滚动轴承上锥齿轮 1 轴功率 P=P11.53 kW1锥大带轮滚动轴承链条上锥齿轮 2 轴功率 P=P9.35 kW2锥1锥滚动轴承链条锥齿轮下锥齿轮 3 轴功率 P=P10.17 kW3锥1锥滚动轴承锥齿轮下锥齿轮 4 轴功率 P=P8.42 kW4锥2锥滚动轴承锥齿轮3.4 转矩计算额定转矩 T=9550P/n276.07 Nmd动力输出轴m输入减速机转矩 T=T 273.31 Nm减速机d联轴器小带轮轴转矩 T=Ti1495.85Nm小带轮减速机减速器大带轮轴转矩 T=Ti2100.87 Nm大带轮小带轮带滚动轴承发动机上锥齿轮 1 轴转矩 T=T1861.79 Nm1锥大带轮滚动轴承链条上锥齿轮 2 轴转矩 T=T1510.73Nm2锥1锥滚动轴承链条锥齿轮下锥齿轮 3 轴转矩 T=P 1678.59 Nm3锥1锥滚动轴承锥齿轮下锥齿轮 4 轴转矩 T= P1362.07 Nm4锥2锥滚动轴承锥齿轮4 主要零部件设计主要零部件设计4.1 减速机的选择通过查阅相关材料，决定采用摆线减速机。摆线减速机特点为：传动比大；传动效率高，一般一级传动效率为 90%95%；结构紧凑，体积小，重量轻，体积和普通圆柱齿轮减速机相比可减小 1/22/3；故障少，寿命长。运转平稳可靠；拆装方便，容易维修；过载能力强，耐冲击，惯性力矩小，适用于起动频繁和正反转运转的特点。选用单级卧式摆线针减速机 X6 型，传动比为 6:1。塔里木大学毕业设计4其中 Z1=352 mm，M=335 mm，W=430 mm，H=423 mm，H1=200 mm，F=30 mm，P=275 mm，Q=380 mm，T=34 mm，N=4 mm，G=22 mm，B=18 mm，C=69 mm，D=35 mm，L=87 mm，b1=10 mm，c1=38 mm，d1=35 mm,l1=25 mm，Z=202 mm。三维图如图 4-1 所示：图 4-1 减速机三维图4.2V 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。12减速机输出功率 P=13.91 kW。（2）设计功率 PdP = KP=1.213.91= 16.7 kWdAK工况系数，取 K=1.3。AA（3）选择 V 带型号由 P =16.7kW，小带轮转速 n =90 r/min，选 D 型带。d1（4）传动比 ii=n /n =90 r/min/60 r/min=1.512（5）求大小带轮基准直径，1dd2dd1）小带轮的基准直径1dd由表 12-1-11，取小带轮的基准直径=400 mm。1dd2）大带轮的基准直径2dd=i=1.5400=600 mm2dd1dd取为 600 mm。2dd=600 mm（虽使 n 略有减小，但其范围小于 5，允许） 。2dd（6）验算带速 VV= m/s=2530 m/s88. 1100060904001000601mdndmaxv（7）求 V 带基准长度 L 和中心距 ad0初步选取中心距取 a0因 0.7（+）a 2(+ )，1dd2dd01dd2dd故 700a 2000 mm，取 a =1500 mm。00基准长度 Ld塔里木大学毕业设计5=2a +L015004400600315100215002422021221）（）（）（）（adddddddd3777 mm对 D 型带选用 L =4000 mm，计算实际中心距daa + 1611.5 mm=1612 mm020dLLd（8）验算小带轮包角 1由式得 =180，合适。12089.1723 .5712adddd（9）求 V 带根数 zz=lcKKPPP)(00根据 n =960 r/m，=100 mm 和 D 型带。11dd取单根 V 带额定功率 P =3.66 kW。0取 V 带额定功率增量=0.24 kW。0P由 = ，查表 8-5，可知包角修正系数 K=0.99。189.172取带长修正系数 K =0.91，由此可得lZ=4.75，取 5 根。（10）求作用在带轮轴上的压力 minF取 D 型带单位长度质量 q=0.620 kg/m，故单根 V 带的张紧力= = minF2d5 . 2500qvzvkpkN81.76488. 192. 088. 1599. 07 .1699. 05 . 25002应使带的实际初拉力 F （F ）。00min（11）作用在轴上的压力=2zsin=7633.45 N minpF minF289.172sin81.761522=3zsin=11450 N maxpF minF289.172sin81.7615324.3 带轮计算（1）小带轮计算带轮材料为 HT150，采用轮辐式带轮。由带轮计算经验公式可得d =（1.82)d，d 为轴的直径为 65 mm，取 d =120 nn。11H =290 式中 z 为轮辐数取为 4，P 为传递功率为 16.7 kW，转数为 90 r/min,13anzPa故 h =104.2mm104 mm.。1h =0.8h =83.3683 mm b =0.4h =41.68 mm42 mm b =0.8b =33.34 mm33 mm211121L=(1.52)d=97.5 mm130 mm，取为 100 mm，由于 B1.5d，L=B=100 mm，f =0.2h22f =0.2h =16.72 mm17 mm12轮槽截面尺寸表示如表 4-1 所示：表表 4-1 轮槽截面尺寸轮槽截面尺寸(mm)槽型 b h h e dminaminfminf塔里木大学毕业设计6 D 27.0 8.1 19.9 370.6 23（2）大带轮计算带轮材料为 HT150，采用轮辐式带轮。由带轮计算经验公式可得：d =（1.82)d，d 为轴的直径为 76 mm，取 d =140 mm。11H =290 式中为轮辐数取为 6，P 为传递功率为 16.7kW，转数为 60r/min。13anzPaz故 h =104.2mm104 mm。1h =0.8h =84 mm b =0.4h =42 mm b =0.8b =34 mm211121L=(1.52)d=114 mm152 mm，取为 125 mm，由于 B=9，推荐 z =29-2i=2733（3）大链轮齿数 z4z =iz =27=12043（4）设计功率 PdP =KPdAK-工况情况，取为 K=1。AAP-传递功率，可得 P =KP=8.61 kW。dA（5）特定条件下单排链条传递功率 P0P =P /KK0dZpK-小链轮齿数系数，取为 1.34。ZK-排数系数，取为 1，故 P =6.42kW。p0（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。03（7）验算小链轮轴孔直径 dkd =dkmaxk其中 d 为链轮轴孔最大许用直径，取为 152 mm。k（8）初定中心距 a0一般 a =（3050）p0952.5 mm=a =1587.5 mm0（9）以节距计的初定中心距 ap0a=a /p50p00（10）链条节数 LpLp=ppakazz0043/221）（ 128 节塔里木大学毕业设计7k 取为 0.025。（11）链条长度 LL=Lp/10004.03 mp（12）计算中心距 ac当 z =z =z 时，a =p/2（L-z）1600 mm12cp（13）实际中心距 aa=a -a=1596.81596.3 mmc一般 a=（0.0020.004）a =3.26.4 mmc垂度 f=（0.010.020a =1632 mmpc（14）链条速度V=z n3p/600000.23 mm3（15）有效圆周力F =1000P/v37434 Nc（16）在轴上的力水平传动 F=(1.151.2)F K4305044920 NtA4.5 链轮计算滚子链链轮齿槽形状，如表 4-2 所示：表表 4-2 滚子链链轮链轮齿槽形状滚子链链轮链轮齿槽形状(mm)计 算公 式名称符号最小齿槽形状最大齿槽形状齿侧圆弧半径滚子定位半径滚子定位角erir62.949.09116.67130.8969.27136.67滚子链链轮主要尺寸如下：（1）分度圆直径d=274 mm)180(sinzpd （2）齿顶圆直径ad286 mm1min)6 . 11 (dzpdda296 mm1max25. 1dpdda（3）齿根圆直径fd256 mm1dddf（4）齿高ah7 mm)(5 . 01mindpha12 mmzpdpha/8 . 05 . 0625. 01max（5）确定的最大轴凸缘直径gd246 mm76. 004. 1180cot2hzpdg-链板高度，取为 25 mm。2h滚子链链轮轴向齿廓尺寸如表 4-3 所示：塔里木大学毕业设计8表表 4-3 滚子链链轮轴向齿廓尺寸（滚子链链轮轴向齿廓尺寸（mm）名 称符 号计 算 结 果齿宽齿侧倒角齿侧半径齿全宽内节内宽排数1fb公称ab公称xrfnb1bn194.127531.7519见教材机械设计表 9-1，取为.2014.6 直齿圆锥齿轮计算图 4-2 锥齿轮尺寸图已知：两个锥齿轮转数均为 60 r/min，即 n =n =60 r/min。56（1）齿形角 、齿顶高系数、顶系系数 c 、螺旋角 *ah*齿形角 =20 齿顶高系数=1 顶系系数 c =0.2 螺旋角 =0*ah*（2）大端端面模数 m直齿锥齿轮所传递的转矩= NmmnPT5105 .956053.11105 .95561083. 1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32252 1)5 . 01 (4FRRSaFauzYYKTmm-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FaSaR-小齿轮齿数 u-传动比 -弯曲疲劳极限5zF（4）确定各个参数计算值弯曲疲劳强度系数 K=K=0.95。1FN2FN塔里木大学毕业设计9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，SKFFNF可得=300 MPa。FK=KKKKVAK-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VAFF取 K=1.5。A由低一级精度的精度线及，得 K=1。mvV齿间载荷分配系数 K=K=1，齿向载荷分配系数 K=K=1.5K。FHFHbeH其中 K-轴承系数，取为 1.25，K=K=1.5K=11.875。beHFHbeHK=KKKK=2.815，齿宽系数 =1/41/3，取 =1/3。VAFFRR由29，=45，可知 z=41。65zz15vcos/z26cos/z齿形系数 Y=2.4，应力矫正系数 Y=1.37。FaSa故由5.52mm，由 GB/T12368-1990 标准模数表，可知32252 1)5 . 01 (4FRRSaFauzYYKTmm=6（5）齿数比 uu=n /n =60 r/min / 60 r/min=1。56（6）齿数 z通常 z =1630。不产生根切的齿数 z=2 cos/sin 41 齿。初步选取最小齿数为5min*ah229。当分度圆确定以后，再选取最小齿数。（7）变位系数 x 、x 12x =0，x =0。12（8）节锥角 =45 =90- =451cossinu21（9）分度直径 dd =mz =174 mm d =mz =174 mm5566（10）锥距 RR=123 mm15cos2d26cos2d（11）齿宽系数 R=1/41/3，取 =1/3。RR（12）齿宽 bb=R=41 mm，b 不大于 10 m，即 bS=1.5，故符合要求。22SSSSS链轮中间为危险截面可依照大带轮中间截面计算公式进行校核，得到8.81.5，故符合要求。22SSSSS综上所述，轴符合要求，可满足工作需要。6 辅助部件辅助部件6.1 键的选择平键具有结构简单，装拆简单，对中性好等优点选择 A 型平键。大带轮键的选择：大带轮轴直径为 76 mm，选择 bh 为 22 mm14 mm 键，长度为 110 mm.链轮轮键的选择：当链轮轴直径为 76 mm，选择 bh 为 22 mm14 mm 键，长度为 90 mm，直径为 72 mm，选择 bh=20 mm12 mm，长为 90 mm。锥齿轮间的选择：当链轮轴直径为 80 mm，选择 bh 为 22 mm14 mm 键，长度为 70 mm，直径为 70 mm，选择 bh=20 mm12 mm，长为 70 mm。6.2 联轴器的选择已知：由功率 P=15.62 kW，n=540 r/min，轴颈为 35 mm 选择联轴器。（1）类型选择为了隔离振动与冲击，选择弹性柱销联轴器。（2）载荷计算公称转矩 324.965 NmnPT5105 .95取=2.0，故由计算公式可得AK=649.93 NmTKTAca（3）型号选择选择 LX3 型联轴器，许用转矩为 1250 Nm，极限转速 4700 r/min，轴径在 30 mm48 mm 之间，故合用。由功率 P=15.62 kW，n=540 r/min，轴颈为 35 mm 选择联轴器。6.3 轴承选择选择深沟球轴承与角接触球轴承分别主要承受径向与轴向载荷，大带轮安装轴承的直径为 90 mm， ，选择 6018 深沟球轴承。基本参数：d=90 mm，D=
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