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文档简介
目录32196摘要 V25571Multi-functionaltrimmerdesign VI15027Abstract VI24151引言 360541.1研究背景和研究意义 3250711.2国内外研究现状 3142641.3主要研究内容 477092多功能修剪机的总体方案设计 5252482.1地形分析 5248782.2拟定工作路线 5101602.3多功能修剪机的设计要求 5231282.4多功能修剪机的总体方案设计 525022.5工作原理 6223913多功能修剪主要机构设计及相关计算 79943.1修剪机构设计 74763.2修剪机主体机构设计 10294923.3视觉采集装置 15160083.4农药喷洒装置设计 1668863.5小车行走装置的设计 16136744多功能修剪机主要传动系统计算 17222574.1修剪运动带传动系统设计 17244054.2传动主轴设计 20324324.3轴承的计算及选型 23145284.4键连接设计 24156425修剪机的三维设计与仿真分析 24265275.1修剪机主要零件的三维设计 2550665.2修剪机总装配体的三维设计 27217045.3修剪机的静力学仿真分析 28100446总结与展望 31321996.1总结 3196976.2展望 3210768参考文献 331引言研究背景和研究意义研究背景在夏季果树生长速度较快,新生半木质化徒长枝的生长态势也较为旺盛,枝条之间呈现为交叉重叠REF_Ref3668\r\h[1]的状态,整体较为密集,这会影响光照资源的吸收效果,也会分出一部分的营养元素。多功能修剪机是一种农业生产的设备。主要运用于山地的果树枝条的修剪及杂草的修剪,用来加快农业生产中修剪果树跟杂草的效率,减轻农业生产的负担。多功能修剪机的原理是通过电机带动刀片来对果树多余的枝条进行修剪。通过设计出合理的功率来控制机器的修剪速度以便达到工作的最优速率帮助农民修剪果树。机械化辅助农业的生产将会是未来的主流,通过机械解放农业生产的劳动力是未来发展的方向,目前在山地地区我国这一方面仍有待提高。使用树冠修剪机的修剪质量,明显要比工人搭梯使用传统工具的修剪质量好很多,REF_Ref3930\r\h[2]树冠更美观。因此设计出一款功能相对齐全、修剪操作简单、能够为操作人员省力的多功能修剪机就具备研究的价值和应用前景。基于此研究背景下,本论文开展了多功能修剪机的设计和研究。研究意义目前,我国对于山地果树枝条修剪机的部分还是空缺,有一些还是使用人工上树对树枝进行修剪,也有一些会使用握杆试割草机对果树进行修枝,但是面对一些高一点的果树就会出现因为机器的握柄高度不够导致修剪不充分需要后续人工进行修剪的问题。这就会导致出现生产效率低的问题。通过对现有的修剪机的基础上进行优化,设计出多功能修剪机。在原来的机器上增加可伸长缩短握柄的设计,在面对较高的果树时能够通过调节握杆来调节刀片的高度对树枝进行充分修剪,同时设计有增大功率的开关,在面对较大的树枝时能够将其修剪下来,使人力劳动强度降低,增加了修剪的效率,降低了劳动量。国内外研究现状对于山地果树修剪机目前由于地形问题还没有出现能完全自动化的大型修剪设备,目前国内外能够实现自动化修剪的多数是平地地区。在山地地区由于地形问题国内多数都是使用人工操作小型机器或者人工对果树进行枝条修剪。在美国对山地的树枝修剪是使用直升机搭载一个长的电锯对生长过长的树枝进行修剪,但这种修剪方式只适用于经济树林,不适合用于果树的修剪,且搭配直升机及大功率修剪设备成本过高不使用于我国的农业生产。对于我国现状的果树修剪机还是根据场合的需要进行选择。在平地地区能够选择自动化程度较高的车载形树枝修剪机,对于山地地区选用小型机器的树枝修剪机。在全国范围内,从事园林机械研究的单位少、人员少、REF_Ref4119\r\h[3]成果少。中国修剪机械产业链的参与者越来越多,行业生态日趋完善。位于产业链中段的产业基金理财,与其它的修剪机相比,因为它的客户群是不一样的,它的主要服务目标是母公司,因此,它的价值服务也更注重给母公司创造价值,也就是说,它能为母公司提供什么样的机制和组织安排,帮助母公司进行开放式创新,充当创业团队和企业内部机构的缓冲地带,它不仅能减少相互间的影响,而且还能通过吸收外部的技术资源,加速技术的商业化,减少企业创新的成本。与此同时,它还能为企业内部的“创业”提供一条外部的商业化途径,以此来激励企业的“创业者”,并和外部资源方一起承担创新风险。因此,在这些企业中,大型企业对产业创新修剪机的开发起到了至关重要的作用,在细分产业链上拥有绝对的话语权,但也正是这些大企业,才是目前修剪机行业转型升级的动力。主要研究内容(1)本设计的目的在于设计出一种比较适合果树树枝修剪的小型机器,以解决市面上已有的修剪机长度不够或者功率不够导致修剪不充分的问题。在查阅相关文献的基础上,通过对多功能剪草机的整体结构方案的设计,确定了多功能修剪机的机构布局形式和设计参数和需求,再对修剪装置、传动系统、动力装置和辅助机构进行了设计和计算,最终形成了本文所研究的多功能修剪机的机构设计方案。最后,在此基础上,利用SolidWorks,对多功能切割机的主要零件进行了三维三维建模设计和三维装配体设计。在此基础上,采用Ansys软件对多功能剪切机各部件进行了数值模拟和计算,并对各部件进行了强度校核。在此基础上,运用AutoCAD对多功能修剪机进行了2D装配图的绘制,并对相关数据进行汇总,编写设计说明。具体的研究内容如下列出。(1)本论文需完成了多功能修剪机的研究背景、研究的重要性、当前的研究状况,并制定了合适的研究内容和方法。(2)需完成修剪机整体设计的方案,对原先的工艺参数进行验算和整理。(3)着重介绍了多功能修剪机的动力机构、整形机构以及修剪机驱动运动装置的结构和计算。(4)利用SolidWorks建立了机器的3D模型,并且使用软件里面自带的限元分析软件Ansys对修剪机的主要受力传递连杆进行静力学仿真分析,根据分析的结果对传递连杆进行强度计算。(5)在CAD中,主要零件和组装件的平面工程图纸的编制。(6)对所有设计参数进行汇总,撰写设计计算说明书。2多功能修剪机的总体方案设计2.1地形分析两广地区多为丘陵山地,丘陵果园为了果树栽种和管理方便,REF_Ref16155\r\h[4]通常开发成梯田形式。这也有利于修剪机的工作。2.2拟定工作路线以南部地区的荔枝树园为例,梯田的宽度约为3m,侧坡旁边的高度约为1.5m,由于果树将梯田分为内外两个部分,修剪机进行工作时需要避开果树的主要枝干,需要通过绕果树一周修剪多余的树枝完成作业。2.3多功能修剪机的设计要求目前修剪机可分为;按驱动方式分为燃油式和电动式两种REF_Ref4331\r\h[5]。因为修剪主要是在室外作业,所以有两种不同的动力方式可以选择:一种采用直流电动机+蓄电池;另一种选择是选择汽油发动机或者柴油发动机。考虑到环保等因素,REF_Ref4406\r\h[6]故选择第一种方案比较适合。根据本课题的设计任务书和相关的参考资料,本课题中设计的多功能修剪机的设计方案要求如下:所设计的多功能修剪机要体现出修剪机的多功能性。根据果树的树枝韧性切割阻力还有杂草的切割阻力进行分析,使得修剪刀输入不同切割频率,来修剪不同种类的植物。为了彻底清除杂草,需在修剪刀具出设计农药喷洒装置。2.4多功能修剪机的总体方案设计修剪机由动力机构、传动机构、REF_Ref4491\r\h[7]工作机构和辅助机构组成。此次设计的多功能修剪机主要的结构包括修剪机构装置三维建模、农药喷洒装置、主体机构装置、视觉系统、传动部分机构、行走装置部位和控制系统。修剪刀具的刀片、刀刃角和刀具厚度都会影响到刀片的使用时间。刀片刃角相对过大或者过小,REF_Ref4560\r\h[8]均会降低割草机割草的效率。所以在功能上为了满足修剪树枝和杂草的要求,采用了多自由度机械手的装置,使得该装置能够在空间内不同位置自由切换不同的工作姿势完成想要的修剪工作,修剪机运用电机驱动,使修剪装置更加的灵敏。修剪机构片用连杆驱动多功能带动单排修剪刀刃对果园树枝进行修剪,可用于多种类植物的修剪工作;整体材料简化,使用起来更加便捷,充分发挥了多功能修剪机的作业环境需要。在运动特性上采用越障轮事行走装置,降低行走的装置的复杂程度,又相比足式结构运动它能够更好的适应于湿滑路面和复杂路面,通过性更好,从而极大的提升了其工作效率。修剪机工作原理主要包括五个运动方式:升降运动、伸缩运动、刀具组变形运动、REF_Ref4619\r\h[9]刀锯往复切削运动和旋转台旋转运动。总体结构示意图如图2-1所示。图2.-1多功能修剪机结构示意图越障轮式行走小车;2-农药箱;3-底座;4-转盘;5-大臂控制电机;6-大臂;7-工业相机;8-小臂;9-小臂控制电机;10-农药喷洒装置;11-修剪刀具;2.5工作原理多功能修剪机主体机构安装在越障轮式行走小车上,主体机构类似一个多自动度的机械手,具有大臂的旋转和抬升、小臂的旋转和抬升以及手腕的旋转等动作,能够使修剪刀在X、Y、Z立体空间内任意第一点工作,小臂的旋转电机能够使连接在小臂上的修剪刀处于水平和垂直位置,水平位置可以满足杂草的修剪,竖直位置可以满足树枝的修剪,可以改变修剪刀具的高低、左右位置,使得该装置能够在空间内不同位置、采用不同姿势完成修剪工作。行走小车上配备有农药箱,配合农药喷洒装置,实现对杂草的二次清理。在小臂上安装有高清CCD工业相机用于采集图像,分析图像中的荔枝树、黄皮树和杂草,将视觉信号传递给处理器,处理器实现对图像信息的实时处理,区分出荔枝树、黄皮树和杂草,根据果树的树枝的切割阻力还有杂草的切割阻力来进行分析,并将信号传递给PLC控制系统,控制刀的切割频率对荔枝树、黄皮树和杂草实现自动精确修剪。工作原理及流程图如图2-2所示:图2-2修剪机工作原理及流程图3多功能修剪主要机构设计及相关计算3.1修剪机构设计此次设计修剪机构主要由修剪刀具、传动连杆、电机以及带传动机构组成,其工作原理为由电动机输出经V带传动向输出转盘传送,驱动连杆装置设置在输出转盘上,驱动杆的另一端设置有修剪刀具机构。当输出圆盘旋转时,该连杆机构机构也随之旋转,而在另一端面上的修剪刀具机构则进行往复运动,从而实现了对果园树枝的修剪工作。如图3-1所示图3-1修剪机构3.1.1修剪刀具的设计修剪机刀具的可靠性是指刀具在规定的条件下和规定的时间内,REF_Ref4710\r\h[10]完成要求功能的能力。表3-1是修剪刀具随枝条直径所受载荷变化的数据,其中Fn表示修剪刀具承受的法向受力,与自行小车机构前进的方向相反,Ft表示修剪机构修剪枝条时承受的切向受力。表3-1锯切力随枝条变化数据直径(㎜)10203040法向力Fn4.541.896.0268.4切向力Ft1.426.630.430.7根据相关的参考文献与多功能修剪机的产品调研可知,枝条的分布密度一般低于30%,排除新长出的枝茎外,需要修剪的枝条经一般分布在5mm-10mm之间,此处取枝条直径最大直径为10mm,修剪刀具的最大尺寸按照1m计算得:根据表3-1可分别计算修剪刀具的法向力和切向力,分别为:Fn=30×4.5=120NFt=30×1.4×2=84N≈90N使用横截面积跟剪切力的关系来计算,为:F=10x−230在上述公式中x为果园修剪的横向切割面积,代入10mm计算出修剪刀具的剪切力为556N。通过重新审视相关的学术文献,我们观察到修剪刀具的法向切削力Fn的范围是(0.1-0.6)F。依据这一特定数值,修剪刀具所需的总锯切力大致落在200N至1200N的区间内,而在选择修剪刀具时,所需的剪切力则是600N。根据相关文献,修剪刀具结构如图3-2所示。图3-2修剪刀具结构图3.1.2修剪机构的驱动电机本文设计的锂电修剪机具有续航时间长、切割效率高、重量轻等特点,REF_Ref4850\r\h[11]同时无需考虑排放问题。修剪机构的驱动电机是修剪机构的驱动动力来源,驱动机构在V带的带动下做圆周运动,多功能修剪机构的连杆机构安装输出圆周的上面,由连杆机构带动修剪装置进行往反运动使刀片可以正常运行,从而修剪果园树枝。根据上面的计算,修剪刀具的切向力是600N,假定修剪刀具的往复旋转速度是1米/秒,则修剪机构正常工作时所需要的驱动功率为:P=FV1000η=600×11000×0.96=0.625kw考虑到传动系统中的传动机构的传动效率,取总效率为0.98,安全系数取2,则修剪机构的电机所需的工作功率为:PW=0.625/0.98×2=1.275kw。参考《电机产品手册》,此处可选择型号为RQC-1.5/960型号的电机,其额定功率为1.5kW。3.1.3修剪机构连杆设计在对皮带传动、齿轮传动、REF_Ref4945\r\h[12]链条传动及液压传动等方式分析比较后。本论文中设计的修剪机构的刀具需要在连杆机构来的带动下使修剪机构实现的修剪果园枝条的作业。修剪驱动连杆机构如图3-3所示。图3-3修剪驱动连杆3.2修剪机主体机构设计主体机构类似一个多自动度的机械手,具有大臂的旋转和抬升、小臂的旋转和抬升以及手腕的旋转等动作,能够使修剪刀在X、Y、Z立体空间内任意第一点工作,小臂的旋转电机能够使连接在小臂上的修剪刀处于水平和垂直位置,水平位置可以满足杂草的修剪,竖直位置可以满足树枝的修剪,可以改变修剪刀具的高低、左右位置,使得该装置能够在空间内不同位置、采用不同姿势完成修剪工作。主体机构由底座、大臂、小臂、转盘以及步进电机组成。主体机构如图3-4所示图3-4修剪机主体机构3.2.1底座机构设计底座的主要功能是支撑和转动作用,因此对其刚度的需求非常重要,而在本设计中,底座的另外一个关键点是要给机械手支撑装置提供一个电机和转动的结构,这样才能保证主框架转动时需要的涡轮蜗杆件的安装位置,同时也需要考虑为电机的安装设计定位的位置。(1)底座腰部驱动力矩的计算底座转动时所需的驱动力矩可按下式计算: M驱=(J+在上式中:J-——在这里指的是相对底座的转动惯量(N.cm.sJ1-——在这里是指电动机对底座转动轴线的转动惯量(N.cm.ω-在这里指的是底座在转动过程中的的角速度,单位rad/s;Δt-是指底座在动过程花费的时间,单位是(s);假定刀具机构质量为10kg,小臂部件质量为5kg,大臂部件质量为10kg,底座质量为15kg,则底座部位相对于转动轴的转动惯量计算公式如下:J=假设底座转动的角速度为:ω=6底座转动时所需的驱动力矩为:Mς(1)底座腰部驱动电机选型可以初步选择底座机构的步进电机的型号为110BYG350D,该步进电机带刹车功能,当步进电机刹车失电时就会自动抱闸,REF_Ref5024\r\h[13]实现自锁功能。该电机的刹车离合需要的电压为24V,所需额定电流为1A,电动机的扭矩则为20N·m,使用的步进电动机转子的转动惯量为Ji=19.8kg·cm2.,则施加在转轴上的总转动惯量为:J在步进电机的转轴上,等效负载转矩Tep其实是由两个主要成分构成的:首先,这是电机转轴在其正常工作中所能承受的最大工作负载转矩Tt;其次,不容忽视的是,当移动部件因运动而传递至电机转轴上的摩擦阻力所转化的转矩Tf。步进电机的转轴上的等效负载矩计算得:Tep=Tf+Tt(3-3)Tt计算公式为:Tt=GP上式中:P——导程值为6mm;G——为转轴沿轴向方向所承受载荷。代入数值可算出Tt≈1.77N·m。则Tf计算公式为:Tf=μF在上式中:Ff=620N,摩擦系数μ=0.006,将其代入数值Tf=0.002N·m。因此等效负载转矩Tep计算得:Tep=1.77+0.002=1.772N·m(3-6)假设安全系数K=4,则步进电机的最大静转矩计算得Tj=4×1.772=7.09N·m,因此上述选择步进电机的静转矩为20N·m能够满足设计要求。在步进电机初次以最大空载条件启动时,其转轴会承受一个特殊的加速度转矩Teq1并对其加速转矩进行计算:Tmax=2πJ上式中:Nm——可取值800r/min,电机加速最高转速需0.4s。代入数值计算得:Tmax=2π×37.5×10摩擦转矩计算为0.002N·m,电机的起动转矩为0.992N·m。电机上的最大等效负载转矩为1.772N·m,取安全系数K=4,其最终电机最大静转矩为Tj=4×1.772=7.09N·m,并选择电机的静转矩为20N·m能够满足设计要求。3.2.2大臂部结构设计(1)大臂部结构设计要求大臂功能是支撑手部,推动手部作空间运动。机械臂移动的目标是:使其机械臂以任意的姿态移动到三维空间任意位置点上这样才能满足修剪工作要求。大臂的自由度为俯仰摆动工作,主要依靠步进电机驱动,它的特点是具有较大的传输能力,结构简单而紧凑,具有较高的效率,较高的承载能力,以及较好的通用性。手臂部的设计有如下要求:1)臂部必须要有足够的负载,足够的刚度,足够的重量。2)上肢的运动要有柔韧性。3)必须具有较高的定位精度。(2)大臂驱动电机选型假设小臂及腕部绕第二关节轴的重量:M2=5Kg,M3=10KgJ2=M2L42+M3L52=5×0.0972+10×0.1942=0.16kg.m2大臂速度为10r/min,则旋转开始时的转矩可表示如下:T=J×式中:T-旋转开始时转矩N.mJ–转动惯量kg.m2ω•-角加速度rad/s使机械手大臂从ω0=0到ω1T1正在工作时的启动转矩假设:10N.m,安全系数取2,电机需最小转矩:T01步进电机应输出力矩为:Tout1=选择型号55BF003电机,这款55BF003型号的反应式步进电机具有较高的静转矩0.686N.m和精确的1.5°步距角。3.2.3小臂部结构设计及电机选型主体机构小臂拥有旋转和摆动两个自由度,由于轴承原因,旋转所需的静转矩比较小。分别设求两臂及腕部绕自身质心轴的转动惯量JG1、JG2、JG3,对其平行轴定理得绕第一关节轴转动惯量:J1=JG1+M1L12+JG2+M2L22+JG3+M3L32其中:M1,M2,M3为负载10Kg,手臂1Kg,腕部4Kg;L1,L2,L3其长度。JG1<<M1L12、JG2<<M2L22、JG3<<M3L32。J1=M1L12+M2L22+M3L32=10×0.1432+1×0.4452+4×0.5422=1.46kg.m2同理可得小臂及腕部绕第二关节轴的转动惯量:M2=2Kg,L4=97mm;M3=4Kg,L5=194mm。J2=M2L42+M3L52=1×0.0972+4×0.1942=0.16kg.m2设小臂转速ω2=15°/s,角速度从0加到ω2T2机械启动转矩时假定为10N.m,取安全系数为2,电机需输出最小转矩:T01步进电机应输出力矩为:Tout1=T01i⋅选择型号55BF003电机,这款55BF003型号的反应式步进电机具有较高的静转矩0.686N.m和精确的1.5°步距角。3.3视觉采集装置在修剪机小臂上安放有视觉采集装置,采用高清晰度CCD摄像机进行数据的收集,同时将收集到的数据传输到处理器中进行快速处理,并将处理的信息传递给PLC,对果树实现自动化及精确化的修剪。该视觉采集装置可以获得更准确的位置,从而提高了视觉观测的准确性。该视觉采集装置和多功能修剪机组合在一起,可以很好地完成图像的获取、捕获、识别和对信息进行分析和处理,完成对修剪机的控制,输入不同的切割频率,实现对荔枝树、黄皮树和杂草实现自动精确修剪。视觉采集装置如图3-5所示;图3-5视觉采集装置3.4农药喷洒装置设计为了彻底清除杂草,行走小车上配备有农药箱,配合农药喷洒装置,实现对杂草修剪之后的二次清理。该机构主要由农药箱、输药管、农药喷洒器组成。农药喷洒装置如图3-6所示图3-6农药喷洒装置3.5小车行走装置的设计此次设计的行走装置采用越障轮式行走装置,不仅降低行走装置的复杂程度,而且相比足式结构运动它能够更好的适应于湿滑路面和复杂路面,通过性更好,从而极大的提升了修剪机工作效率。可采用脉振方波高频注入的方式实现割草机电机的启动,确保电机全转速运行中转子位置估计的准确性,REF_Ref5121\r\h[14]提高割草机电机在启动的平稳。该机构主要由后轮对装置、安装板、减速机、电机、前轮对装置、转向机构、转向电机组成,本次的行走小车装置结构示意图如图3-7所示:1-后轮对装置,2-安装板,3-皮带,4-减速机,5-电机,6-前轮对装置,7-转向机构,8-转向电机图3-7行走小车装置结构示意图4多功能修剪机主要传动系统计算4.1修剪运动带传动系统设计4.1.1V带设计计算确定计算功率Pca由《机械设计手册》选工作情况系数为KA=1.3,得第三章修剪机构的驱动电机可知电机额定功率为1.5kW,便代入计算:Pca=KAP=1.3×1.5kW=1.95kW(4-1)上述公式中:Pca为计算功率,单位kW;KA为工作情况系数;P为V带传递过程的额定功率,单位kW。选取V带带型根据计算功率并参考《机械设计手册》,此处选用Z型V带。带轮的基准直径dd1并验算带速v初步选取主动带轮的基准直径dd1=71mm>50mm,需验算V带速度v计算得:v=πdd1n160×1000=3.14×71×284060×1000=10.552m/s<25m/s计算结果可知选V带的速度未超过25m/s,初步选定数值合理。根据传动比计算式dd2=idd1,因此从动带轮的基准直径dd2计算得:dd2=i1dd1=3×71=213mm(4-3)上述计算数值向上适当圆整,可取d从动带轮基准直径dd2=224mm。V带的基准长度Ld和中心距a计算查《机械设计手册》公式0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2),初步选定V带的中心距为a0=400mm。则可计算V带所需的基准长度为:πdd2+dd12+dd2=〔2×400+Π×71+2242+71−224=1278mm查《机械设计手册》表8-2,再根据上述计算结果可选V带的基准长度为Ld=1250mmEQ,则可计算V带的实际中心距a为:ld−ld021250−12782)mm=386mm验算小带轮上的包角α1带轮包角计算得:α1≈180°−EQ\F((dd2-dd1)×57.5°,a)(4-6)=180−(224−71)该计算结果显示主动轮上的包角合适EQ。计算V带的根数z由《机械设计手册》可知V带根数计算公式为:z=Pca(P已知数值n0=2840r/min、dd1=71mm、i1=3,查阅《机械设计手册》可取值P0=0.5kW,△P0=0.04kW,Kα=0.93,KLZ=1.95×向上圆整V带的根数可取z=2根计算预紧力F0V带带轮的预紧力计算公式为:F0=500Pca(2.5/Kα−1)/vz+qv2查《机械设计手册》中的V带传动技术参数,取值q=0.06kg/m,带入数值预紧力计算得:F0=[500×1.95×(2.5/0.95−1)/10.552×4+0.06×10.5522]N=44.37N作用在轴上的压轴力Fp查《机械设计手册》中的(8–28),可得压轴力计算公式为:Fp=2zF04.1.2带轮设计计算带轮的材料选择由本课题中设计的带轮的圆周速度<25m/s,得带轮的材料可选用HT150钢材质经调质处理制作而成。带轮的结构型式由上述计算结果可知大带轮的基准直径dd1<71×2.5=177.5mm,因此可以采用实心带轮结构。带轮的基本结构尺寸带轮的结构模型图如图4-1所示。参考《机械设计手册》对带轮的基本机构尺寸进行计算然后再选取相应的数值,如表4-2所示。表4-2V带轮的轮槽尺寸表项目符号槽型Z基准宽度(节宽)bd(bp)8.5基准线上槽深hamin2.0基准线下槽深hfmin7.0槽间距e12±0.3图4-1小带轮结构示意图带轮的其他结构尺寸小带轮的结构尺寸计算:Dd1=71mmd1=(1.8~da=dd1+2h=71+2×2=75mm大带轮的结构尺寸计算:d1'=(1.8~2)d'=36~40mm,可取d1′=38mmC'=(1/7~1/4)B=(1/7~1/4)×52=7.4~13mm,可取C′=10mm大带轮的结构如图4-2所示。图4-2大带轮结构示意图4.2传动主轴设计传动主轴的材料选择综合以上分析,从驱动轴的特性出发,选择45#钢作为驱动轴的材质,并对其进行了调质。设计传动主轴共有3段,第1和第3段主要用于支撑轴承,支撑轴承的内径为20毫米,因此第1段和第3段主轴的直径为φ12毫米,长度可设计为160毫米;第2段主轴作为定位轴肩,直径为20毫米,长度可设计为20毫米。传动轴如图4-3所示。传动轴的强度校核按照传动主轴的工作情况,其受力分析、弯矩图和扭矩凸如图4-4所示。图4-3传动主轴结构图(a)受力图(b)弯矩图(c)扭矩图图4-4传动主轴的受力分析图轴的最大弯矩出现在支撑轴承的作用点上,利用弯矩公式计算得:M=4×0.180=0.72N·m轴承所承受的全部扭矩均来自带轮的转动所带来的扭矩,根据扭矩公式得:0.754800=1.49N·m完成传动轴的扭矩与弯矩计算后,特别关注了轴径最小的危险截面。针对这一关键部位,进行了详尽的强度校核,旨在确保其能承受弯矩与扭矩的协同作用产生的综合应力,按照第三强度公式计算应力,按照第三强度公式计算应力。公式为:σca=σ一般情况下由于弯矩造成的弯曲应力σ是对称循环变应力,而通过扭矩造成的扭转切应力τ通常不是对称的循环变应力。考虑这两个应力之间循环特性影响的不同,加入折合系数α,计算应力的公式变为:σca=σ当截面为圆形时,扭转切应力τ=TWT=T2W,弯曲应力为σca=MW公式中:σcaT——轴的扭矩,N·mm;M——轴的弯矩,N·mm;W——轴的抗弯截面系数,mm圆轴的抗弯截面系数计算公式为:W=π试验轴所受的扭转切应力是静应力,弯曲应力是对称循环变应力,所以取α=0.3,由公式中求得截面的抗弯及屋面系数:W=0.1d3=21600m将所算到的结果全部代入公式(4-10),得到弯曲扭转合成强度计算应力。计算过程如下:σ=(0.72×10σ−14.3轴承的计算及选型由前文设计计算可知,轴承安装处的轴径为d=20mm,其转速n=650r/min,因此可选用圆锥滚子轴承,查《机械设计手册》选择其型号为30208,该轴承的基本参数为d=20mm,D=40mm,B=8mm,基本额定动载荷Cr以上述的轴承几何数据,可分别计算得:圆周力:F径向力:F轴向力:F则该圆锥滚子轴承主要受Fr和Fα的作用,当量动载荷P=X上述公式中X,Y分别表示径向系数和轴向系数。由于:Fα因此当量动载荷计算得:P该轴承的径向基本额定载荷C计算得:Cr上述公式中:fp—表示载荷系数,可取fPrft—表示温度系数,可取值fLℎ—表示基本额定寿命,预估寿命Ln—表示轴承的转速,取值650r/min;ε—表示寿命指数,可取值轴承ε=10/3。将上述数值代入公式中计算得:Cr=(1×1239.44/1)(60×650×8000/1故所选轴承符合要求。轴承的使用寿命计算得:Lℎ'4.4键连接设计本设计中选用平键连接作为传动主轴与轴承的连接方式。分别选择传动主轴第1段和第3段的平键尺寸分别为b×h×L=6mm×6mm×10mm、b×h×L=10mm×8mm×10mm。平键材料选择为45#钢,该材质许用挤压应力为σ=100−120Mpa,取其平均值为σ=110Mpa。本次设计的关键部分,传动主轴的连接点承受了极高的扭矩负载。为符合规格标准,我们对传动主轴的键连接进行了深入的强度分析。为了实现均匀载荷分布,我们运用了精密的挤压强度理论对平键连接进行了详尽的计算与分析:σ上述公式中:T表示转矩(N·mm);d表示轴径(mm);ℎ表示平键的高度(mm);l表示平键的工作长度(mm);σp将上述数值代入上述计算公式中,计算平键的挤压强度值为:σp=4T/dℎl=4×7.5×1由上述计算结果可知平键的挤压强度小于材质的许用挤压强度值,选择的平键能够满足设计要求。5修剪机的三维设计与仿真分析5.1修剪机主要零件的三维设计SOLIDWORKS是一款主流的三维设计软件,由法国的达索公司开发,目前与Pro/E、Catia等三维设计软件齐名,REF_Ref5233\r\h[15]均大范围的应用于机械工业生产设计中。SOLIDWORKS和UG三维设计软件的操作方法类似,均包括三大功能模块:零件建模、装配体建模和工程图建模,这三个部分是建模工作的核心。前2章分别对本论文修剪机的部件进行了设计和计算,涉及的主要部件包括驱动底座机构、越障轮式行走小车、修剪机构和传动机构。使用SOLIDWORKS软件对这些部件进行了三维建模。(1)驱动底座机构:能带动整个机械臂进行360°左右旋转,使修剪机的作业范围更加广泛及更加灵活,能够在复杂及狭小的环境中实现作业。驱动底座机构三维模型如下图5-1所示:图5-1驱动底座机构三维模型(2)越障轮式行走小车机构:是整个修剪机的行进机构,小车机构装载有越障式轮胎跟转向机构,能保障修剪机在复杂的山地地区正常行驶作业。越障轮式行走小车机构三维模型如图5-1所示:图5-2越障轮式行走小车机构三维模型(3)修剪机构:修剪机构是修剪机的最重要工作部位,通过蜗杆传动带动刀片的运动对树枝及杂草进行修剪,修剪机构三维模型如图5-3所示:图5-3修剪机构三维模型(4)修剪机主体机构:修剪机主体机构是整个机器最复杂的机构,能够控制修剪刀的旋转和伸缩运动,同时还能控制修剪刀的角度。修剪机主体三维模型如图5-4所示:图5-4修剪机主体三维模型5.2修剪机总装配体的三维设计在第3第4章中在计算和建模重要部件时,我们使用了SOLIDWORKS软件来创建Assembly装配体文档。在此过程中,我们将所有设计的部件整合到装配体界面,并在此界面中加入了适当的标准和机械配合限制参数,从而产生了如图5-5所示的完整装配图示。图5-5多功能修剪机的总装配体5.3修剪机的静力学仿真分析(1)有限元仿真分析介绍有限元法作为一种以有限元法为主要手段的数值模拟方法,它的主要理论依据是有限元法。现在有限元分析法(FEA)已应用得十分广泛。(2)AnsysWorkbench有限元分析模块AnsysWorkbench仿真分析模块自身携带有很多中分析类型,如静力学仿真分析、疲劳分析、热分析、模态分析等类型的分析。采用AnsysWorkbench模拟软件进行静态模拟和模式计算两种形式进行研究。本文介绍了ANSYS软件中的一些关键技术:(1)系统及部件级分析(2)多领域的全面分析(3)面向设计者的多场耦合(4)特殊行业及领域的需求分析(5)高级分析需求利用Workbench软件对零件进行静态分析,通常要经过三个主要步骤:预处理,求解,后处理。详细的步骤包括以下7个主要的步骤,分析流程图如图5-6所示。(1)模型建立及处理(2)新建分析算例(3)添加材料属性(4)定义约束和载荷(5)网格划分(6)求解(7)结构后处理(8)义约束和载荷图5-6有限元分析流程图由图5-6可知,修剪机的修剪机构要想实现高效、多角度的修剪作业,驱动修剪机构运转的传递连杆机构的工作可靠性极其重要,因此本章选择修剪机构的传动杆机构作为静力学分析对象。前处理由于ANSYS工作台本身自带的3D造型能力相对较弱,而传递连杆机构的形状又比较复杂,因此,首先在Pro/E中建立传递连杆机构的三维模型,并将其保存为IGES格式。之后,将IGES格式的传递连杆机构三维模型导入ANSYSWorkbench中REF_Ref5507\r\h[16],对传递连杆机构进行有限元分析。首先在AnsysWorkbench软件中的StaticStructural模块中创建静力学分析算例,然后点击设置材料,接着对输入轴进行前处理分析,利用自带的DM模块将SolidWorks软件创建的修剪机构的传动连杆以x_t格式导入到AnsysWorkbench中,并采用默认的正四面体网格划分输入轴,得到的前处理结果如图5-7所示,共划分得到129845个网格单元。图5-7传递连杆机构的前处理结果有限元分析计算在进行了网格划分后,对传动杆进行了分析和计算,在对传动杆进行了必要的约束和受力后,点击“运行”,打开了有限元分析的计算程序。传递连杆机构强度计算后处理结果图5-8传递连杆机构的应力云图图5-9传递连杆机构的位移云图图5-10传递连杆机构的应变云图分析上述传递连杆机构有限元静力学分析结果,在工作过程中,它所承受的最大压力是120.7MPa,最大位移变形是0.26毫米,而该机构使用的是45#钢,具有235MPa的屈服强刚度,所以在强度上,它不会发生屈服失效,而位移也是可以忽视的。从而得出了裁剪机驱动杆在静力和机械性能上的结论。6总结与展望6.1总结通过本轮的毕业设计,可以使我在学习了专业知识的基础上锻炼和巩固自己
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