【《某核桃振动采摘机的结构设计计算案例》7100字】

PAGEIII某核桃振动采摘机的结构设计计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u12613某核桃振动采摘机的结构设计计算案例 1234551.核桃振动采摘机的设计要求与参数 1307521.1振动式核桃采摘机的设计要求 1207681.2核桃振动采摘机的采摘原理及整体轮廓 1304692.核桃振动采摘机的设计 3320922.1采摘机的车架结构设计 387542.2振动式核桃采摘机激振方式的选择 4277292.3激振装置结构计算 58972.4齿轮的设计 11161222.5轴的设计 1593142.6夹紧装置夹紧力的计算 1871412.7核桃振动采摘机的总装 191.核桃振动采摘机的设计要求与参数1.1振动式核桃采摘机的设计要求根据山东，河南种植核桃的规律，得出行间距设定在3m至4m，每列间距为5m，通常核桃树高度为5m，种植核桃树主干高度控制在0.6m至1.2m[13]；可应用于一些较为复杂的采摘环境下，如丘陵等，下列为设计本装置的各项要求：采摘区域：面向华东、华中区，可在种植核桃行间距超过3m的果园开展采摘操作；（2）夹持区间：可采摘躯干直径为8cm至10cm，且高度在0.6mm至1.2mm的核桃树；（3）驱动区间：由汽油机向设备提供所需动力；（4）振动区间：由对称偏心轮生成振动，振动一棵树所需时间在30QUOTEs至60ss至1.2核桃振动采摘机的采摘原理及整体轮廓1.1.1采摘原理树干振动式核桃采摘机是通过运用两个偏心块在两个轴上，通过轴的高速旋转带动偏心块的旋转，从而使激振装置产生激振力，图中两个轴通过齿轮啮合，保证了两个偏心块的线速度相等，从而使得两个激振力的大小相等，在x方向上的力相互抵消，在y方向上的力相互叠加，因此，该激振力将产生一个直线，大小变化的激振力[14]。激振装置可以通过小车上的升降装置，可以使得夹持树干的高度可以变化，从而可以采摘不同高度的核桃树。偏心块结构如图11所示。图11激振力结构图1.1.2整体轮廓由于本文主要针对河南，山东等地的核桃园，种植区域以丘陵地区为主[15]，种植的每行核桃树间距在3m至4m，每列间距为5m，通常核桃树高度为5m，同时设计的振动式核桃采摘机要行走于各种复杂地形。由此可以设计出核桃振动采摘机的整体轮廓。如下图12显示。图12整体轮廓2.核桃振动采摘机的设计2.1采摘机的车架结构设计2.1.1车载机构建模为了减轻农民的劳动强度，给激振装置设计一个行走装置就尤为必要，由于振动机构的设计尺寸的长宽高为50×40×30的一种普通箱体结构，要使激振装置能平稳的放置上去，所以要尽可能使车载机构的平台要大一些，所以设计尺寸为824×724×35的模型结构，如图13所示，小车的支撑结构需要有较强的稳定性，所以把支撑结构设计为三角形形状，如图14所示。图13承载平台图14三角结构这个车载平台都是由刚结构设计而成，具有结构强，承载力，稳定性强等优点。2.1.2升降结构的设计为了使采摘机可以采摘不同高度的核桃树，为此需要设计一个升降装置来满足采摘要求，升降装置也同样要能放置激振装置，所以可以把支撑平台的长宽高设置为596×378×32，同样升降杆结构需要满足升降范围在30cm左右，所以可以把升降杆的尺寸设定为558×20×30，如图15所示。a侧视图b主视图图15升降平台2.1.3夹持机构的设计本课题中主要针对的核桃树采摘直径为8到10cm。为此，在设计夹持机构时就需要根据合适的尺寸改变，若尺寸过大，会使机器略显笨重，若尺寸设计过小，则会使夹持机构不能更好的夹紧树干。经过比较，爪子的长度在150毫米时可以满足采摘要求，如图16所示。图16爪子2.2振动式核桃采摘机激振方式的选择激振装置可生成大量振动，也是组成核桃振动采摘机设备的关键部件，通常有多种不同激振方式，主要包括电动振动、电磁激振、电液振动及惯性振动等，其中电液、电磁及电动均要配备独立的发电设备或者电源，同时核桃采摘机要工作在户外环境下，因而无法提供运行所需的电源设备，实际应用时带来不便；气动振动式可采摘直径较小类型的水果，如采摘枸杞、蓝莓等，由于自动式生成的激振力较小，无法实现核桃的迅速脱落；惯性振动式利用偏心装置经过旋转形成振动，该振动经过调整转速方式实现振动频率的调节，应用更简单，本课题使用的惯性激振式即运用偏心轮产生激振。偏心轮激振依据原理的不同有双轴偏心式与单轴偏心式，其中单轴偏心式激振力固定，其运动轨迹为一个圆周；使用两台特征完全一致的汽油机对双轴偏心式两轴驱动，则得到的偏心轴转动速度一致而方向完全相反，在Y方向上可抵消双轴转动力，X方向上要叠加两个力，得到的结果是两倍的单轴旋转；还能转动一台汽油机实现单轴偏心式功能[16]，由于本论文的研究对象是核桃振动采摘机，因此本文采摘机使用的激振模式为双轴偏心式。2.3激振装置结构计算2.3.1偏心轮结构的计算偏心轮非半圆式与半圆式两种类型偏心轮，下图17、18显示，所占空间条件一致，半圆式偏心轮的偏心距较大，则偏心距越大生成的偏心力越高，本文使用的激振偏心轮为半圆式。图17半圆式偏心轮图18非半圆式偏心轮（1）偏心轮的质量距计算作为激振装置的主要组成部分，偏心轮是激振结构中必不可少的部分。偏心轮的尺寸和结构在确定激励结构的框架和确定轴承方面发挥关键作用，轮结构与尺寸在计算时一项主要参数为偏心轮质量距离。下列为振幅度计算公式：（1）上式：QUOTEωω—偏心轮心轮转动角速（rad/s）；—偏心轮偏心质量（kg）；—偏心轮偏心距（mm）；—两偏心轮相位差角（rad）；—振动系统总体质量（kg）；K—弹性系数；参考相关研究数据[16]，对质量距离求解时得到的激振力与系统阻尼力相比较大，可将其忽视不计算。与此同时，两个偏心轮上转动速度相同而方向相反，彼此间存在一个0度的相位差角，可简化振幅公式如下： （2）开始求解前要先确定系统全振幅A、等效质量M，系统上的全振幅即为树干振动幅度。国外专家指出，决定采摘果树效率的主要参数为树体最大振动幅度，相关研究数据显示[17]，树体全振幅为10mm的情况下可提高采摘效率至90%到95%，在此以10mm为全振幅，系统总体质量由夹持装置、激振结及核桃树体质量构成。在实际应用时无法准确测量核桃树质量，对于该问题Lang等学者研究直径长度为130mm的核桃树，与地面相距超过800mm的质量有120kg。对比核桃树与其他树种，与之相似度较高的为樱桃树，在此设定核桃树等效质量为120kg，30kg的激振装置质量，在公式（2）中代入以上各参数后即可获得1.06kg·m的偏心质量距。0.53kg·m是一个单独的偏心轮质量距，为计算偏心轮大小提供理论依据。(2)偏心轮的结构设计在设计时采取分离轴与偏心轮方式采摘果树，所需的激振力不同的情况下要将尺寸大小更换为多种偏心轮，即可实现变换操作，因而设计的偏心轮尺寸间存在互换性。基于设计参数明确转动速度与激振力[17]，求出偏心轮半径质量及其他参数信息，以下列公式求出激振力： （3）下列是偏心轮角速度公式： （4）上式n为偏心轮转速（r/min）以下为偏心轮质量关系： （5）上式：h—偏心轮厚度（mm）；QUOTEρρ—制造偏心轮材料自身密度（kg/m3）；QUOTERR—偏心轮圆弧半径（mm）；半圆的质心公式为： （6）MM将公式（4）、（5）、（6）代入公式（3）中，整理上式得到激振力公式为： （7）经过化简的到偏心轮的半径公式如下： （8）对式（8）中的参数进行确定，从而进行偏心轮尺寸的确定。选择Q235为制造偏心轮的蛀牙材料，该材料密度为每立方米7800kg，在此要先明确偏心轮的厚度值为40mm，基于汽油机额定转速得到偏心轮每分钟转动速度为1800转，按照在第二章的采摘条件，夹持高度在350～450mm上的激振力处于3至4KN情况下，可自动脱落成熟度为九成的核桃。在公式（8）上代入已知数据即可获得偏心轮圆弧半径处于69.67至81.48mm区间内对应的激振力，在此要先确定偏心轮半径最长为82mm，实际激振力要利用汽油机转动速度控制调节。旋转期间偏心轮进行周期运动生成周期性载荷，因而明确偏心轮支撑轴是否符合强度要求最关键，在此要先求出偏心轮最小支撑轴，下列为采摘机偏心轮支撑轴最小轴径公式： （9）根据计算得出轴的最小直径为18mm。2.3.2偏心块的优化激振装置是采摘机器中最为重要的部分，而偏心块又是激振装置中最为重要的机械原件，机器的振动主要是由于偏心块的高速旋转所产生的，为此就需要对偏心块进行软件的有限元分析，确保偏心结构在高速运动中能够承受应力应变，确保机器的安全性和稳定性。2.3.2.1偏心块三维模型建立根据上一节得到的数据结果，通过运用P-roe软件进行三维模型的绘制，偏心块的半径为81.48mm，厚度为40mm，如图19所示。将偏心块的模型导入到ANSYSWorkbench软件中，然后进行静力学分析，在上一节中已经确定偏心块的材料为Q235，对其进行材料特性的设定，最后把三维模型划分为尺寸大小为5mm的网格，如图20所示。图19偏心块三维模型图20网格划分2.3.2.2偏心块边界条件的确定偏心块的主要工作模式是绕着齿轮支撑轴高速旋转，在振动过程中偏心块仅仅存在一个旋转约束。所以应在静力分析中添加一个旋转约束。又因为在ANSYSWorkbench软件中无法加载离心力，所以需要用旋转载荷来代替离心力，根据上一节中转数确定为，因此旋转载荷确定为1800rpm，如图21所示。图21三维模型边界条件的确定2.3.2.3偏心块的静强度分析为了能够更好的了解偏心块在工作中的应力变化，应变，以及各种变形情况，所以在Solution中需要选择整体变形图，平均塑性变形图，等效应力图，如图22所示。a整体变形图b塑性变形图c等效应力图图22偏心块变化图从图22的a中可以看出，整体变形应力最大发生在偏心块的边缘处，最大变形量大约为5.5354×10-4mm，从图22的b中可以看出塑性变形最大的区域为偏心块与齿轮支撑轴接触的部分，最大变形数值为1.6×10-5mm，从图22的c中可以看出，应力最大发生位置为偏心轮偏心处与齿轮轴连接的位置。最大应力数值为3.09MPa，通过查机械设计得出Q235的屈服强度为185MPa，根据比较3.09MPa远远小于185MPa，所以该偏心块的设计结构满足振动以及安全要求。2.3.2.4偏心块的结构优化在进行机械产品的设计过程中，不仅要满足安全，稳定性等一系列要求，还要尽可能的降低制造成本，为此将偏心块的厚度降低为30mm，但又因为偏心块的厚度会影响激振力的变化，根据激振力公式可得，为保证激振力不变，增加偏心块的半径可以应对偏心块质量减少带来的变化，将原来的半径81.48mm增加到90mm，根据数据进行三维建模，再次导入ANSYSWorkbench软件中进行分析得到优化后的变化图形，如图23所示。a整体变形图b塑性变形图c等效应力图图23优化完成偏心块变化图根据优化后的变化图可以知道，偏心块的应力，应变都有了一定的增加，但是这并不会影响偏心块的正常工作，由于偏心块厚度减小的同时，半径也随之增加，激振力并没有减弱，根据Pro-e软件将其材料确定为Q235后，利用材料的密度属性可以得到偏心块的质量变化以及体积变化,体积由原来的423.7cm3变为382.6cm3，质量由原来的3.3Kg变为了3.0Kg。体积和质量相比之前都有所减少，在保证正常工作的条件下，节省了材料，节约了成本。2.3.3激振装置轴承的选择核桃振动采摘的过程中，轴承的运用是必不可少的一部分。轴承主要是支持轴的高速旋转，因为它可以减少轴旋转过程中所产生的摩擦力，由于该小型核桃振动采摘机的转数要达到1800转的高速旋转速率，并且还要承受激振装置在工作中所产生的X,Y方向的往复的高频振动，所以，在选择轴承的过程中，不仅要对轴承的类型加以选择，还要对轴承的强度加以校核，只有经过严密的计算，才可以确保激振装置运动过程中的安全性和可靠性，以及整体运动过程当中的稳定性。在本研究课题中，当齿轮轴带动偏心块转动时，激振装置会产生往复的激振变化力，这是一个比较简单的径向力载荷，与此同时，在轴承的轴向方向也会产生较小的周期性变化载荷[18]。正是由于激振装置中的轴承必须要同时承受轴向，径向力，所以，在此处要选用深沟球轴承，通过对轴承类型的确认，接下来就是要根据当量载荷以及齿轮轴的轴径确定与之相对应的齿轮型号。轴承的当量载荷的计算公式为： （10）式中：-当量动载荷；-轴向载荷；-径向载荷；-径向和轴向的动载荷系数；-工况载荷系数；该核桃振动采摘机的激振装置所产生的最大激振力为4000N,深沟型轴承装配在齿轮轴的两个两侧，齿轮轴在高速旋转过程，轴承所承受的轴向力较小，可以忽略不计，因此在此可以仅仅计算径向载荷就可以满足所设计要求。因此一个轴承径向载荷为： 而，查看机械设计手册得，X=1,Y=0，中等冲击下,将以上所得到的数据代入下面的公式可得： 动载荷公式为： （11）在上式中，n为齿轮轴的转速，为每分钟1800转：Ln为轴承的使用寿命，假设该振动采摘机的使用时间为十年，平均机器采摘时间为每年采摘一个月，每天按照8h计算，Ln为2400小时，对于深沟型球轴承来说，ε=3，代入上面计算公式的得C为26.78KN。通过以上各个参数的确定，由于该轴承不需要承受太大的轴向力，所以可以选择该深沟型轴承的型号为6404N。2.4齿轮的设计2.2.1齿轮传动的特性在机械传动中最常见的就是齿轮传动，它是利用齿轮之间的相互啮合传递能量第一种机械零件，由于齿轮传动有非常高的传动效率，传动的精度也比较高，所以在现代工业中大量使用。由于本课题所设计的振动采摘机的两个激振轴之间的传动比为1:1，所以需要两个大小一样的齿轮，以满足激振过程中，机器的平稳运行。2.2.2设计原则在一定的工作环境下，齿轮会发生一系列的失效形式，主要有轮齿折断，齿面磨损，齿面点蚀，齿面开胶，以及塑性变形。因此，为了有效应对上述的失效形式，都应该有一个相应的设计准则来预防出现以上问题。但对于上述的齿面磨损，塑性变形还没有建立起为现实使用过程中的设计准则，所以，现在设计齿轮时，通常只保证齿根弯曲疲劳强度以及保证齿面接触疲劳强度设计即可。2.2.3设计内容由于该采摘机所选取的汽油的功率为2.2KW,n=1800r/min，传动比为1:1，满足工作时间为2400h。所以开始以下的参数设计。（1）加工材料的选取：由齿轮的疲劳强度极限应力，查看机械设计手册可以选择齿轮的制造材料为35SiMn调质处理HB=280至300。（2）精度的选取：核桃振动采摘机是一般的工作机器，按照机械设计手册选取精度为7级精度。（3）齿数的选取：在齿轮的接触疲劳强度满足要求的前提下，增加一定数量的齿数，可以有效的增加系统运行中的平稳性。齿轮齿数为z=47。（4）齿面接触强度的设计强度设计公式为： （12）试选齿轮传递的扭矩T1查看机械设计表10-8选择齿宽系数为：材料的弹性影响系数：应力循环次数： 接触疲劳寿命系数假设齿轮的失效的可能性为1%，安全系数s为1，可以得到：计算齿轮的分度圆直径：（13）圆周速率v 齿宽b 模数mt 齿宽和齿高比b/h： 即： 载荷系数k：由和7级精度，查机械设计得动载系数由： （14） 查看机械设计表10-2得已知：得： 齿轮箱对支撑部件对称时： 根据查看机械设计得故载荷系数： 根据实际载荷计算分度圆d1： 模数m （5）齿根弯曲强度设计已知公式为： (15)试选通过查看机械设计书表10-5可得： 齿根弯曲疲劳强度为： 齿轮疲劳设计寿命： 疲劳安全系数S=1.4： 由于该激振装置所采用齿轮大小相等所以： （6）几何尺寸的计算分度圆直径：中心距： 通过以上公式的计算分析结果，可以运用CAD软件绘制出齿轮的二维图纸，如图24所示。图24齿轮结构2.5轴的设计2.5.1轴的结构设计（1）轴上个部分零件装配方案：该轴的最左端是的滚动轴承，然后是激振偏心块，之后是直齿轮，而后是滚动轴承，最后是带轮装置。（2）根据核桃振动机的采摘要求确定轴的直径和长度。=1\*GB3①本设计使用的轴承为滚动轴承，轴承在设备中要承受轴向作用力与径向力，故而选用单列深沟型轴承。根据工作要求，最后选取单列深沟型轴承6404N。=2\*GB3②最左端是宽度为100mm滚动轴承，轴的直径为60mm，然后是偏心块，轴的直径为70mm，而后是圆柱齿轮，厚度为30mm，轴的直径为60mm，而后是圆柱滚动轴承，宽度为100mm，轴的直径为60mm，最右边为带轮连接装置，长度为60mm，轴的直径为50mm。=3\*GB3③选取齿轮离偏心块的距离为10mm，圆柱直齿轮与箱体间相距的长度为60mm，由于在生产制造振动机外壳期间会有一定的误差，因此在确定深沟滚动轴承位置时要与箱体外壳内壁设置部分误差间距。=4\*GB3④轴上零件的定位；齿轮，带轮，均采用平键连接，齿轮平键为18×11×70，带轮平键为8×7×70。2.5.2实心轴的计算激振部件上的一个主要装置为偏心轮支撑轴，其强度对采摘机高速转动安全性与可靠性产生直接影响，因而在应用时要校核强度参数，对偏心轮支撑轴高速运转时的可靠性与安全性校验。该激振装置的传动轴是由汽车无缝钢管制成空心轴，如图26所示，它的外径60mm，壁厚为10mm，材料为45钢，最大工作扭矩T=1.5kN∙m。材料的许用切应力𝜏=60MPa。假设该激振轴为实心轴如图25所示，实心轴的最大切应力为40.66Mpa。图25实心轴在圆截面边缘上，ρ取最大值R，则最大切应力为： （16）式中，QUOTEWPWP=QUOTEIPRIPR,为抗扭截面系数。对于实心圆轴 （17） （18）式中,R为圆轴截面半径，d为直径。 解出： 实心轴的截面面积为： 2.5.3空心轴计算对于空心圆轴： (19) (20)式中，D和d分别为空心圆截面的外径和内径。 (21)对于等截面轴，其最大切应力QUOTEτmaxτmax不得超过材料的许用切应力QUOTEττ，则强度条件为： (22)根据