《畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-壟作玉米機(jī)械除草裝置的設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-壟作玉米機(jī)械除草裝置的設(shè)計(jì)（40頁珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、a 壟作玉米機(jī)械除草裝置的設(shè)計(jì) 摘 要 玉米作為我國(guó)主要的糧食作物，可供食用，又可被用于作為動(dòng)物飼養(yǎng)，在工業(yè)生產(chǎn)等方面也有廣泛應(yīng)用，因此保障玉米產(chǎn)量對(duì)于發(fā)展畜牧業(yè)和工業(yè)都具有非常重要的意義。田間草害是導(dǎo)致玉米產(chǎn)量下降主要因素之一，相關(guān)研究表明，嚴(yán)重的草害可使玉米產(chǎn)量下降50%以上。機(jī)械除草作為田間草害的重要解決手段，雖有較長(zhǎng)的發(fā)展歷史，但仍然存在破土率低，傷苗率高的問題。 本文在分析現(xiàn)有機(jī)械除草技術(shù)的基礎(chǔ)上，針對(duì)我國(guó)現(xiàn)有的機(jī)械除草裝置研究存在的不足，設(shè)計(jì)了壟作玉米機(jī)械除草裝置，針對(duì)現(xiàn)有中耕機(jī)作業(yè)時(shí)苗間除草效率低、傷苗率高等問題，設(shè)計(jì)了壟作玉米機(jī)械除草裝置，在設(shè)計(jì)中，確

2、定了除草刀刀刃曲線及其基本尺寸，并用反轉(zhuǎn)法設(shè)計(jì)了凸輪，通過凸輪搖桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)將電機(jī)的連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為除草刀的往復(fù)擺動(dòng)，降低了傷苗率。詳細(xì)描述了苗間除草裝置的主要結(jié)構(gòu)和工作原理，建立和分析了除草刀避苗運(yùn)動(dòng)軌跡數(shù)學(xué)模型，優(yōu)化除草裝置避苗運(yùn)動(dòng)軌跡，用反轉(zhuǎn)法設(shè)計(jì)了凸輪，并在此基礎(chǔ)上對(duì)壟作玉米機(jī)械除草裝置的關(guān)鍵部件，如除草刀，凸輪搖桿機(jī)構(gòu)和彈簧等進(jìn)行了設(shè)計(jì)。對(duì)比于傳統(tǒng)除草機(jī)械，本文擬設(shè)計(jì)的除草機(jī)將電機(jī)的旋轉(zhuǎn)通過凸輪轉(zhuǎn)變?yōu)槌莸兜耐鶑?fù)運(yùn)動(dòng)，降低了傷苗率。 關(guān)鍵詞：凸輪搖桿；除草；傷苗率；反轉(zhuǎn)法 Design on Mechanical Weeding Device of Ri

3、pple Maize Abstract Maize is one of the main food crops in China. It is not only edible for people, but also used in animal feed and industrial production. Therefore, ensuring corn production is of great significance for the development of animal husbandry and industry. Field grass damage is one o

4、f the main factors leading to the decline of corn yield. Relevant research shows that severe grass damage can reduce corn yield by more than 50%. At present, the main methods of weeding in China include manual weeding, chemical weeding, and mechanical weeding. Manual weeding is labor intensive and

5、inefficient, and only a few areas use manual weeding methods. The chemical weeding machine has high efficiency and saves manpower. It is the current mainstream weeding method, but the chemical weeding method effectively controls the weeds and also has many adverse effects. For example, repeated use

6、of herbicides makes the field weeds resistant and seriously pollutes the farmland environment. Pesticide residues threaten people's diet and health. In recent years, with the increasing awareness of environmental protection, mechanical weeding has gradually attracted people's attention. Mechanical w

7、eeding has the advantages of high herbicidal efficiency and low environmental pollution. Therefore, research on mechanical weeding is of great significance. In order to solve the problems of low weeding efficiency and high rate of seedling damage during the operation of the existing cultivator, a C

8、AM rocker swinging weeding device between seedlings was designed. Through the design of CAM rocker mechanism, the continuous rotation of the motor was converted into the reciprocating swing of the weeding cutter, so as to achieve the purpose of weeding without harming the seedlings. The main structu

9、re and working principle of the inter-seedling weeding device were described, the mathematical model of the movement track of the weeding cutter to avoid seedlings was established and analyzed, and the movement track of the weeding device to avoid seedlings was optimized. On this basis, the key comp

10、onents of the cam-rocker swinging inter-seedling weeding device, such as weeding cutter, cam-rocker mechanism and spring, were designed. Key words: rocker CAM ;weeding ;injure rate；reversal process 目 錄 1 緒論 1 1.1 課題背景與意義 1 1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 2 1.2.1 爪式株間玉米機(jī)械除草裝置 2 1.2.2 刷式株間機(jī)械除草裝置 3 1.

11、2.3 智能株間機(jī)械除草裝置 3 2 技術(shù)任務(wù)書（JR） 5 2.1 設(shè)計(jì)依據(jù) 5 2.3 主要技術(shù)參數(shù) 5 2.4 主要研究?jī)?nèi)容 6 3 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書（SS） 7 3.1 整機(jī)結(jié)構(gòu)及工作原理 7 3.1.1 整機(jī)結(jié)構(gòu) 7 3.1.2 工作原理 7 3.2 除草刀設(shè)計(jì) 7 3.2.1 除草刀基本尺寸設(shè)計(jì) 7 3.2.2 除草刀切刃曲線設(shè)計(jì) 8 3.3 凸輪搖桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 8 3.3.1 凸輪基本尺寸的設(shè)計(jì) 9 3.3.2 凸輪運(yùn)動(dòng)規(guī)律選擇 10 3.3.3 擺桿長(zhǎng)度設(shè)計(jì) 11 3.3.4 凸輪機(jī)構(gòu)輪廓曲線的設(shè)計(jì) 11 3.4 除草刀受力分析及彈簧參數(shù)確定 12

12、 3.4.1 除草刀的運(yùn)動(dòng)分析 12 3.4.2 除草刀受力分析及彈簧參數(shù) 13 3.4.3 齒輪軸及齒輪設(shè)計(jì) 14 3.5 減速器設(shè)計(jì) 16 3.5.1 擬定減速器傳動(dòng)方案 16 3.5.2 減速器電動(dòng)機(jī)選擇 17 3.5.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比 18 3.5.4 計(jì)算減速器傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 18 3.5.5 帶輪設(shè)計(jì) 19 3.5.6 減速器軸的設(shè)計(jì) 21 3.5.7 減速器齒輪設(shè)計(jì) 21 3.5.8 減速器軸校核 23 3.5.9 鍵的選擇 25 3.5.10 減速器附件選擇 25 4 使用說明書 27 4.1 操作說明 27

13、4.2 注意事項(xiàng) 27 5 標(biāo)準(zhǔn)化審查報(bào)告 28 結(jié) 論 29 參考文獻(xiàn) 30 致 謝 32 1 緒論 1.1 課題背景與意義 近年來，我國(guó)玉米的種植面積與產(chǎn)量大幅增加。2021年，玉米種植面積超過3700萬公頃，產(chǎn)量達(dá)到1.5億至2.7億噸，玉米的穩(wěn)產(chǎn)對(duì)保障國(guó)家糧食戰(zhàn)略安全起著至關(guān)重要的作用[1]。我國(guó)玉米的總產(chǎn)量雖然令他國(guó)羨慕，但單產(chǎn)卻不盡人意。加強(qiáng)農(nóng)業(yè)管理，控制雜草是提高玉米產(chǎn)量的有效途徑；其中，人工除草、化學(xué)除草和機(jī)械除草是應(yīng)用最廣泛的除草方法，而其他除草方法由于成本高、適應(yīng)性差，仍難以廣泛應(yīng)用[2-5]。田間雜草是農(nóng)業(yè)生態(tài)系統(tǒng)的一部分，雜草會(huì)與作物競(jìng)爭(zhēng)生

14、長(zhǎng)資源，導(dǎo)致作物營(yíng)養(yǎng)不良，無法生長(zhǎng)，也容易使病蟲害滋生，影響農(nóng)作物的栽培。因此，農(nóng)田雜草是制約作物高產(chǎn)的主要因素之一[6，7]。我國(guó)作為一個(gè)糧食消耗大國(guó)，每年因草害損失的糧食達(dá)數(shù)百億公斤[18]。因此，除草在農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中的地位極高。研究和開發(fā)除草技術(shù)和設(shè)備對(duì)保證糧食的生長(zhǎng)具有重要意義?，F(xiàn)在世界上主要的除草方法有人工除草、化學(xué)除草、機(jī)械除草、生物除草和熱電除草等[8-10]。在經(jīng)濟(jì)技術(shù)和社會(huì)的快速發(fā)展的今天，原本的除草方法除草效率低、人工成本高等弊端日益突出。田間最常用的除草方法是藥劑除草，這種除草方法可以同時(shí)清除行間和幼苗間的雜草。藥劑除草省力、省時(shí)、快捷、高效。然而，除草劑的長(zhǎng)期使用也給農(nóng)業(yè)帶

15、來環(huán)境污染和雜草抗性增強(qiáng)等問題，威脅著人們的飲食健康[11]。隨著全民環(huán)境保護(hù)意識(shí)的增強(qiáng)，機(jī)械除草的應(yīng)用開始廣泛應(yīng)用，機(jī)械除草是去除田間雜草最常用的方法 [12-15]。機(jī)械除草具有工作效率高、勞動(dòng)強(qiáng)度低、無環(huán)境污染等優(yōu)點(diǎn)，還不會(huì)破壞土壤養(yǎng)分。隨著現(xiàn)代農(nóng)業(yè)技術(shù)的發(fā)展，應(yīng)用傷苗率低，無環(huán)境污染的除草機(jī)已經(jīng)引起人們的關(guān)注[16，17]。然而，現(xiàn)在的機(jī)械除草存在許多問題，首先，現(xiàn)階段的除草機(jī)雖可以消除行間雜草，但由于雜草的幼苗與作物相似，故雜草幼苗難以清除；第二，在連續(xù)實(shí)施新政策后，土壤重量和粘度增加，現(xiàn)有的除草機(jī)在粘性土的條件下，存在除草、破碎土效果差、操作耗電等問題。因此，在重粘土條件下，設(shè)計(jì)和

16、開發(fā)一種既能控制行間苗間雜草，又能同減少運(yùn)行功率消耗的新型機(jī)械除草設(shè)備具有重要意義[18]。 1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 行間除草機(jī)械已經(jīng)有了長(zhǎng)時(shí)間的發(fā)展，并且，大量型號(hào)的除草機(jī)已經(jīng)得到推廣和使用。因?yàn)橛酌缰g的雜草形狀與幼苗相似，因此幼苗之間的除草技術(shù)更加困難。隨著現(xiàn)代農(nóng)業(yè)技術(shù)的發(fā)展，苗 (株) 間的除草機(jī)械逐漸發(fā)展起來[18]。 1.2.1 爪式株間玉米機(jī)械除草裝置 胡煉等[19,20]設(shè)計(jì)了一種帶有爪齒的進(jìn)行余擺線運(yùn)動(dòng)的株間機(jī)械除草裝置（見圖1-1），該裝置通過算法來控制爪齒進(jìn)行余擺線運(yùn)動(dòng)以達(dá)到避苗以及除草的目的。陳勇等設(shè)計(jì)了智能除草機(jī)器人人（見圖1-2）。該裝置使用除草刀切割雜草，

17、并在雜草斷裂處涂抹除草劑，以完全消除雜草[21-23]。吳建等[24]設(shè)計(jì)了一種自動(dòng)可視除草機(jī)器人。 圖1-1 爪式株間機(jī)械除草機(jī) 圖1-2 智能除草機(jī) Nerremark等人研究了多種類型的植間除草載具人。圖1-3是爪式除草機(jī)。該除草機(jī)通過匹配載具的前進(jìn)速度和爪齒轉(zhuǎn)速，同時(shí)實(shí)現(xiàn)了避苗和除草[25-30]。 圖1-3 爪式株間除草機(jī)構(gòu) 1.2.2 刷式株間機(jī)械除草裝置 奧胡斯大學(xué)的Melander等人設(shè)計(jì)了一種刷盤式作物間除草機(jī)（見圖1-4）。它的原理是刷盤與地面相對(duì)旋轉(zhuǎn)，去除雜草。經(jīng)驗(yàn)證，該除草機(jī)除草除草率高，刷盤轉(zhuǎn)速與載具的行進(jìn)速度對(duì)除草效果基本沒有影響 [31]。

18、 圖1-4 刷式株間除草機(jī)構(gòu) 1.2.3 智能株間機(jī)械除草裝置 圖1-5展示了Hortibot帶有視覺檢測(cè)系統(tǒng)和GPS導(dǎo)航系統(tǒng)的株間除草載具人，實(shí)驗(yàn)表明這種除草載具人具有更好的操作效果[18]。 圖1-5 智能型株間除草機(jī)器人 Blasco等人設(shè)計(jì)的一種用于蔬菜地的植物間除草平臺(tái)（見圖1-6），其中載具視覺系統(tǒng)可以在幼苗之間定為雜草信息，依靠機(jī)械手末端釋放的高壓來達(dá)到除草的目的[19]。 圖1-6 智能化株間除草機(jī) 此外，現(xiàn)有的苗間除草裝置根據(jù)其有無電源可分為主動(dòng)除草裝置和被動(dòng)除草裝置[20]，被動(dòng)除草裝置主要包括彈性齒、指狀和刷式除草裝置，其結(jié)構(gòu)如圖1-7所示，該

19、類除草裝置的作業(yè)原理是依靠被動(dòng)旋轉(zhuǎn)來除草[18]。 圖1-7 現(xiàn)有除草機(jī)構(gòu)類型 近年來，隨著新的農(nóng)業(yè)政策實(shí)施和全民環(huán)保意識(shí)的加強(qiáng)，機(jī)械除草已經(jīng)逐漸被重視。對(duì)于機(jī)械除草裝置，我國(guó)也進(jìn)行了相關(guān)研究，盡管取得了不少成果。但是，還存在一些問題： 1）我國(guó)的機(jī)械除草裝置的研究主要集中于行間除草，而對(duì)株間機(jī)械除草的研究，還是在模仿和改進(jìn)他國(guó)的成果。 2）中國(guó)在質(zhì)量大且粘性高的土壤條件下的農(nóng)機(jī)研究比起國(guó)外已然落后。僅僅是修改了傳遞類型。除碎土率低以外，高運(yùn)行功耗已成為除草機(jī)的主要制約因素。 35 2 技術(shù)任務(wù)書（JR） 2.1 設(shè)計(jì)依據(jù) 首先，傳統(tǒng)的除草機(jī)雖可以消除行間雜草，但由于

20、雜草的幼苗與作物相似，故雜草幼苗難以清除；第二，在連續(xù)實(shí)施新政策后，土壤重量和粘度增加，現(xiàn)有的除草機(jī)在粘性土的條件下，存在除草、破碎土效果差、操作耗電等問題。因此，在重粘土條件下，設(shè)計(jì)和開發(fā)一種既能控制行間苗間雜草，又能同減少運(yùn)行功率消耗的新型機(jī)械除草設(shè)備具有重要意義[18]。。本文在分析了現(xiàn)有的機(jī)械除草技術(shù)后，結(jié)合重且黏性高的土壤環(huán)境和壟作玉米的種植特點(diǎn)，設(shè)計(jì)了一種由回位彈簧、凸輪、擺桿、刀軸、除草刀、一級(jí)圓柱直齒輪減速器等部件組成的壟作玉米機(jī)械除草裝置。在原有裝置的基礎(chǔ)上，在除草機(jī)上方增加了減速器，增加了除草機(jī)主軸獲得的扭矩，與除草刀受到的力，以滿足除草作業(yè)的要求。 2.2 產(chǎn)品的用途及

21、適用范圍 本文設(shè)計(jì)的除草機(jī)適用于土壤環(huán)境具有粘性和重質(zhì)轉(zhuǎn)化的農(nóng)村土地，尤其適用于播種后幼苗剛剛發(fā)育的時(shí)期，因?yàn)榇藭r(shí)，幼苗的形狀與雜草形狀更為接近，除草機(jī)可以準(zhǔn)確地切割雜草，避免幼苗受傷。這樣，可以大大降低農(nóng)村除草作業(yè)的強(qiáng)度，為農(nóng)民節(jié)省時(shí)間。 2.3 主要技術(shù)參數(shù) 壟作玉米機(jī)械除草機(jī)構(gòu)的主要技術(shù)參數(shù)如表2-1所示。 表2-1 主要技術(shù)參數(shù) 參數(shù)項(xiàng)目 參數(shù) 電動(dòng)機(jī)功率（KW） 4.0 自重（kg） 29 凸輪擺桿長(zhǎng)度（m） 64.47 凸輪最大擺角（rad） π/4 彈簧剛度（N/mm） 72 除草刀厚度(mm) 7.83 除草刀刀寬(mm) 106

22、 2.4 主要研究?jī)?nèi)容 本文擬設(shè)計(jì)一種壟作型玉米機(jī)械除草裝置。具體內(nèi)容包括： （1） 凸輪搖桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，具體是對(duì)凸輪輪廓，凸輪擺桿，凸輪運(yùn)動(dòng)角的設(shè)計(jì)，先確定除草刀刀刃曲線并通過刀刃曲線設(shè)計(jì)凸輪的運(yùn)動(dòng)角，根據(jù)主動(dòng)件與從動(dòng)件的配合確定凸輪的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，通過極坐標(biāo)法確定凸輪擺桿長(zhǎng)度。 （2） 除草刀的設(shè)計(jì)，具體為除草刀基本尺寸設(shè)計(jì)，除草刀刀刃曲線和軌跡的設(shè)計(jì)，根據(jù)玉米壟臺(tái)的實(shí)際寬度和除草的覆蓋率確定除草刀的基本尺寸，根據(jù)玉米苗的直徑驅(qū)動(dòng)除草刀的切刃曲線。 （3） 減速器的設(shè)計(jì)，具體為帶輪，齒輪的設(shè)計(jì)，傳動(dòng)比的確定，電機(jī)的選擇。 3 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書（SS） 3.1 整機(jī)結(jié)構(gòu)及工作原理

23、 3.1.1 整機(jī)結(jié)構(gòu) 壟作玉米機(jī)械除草機(jī)構(gòu)的整機(jī)結(jié)構(gòu)如圖3-1[18]所示。 圖3-1 凸輪搖桿式擺動(dòng)型玉米苗間除草機(jī)構(gòu) 3.1.2 工作原理 工作時(shí)，秧苗之間的壟作型玉米機(jī)械除草裝置與智能除草機(jī)相連，使兩把除草刀分別為位于作物育苗帶兩側(cè)的幼苗之間，用除草刀進(jìn)行植株之間的除草操作時(shí)，隨著載具向前移動(dòng)，除草刀靠近幼苗，智能耕作機(jī)檢測(cè)系統(tǒng)檢測(cè)出幼苗并發(fā)送信號(hào)給單片機(jī)，單片機(jī)對(duì)信號(hào)進(jìn)行處理后，向電機(jī)驅(qū)動(dòng)器發(fā)出指令，電機(jī)開始轉(zhuǎn)動(dòng)。電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)帶動(dòng)除草機(jī)的主軸轉(zhuǎn)動(dòng)。主軸向一對(duì)嚙合齒輪提供動(dòng)力，齒輪下部是兩個(gè)凸輪，兩個(gè)凸輪分別推動(dòng)其固定有除草刀軸的擺桿，此時(shí)除草刀成開背式，隨載具移動(dòng)避開幼苗

24、，在除草刀避開幼苗后，除草刀在拉伸彈簧張力的作用下返回原位，完成避苗運(yùn)動(dòng)。這一過程可作為除草裝置的一個(gè)工作流程。 3.2 除草刀設(shè)計(jì) 3.2.1 除草刀基本尺寸設(shè)計(jì) 如圖3-2[18]所示，本文所描述機(jī)構(gòu)的除草刀的結(jié)構(gòu)尺寸主要有刀寬L1，車削中心到刀尖的距離L2，與回轉(zhuǎn)中心至刀背的距離L3組成。 圖3-2 除草刀結(jié)構(gòu)示意圖 1.玉米幼苗 2.除草刀3.玉米壟作臺(tái) 在影響除草效率的諸多因素中，除草刀的寬度占據(jù)著很重要的地位，刀寬過小會(huì)降低兩幼苗間的雜草的覆蓋率，使除草率降低；如果寬度太大，會(huì)增加能耗。經(jīng)查證，L/2一般≤l1≤l，l為玉米的壟臺(tái)寬度。我國(guó)的玉米壟臺(tái)寬度的平均值在1

25、79mm左右，所以統(tǒng)計(jì)后取L1=0.6L=106mm。合理選擇除草刀回轉(zhuǎn)中心的位置，就可以大幅減小擺動(dòng)過程中所受到的阻力力矩，而L/4

26、+Kθ) (3-1) 式中： r—任意點(diǎn)極徑，mm； r0—起點(diǎn)極徑,mm； K—靜態(tài)滑切角正切值與極徑的比例系數(shù)[18]； θ—曲線上隨機(jī)點(diǎn)的極角,rad[18]； 根據(jù)文獻(xiàn)[38]，最終確定r0為118mm，K取0.78，除草刀厚度為7.83mm。 3.3 凸輪搖桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 本文擬用反轉(zhuǎn)法設(shè)計(jì)凸輪，設(shè)計(jì)思路是根據(jù)作業(yè)需求，設(shè)計(jì)出符合實(shí)際需求的凸輪運(yùn)動(dòng)角，確定擺桿的最大位移；選擇凸輪運(yùn)動(dòng)規(guī)律，確定凸輪機(jī)構(gòu)基本參數(shù)，最后用反轉(zhuǎn)法做出凸輪基本輪廓。 3.3.1 凸輪基本尺寸的設(shè)計(jì) （1）凸輪機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)角以及最大行程的確定 凸輪機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)角分別為遠(yuǎn)休止角和近休止角

27、，其中遠(yuǎn)休止角是指：從動(dòng)件停留在距凸輪回轉(zhuǎn)中心最遠(yuǎn)的位置不動(dòng)，這時(shí)對(duì)應(yīng)的凸輪運(yùn)動(dòng)角是遠(yuǎn)休止角。同理，從動(dòng)件在距凸輪軸心最近處停止不動(dòng)時(shí)對(duì)應(yīng)的凸輪轉(zhuǎn)角稱為近休止角。兩位置擺桿的夾角為從動(dòng)件的最大擺角，結(jié)合實(shí)際情況可以看出，如果要在工作過程中完成避苗除草的任務(wù)，需要在避苗過程中，除草刀張開的最大距離L＞保護(hù)區(qū)直徑d，經(jīng)查閱后[18]，得d=62mm，故想要滿足要求，則需L=d，故通過作圖法可知，凸輪機(jī)構(gòu)從動(dòng)件的最大擺角為π/4。 根據(jù)除草的要求，除草刀的運(yùn)動(dòng)軌跡應(yīng)為“菱形”，如圖3-3所示，其軌跡可以分為以下三部分：BC段是當(dāng)設(shè)備接收避苗指令時(shí)，除草刀處于開背狀態(tài)。CD段是除草刀保持開背，裝置避

28、開玉米幼苗的過程；DE段是裝置避開玉米幼苗后除草刀回到原來位置的過程。由此可知，凸輪的運(yùn)動(dòng)也對(duì)應(yīng)三個(gè)部分：推程、遠(yuǎn)休止和回程。為了減少在運(yùn)行過程中凸輪受到的沖擊，故需增加近休止段以減小加速度突變；因此，凸輪的運(yùn)動(dòng)角度為推程運(yùn)動(dòng)角?，回程運(yùn)動(dòng)角?'，遠(yuǎn)休止角?s，近休止角組成?s'，如圖3-4所示。 圖3-3 避苗運(yùn)動(dòng)軌跡 圖3-4 凸輪工作段示意圖 圖3-3與圖3-4相互對(duì)應(yīng)，且有： d2

29、角速度，rad/s[18]； SCD—凸輪處于遠(yuǎn)休止段時(shí)，除草刀前進(jìn)的距離，m[18]； SBF、SEF—凸輪出去近休止段1/2時(shí)，除草刀前進(jìn)的距離，m[18]。 聯(lián)立式3-2，3-3可得，5π/24

30、了減小凸輪和擺桿之間的剛性沖擊和柔性沖擊，故選取正弦加速度運(yùn)動(dòng)的基本運(yùn)動(dòng)規(guī)律作為凸輪的基本運(yùn)動(dòng)規(guī)律，擺桿位移計(jì)算公式為： ψm=0 0≤Φ≤11π36 ψmΦ?-sin2πΦ?2π 11π36<Φ≤35π36 ψm 35π36<Φ≤59π36 ψm1-Φ?'+sin2πΦ?'2π 59π36<Φ≤2π (3-4) 式中： Φ—凸輪運(yùn)動(dòng)角，rad[18]； ψ—凸輪機(jī)構(gòu)擺角，rad[18]。 由此可得到凸輪的基本參數(shù)：基圓半徑Rb，

31、中心距LOA，如圖3-5所示。 圖3-5 凸輪機(jī)構(gòu)基本參數(shù) 經(jīng)查閱資料[34]可知，機(jī)架長(zhǎng)度計(jì)算公式為： LOA=1.33Mrmax1+dψdΦLATMr+JAd2ψd?2ω2cosψb+ψ2 (3-5) 式中： Mr—擺桿運(yùn)行載荷，N.M； JA—擺桿轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；kg/m2。 LAT—擺桿回轉(zhuǎn)中心與凸輪切點(diǎn)之間的距離；mm。 為保證凸輪運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)不出現(xiàn)失真現(xiàn)象，可以將先前的數(shù)據(jù)帶入式3-5可得，LOA=63.37mm。根據(jù)參考文獻(xiàn)[]，本文取凸輪基圓半徑Rb=36.73mm。 3.3.3 擺桿長(zhǎng)度設(shè)計(jì) 要測(cè)定擺桿長(zhǎng)度，則必須先得出基圓擺角： ψb=arcsinRb

32、LOA (3-6) 由文獻(xiàn)[34]可知，凸輪擺桿機(jī)構(gòu)需滿足最小桿長(zhǎng)條件 Lmin=maxLOAcos?(ψb+ψ)1+dψd?-minLOAcos?(ψb+ψ)1+dψd? (3-7) 式中： LOA—機(jī)架與凸輪回轉(zhuǎn)中心的距離，mm； ψb—基圓擺角，rad； ψ—凸輪擺角，rad。 且擺桿邊緣點(diǎn)到凸輪回轉(zhuǎn)中心的距離也有 Rmax=maxLOAcos?(ψb+ψ)1+dψd? (3-8) 將以得出的數(shù)據(jù)帶入公式3-7，3-8，即可得出，凸輪的最小桿長(zhǎng)應(yīng)該是64.47mm。 3.3.4 凸輪機(jī)構(gòu)輪廓曲線的設(shè)計(jì) 凸輪為對(duì)心擺動(dòng)凸輪，

33、且在3.3.1.2中已確定了從動(dòng)件的運(yùn)動(dòng)規(guī)律以及凸輪的遠(yuǎn)近休止角，故可有擺角-位移曲線圖，根據(jù)曲線圖（圖3-6），可利用反轉(zhuǎn)法描出凸輪輪廓曲線。 圖3-6 擺角-位移曲線圖 最終可得凸輪的基本輪廓如圖（3-7）所示。 3.4 除草刀受力分析及彈簧參數(shù)確定 3.4.1 除草刀的運(yùn)動(dòng)分析 在避開玉米幼苗的過程中，除草刀的運(yùn)動(dòng)主要是從開背位置開始。割草機(jī)的開刀，回刀運(yùn)動(dòng)隨載具向前移動(dòng)而進(jìn)行，并同時(shí)將除草刀繞自身的刀軸順時(shí)針旋轉(zhuǎn)。將除草刀跨過玉米幼苗的運(yùn)動(dòng)過程視為具有均勻速度的直線運(yùn)動(dòng)。選擇除草刀上離刀軸距離最遠(yuǎn)的點(diǎn)E作為參照物 ，以除草刀的回轉(zhuǎn)中心(即刀軸的位置)為原點(diǎn)，智能耕耘機(jī)

34、的前進(jìn)方向?yàn)閅軸的正方向。在運(yùn)動(dòng)過程中，除草刀有三個(gè)動(dòng)作，以避免玉米幼苗受到傷害，刀尖E點(diǎn)的軌跡方程可看作由三部分組成，分別為： 開背過程： y=v0t-ρsin?(θ0+ω1t)x=-ρcosθ0+ω1t (3-9 ) 跨過玉米幼苗過程： y=v0t+s0-ρsinθx=-ρsinθ0 (3-10) 回刀過程： y=s1+s0-ρsinθ1+v0t+ρ(sinθ1-ω1t)x=-ρcosθ1-ω1t

35、 (3-11) 式中： ρ—E點(diǎn)極徑，m； θ0—E點(diǎn)與原點(diǎn)的連線與 Y軸正方向的初位置夾角，rad； θ1—E點(diǎn)的極徑與Y軸正方向的最大角，rad； ω1—除草刀的旋轉(zhuǎn)角速度，rad/s； s0—從初始位置到完全張開過程中，除草刀轉(zhuǎn)動(dòng)中心的位移，mm； s1—除草刀跨過幼苗時(shí)，除草刀回轉(zhuǎn)中心的位移，mm； t—時(shí)間，s。 從3-9，3-10，3-11可得，可從3-9,3-10,3-11開始，在除草刀的避苗過程中，應(yīng)根據(jù)載具的速度，除草刀角速度和除草刀形狀來確認(rèn)刀尖E點(diǎn)的軌跡。當(dāng)除草刀切刃曲線確定時(shí)，載具的前進(jìn)速度和除草刀的轉(zhuǎn)速都會(huì)改變智能耕耘機(jī)的刀刃切割路線，這可以

36、降低雜草不被切割的可能性。由于3-9，3-10，3-11均為與位移相關(guān)的公式，則三個(gè)公式分別對(duì)時(shí)間求導(dǎo)即可得到除草刀E點(diǎn)的速度，其中： v1=v02+ρ2ω12-2ρω1v0cos?θ0+ω1tv2=v0v3=v02+ρ2ω12-2ρω1v0cos?θ0-ω1t (3-12) 式中： v1—除草刀開背時(shí)，刀尖E點(diǎn)速度，m/s； v2—除草刀跨苗時(shí)，刀尖E點(diǎn)速度，m/s； v3—除草刀回位時(shí)，刀尖E點(diǎn)速度，m/s。 由文獻(xiàn)[35]可知，除草刀本身的切割速度要想達(dá)到較低的傷苗率，其速度不應(yīng)超過3.9m/s[35]，其載體的移動(dòng)速度則應(yīng)處于0.75～1.0m/s，ρ取0.07m，此時(shí)與

37、Y軸正方向的夾角θ0為11π/180，且與Y軸的最大夾角θ1為13π/45，將ρ，θ0，θ1帶入式3-12，可得智能中耕機(jī)的刀軸的轉(zhuǎn)速為2.2～2.5r/s。 3.4.2 除草刀受力分析及彈簧參數(shù) 彈簧是除草刀回位時(shí)的主要工具，其參數(shù)對(duì)除草刀回位時(shí)的狀態(tài)有很大影響，故由如圖11受力分析： 由圖可知，彈簧會(huì)提供一個(gè)力矩Q來使除草刀回到初始位置，則彈簧力矩的表達(dá)式為： Q=k?ylb (3-13) 式中： k—彈簧剛度; ?y—彈簧形變量，mm； lb—擺桿長(zhǎng)度，mm。 Qf是除草刀工作時(shí)收到的阻力力矩，經(jīng)查閱得Qf=pd，其中p為其阻力，d為施加力的力臂長(zhǎng)度：由于在實(shí)際

38、工作情況中，影響除草刀阻力的因素很多，因此，根據(jù)[36,37]得，可在一般環(huán)境中忽略一些阻力的影響因素，則有： p=fG+abμ+εv02 (3-14) 式中： f——除草刀與土壤的摩擦因數(shù)； G——單個(gè)除草刀所受重力，F(xiàn)； a——深度，m； b——寬度，m； μ——靜態(tài)阻力系數(shù)； ε——?jiǎng)討B(tài)阻力系數(shù)。 若要及時(shí)將影響返回到原來的位置，則須彈簧提供的回位力矩大于回位時(shí)除草刀收到的阻力力矩，即： Q≥Qf (3-15) 式中： Q—彈簧提供的回位力矩，N.m; Qf—阻力力矩，N.m。 將3

39、-13，3-14，3-15聯(lián)立可得出的新式為： k≥fG+abμ+εv02d?yLb (3-16) 經(jīng)查閱可以發(fā)現(xiàn)，在除草機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中，彈簧形變量取?y∈0，46mm，f∈[0.33，0.61]，故本文取0.4，經(jīng)過驗(yàn)證，近年來我國(guó)粘重土壤的靜態(tài)阻力系數(shù)μ為38000N/m2，動(dòng)態(tài)阻力系數(shù)ε為3800N·s2/m4，深度a取0.013m，寬度b為0.11m，單個(gè)除草刀所受重力為380N，lb取0.063m，力臂長(zhǎng)度d取0.01m，v0取0.6 m/s將以上數(shù)據(jù)帶入3-16，可得出彈簧的剛度為72N/mm，經(jīng)查證，得出材料選用65Mn，彈簧直徑選擇25mm，彈簧匝數(shù)為15。 3.

40、4.3 齒輪軸及齒輪設(shè)計(jì) 表 3-1 齒輪具體參數(shù) 參數(shù) 參數(shù) 齒數(shù)（大） 83 齒數(shù)（?。? 17 分度圓直徑（大）(mm) 83 分度圓直徑（小）(mm) 17 模數(shù) 1 壓力角(°) 20 齒寬(mm) 15 齒頂高(mm) 1 齒根高(mm) 1.25 齒全高(mm) 2.25 基圓直徑（大）(mm) 78 基圓直徑（?。?mm) 16 齒頂圓直徑（大）(mm) 85 齒頂圓直徑（?。?mm) 19 齒根圓直徑（大）(mm) 80.5 齒頂圓直徑（?。?mm) 14.5

41、 齒距(mm) 3.14 齒厚(mm) 1.57 中心距（mm） 50 經(jīng)過之前的計(jì)算，除草刀轉(zhuǎn)速是已知的，經(jīng)查閱資料[18]后，電機(jī)選擇4對(duì)級(jí)電機(jī)（Y100L-8），電機(jī)轉(zhuǎn)速740r/min，需要轉(zhuǎn)速在130~160r/min之間，則傳動(dòng)比暫取i=5：1，轉(zhuǎn)速為148r/min，符合要求。 搖桿的旋轉(zhuǎn)軸間距為140mm，凸輪的旋轉(zhuǎn)軸與搖桿的轉(zhuǎn)軸距離為L(zhǎng)=63.37mm。兩大齒輪之間距離在20~140mm之間選擇，為防止齒輪發(fā)生根切，齒輪齒數(shù)z≧17?？紤]到凸輪基圓Rb=36.73mm，假設(shè)當(dāng)其與搖桿相切時(shí)為搖桿為豎直狀態(tài)，此時(shí)兩軸之間的距離為66mm，取模數(shù)為m=1，壓力

42、角α=20°，大齒輪齒數(shù)Z1=66，小齒輪齒數(shù)為Z2=13.2，顯然小于17，取小齒輪為Z1=17，大齒輪為Z2=85。中心距為a=51mm，該中心距非標(biāo)準(zhǔn)中心距，更改中心距為a=50mm，小齒輪齒數(shù)Z1=17，得Z2=83，得到減速比i=4.88，計(jì)算出轉(zhuǎn)速為n=151.6r/min，滿足要求。及得到齒輪的具體數(shù)據(jù)如表3-1所示。 對(duì)于該小齒輪的設(shè)計(jì)，考慮到小齒輪分度圓直徑d1=17mm，為極小值，故把小齒輪做成齒輪軸，依具兩固定板之間的距離確定的各位置直徑和長(zhǎng)度如下圖3-7所示： 圖3-7 各位置直徑和長(zhǎng)度 大齒輪設(shè)計(jì)，軸徑選擇Φ15方便加工和制作，鍵槽選擇A4X8對(duì)應(yīng)的鍵槽

43、深度和寬度即可。 對(duì)于小齒輪軸的設(shè)計(jì)，考慮到小齒輪分度圓直徑d0=17mm，為最小值，故把小齒輪做成齒輪軸。材料可選擇40Gr，表面選擇調(diào)質(zhì)處理，提高硬度，耐磨性好，不容易發(fā)生斷裂。得P=0.7125kw，n=750r/min。A=110，且： dmin≥A3Pn （3-17） 式中： dmin——軸的最小值，mm； A——系數(shù)； P——電動(dòng)機(jī)功率，W。 得dmin≧9.6mm，無鍵設(shè)計(jì)，取最小可配標(biāo)準(zhǔn)軸承d1=10mm，則d1=10mm，LⅠ-LⅡ

44、=10mm,軸肩d2應(yīng)在10~17mm之間，取d2=13mm，考慮兩板之間距離，取LⅡ-LⅢ=40mm，小齒輪厚度為L(zhǎng)0=15mm，分度圓直徑d0=17mm。第三段為d3=13mm，LⅢ-LⅣ=9mm。第四段與軸承配合得d4=10mm，LⅣ-LⅤ=26mm。 3.4.4齒輪軸強(qiáng)度校核 軸所受扭矩為T=9.55×P/n=9072.5N·mm，d0=17mm，得圓周力為Ft=2Mtd =1067.4N，徑向力Fr=Ft×tan20°=388.5N，合力F1=1135.9N。一端軸承支承反力F2=812.5最大彎矩M1=F2×20.5mm=16656.2N·mm，T=9072.5N·mm，由

45、σca=M12+αT20.1d3 (3-18) 式中： σca——軸的計(jì)算應(yīng)力，MPa; M1——軸所受的彎矩，N?mm; α——折合系數(shù)； T——軸所受扭矩，N?mm。 帶入數(shù)據(jù)，得σca=35MPa<60MPa。故強(qiáng)度合格。大小齒輪均可選擇45鋼，表面選擇滲碳處理，提高硬度，耐磨性好，不容易發(fā)生斷裂。 3.5 減速器設(shè)計(jì) 3.5.1 擬定減速器傳動(dòng)方案 經(jīng)過前面四個(gè)小節(jié)的運(yùn)算，可以看出，除草刀的轉(zhuǎn)速為2.2～2.5r/s，得到除草機(jī)構(gòu)中凸

46、輪的基本輪廓，由參考文獻(xiàn)[18]可得，選用功率為4kw，電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速約為47r/s，可提供的轉(zhuǎn)矩為15N?m，因此，要估算總傳動(dòng)比的范圍，以便選擇合適的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和傳動(dòng)方案，可先計(jì)算出驅(qū)動(dòng)卷筒的轉(zhuǎn)速Nw，即： v=1.1ms，D=350mm Nw=60×1000×v/(π×D)=60.0241r/min （3-19） 式中： Nw——卷筒轉(zhuǎn)速,rad/s; v——卷筒線速度,m/s； D——卷筒直徑,mm。 故選擇同步轉(zhuǎn)速（Nw）為1500r/min的電動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源，故總傳動(dòng)比為 25。 3.5.2 減速器電動(dòng)機(jī)

47、選擇 （1）電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式 經(jīng)驗(yàn)證，選用Y100L-8系列電動(dòng)機(jī)，臥式全自動(dòng)封閉結(jié)構(gòu)。 （2）電動(dòng)機(jī)容量 ?卷筒軸的輸出功率Pw F=2800r/min PW=F×v1000= 3.08kw （3-20） 式中： F—卷筒軸轉(zhuǎn)速，r/min； v—卷筒軸線速度，m/s。 ?電動(dòng)機(jī)輸出功率Pd Pd=Pwt，t=t1×t22×t3×t4×t5 (3-21) 式中： Pw—卷筒軸的輸出功率，W； Pd —電動(dòng)機(jī)的輸出功率，W。 t—傳動(dòng)總效

48、率。 式中，t1，t2，…為從電動(dòng)機(jī)到卷筒之間的各部分的效率。經(jīng)查表可得： 表3-1 名稱 數(shù)量 效率(%) 彈性聯(lián)軸器 1個(gè) t4=0.99 滾動(dòng)軸承 2對(duì) t2=0.99 圓柱齒輪閉式 1對(duì) t3=0.97 V帶開式傳動(dòng) 1幅 t1=0.95 卷筒軸滑動(dòng)軸承(潤(rùn)滑良好) 1對(duì) t5=0.98 則將上述數(shù)值帶入式3-21可得t=0.8762 ， Pd=PWt=3.515 ?電動(dòng)機(jī)額定功率Ped 由參考文獻(xiàn)[18]可知，帶動(dòng)除草機(jī)構(gòu)的電動(dòng)機(jī)的額定功率為Ped=4KW。 （3）電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 為了便于選擇電源電壓，需要先估算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的

49、范圍。查表后可得，V型帶傳動(dòng)傳動(dòng)比范圍一般為2～4，單級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍一般為3～6，則可選電動(dòng)機(jī)的最大,最小轉(zhuǎn)速分別為： Nmin=Nw×6=360.1449r/min Nmax=Nw×24=1440.6 r/min (3-22) 式中： Nw—驅(qū)動(dòng)卷筒轉(zhuǎn)速，rad/s； Nmin—電動(dòng)機(jī)最小轉(zhuǎn)速，rad/s； Nmax—電動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速，rad/s。 故同步轉(zhuǎn)速為960r/min，選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y100L-8。 （4）電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)

50、由查表可得，Y100L-8型電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)如表3-2所示。 表3-2 電機(jī)型號(hào) 額定功率 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 電機(jī)質(zhì)量 軸頸mm Y100L-8 4KW 960 1000 73 28 且查表得，大齒輪數(shù)z1與小齒輪數(shù)齒數(shù)z2之比為z1z2=10119=5.3158 3.5.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比 （1）傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 Nm=960r/min： i=NmNw =96060.0241=15.9936 (3-23) 式中

51、： Nm—同步轉(zhuǎn)速；rad/min。 （2）分配各級(jí)傳動(dòng)比 取V帶傳動(dòng)比i1=3，則單級(jí)圓柱齒輪減速比為： i2=ii1 =15.99363=5.3312 （3-24） 式中: i1 —V帶傳動(dòng)比； i2—單級(jí)圓柱齒輪減速比。 所得i2值符合圓柱齒輪和單級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比的常用范圍。 3.5.4 計(jì)算減速器傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速 電動(dòng)機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，低速軸為Ⅱ軸，各軸轉(zhuǎn)速為： n0=nm n1=N0i1 =60.02413=320r/min n2=n1i2=3

52、205.3312=60.0241r/min （3-25） 式中： n0 —電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，rad/s； n1 —高速軸轉(zhuǎn)速，rad/s； n2 —低速軸轉(zhuǎn)速，rad/s。 （2）各軸輸入功率 按輸出功率Pd計(jì)算各軸輸入功率，即P0=Ped=4kw ，軸I的功率，軸II功率分別為： P1= P0×t1=3.8kw P2=P1×t1×t2=3.6491kw

53、 （3-26） 式中： P0 —電動(dòng)機(jī)功率，W; P1 —軸I的功率,W; P2 —軸II功率,W; t1 —V帶開式傳動(dòng)的傳動(dòng)效率； t2 —滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率； t3 —圓柱齒輪閉式的傳動(dòng)效率。 （3）各軸轉(zhuǎn)矩 T0=9550×P0n0 =39.7917 Nm T1=9550×P1n1 =113.4063Nm T2=9550×P2n2 =580.5878 Nm （3-27） 式中： T0 —電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩，Nm； T1 —軸I轉(zhuǎn)矩，Nm； T2

54、—軸II轉(zhuǎn)矩，Nm。 3.5.5 帶輪設(shè)計(jì) （1）功率計(jì)算 P=Ped=4Kw，一班制工作８小時(shí)，載荷平穩(wěn)，原動(dòng)機(jī)為籠型交流電動(dòng)機(jī)經(jīng)查表可得KA=1.1； 計(jì)算其功率為： Pc=KA×P＝4.4kw （3-28） 式中： Pc—帶輪工作功率，W； P—電動(dòng)機(jī)功率，W。 （2）選擇普通Ｖ帶型號(hào) n0 =960r/min，根據(jù)Pc=4.4Kw，n0=960r/min，由參考資料[39]查得坐標(biāo)點(diǎn)位于A點(diǎn)，則d1=80~100 （3）確定帶輪的基本直徑 查表得小輪直徑為d1=100m

55、m大輪直徑d2= d1×3.5=350mm故取標(biāo)準(zhǔn)件，則由d2=355mm。 （4）驗(yàn)算帶速 驗(yàn)算帶速得： v=πd1n060000 (3-29) 式中： d1——小輪直徑，mm; n0——電動(dòng)機(jī)軸轉(zhuǎn)速,rad/s。 從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速 n22=n0×d1d2=270.4225rad/s n21=n03.5=274.2857rad/s 從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速誤差為n22-n21n21=-0.0141 （5）V帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度和中心距 ?計(jì)算中心距 中心距的范圍為： amin=0.75×d1+d2=341.25mm amax=0.8×d1+d2=364mm

56、 a0=350mm ?計(jì)算帶長(zhǎng) Lc=2×a0+πd1+d22+d2-d124a0=1461.2mm (3-30) 式中： d1—小輪直徑，mm; d2—大輪直徑，mm; Lc—傳動(dòng)帶長(zhǎng)度，mm。 ?選定帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 根據(jù)參考文獻(xiàn)[40]可得基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1600mm； ?定中心距 a0+Ld-Lc2=419.4206mm≈420mm （3-30） amin=a-0.015×Ld=396mm，amax=a+0.03Ld=468mm （3-31） 式中： a0——中心距，mm；

57、amin——最小中心距，mm； amax——最大中心距，mm。 （6）驗(yàn)算小帶輪包角 驗(yàn)算包角 α1=180-d2-d1×57.3a=145.2107>120 （3-31） 故根據(jù)文獻(xiàn)查閱可得，包角合格。 （7）求V帶根數(shù) 根據(jù)之前算出的數(shù)據(jù)可得n1=960r/min，d1=120mm，查表可得P0=0.95 傳動(dòng)比i=d2d11+0.0141 =3.5，?P0=0.05，且已知包角等于145.21°故可由查表得Ka=0.92,KL=0.99 故V帶的根數(shù)為：z=4.40.92×0.99=3根 （8）計(jì)算作用在帶上的壓力 經(jīng)查表可得，單根V帶的初

58、始?jí)毫椋? FQ=500pczv2.5Kα-1+qv2 (3-32) 式中： FQ——單根V帶的初始?jí)毫?F； z——V帶的數(shù)量。 3.5.6 減速器軸的設(shè)計(jì) 初做軸直徑： (3-33) 式中： d——軸的直徑，mm; c——系數(shù)； P——軸傳遞的功率，W。 軸I和軸II選用45#鋼，c=110，d1=110×133.8/320=25.096mm，取d1=28mm d2=110×

59、133.65/60=43.262mm，由于d2與聯(lián)軸器聯(lián)接，且聯(lián)軸器為標(biāo)準(zhǔn)件，由軸II扭矩，查表可知，取YL10YLd10聯(lián)軸器，又由于Tn=630>580.5878Nm ，軸II直徑與聯(lián)軸器內(nèi)孔一致，取d2=45mm 3.5.7 減速器齒輪設(shè)計(jì) （1）齒輪強(qiáng)度計(jì)算 由n2=320r/min，P=3.8Kw，i=3可知，采用軟齒面，小齒輪40MnB調(diào)質(zhì)，齒面硬度為260HBS，大齒輪用ZG35SiMn調(diào)質(zhì)齒面硬度為225HBS。因σHlim1=700MPa，σHlim2=540MPa SH1=

60、1.1， SH2=1.1 σH1=σH1lim1SH1=636MPa σH2=σH2lim21.1=491MPa （3-34） 式中： SH1——小齒輪許用應(yīng)力，MPa； SH2——大齒輪許用應(yīng)力，MPa； σH1 ——小齒輪接觸應(yīng)力，MPa； σH2 ——大齒輪接觸應(yīng)力，MPa。 因：σFlim1=240MPa，σFlim2=180MPa，SF=1.3 σF1=σFlim1SF=185MPa

61、 σF2=σFlim2SF =138MPa (3-35) 式中： σF1 ——小齒輪彎曲應(yīng)力，MPa； σF2 ——大齒輪彎曲應(yīng)力，MPa。 （2）設(shè)計(jì)接觸強(qiáng)度設(shè) 經(jīng)查證，取載荷系數(shù)K=1.5，齒寬系數(shù)σa=0.4則小齒輪上的轉(zhuǎn)矩為： T1=9550×PN=113.4063Nm a≥μ±13335σH2KT1φa （3-36） 式中： a——中心距，mm； K——載荷系數(shù)； T1——小齒輪轉(zhuǎn)矩，N.m； μ——大小齒

62、輪齒數(shù)比。 則有u=i=5.333，代入數(shù)據(jù)得：中心距a為124.2331mm,齒數(shù)z1=19，則z2=z1×5.333=101，模數(shù)m=2az1+z2=2.0667取模數(shù)m＝2.5，確定中心矩a=mz1+z22 =150mm，齒寬b=φa×a=60mm，b1=70mm，b2=60mm。 （3）驗(yàn)算彎曲強(qiáng)度 齒形系數(shù)YF1=2.57，YF2=2.18，根據(jù)參考文獻(xiàn)可知，輪齒彎曲強(qiáng)度： σF1=2KT1×YF1bm2z1=122.7KN<σF1P σF2=122.7×2.182.57=104.9KN<σF2P （3-37） （

63、4）齒輪圓周速度 v=πd1n160×1000=0.7955<3m/s （3-38） 式中： v—齒輪圓周速度，m/s； σF1—小齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度，KN ； σF2—大齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度，KN。 按參考文獻(xiàn)應(yīng)選9做精度，與初選一致。 3.5.8 減速器軸校核 圓周力Ft=2T/d1，徑向力Fr=Ft*tan，已知=20度為標(biāo)準(zhǔn)壓力角d=mz=252.5mm，F(xiàn)t=2T/d1=5852.5N，F(xiàn)r=5852.5×tan20=2031.9N （1）求垂直面的支承力Fr1，F(xiàn)r2 由： Fr2×L-Fr×L2=0

64、 （3-39） 式中: Fr1—小直徑軸垂直面支承力,F; Fr2—大直徑軸垂直面支承力,F； L—力臂長(zhǎng)度，m。 得Fr2=Fr/2=1015.9N （2）求水平平面的支承力 FH1=FH2=Ft2=2791.2N （3-40） 式中： FH1—小直徑軸水平平面的支承力，F(xiàn)； FH2—大直徑軸水平平面的支承力，F(xiàn)。 Ft—圓周力，F(xiàn)。 （3）求垂直面彎矩 L=20+20+9

65、0+10=140mm Mav=Fr2×L2=71.11Nm （3-41） 式中： Mav—垂直面彎矩，Nmm。 （4）求水平面彎矩 MaH=FH×L2=195.384Nm (3-42) 式中： MaH—水平面彎矩，Nmm。 （5）求合成彎矩 Ma=Mav2+Mah2=216.16Nm （3-43） 式中： Ma—總彎矩，Nmm。

66、 （6）求軸傳遞轉(zhuǎn)矩 T=Ft×d2/2=2791.2×2.5×101/2=352.389Nm (3-44) 式中: T—軸的傳遞轉(zhuǎn)矩，Nmm； Ft—圓周力，F(xiàn)； d2—小圓直徑，mm。 （7）求危險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩 從圖可見a-a截面是最危險(xiǎn)截面，其當(dāng)量彎矩為 (3-45) 式中： Me—當(dāng)量彎矩，Nm； Ma—軸所受彎矩，Nm； a—折合系數(shù)； T—轉(zhuǎn)矩，Nm。 軸的扭切應(yīng)力是脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力,取折合系數(shù)a=0.6代入上式可得。 （8）計(jì)算危險(xiǎn)截面處軸的直徑 軸的材料，用45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表14-1查得σb=650MPa，由表13-3查得許用彎曲應(yīng)力，所以 d≥3Me0.1×σ-1b=25.40mm (3-46) 式中： d——軸的最小危險(xiǎn)直徑，