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自走連續(xù)振動式紅棗收獲機設(shè)計 學(xué)生姓名 楊海斌 學(xué) 號 8011212125 所屬學(xué)院 機械電氣化工程學(xué)院 專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 班 級 16-1 指導(dǎo)老師 郭文松 日 期 2016.05 塔里木大學(xué)機械電氣化工程學(xué)院制 16 屆畢業(yè)設(shè)計 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 前 言 果業(yè)是人類生存和社會發(fā)展的經(jīng)濟基礎(chǔ)，果業(yè)產(chǎn)業(yè)應(yīng)該是一個可持續(xù)發(fā)展的產(chǎn)業(yè)。因而，隨 著世界性果業(yè)日益發(fā)展，尋找新的果園發(fā)展方式擺在了人們的面前。 棗業(yè)是果業(yè)中的一種，在南疆一帶種植廣泛，果園收獲作業(yè)是果園生產(chǎn)全過程中重要的 環(huán)節(jié)，棗樹收獲用工量多，勞動強度大。傳統(tǒng)的人工收獲方法，每公頃需幾百個工時，占果園生 產(chǎn)過程中總用工量的50%左右，效率大大降低。因此，果園收獲機械化一直是國內(nèi)外研究工作的 重點。當前，果園收獲機械化在已作為一種比較成熟技術(shù)在國外被廣泛采用，機械收獲的生產(chǎn)效 率與人工相比提高了510 倍，大大的提高了效率。機械采收的方法主要有振搖法和梳刷法，振 搖法是應(yīng)用最多的一種機械采收方法，是國外應(yīng)用較多、適用性較好的采收機型。然而，國內(nèi)果 園收獲主要依靠人工摘或借助簡單工具采摘，林果采收機械的研究在我國仍處于起步階段，尚未 見比較成熟的實用機具報道。目前，隨著特色林果，尤其是紅棗等林果的產(chǎn)業(yè)化發(fā)展，依靠 人工采收已不能滿足產(chǎn)業(yè)化生產(chǎn)的需要。 針對國內(nèi)尤其是果園采收機械的研究現(xiàn)狀和林果業(yè)機械化發(fā)展的新的形式及要求，研究 并設(shè)計機械振動式林果采收機，對于發(fā)展并提高我國林果收獲機械化水平具有十分重大的意義。 關(guān)鍵詞：紅棗；收獲機；振動式 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 目 錄 1 緒論 ........................................................................................................................................1 1.1 課題研究的目的及意義 ..................................................................................................................1 1.2 國內(nèi)外水果采摘機械的現(xiàn)狀 ..........................................................................................................1 1.3 國外現(xiàn)狀水果采摘機械的現(xiàn)狀 ......................................................................................................2 1.4 本課題需要重點研究的關(guān)鍵問題及解決思路 ..............................................................................2 2 總體方案擬定 ................................................................................................................................................3 2.1 方案來源 ..........................................................................................................................................3 2.2 總體方案設(shè)計 ..................................................................................................................................3 3 總體計算 ..........................................................................................................................................................5 3.1 傳動比分配 ......................................................................................................................................5 3.2 效率計算 ..........................................................................................................................................5 3.3 功率計算 ..........................................................................................................................................5 3.4 轉(zhuǎn)矩計算 ..........................................................................................................................................5 4 主要零部件設(shè)計 ...........................................................................................................................................6 4.1 減速機的選擇 ..................................................................................................................................6 4.2V 帶的設(shè)計計算 ...............................................................................................................................6 4.3 帶輪計算 ..........................................................................................................................................8 4.4 滾子鏈傳動設(shè)計計算 ......................................................................................................................9 4.5 鏈輪計算 ........................................................................................................................................10 4.6 直齒圓錐齒輪計算 ........................................................................................................................11 4.7 軸的設(shè)計 ........................................................................................................................................15 5 軸的校核 ........................................................................................................................................................19 5.1 按扭轉(zhuǎn)剛度條件計算 ....................................................................................................................19 5.2 校核軸的疲勞強度 ........................................................................................................................19 6 輔助部件 ........................................................................................................................................................21 6.1 鍵的選擇 ........................................................................................................................................21 6.2 聯(lián)軸器的選擇 ................................................................................................................................21 6.3 軸承選擇 ........................................................................................................................................21 7 總 結(jié) ...............................................................................................................................................................22 致 謝 ..................................................................................................................................................................23 參考文獻 ...........................................................................................................................................................24 1 1緒論 1.1課題研究的目的及意義 大棗又名紅棗、干棗、棗子，起源于中國，在中國已有四千多年的種植歷史，自古以來就被 列為“五果”（桃、李、梅、杏、棗）之一。紅棗富含蛋白質(zhì)、脂肪、糖類、胡蘿卜素、B 族維生 素、維生素 C、 維生素 P 以及鈣、磷、鐵和環(huán)磷酸腺苷等營養(yǎng)成分。其中維生素 C 的含量在果品 中名列前茅，有維生素王之美稱。 隨著紅棗的種植面積的增加，紅棗的機械化作業(yè)在紅棗栽培中的重要性逐漸凸顯。依據(jù)最近 幾年林果業(yè)發(fā)展的態(tài)式分析，果樹種植每年以 10%的速度遞增，由于林果業(yè)的快速發(fā)展， 各地已形成了較大的種植規(guī)模，每到收獲季節(jié)需要投入大量的勞力來完成水果采收?？梢灶A(yù)見到， 再過 35 年，新種植的果樹進入盛果期后，水果采收作業(yè)將會出現(xiàn)因勞動力短缺、采收不及時， 而直接影響果品質(zhì)量和造成大量損失的問題。這是因為，水果采摘是一項勞動投入量很大的作業(yè)， 有些水果因成熟期不一致，需要多次采摘才能完成收獲；而有些作為鮮食或作為加工用途的果品， 因市場對于果實外觀要求較高，不能有碰傷、刮傷、壓裂等機械損傷，采收這些水果時必須小心 翼翼；另外，水果收獲是在離地面有 35 m 高的空中作業(yè)，以上原因決定了水果采摘是一項費時、 費工、費力的作業(yè)。人工采收水果的速度緩慢，大面積發(fā)展水果種植時，必須要依靠機械化來提 高采摘效率。據(jù)有關(guān)資料介紹，有些鮮食水果的采收用工量較大，約占水果生產(chǎn)總用工量的 50% 以上，導(dǎo)致特色果品的生產(chǎn)成本過大，不能滿足向果品加工企業(yè)提供數(shù)量充足、質(zhì)量優(yōu)越、價格 相對低廉的原料，這樣極不利于企業(yè)直接參與市場競爭。 果園收獲作業(yè)是果園生產(chǎn)全過程中最重要的環(huán)節(jié)，林果采收勞動強度大，用工量多。傳統(tǒng)的 人工采收方法，每公頃需要幾百個工時，占果園生產(chǎn)過程中用工量的 50%左右，費時費力且成本 高。目前，隨著特色林果，尤其是紅棗等林果的規(guī)模化、產(chǎn)業(yè)化發(fā)展，依靠人工采收的方式 已不能滿足紅棗等產(chǎn)業(yè)化生產(chǎn)的需要。 針對我國尤其是林果采收機械的研究現(xiàn)狀和林果業(yè)機械化發(fā)展的新形式要求，研究設(shè)計 機械振動式林果采收機，對提高我國林果收獲機械化水平具有重要意義。 1.2 國內(nèi)外水果采摘機械的現(xiàn)狀 上世紀 80 年代我國開始林果機械化收獲研究，張克孝教授先后采用梳刷和振動的原理對黑加 侖進行機械采收的試驗研究；王業(yè)成采用振動采收裝置對黑加侖進行收獲試驗；寧夏固原地區(qū)農(nóng) 機所研制了手工沙棘采收器。寧夏農(nóng)林科學(xué)院研制的枸杞采摘機；內(nèi)蒙古自治區(qū)園藝科學(xué)研究所 研究了噴灑 40%乙烯利溶劑的沙棘化學(xué)采收法；內(nèi)蒙古林業(yè)研究院應(yīng)用氣吸式小林果采收裝置進 行氣吸采收。這些方法可在一定程度上提高工效、改善采收條件，但采收效率低，果樹損傷嚴重。 2009 年，農(nóng)墾科學(xué)院機械裝備研究所研制 4YS-24 型紅棗收獲機，采用抱搖式收獲方法，適 于收獲樹高 3 m 以上的棗樹，采凈率 91.5%；2010 年農(nóng)業(yè)科學(xué)院農(nóng)業(yè)機械化研究所研制了手 持式振動林果收獲機，采用樹枝振動式收獲方法，采凈率85%；時代沃林推出的果樹振動采收機 ZTM-02，采用抱搖式收獲方法，適用于各類堅果和表皮不易破損的鮮果進行收獲。 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 2 1.3 國外現(xiàn)狀水果采摘機械的現(xiàn)狀 20 世紀 60 年代，國外開始林果機械化收獲研究，根據(jù)收獲機械所用動力不同，主要有氣力 式和機械式。氣力式分為：氣吹和氣吸式，振動式根據(jù)激振位置不同分為：樹桿、樹枝和樹冠振 動式。氣力式振動收獲：Whitney J D 和 Wheaton T A 通過氣力式振動采收機對噴灑落果劑的 Valencia 柑橘進行試驗。研究發(fā)現(xiàn)：該方法的采收率很低，且氣力式振動采收機相對于人工采摘， 柑橘減產(chǎn) 16%。樹桿振動式收獲： Whitney and Wheaton 使用 FMC-4000 抱搖式振動收獲機對噴灑 落果劑的柑橘進行試驗，振動時間 37s，收獲率在 90%以上，經(jīng)研究發(fā)現(xiàn)機采比人工采摘的柑 橘減產(chǎn) 10。樹枝振動式收獲：Mateev L.M.et al.認為采收工作部件撞擊櫻桃樹枝的沖擊力為隨機 函數(shù)，在不同工作參數(shù)下建立了櫻桃振動采收數(shù)學(xué)模型，在櫻桃田間采收試驗中，實驗結(jié)果與該 模型預(yù)測結(jié)果的相關(guān)系數(shù)約為 0.99。樹冠振動式收獲：韓國忠南國立大學(xué) S.W.Lee etal.對紅棗的 物理力學(xué)特性研究，研究基于樹冠振動的采收裝置，激振頻率 7.7 Hz，試驗時間 3 s，成熟紅棗采 收率達到 95.8%。 綜上所述，國外沒有可以引進消化吸收的矮化密植紅棗收獲機，兵團以及國內(nèi)林果業(yè)機 械化發(fā)展步伐緩慢，國內(nèi)林果收獲機研制也沒有提供相應(yīng)的技術(shù)和經(jīng)驗，林果業(yè)生產(chǎn)過程機械化 作業(yè)大部分尚處于空白階段。為了應(yīng)對矮化密植紅棗種植面積迅猛增長帶來的收獲難題，國內(nèi)自 主研制其收獲機械裝備勢在必行。 1.4本課題需要重點研究的關(guān)鍵問題及解決思路 矮化密植紅棗棗樹枝干比較細，且不會太高。因此，在進行機械化采收的時候還要特別主要 的是對棗樹枝干的保護，就是敲擊強度不宜過大，同時，還要保證采凈率。因此，在設(shè)計過程中 要注意機械采摘過程中對棗樹枝干的保護等問題。 通過資料的查詢和實際的測量，同時還有指導(dǎo)老師的指導(dǎo)，可以總結(jié)出該矮化密植紅棗收獲 機設(shè)計要求為：工作寬度小，易移動，采摘過程對樹枝和果實的損傷小。經(jīng)借鑒采用連續(xù)旋轉(zhuǎn)的 方式敲擊樹枝，敲擊棒為橡膠材質(zhì)，盡量減少對樹枝的損傷。 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 3 2 總體方案擬定 2.1 方案來源 門式高架采果機：用成排的指桿式橡膠敲擊棒在液壓系統(tǒng)操縱下做往復(fù)運動，敲打果枝，使 果實脫落，適用于采收成行的矮化果樹。如圖 2-1 所示： 12345 1 操縱臺 2 槳葉 3 振動器 4 輸送帶 5 承接導(dǎo)向器 圖 2-1 門式高架采果機 2.2 總體方案設(shè)計 1 收果架 2 鋼架輪 3 鋼架 4 軸承端蓋 5 螺釘 6 軸承 7 敲擊棒 8 聯(lián)軸器 9 螺栓 10 墊片 11 螺母 12 軸承座 13 鏈輪 14 大帶輪 15 錐齒輪 16 鏈條 17 帶 18 小帶輪 圖 2-2 總體方案圖 總體方案圖如圖 2-2 所示，以發(fā)動機動力輸出軸為動力，動力輸出軸以聯(lián)軸器與減速機相連 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 4 接，將動力遞給減速機，帶動減速機旋轉(zhuǎn)，減速機輸出軸以聯(lián)軸器與小皮帶輪相連接，小皮帶輪 通過皮帶與大皮帶輪相連接，將動力傳遞給大皮帶輪，實現(xiàn)大皮帶輪的轉(zhuǎn)動，皮帶應(yīng)用張緊輪張 緊，并采用防護罩，以防止灰塵。大皮帶輪轉(zhuǎn)動帶動軸的轉(zhuǎn)動，以實現(xiàn)同軸連接鏈輪轉(zhuǎn)動，主動 鏈輪的轉(zhuǎn)動帶動其余兩軸兩個從動鏈輪轉(zhuǎn)動，從動鏈輪轉(zhuǎn)動帶動同軸相連接錐齒輪的轉(zhuǎn)動，通過 錐齒輪的變向作用，將豎直平面的運動改為水平平面的運動，從而帶動連接有橡膠敲擊棒的軸旋 轉(zhuǎn)，以固定頻率樹枝，使果實下落，下面放有接果盤，用以收集果實，收集完果實后用風(fēng)扇吹去 落葉，在進行其他方式除雜工作，最后完成對紅棗的收集過程。在收集的過程中應(yīng)當注意工作寬 度小，易移動，采摘過程對樹枝和果實的損傷小，鏈輪潤滑等要求。 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 5 3 總體計算 3.1 傳動比分配 選擇轉(zhuǎn)速為 540 r/min 后動力輸出軸，執(zhí)行機構(gòu)敲擊棗樹的頻率為 60 r/min，傳動比為 9:1，綜 合考慮各個因素，分配傳動比為減速機 6:1，大帶輪與小帶輪傳動比為 1.5:1，鏈輪傳動比為 1:1， 錐齒輪傳動比為 1:1。 3.2 效率計算 =0.99，每對滾動軸承 =0.98， =0.96， =0.9， =0.92聯(lián) 軸 器 滾 動 軸 承 帶 鏈 條 錐 齒 輪 =0.85， =0.9發(fā) 動 機 減 速 器 3.3 功率計算 選擇型號 4BTA3.9-C100-II 發(fā)動機，故功率 P 為 250.735Kw=18.375 kW 動力輸出軸功率 P =P 15.62 kW動 力 輸 出 軸 發(fā) 動 機 輸入減速機功率 P = P 15.46 kW輸 入 動 力 輸 出 軸 聯(lián) 軸 器 小帶輪軸功率 P = P 13.91 kW小 帶 輪 輸 入 減 速 器 大帶輪軸功率 P =P 13.09 kW大 帶 輪 小 帶 輪 帶 滾 動 軸 承 上錐齒輪 1 軸功率 P =P 11.53 kW1錐 大 帶 輪 滾 動 軸 承 鏈 條 上錐齒輪 2 軸功率 P =P 9.35 kW2錐 錐 滾 動 軸 承 鏈 條 錐 齒 輪 下錐齒輪 3 軸功率 P =P 10.17 kW3錐 1錐 滾 動 軸 承 錐 齒 輪 下錐齒輪 4 軸功率 P =P 8.42 kW4錐 2錐 滾 動 軸 承 錐 齒 輪 3.4 轉(zhuǎn)矩計算 額定轉(zhuǎn)矩 T =9550P /n 276.07 Nmd動 力 輸 出 軸 m 輸入減速機轉(zhuǎn)矩 T =T 273.31 Nm減 速 機 聯(lián) 軸 器 小帶輪軸轉(zhuǎn)矩 T =T i1495.85Nm小 帶 輪 減 速 機 減 速 器 大帶輪軸轉(zhuǎn)矩 T =T i2100.87 Nm大 帶 輪 小 帶 輪 帶 滾 動 軸 承 發(fā) 動 機 上錐齒輪 1 軸轉(zhuǎn)矩 T =T 1861.79 Nm1錐 大 帶 輪 滾 動 軸 承 鏈 條 上錐齒輪 2 軸轉(zhuǎn)矩 T =T 1510.73Nm2錐 錐 滾 動 軸 承 鏈 條 錐 齒 輪 下錐齒輪 3 軸轉(zhuǎn)矩 T =P 1678.59 Nm3錐 1錐 滾 動 軸 承 錐 齒 輪 下錐齒輪 4 軸轉(zhuǎn)矩 T = P 1362.07 Nm4錐 2錐 滾 動 軸 承 錐 齒 輪 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 6 4 主要零部件設(shè)計 4.1 減速機的選擇 通過查閱相關(guān)材料，決定采用擺線減速機。 擺線減速機特點為：傳動比大；傳動效率高，一般一級傳動效率為 90%95% ；結(jié)構(gòu)緊湊， 體積小，重量輕，體積和普通圓柱齒輪減速機相比可減小 1/22/3 ；故障少，壽命長。運轉(zhuǎn)平穩(wěn) 可靠；拆裝方便，容易維修；過載能力強，耐沖擊，慣性力矩小，適用于起動頻繁和正反轉(zhuǎn)運轉(zhuǎn) 的特點。選用單級臥式擺線針減速機 X6 型，傳動比為 6:1。 其中 Z1=352 mm，M=335 mm，W=430 mm，H=423 mm，H1=200 mm ，F(xiàn)=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。 三維圖如圖 4-1 所示： 圖 4-1 減速機三維圖 4.2V 帶的設(shè)計計算 （1）條件給定 已知：小帶輪轉(zhuǎn)速 n =90 r/min，大帶輪轉(zhuǎn)速 n =60 r/min。1 2 減速機輸出功率 P=13.91 kW。 （2）設(shè)計功率 P d P = K P=1.213.91= 16.7 kW (4-1)dA K 工況系數(shù)，取 K =1.3。AA （3）選擇 V 帶型號 由 P =16.7kW，小帶輪轉(zhuǎn)速 n =90 r/min，選 D 型帶。d 1 （4）傳動比 i 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 7 i=n /n =90 r/min/60 r/min=1.5 (4-2)12 （5）求大小帶輪基準直徑 ，d 1）小帶輪的基準直徑 1 由表 8-4，取小帶輪的基準直徑 =400 mm。1d 2）大帶輪的基準直徑 2d =i =1.5400=600 mm (4-3)2d1 取為 600 mm。2d =600 mm（雖使 n 略有減小，但其范圍小于 5，允許） 。 （6）驗算帶速 V V= m/s< =2530 m/s (4-4)8.10694106md maxv （7）求 V 帶基準長度 L 和中心距 ad 初步選取中心距取 a 0 因 0.7（ + ）a 2( + )，1d21d2 故 700a 2000 mm，取 a =1500 mm。00 基準長度 L d =2a +0 150463102542 202121 ）（）（）（）（ add 3777 mm (4-5) 對 D 型帶選用 L =4000 mm，計算實際中心距d aa + 1611.5 mm=1612 mm (4-6)020dL （8）驗算小帶輪包角 1 由式得 =180 ，合適。 (4-7)12089.73.512ad （9）求 V 帶根數(shù) z z= (4-8) lcKP)(0 根據(jù) n =960 r/m， =100 mm 和 D 型帶。11d 由表 8-4，取單根 V 帶額定功率 P =3.66 kW。0 由表 8-5，取 V 帶額定功率增量 =0.24 kW。 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 8 由 = ，查表 8-6，可知包角修正系數(shù) K =0.99。189.72 取帶長修正系數(shù) K =0.91，由此可得l Z=4.75，取 5 根。 （10）求作用在帶輪軸上的壓力 minF 取 D 型帶單位長度質(zhì)量 q=0.620 kg/m， 故單根 V 帶的張緊力 = (4-9)min2d5.20qvzkp = N81.764.198.19.76502 應(yīng)使帶的實際初拉力 F （F ） 。min （11）作用在軸上的壓力 =2z sin =7633.45 N (4-10)minpin 289.17sin8.7652 =3z sin =11450 NaxpFmin .i.3 4.3 帶輪計算 （1）小帶輪計算 帶輪材料為 HT150，采用輪輻式帶輪。 由帶輪計算經(jīng)驗公式可得 d =（1.82)d，d 為軸的直徑為 65 mm，取 d =120 nn。1 1 H =290 式中 z 為輪輻數(shù)取為 4，P 為傳遞功率為 16.7 kW，轉(zhuǎn)數(shù)為 90 r/min,3anPa 故 h =104.2mm104 mm.。1 h =0.8h =83.3683 mm b =0.4h =41.68 mm42 mm b =0.8b =33.34 mm33 mm2 1 21 L=(1.52)d=97.5 mm130 mm，取為 100 mm，由于 B<1.5d，L=B=100 mm，f =0.2h2 f =0.2h =16.72 mm17 mm12 輪槽截面尺寸表示如表 4-1 所示： 表 4-1 輪槽截面尺寸(mm) 槽型 b h h e dminaminf minf D 27.0 8.1 19.9 37 0.6 23 （2）大帶輪計算 帶輪材料為 HT150，采用輪輻式帶輪。 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 9 由帶輪計算經(jīng)驗公式可得： d =（1.82)d，d 為軸的直徑為 76 mm，取 d =140 mm。1 1 H =290 式中為輪輻數(shù)取為 6，P 為傳遞功率為 16.7kW，轉(zhuǎn)數(shù)為 60r/min。3anzP 故 h =104.2mm104 mm。1 h =0.8h =84 mm b =0.4h =42 mm b =0.8b =34 mm2 1 21 L=(1.52)d=114 mm152 mm，取為 125 mm，由于 B=9，推薦 z =29-2i=273 （3）大鏈輪齒數(shù) z 4 z =iz =27<=12043 （4）設(shè)計功率 P d P =K PdA K -工況情況，取為 K =1。A P-傳遞功率，可得 P =K P=8.61 kW。d （5）特定條件下單排鏈條傳遞功率 P 0 P =P /K K (4-12)dZp K -小鏈輪齒數(shù)系數(shù)，取為 1.34。Z K -排數(shù)系數(shù)，取為 1，故 P =6.42kW。p 0 （6）鏈條節(jié)距 p 由 P =6.42 kW，n =90 r/min，選擇單排 A 型滾子鏈，ISO 鏈號為 20A，節(jié)距 p=31.75 mm。03 （7）驗算小鏈輪軸孔直徑 d k d <=dkmax 其中 d 為鏈輪軸孔最大許用直徑，取為 152 mm。k 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 10 （8）初定中心距 a 0 一般 a =（3050）p0 952.5 mm<=a <=1587.5 mm0 （9）以節(jié)距計的初定中心距 a p0 a =a /p50p0 （10）鏈條節(jié)數(shù) L p L p= (4-13)ppakz0043/21）（ 128 節(jié) k 取為 0.025。 （11）鏈條長度 L L=L p/10004.03 mp （12）計算中心距 a c 當 z =z =z 時， a =p/2（L -z）1600 mm12p （13）實際中心距 a a=a -a=1596.81596.3 mmc 一般 a=（0.0020.004）a =3.26.4 mmc 垂度 f =（0.010.020a =1632 mmp （14）鏈條速度 V=z n 3p/600000.23 mm （15）有效圓周力 F =1000P/v37434 N (4-14)c （16）在軸上的力 水平傳動 F=(1.151.2)F K 4305044920 NtA 4.5 鏈輪計算 滾子鏈鏈輪齒槽形狀，如表 4-2 所示： 表 4-2 滾子鏈鏈輪鏈輪齒槽形狀(mm) 計 算 公 式 名稱 符號 最小齒槽形狀 最大齒槽形狀 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 11 齒側(cè)圓弧半徑 滾子定位半徑 滾子定位角 eri 62.94 9.09 116.67 130.896 9.27 136.67 滾子鏈鏈輪主要尺寸如下： （1）分度圓直徑 d =274 mm (4-15) )180(sinzpd （2）齒頂圓直徑 a 286 mm (4-16)1min)6.(dzpa 296 mmx25.1d （3）齒根圓直徑 fd 256 mm (4-17)1f （4）齒高 ah 7 mm (4-18))(5.01mindpha 12 mm (4-19)z/8.62.x （5）確定的最大軸凸緣直徑 gd 246 mm (4-20)76.04.18cot2hzp -鏈板高度，取為 25 mm。2h 滾子鏈鏈輪軸向齒廓尺寸如表 4-3 所示： 表 4-3 滾子鏈鏈輪軸向齒廓尺寸（mm） 名 稱 符 號 計 算 結(jié) 果 齒寬 齒側(cè)倒角 齒側(cè)半徑 齒全寬 內(nèi)節(jié)內(nèi)寬 排數(shù) 1fb公 稱a公 稱xrfn1b19 4.1275 31.75 19 見教材機械設(shè)計表 9-1，取為.20 1 4.6 直齒圓錐齒輪計算 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 12 圖 4-2 錐齒輪尺寸圖 已知：兩個錐齒輪轉(zhuǎn)數(shù)均為 60 r/min，即 n =n =60 r/min。56 （1）齒形角 、齒頂高系數(shù) 、頂系系數(shù) c 、螺旋角 *ah* 齒形角 =20 齒頂高系數(shù) =1 頂系系數(shù) c =0.2 螺旋角 =0 （2）大端端面模數(shù) m 直齒錐齒輪所傳遞的轉(zhuǎn)矩 = = Nmm (4-21)nPT 510.96053.1.96108 材料選擇兩齒輪材料為 45 號鋼調(diào)質(zhì)，取為 7 級精度，初取 m=5 mm。 （3）設(shè)計計算 m 1）由設(shè)計計算公式可得 (4-22)3251).01( 4FRSaFuzYKT m-模數(shù) K-載荷系數(shù) T-轉(zhuǎn)矩 Y -齒形系數(shù) Y -應(yīng)力矯正系數(shù) -齒形系數(shù)FaSaR -小齒輪齒數(shù) u-傳動比 -彎曲疲勞極限5z （4）確定各個參數(shù)計算值 彎曲疲勞強度系數(shù) K =K =0.95。1FN2 齒輪的彎曲疲勞極限取為 380MPa，取彎曲疲勞安全系數(shù)為 S=1.2，由式 ，SKFNF 可得 =300 MPa。F K=K K K KVA K -動載系數(shù) K -使用系數(shù) K -齒間載荷分配系數(shù) K -齒向載荷分布系數(shù)AFF 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 13 取 K =1.5。A 由低一級精度的精度線及 ，得 K =1。mvV 齒間載荷分配系數(shù) K =K =1，齒向載荷分配系數(shù) K =K =1.5K 。FHFHbe 其中 K -軸承系數(shù)，取為 1.25，K =K =1.5K =11.875。beH FHbe K=K K K K =2.815，齒寬系數(shù) =1/41/3 ，取 =1/3。VAFRR 由 29，=45，可知 z =41。65z 15vcos/26cs/z 齒形系數(shù) Y =2.4，應(yīng)力矯正系數(shù) Y =1.37。FaSa 故由 5.52mm，由 GB/T12368-1990 標準模數(shù)表，可知3251).01( 4FRFauzTm m=6 （5）齒數(shù)比 u u=n /n =60 r/min / 60 r/min=1 (4-23)56 （6）齒數(shù) z 通常 z =1630 。不產(chǎn)生根切的齒數(shù) z =2 cos/sin 41 齒。初步選取最小齒數(shù)為5 min*ah2 29。當分度圓確定以后，再選取最小齒數(shù)。 （7）變位系數(shù) x 、x 12 x =0，x =0。12 （8）節(jié)錐角 = =45 =90- =45 (4-24)1cosinu21 （9）分度直徑 d d =mz =174 mm d =mz =174 mm56 （10）錐距 R R= = 123 mm (4-25)15cos2d26 （11）齒寬系數(shù) R =1/41/3，取 =1/3。R （12）齒寬 b b= R=41 mm，b 不大于 10 m，即 bS=1.5，故符合要求。2S 鏈輪中間為危險截面可依照大帶輪中間截面計算公式進行校核，得到 8.81.5 (5-7)2S 故符合要求。 綜上所述，軸符合要求，可滿足工作需要。 6 輔助部件 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 21 6.1 鍵的選擇 平鍵具有結(jié)構(gòu)簡單，裝拆簡單，對中性好等優(yōu)點選擇 A 型平鍵。 大帶輪鍵的選擇：大帶輪軸直徑為 76 mm，選擇 bh 為 22 mm14 mm 鍵，長度為 110 mm. 鏈輪輪鍵的選擇：當鏈輪軸直徑為 76 mm，選擇 bh 為 22 mm14 mm 鍵，長度為 90 mm， 直徑為 72 mm，選擇 bh=20 mm12 mm，長為 90 mm。 錐齒輪間的選擇：當鏈輪軸直徑為 80 mm，選擇 bh 為 22 mm14 mm 鍵，長度為 70 mm， 直徑為 70 mm，選擇 bh=20 mm12 mm，長為 70 mm。 6.2 聯(lián)軸器的選擇 已知：由功率 P=15.62 kW， n=540 r/min，軸頸為 35 mm 選擇聯(lián)軸器。 （1）類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。 （2）載荷計算 公稱轉(zhuǎn)矩 324.965 Nm (6-1)nPT 510.9 取 =2.0，故由計算公式可得AK =649.93 Nm (6-2)KAca （3）型號選擇 選擇 LX3 型聯(lián)軸器，許用轉(zhuǎn)矩為 1250 Nm，極限轉(zhuǎn)速 4700 r/min，軸徑在 30 mm48 mm 之 間，故合用。 由功率 P=15.62 kW，n=540 r/min，軸頸為 35 mm 選擇聯(lián)軸器。 6.3 軸承選擇 選擇深溝球軸承與角接觸球軸承分別主要承受徑向與軸向載荷， 大帶輪安裝軸承的直徑為 90 mm， ，選擇 6018 深溝球軸承。 基本參數(shù)：d=90 mm，D=140 mm，B=24 mm。 錐齒輪軸安裝軸承的直徑為 80mm，選擇 6016 深溝球軸承。 基本參數(shù)：d=80 mm，D=125 mm，B=22 mm。 下錐齒輪安裝軸承的軸直徑為 80 mm，選擇 7016AC 角接觸球軸承。 基本參數(shù)：d=80 mm，D=125 mm，B=24 mm。 （注：以上公式均來源于機械設(shè)計課本） 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 22 7 總 結(jié) 畢業(yè)論文是本科學(xué)習(xí)階段一次非常難得的理論與實際相結(jié)合的機會，現(xiàn)將設(shè)計總結(jié)如下： （1）自走式紅棗收獲裝置相對其他收獲機，具有對棗樹木損傷小，成本低等優(yōu)點。 （2）自走式紅棗收獲機的應(yīng)用可以充分利用機械運動進行收獲，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顯著的提高。 （3）通過在實驗田地的收獲觀察，了解到振動棒對棗樹有一定的損傷，所以應(yīng)控制振動棒的 振動頻率在合適的范圍內(nèi)。 （3）本次設(shè)計仍有很多缺點，發(fā)展矮化密植紅棗采收裝置仍然很多內(nèi)容需要探索。 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 23 致 謝 本畢業(yè)設(shè)計的完成，首先得感謝指導(dǎo)教師的悉心指導(dǎo)，在畢業(yè)設(shè)計這段時間里，為我創(chuàng)造了 良好學(xué)習(xí)環(huán)境，提供了發(fā)展機會。不僅教會我很多的專業(yè)技能，也在工作方式、治學(xué)態(tài)度上言傳 身教，尤其是在多次修改設(shè)計圖的過程中他以極大的耐心幫助修改我的設(shè)計，使我深受感動，同 時感謝所有教導(dǎo)過我、幫助過我的老師，正是因為他們多年來孜孜不倦的教誨才使得我的專業(yè)技 能有很大的提高。 大學(xué)四年學(xué)習(xí)時光已經(jīng)接近尾聲，在此我想對我的母校，我的老師和同學(xué)們表達我由衷的謝 意。感謝我的母校給了我在大學(xué)的本科四年深造機會，讓我能繼續(xù)學(xué)習(xí)和提高。大學(xué)四季如歌的 校園，美麗如詩的風(fēng)景都深深的留在了我的記憶里。 最后，衷心的感謝機械電氣化工程學(xué)院的每位老師，謝謝你們在學(xué)習(xí)上、生活中給予我的關(guān) 心與支持。衷心祝愿塔里木大學(xué)的明天更加美好！ 塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 24 參考文獻 1成大先.機械設(shè)計手冊 單行本 液壓傳動.化學(xué)工業(yè)出版社， 2004: 311-317. 2西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室.機械設(shè)計 .第九版.高等教育出版社，2014:72-78. 3朱家誠.機械設(shè)計課程設(shè)計.合肥工業(yè)大學(xué)出版社， 2005:43-201. 4甘永立.幾何量公差與檢測.上海科學(xué)科技出版社， 2008:25-45. 5許福玲.液壓與氣壓傳動.機械工業(yè)出版社，2007:3-5. 6王乃康，矛也冰，趙平.現(xiàn)代園林機械.中國林業(yè)出版社， 2000:147-152. 7大連理工大學(xué)工程圖學(xué)教研室.機械制圖.高等教育出版社， 2007:1-346. 8成大先.機械設(shè)計手冊 單行本 機械傳動.化學(xué)工業(yè)出版社， 2004:102-210.