甘蔗种植机机构设计Word格式.docx
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(1)我国甘蔗生产区地处西南部丘陵地区,种植环境较复杂,尤其是在阴雨天,土壤的承重能力较差,因此要解决好种植机牵引与行走的问题。
(2)由于蔗种粗细不均且弯曲,在种植时要求不能损伤蔗芽,需解决如何将杂乱无章、不规则的蔗种均匀、有序地排列到蔗沟的难题。
(3)根据深耕浅种的农艺要求,甘蔗种植有深开沟、回土、下肥、覆薄土、排种、喷灌、培土、覆盖地腊、压膜、喷除草剂等道工序,需解决如何能准确、协调地一次性完成所有种植工序。
(4)需解决国外种植机转弯半径大的难题。
2.2以上甘蔗种植机的总体分析
为进一步改进设计,现分析以上甘蔗种植机优缺点。
(1)整机按照功能联合、结构组合、性能综合的技术思路进行设计,能一次性地完成两行甘蔗种植,作业效率高,完全适合我国甘蔗种植环境和符合农艺要求;
(2)排种、排肥装置固定于车厢上,使蔗种、肥料装载量大,且施肥位置较合理,有得蔗苗的根系及时吸收肥料中养分,保证蔗苗的生长速度;
(3)采用自走式设计方案,行走并转采用橡胶履带,使转弯灵活、半径小,对地面压力小,不易使土壤板结,适合各种土壤条件作业,且可在公路上行驶,转移较方便;
(4)地膜拉力平衡、松紧一致,使蔗芽容易穿透地膜,蔗种比人工种植早发芽,特别适用于抗旱种植;
(5)采用复合犁,一次必完成所有种植工序;
(6)排种装置采用人工喂种,自动化程度不高,影响效率提高,劳动强度大。
通过以上分析,现有甘蔗种植机在农艺上已基本满足生产需要,但在结构上还有所不足,在以下内容中,本文将就机构进行改进设计。
2.3对甘蔗种植机的改进方案
现有种植机的所有传动都采用机械传动,体积大,结构复杂而且传动的效率比较低。
(1)全新设计后所有的技术指标都不低于现有机型的技术指标。
具体参数以现有机型为依据进行设计,所有驱动装置都采用液压系统,通过一台四缸柴油发动机提供动力
总体示意图:
图2-1总体示意图
(2)采用整体机架设计,实现机架的承载、传力、连接各功用。
在满足强度和刚度要求的条件下重量尽量轻,且制造工艺简单,快速,成本低。
(3)系统采用履带,液压马达驱动行走机构,对其进行机构设计。
在满足使用要求的前提下系统重量尽量轻,制造工艺简单,整体布局合理,制造成本低。
第3章甘蔗种植机的柴油机选择
3.1计算功率
根据实际情况,柴油机主要功率在3个犁上,犁耕作业所许的拖拉机牵引力为:
Kgf
式中:
z---犁铧数
---单体犁铧宽度(cm)
---耕深(cm)
k---土壤比阻
,由《机械工程手册》查得k=0.7。
Kgf
选择
为2500Kgf
犁耕作业所需拖拉机发电机的功率
计算:
=70.4
88.6马力
---基本工作挡发挥出额定牵引力时的实际速度
《查机械工程手册》得
=6
---牵引效率,查《机械工程手册》得
=
因此,选择发动机功率在100马路左右边能保证次机器在各种复杂环境下的工作要求。
3.2发动机的选择
根据以上的数据,本种植机选用中型柴油机。
参照人民邮电出版社任致程编《农用柴油机原理使用及维护》选用东风135系列电启动中型柴油机即可满足要求。
主要参数见下表3-1:
表3-1发动机的主要参数
型号
汽缸数
4
汽缸排列
单行方式
汽缸直径(mm)
135
活塞行程
140
150
冲程数
燃烧室形式
“W”形直接喷射式
压缩比
16.5
17
活塞总排量(L)
8
8.6
12
小
时
功
功率(KW
58.8
73.5
转速(R/Min)
1500
平均有效压力(千帕)
588
686.5
活塞平均速度m/s
7
7.5
率
燃油耗率g/Kw*h
<
=232.5
机油耗率
=2.72
持续功率
功率KW
53
76.2
转速(r/min)
可配电机功率(KW)
40.50
50
调速率
=5%
主轴转向(面向输出端)
逆时针
启动方式
电启动
冷却方式
闭式循环水冷却
净重Kg
870
外形尺寸(长*宽*高)
1250*777*1235
3.2.1柴油与机油的选用
甘蔗种植机适用在热带亚热带的甘蔗生产区,在此地区,夏季气候炎热,应选用轻柴油,一般说来夏季应用0号柴油,冬季可用-10号柴油。
机油可选用CA-40(老牌号为HC-14)号机油。
3.2.2增压器
下面介绍东风135系列柴油机特有的J11型废气涡轮增压器。
此增压器能有效的利用柴油机排出的废气脉冲能量驱动径流式涡轮,带动与涡轮同轴的离心式压气机叶轮高速旋转,使空气压力升高,并由柴油机的进气管进入汽缸,提高柴油机的充气量,可供更多的柴油燃烧,从而提高柴油机的输出功率与经济性。
135增压柴油机与普通柴油机相比,功率一般可提高50%--60%,降低燃烧耗率5%--6%,并可用于废气净化忽然高原功率补偿。
表3-2J11废气涡轮增压器的主要技术参数
J11
允许连续运行的最高速度
60000r/min
最高转速
72000r/min
最高压比
2.7(带无叶扩充器)
无论前最高使用温度
650°
C(不超过1小时)
空气流量
压比在1.5时流量为0.17—0.40Kg/s
压比在2.0时流量为0.25—0.55Kg/s
表内所列空气流量与压比的数据均为增压器配套的数据,增压柴油机的空气流量和压比应视不同型号的增压柴油机而定。
3.2.3电启动中蓄电池选择
充电发电机:
3JF500A(4缸用)
蓄电池:
选用20GNG20型
此蓄电池为烧结式镉镍碱性蓄电池
性能参数见表3-3:
表3-3蓄电池性能参数
20GNG20
额定电压
24V
额定容量
60Ah
最大外型尺寸
长(mm)
270
宽(mm)
256
高(mm)
224
最大重量(Kg)
24.5
瞬间输出功率
11.0KW
恒定浮充电压
28.5V
3.3马达的选用
本设计中野鸭马达通过花键直接驱动行走系,祛除了传统上农业机械靠机械传动的方法。
使得传动结构简单,传动效率高。
根据《机械设计手册》马达性能表如3-4
马达性能参数表3-4
选择XQM3-250型马达
第4章甘蔗种植机机构设计
4.1驱动轮
行走机构的驱动主要是靠驱动轮与履带啮合而驱动的。
驱动轮节圆直径通常为Dq=(75~85)
。
在本设计中取
Dq=430.25~500.95
在本设计中取Dq为450。
图4-1
为缩短履带驱动段的长度以减少行走系功率损耗与履带等零件的磨损,同时便于将驾驶室布置在后方,使驾驶员能照管农具,此车选择驱动轮后置。
4.2履带
此车选用刚度和强度较好的组合式履带,目前履带节距t1大体在(100~320mm)范围内,通常情况下,t1=(17.5~23)
本设计中选择
t1=123.725~162.61mm
本设计中取t1
,式中t1以mm计;
Gs---拖拉机使用重量(不带机具),Gs以Kgf计。
选择t1=15除考虑机重外,尚需考虑接地压力分布和行使不均匀性.加大节距有利于接地压力分布均匀,减小节距可改善行使平顺性。
4.3支重轮
支重轮一般为铸刚件或锻刚件,材料为50Mn,50MnSi,轮缘表面淬火,硬度HRC53~60,淬硬深度不小于4mm。
通常Lz-q=(2.3~2.6)t1,尽量减小Lz-q可缩短履带驱动段长度并改善纵向稳定性。
支重轮的作用的支承并分散机体重量,防止履带横向滑脱,支重轮轮橼上带有凸橼,卡住履带链节。
凸橼根部岁拖拉机功率增大而加厚.在本设计中.选根部厚δ为20,凸缘侧面角
可减小凸缘与链节之间的摩擦力,选
其中lz-q最履带与驱动轮的啮合部分。
Φ2通常为20~40,即保证在松软的地面的接地压力,又减少了滚动阻力和在硬路面转向阻力。
为保证接地压力均匀,支重轮等距分布,一般Lz=(1.4~1.7)t1,支重轮直径DZ=(1.5~1.7)t1,在本设计中,
Lz=15
图4-2
在本设计中,取Lz,DZ均为150,每侧支重轮为i=8个
4.4履带张紧轮
履带张紧轮(引导轮,前进轮,导向轮)和履带前倾向叫Φ1。
为便于上方区段履带顺势下滑,履带销在张紧轮上端位置比驱动轮节圆上端低10~60mm.F端的ho一般为10~60mm.相应的Φ1应不小于10.在此范围内选择尽可能大的张紧力.张紧轮承受的力很大,材料的选择应于驱动轮相同。
4.5托轮
驱动与张紧轮轴距在2.4m左右,每侧托轮数it=1.托轮大约距中位置,托轮高度使履带上方区段大致一条直线上,选托轮直径Dt与DZ相同.拖轮选择于支重论相同的结构,在负载等各方面,支重轮的要求都比托抡要高,所以选择拖轮于支重轮相同一定回满足拖轮的要求,并且在更换等各个方面也方便。
4.6橡胶减振块
广泛采用中等硬度橡胶块,参照上海科学技术文献出版社《拖拉机设计和计算》.选用许可压应力为25~50kgf/cm2。
许用煎应力为10~20kgf/cm2的橡胶.橡胶减振块为圆柱状,每侧个有8个减振块。
因此可推导出每个减振块负静载荷156kgf,按160kgf计算。
=27.5kgf/cm2
kgf/cm2
其中:
=
=78.5c
=4396
f为挠度及变形cm,在这里去f不大于5cm
h为橡胶块高,高为8cm
为橡胶块偏移角,一般不大于
K=3+4.935
=3.482
3.5
=0.3125
由上述计算可知该橡胶块符合要求。
第5章轴的强度校核
5.1支重轮连接轴的材料选用和结构计算
5.1.1轴的材料选用
轴的材料种类很多,设计时应主要根据对轴的强度、刚度、耐磨性等要求,以及为实现这些要求而采用的热处理方式,同时考虑制造工艺问题加以选用,力求经济合理。
本设计中,支重轮连接轴是很重要的轴,支撑着机体和蔗种的全部重量,其结构如图5-1。
图5-1 支重轮的连接
设拖拉机重量和蔗种重量之和G,则轴的受力分析如图5-2。
图5-2 轴的受力分析
根据40Cr作为轴材料的特点:
用于载荷较大,而无很大冲击的重要轴以及履带式拖拉机的应用范围和工作条件。
该轴选用40Cr作为材料,其主要力学性能如下表5-1。
表5-140Cr的主要力学性能
材料型号
热处理
毛坯直径
硬度(HB)
抗拉强度(δb)Mpa
屈服点(δb)
许用净压力
40Cr
调质
≤100
241~286
75
550
300
该轴结构较简单,可采用圆钢棒或锻坯制造。
5.1.2轴的结构设计
由单个轴的受力及长度,作出其弯矩图,如图5-3。
G=(3500+1000)×
9.8=44100(N)
所以
F1=F2=
图5-3弯矩图
设轴的最小直径为d,安全系数n=4,则
(MPa)
推出
,解得
即d≥16.5mm,取d=20mm
第6章轴承及键的选择与校核
6.1支重轮轴承的选择
6.1.1轴承类型的选择
支重轮支承所选用的是滚动轴承,但滚动轴承有不同结构类型。
由于不同的结构特性,可以适应不同的使用条件。
滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一,它是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的。
与滑动轴承相比,滚动轴承具有磨擦阻力小,功率消耗少,起动容易等优点。
常用的滚动轴承绝大多数已经标准化,并由专业工厂大量制造及供应各种常用规格的轴承,设计中只需根据具体工作条件正确选择即可。
滚动轴承的正常失效形式是滚动体或内外圈滚道上的点蚀破坏。
这是在安装、润滑、维护良好的条件下,由于大量重复地承受变化的接触应力所致。
单个轴承,其中一个套圈或滚动体材料首次出现疲劳扩展之前,一套圈相对于另一套圈的转数称为轴承的寿命。
轴承点蚀破坏后,在运转时通常会出现较强烈的振动、噪声和发热现象。
除了点蚀以外,轴承还可能发生其它多种形式的失效。
例如,润滑油不足使轴承烧伤;
润滑油不清洁而使滚动体和滚道过度磨损;
装配不当而使轴承卡死、胀破内圈、挤碎内外圈和保持架等。
这些失效形式虽然是多种多样的,但一般是可以而且应当避免的。
所以不能根据这些失效形式来建立轴承的计算理论和公式。
对于重要用途的轴承,可在使用中采用在线监测及故障诊断的措施,及时发现故障并更换失效的轴承。
通常选择轴承类型时应综合考虑下列各主要因素:
6.1.2载荷情况
载荷是选择轴承最主要的依据,通常应根据载荷的大小、方向和性质选择轴承。
(1)载荷大小
一般情况下,滚子轴承为线接触,承载能力大,适用于承受较大的载荷,这也是本设计选用滚动轴承的原因之一。
(2)载荷方向
因为支重轮只承受径向力作用,所以宜选用深沟球轴承。
(3)载荷性质
支重轮所受冲击载荷不大,所以深沟球轴承就可以满足条件。
(4)高速性能
由于球轴承比轮子轴承有较高的极限转速,故在高速时应优先考虑选用球轴承。
径向载荷不大时,选用深沟球轴承。
(5)轴向游动性能
一般机械工作时,因机械产生摩擦或工作介质关系而使轴发热,从而有热胀冷缩产生。
而支重轮轴承轴向游动性不大,所以可以不考虑其轴向游动性。
6.1.3调心性能
支重轮轴承的选用中,轴的刚度较大,变形小,也无多支点轴,所以不用考虑其调心性。
6.1.4安装与拆卸方便
在选用轴承结构类型时应力求装拆方便。
所选用的深沟球轴承安装与拆卸具有装拆方便性能,其特性如表6-1。
表6-1深沟球轴承的特性
深沟球轴承
一般特性
1.额定动载荷比为1
2.能承受一定的双向轴向载荷
3.轴向位移限制在轴向游隙范围内
4.极限转速高
由于d=20mm,选用CA-6405型轴承,GBPT276。
安装尺寸da=27.0mm,Da=65.0mm,基本尺寸:
d=20,D=72,B=19。
6.1.5对滚动轴承寿命的计算
根据GB/T6391-1995,滚动轴承的基本额定寿命L10可由下式计算:
L10——基本额定寿命(106转);
C——基本额定动载荷(N);
P——当量动载荷(N);
ε——寿命指数(球轴承ε=3)
对于球轴承,基本额定动载荷Cr=26.2×
10³
(N),
根据《机械设计师手册》GB/T276—1994选择深沟球轴承6000。
特点及应用:
结构简单,使用方便,是生产批量最大,使用最广泛的一类轴承。
主要用于承受径向载荷,也可承受一定的轴向载荷。
当周哦成的径向间隙加大时,具有角接触球轴承的功能,可承受较大的轴向载荷。
此类轴承摩擦系数小,极限转速高。
在转速较高不宜采用推力球轴承的情况下也可用此类球轴承承受纯轴向载荷。
6.2驱动轮轴承的选择
驱动轮为中载荷轮,支承所选用的一定要是滚动轴承,但滚动轴承有不同结构类型。
6.2.1通常选择轴承类型时应综合考虑下列各主要因素
(1)载荷情况
(2)载荷大小
(3)一般情况下,滚子轴承为线接触,承载能力大,适用于承受较大的载荷,这也是本设计选用滚动轴承的原因之一。
(4)载荷方向
(5)载荷性质
(6)高速性能
(7)轴向游动性能
(8)调心性能
(9)安装与拆卸方便
所选用的深沟球轴承安装与拆卸具有装拆方便性能,其特性如表6-2。
表6-2轴承特性
i.额定动载荷比为1
ii.能承受一定的双向轴向载荷
iii.轴向位移限制在轴向游隙范围内
iv.极限转速高
安装尺寸da=44.0mm,Da=91.0mm,基本尺寸:
d=35,D=100,B=25。
6.2.2对滚动轴承寿命的计算
根据GB/T6391-1995,滚动轴承的基本额定寿命L10可由下式计算
ε——寿命指数(球轴承ε=3)。
对于球轴承,基本额定动载荷Cr=116.8×
故
其中
为2500Kgf,
为种植机前进中的阻力。
当周哦成的径向间隙加大时,具有角接触球轴
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