畢業(yè)設計（論文）-壟作玉米機械除草裝置的設計

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1、a 壟作玉米機械除草裝置的設計 摘 要 玉米作為我國主要的糧食作物，可供食用，又可被用于作為動物飼養(yǎng)，在工業(yè)生產等方面也有廣泛應用，因此保障玉米產量對于發(fā)展畜牧業(yè)和工業(yè)都具有非常重要的意義。田間草害是導致玉米產量下降主要因素之一，相關研究表明，嚴重的草害可使玉米產量下降50%以上。機械除草作為田間草害的重要解決手段，雖有較長的發(fā)展歷史，但仍然存在破土率低，傷苗率高的問題。 本文在分析現有機械除草技術的基礎上，針對我國現有的機械除草裝置研究存在的不足，設計了壟作玉米機械除草裝置，針對現有中耕機作業(yè)時苗間除草效率低、傷苗率高等問題，設計了壟作玉米機械除草裝置，在設計中，確

2、定了除草刀刀刃曲線及其基本尺寸，并用反轉法設計了凸輪，通過凸輪搖桿機構的設計將電機的連續(xù)轉動轉換為除草刀的往復擺動，降低了傷苗率。詳細描述了苗間除草裝置的主要結構和工作原理，建立和分析了除草刀避苗運動軌跡數學模型，優(yōu)化除草裝置避苗運動軌跡，用反轉法設計了凸輪，并在此基礎上對壟作玉米機械除草裝置的關鍵部件，如除草刀，凸輪搖桿機構和彈簧等進行了設計。對比于傳統(tǒng)除草機械，本文擬設計的除草機將電機的旋轉通過凸輪轉變?yōu)槌莸兜耐鶑瓦\動，降低了傷苗率。 關鍵詞：凸輪搖桿；除草；傷苗率；反轉法 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 國內外研究現狀 2 1.2.1 爪式株間玉米機械除草裝置 2 1.2.2 刷式株間機械除草裝置 3 1.

11、2.3 智能株間機械除草裝置 3 2 技術任務書（JR） 5 2.1 設計依據 5 2.3 主要技術參數 5 2.4 主要研究內容 6 3 設計計算說明書（SS） 7 3.1 整機結構及工作原理 7 3.1.1 整機結構 7 3.1.2 工作原理 7 3.2 除草刀設計 7 3.2.1 除草刀基本尺寸設計 7 3.2.2 除草刀切刃曲線設計 8 3.3 凸輪搖桿機構設計 8 3.3.1 凸輪基本尺寸的設計 9 3.3.2 凸輪運動規(guī)律選擇 10 3.3.3 擺桿長度設計 11 3.3.4 凸輪機構輪廓曲線的設計 11 3.4 除草刀受力分析及彈簧參數確定 12

12、 3.4.1 除草刀的運動分析 12 3.4.2 除草刀受力分析及彈簧參數 13 3.4.3 齒輪軸及齒輪設計 14 3.5 減速器設計 16 3.5.1 擬定減速器傳動方案 16 3.5.2 減速器電動機選擇 17 3.5.3 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 18 3.5.4 計算減速器傳動裝置的運動和動力參數 18 3.5.5 帶輪設計 19 3.5.6 減速器軸的設計 21 3.5.7 減速器齒輪設計 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 27 5 標準化審查報告 28 結 論 29 參考文獻 30 致 謝 32 1 緒論 1.1 課題背景與意義 近年來，我國玉米的種植面積與產量大幅增加。2021年，玉米種植面積超過3700萬公頃，產量達到1.5億至2.7億噸，玉米的穩(wěn)產對保障國家糧食戰(zhàn)略安全起著至關重要的作用[1]。我國玉米的總產量雖然令他國羨慕，但單產卻不盡人意。加強農業(yè)管理，控制雜草是提高玉米產量的有效途徑；其中，人工除草、化學除草和機械除草是應用最廣泛的除草方法，而其他除草方法由于成本高、適應性差，仍難以廣泛應用[2-5]。田間雜草是農業(yè)生態(tài)系統(tǒng)的一部分，雜草會與作物競爭生

14、長資源，導致作物營養(yǎng)不良，無法生長，也容易使病蟲害滋生，影響農作物的栽培。因此，農田雜草是制約作物高產的主要因素之一[6，7]。我國作為一個糧食消耗大國，每年因草害損失的糧食達數百億公斤[18]。因此，除草在農業(yè)生產中的地位極高。研究和開發(fā)除草技術和設備對保證糧食的生長具有重要意義?，F在世界上主要的除草方法有人工除草、化學除草、機械除草、生物除草和熱電除草等[8-10]。在經濟技術和社會的快速發(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清除行間和幼苗間的雜草。藥劑除草省力、省時、快捷、高效。然而，除草劑的長期使用也給農業(yè)帶

15、來環(huán)境污染和雜草抗性增強等問題，威脅著人們的飲食健康[11]。隨著全民環(huán)境保護意識的增強，機械除草的應用開始廣泛應用，機械除草是去除田間雜草最常用的方法 [12-15]。機械除草具有工作效率高、勞動強度低、無環(huán)境污染等優(yōu)點，還不會破壞土壤養(yǎng)分。隨著現代農業(yè)技術的發(fā)展，應用傷苗率低，無環(huán)境污染的除草機已經引起人們的關注[16，17]。然而，現在的機械除草存在許多問題，首先，現階段的除草機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)實施新政策后，土壤重量和粘度增加，現有的除草機在粘性土的條件下，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，設計和

16、開發(fā)一種既能控制行間苗間雜草，又能同減少運行功率消耗的新型機械除草設備具有重要意義[18]。 1.2 國內外研究現狀 行間除草機械已經有了長時間的發(fā)展，并且，大量型號的除草機已經得到推廣和使用。因為幼苗之間的雜草形狀與幼苗相似，因此幼苗之間的除草技術更加困難。隨著現代農業(yè)技術的發(fā)展，苗 (株) 間的除草機械逐漸發(fā)展起來[18]。 1.2.1 爪式株間玉米機械除草裝置 胡煉等[19,20]設計了一種帶有爪齒的進行余擺線運動的株間機械除草裝置（見圖1-1），該裝置通過算法來控制爪齒進行余擺線運動以達到避苗以及除草的目的。陳勇等設計了智能除草機器人人（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]設計了一種自動可視除草機器人。 圖1-1 爪式株間機械除草機 圖1-2 智能除草機 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。該除草機通過匹配載具的前進速度和爪齒轉速，同時實現了避苗和除草[25-30]。 圖1-3 爪式株間除草機構 1.2.2 刷式株間機械除草裝置 奧胡斯大學的Melander等人設計了一種刷盤式作物間除草機（見圖1-4）。它的原理是刷盤與地面相對旋轉，去除雜草。經驗證，該除草機除草除草率高，刷盤轉速與載具的行進速度對除草效果基本沒有影響 [31]。

18、 圖1-4 刷式株間除草機構 1.2.3 智能株間機械除草裝置 圖1-5展示了Hortibot帶有視覺檢測系統(tǒng)和GPS導航系統(tǒng)的株間除草載具人，實驗表明這種除草載具人具有更好的操作效果[18]。 圖1-5 智能型株間除草機器人 Blasco等人設計的一種用于蔬菜地的植物間除草平臺（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，依靠機械手末端釋放的高壓來達到除草的目的[19]。 圖1-6 智能化株間除草機 此外，現有的苗間除草裝置根據其有無電源可分為主動除草裝置和被動除草裝置[20]，被動除草裝置主要包括彈性齒、指狀和刷式除草裝置，其結構如圖1-7所示，該

19、類除草裝置的作業(yè)原理是依靠被動旋轉來除草[18]。 圖1-7 現有除草機構類型 近年來，隨著新的農業(yè)政策實施和全民環(huán)保意識的加強，機械除草已經逐漸被重視。對于機械除草裝置，我國也進行了相關研究，盡管取得了不少成果。但是，還存在一些問題： 1）我國的機械除草裝置的研究主要集中于行間除草，而對株間機械除草的研究，還是在模仿和改進他國的成果。 2）中國在質量大且粘性高的土壤條件下的農機研究比起國外已然落后。僅僅是修改了傳遞類型。除碎土率低以外，高運行功耗已成為除草機的主要制約因素。 35 2 技術任務書（JR） 2.1 設計依據 首先，傳統(tǒng)的除草機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)實施新政策后，土壤重量和粘度增加，現有的除草機在粘性土的條件下，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，設計和開發(fā)一種既能控制行間苗間雜草，又能同減少運行功率消耗的新型機械除草設備具有重要意義[18]。。本文在分析了現有的機械除草技術后，結合重且黏性高的土壤環(huán)境和壟作玉米的種植特點，設計了一種由回位彈簧、凸輪、擺桿、刀軸、除草刀、一級圓柱直齒輪減速器等部件組成的壟作玉米機械除草裝置。在原有裝置的基礎上，在除草機上方增加了減速器，增加了除草機主軸獲得的扭矩，與除草刀受到的力，以滿足除草作業(yè)的要求。 2.2 產品的用途及

21、適用范圍 本文設計的除草機適用于土壤環(huán)境具有粘性和重質轉化的農村土地，尤其適用于播種后幼苗剛剛發(fā)育的時期，因為此時，幼苗的形狀與雜草形狀更為接近，除草機可以準確地切割雜草，避免幼苗受傷。這樣，可以大大降低農村除草作業(yè)的強度，為農民節(jié)省時間。 2.3 主要技術參數 壟作玉米機械除草機構的主要技術參數如表2-1所示。 表2-1 主要技術參數 參數項目 參數 電動機功率（KW） 4.0 自重（kg） 29 凸輪擺桿長度（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 主要研究內容 本文擬設計一種壟作型玉米機械除草裝置。具體內容包括： （1） 凸輪搖桿機構的設計，具體是對凸輪輪廓，凸輪擺桿，凸輪運動角的設計，先確定除草刀刀刃曲線并通過刀刃曲線設計凸輪的運動角，根據主動件與從動件的配合確定凸輪的運動規(guī)律，通過極坐標法確定凸輪擺桿長度。 （2） 除草刀的設計，具體為除草刀基本尺寸設計，除草刀刀刃曲線和軌跡的設計，根據玉米壟臺的實際寬度和除草的覆蓋率確定除草刀的基本尺寸，根據玉米苗的直徑驅動除草刀的切刃曲線。 （3） 減速器的設計，具體為帶輪，齒輪的設計，傳動比的確定，電機的選擇。 3 設計計算說明書（SS） 3.1 整機結構及工作原理

23、 3.1.1 整機結構 壟作玉米機械除草機構的整機結構如圖3-1[18]所示。 圖3-1 凸輪搖桿式擺動型玉米苗間除草機構 3.1.2 工作原理 工作時，秧苗之間的壟作型玉米機械除草裝置與智能除草機相連，使兩把除草刀分別為位于作物育苗帶兩側的幼苗之間，用除草刀進行植株之間的除草操作時，隨著載具向前移動，除草刀靠近幼苗，智能耕作機檢測系統(tǒng)檢測出幼苗并發(fā)送信號給單片機，單片機對信號進行處理后，向電機驅動器發(fā)出指令，電機開始轉動。電機的轉動帶動除草機的主軸轉動。主軸向一對嚙合齒輪提供動力，齒輪下部是兩個凸輪，兩個凸輪分別推動其固定有除草刀軸的擺桿，此時除草刀成開背式，隨載具移動避開幼苗

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，完成避苗運動。這一過程可作為除草裝置的一個工作流程。 3.2 除草刀設計 3.2.1 除草刀基本尺寸設計 如圖3-2[18]所示，本文所描述機構的除草刀的結構尺寸主要有刀寬L1，車削中心到刀尖的距離L2，與回轉中心至刀背的距離L3組成。 圖3-2 除草刀結構示意圖 1.玉米幼苗 2.除草刀3.玉米壟作臺 在影響除草效率的諸多因素中，除草刀的寬度占據著很重要的地位，刀寬過小會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，會增加能耗。經查證，L/2一般≤l1≤l，l為玉米的壟臺寬度。我國的玉米壟臺寬度的平均值在1

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

26、+Kθ) (3-1) 式中： r—任意點極徑，mm； r0—起點極徑,mm； K—靜態(tài)滑切角正切值與極徑的比例系數[18]； θ—曲線上隨機點的極角,rad[18]； 根據文獻[38]，最終確定r0為118mm，K取0.78，除草刀厚度為7.83mm。 3.3 凸輪搖桿機構設計 本文擬用反轉法設計凸輪，設計思路是根據作業(yè)需求，設計出符合實際需求的凸輪運動角，確定擺桿的最大位移；選擇凸輪運動規(guī)律，確定凸輪機構基本參數，最后用反轉法做出凸輪基本輪廓。 3.3.1 凸輪基本尺寸的設計 （1）凸輪機構運動角以及最大行程的確定 凸輪機構的運動角分別為遠休止角和近休止角

27、，其中遠休止角是指：從動件停留在距凸輪回轉中心最遠的位置不動，這時對應的凸輪運動角是遠休止角。同理，從動件在距凸輪軸心最近處停止不動時對應的凸輪轉角稱為近休止角。兩位置擺桿的夾角為從動件的最大擺角，結合實際情況可以看出，如果要在工作過程中完成避苗除草的任務，需要在避苗過程中，除草刀張開的最大距離L＞保護區(qū)直徑d，經查閱后[18]，得d=62mm，故想要滿足要求，則需L=d，故通過作圖法可知，凸輪機構從動件的最大擺角為π/4。 根據除草的要求，除草刀的運動軌跡應為“菱形”，如圖3-3所示，其軌跡可以分為以下三部分：BC段是當設備接收避苗指令時，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，凸輪的運動也對應三個部分：推程、遠休止和回程。為了減少在運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，凸輪的運動角度為推程運動角?，回程運動角?'，遠休止角?s，近休止角組成?s'，如圖3-4所示。 圖3-3 避苗運動軌跡 圖3-4 凸輪工作段示意圖 圖3-3與圖3-4相互對應，且有： d2

29、角速度，rad/s[18]； SCD—凸輪處于遠休止段時，除草刀前進的距離，m[18]； SBF、SEF—凸輪出去近休止段1/2時，除草刀前進的距離，m[18]。 聯立式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動的基本運動規(guī)律作為凸輪的基本運動規(guī)律，擺桿位移計算公式為： 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—凸輪運動角，rad[18]； ψ—凸輪機構擺角，rad[18]。 由此可得到凸輪的基本參數：基圓半徑Rb，

31、中心距LOA，如圖3-5所示。 圖3-5 凸輪機構基本參數 經查閱資料[34]可知，機架長度計算公式為： LOA=1.33Mrmax1+dψdΦLATMr+JAd2ψd?2ω2cosψb+ψ2 (3-5) 式中： Mr—擺桿運行載荷，N.M； JA—擺桿轉動慣量；kg/m2。 LAT—擺桿回轉中心與凸輪切點之間的距離；mm。 為保證凸輪運轉時不出現失真現象，可以將先前的數據帶入式3-5可得，LOA=63.37mm。根據參考文獻[]，本文取凸輪基圓半徑Rb=36.73mm。 3.3.3 擺桿長度設計 要測定擺桿長度，則必須先得出基圓擺角： ψb=arcsinRb

32、LOA (3-6) 由文獻[34]可知，凸輪擺桿機構需滿足最小桿長條件 Lmin=maxLOAcos?(ψb+ψ)1+dψd?-minLOAcos?(ψb+ψ)1+dψd? (3-7) 式中： LOA—機架與凸輪回轉中心的距離，mm； ψb—基圓擺角，rad； ψ—凸輪擺角，rad。 且擺桿邊緣點到凸輪回轉中心的距離也有 Rmax=maxLOAcos?(ψb+ψ)1+dψd? (3-8) 將以得出的數據帶入公式3-7，3-8，即可得出，凸輪的最小桿長應該是64.47mm。 3.3.4 凸輪機構輪廓曲線的設計 凸輪為對心擺動凸輪，

33、且在3.3.1.2中已確定了從動件的運動規(guī)律以及凸輪的遠近休止角，故可有擺角-位移曲線圖，根據曲線圖（圖3-6），可利用反轉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確定 3.4.1 除草刀的運動分析 在避開玉米幼苗的過程中，除草刀的運動主要是從開背位置開始。割草機的開刀，回刀運動隨載具向前移動而進行，并同時將除草刀繞自身的刀軸順時針旋轉。將除草刀跨過玉米幼苗的運動過程視為具有均勻速度的直線運動。選擇除草刀上離刀軸距離最遠的點E作為參照物 ，以除草刀的回轉中心(即刀軸的位置)為原點，智能耕耘機

34、的前進方向為Y軸的正方向。在運動過程中，除草刀有三個動作，以避免玉米幼苗受到傷害，刀尖E點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點極徑，m； θ0—E點與原點的連線與 Y軸正方向的初位置夾角，rad； θ1—E點的極徑與Y軸正方向的最大角，rad； ω1—除草刀的旋轉角速度，rad/s； s0—從初始位置到完全張開過程中，除草刀轉動中心的位移，mm； s1—除草刀跨過幼苗時，除草刀回轉中心的位移，mm； t—時間，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，應根據載具的速度，除草刀角速度和除草刀形狀來確認刀尖E點的軌跡。當除草刀切刃曲線確定時，載具的前進速度和除草刀的轉速都會改變智能耕耘機的刀刃切割路線，這可以

36、降低雜草不被切割的可能性。由于3-9，3-10，3-11均為與位移相關的公式，則三個公式分別對時間求導即可得到除草刀E點的速度，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，刀尖E點速度，m/s； v2—除草刀跨苗時，刀尖E點速度，m/s； v3—除草刀回位時，刀尖E點速度，m/s。 由文獻[35]可知，除草刀本身的切割速度要想達到較低的傷苗率，其速度不應超過3.9m/s[35]，其載體的移動速度則應處于0.75～1.0m/s，ρ取0.07m，此時與

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，可得智能中耕機的刀軸的轉速為2.2～2.5r/s。 3.4.2 除草刀受力分析及彈簧參數 彈簧是除草刀回位時的主要工具，其參數對除草刀回位時的狀態(tài)有很大影響，故由如圖11受力分析： 由圖可知，彈簧會提供一個力矩Q來使除草刀回到初始位置，則彈簧力矩的表達式為： Q=k?ylb (3-13) 式中： k—彈簧剛度; ?y—彈簧形變量，mm； lb—擺桿長度，mm。 Qf是除草刀工作時收到的阻力力矩，經查閱得Qf=pd，其中p為其阻力，d為施加力的力臂長度：由于在實際

38、工作情況中，影響除草刀阻力的因素很多，因此，根據[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； G——單個除草刀所受重力，F； a——深度，m； b——寬度，m； μ——靜態(tài)阻力系數； ε——動態(tài)阻力系數。 若要及時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聯立可得出的新式為： k≥fG+abμ+εv02d?yLb (3-16) 經查閱可以發(fā)現，在除草機的結構設計中，彈簧形變量取?y∈0，46mm，f∈[0.33，0.61]，故本文取0.4，經過驗證，近年來我國粘重土壤的靜態(tài)阻力系數μ為38000N/m2，動態(tài)阻力系數ε為3800N·s2/m4，深度a取0.013m，寬度b為0.11m，單個除草刀所受重力為380N，lb取0.063m，力臂長度d取0.01m，v0取0.6 m/s將以上數據帶入3-16，可得出彈簧的剛度為72N/mm，經查證，得出材料選用65Mn，彈簧直徑選擇25mm，彈簧匝數為15。 3.

40、4.3 齒輪軸及齒輪設計 表 3-1 齒輪具體參數 參數 參數 齒數（大） 83 齒數（小） 17 分度圓直徑（大）(mm) 83 分度圓直徑（?。?mm) 17 模數 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 經過之前的計算，除草刀轉速是已知的，經查閱資料[18]后，電機選擇4對級電機（Y100L-8），電機轉速740r/min，需要轉速在130~160r/min之間，則傳動比暫取i=5：1，轉速為148r/min，符合要求。 搖桿的旋轉軸間距為140mm，凸輪的旋轉軸與搖桿的轉軸距離為L=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z≧17。考慮到凸輪基圓Rb=36.73mm，假設當其與搖桿相切時為搖桿為豎直狀態(tài)，此時兩軸之間的距離為66mm，取模數為m=1，壓力

42、角α=20°，大齒輪齒數Z1=66，小齒輪齒數為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，該中心距非標準中心距，更改中心距為a=50mm，小齒輪齒數Z1=17，得Z2=83，得到減速比i=4.88，計算出轉速為n=151.6r/min，滿足要求。及得到齒輪的具體數據如表3-1所示。 對于該小齒輪的設計，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度如下圖3-7所示： 圖3-7 各位置直徑和長度 大齒輪設計，軸徑選擇Φ15方便加工和制作，鍵槽選擇A4X8對應的鍵槽

43、深度和寬度即可。 對于小齒輪軸的設計，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，表面選擇調質處理，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； P——電動機功率，W。 得dmin≧9.6mm，無鍵設計，取最小可配標準軸承d1=10mm，則d1=10mm，LⅠ-LⅡ

44、=10mm,軸肩d2應在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L0=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——軸的計算應力，MPa; M1——軸所受的彎矩，N?mm; α——折合系數； T——軸所受扭矩，N?mm。 帶入數據，得σca=35MPa<60MPa。故強度合格。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 減速器設計 3.5.1 擬定減速器傳動方案 經過前面四個小節(jié)的運算，可以看出，除草刀的轉速為2.2～2.5r/s，得到除草機構中凸

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

47、選擇 （1）電動機類型和結構形式 經驗證，選用Y100L-8系列電動機，臥式全自動封閉結構。 （2）電動機容量 ?卷筒軸的輸出功率Pw F=2800r/min PW=F×v1000= 3.08kw （3-20） 式中： F—卷筒軸轉速，r/min； v—卷筒軸線速度，m/s。 ?電動機輸出功率Pd Pd=Pwt，t=t1×t22×t3×t4×t5 (3-21) 式中： Pw—卷筒軸的輸出功率，W； Pd —電動機的輸出功率，W。 t—傳動總效

48、率。 式中，t1，t2，…為從電動機到卷筒之間的各部分的效率。經查表可得： 表3-1 名稱 數量 效率(%) 彈性聯軸器 1個 t4=0.99 滾動軸承 2對 t2=0.99 圓柱齒輪閉式 1對 t3=0.97 V帶開式傳動 1幅 t1=0.95 卷筒軸滑動軸承(潤滑良好) 1對 t5=0.98 則將上述數值帶入式3-21可得t=0.8762 ， Pd=PWt=3.515 ?電動機額定功率Ped 由參考文獻[18]可知，帶動除草機構的電動機的額定功率為Ped=4KW。 （3）電動機的轉速 為了便于選擇電源電壓，需要先估算電動機轉速的

49、范圍。查表后可得，V型帶傳動傳動比范圍一般為2～4，單級圓柱齒輪傳動比范圍一般為3～6，則可選電動機的最大,最小轉速分別為： Nmin=Nw×6=360.1449r/min Nmax=Nw×24=1440.6 r/min (3-22) 式中： Nw—驅動卷筒轉速，rad/s； Nmin—電動機最小轉速，rad/s； Nmax—電動機最大轉速，rad/s。 故同步轉速為960r/min，選定電動機型號為Y100L-8。 （4）電動機的技術數據

50、由查表可得，Y100L-8型電動機的技術數據如表3-2所示。 表3-2 電機型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 電機質量 軸頸mm Y100L-8 4KW 960 1000 73 28 且查表得，大齒輪數z1與小齒輪數齒數z2之比為z1z2=10119=5.3158 3.5.3 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 （1）傳動裝置總傳動比 Nm=960r/min： i=NmNw =96060.0241=15.9936 (3-23) 式中

51、： Nm—同步轉速；rad/min。 （2）分配各級傳動比 取V帶傳動比i1=3，則單級圓柱齒輪減速比為： i2=ii1 =15.99363=5.3312 （3-24） 式中: i1 —V帶傳動比； i2—單級圓柱齒輪減速比。 所得i2值符合圓柱齒輪和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。 3.5.4 計算減速器傳動裝置的運動和動力參數 （1）各軸轉速 電動機軸為0軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，低速軸為Ⅱ軸，各軸轉速為： n0=nm n1=N0i1 =60.02413=320r/min n2=n1i2=3

52、205.3312=60.0241r/min （3-25） 式中： n0 —電動機轉速，rad/s； n1 —高速軸轉速，rad/s； n2 —低速軸轉速，rad/s。 （2）各軸輸入功率 按輸出功率Pd計算各軸輸入功率，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 —電動機功率，W; P1 —軸I的功率,W; P2 —軸II功率,W; t1 —V帶開式傳動的傳動效率； t2 —滾動軸承傳動效率； t3 —圓柱齒輪閉式的傳動效率。 （3）各軸轉矩 T0=9550×P0n0 =39.7917 Nm T1=9550×P1n1 =113.4063Nm T2=9550×P2n2 =580.5878 Nm （3-27） 式中： T0 —電動機轉矩，Nm； T1 —軸I轉矩，Nm； T2

54、—軸II轉矩，Nm。 3.5.5 帶輪設計 （1）功率計算 P=Ped=4Kw，一班制工作８小時，載荷平穩(wěn)，原動機為籠型交流電動機經查表可得KA=1.1； 計算其功率為： Pc=KA×P＝4.4kw （3-28） 式中： Pc—帶輪工作功率，W； P—電動機功率，W。 （2）選擇普通Ｖ帶型號 n0 =960r/min，根據Pc=4.4Kw，n0=960r/min，由參考資料[39]查得坐標點位于A點，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故取標準件，則由d2=355mm。 （4）驗算帶速 驗算帶速得： v=πd1n060000 (3-29) 式中： d1——小輪直徑，mm; n0——電動機軸轉速,rad/s。 從動輪轉速 n22=n0×d1d2=270.4225rad/s n21=n03.5=274.2857rad/s 從動輪轉速誤差為n22-n21n21=-0.0141 （5）V帶基準長度和中心距 ?計算中心距 中心距的范圍為： amin=0.75×d1+d2=341.25mm amax=0.8×d1+d2=364mm

56、 a0=350mm ?計算帶長 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—傳動帶長度，mm。 ?選定帶的基準長度 根據參考文獻[40]可得基準長度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）驗算小帶輪包角 驗算包角 α1=180-d2-d1×57.3a=145.2107>120 （3-31） 故根據文獻查閱可得，包角合格。 （7）求V帶根數 根據之前算出的數據可得n1=960r/min，d1=120mm，查表可得P0=0.95 傳動比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帶的根數為：z=4.40.92×0.99=3根 （8）計算作用在帶上的壓力 經查表可得，單根V帶的初

58、始壓力為： FQ=500pczv2.5Kα-1+qv2 (3-32) 式中： FQ——單根V帶的初始壓力,F； z——V帶的數量。 3.5.6 減速器軸的設計 初做軸直徑： (3-33) 式中： d——軸的直徑，mm; c——系數； 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與聯軸器聯接，且聯軸器為標準件，由軸II扭矩，查表可知，取YL10YLd10聯軸器，又由于Tn=630>580.5878Nm ，軸II直徑與聯軸器內孔一致，取d2=45mm 3.5.7 減速器齒輪設計 （1）齒輪強度計算 由n2=320r/min，P=3.8Kw，i=3可知，采用軟齒面，小齒輪40MnB調質，齒面硬度為260HBS，大齒輪用ZG35SiMn調質齒面硬度為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——小齒輪許用應力，MPa； SH2——大齒輪許用應力，MPa； σH1 ——小齒輪接觸應力，MPa； σH2 ——大齒輪接觸應力，MPa。 因：σFlim1=240MPa，σFlim2=180MPa，SF=1.3 σF1=σFlim1SF=185MPa

61、 σF2=σFlim2SF =138MPa (3-35) 式中： σF1 ——小齒輪彎曲應力，MPa； σF2 ——大齒輪彎曲應力，MPa。 （2）設計接觸強度設 經查證，取載荷系數K=1.5，齒寬系數σa=0.4則小齒輪上的轉矩為： T1=9550×PN=113.4063Nm a≥μ±13335σH2KT1φa （3-36） 式中： a——中心距，mm； K——載荷系數； T1——小齒輪轉矩，N.m； μ——大小齒

62、輪齒數比。 則有u=i=5.333，代入數據得：中心距a為124.2331mm,齒數z1=19，則z2=z1×5.333=101，模數m=2az1+z2=2.0667取模數m＝2.5，確定中心矩a=mz1+z22 =150mm，齒寬b=φa×a=60mm，b1=70mm，b2=60mm。 （3）驗算彎曲強度 齒形系數YF1=2.57，YF2=2.18，根據參考文獻可知，輪齒彎曲強度： 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—小齒輪輪齒彎曲強度，KN ； σF2—大齒輪輪齒彎曲強度，KN。 按參考文獻應選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度為標準壓力角d=mz=252.5mm，Ft=2T/d1=5852.5N，Fr=5852.5×tan20=2031.9N （1）求垂直面的支承力Fr1，Fr2 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； FH2—大直徑軸水平平面的支承力，F。 Ft—圓周力，F。 （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）求軸傳遞轉矩 T=Ft×d2/2=2791.2×2.5×101/2=352.389Nm (3-44) 式中: T—軸的傳遞轉矩，Nmm； Ft—圓周力，F； d2—小圓直徑，mm。 （7）求危險截面的當量彎矩 從圖可見a-a截面是最危險截面，其當量彎矩為 (3-45) 式中： Me—當量彎矩，Nm； Ma—軸所受彎矩，Nm； a—折合系數； T—轉矩，Nm。 軸的扭切應力是脈動循環(huán)應力,取折合系數a=0.6代入上式可得。 （8）計算危險截面處軸的直徑 軸的材料，用45#鋼，調質處理，由表14-1查得σb=650MPa，由表13-3查得許用彎曲應力，所以 d≥3Me0.1×σ-1b=25.40mm (3-46) 式中： d——軸的最小危險直徑，