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自走連續(xù)振動式紅棗收獲機設計 學生姓名 楊海斌 學 號 8011212125 所屬學院 機械電氣化工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 16-1 指導老師 郭文松 日 期 2016.05 塔里木大學機械電氣化工程學院制 16 屆畢業(yè)設計 塔里木大學畢業(yè)設計 前 言 果業(yè)是人類生存和社會發(fā)展的經(jīng)濟基礎，果業(yè)產(chǎn)業(yè)應該是一個可持續(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 搖法是應用最多的一種機械采收方法，是國外應用較多、適用性較好的采收機型。然而，國內果 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。 關鍵詞：紅棗；收獲機；振動式 塔里木大學畢業(yè)設計 目 錄 1 緒論 ........................................................................................................................................1 1.1 課題研究的目的及意義 ..................................................................................................................1 1.2 國內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 轉矩計算 ..........................................................................................................................................5 4 主要零部件設計 ...........................................................................................................................................6 4.1 減速機的選擇 ..................................................................................................................................6 4.2V 帶的設計計算 ...............................................................................................................................6 4.3 帶輪計算 ..........................................................................................................................................8 4.4 滾子鏈傳動設計計算 ......................................................................................................................9 4.5 鏈輪計算 ........................................................................................................................................10 4.6 直齒圓錐齒輪計算 ........................................................................................................................11 4.7 軸的設計 ........................................................................................................................................15 5 軸的校核 ........................................................................................................................................................19 5.1 按扭轉剛度條件計算 ....................................................................................................................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 ...............................................................................................................................................................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、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)?；a(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)林科學院研制的枸杞采摘機；內蒙古自治區(qū)園藝科學研究所 研究了噴灑 40%乙烯利溶劑的沙棘化學采收法；內蒙古林業(yè)研究院應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。 塔里木大學畢業(yè)設計 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)學模型，在櫻桃田間采收試驗中，實驗結果與該 模型預測結果的相關系數(shù)約為 0.99。樹冠振動式收獲：韓國忠南國立大學 S.W.Lee etal.對紅棗的 物理力學特性研究，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，兵團以及國內林果業(yè)機 械化發(fā)展步伐緩慢，國內林果收獲機研制也沒有提供相應的技術和經(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。為了應對矮化密植紅棗種植面積迅猛增長帶來的收獲難題，國內自 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，同時還有指導老師的指導，可以總結出該矮化密植紅棗收獲 機設計要求為：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)旋轉的 方式敲擊樹枝，敲擊棒為橡膠材質，盡量減少對樹枝的損傷。 塔里木大學畢業(yè)設計 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 承接導向器 圖 2-1 門式高架采果機 2.2 總體方案設計 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 塔里木大學畢業(yè)設計 4 接，將動力遞給減速機，帶動減速機旋轉，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)大皮帶輪的轉動，皮帶應用張緊輪張 緊，并采用防護罩，以防止灰塵。大皮帶輪轉動帶動軸的轉動，以實現(xiàn)同軸連接鏈輪轉動，主動 鏈輪的轉動帶動其余兩軸兩個從動鏈輪轉動，從動鏈輪轉動帶動同軸相連接錐齒輪的轉動，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，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。 塔里木大學畢業(yè)設計 5 3 總體計算 3.1 傳動比分配 選擇轉速為 540 r/min 后動力輸出軸，執(zhí)行機構敲擊棗樹的頻率為 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 轉矩計算 額定轉矩 T =9550P /n 276.07 Nmd動 力 輸 出 軸 m 輸入減速機轉矩 T =T 273.31 Nm減 速 機 聯(lián) 軸 器 小帶輪軸轉矩 T =T i1495.85Nm小 帶 輪 減 速 機 減 速 器 大帶輪軸轉矩 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 軸轉矩 T =T 1861.79 Nm1錐 大 帶 輪 滾 動 軸 承 鏈 條 上錐齒輪 2 軸轉矩 T =T 1510.73Nm2錐 錐 滾 動 軸 承 鏈 條 錐 齒 輪 下錐齒輪 3 軸轉矩 T =P 1678.59 Nm3錐 1錐 滾 動 軸 承 錐 齒 輪 下錐齒輪 4 軸轉矩 T = P 1362.07 Nm4錐 2錐 滾 動 軸 承 錐 齒 輪 塔里木大學畢業(yè)設計 6 4 主要零部件設計 4.1 減速機的選擇 通過查閱相關材料，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% ；結構緊湊， 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運轉 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 帶的設計計算 （1）條件給定 已知：小帶輪轉速 n =90 r/min，大帶輪轉速 n =60 r/min。1 2 減速機輸出功率 P=13.91 kW。 （2）設計功率 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，小帶輪轉速 n =90 r/min，選 D 型帶。d 1 （4）傳動比 i 塔里木大學畢業(yè)設計 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。 塔里木大學畢業(yè)設計 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。 塔里木大學畢業(yè)設計 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 塔里木大學畢業(yè)設計 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 塔里木大學畢業(yè)設計 11 齒側圓弧半徑 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 果 齒寬 齒側倒角 齒側半徑 齒全寬 內節(jié)內寬 排數(shù) 1fb公 稱a公 稱xrfn1b19 4.1275 31.75 19 見教材機械設計表 9-1，取為.20 1 4.6 直齒圓錐齒輪計算 塔里木大學畢業(yè)設計 12 圖 4-2 錐齒輪尺寸圖 已知：兩個錐齒輪轉數(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矩 = = Nmm (4-21)nPT 510.96053.1.96108 材料選擇兩齒輪材料為 45 號鋼調質，取為 7 級精度，初取 m=5 mm。 （3）設計計算 m 1）由設計計算公式可得 (4-22)3251).01( 4FRSaFuzYKT m-模數(shù) K-載荷系數(shù) T-轉矩 Y -齒形系數(shù) Y -應力矯正系數(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 塔里木大學畢業(yè)設計 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 塔里木大學畢業(yè)設計 21 6.1 鍵的選擇 平鍵具有結構簡單，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，許用轉矩為 1250 Nm，極限轉速 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計課本） 塔里木大學畢業(yè)設計 22 7 總 結 畢業(yè)論文是本科學習階段一次非常難得的理論與實際相結合的機會，現(xiàn)將設計總結如下： （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，所以應控制振動棒的 振動頻率在合適的范圍內。 （3）本次設計仍有很多缺點，發(fā)展矮化密植紅棗采收裝置仍然很多內容需要探索。 塔里木大學畢業(yè)設計 23 致 謝 本畢業(yè)設計的完成，首先得感謝指導教師的悉心指導，在畢業(yè)設計這段時間里，為我創(chuàng)造了 良好學習環(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、治學態(tài)度上言傳 身教，尤其是在多次修改設計圖的過程中他以極大的耐心幫助修改我的設計，使我深受感動，同 時感謝所有教導過我、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。 大學四年學習時光已經(jīng)接近尾聲，在此我想對我的母校，我的老師和同學們表達我由衷的謝 意。感謝我的母校給了我在大學的本科四年深造機會，讓我能繼續(xù)學習和提高。大學四季如歌的 校園，美麗如詩的風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院的每位老師，謝謝你們在學習上、生活中給予我的關 心與支持。衷心祝愿塔里木大學的明天更加美好！ 塔里木大學畢業(yè)設計 24 參考文獻 1成大先.機械設計手冊 單行本 液壓傳動.化學工業(yè)出版社， 2004: 311-317. 2西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室.機械設計 .第九版.高等教育出版社，2014:72-78. 3朱家誠.機械設計課程設計.合肥工業(yè)大學出版社， 2005:43-201. 4甘永立.幾何量公差與檢測.上?？茖W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大連理工大學工程圖學教研室.機械制圖.高等教育出版社， 2007:1-346. 8成大先.機械設計手冊 單行本 機械傳動.化學工業(yè)出版社， 2004:102-210.