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1、茶树修剪机的设计(毕业论文) 分类号 TH6单位代码 11395 密 级 学 号0805250113学生毕业设计(论文)题 目茶树修剪机的设计作 者院 系能源工程学院专 业机械设计制造及其自动化指导教师答辩日期2012 年 5 月 27 日榆 林 学 院毕业设计(论文)诚信责任书 本人郑重声明:所呈交的毕业设计(论文),是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果。毕业设计(论文)中凡引用他人已经发表或未发表的成果、数据、观点等,均已明确注明出处。尽我所知,除文中已经注明引用的内容外,本论文不包含任何其他个人或集体已经公开发表或撰写过的研究成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体,均已在文中
2、以明确方式标明。 本人毕业设计(论文)与资料若有不实,愿意承担一切相关的法律责任。论文作者签名: 年月日摘 要 茶树修剪机是基于生产过程中茶树修剪的实际需要而设计的高效茶树修剪设备,主要用于茶树的深修剪和重修剪。 本次设计的是手推式茶树修剪机,避免了背负式和手提式的负荷作业。整个设计经历了茶树修剪机总体、传动系统和机架等的设计过程。首先进行茶树修剪机的总体结构设计,包括设计步骤、设计构思和拟定传动方案;其次进入到零部件的选型和设计,依次包括汽油机的型号选择、普通V带传动系统的设计、刀片的设计、轴的设计校核以及机架的设计。其中,设计的弧形刀刃能锁紧茶树枝干,增加了切口的平整度,将对茶树的伤害降到
3、最低;最后阶段进行了零件图和装配图的绘制工作。 本次设计的茶树修剪机可以实现茶树的机械化修剪,能降低劳动强度,有效的提高了生产效率,保证鲜叶品质,符合清洁化规模生产的要求,降低了生产成本。 关键词:茶树修剪机;传动系统;弧形刀片The Design of the Tea Tree TrimmersABSTRACT Tea tree pruning machine is designed based on the actual needs of the tea tree pruning in the production process and high tea tree trimming eq
4、uipment, mainly for deep pruning and heavy pruning of tea. The design of the push tea trimmers can avoid the knapsack and hand-held load operationThe design experience of the tea tree trimmers consist of the transmission system and rack design process in general. Firstly,it needs to conduct overall
5、structural design of the tea tree trimmers, including the design steps, design ideas and the development of the transmission scheme; Secondly,it is going on the selection and design of components, followed by gasoline model to select the ordinary V-belt drive system design, blade design axis of the
6、design check and design of the rack. Among them, the curved blade can lock tea tree branches to increase the flatness of the incision, the design will decrease tea tree damage to a minimum; In the final stage, it has to go onthe drawing of the parts and assembly drawings. The designed tea tree trimm
7、ers can be mechanized pruning of tea , can also reduce labor intensity, improve production efficiency, at the same time, it can ensure the quality of fresh leaves, in line with the requirements of the clean-scale production and even reduce production costs. Key words:Tea tree trimmers; Transmission
8、system ; Curved blade 目 录摘 要IABSTRACTII1 绪论11.1设计目的及意义11.2 国内外发展现状11.2.1 国内发展现状11.2.2 国外发展现状21.3 设计的主要技术指标32 设计构思52.1 设计步骤52.2 机器的结构构思52.3 拟定传动方案63 零部件的选型和设计73.1汽油机型号的选择73.1.1 汽油机的功率计算73.1.2 选取的汽油机型号83.2 普通V带传动系统的设计83.2.1 带的设计93.2.2 带的设计123.2.3 带轮的设计133.2.4 带轮的设计143.2.5 带轮和的设计153.3 刀片的设计153.3.1 刀片材料
9、的选择163.3.2 刀片的结构设计163.3.3 刀片加工路线的制定173.4 轴的设计和校核183.4.1 轴的设计183.4.2 轴的设计223.4.3 轴的设计253.5 机架的设计283.5.1机框的设计283.5.2 机头的设计293.5.3 机架的结构图303.5.4 机架高度的调节31结 论33参考文献35致 谢37附 录39附录A 带的设计过程39附录B 轴的设计过程431 绪论1.1设计目的及意义 茶叶是我国传统的经济作物。据2010年茶叶蓝皮书指出:2009年中国茶园种植面积达186万hm2,产茶量135万吨,居世界第一;茶叶出口30.3万吨,创汇7.05亿美元,总量和金
10、额连续6年创历史新高。中国茶叶经济进入了快速发展阶段,产业规模不断扩大1。但在目前情况下,大多数的茶农对茶树的深修剪或重修剪一般都采用的是人工用大剪刀进行修剪,这样不仅劳动强度大而且生产效率非常低。所以茶农迫切需要茶树修剪机来对茶树进行深修剪和重修剪。 本次设计就是想研发出一种手推式茶树修剪机,避免了手提式或背负式的负荷作业,能有效的提高生产效率,保证鲜叶品质,实现高要求的清洁化规模生产,降低劳动强度,降低生产成本。同时,设计的弧形刀刃能锁紧茶树枝干,增加了切口的平整度,将对茶树的伤害降到最低。 1.2 国内外发展现状1.2.1 国内发展现状 我国采茶机械研究开发工作始于1958年,至今已走过
11、50多年漫长曲折的历程。1965年以前,主要是根据我国茶园特点对采茶机的采摘原理而动力类型进行反复的研究和选择。此后,采茶机的研制工作在我国各产茶省普遍展开。到70年代后期,先后提出过十多种单人采茶机型,并组织过几次全国性的对比实验,但最终因这些机具动力、软轴不过关和机器本身制造质量水平不高,未能在生产中大量应用。到70年代末期,受日本机械化茶树修剪的影响,我国开始了茶树修剪机的研制。这一时期开发的数种平形、弧形往复切割式以及各种轻、深、重茶树修剪机,因机具的动力需向日本引进,而且还受制造厂企业规模的限制,部分零部件的质量欠稳定,因此推广应用进展较慢。80年代末期,我国开始与国外合资生产茶树修
12、剪机,在杭州和长沙先后组建了浙江川崎茶叶机械有限公司和长沙落后茶叶园林机械有限公司。这两家合资企业均从日本进口零部件进行装配成台,为了抓住这一契机,农业部等部门自80年代末期开始,一方面组织各主要采茶省的有关机械厂家对茶树修剪机的生产技术进行引进、吸收,加速国产茶树修剪机的发展速度,另一方面大力抓推广应用工作,从而使我国的茶树修剪机机械化事业步入了新的发展阶段。 为了满足国内茶区对茶树修剪机的需求,我国有关部门十分重视和支持国内有关厂家采取多种形式生产茶树修剪机。例如完全国产、主件进口配件国产和散件进口国内组装等。浙江川崎茶叶机械有限公司和长沙落合茶叶园林机械有限公司为进口日本散件在国内组装修
13、剪机的中外合资厂家,而杭州采茶机械厂、南昌飞机制造公司、宁波电机厂、无锡扬名采茶机厂,福州建新农机厂和泰州林业机械厂等,以零部件全部国产或个别零件进口,大部分零部件式生产茶树修剪机。 我国茶树修剪机械化事业之所以长期徘徊不前,主要原因之一是国产的修剪机械质量不过关,这主要是我国小型动力机、机械加工、技术设备水平低和原材料质量不高等综合因素造成的。近几年来,国内有关部门认真总结了经验教训,开始重视对国外茶树修剪机技术的消化吸收,从而设计开发了符合我国国情的茶树修剪机械,并形成了自己的特色,加之国内综合工业的水平的不断提高,使我国国产的茶树修剪机械现已接近国外进口同类机械的水平。 1.2.2 国外
14、发展现状 国外对茶树修剪机的研制工作起步比较早。在茶树修剪机械的研制与开发过程中,尤以日本、前苏联等一些茶叶种植发达国家研究的较深,开发的重修剪机型号也较多。例如,日产的E7B-750型单人修剪机配日本单缸二冲程1.03kw(1.4马力)汽油机,采用平刀片往复式切割,切割幅宽750mm。具有以下特点:重量轻,方便单人操作,平形、弧形树冠均可使用,适应性好;发动机性能好,操作简便,机身上设有停车按钮及汽油机调试控制手柄,刀片动、停、快、慢控制十分方便。 早在80年代末期,日本川崎茶机和落合茶机公司先后进入中国,在国内引进组装采茶机和茶树修剪机等,基本上占领了中国的茶树修剪机市场,取得了良好销售业
15、绩2。此外,日本的小松和德国施蒂尔等园林绿化修剪机也在中国茶园中得到大量推广应用,还有日本共立、新大华、本田,意大利红叶、美国百力通、台湾海马等。 目前,国外对茶树的轻、中修剪机械的研制及应用均已成熟,并进入大面积应用推广期。1.3 设计的主要技术指标 本次设计的主要技术指标如下: (1)刀具的使用寿命:420h左右 (2)修剪树高:50-70cm (3)修剪幅宽:500cm (4)工作效率:最高0.24hm2/h; (5)切口的平整度:平均80% 2 设计构思 2.1 设计步骤 (1) 查阅大量的茶树和茶树修剪设备的相关文献 (2) 根据机器的技术指标、工作场所等进行设计分析 (3) 初步确
16、定整台机器的结构, 拟定传动方案 (4) 具体零部件的选型、设计校核 (5) 装配图和零件图的绘制 2.2 机器的结构构思 目前,茶树修剪机都是在户外工作,动力不宜选取电动机,一般首选小型的汽油机。在能达到动力输出要求的前提下,为了降低生产成本,传动方式首选普通V带传动。为了达到设计幅宽的要求,在机架的前排并列的安置了三个刀片及带轮结构,在轴的两端安装轴承可以实现轴的固定。考虑到要降低劳动强度,可以采用手推式作业,将设计的各个构件装置在机架上。并且,在机架的前端可以装上机头,有利于修剪作业。综合考虑上述技术指标、机器的经济性和所需传动的准确性,拟定了整台机器的示意图 1?汽油机 2?带轮 3?
17、V带 4?轴 5?机头 6?刀片 7?定位销 8?机架把手图2-1 机器的示意图注:在图中刀片(6)的位置处,垂直纸面并列的安置了三个刀片及带轮结构。2.3 拟定传动方案 根据上述的结构构思,拟定了两种传动方案。 以下图中的三个刀片结构是垂直于纸面并列安置在机架上的,以求达到设定的修剪幅宽。 方案一: 图 2-2 第一种传动方案 方案二: 图2-3 第二种传动方案 方案一中的动力直接通过V带,从汽油机输送到带轮上,方案二的动力则是通过联轴器和减速器传输到带轮上的,提高了机器的生产成本,同时也增大了机器的结构尺寸。因此,从机器整体结构的紧凑性、经济性和传动所需要的准确性方面考虑,决定采用第一种传
18、动方案。 3 零部件的选型和设计 基于上述设计构思确定的传动方案,接下来就可以进行具体零部件的设计。本章的主要内容包括汽油机型号的选取、普通V带传动系统的设计、刀片的设计、轴的设计校核和机架的设计。其中,V带传动系统的设计包括带的设计和带轮的设计两部分内容。3.1汽油机型号的选择 查阅茶树修剪的相关资料,确定刀片的切削力、转速和切削半径,基于上述参数可以计算出刀片的功率,进而可以选定汽油机的型号。确定有关参数如下: (1)刀片的切削力F100N; (2)刀片切削的最大半径R50mm; (3)刀片转速n1500r/min; (4)每级普通平带的传动效率10.94; 5 汽油机的效率; 图3-1
19、刀片示意图 3.1.1 汽油机的功率计算 3.1.2 选取的汽油机型号 查阅文献7,选择由上海三菱重工业(上海)有限公司生产的型号为GM182LN的汽油机,启动方式为反冲起动器或电起动器,额定功率P3.3kw,额定转速n11800r/min,扭矩T23.1N.m,外形尺寸为317.5354.5353mm,净重15.8kg。3.2 普通V带传动系统的设计 普通V带传动系统的设计主要内容包括:带、带的设计以及相应带轮的设计。各带及带轮在传动机构中的位置如图3-2所示: 图3-2 带及带轮示意图图 由于带和带的设计要求一样,故只需设计带。 以下公式、查阅的图表如不特别说明,均来自文献8。 3.2.1
20、 带的设计 (1)确定计算功率Pca1 表3-1工作情况系数KA 工 况 KA空、轻载起动重载起动每天工作小时数/h1010161610101616载荷变动微小液体搅拌机,通风机,和鼓风机(7.5kW)、离心式水泵和压缩机、轻型输送机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式输送机(不均匀载荷)、通风机(7.5kW)、旋转式水泵和压缩机、发电机金属切削床、旋转筛、剧木机和木工机械1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩机、起重机、磨粉机、冲剪机、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载运送机1.21.31.41.41.51.4载荷变动很大破碎机(旋转
21、式。颚式等)、磨碎机(球磨、棒磨、管磨)1.31.41.51.51.61.8 由表3-1查得Ka1.1,由文献中公式得 (3-1) (2)选择普通V带的型号 根据Pca13.63kw,n11800r/min,查阅文献中普通V带选型图,选用A型普通V带。 (3)确定带轮的直径dd1和dd2 查阅文献,选取dd1125mm,并且。 大带轮的直径为 根据普通V带轮的标准直径系列表,选取标准值dd2150mm。 则实际的传动比 从动轮的转速为1500r/min 从动轮的转速误差为: 在5%的范围内,为允许值。 (4)验算带速V1 由带速公式得 (3-2) 11.8m/s。 在530m/s的范围内,故带
22、的速度大小合适。 (5)定带的基准长度Ld1和实际中心距ai 按结构设计要求初定中心距,由初选带传动的中心距公式得: 0.7(dd1+dd2)a012dd1+dd2 (3-3) 代入数据得: 192.5mma01550mm 初定中心距为a01400mm 由带长公式得: (3-4) 1232mm 由V带的基准长度系列表查得,基准长度Ld11250mm 由实际中心距近似公式得 (3-5) 409mm 中心距范围 (6)验算小带轮的包角的大小 由小带轮包角公式得 (3-6) 177o 因为177o90o,故包角的大小合适。 (7)确定V带的根数Z1 根据dd1125mm,n11800r/min,查文
23、献中V带基本额定功率表,用插值法得:P012.255kw。 查文献中表得,带长度修正系数KL10.93。 查得包角修正系数Ka10.99。 根据传动比i1.2,查V带额定功率的增量表得,。 由确定带的根数公式得: (3-7) 圆整后得Z12。 (8)求初拉力F01及带轮上的压力FP1 查得A型普通V带每米质量q0.10kg/m。 根据公式得单根V带I的最小初拉力为 (3-8) 131.2N 对于新安装的V带,初拉力 带作用于轴上的压轴力公式为 (3-9) 786.9N (9)设计结果 对于带I,选择2根型号为A-1250GB/T11544-1997的皮带,中心距为ai409mm,带轮直径dd1
24、125mm,dd2150mm,轴上的压力FP1786.9N。3.2.2 带的设计 (1)带上的功率为 P1P23.1kw 主动轮的转速为nI1500r/min,从动轮的转速为nII1500r/min。 (2)确定计算功率Pca2表3-2 工作情况系数KA 工 况KA空、轻载起动重载起动每天工作小时数/h1010161610101616载荷变动微小液体搅拌机,通风机,和鼓风机(7.5kW)、离心式水泵和压缩机、轻型输送机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式输送机(不均匀载荷)、通风机(7.5kW)、旋转式水泵和压缩机、发电机金属切削床、旋转筛、剧木机和木工机械1.11.21.31.
25、21.31.4载荷变动较大制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩机、起重机、磨粉机、冲剪机、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载运送机1.21.31.41.41.51.4载荷变动很大破碎机(旋转式。颚式等)、磨碎机(球磨、棒磨、管磨)1.31.41.51.51.61.8 由表3-2得KA1.1, 带上的功率为Pca2KAP13.4kw 由于以下计算过程与上述相同,故略去。详细计算过程见附录一,这里只给出计算结果。 (3)计算结果 对于带II,选用2根A-1000GB/T11544-1997的皮带,中心距aI300mm,带轮的直径ddI125mm,ddII125mm,轴上的压力FP2769.2N。 表
26、3-2 带明细表 型号 根数Z中心距a/mm轴压力Fp/N 带I A-1250GB/T11544-1997 2 409 786.9 带 A-1000GB/T11544-1997 2 300 769.2 3.2.3 带轮的设计 由设计文献可知,当带轮基准直径时,带轮采用腹板式。 为了使V带工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合,V带轮轮槽的工作面夹角做成了34o40o。查文献6中表5.3-39得,带轮宽 B(z-1)e+2f3-10式中:z-轮槽数; e-槽间距,mm; f-槽边距,mm; 取e15mm,f11mm,代入数据得2轮槽的带轮宽度B137mm。 参照文献8中图8-14(b),即可得到V带轮
27、的结构及尺寸公式,进而得到带轮的结构及尺寸如下图所示 图3-3 带轮的结构图 其中技术上要求铸造带轮的轮槽工作面不应有砂眼、气孔,其他部分不应有缩孔等铸造缺陷。3.2.4 带轮的设计 带轮的设计步骤与带轮的相同,为了便于加工,带轮的结构、加工方法以及表面粗糙度均与带轮相同,不同的是带轮的基准直径,结构图如下 图3-4 带轮的结构图3.2.5 带轮和的设计 由于带轮和的基准直径相同,安装处的轴直径相同(见下文),为了便于加工,取用和带轮完全相同的带轮。 3.3 刀片的设计 刀片是个核心部件,现在国产刀片的寿命一般在300h以上。其设计内容主要包括材料的选择、结构的设计以及加工工艺的制定。其在传动
28、机构中的位置可见图3-5所示: 图3-5 刀片示意图 3.3.1 刀片材料的选择 刀片在高速的环境下工作,在剪切过程中,会受到很大的摩擦力和挤压力。因此,制造刀片的材料要具有较高的硬度、耐磨性及韧性,基于上述要求,查阅文献6中表2.8-38,选择牌号为W18Cr4V的高速工具钢作为刀片的材料。 W18Cr4V是应用最广的高速工具钢,其性能有:具有较高的硬度,热处理后硬度可达到63-66HRC,抗弯强度可达到3500MPa,易于磨削加工。优点:通用性好,工艺成熟。 3.3.2 刀片的结构设计 刀片的结构采用圆形的刀盘,两边装有两个对称的刀片,刀片是一次性铸造而成的,滚刀在高速旋转的同时与树干紧密
29、接触,将树干一层层刨削掉。 由于刀刃有一个半径为30mm的弧度,能很好的锁紧树干,顺势把树枝割断,降低了撕裂度,增加了切口的平整度。其结构示意图如下: 图3-6 刀片结构示意图3.3.3 刀片加工路线的制定 高速工具钢的加工工艺已经成熟,完全可以加工出上述结构的刀片。刀具从选材到包装,经过精细打磨,需要30多道工序才能完成。 (1) 刀具制造工序流程 剪板(开料)冲坯 打唛冲眼调直迫刀热处理水磨(单面、双面磨)打砂(打刀背、打刀面、打刀柄)抛光(机抛)开刃口(机械开刃口)打披锋钉刀注塑批水口改刀打水磨砂带除腊表面处理。 (2) 刀具的热处理工艺 刀具的热处理工艺:根据刀具结构的特殊性及使用要求
30、,对刀具进行热处理时需先进行调质处理,调质硬度2832HRC。待半精加工完成后,再进行表面渗氮处理,渗氮层厚度0.40.6mm,硬度600750HV。热处理后应保证刀具不变形,达到设计精度要求。3.4 轴的设计和校核 本章轴的设计主要包括轴I、轴II、轴III和轴IV的设计及校核。各轴在传动机构中的位置见图3-7。 图3-7 轴示意图3.4.1 轴的设计 (1)轴的设计计算 P4P123.30.943.1kw 1)选择轴的材料,确定许用应力 由于我们设计的轴对材料无特殊要求,故选用45钢并经调质处理,由文献8中轴的常用材料及其主要力学性能表查得抗拉强度极限640MPa,许用弯曲应力60MPa。
31、 2)按扭转强度估算轴的最小直径DI 查得A0112cm。 由轴的直径公式可得 3-11 14.3mm 对于d100mm的轴,最小轴径处有1个键槽时,应将轴径增大5%7%,为15.0mm15.3mm。 取DI20mm。 3)设计轴的结构并绘制机构草图 a.确定各轴段的直径 带轮的另一端需要轴肩定位,由DI20mm,轴肩高度h1(0.070.1)DI (1.42.0)mm。 取h13mm,则DIIDI+2h126mm。 直径为DII处的轴段是一轴环,轴环的宽度L11.4h12.4mm,取L126mm。 再由h2(0.070.1)DII(1.822.6)mm。 取h22mm,则DIIIDII+2h
32、230mm,这段轴是用来安装轴承的。 查文献6中表4.2-57,初步选用型号为6406 GB/T 276-1994的轴承,轴承宽度B23mm,轴承内圈安装尺寸damin39mm,轴承内圈端面直径d48.6mm轴肩的高度。 取DIV42mm, 第V段轴也是来安装轴承的,故DVDIII30mm。 轴承另一端需要轴肩定位,daminDIVd,综合考虑此处定位。 由于轴承的安装需要和刀片保持一定距离,取第VI段轴的直径为DVIDII26mm。 第VII段轴是用来安装刀片的,为了便于加工,取第VII段轴的直径为DVIIDI22mm。 综上所述: DIDVII20mm DIIDVI26mm DIIIDV3
33、0mm DIV42mm b.确定各轴段长度 根据汽油机的高度及整机结构,确定轴的总长为400mm。 由上述带轮的设计可知,带轮的宽度B137mm。 查阅文献6中高强度垫圈表3.2-92(GB/T 3632-1995),垫圈选用钢结构用扭剪型螺栓用垫圈,最大厚度S4.8mm。 直径为DI处的轴段主要是用来安装2个2轮槽的带轮轮槽的带轮,根据带轮宽度、垫圈的厚度以及安装的结构确定此处的轴长LI140mm。 直径为DII处的轴段长度,可以根据设计经验,确定轴承端面和带轮的距离为LII24mm。 直径为DIII处的轴段长度是轴承的宽度LIIIB23mm。 直径为D7处的轴段是用来安装刀片,根据刀片的厚
34、度、螺母的长度以及垫片的厚度确定轴长为LVII50mm。 直径为D5处的轴段也是用来安装轴承,长度LV23mm。 直径为D6处的轴段和D2处一样长LVI24mm。 最后留下的轴长就是第4段轴的长度了,LIV116mm。 轴的最终尺寸如下图所示: 图3-8 轴结构图 (2)轴的校核 图3-9 轴的作用力示意图 基于上述示意图,按照弯扭合成应力公式校核轴的强度。 以B为基点,由MB0得: FNC139-Fp1270+Fp2208+Fr840 由Fy0得: Fr+FNB+Fp1-FNC-Fp20 式中:Fr100N,Fp1787N,Fp2769N 代入数据解得:FNB199.5N(),FNC317.
35、5N 根据文献9中的知识,绘制的弯矩图和扭矩图如下 图3-10 轴力矩图 从弯矩图和扭矩图可以看出C点和D点是危险截面,需要校核。 C点在竖直面内: 弯矩: MVCFr223+FNB13950031N.mm 扭矩: TC9.5510619737N.mm 由轴的弯扭合成强度公式得: 3-12 式中:0.6; 代入数据得:19MPa60MPa D点在竖直面内: 弯矩: MVDFr292+FNB208-FND6948789N.mm 扭矩: TC9.5510619737N.mm 代入数据得:47MPa60MPa 故轴的设计满足要求。 3 轴承的选择和校核 因FNBFNC,所以只要C处的轴承可用即可。
36、由FNC317.5N,n21500r/min,查文献6,初选型号为6406 GB/T 276-1994的轴承,基本额定动载荷C47500N。 由轴承的基本额定动载荷公式得: 3-13 式中:; 查阅文献8,取轴承的预期计算寿命Lh18000h。 查文献8,取载荷系数fp1.8,则滚动轴承的当量动载荷。 代入数据得:C16718NCr 故6406滚动轴承满足轴的使用要求。 4 轴承的定位 三个轴承的轴向定位方式相同,现只设计轴I上的轴承定位。 首先设计了安装轴和轴承的支架,再根据轴承的外形尺寸而设计出了轴承座,最终将轴承座通过12个直径为7mm的螺栓固定在轴承支架上,进而就可以固定轴承了。轴承座
37、的结构图如下:图3-11 轴承座结构图 轴承在机架上的定位图如下: 图3-12 轴承座定位图 (5)键的选择 考虑到此处连接需要结构简单、装拆方便、对中性要好,故选用平键连接。查阅文献6中普通平键型式尺寸表5.1-32,选用键6110GB/T 1096-2003的圆头普通A型平键。 3.4.2 轴的设计 (1) 轴的功率计算 1 选择轴的材料,确定许用应力 因我们设计的轴对材料无特殊的要求,故选用45钢并经调质处理,其抗拉强度极限,许用弯曲应力60MPa 由于以下的设计步骤和内容与轴相似,故这里只给出轴的结构图和校核的过程(详细的设计过程请见附录二) 2)轴的最终结构尺寸如下图所示: 图3-1
38、3 轴结构图 (2)轴的校核 图3-14 轴的作用力示意图 基于上述示意图,按照弯扭合成应力公式校核轴的强度 以B为基点,由MB0得: FNC139-Fp2230+Fp2193+Fr840 由Fy0得: Fr+FNB+Fp2-FNC,-Fp20 式中: Fr100N,Fp2769N 代入数据解得:FNB44.3N(),FNC144.3N 绘制的弯矩图和扭矩图如下 图3-15 轴力矩图 从弯矩图和扭矩图可以看出C点和D点是危险截面,但C点轴的直径大于D点的,所以只需要校核D点 D点在竖直面内: 弯矩: MVDFr277+FNB193-FNC5428458N.mm 扭矩: TC9.55106184
39、63N.mm 式中:0.6; 代入数据得:38MPa60MPa 故轴的设计满足要求。 3)轴承的选择和校核 因FNBFNC,所以只要C的轴承可用即可。 由FNC144.3N,n31500r/min,初选型号为6406 GB/T 276-1994的轴承,基本额定动载荷C47500N, 式中:; 取轴承的预期计算寿命18000h。 取载荷系数fp1.8,则滚动轴承的当量动载荷P2FNC fp 1.8144.3260N。 代入数据得:C23054NCr。 故6406滚动轴承满足轴的使用要求。 4) 键的选择 查阅文献,选用键690GB/T 1096-2003的圆头普通A型平键。 3.4.3 轴的设计
40、 1)轴的功率计算 1 选择轴的材料,确定许用应力 因我们设计的轴对材料无特殊的要求,故选用45钢并经调质处理,其抗拉强度极限,许用弯曲应力60MPa 2)轴的最终尺寸如下图所示: 图3-16 轴结构图 (2) 轴的校核 图3-17 轴的作用力示意图 基于上述示意图,按照弯扭合成应力公式校核轴的强度 以b为基点,由Mb0得: FNc139-Fp2193+Fr840 由Fy0得: Fr+FNb+Fp2-FNc0 其中:Fr100N,Fp2769N 代入数据解得:FNb138.3N(),FNc1007.3N 根据材料力学中的知识,绘制的弯矩图和扭矩图如下 图3-18 轴力矩图 从弯矩图和扭矩图可以
41、看出c点是危险截面,需要校核。 c点在竖直面内: 弯矩: MVcFr223+FNb13941524N.mm 扭矩:Tc9.5510617190N.mm 式中:; 代入数据得: 16MPa60MPa 故轴的设计满足要求。 (3)轴承的选择和校核 因FNbFNc,所以只要c处的轴承可用即可。 由FNc144.3N,n41500r/min,初选型号为6406 GB/T 276-1994的轴承,基本额定动载荷C47500N。 式中:; 取轴承的预期计算寿命Lh18000h。 取载荷系数fp1.8,则滚动轴承的当量动载荷 代入数据得: C321293NCr。 故6406滚动轴承满足轴的使用要求。 (4)键的选择 选取键640GB/T 1096-2003的圆头普通A型平键。 3.5 机架的设计 在完成上述设计后,可根据以上设计内容确定机架的结构和尺寸。主要内容包括以下几个方面的设计:机框和机头的设计,加上上述带和轴的尺寸。机框是用来放置汽油机、安置机头和车轮支撑轴的,进而才能安装传动轴、带轮和带。基于设计参数,综合考虑,就可以设计出机架的整体结构尺寸。 3.5.1机框的设计 (1)设计参数 1)修剪幅宽为500mm 2)汽油机量15.8kg,外形尺寸317.5354.5353mm 3)人的身高估计为160cm
