温室电动松土机论文

1、农业大学海都学院毕业论文设计题 目： 温室电动松土机的设计姓 名：志聪院 系：专 业： 机械设计制造及其自动化班 级：2021.04学 号： 202101211指导教师：艳芬2021年06月18日摘要 IAbstract .U1绪论11.1温室电动松土机设计的目的和意义11.2温室电动松土机国外研究现状11.3设计主要研究的容42温室电动松土机工作机理分析62.1温室土壤根本物理特性62.2对三种平面机构的分析63温室电动松土机总体方案确实定143.1温室电动松土机组成143.2松土机各部件设计154温室电动松土机相关参数确实定 224.1运动参数224.2性能参数224.3构造参数234.4

2、功率消耗计算244.5电动机的选择254.6减速器的选择254.7联轴器的选择274.8离合器的选择284.9松土机动力传动系统的设计与计算285轴的选择及其校核355.1轴的计算355.2轴的校核386其它局部的设计426.1底盘的设计 426.2 确定轴承的尺寸 427 结论 447.1结论 447.2设计中的缺乏 44参考文献 45致 47温室电动松土机的设计摘要本文设计的温室电动松土机，主要由电动机、联轴器、减速器、松土部件、机架、行走 机构和操作机构等组成。 电动机提供动力， 电动机输出轴通过联轴器与减速器的输入轴相连， 减速器选用双输出轴型， 一侧输出轴输出的动力直接驱动曲柄， 通

3、过松土爪柄将动力传递给 松土爪， 使其实现刨地的动作； 另一侧输出轴输出的动力通过链轮分级传动， 将动力传递给 行走轮，实现松土机的自走，过渡轴上安离合器， 通过离合器的啮合和别离，控制机器行走 与停顿，通过操纵手柄控制机器转向。分析几种运动机构的特点， 确定采用曲柄摇杆机构作为松土机构。 通过运动学分析， 建 立了松土机构特殊点的运动参数方程， 求出各点的运动速度， 并分析其运动性质。 在保证农 艺要求的前提下， 分析了机组前进速度、 曲柄转速、 松土深度及切土节距等因素对功率消耗 的影响，确定了相关参数，尽可能地减小动力消耗，并确定电动机的型号。关键词： 温室；松土机；曲柄摇杆机构Desi

4、gn of Small-Size Corn ThresherAbstractThe machine is mainly posed of electromotor, shaft coupling, speed reducer, loosening parts, shelf, walking system, operationing system, etc Electromotor supplies power, it is connected with speed reducer through shaft coupling We choosed dual-output-type reduce

5、r, power ing from one output shaft of the speed reducer goes to the crank directly Finally, the power passes through loosening handle and gets to the loosening claws to make it loosen soil Power ing from the other output shaft passes through multilevel sprocket wheel and gets to the walking wheel ev

6、entually to realize the loosener-wa'lkisngselfInstall clutch on the interim axle The machine ' s running andstopping state can be controlled by operating the cluth'sengagement and separation An universal wheel is installed at the rear of shelf The machine ' s running direction can be

7、 decided by controlling the operationing handlesAfter analyzing a variety of athletic mechanisms, eventually, a clank-rocker mechanism was used as the loosening part Using the knowledge of kinematics, motion parameter equations of special points of the loosening mechanism is expressed， velocity equa

8、tion of each special point is get and their athletic characters are analyzedKey words: Greenhouse； Loosener； Crank-rocker mechanism1 绪论1.1温室电动松土机设计的目的和意义温室大棚的大规模兴起不仅丰富了人们的菜篮子， 而且大大的带动了农村经济的 开展，加快了现代化农业的开展进程，温室大棚的松土作业是一项根底性作业， 迫切需要小型化、多功能化的农机具代替人力来提高生产效率。资料说明，温室大棚，土壤一般耕作层厚度为 15-25cm,蔬菜根系的80 90%分布其中；耕

9、层土壤的容积密度为 1.11.13g/cm3,并随着种植年限加长而 增加的趋势， 土壤粘性较大， 传统的土壤耕作机俱在粘性较大的土壤中， 碎土能 力较低，土壤阻力大，功耗增加，并且在棚室采用柴油机和汽油机作为动力，对 温室的环境造成污染 。针对上述情况， 开展适用于简易棚室的土壤耕作机具的研究， 对工作部件进 展改良，进一步减小机具尺寸， 提高机器作业的经济性和机动性， 尽可能地减轻 机器作业时对环境的污染， 对于开展经济、 高效和环保的设施农业， 改善农民的 生产条件，增加农民的收入，具有重要的现实意义 2。1.2温室电动松土机国外研究现状国温室电动松土机研究现状近几年，针对温室大棚等特殊作

10、业环境， 我国也相继出现了适于保护地作业 的小型机具。随着国设施农业的开展和农村经济水平的提高， 由大中专院校、 科 研院所和企业相结合，研制开发了的一些能够进展温室作业的小型自走式旋耕 机、微型多功能田园管理机等。农业大学机电学院研制的温室电动爪式松土机 3，额定功率 4kw ，构造简单， 操作方便， 适于温室、 大棚的松土作业。 曲柄连杆机构作为松土工作部件模拟人 工刨地时镐头的运动轨迹， 对土壤进展切削加工， 提高了翻土碎土的能力， 到达 了人工刨土的作业效果。由XX农业大学的科研人员研制成功的一种适于温室作业的绿色环保型 农机局，IGDD 900型电动旋耕机，有380V、220V两种动

11、力机型可供选 择，装有行走轮，推动方便，转向灵活，操作搬运一人便可完成，工作参数 为耕幅900mm、耕深可调150 250mm、刀片数量18个。耕作速度快、 不排放有害气体、噪声低，是日光温室生产中节省劳动力、降低本钱的绿色 环保型农机具。DN-4型禾丰多功能田园管理机，配置 2.94kw动力，体积小、重量轻、功 能多、构造紧凑、操作方便。在狭窄地段、山区梯田、差远果林、大棚暖房 内均可作业。利用摩擦片牙盘式离合器，别离灵敏，平安可靠。万向扶手可 作水平180，垂直30的调整。机器可正向或反向作业，机配置 2.94kw4马 力机型，特加倒退档和无快速互锁装置，即机器换倒退档时，快速档自动 脱开

12、。采用旋耕刀具、耗用功率小，碎土效果好5。近几年，针对温室、大棚等特殊耕作环境，国内研制生产了一些小型耕 作机械，适用于露地和温室不同条件，提高了机械的利用效率，但大多产品 存在以下问题5:1、外型尺寸重量大，操作不灵便。特别是从露地直接转移到大棚内的机 械，在设施内转向和转移都十分困难，而且边角地带无法工作。2、 适应性较差，当土壤含水率较高超过15%以上时，松土效果变差， 能耗增加。3、可靠性较差，易对环境造成污染。国外温室电动松土机研究现状国外设施农业耕作机械已非常成熟，作业性能稳定，功能齐全，小巧轻便。 日本、国、美国和意大利等国家在开展温室的过程中， 对温室作业机具进展了研 究开发，

13、温室生产过程中的耕整地播种、间苗、灌溉、中耕和除草等作业均已实 现机械化。日本、国等国家的手扶系列多功能耕耘机， 其操作把手上下左右可随 意调节，作业性能好。可以在温室中进展耕地、移栽、开沟、起垄、中耕、 锄草、施肥、培土、喷药及短途运输等多种作业。这些耕耘机体积小、重心 低、功能全、用途广、废气排放少，并且具有工作部件更换、安装容易等特 点。兴旺国家拥有先进的温室和管理技术，日本、意大利、荷兰、以色列等 国家的产品广泛用于旋耕、犁耕、开沟、作畦、起垄、中耕、培土、铺膜、 打孔、播种、灌溉和施肥等作业工程。荷兰、以色列、日本、美国等国家对 温室用作业机具进展了系统的开发、研究、推广和应用，许多

14、作业工程如耕 整地、播种、间苗、中耕和除草都已实现了机械化7。美国专门生产小型拖拉机的吉尔森公司生产的自走式旋耕机，主要特点是旋耕刀片取代行走轮，刀盘直径为 35.5cm，耕幅为30.4 66cm，传动形式 为链传动和蜗轮杆传动两种型式。功率为3.68kw左右，适于菜园、温室等地作业。不旋耕时可换上行走轮并佩带其他农具：翻转犁、除草铲、中耕铲、 齿耙等。意大利MB公司生产一种单轮驱动旋耕机9，动力为3.3kw汽油机，单机 重量为40kg，适于菜园、花圃中耕作业，一次完成旋耕培土两项作业。该公 司还生产5.89 7.63kw多用自走地盘，由驱动轴配带旋耕机完成田间旋耕作 业，换上轮胎后又可完成犁

15、耕、运输、喷雾等作业。综上所述，通过调查和分析，虽然国外温室农业机械产品的开展比拟成熟，功能比拟齐全，可靠性高。但是进口价格高，一般要在5000元以上，维修不方便10。而且不适合在简易棚室内使用。1.3设计主要研究的容温室电动松土机主要由电动机、联轴器、减速器、松土部件、机架、行走机构和操作机构等组成，以蓄电池作为能源装置，电动机提供能力。采用曲柄摇杆 机构作为松土机构，该机构构造简单，摇杆的固定点机器与松土爪柄的铰接点，类似于人的肩关节和肘关节，使松土机构可以更好的模拟人的刨土动作、切土和 碎土性能好，抛土动力消耗显著较小，松土效果比拟理想。采用电动机提供动力，比燃油经济，无污染，符合节能、

16、环保的要求，机器构造简单，体积小，重量轻，机动性好，适合在空间狭小的棚室工作。2 温室电动松土机工作机理分析2.1温室土壤根本物理特性温室耕层土壤的物理学性质不同，土壤产生的作业阻力也不一样，它 直接影响耕作机具的功率消耗 11。温室土壤容重低于农田上，大约为 1.101.13g/cm3 土壤的总孔隙度增 加，但非毛管孔隙度低于农田土，提高了硝化细菌的活性，大棚的温高于露地， 而且有昼夜温差，有利于蔬菜体物质的积累，灌溉次数越多，水的用量大，大棚 土壤容易产生次生盐溃化 12。据有关资料，温室土壤耕作层厚度为1015 cm,相比露地土壤要少近6 15 cm,蔬菜8090%的根系分布在其中。50

17、.25mm水稳性团聚体为13.755.5%, 为露地土壤的 3 .2 1 1 . 1倍，并有随着种植年限加长而增加的趋势， 土壤粘性较大， 针对这种情况，应该对温室土壤进展松土而不耕翻或者旋耕 13 。2.2对三种平面机构的分析曲柄滑块机构如图2-1所示，曲柄1绕轴心A回转时，滑块3便在机架4的上来回移动，我们 称这种机构称为曲柄滑块机构， 它有三个回转副和一个移动副组成。 可以分为无 偏距的对心曲柄滑块机构 （图2-1）和偏置曲柄滑块机构 （图2-2）。设曲柄1、连杆2的 长度分别为a、b滑块导路偏离曲柄中心 A偏距为e，对心曲柄滑块机构的偏距 e 0，a b时，杆1能够整周回转成为曲柄。偏

18、置曲柄滑块机构滑块导路的偏图2-1对心曲柄摇杆机构14 距为e>0,那么杆1能做整周回转而成为曲柄的条件为：a e b图2-2偏置曲柄滑块机构在图2-1和图2-2的根底上，将连杆2沿CB方向延长，在连杆2延长端（图中D处） 安装上松土爪（图中DE），其机构如图2-3和图2-4所示。令曲柄I为原动件，当其以 一定的速度作匀速圆周运动时，带动连杆2前后上下摆动，在连杆2的带动下滑块 3在机架4的导路上往复移动。在曲柄I转动的过程中，连杆2带动松土爪抬起落下，适当设置连杆2和松土爪的长度，可以对土壤进展切削通过以上分析，采用曲柄滑块机构构造较简单，但存在缺点：首先，松土爪的起落幅度主要松土爪柄

19、长度决定， 假设起落幅度过大，在棚室的边角地不容易作业，但是起落的幅度太小，达不到预计的切土效果。其次，松土过程中，滑块需要沿导路往复移动，导路要固定在机架上，当松土爪切削土壤时，土壤反作用 力容易会让机身的强烈震动。因此，曲柄滑块机构不适合作为松土部件， 要进一曲柄摇杆机构常见的铰链四杆机构是曲柄摇杆机构，如图2-5所示，通常构件I为原动件，并作匀速转动，称为曲柄；构件3相对机架在一定角度内摇摆，称为摇杆；构件2不与机架相连，称为连杆。该机构的特点是当曲柄为原动件，摇杆为从动件时，可将曲柄的连续转动，变成摇杆的往复摆动15。铰链四杆机构只有一个曲柄的条件是：在四边形ABCD中，与机架相邻的曲

20、柄为最短边，且最短边与最长边的长度之和小于另外两边的长度之和。步考虑更加合理的方案。图2-5 对心曲柄摇杆机构在图2-5勺根底上，延长连杆2（如图2-6所示），在末端（图中E处）安装松土爪。 原动件1匀速转动，带动连杆2摆动，摇杆3绕D往复摆动。此时，连杆2带动EF抬 起落下，对土壤进展切削。相比于用曲柄滑块机构做松土部件， 不仅可以调整各 杆的长度和位置，而且可以缓冲在松土过程中摇杆 3的震动，土壤对松土机构的 反作用力也不会引起机身的强烈震动。 但是缺乏是：虽然可以任意调节各杆长度 和位置，但是这样机器的尺寸较大。因此，还需要进一步改良曲柄摇杆机构。异形曲柄摇杆机构在常见曲柄摇杆机构图2-

21、5的根底上，将D点抬高，使摇杆悬挂起来形成的异 形曲柄摇杆机构如图2-7所示，构件4为机架、构件I、3与机架相连，称为连架杆, 通常构件1为原动件，并作匀速转动，称为曲柄；构件3相对机架在一定角度摇摆, 称为摇杆：构件2不与机架相连，称为连杆。B23CA图2-7异形曲柄摇杆机构在异形曲柄摇杆机构的根底上，将连杆2沿CB方向延长，在连杆2的延长 其构造如图28所示。令曲柄1为原动件，当其以一 时，带动连杆2摆动，在连杆2的带动下摇杆3绕固定端（图中E处）安装松土爪, 定的速度作匀j圆圆r、J.1转动、D两点的位置，设定适点D在一定角度内往复摆动。摇杆的固定点肩关节和肘关节，可使松土机构更好地模拟

22、人的松土动及其与连杆的铰接点C，类人的的过程中，连杆2带动松土爪抬起落下，适当调整宜的各杆长度，可以到达理想的松土效果。答V.图2-8异形曲柄摇杆型松土机构. word.zl3 温室电动松土机总体方案确实定3.1温室电动松土机组成温室电动松土机主要由电动机、联轴器、减速器、松土部件、机架、行走机构和操作机构等组成。构造如图 3-1 所示。图3-1温室电动松土机构造简图1减速器2.联轴器3电动机4摇杆5操作手柄6离合器操作杆17离合器操作杆2 8万向轮9.过渡轴1 10机架11.行走轮12.行走轮轴13松土爪柄14 .过渡轴2 15.松土爪柄3.2松土机各部件设计松土爪柄的设计松土爪柄如3-2所

23、示，采用厚为8mm的钢板，其一端通过四个螺栓与松土爪横梁连接，另一端通过铜套和销子与摇杆连接，中间孔通过铜套与曲柄连接。322松土爪横梁的设计松土爪横梁如图3-3所示，是厚度为8mm长方形钢板，松土爪齿安装在直径8mm的孔上，用螺栓将松土爪齿与横梁连接，过两个螺栓将松土爪齿与松土爪横梁连接，相邻两对孔之间的距离为80 m m，那么横梁可以安装8个松土爪齿， 直径5mm四个孔用来将横梁固定在松土爪柄上。323松土爪齿的设计松土爪齿的设计主要参考钉齿耙的耙齿，确定松土爪齿的长度b 240mm ,那么齿尖长度b -24080mm ,形状为上宽下窄，有利于减小土壤阻力，因33图3-4松土爪齿为方形断面

24、钉齿有良好松土、碎土能力，工作稳定，而圆断面设计为方形断面。40CC11形状如图3-43.2.4曲柄的设计曲柄分为主动曲柄和从动曲柄，主动曲柄如图3-5所示，通过花键与工作轴连接，另一端与一侧的松土爪柄连接，从动曲柄如图3-6示，其一端与机架另一侧的松土爪柄连接，另一端套在带座外球面轴承35M6J14T&o0图3-5主动曲柄亍0费I图3-6 从动曲柄324摇杆的设计摇杆由摇杆主体和夹板两局部组成，摇杆主体和夹板分别如图3-7和3-8示,图3-7 夹板摇杆主体的材料为厚8mm的钢板，夹板的材料为厚5mm的钢板。两块夹板通过三个螺栓固定在摇杆主体的两侧，将摇杆夹在中间，保证了摇杆受力图3-

25、8摇杆主体杆受力的均衡性和运动的稳定性，摇杆组合体如图3-9所示4温室电动松土机相关参数确实定4.1运动参数1机组前进速度Vm温室旋耕机常用的前进速度一般为 0.550.85m/s，应选定机组的前进速度Vm 0.3m/s 1.08km/h。2曲柄转速n在满足工作要求的情况下，依据曲柄转速越低越好的原那么，初定曲柄的转速 n 142r / min。3松土比速度比对旋耕机的工作性能有重要影响，的选择既要保证旋耕机正常工作满足耕深要求，还要综合考虑旋耕机构造，功率消耗及生产率等其他因素，常 用的速度比为410，初定 8，那么Vp Vm 8 0.3 2.4m/s。4.2性能参数1松土深度H温室里土壤含

26、水率比拟高，一般在16%左右，适宜耕作，农艺要求耕作深度 一般为10 15cm ;参照旋耕机的耕作深度，确定松土深度H 13cm。2松土幅宽B参考已有资料有公式B 0.26 0.29 Nm N为发动机的额定功率/kW丨将电动机的输出功率2.2kW带入上式得:B 0.26 0.29 N 0.26 0.29 2.20.386 0.430m于松土机来说，由于松土过程中松土爪齿并非完全从土里穿过，在耕幅和耕深一 样的情况下，松土机的功率消耗比旋耕机小，因此，在旋耕机幅宽计算公式的根 底上，可以适当地增大松土幅宽，这里选择松土幅宽为 0.5m。3理论生产率W松土机的幅宽B设定为0.5m，由此得机组的理论

27、生产率W 0.1VmB 0.1 1.08 0.50.05hm件构造如下：曲柄边缘圆周线速度 Vp=2.4m/s，曲柄转速n=142r/min，且Vp= R 为曲柄/h。4.3构造参数构造参数主要由曲柄长度 R，O '相对于O的坐标p, h，连杆长度L， 松土爪柄长度L1+L2，摇杆长度L3，松土爪齿长度L4和行走直径D等，松土部的角速度，=2 n"60,Vp，那么:60R 0Vp60 2.40.16m 16cm2 n 2 3.14 1424.4功率消耗计算松土机工作时消耗的功率主要有两局部组成，一局部为松土部件所消耗的功 率，另一局部为机组行驶所消耗的功率。1松土部件消耗的功

28、率根据旋耕机功耗的计算方法和文献昭，松土功率消耗为：N 0.1K HVmB 4-1其中K为土壤比阻，可由公式K Kk2k3k4kg进展计算。其中匕为耕深修 正系数；k2为土壤含水率休整系数；ka为残茬植被修正系数； k4作业方式休整系数；kg为平均土壤比阻；H为松土深度；Vm为机具前进速度；B为松土幅宽。根据棚室的作业条件，经查表确定：k1=1.0， k2 =0.92， k3=1.1， k4 =0.9， kg =6N/ cm2所以K =6 1.0 0.92 1.1. 0.9 5.46(N/cm2)，H 13cm，Vm=0.30m/s， B 0.5m，故可得N15.46 13 0.30 0.5

29、0.1 1.1kW2机组行驶所消耗的功率机组在前进过程中所受到的土壤阻力设为F ,松土机的前进速度为Vm,那么机组行驶所消耗的功率 N2 ：N2 FVm 4-2其中F fG fmg 4-3松土机的质量m按120kg计，取f 0.27，那么F 0.27 120 9.8 318N所以N2 318 0.3 95.4W 0.1kW由此可得，松土机工作时消耗的功率：N N1 N21.1 0.1 1.2kW4.5电动机的选择考虑到由于摩擦和一些其他原因造成的功率损失， 电动机的实际功率应该大 于计算所得的松土机工作消耗功率的理论值，应选用 Z2 电动机，其额定功率为 2.2kW ,满载转速为1420r/m

30、i n ,堵转转矩和最大转矩分别为1.8N m和 1.6N m 。4.6减速器的选择在满足传动比和性能要求的情况下， 为了减少机具大的尺寸应选择一个体积 尽可能小的减速器，应选用WP系列蜗杆减速器，型号为：WPS-7Q传动比i 10， 质量15kg，输入轴直径D1 18mm,两个输出轴直径D2 28mm。电动机的输出轴通过联轴器直接与减速器的输入轴相连， 忽略功能消耗， 因为电动机的输出功率P 2.2kW，那么减速器的输入轴的功率 Pi 2.2kW，其转速和电动机输出轴一样，为1420r/min减速器输入轴强度和刚度的校核减速器的输入轴和输出轴材料均为45号钢，查表可知 40MPa ，G 80

31、MPa，1.5( )/m。轴传递的扭矩计算公式为:M n m9549®竺nr / min4-4那么减速器输入轴传递的扭矩为:9549Rn95492.2142014.79N由强度条件:msxTmaxWt16TmaxD34-512.4mm由此可得，输入轴的直径D118mm 16.4mm满足强度要求。由刚度条件:max可见，输入轴的直径D1T max180Gl pT max180G D4324-618mm 16.4mm满足刚度要求。减速器输出轴强度和刚度的校核由 4.6.1 计算可得，同理，输出轴也是符合要求的。4.7联轴器的选择联轴器本身已经标准化，减速器输入轴直径为 18mm ，即联轴

32、器输出轴直径为18m m。经分析，选用弹性柱销联轴器 HL1，本联轴器机构简单，制造容易， 装拆方便， 有微量补偿两轴线偏移和缓冲吸振的能力， 主要用于载荷较平稳、 起 动频繁、对缓冲要求不高的中、低速轴系列传动。S3$:00图4-2 联轴器4.8离合器的选择充分考虑到工作要求和经济性，选用简易的牙嵌离合器。该离合器传动的扭 矩大，转矩的围为634100N m。外形尺寸小，构造简单，适用于静止接合， 或者转速差较低接合。为防止离合器空转的时候于轴产生摩擦，在离合器部安装两个深沟球轴承， 套在过渡轴上。4.9松土机动力传动系统的设计与计算动力传动方案行走轮半径R 160mm ,行走轮边缘速度为机

33、具前进的速度Vm ,由公式VmR 得:Vm0.301.875rad/sR 0.16行走轮的转速n ：6060 1.875n17.91r/min22 3.14其中为行走轮轴的转动的角速度。电动机既要带动松土爪齿进展松土作业，又要驱动行走轮转动，电动机的转速为1420/min,曲柄的转速为n 142r /min，行走轮的转速n 17.91r /min。故借用一个减速器将电动机的转速减小到曲柄的转速，传动比仅为10,因为WP系列减速器最大传动比为 60,所以传动比大小适中。选用双输出轴式减速器，一侧通过离合器连接工作轴，另一侧通过链轮分机传动将动力通过过渡轴传递到 行走轮轴，为防止出现链轮的尺寸过大

34、情况，采用三级链轮传动。工作轴上的动力传递方式的设计12345图4-3工作轴上动力传递图1.减速器输出轴 2.主动离合器3.轴承4从动离合器5.工作轴减速器通过离合器实现输出轴与工作轴相连，通过离合器的结合与别离控制工作轴的工作状态。工作轴稳定性至少要有两个相距一定距离的轴承支撑来保 证，为了尽可能地较小机具的尺寸，防止使用两个轴承座，将工作轴的左端与镶 嵌在主动离合器中的调心球轴承连接，主动离合器既起到动力传递和结合作用， 又起到轴承座的作用，靠近花键的轴肩处安装调心球轴承，通过轴承座固定在机 架上，保证了工作轴的工作稳定性。与使用两个轴承座相比，这样的动力传动方 式有效地减小了整机的宽度。

35、行走轮轴上动力传递方式的设计链轮2与主动离合器焊接在一起，与过渡轴 1连接。减速器输出轴上的链轮I将 电动机的动力传递给链轮2,链轮2带动过渡轴1转动，如果离合器和主动轴啮 合，动力将通过从动离合器传递给过渡轴 1,再经由链轮3传递给行走轮轴，机 具最终实现的自走；如果主动离合器与从动离合器别离，过渡轴I空转，动力不能传递，机具停顿行走。传动比的计算电动机的转速为n 1420r /min，曲柄的转速为n 142r /min，行走轮的转速为 n 17.91r / min。那么减速器的传动比为：n 1420n 142那么减速器输出轴到行走轮的传动比为：107.93n 142i n 17.91因减速

36、器输出轴到行走轮之间为三级链轮传动，根据总传动比，结合各轴直径大小，确定减速器到过渡轴1的传动比i1291.93，过渡轴1到过渡轴15292和过渡轴2到过渡轴3的传动比为i2（ia）2.07，总传动比14i i1i2i3 1.93 2.07 2.07 8.27，行走轮的转速 n n -142 17.17r/min。i 8.27链轮设计与滚子链传动计算农业机械中较常见的是套筒滚子链传確子链720，如下列图45,滚子链传动在传动过程中无滑动，而且传动尺寸比拟紧凑、效率较高，能适应农业机械的作业环境。以减速器输出轴到过渡轴1的传动为例，1选择链轮齿数乙、Z2和确定传动比i由以上设计可知，由减速器到过

37、渡轴1的传动比i 1.93，取Z1 15，那么由公式Z2Z14-7z2 i z11.93 15 28.95取 Z2292计算当量的单排链的计算功率Pca根据链传动的工作情况、主动链轮齿数和链条排数，将链传动传递的功率修正为当量的单排链的计算功率PcaKaKZ P 4-8Kp式中：Ka 工况系数；Kz 主动链轮齿数系数；Kp 多排链系数；P传递的功率，kW那么管p 01 100.17 4kW3确定链条型号和节距p根据修正功率和小链轮转速查表确定链条节距12.74计算链节数和中心距由初选中心距公式aoa0(30 50) p4-950p50 12.7635由公式Lp02?pZ2Z122卫4-10ao

38、计算链节数Lp0，得:a。Z1Z2Lp0 2pZ22Zi卫ao2 63512.7沦仝4 122.12635计算出的链节数Lpo圆整为偶数Lp °那么Lpo圆整成Lp 122。ZiZ2Zi122 1529 157.648，查表得f10.24978那么链传动的最大中心距为：a fip2Lp (zi Z2) 0.24978 12.7 2 122 (15 29)634.44mm由实际中心距公式：a a a其中 a (0.0020.004)a，取 a 0.003a1.903。故实际中心距a a a 634.44 1.903632.545计算链速v,确定润滑方式平均链速公式为：15 142 12

39、.7600000.45m/s 0.6m/s，为低速转动。zgpz2n2pv60 1000 60 10006计算链传动作用在轴上的压轴力Fp1000 P 有效圆周力F 222.2N0.45压轴力Fp可近似取为FpKFp Fe(1.15 1.20) f1F(1.151.20) 1.0 222.2255.53 266.64N可取Fp 265N根据计算结果，选用短节距精细滚子链的规格为ISO08A GB/T1243 1997。其余链传动计算步骤同以上计算过程，选用滚子链的规格也同上。5轴的选择及其校核5. 1轴的计算工作轴的设计1工作轴的初步计算根据扭矩强度计算实心轴径的公式四：'T974Pd

40、 17.23- 17.23 5-1 V n其中：d为轴端直径；T为轴所传递的扭矩，T 974- ； P为轴传递的功n率；n为轴的工作转速；为许用扭转剪应力。那么'974 1 1d 17.2； 21.15mmV 4 142当截面上有一个键槽时，应将求得的轴径增大45%，该轴上只有一个键槽，所以其轴径为d d d 5%21.15 21.15 5%22.10mm根据扭转刚度计算实心轴径的公式：d 16.384 T16.384 947 业n因为轴的材料为45#钢，故式中许用扭转角1.5( )/m，代入上式中得：(974 1 1d 16.384 24.53mmV1.5 142因为该轴只有一个键槽

41、，那么其轴径应为:d d d 5%24.53 24.53 5%25.76mm故危险截面处的最小轴径为 25.76mm，轴上任意的截面处的轴径应大于该 值。2工作轴的设计在保证曲柄、离合器和轴承顺利安装的前提下，必须要考虑安装件的轴向定 位，右端通过花键与曲柄相连，左端与在离合器中的调心球轴承连接，通过轴承座固定在机架上，保证了工作轴的工作稳定性。过渡轴1的设计因为减速器到行走轮的动力采用三级链轮传动实现，故需两个过渡轴，离合 器安装在过渡轴1上。(1) 过渡轴1的初步计算轴的材料选用45#钢，4kg/mm2，根据公式5-1d 17卒17勺警P 0.1kW，减速器输出轴到过渡轴1的传动比为1.9

42、33那么过渡轴1的转142速n 73.46r / min。代入上式得:1.933d 17.23974 0.111.90mm4 73.46当截面上有两个键槽时，应将球的的轴径增大710%，该轴上有两个键槽,故其轴径应为 d d d 10%11.90 11.90 10%13.09mm。根据扭转刚度计算实心轴径的公式:d 16.38（石 16.3894l 5-2因为轴的材料为45#钢，故式中许用扭转角1.5( )/m，代入上式中得:* 974 0.115.88mmd16.31.5 73.46故危险截面处的最小轴径为17.47mm,轴上任意截面处的轴径应大于该值。(2) 过渡轴1的构造设计过渡轴1两端

43、安装轴承，通过轴承座安装固定在机架上；在此轴长键槽处安 装离合器，通过离合器的啮合与分开来保证减速器传递给行走轮的动力可以有效 的被切断。离合器通过控制过渡轴1的转动，将动力传递给过渡轴2,从而控制 过渡轴2的转动，以及行走轮轴，从而实现机具的自走。过渡轴2的设计过渡轴2和过渡轴1选用的材料一样，传递的功率也是一样的，而且设计类 似，所以轴径的初步计算与过渡轴1是一样的，那么危险截面处的最小轴径为17.47m m,轴上任意截面处的轴径应大于该值。过渡轴2的两端安装轴承，通过轴承固定在机架上，通过两个链轮与过渡轴1和行走轮建立传动关系。行走轮轴的设计行走轮与两个过渡轴选用的材料一样，消耗的功率也

44、与两个过渡轴传递的功率一样，而且设计类似，所以轴径的初步计算与两个中间轴一样，那么危险截面 处的最小轴径为17.47mm，轴上任意截面处的轴径应当大于该值。行走轮的设计，在保证轴承、链轮与行走轮顺利安装的前提下， 其次要考虑 安装件的轴向定位。摇杆挂轴的设计摇杆挂轴的作用首先是固定摇杆上的端点，其次紧固操作手柄。该轴两侧轴 肩处车有螺纹，其轴向固定需要四个螺母，而且要用螺栓将两个轴孔和操作手柄 销住。该轴穿过两个操作手柄的横孔。5. 2轴的校核用平安系数法对行走轮轴进展校核行走轮轴的校核，行走轮轴选用的材料为45#钢调质， B 650MPa, S 360MPa。1求链速及其有效圆周力由滚子链及

45、其链轮设计可知链速：有效圆周力:式中:Zi乙14, rbi 35.54r / min, pZE p60 10001000P12.7mm, P5-35-40.1kW，分别代入上式中，可得:v 14 35® 佗70.105m/s,F600001000 0.10.105952.38N因为链轮对行走轮轴的切向力即等于有效圆周力，那么Ft 952.38 N2计算扭转力矩链对轴的径向力 Fr (1.21.3)Ft，取 Fr 1.25Ft1.25 952.38 1190.48N扭转力矩Ti9.55 106 P 9.55 106 0.117.1755620N m用平安系数法进展校核 计算水平面反力及

46、其垂直面反力水平面反力:Fr119048 288834.20N411FR21190.48 123411356.28N垂直面反力：FR1952.38 123411667.36N，Fr295238 123285.02N411算当量合成弯矩：M M2 2xy M xz 131395 N m轴受转矩：T £55620N mm经查表可得，许用应力值：b650MPa 0b102.5MPa 1b 60MPa由公式一狙得应力校正系数1bcj60102.50.59当量弯矩为：MM ( T)21313952计算等效系数对称循环：10.44B0.44650286MPa疲劳极限：10.30B0.306501

47、95MPa脉动循环：0b1.71b1.7286486MPa0.59 5562032816N m疲劳极限:1.6 195 312MPa0当量转矩为：T1.6 1328162135431N m那么等效系数2 1b 0b0b2 286 486 0.184862 195 3123120.25(3) 计算弯矩MMxy2 Mxz2102606.62 82085.282 131395N m(4) 计算弯曲应力幅与扭转应力幅 由弯曲应力幅公式:5-5其中查表得W1.83103/mm3，得:a 哼 59.86MPa0.1 283弯曲平均应力扭转应力幅:丰 12.7 a m0.2 286.35(5) 计算许用平安

48、系数及其复合平安系数5-6只考虑弯矩作用时的平安系数公式:S IK式中：由于过渡圆角半径r 1mm2815r1.12,- d丄250.04，b 650MPa，查表得有效应力系数 k1.69, k1.46，弯曲时尺寸影响系数 0.91,扭转时尺寸影响系数那么0.89，外表质量系数0.82。1.692.110.82 0.9159.86 0.18 0195089 6-35 °-2513.646.35那么，经查表得许用平安系数S1.6复合平安系数s； 2 2,2.11213.6422.09s经校核，设计的轴径尺寸满足使用要求均可满足使用要求。同理，用平安系数法对除行走轮轴外的其他轴进展校核,

49、6其它局部的设计6.1底盘的设计松土机底盘的设计，四个轴上的轴承处于同一纵垂面，行走轮轴与过渡轴1、 2的轴承在同一个水平面上。每一对链轮的同向齿面在同一纵垂面，以防止工作 过程中链条滑落。为了保证松土机能有稳定的松土深度， 在机架后面安装了万向 轮，而且可以通过操纵杆改变万向轮的角度来实现机器的转向。6.2确定轴承的尺寸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 触来支撑传动零件的。因为松土机上的轴承主要是承受径向载荷，在此设计中选用深沟球轴承。其当量摩擦系数最小。在高转速时，可用来承受纯轴向载荷。工 作中允许、外圈轴线偏斜量8 16，大量生产，价格最低。由滚动轴承

50、寿命的计算公式，轴承根本额定寿命Lh :6-1为寿命I 106 ch 60n P式中，n代表轴承的转速，C为根本额定载荷，P为当量动载荷， 指数对于球轴承，3 ;对于滚子轴承，10。3经查表 c 9.88kN9880 N。在进展轴承寿命计算时，必须把实际载荷转换为与确定根本额定动载荷的载 荷条件相一致的当量动载荷用字母 P表示。6-2P XFr YFa式中，Fr为轴承所承受径向载荷，Fa为轴承所承受轴向载荷，X、Y分别 为径向动载荷系数和轴向动载荷系数。计算安装在行走轮上的轴承寿命。式,10660 1748554848h行走轮轴的使用寿命经计算为Lh554848h8000h，因此满足工作要求Fr 1190.48N，查表可得X 1,Y0,代入上式得:P1 1190.4801190.48Nn 17.17r / min,3, P1190.48N,e9880N，代入轴承额定寿命计算公同理，应用上面计算方法对其他轴承进展计算，结果均可满足使用要求7结论7.1结论本文通过对现有温室电