巨菌草切割试验台

巨菌草切割试验台内容摘要：

荷特性，是否有冲击，过载的情况，调速的范围，起动、制动的频繁程度以及电网供电的状况等。 7 由于直流电动机需要的是直流电源，直流电源的要求高，相比较而言，田间工作的切割机，使用交流电会比较方便，而且直流电动机结构复杂，价格也会较高。 因此我们采用交流电动机，因为切割工作一般在室外田地间，所以采用三相异步电动机。 综合考虑，我们选用 Y系列电动机，其具有高转矩、高功率、高效率因数的优点，且过载能力强，适用于我们这种要求起动力矩大的切割机。 （ 2）选择电动机的功率 标准电动机的容量用额定功率 表示。 要求电动机的额定功率应该等于或者稍大于工作要求的功率。 如果容量小于电动机的工作要求，则可能无法保证工作机的正常运行，或者有可能会导致电动机长期处于过载、发热大而过早损坏；但是容量如果过大的话，那么成本就会相应的增加，并且会因为功率和功率因数的变低而造成过度的浪费。 菌草切割机要求额定功率稍大，经过筛选，我们采用额定功率为 3KW 的型号为 Y100L12 的电动机作为我们的动力机。 （ 3）选择电动机的转速 同一功率的电动机中，电动机的转速越高，磁极则越少，尺寸、重量也越小，价格也相对越低，但传动装置的总传动比 要增大，传动级数增多，且尺寸及重量增大，从而使成本增加。 低转速电动机则相反。 查《机械设计课程设计手册》表 121 得到 Y100L12的同步转速为 3000r/min。 执行机构设计 执行机构是指最接近被作业工件的一端的机械系统，其中接触作业工件或执行终端运动的构件称为执行机构。 常用的机构类型有一下几种： 表 22 常用机构的功能特点 机构类型 功能特点 连杆机构 由主动件的转动变为从动件的转动、移动、摆动，可以实现一定轨迹、位置要求；运动副为面接触，承 载能力大，但平衡困难，不适宜高速 凸轮机构 由主动件的转动变为从动件的任意运动规律的位移、摆动。 但行程不大；运动副为高副，不适宜重载 齿轮机构 由主动件的转动变为从动件的转动或移动；功率和速度范围大；传动比准确可靠 挠性件机构 包括带、链、绳传动；一般主动件的转动变为从动件的转动；可实现大距离传动；带传动传动平稳，噪声小，有过载保护；链传动瞬时传动比不准确 考虑到切割机是在室外作业，且需要的转速和功率偏大，所以我们采用齿轮机构作为菌草切割机的执行机构。 8 传动方案设计 传动方案机构简图如下： 1―电动机； 2— 联轴器； 3— 减速器； 4— 刀具 图 22 传动方案机构简图 我们采用齿轮传动装置，齿轮传动平稳性较直齿轮好，传递相同的转矩时，虽然 结构尺寸较大，但传动平稳，能缓冲吸振，因此，适合切割机这种高速级的机器。 切割装置的结构和功能分析 目前切割机的切割装置主要有以下几种形式： 往复式切割装置，该型式的切割器具有很好的适应性和通用性，工作稳定，但是往复运动过程中有很大的惯性，切割器振动及噪音都很大、切割速度为减速循环、动能损失大。 循环式切割装置，该型式的切割器虽然虽然无惯性，割台振动及噪音小，但是成本较高、应用很少。 圆盘式切割装置，该型式的切割器具有结构简单、运动平稳、工作可靠、切割速度高、切割能力强、可与 地面成角度入土切割。 研究表明，圆盘式切割装置更适合切割类似菌草这种茎秆类植物，而且等滑切角刃线刀片的切割质量较同类圆盘切割刀片有明显优势。 切割平稳、功率损耗低等。 所以我们采用圆盘式切割装置。 图如下： 9 图 23 刀盘 切割装置结构设计方案的确定 刀轴的设计 图 24 刀轴 切割机的刀轴是受弯矩和扭矩联合作用的构件，如图所示的刀轴左端为联轴器，有段安装刀盘，可以看出危险截面在刀轴的中间部位。 对于圆形轴截面来说，刀轴上所受的弯曲应力和扭转应力分别为 10 σ = MW (21) τ = TWt (22) 式中： M、 T —— 刀轴所受的弯矩和扭矩， N m； W、 Wt—— 抗弯截面系数和抗扭截面系数， m3。 M=9549Pn (23) T=M (24) W=π d332 (25) Wt=π d316 (26) M的值与 T 值相等为 m,W 为 109m3,Wt为 109m3，则得出σ =，τ =。 2． 5 本章小结 本章主要介绍切割机系 统的总体设计和一些结构器件的选择。 11 第三章 传动装置主要零件设计 锥齿轮的设计计算 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用锥齿轮传动。 2）主要控制切割装置上下移动，要求速度不高，故选用 7级精度（ GB 1009588） 3）材料选择。 由《机械设计》表 101 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280 HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240 HBS，二者材料硬度差为40 HBS。 4）选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数 z2=4 24=96 按齿面接触强度设计 1）由设计计算公式进行试算小齿轮分度圆直径，即 d1t≥ 3 223 21 ][ )u)( 4HEHRRHt ZZTK σ（ΦΦ  （ 31） （ 1）确定公式内的各计算数值 ①试选载荷系数 Kt=。 ②计算小齿轮传递的转矩。 T1 = 616  np= 103Nmm （ 32） ③由《机械设计》表 107选取齿 宽系数φ R=。 ④由《机械设计》图 1020查得区域系数 ZH= ⑤由《机械设计》表 105查得材料的弹性影响系数 ZE= MPa 1/2。 ⑥计算疲劳许用应力 [σ H]。 由 《机械设计》 图 1025d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ Hlim1=600MPa； 大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。 计算应力循环次数为： N1=60n1jLh=6030001(2830015)=10 9 (33) 12 N2=2496 91uN =10 9 (34) 由《机械设计》图 1023 取接触疲劳寿命系数 KHN1=； KHN1=。 取失效概率为 1﹪，安全系数 S=1，则：  H 1 = SK HHN 1lim1 =  MPa =540MPa (35)  H 2= SK HHN 2lim2 = 1550095 MPa =523 MPa (36) 取  H 1和  H 2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用 应力，即  H = H 2=523Mpa （ 2） 试算小齿轮分度圆直径 d1t≥3 223 21 ][ )u)( 4HEHRRHt ZZTK σ（ΦΦ  (37) = 3 2235234)(   mm = 2）调整小齿轮分度圆直径 （ 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆 周速度 v dm1=d1t( R)= （ ） = (38) v m= 100060 11 ndt = 100060   m/s = m/s (39) ②当量齿轮的齿宽系数Φ d 计算齿宽 b b =φRd 1t21u2 =2142 = mm (310) 13 Φ d=b/dm1= (2)计算载荷系数 KH ①由《机械设计》表 102查得使用系数 KA=1； ②根据 vm= m/s， 7 级精度，由《机械设计》图 108查得动载荷系数 Kv=； ③ 直齿锥齿轮轮精度较低，取齿间载荷分配系数 HaK 1； ④由《机械设计》表 104用插值法查得 7 级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数 KHβ =。 故实际载荷系数 KH= KAHaVKKKHβ =11= (311) （ 3）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1= d1t 3HTHKk = 3 = mm (312) 相应的齿轮模数 m m = zd= mm (313) 按齿根弯曲疲劳强度设计 由《机械设计》得弯曲强度的设计公式为  3 22121 1)(  F SaFaRR t YYuzTKm  Φ （ 314） 确定公式内的各计算数值 试选 KFt= 计算  FSaFaYY 由分锥角δ 1=arctan（ 24/96） =176。 与δ 2=90176。 176。 =176。 ，可以得出当量齿数 zv1=z1/cosδ 1=24/cos(176。 )=， zv2=z2/cos(176。 )=。 由《机械设计》图 1017 查取齿形系数得 YFa1=； YFa2=。 14 由《机械设计》图 1018 查取应力校正系数得 Ysa1=； Ysa2=。 由《机械设计》图 1024c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限  Flim1=500 MPa；大齿轮的弯曲强度极限  Flim2=380 MPa； 由《机械设计》图 1022 查。