凸轮式牧草压缩试验装置设计
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杨文忠:凸轮式牧草压缩试验装置设计毕业设计中文摘要凸轮式牧草压缩试验装置设计摘 要我国草资源十分丰富,但是由于我国的草地分布离散且大多位于丘陵山区等地,一些大型的牧草压捆机不能高效地进行作业。同时现有的牧草压捆机多数采用曲柄滑块机构,工作原理简单,但没有按照压缩力与压缩密度的规律进行设计,导致工作速度存在过快或过慢的缺陷,影响了机器的稳定性与压缩效率。针对这一问题,本文拟设计的装置采用凸轮机构进行压缩。由于凸轮机构能实现多种复杂运动,其从动件运动规律可以按照压缩力与压缩密度的特性曲线进行设计。之后依据从动件的运动规律对凸轮轮廓进行设计,本文首先根据整机尺寸选择出合适的基圆半径,再确定出各压缩阶段的极限位置,最后利用CAD绘制出凸轮轮廓曲线。同时该装置利用蜗轮蜗杆减速电机进行驱动,本文对蜗轮蜗杆的尺寸、减速比以及电机功率都进行了设计。电机是通过凸轮轴将动力传递给凸轮,可有效降低动力损失。此外,为了便于小户型牧民使用,整机尺寸较小,同时也能减少制造成本和维修费用。本文设计的装置可以将牧草压缩成长方体状,以便后续打捆运输。关键词:凸轮;牧草;压缩密度;蜗轮蜗杆;凸轮轴。毕业设计英文摘要Design of CAM type forage compression test deviceAbstractForage Grass is an important material base for developing high quality breeding industry. China is rich in herbage resources, but it can not be used reasonably and efficiently because of the uneven distribution and degeneration of herbage. The main reason of limiting the efficient use of herbage is the loose and low density of herbage. The most effective way to solve this problem is to compress and Bundle herbage and increase the volume density of herbage.There are two stages in the compression process of herbage: loose and compact . At present, most of the balers on the market use the slider-crank compressor, which has high working efficiency, but the overall size of the compressor is large, and the investment cost is high, moreover, it is not designed according to the matching relationship between compression force and velocity in different stages, so it is not suitable for scattered small herdsmen to use, the working characteristic is fitted to the compression characteristic of herbage, and the CAM is used to realize the complex movement law to make up the shortcoming of the traditional baler.In this paper, according to the relationship between the compression force and the density ratio in the compression process, the limit positions of the two stages are determined in combination with the piston stroke, and then the appropriate follower motion law is selected to design the CAM profile.Through calculation and analysis, the displacement curve of the CAM follower of the compression test device is consistent with the compression characteristic of forage, which proves the feasibility of the CAM compression test device.Keywords: Cam; forage; Piston Stroke; compression characteristic; Motion Simulation.目 录1绪论11.1课题背景与意义11.2国内外研究现状21.2.1闭式牧草压缩装置31.2.2开式牧草压缩装置41.2.3液压式牧草压缩装置41.2.4机械式牧草压缩装置42技术任务书(JR)62.1设计依据62.2产品的用途及适用范围62.3主要技术参数62.4主要研究内容与方案73设计计算说明书(SS)83.1整机结构及工作原理83.1.1整机结构83.1.2工作原理83.2凸轮机构设计93.2.1牧草压缩特性93.2.2凸轮机构从动件运动规律的确定103.2.3凸轮机构基本尺寸的确定173.2.4滚子的设计193.2.5凸轮轮廓的设计213.2.6凸轮和从动件结构设计223.3电动机确定233.3.1活塞往复压缩频率233.3.2凸轮式牧草压缩装置电机功率计算233.3.3电机选择243.4凸轮轴设计253.4.1减速器传动比的计算253.4.2减速器输出轴的传递功率263.4.3减速器输出轴的最小直径263.4.4凸轮轴的最小直径263.5蜗轮蜗杆传动设计273.5.1蜗杆传动的类型273.5.2蜗杆传动的基本参数273.5.3蜗杆传动基本几何尺寸313.6凸轮式牧草压缩装置整体设计353.6.1压捆室设计353.6.2支撑机构设计363.6.3活塞从动件设计363.6.4喂料斗设计373.6.5机架设计374使用说明书394.1操作说明书394.2注意事项395标准化审查报告40结 论41参 考 文 献42致 谢441绪论1.1课题背景与意义牧草是牲畜的主要食物来源之一,要想推进畜牧业的发展,就要有效利用草资源 1。据相关部门统计,我国草地面积有4亿公顷,占我国国土面积的41%,是世界草资源的第二大国2。但最近几年由于人为因素的影响,导致90%的草地出现不同程度的破坏。此外,我国的草地分布非常不均匀,有很多草地位于山地、丘陵等地区,牧民的种植区域距离牲畜的养殖区过远,极大降低了牧草的利用率3。要想合理利用牧草资源,最有效的途径之一是对牧草进行压缩打捆4。通过给牧草施加一定量的机械压力,增大牧草的体积密度,减小牧草占用的贮藏空间,进而降低运输成本。牧草在压缩工程中是按照一定规律进行的。一般而言,牧草的压缩过程分为 “松散”阶段和“压紧”阶段,其压缩力会因压缩密度的不同发生变化5。在“松散”阶段,所需压紧力较小,压缩速度相对较快;在“压紧”阶段,需要的压紧力较大,要求压缩速度较慢,避免造成冲击,导致机器运转不平稳6。市面上的牧草压缩装置大多数采用曲柄滑块机构(如图1-1所示),没有考虑牧草密度与压缩力之间的匹配关系,导致这些设备耗能高、压缩效率低。图1-1 曲柄滑块机构因此,本文拟设计一种凸轮式牧草压缩试验装置。该装置依据不同阶段压缩密度与压缩力的特性曲线,设计出推杆从动件的运动规律。由于凸轮机构能实现各种复杂运动,可根据各阶段运动规律设计出凸轮轮廓,并利用CAD绘制出凸轮轮廓曲线。其中推杆与凸轮通过滚子接触,可改善摩损状况。该装置能解决目前曲柄滑块和液压活塞式压缩设备存在的整机尺寸大、耗能高、不适合在丘陵山区使用等问题。1.2国内外研究现状牧草压缩装置是指通过一定的压力,将松散的牧草压缩成具有一定形状、密度较大的草捆,以便后续打捆运输。国外对牧草压缩装置的理论研究与机器使用都早于我国。1853年,美国埃默里大学最先设计并制造出牧草压缩装置,打开了使用牧草压缩装置的大门。1870年,美国的迪德里克(Dederik)研制出第一台机械式固定牧草压缩装置,它的出现给许多学者带来了启发7。目前国外牧草压捆机的主要生产企业有约翰迪尔、纽荷兰、克劳斯麦克瑟、弗格森等4。其中销售相对较广的是纽荷兰公司的方捆打捆机(如图1-2所示)。该打捆机最突出的特点是可以根据作物的疏松特性、运输方式和储存要求来调整草捆的密度和长度8。图1-2 纽荷兰方捆打捆机我国最开始对牧草压缩装置的研究主要是基于对国外研究成果的改进,但随着我国科技发展,现有成果已经不能满足市场需求。到目前为止,在许多学者的努力下,我国在这方面的研究取得了极大进步。典型的代表是长春大学自主研制的齿轮式牧草压缩装置(如图1-3所示)。该装置采用齿轮传动机构,由电动机提供动力带动齿轮转动,偏心轴与齿轮相连接,动力传递到偏心轴,通过偏心轴的转动使得柱塞往复移动3。其运动连续紧凑,效率高,但由于结构限制,使用寿命较短。图1-3 齿轮式牧草压缩装置牧草压缩装置按照压缩形式可分为开式压缩装置和闭式压缩装置,按驱动形式又可分为机械式压缩装置和液压式压缩装置。1.2.1闭式牧草压缩装置闭式牧草压缩装置(如图1-4所示)的工作原理:此类型装置的末端安有堵块,牧草位于堵块与活塞之间,通过活塞的往复移动不断挤压牧草,直至成形 9。其压缩效率低且操作繁琐,只适合理论研究。图1-4 闭式牧草压缩装置示意图1.2.2开式牧草压缩装置开式牧草压缩装置(如图1-5所示)的工作原理:牧草与压缩室壁存在摩擦,活塞在外力驱动下不断挤压牧草,由于摩擦力的存在,牧草密度不断增大,直到充满压缩室,活塞继续移动将牧草推出。该装置结构紧凑,可连续作业,效率高,但整机尺寸较大,不适合山地作业3。图1-5 开式牧草压缩装置示意图1.2.3液压式牧草压缩装置液压式牧草压缩装置(如图1-6所示)的工作原理:利用液体在液压缸中的液压力来驱动压缩机构,使喂入物料压制成型。该装置虽工作平稳,但液压油存在泄漏,会严重影响牧草质量10。图1-6 液压式牧草压缩装置1.2.4机械式牧草压缩装置机械式牧草压缩装置(如图1-7所示)的工作原理:通过机械力驱动活塞做往复运动,将牧草压缩成形。该装置工作方便、效率更高,因此被广泛应用。图1-7 机械式牧草压缩装置综合比较以上牧草压缩装置,不难发现市面上现有的装置大多没有考虑牧草的压缩密度与压缩力之间的匹配关系,导致工作速度存在过快或者过慢的缺陷,并且整机尺寸较大,维修成本高,不适合小户型牧民使用。所以本文拟设计凸轮式牧草压缩试压装置,采用凸轮机构,可以有效解决这些问题。2技术任务书(JR)2.1设计依据通过对国内外压捆机发展情况的了解,得知现有压捆机大多采用曲柄滑块机构,其优点是操作简单可靠、故障率低,但是没有按照压缩密度与压缩力之间的关系进行设计,导致工作时的速度存在突变现象,且由于整机尺寸较大,不适合在丘陵山区使用。本文拟设计的装置主要依据牧草的压缩密度与压缩力之间的关系曲线确定出从动件的运动规律,再按照各阶段的运动规律设计出凸轮轮廓,且整机尺寸较小,适用性强。2.2产品的用途及适用范围该装置主要适用于地形复杂的农村地区,比如山西地区,该地区山脉较多,且草场大多分布在山上,在这种环境下大型收割机无法进行作业,只能由人工收割,劳动强度大,效率低,而本文拟设计的装置可避免这些因素,可极大降低农民劳动强度。2.3主要技术参数凸轮式牧草压缩试验装置主要技术参数如表2-1所示,其主要技术参数包括电动机额定功率、额定转速、减速器的减速比、有效行程、机械效率、凸轮直径、和整机尺寸。表2-1 主要技术参数参数项目具体数据电动机功率(KW)额定转速(r/min)减速器减速比有效行程(mm)机械效率凸轮直径(mm)整机尺寸(mm)414401:6015080%15022804609602.4主要研究内容与方案根据牧草压缩特性,本文拟设计一种驱动形式为机械式、压缩形式为开式压缩的凸轮式牧草压缩试验装置。设计内容与方案如下:(1)对凸轮进行设计,包括从动件行程、压力角、凸轮轮廓设计。本文先根据牧草在各阶段压缩密度与压缩力的特性曲线确定出从动件的运动规律,之后依据此规律将凸轮轮廓等分成若干角度,计算出每个角度所对应的位移量,利用CAD将所得到的位移曲线连接起来,该曲线便是凸轮轮廓曲线;(2)对凸轮轴进行设计,包括尺寸、结构的设计。本文所设计的凸轮轴主要用来传递轴向扭矩,弯矩可忽略不计,为了避免整机尺寸过大,可以依据扭矩的强度校核理论对凸轮轴的轴径进行设计; (3)对凸轮式牧草压缩试验装置整体结构进行设计,包括压缩室、喂料斗、支撑架的设计。为了便于小户型牧民使用,整机结构不宜太大,同时也要保证压缩效率与成型效果。(4)对能源装置进行设计,包括电动机功率的计算、型号的选择。3设计计算说明书(SS)3.1整机结构及工作原理3.1.1整机结构本文拟设计的凸轮式牧草压缩试验装置采用机械式驱动活塞将牧草挤压成型,且压缩形式为开式压缩。主要由凸轮机构、驱动系统、压缩室、喂料斗、支撑装置组成。具体如图3-1所示。图3-1 凸轮式牧草压捆机3.1.2工作原理该装置中的蜗轮蜗杆减速器与凸轮轴通过平键连接,凸轮轴与凸轮采用花键连接,凸轮与滚子采用沟槽的方式相接触,滚子与推杆利用铰链连接,推杆又固定在压缩室内的活塞上。工作时,蜗轮蜗杆减速电机将动力通过凸轮轴传递到凸轮,凸轮驱动滚子推杆在压缩室内做往复运动,喂料口处装有定切刀,活塞上装有动切刀,二者相互配合形成剪切力,将牧草切入压缩室,通过物料与压缩室壁间的摩擦建立压缩力,使牧草压制成长方体状,便于后续打捆运输。3.2凸轮机构设计3.2.1牧草压缩特性由于苜蓿草具备多种牧草的特点,且现有的文献大都基于苜蓿草作为理论研究对象,因此本文也选用苜蓿草作为研究对象。根据GB/T 25423-2010方草捆压捆机国家标准,松散苜蓿草的密度为21.5kg/m3,根据GMK-3308水分测定仪对苜蓿草进行多水分测定,得到其平均含水率为17%,同时理想压缩密度可达到230 kg/m311。本文拟设计的凸轮式牧草压缩试验装置整机尺寸较小,压缩力有限,预期能达到的最大压缩密度取100 kg/m3,通过公式3-1计算得压缩密度比为0.215。=0(3-1)式中: 压缩密度比; 0松散物料的初始密度(kg/m3);直接压缩时物料的压缩密度(kg/m3);牧草的压缩过程主要分为两个阶段:松散阶段、压紧阶段。根据牧草物料开式压缩过程的研究理论,得知不同截面下压缩力与密度比的回归方程式如公式3-2所示12。P=A eB(1-)(3-2)式中: P压缩力(MPa); 压缩密度比; A、B试验系数。在不同压缩室截面下,苜蓿压缩力的相关系数见表3-1。表3-1 草物料直接压缩过程压缩力的相关系数压捆室截面尺寸试验系数/mmmmAB3604600.01022.62603854600.01041.06804104600.00651.84904604600.00342.99705104600.00274.1700通过参考资料,得到压缩草物料时压缩力与位移的关系曲线和不同截面下压缩力与密度比的关系曲线如图3-2所示12。图3-2 压缩力与位移、密度比的关系曲线本文拟设计的装置为了便于小户型牧民使用,整机尺寸不宜太大,因此选取压捆室截面尺寸为360460mm的类型。效压缩行程选为150mm,在前100mm内压缩力迅速增大,为“松散阶段”,在100mm后压缩力增长比较稳定, 为“压紧阶段”。同时由图3-2可知,当压缩密度比为0.215时,压缩力为0.073MPa。3.2.2凸轮机构从动件运动规律的确定凸轮机构从动件的运动规律与凸轮机构的工作性能密切相关13。从动件的运动特性有位移、速度、加速度等。设计凸轮机构的基本尺寸和凸轮轮廓前必须根据凸轮机构的工作特性建立从动件的运动规律方程,进而确定从动件的运动规律14。要保证凸轮机构运动平稳,位移无突变,就要尽可能保证从动件的速度(VM)、加速度(AM)、跃度(JM)和凸轮上的转矩(TM)无突变。各种基本运动规律和典型组合规律运动的特征值如表3-2所示15。表3-2 运动规律特征值运动规律名称VM(m/s)AM (Nm)JM(Nm)TM(Nm)等速1.00,0,0等加速、等减速2.004.00,08.005次多项式1.385.77+60.0,-30.06.69简谐1.5712.0,0+3.88摆线2.006.2839.488.16梯形加速度2.005.3342.768.89修正梯形加速2.004.8961.48.09组合摆线1.765.53+69.5,-23.25.46简谐修正等速1.227.68,04.69不同压缩阶段的特征值有相应的优先次序。当压缩过程进入预压缩阶段时,压缩力对压缩效果影响最大,应优先考虑加速度AM。由于此阶段AM比较小,可采用梯形修正加速度运动规律。当牧草进入压紧阶段时,压缩速度反而对压缩效果影响最大,应优先考虑速度VM。由于该阶段VM较小,可采用简谐修正等速运动规律。最后,在活塞回程阶段,推杆位移较大,可选用综合性能良好的摆线运动规律16。凸轮机构的压力角过大会造成机构自锁,因此需要合理分配每个阶段的凸轮转角。松散阶段要以较快的速度完成预压缩,可设计105的凸轮转角。压紧阶段的牧草密度迅速增大,活塞速度最小,可设计80的凸轮转角。回程阶段又需要很大的空回速度,可设计100的凸轮转角。另外,为了确保工作的稳定性以及成型效果,还需要在压紧阶段和回程阶段间设计60的凸轮转角作为保形阶段。剩余15的凸轮转角为喂料阶段。松散阶段采用的梯形修正加速度运动规律可分为五个区段4,各区段的参数计算公式如下:(1) 摆线运动加速区段:s=2h+2-14sin4dsd=2h(+2)1-cos4ds2d2=8h+22sin4 (3-3)式中,0,8。(2)等加速区段:s=h+22-816-2+422dsd=h+22-+8ds2d2=8h+22 (3-4)式中,8,38。(3)摆线运动区段:s=2h+2+1+14sin4dsd=2h+2+1+cos4ds2d2=-8h+22sin4 (3-5)式中,38,58。公式中:s从动件位移(mm);凸轮转角();凸轮升程角();dsd角速度(rad/s);ds2d2角加速度(rad/s2)。(4)等减速区段:s=h+22-816-7-2+422dsd=h+27+2-8ds2d2=8h+22 (3-6)式中,58,78。(5)摆线运动减速区段:s=2h+22+-14sin4dsd=2h+21-cos4ds2d2=8h+22sin4 (3-7)式中,78,。公式中:s从动件位移(mm);凸轮转角();凸轮升程角();dsd角速度(rad/s);ds2d2角加速度(rad/s2)。压紧阶段采用的简谐修正等速运动规律可以分为三个区段4,各区段的参数计算公式如下:修正区段处与凸轮转角1和2相对应的推杆位移h1和h2计算公式如下:h1=21-21+2hh2=22-21+2h (3-8)修正区段的凸轮转角1、2分别取30、45。计算得:h1=36.2mm;h2=54.3mm。(1)简谐运动加速区段:s=h11-cos21dsd=h121sin21ds2d2=2h1412cos21 (3-9)式中,0,1。s=h1+h-h1-h2-1-2-1dsd=h-h1-h2-1-2 (3-10)式中,1,-1。(3)简谐运动减速区段:s=h-h2+h2cos22-dsd=h222sin22-ds2d2=2h2422cos22- (3-11)式中,-1,。公式中:s从动件位移(mm);凸轮转角();凸轮升程角();dsd角速度(rad/s);ds2d2角加速度(rad/s2)。通过计算得出从动件压缩过程中的运动规律数据如下表3-3。表3-3 从动件压缩过程运动规律数据凸轮转角/()位移s/mm速度v/(mm/s)加速度a/(mm/s2)00.0000.0000.00080.4569.236123.046163.09417.154146.361248.72450.486146.3613217.30270.628146.3614028.43891.337132.2574842.346105.740103.6465657.647105.74268.9426471.67288.754-68.9427282.96770.628-146.3618091.38340.913-146.3618896.90529.198-146.3619699.4527.648-122.426105100.000.0000.000112103.26530.256102.354120108.84741.3570.000128114.67341.3570.000136120.52741.3570.000144126.43541.3570.000152132.40141.3570.000160137.89441.3570.000168143.65430.256-137.253176148.24024.364-165.126185150.0000.0000.000回程阶段采用摆线运动规律,且回程运动角为100,其从动件的位移运动规律计算公式如下:s=h1-0+12sin20 (3-12)式中: s从动件位移(mm); h从动件起始位移(mm),为150mm; 0回程运动角(),为100; 凸轮转角()。通过计算得出从动件回程过程中的运动规律数据如下表3-4。表3-4 回程阶段从动件位移数据凸轮转角()从动件位移s(mm)0102030405060708090100150.000135.262120.524105.78591.04776.30861.57046.83132.09117.3520.000根据以上计算所得的运动规律数据,绘制出凸轮转角与位移的关系曲线,如图3-3所示。 图3-3 凸轮转角与位移的关系曲线3.2.3凸轮机构基本尺寸的确定凸轮机构的基本尺寸包括基圆半径Rb和偏距e。本文拟设计的凸轮回转中心位于推杆的运动轨迹上,因此偏距e为0。凸轮机构基圆半径的设计需要考虑压力角的大小,压力角过大会导致机构发生自锁,降低传递效率17。压力角过小传力性能差,不能达到预期的效果。通常在设计压力角时要参照许用压力角的范围来考虑,许用压力角如下表3-5所示18。表3-5 凸轮机构许用压力角锁合形式从动件运动形式推程回程力锁合直动从动件=2535=7080摆动从动件=3545=7080几何锁合直动从动件=2535=2535摆动从动件=3545=3545为了避免凸轮机构尺寸过大,可初选基圆半径为150mm,通过公式3-13计算出各个从动件运动阶段的压力角大小,判断是否满足max。=tan-1dsd-esb+s, -2,2 sb=Rb-e2 (3-13)式中:凸轮压力角(); dsd从动件速度(m/s); e凸轮偏距(mm); s推杆位移(mm); sb计算得sb=12.25mm。各个从动件运动阶段的压力角大小如下表3-6所示。表3-6 凸轮机构各阶段压力角凸轮转角/()位移s/mm基圆半径 Rb /mm压力角/0816243240485664728088961051121201281361441521601681761850.0000.4563.0948.72417.30228.43842.34657.64771.67282.96791.38396.90599.452100.000103.265108.847114.673120.527126.435132.401137.894143.654148.240150.0001501501501501501501501501501501501501501501501501501501501501501501501500.0004.40313.11520.30426.95428.77328.20825.09620.44415.9699.2256.5181.6840.0006.4038.4948.2647.4127.2587.0086.8464.8583.8960 .000由计算结果可知凸轮机构在整个压缩阶段的最大压力角max=28.773 ,满足max,因此基圆半径取Rb=150mm的假设可行。为了避免推杆在工作中不能及时的回到初始位置,本文拟设计的凸轮机构将采用几何锁合直动从动件类型19。在凸轮上开有沟槽(如图3-4所示),连接着推杆的滚子位于沟槽内,由于沟槽的限制,推杆将随着凸轮的转动实现往复运动20。图3-4 沟槽凸轮机构示意图3.2.4滚子的设计为了避免推杆与凸轮轮廓直接接触,本文拟设计的凸轮机构采用滚子推杆,以滚动摩擦代替滑动摩擦,可改善磨损状况。设计滚子的关键是对半径的选择,滚子半径设计不合理会存在以下两种情况21:(1) 如果min=rr,则工作轮廓线的曲率半径a=0,工作轮廓线将出现尖点,如图3-5所示。凸轮轮廓在尖点处很容易磨损。图3-5 变尖现象(2)如果minrr时,则工作轮廓线的曲率半径a0 (3-14)式中: a工作轮廓曲率半径(mm); min理论轮廓线的最小曲率半径(mm); rr滚子半径(mm)。凸轮工作轮廓线的最小曲率半径min一般不小于15mm,此外,受强度、结构的限制,通常滚子半径rr=0.10.5rb。本文选用rr=0.1rb=0.1150=15mm,则min15mm。3.2.5凸轮轮廓的设计凸轮轮廓直接影响凸轮机构的工作精度,与凸轮机构性能的好坏密不可分22。凸轮轮廓的设计方法有以下两种:(1)图解法图解法是利用反转法原理按照一定的比例作图求解,设计过程简单,但因凸轮各径向尺寸采用作图来确定,人为误差严重,故精度很低,所以只适用于精度要求不高的简单凸轮。(2)解析法解析法所依据的原理也是反转法原理。虽能够满足多种结构复杂的凸轮精度要求,但计算复杂繁琐,绘图困难。综合考虑,本文采用图解法求解。本文拟设计的凸轮旋转方向为逆时针,根据反转法原理滚子推杆从动件按照瞬时针方向绕着基圆依次旋转8,依据计算得出的从动件运动位移数据确定出每个角度所对应的推杆位置,利用CAD作出凸轮的理论轮廓如图3-7所示。图3-7 凸轮理论轮廓将理论轮廓缩小一个滚子半径确定出凸轮实际轮廓曲线,如图3-8所示。图3-8 凸轮实际轮廓3.2.6凸轮和从动件结构设计由于本文拟设计的是沟槽式凸轮机构,滚子的结构只能采用悬臂式,结构如图3-9所示。凸轮与从动件之间的接触类型为高副接触,在一定载荷作用下,当凸轮与从动件发生相对移动必然伴随着摩擦产生,同时凸轮机构在工作过程中易带入硬质杂物,会加快凸轮表面磨损,因此凸轮机构在设计时要求凸轮副材料及加工处理有一定的要求23。凸轮材料选择45钢,为了使凸轮具有良好的韧性和强度,在加工时进行调制处理4。图3-9 悬臂式滚子结构同时,为了降低冲击震动和能量损耗,从动件速度不宜太高,推杆的导轨选用滑动摩擦导轨。导轨应尽可能设计较长尺寸,来提高机构的效率、改善受力情况。导轨分两部分组成,一部分是推杆处设计的圆柱面导轨,另一部分是滚子架处的矩形导轨24。3.3电动机确定3.3.1活塞往复压缩频率凸轮式牧草压缩试验装置生产率(活塞压缩频率)的计算公式如3-15所示。Q=0.06nq (3-15)式中: Q生产率(kg/min); n凸轮转速(r/min); q单次喂入量(kg)。由公式3-15可知要提高生产率可加大凸轮转速。但是凸轮转速过大会导致机构在工作中产生较大的冲击,同时消耗功率也会增加。例如,9KG-350压捆机的压缩密度为350kg/m3,最大压缩力可达230kN,过快的压缩速度会加快机构的损坏,生产很不安全。因此,采用加快凸轮转速来提高生产率的方案不可取。近几年有许多公司生产出的压捆机压缩转速达到80105r/min,因本文拟设计的装置动力较小,凸轮转速选择n=24r/min。由公式3-14推导出要提高生产率还可以加大喂入量q。参考资料得知喂入量存在一个临界值q0,当实际喂入量qq0时,随喂入量的增加,压缩力和功率反而会减小。不同牧草临界喂入量不同,本文依据苜蓿草的临界喂入量进行设计,其q取1.5kg26。为保证压缩效率,压缩室长度取为700mm,喂料口长度应为压缩室的2/3,经计算得其长度为235mm。综合考虑,该装置的生产率为:Q=0.06nq=0.06241.5=2.16 (kg/min)3.3.2凸轮式牧草压缩装置电机功率计算电动机的功率依据公式3-16计算。Pd=Pw (3-16)式中:Pd电动机输出功率(kw); Pw工作时所需功率(kw); 总机械效率。查阅机械设计手册得各零部件传动效率如表3-7所示27。表3-7 零部件传动效率零部件传动效率取值蜗轮蜗杆(1)0.70.750.8花键(2)0.980.991总传动效率按工式3-17计算。=12=0.81=0.8 (3-17)凸轮式牧草压缩试验装置的压缩室截面尺寸为360460mm,最大压缩力为0.073MPa,正压力F为12088.8N,计算公式如3-18所示。P=F/A (3-18)式中:P压缩力(N);F正压力(N);A截面面积(m2)。工作时所需功率按公式3-19计算。Pw=Fv1000 (3-19)式中:F正压力(N);v从动件速度(m/s)。参考课题组研究结果,为了保证凸轮机构运行平稳且效率高, 在预压缩阶段从动件速度v40z1z242832342752232872235081122880140由上表可得蜗杆头数z1=1,根据公式3-25计算出蜗轮齿数z2=60。蜗杆和蜗轮在主平面内啮合传动相当于渐开线齿轮与齿条传动,在中间平面上蜗杆的轴面模数、压力角、分度圆导程角分别于蜗轮的端面模数、压力角、分度圆螺旋角相等,即: ma1=mt2=m a1=t2= = (3-26) 因为本设计中的蜗轮蜗杆主要充当着传递扭矩的作用,其失效形式以疲劳断裂为主,因此按齿面接触疲劳强度进行设计,计算公式如3-27所示。 m2d1KT2480Z2H2 (3-27)式中:m模数(mm); d1蜗杆直径(mm); K载荷系数; T2蜗轮上的转矩(Nm); Z2蜗轮齿数,为60; H许用接触应力(Mpa)。蜗轮上的转矩T2按公式3-28计算。T2=9.55106p2n2 (3-28)式中:p2减速器输出功率; n2减速器输出转速,为24r/min; T2蜗轮上的转矩(Nmm)。其中减速器输出功率p2根据公式3-22求得p2=p=40.8=3.2kw。式中: P2减速器输出轴的传递功率(kw);P电机的额定功率(kw),为4kw; 机械传动效率。蜗轮上的转矩经计算得:T2=9.551063.224=1273333 Nmm。载荷系数按公式3-29计算。K=KAKBKV (3-29)式中:KA使用系数;KB载荷分布不均匀系数;KV动载荷系数;K载荷系数。查阅机械设计课程设计手册,因工作载荷较稳定,故KB=1、KA=1.15。由于转速不高,冲击不大,动载荷系数可取KV=1.05。由公式3-29计算得27:K=1.1511.051.21蜗轮材料可选用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造,查阅资料得许用接触应力H=218Mpa27。由公式3-27计算得m2d1KT2480Z2H2=1.2112733334806021822074.887 mm3式中:m模数(mm); d1蜗杆直径(mm); K载荷系数;为1.21; T2蜗轮上的转矩(Nm); Z2蜗轮齿数,为60; H许用接触应力(Mpa)。查阅机械设计课程设计手册可确定出符合条件的模数有以下两种,如表3-10所示。表3-10 符合条件的模数模数m/mm分度圆直径d1/mmm2d1/mm3分度圆导程角5902250310476.3632500.554238由于蜗轮输出轴还需与凸轮轴进行配合,分度圆直径d1选择相对较大的90mm,模数m=5mm,分度圆导程角=31047。本文拟设计的蜗杆选择普通圆柱蜗杆中的阿基米德蜗杆(ZA),轴向压力角a为标准值20,法向压力角按公式3-30计算29。tana=tanncos (3-30)式中: a轴向压力角(); n法向压力角(); 导程角()。计算得n=19.97。3.5.3蜗杆传动基本几何尺寸蜗杆直径系数计算公式如下:q=d1m (3-31)式中:m模数(mm); d1蜗杆直径(mm); q蜗杆直径系数。代入数据计算得q=905=15。蜗杆齿顶圆直径计算公式如下: da1=d1+2ha*m (3-32)式中: da1蜗杆齿顶圆直径(mm); ha*齿顶高系数,为1。代入数据计算得da1=90+215=100mm。蜗杆齿根圆直径计算公式如下: df1=d1-2(ha*m+c) (3-33)式中: df1蜗杆齿根圆直径(mm); c顶隙系数,为0.25。代入数据计算得df1=d1-2(ha*m+c)=90-2(15+0.25)=79.5mm。渐开线蜗杆基圆导程角计算公式如下:cosb=coscosn (3-34)式中: b蜗杆基圆导程角(); 导程角(); n法向压力角()。代入数据计算得b=20.21。渐开线蜗杆基圆直径计算公式如下:db1=mz1tanb (3-35)式中: db1蜗杆基圆直径(mm);m模数(mm); z1蜗杆头数。代入数据计算得db1=mz1tanb=51tan20.21=13.58mm。蜗杆齿顶高计算公式如下:ha1=ha*m (3-36)式中: ha1蜗杆齿顶高(mm);ha*齿顶高系数,为1。代入数据计算得ha1=ha*m=15=5mm。蜗杆齿根高计算公式如下:hf1=ha*+c*m (3-37)式中: hf1蜗杆齿根高(mm);c*齿顶高系数,为0.25。代入数据计算得hf1
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