便携式林业采种机设计[三维PROE]【19张CAD图纸、说明书完整打包】

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In order to meet the needs of the forestry production, meet the requirements of high-speed development of forestry and forestry modernization, especially the seed seed work must continue to improve management level. Scientific seed, mechanization seed instead of heavy manual seed, is receiving more and more attention.Portable forestry seed harvesters can adapt to various complicated environment with high efficiency, very suitable for Chinas national conditions. Based on the complex terrain, wooded mountain environment has an irreplaceable advantage.In this paper, the specific design of the portable forestry seed harvesters. Completed the portable forestry seed harvesters theory analysis, calculation and structural design. Including the portable forestry seed harvesters overall design, engine selection, clutch design, shaft design, the design of the vibration head.The working principle of portable forestry seed harvesters is driven by the engine clutch is connected through a flexible shaft, gear and transmission rod is connected to the slider, rotary motion into linear motion through the bevel gear reduction.Key words: forestry seed collection; Mechanization; Portable forestry seed harvesters- 2 -1-南京林业大学本科毕业设计说明书目 录第一章 绪论11.1 引言11.2 国内外林业采种设备现状21.2.1 国内林业采种设备现状概况21.2.2 国外林业采种设备现状概况51.3 本文主要研究工作8第二章 便携式林业采种机总体设计方案确定92.1 国内现有的同行设备的对比92.1.1 国内大型设备的对比92.1.2 国内小型设备的对比92.2 便携式林业采种机的总体设计10第三章 便携式林业采种机结构设计123.1发动机的选型123.2 离合器的设计133.3 传动轴的设计223.4 振动头的设计223.5 把手的设计36第四章 便携式林业采种机的校核39第五章 设计总结与展望45致 谢46参考文献47附 录48第一章 绪论1.1 引言1949年新中国成立以来，我国先后共开展了七次全国森林资源清查。第七次全国森林资源清（20042008年）结果显示，全国森林面积19545.22万公顷，活立木总蓄积149.13亿立方米，森林蓄积137.21亿立方米，森林覆盖率20.36%，比1949年的8.6%净增11.76个百分点。我国森林面积居俄罗斯、巴西、加拿大、美国之后，列世界第五位；森林蓄积量居巴西、俄罗斯、美国、加拿大、刚果民主共和国之后，列世界第六位。我国人工林保存面积6168.84万公顷，蓄积19.61亿立方米，人工林面积列世界第一位。总体上看，我国森林资源仍存在总量不足、质量不高、分布不均衡的问题。我国的森林覆盖率只有世界平均水平30.3%的2/3，人均占有森林面积不到世界人均占有量0.62公顷的1/4，人均占有森林蓄积量仅相当于世界人均占有蓄积量68.54立方米的1/7强1。以上表明我国林业资源现状不容乐观。为了促进森林更新，提高营造林质量，急需大量、优质林木种子。林木种子的采收具有很强的季节性，适宜的采种期很短。采收过早，种子没有完全成熟，种实青瘪，品质低劣，不耐贮藏；采收过晚，种子脱落飞散，或造鸟兽危害，造成损失。因此，在采种作业时，除了要做到适时采种，还必须尽可能的加快采种速度，提高采种效率和采种质量2。林木种子的采收方法按被采种树木所处的状态可以分为两大类：一类是从伐倒木上采种；另一类是从生长的立木上采种。从伐倒木上采种既方便又安全，而且采集效率高，但这种采种方法对母树的破坏是毁灭性的。从生长的立木上采种，困难较大，长期以来采种技术很难有新的突破2。目前，林业采种以人工上树采种和大型机械采种为主。人工上树采种工效低、 危险性大，而且易使母树遭受损伤，影响来年结实。大型机械设备庞大、成本高，不适合我国国情。因此，研制一种体积小、重量轻、价廉耐用的便携式林业采种机是当务之急3。1.2 国内外林业采种设备现状1.2.1 国内林业采种设备现状概况 在国内，林木种子的采集仍以人工上树的作业方式为主，工效低、危险性大，而且易使母树遭受损伤, 影响来年结实3。我国的采种技术和装备研究开展较晚，但是经过多年的努力，也取得了不少的成果，其中不乏一些先进的采种设备，国外目前正在使用的技术装备，基本上国内都开展了研究。50年代已有采种钩、采种镰、锯齿啮合式撸种器等。后来，又研制出上树机具、人力移动采种梯、振动机等。有关单位研制出一些新型的采种机械，如CJ-50高空作业采种机、CJ-1型落叶松立木采种工具、TD-40型抖动式林木采种装置、电动林木采种机等4。CJ-1 型落叶松立木采种工具包由上树工具、采摘和收集工具，安全防护用具组成。上树工具为一具双刺脚蹬，重1. 4kg，固定在脚和小腿上。采摘工具和球果收集装置。采摘工具采用的梳齿式采摘剪，由工作头和工具柄构成，工作头设计为圆形内梳齿和平行圆弧齿的形状，用铝合金制成。工具柄设计为多节可伸缩式，总长度3. 6m，用玻璃布基层压管制成。在采种梳横梁前方加装了由弹性钢丝支撑的布袋，袋口直径为30cm，深25cm。被梳下的球果可直接掉人袋内。CJ-1 型立木采种工具包具有轻便安全、操作简单、采集同步、制造使用成本较低等优点，但劳动强度大，效率低。适用于种子园、母树林和用材林等的种子采集工作，效率为2. 45kg /h，经济社会效益和生态效益显著5 。 CJ-50 高空作业采种机（如图1）由原黑龙江省木材采运研究所研制，属升降台式采种辅助设备。选用林业中使用普遍的CJ-50履带式集材拖拉机作为底盘，在其上装有一具折臂式升降机构，升降机构末端装有供工作人员站立的工作台。整机为液压驱动，在底盘的变速箱侧面布置有取力装置带动液压油泵工作。CJ-50 高空作业采种机整机重量为7 800kg，最大作业高度14 m，最大作业幅度6. 4 m，工作额定载荷200 kg，每小时可采球果30 32kg，效率是人工上树采种的3 5 倍。CJ -50 高空作业采种机解决了人工上树采种爬树难，劳动强度大，摘取球果困难，破坏母树树冠等采种作业中的实际问题，提高了采种作业的效率6。但机体笨重，在林间工作困难。图1 CJ-50 高空作业采种机 CZ -13林木自行升降式采种机由东北林业大学与黑龙江帯岭林科所联合研制，属升降台式采种设备。该采种机由底盘、整体式支架、折叠式起升机构、工作台和液压与控制系统组成，底盘选用的是北汽生产的轻型越野货车，具有出色的越野能力和充足的动力输出，能够保证人工种子园内的行驶要求。该采种设备专为山地、林地等立地条件差，地面坡度较大的使用环境设计，通过整体式支架的调平功能可以满足地面坡度为0 12的种子园采种作业要求。CZ -13 林木自行升降式采种机全重为2 860kg，最大作业高度13m，最大幅度3m，每小时可采集球果50kg 以上，解决了山地大坡度条件下的采种作业难题。 RBT14型林木球果采集机器人（如图2）由东北林业大学研制。是目前国内最先进，自动化与智能化程度最高，技术最复杂的专业采种设备。该机器人大量使用了先进的自动控制和传感器技术，通过单片机和程序来控制机器人动作和采种作业，不仅代表了国内林业机器人发展水平和专用采种设备的最先进技术，在国际上也代表了最先进的采种技术和设备6，但由于机体笨大，造价高，在林中通过困难。RBT14 型林木球果采集机器人由行走机构、机械手、液压系统和单片机控制系统等构成，机器人全重8 750kg，最大采集高度为14m，最大采集半径6. 8m，每小时能采摘落叶松球果50kg，效率是人工采摘的30 35 倍，工作人员可以站在地面上即可控制机器人进行球果采集作业 7-8。工作时，先将机器人停放在距母3 5m 远处，通过分控制系统操纵机械手对准某一棵母树。之后，单片机系统控制机械手大、小臂同时柔性升起到达一定高度，采集爪张开并摆动，对准要采集的树枝，大、小臂同时运动，使采集爪沿着树枝生长方向趋近1. 5 2m，然后采集爪的梳齿夹拢树技，大、小臂带动采集爪按原路向后缩回，梳下枝上的球果，完成一次采摘。单片机再控制采集爪向上或向下移动，对准另一根树枝后重复上述动作。采集完一颗树后，转动机械手对准下一颗母树，重复上述动作，便可完成一个站位的周边树木的采集工作7-10 。 图2 RBT14型林木球果采集机器人1.车架；2.回转盘；3.立柱；4.大臂；5.小臂；6.梳齿状采集抓；7.集果箱 TD-40型抖动式林木采种装置由黑龙江省带岭林科所研制，属于震动式采种工具。其携带方便，操作容易，作业安全，对于立地条件复杂、大型机械使用困难及条件恶劣的种子园，具有很好的使用效果。工作时，工作人员利用可伸缩的举升杆，将双臂处于张开状态的抱树器举升到所采母树树干的一定高度处，拉动抱树器抱合控制索，抱树器双臂抱合，然后将绷索的另一端钩挂在抱树器上，再将绷索的另一端固定在距母树适当位置的立木或树桩上，并借助紧索器将绷索拉紧。采种人员用击打棒( 长1. 8m，直径5 6cm) 用力打击绷索，借助绷索产生的拉力摇动树干，将球果抖落。该抖动式林木采种装置全重不超过20kg，两名工作人员即可操作，每小时可完成5 8 棵树木的种子采集工作11-12，但采种劳动强度大，效率低。图3 采种装置工艺示意图1.抱树器抱合控制索；2.索套开钩控制索；3.举升杆；4.抱树器； 5.索套；6.绷索；7.紧索器；8.绷索固定桩 黑龙江省林科院和黑龙江省牡丹江特种车辆改装厂联合研制了一种体积小，重量轻，价廉耐用的便携式震动采种机。该便携式振动采种机由动力部分、传动部分、振动头和夹紧装置等4 部分组成（见图4）。动力部分为一部小型柴油机，输出的动力通过传动轴传至振动头，带动振动头中的偏心轴转动产生激振波，并经过底板夹紧装置传递给树干，最终振动波在树干和树枝中传递到达球果，使球果产生共振，抖落成熟的种子。该采种机全重仅20kg，树径在2540cm 的树木均可使用，每小时可完成1015 棵树木的种子采集，平均震动1020s 就可将70%的成熟球果中的种子震落，效率是人工采集的10 倍3，但损伤树木。 1.油锯；2.软轴；3.振动头；4.链条；5.夹紧装置图4 便携式振动采种机组成1.2.2 国外林业采种设备现状概况 国外林业发达国家很早前就开始了对采种技术和装备的研究，各种方法与装备均有所发展，技术较为成熟。虽然各国研究的方向与侧重有所不同，但是其根据本国林业实际情况研究适宜的采种技术与装备的思路值得借鉴。国外采种设备的形式与种类较多，从小型的简易采种工具到大型机械设备均有使用，各个国家对此的侧重也不尽相同。将这些采种设备按使用方式和原理进行分类，大致可以分为人工小型采种工具和机械采种设备两类，其中的机械采种设备按照工作特点又可分为机械辅助性采种设备和机械自行式采种设备两类。有些国家在种子园中建立了固定式空中钢索吊斗式猜中设备。美国、前苏联、加拿大等国家还研制出用直升机或气球从空中采集林木球果的装置、双壁挠性盒式整树球果采集装置及用于单枝采摘的旋转叶片式摘果工具、小型便携式动力驱动采摘器等。但山地林分采种应用较普遍的仍然是简单适用的专用工具，如美国的上树脚蹬、采种钩、采种网，前东德的采种安全袋、爬树靴，瑞典及日本的铝合金制多节可拆式采种梯等4。 目前，振动式采种机是美国较普遍地应用于采种作业的机械中的一种。振动式采种机由主体和振动装置两部分组成。振动式采种机常见有两种类型，一种是振波振动式采种机，即利用两个反方向旋转地偏心重块产生振动（见图5）。装在振动头内的两重块可绕同一轴转动，亦可分饶两个平行轴转动。反方向旋转地重块不存在侧向力，而使将力加在同一方向上，其优点是通过改变重块的转速可将振动方向从单向变为双向。两重块由一三角皮带连接并由一液压马达驱动。为防止损伤树皮，振东头的夹臂上设有衬垫，伸缩臂的升降为液压控制式。采种时振动时间约为510秒，振动频率为400500次/分，可将大部球果振落，效率是人工采种的数十倍。图5振波振动式采种机的振动头 另一种是滑块往复式振动采种机。伸缩臂的一端连接有一重块，另一端夹持在立木上，重块与伸缩臂间靠一曲柄连接。曲柄被驱动以后，即在重块与伸缩臂之间提供一种相对运动（见图6）。这种采种机的的特点，是在工作室液压马达、曲柄、壳体、液压缸及其它部件共同形成一种惯性滑块。这样机器本身所能抵消的往复运动滑块的惯性力就很少。也就是说，较多的惯性反作用力到了立木上，而不是作用到机器的其他部件上。振动头的往复运动是通过一液压马达产生的，液压马达由汽油发动机上的油泵带动工作。振动力在发动机以1000转/分的速度运转时为800磅。采种时振动时间为510秒。最佳振动频率为400900次/分13,14。图6 滑块往复式振动采种机的振动头 前苏联也设计并制造了用于摇落松树和云杉球果的振动装置。振动装置可装在3-153A型挖土机或II1-2伐木-归堆联合机上。采种时每株树振动2025s，红松球果的采收率为90%，云杉球果的采收率为55%。 丹麦与瑞典林业管理局在水果摇落机的基础上共同设计出液压摇树器，装在麦赛福格森拖拉机上，该机可用于抖落直径为5055cm树上的种子。工作时需3名工作人员，其中1人驾驶拖拉机操纵摇动器，另外2人在树下放置塑料接种器，收集抖落的种子16。 意大利生产的SR-12型摇树机除能摇落种子外，还带有收集种子的装置。SR-12型摇树机装在拖拉机上，可迅速地接近采种母树，完成全部种子的采集作业。机械作业过程如下：机械靠近树木，展开接种步盘，抓树装置夹住树木，摇抖，落下的种子顺接种布盘滚到布盘中心，由气力输送机将种子运送到种子箱中，该机的最大优点是采收的同时能完成果实的收集工作，式采种机械化程度更高。 1991年，澳大利亚Desmond Renehan研制出一种更为适用的小型收获机，振动装置通过3点悬挂装置在拖拉机前端，沿纵向伸出。该机含一可折叠的收集部分，可从闭合位置运动到围绕树干的收集位置。机器的工作过程与SR-12型摇树机相同，可将树木、灌木及藤蔓植物上的坚果、水果、荚果和球果等抖摇下来。该机的优点是省时、省力、费用低，振动装置易在拖拉机上拆装，对树木损伤小，是一种较理想的收获机械15。 为适应果园及林木种子园内成排树木果实的采收，各种沿植株排列方向采收果实的机械应运而生。1978年美国的Ronald L Peters研制出摇抖成排树木的装置。振树器和夹钳共同装在衣悬垂框架上，悬垂框架则横向铰接安装于一运输车辆的纵向框架上。振动装置靠离心重块振动系组成，含两个反向旋转地离心重块，驱动装置可使其回转。离心块呈空心结构，填以滑动小球，改变小球数量，振动力可以改变，以适应不同类型的树木。钳臂衬以垫料，以防止油缸操纵夹臂时损伤树木。工作时，车辆沿与树木平行的方向前进，缩短了运行时间，易于将振动器快速置于工作位置上。 与上述机器相似的机械还有1988年美国的Tom Bizzini研制的果园收获车。这种机型较前者更完善、实用，而且增加了收集装置。该车由3个直线支腿联在一起形成“T”或“Y”型。振动头从车的右侧区域的框架伸出，整车重量几乎被3个车轮平均支撑，增加了稳定性、安全性和机动性，减少了对树木根系的冲击。操作者可看清前面、侧面，振动头通过一改进装置能在相对于地面的不同方位和高度作抬起、升高和轴向回转，实现抓住树干或树枝的运动。该机的优点是平衡性好，能在有限的或密植的商业性水果 坚果园内运行。它还可作其他用途，如喷洒灭虫剂，或将其它装置安装于振动头框架处13。1.3 本文主要研究工作 在本次设计中所研究的便携式林业采种机，主要应用于林业采种，因此可以认为研究的工作环境是：有一定海拔高度的，路况不明显的，树林比较茂密的山林环境，采种对象为高度不超过5米的坚果树木。便携式林业采种机的设计最终的目标是要使采种机达到重量轻，工作平稳可靠，提高生产效率，降低林业作业强度的目标。便携式林业采种机的重量将不超过20kg。完成便携式林业采种机的理论分析、计算及结构设计。第二章 便携式林业采种机总体设计方案确定2.1 国内现有的同行设备的对比2.1.1 国内大型设备的对比 现在国内的大型设备主要有CJ-50高空作业采种机、CZ-13林木自行升降式采种机、RBT14型林木球果采集机器人等。 CJ-50 高空作业采种机整机重量为7 800kg，最大作业高度14 m，最大作业幅度6. 4 m，工作额定载荷200 kg，每小时可采球果30 32kg，效率是人工上树采种的3 5 倍。CJ-50高空作业采种机解决了人工上树采种爬树难，劳动强度大，摘取球果困难，破坏母树树冠等采种作业中的实际问题，提高了采种作业的效率6。 CZ-13 林木自行升降式采种机全重为2 860kg，最大作业高度13m，最大幅度3m，每小时可采集球果50kg 以上，具有出色的越野能力和充足的动力输出，解决了山地大坡度条件下的采种作业难题。RBT14 型林木球果采集机器人由行走机构、机械手、液压系统和单片机控制系统等构成，机器人全重8 750kg，最大采集高度为14m，最大采集半径6. 8m，每小时能采摘落叶松球果50kg，效率是人工采摘的30 35 倍，工作人员可以站在地面上即可控制机器人进行球果采集作业 7-8。以上三种大型设备工作都很稳定，都有很高的工作效率，但是大型机械设备庞大、成本高，不适合我国国情。2.1.2 国内小型设备的对比 现在国内的小型设备主要有CJ-1型立木采种工具包、TD-40型抖动式林木采种装置、便携式振动采种机等。 CJ-1 型落叶松立木采种工具包由上树工具、采摘和收集工具，安全防护用具组成。上树工具为一具双刺脚蹬，重1. 4kg，固定在脚和小腿上。工具柄设计为多节可伸缩式，总长度3. 6m，用玻璃布基层压管制成。在采种梳横梁前方加装了由弹性钢丝支撑的布袋，袋口直径为30cm，深25cm。被梳下的球果可直接掉人袋内。CJ-1 型立木采种工具包具有轻便安全、操作简单、采集同步、制造使用成本较低等优点，但劳动强度大。适用于种子园、母树林和用材林等的种子采集工作，效率为2. 45kg /h，经济社会效益和生态效益比较显著5 。 TD-40型抖动式林木采种装置携带方便，操作容易，作业安全，对于立地条件复杂、大型机械使用困难及条件恶劣的种子园，具有很好的使用效果。工作时，工作人员利用可伸缩的举升杆，将双臂处于张开状态的抱树器举升到所采母树树干的一定高度处，拉动抱树器抱合控制索，抱树器双臂抱合，然后将绷索的另一端钩挂在抱树器上，再将绷索的另一端固定在距母树适当位置的立木或树桩上，并借助紧索器将绷索拉紧。采种人员用击打棒( 长1. 8m，直径5 6cm) 用力打击绷索，借助绷索产生的拉力摇动树干，将球果抖落。该抖动式林木采种装置全重不超过20kg，两名工作人员即可操作，每小时可完成5 8 棵树木的种子采集工作11-12，但采种劳动强度大，效率低。便携式振动采种机全重仅20kg，树径在2540cm 的树木均可使用，每小时可完成1015 棵树木的种子采集，平均震动1020s 就可将70%的成熟球果中的种子震落，效率是人工采集的10 倍3，但损伤树木。国内的小型采种装置解决了设备太大不好进林和成本问题，但工作效率低和工作强度高的问题还不能完全解决。2.2 便携式林业采种机的总体设计 在本次设计中所研究的便携式林业采种机，主要应用于林业采种，因此可以认为研究的工作环境是：有一定海拔高度的，路况不佳的，树林比较茂密的山林环境，采种对象为高度不超过5米的坚果树木。便携式林业采种机的设计最终的目标是要使采种机达到重量轻，工作平稳可靠，提高生产效率，降低林业作业强度的目标。便携式林业采种机的重量将不超过20kg。 便携式林业采种机主要由机架、发动机、振动头、手持杆、软轴等组成。针对这次设计的需要，主要包括以下几个方面：1. 机架的设计本次设计的便携式林业采种机的工作环境是：有一定海拔高度的，路况不佳的，树林比较茂密的山林环境。因此，工作人员的体力消耗很大。背负式的机架可以很好的减轻工作人员的体力消耗，是一种很好的选择。2. 发动机的选型便携式林业采种机是一种小型机械，重量要轻，因此，发动机选择小型汽油机。发动机单独安置在机架上，可以1800旋转。 3. 振动头的设计振动头安置在伸缩杆上，需要人把持，因此，振动头的重量不能太大，可以选择小型振动头。振动头的卡树的马蹄形处用橡胶包裹，以减小对树枝的伤害。 4. 伸缩杆的设计伸缩杆是工作人员控制振动头的工具，由于工作高度比较高，伸缩杆的长度比较长，不方便携带，因此，可以把伸缩杆分为2段，每段1.5米，材料为铝合金。前半部分的外直径与后半部分内直径相等，后半部分的与前半部分连接处开一个小槽，这样就可以用法兰把2段连接。5. 传动轴的设计发动机与伸缩杆之间用软轴连接，软轴长85cm，软轴用正方形，边长为5mm，外套橡皮，圆形连接口直径3cm。软轴与振动头之间用传动杆连接，分为2段，2段连接处设置为方形，前段的外直径与后半部分内直径相等，可以套连。 第三章 便携式林业采种机结构设计3.1发动机的选型便携式林业采种机的动力来自于发动机，根据本次设计的需要，选择风冷二冲程汽油机，汽油机型号为IE44F-5（如图7）。功率1.5kw，转速6000rpm。二冲程汽油机的工作原理为发动机气缸体上有三个孔，即进气孔、排气孔和换气孔，这三个孔分别在一定时刻由活塞关闭。其工作循环包含两个行程： 第一行程：活塞自下止点向上移动，三个气孔同时被关闭后，进入气缸的混合气被压缩；在进气孔露出时，可燃混合气流入曲轴箱。 第二冲程：活塞压缩到上止点附近时，火花塞点燃可燃混合气，燃气膨胀推动活塞下移作功。这时进气孔关闭，密闭在曲轴箱内的可燃混合气被压缩；当活塞接近下止点时排气孔开启，废气冲出；随后换气孔开启，受预压的可燃混合气冲人气缸，驱除废气，进行换气过程。二冲程发动机的优点：1. 二冲程发动机没有阀，这就大大简化了它们的结构，减轻了自身的重量。2.二冲程发动机每一回转点火一次，而四冲程发动机每隔一次回转点火一次。这就赋予了二冲程发动机重要的动力基础。3.二冲程发动机可在任何方位上运转，这在某些设备如链锯上很重要。标准四冲程发动机可能在油料晃动的时候发生故障，除非它是直立着的。解决这个问题就会大大增加发动机的灵活性。这些优点使二冲程发动机更加轻便，简易，制造成本低廉。二冲程发动机另外还有将双倍的动力装进同一空间内的潜力，因为每一回转它有双倍的动力冲程。轻便和双倍动力的结合使它与许多四冲程发动机相比具有惊人的“推重比”。更符合便携式林业采种机的要求。 风冷发动机零件少、结构简单、质量轻、制造成本低、功率利用率高，没有漏水、冰冻、结垢等故障，使用维护方便，环境适应性好、启动后暖机时间短；水冷发动机结构复杂、成本较高、故障率高、维修复杂、功率损耗大。因此，风冷发动机更符合便携式林业采种机的设计要求。图7 风冷二冲程汽油机IE445-53.2 离合器的设计离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。机器从起动到正常工作的整个过程中，操作人员可根据需要操纵离合器，使发动机和传动系暂时分离或逐渐接合，以切断或传递发动机向传动系输出的动力。它的作用是使发动机与变速器之间能逐渐接合，从而保证机器平稳起动；暂时切断发动机与变速器之间的联系，以便于换档和减少换档时的冲击；当机器紧急制动时能起分离作用，防止变速器等传动系统过载，从而起到一定的保护作用。离合器类似于开关，接合或断离动力传递作用，离合器机构其主动部分与从动部分可以暂时分离，又可以逐渐接合，并且在传动过程中还要有可能相对转动。离合器的主动件与从动件之间不可采用刚性联系。离合器分为电磁离合器、磁粉离合器、摩擦式离合器、液力离合器和牙嵌离合器等。1. 电磁离合器电磁离合器(如图8）靠线圈的通断电来控制离合器的接合与分离。电磁离合器可分为：干式单片电磁离合器，干式多片电磁离合器，湿式多片电磁离合器，磁粉离合器，转差式电磁离合器等。电磁离合器工作方式又可分为：通电结合和断电结合。电磁离合器的特点是：高速响应、耐久性强、组装维护容易、动作确实。 图8 电磁离合器2. 磁粉离合器 磁粉离（如图9）合器是根据电磁原理和利用磁粉传递转矩的。具有激磁电流和传递转矩基本成线性关系。在同滑差无关的情况下能够传递一定的转矩，具有响应速度快、结构简单、无污染、无噪音、无冲击振动节约能源等优点。是一种多用途、性能优越的自动控制元件。 在主动与从动件之间放置磁粉，不通电时磁粉处于松散状态，通电时磁粉结合，主动件与从动件同时转动。优点：可通过调节电流来调节转矩，允许较大滑差。缺点：较大滑差时温升较大，相对价格高。图9 磁粉离合器3.牙嵌离合器 牙嵌式离合器（如图10）由两个端面上有牙的半离合器组成，一个半离合器固定在主动轴上，另一个半离合器用导键 或花键与从动轴联接，并通过操纵机构使其做轴向移动，从而起到离合作用。 为了对中，在主动轴的半离合器上固定有滑环，从动轴可在滑环中自由转动。 离合器的操纵可以通过手动杠杆、液压、气动或电磁的吸力等方式进行。 牙数一般取360。 利用两半离合器端面上的牙互相嵌合或脱开以达到主、从动轴的离合、牙有矩形、梯形、三角形、锯齿形和螺旋形等几种形式。由于同时参与嵌合的牙数多，故承载较高，适用范围广泛。外形尺寸小，传递转矩大，接合后主从动轴无相对滑动，传动比不变。但接合时有冲击，适合于静止接合，或转速差较小时接合(对矩形牙转速差10r/min，对其余牙形300r/min)，主要用于低速机械的传动轴系。有有三角形、梯形、锯齿形。三角形牙传递中、小转矩、牙数15-60。梯形、锯齿形牙可以传递较大的转矩，牙数3-15。梯形牙可以补偿磨损后的牙侧间隙，锯齿形牙只能单向工作，反转时由于有较大的轴向分力，会迫使离合器自行分散，以使载荷均匀分布。牙嵌离合器结构简单，外轮廓尺寸小，能传递较大的转矩，故应用较多，但牙嵌离合器只宜在两轴不回转和转速差很小时进行结合，否则牙齿可能会因受撞击而折断。图10 牙嵌式离合器4. 摩擦式离合器摩擦式离合器(如图11）也叫盘式离合器，摩擦式离合器是靠摩擦片来传递动力的离合器。通过摩擦盘与发动机飞轮的连接与断开，实现汽车动力的传输。 摩擦式离合器的基本组成为：主动部分：飞轮、离合器盖、压盘；从动部分：从动盘、从动轴；压紧机构：压紧弹簧；操纵机构：离合器踏板、分离拉杆、分离叉、分离套筒、分离轴承、分离杠杆等。摩擦式离合器具有结构简单经凑、散热通风性好、高速性能好、使用寿命长、扭矩容量稳定、分离踏板操纵轻便、平衡性好、有利于大批量生产，降低成本等优点。本次设计选择摩擦式离合器，其特点更符合本次设计的要求。(1).确定离合器需要传递的扭距离合器安装轴转速n离=n发=6000rpm根据公式T=9550,可得T工=9550=2.3875（Nm）Mf=（Nm）式中：1扭距储备系数，一般=1.2 2，此处取=1.2故Mf= =T工=1.22.3875=2.865（Nm）(2) .摩擦式离合器摩擦片参数与尺寸计算摩擦盘工作面平均直径计算公式DP=(2.54）d摩擦盘工作面外直径D1=1.25Dp，摩擦盘工作面内直径D2=0.75Dp但经验算与校核，所取值不能满足条件，不能采用。因此，改取摩擦盘外直径D1=180mm，内直径D2=140mm由公式的DP=（D1+D2）=（180+140）=160mm摩擦盘宽度b=20mm摩擦面对数：m=1摩擦盘脱开时所需的间隙取1mm根据公式Tc=确定计算转矩。其中T为离合器理论转矩，可取最大工作转矩，即T工K为离合器工况系数，根据机械设计手册6-222页表6-3-3查表，此处K取1.2Km为离合器接合频率系数，根据机械设计手册6-222页表6-3-4查表，Km取1KV为离合器滑动速度系数，根据公式m=(m/s) =50.24(m/s)根据机械设计手册6-222页表6-3-5查表，可得KV=0.924可得，Tc=5209（Ncm)压紧力：Q=，为摩擦面的摩擦系数，本设计采用黄铜，取0.17代入后Q=3830（N)许用传递转矩：应满足Tc=(D12-D22)Tc其中pp为许用压强，根据机械设计手册6-232页表6-3-16查表，本设计取2040Ncm-2K1为摩擦片数修正系数，根据机械设计手册6-238页表6-3-20查表，取K1=1将参数代入公式得Tc=（182-142)1610.17401=5468(Ncm)因此可知TcTc，满足校核条件。摩擦面压强：应满足p=pp将已知量代入公式可得p=38.09 Ncm-2根据机械设计手册6-232页表6-3-16查表，知黄铜黄铜的许用压强为2040Ncm-2，因此满足校核条件。(3) .摩擦式离合器圆柱螺旋压缩弹簧参数与尺寸计算 1) 原始条件 最小工作载荷 P 1= 0 N 最大工作载荷 3830 N 工作行程 h = 8 mm 端部结构：端部并紧，磨平，两端支撑圈各一圈 弹簧材料：碳素弹簧钢丝 C 级2）参数计算 初算弹簧刚度 P ： P = = = 478.75( N / mm) 工作极限载荷 ： 为 1 类载荷， ，故 =3830 N 弹簧材料直径 d 及弹簧中径 D 与有关参数 根据 与 D 条件从机械设计手册11-24 页表 11-2-19 查表得dDjPd104046152.9911543 有效圈数 n ： n= 3.22 圈 按照机械设计手册11-17 页表 11-2-10 取标准值为 n=3.25 总圈数 ： n1= n +2 = 3.25 + 2 = 5.25 圈 弹簧刚度 P ： P= = 474.77 N / mm 工作极限载荷下的变形量 = n j= 3.25 2.991 = 9.72mm 9.7mm 节距 t ： t =+d=+10= 12.98mm 自由高度 H0= 1.5d = 3.2512.98 + 1.510 = 57.2mm 根据机械设计手册11-17 页表 11-2-12 取标准值为 H0=58mm 弹簧外径 D2= D + d = 40 + 10 =50mm 弹簧内径 D1= D - d =40 +10= 30mm 螺旋角=5.8970 展开长度 L： L= 663.24mm 3）验算 最小载荷时的高度： H1= H0-=58 -= 58mm 最大载荷时的高度： -=50mm 极限载荷时的高度： - 实际工作行程： h = H1- H n = 58 - 50 = 8mm 高径比： b =1.45 2.6 符合条件，不必进行稳定性验算。(4) .圆盘摩擦离合器轴用平键参数与尺寸计算 1）摩擦盘用平键参数选择 根据要求，离合器轴与摩擦片间连接采用平键连接。其中，离合器主动摩擦盘安装轴直径为 20mm，按照机械设计手册5-228 页表 5-3-18 查表选用如下尺寸的平键:轴的公称直径d键尺寸b*h键槽深度半径轴 t1毂 t2最小最大17226*63.52.80.160.25长度 L28 2）键连接的强度计算 根据题目要求，此处为平键的静联接，应用的计算公式为 其中 T：为转矩 T=52090Nmm D：轴的直径 D=20 mm k：键与轮毂的接触高度 k=2.8mm，即 t2, l：键的工作长度 mm，选用 B 型平键，l=L =28mm ：许用挤压应力，按照机械设计手册5-227页表 5-3-17 查表得取 100120MPa 代入公式得 满足校核条件。 3）键连接的强度计算 根据题目要求，此处为平键的静联接，应用的计算公式为 其中 T：为转矩 T=52090Nmm D：轴的直径 D=25 mm k：键与轮毂的接触高度 k=3.3mm，即 t2, l：键的工作长度 mm，选用 B 型平键，l=L =28mm ：许用挤压应力，按照机械设计手册5-227页表 5-3-17 查 表得取 100120MPa 代入公式得 满足校核条件。 (4).圆盘摩擦离合器轴承参数与尺寸选用 此处轴承的作用是传递轴向力，因此选用推力球轴承。轴直径 d=25mm， 按照机械设计手册7-418 页表 7-2-94 查表，选用以下单向推力球轴承：基本尺寸/mmd25D42T11基本额定载荷/Ca15.2C0a30.2最小载荷常数A0.005极限转速r/min脂4300油6000质量 /kgW0.055轴承代号51000型51105其他尺寸/mmd126D142r0.6安装尺寸/mmda35Da32r a0.6 此型号推力球轴承满足离合器使用要求。 （5).圆盘摩擦离合器其他参数与尺寸确定 垫片：根据离合器安装轴尺寸，查机械设计手册5-150 页表 5-1-157 ， 选取平垫圈 C 级（GB/T952002）公称直径 d=12mm，外径 d2=24mm，内径 d1=13.5mm，厚度 h=2.5mm 螺栓：根据离合器安装轴尺寸，查机械设计手册5-86 页表 5-1-83 ， 选取 M12 的螺栓。 图11-1 摩擦式离合器示意图图11-2 摩擦式离合器cad图3.3 传动轴的设计传动轴是由轴管、伸缩套和万向节组成。传动轴连接或装配各项配件，而又可移动或转动的圆形物体配件，一般均使用轻而抗扭性佳的合金钢管制成。软轴为边长5cm的正方形，长85cm。如图12。图12-1 软轴示意图 图12-2 软轴的cad图3.4 振动头的设计 振动头是便携式林业采种机的一个重要组成部分。便携式林业采种机对树的作用都是用振动头来完成的，因此，振动头非常重要。本次设计的振动头形状如图13所示。马蹄形出用橡胶包裹，减小对树的伤害。振动头包括减速器和运动装置。 图13-1 振动头的示意图 图13-2 振动头的cad图1.马蹄形卡器；2.固定板；3.滑块；4.大锥齿轮；5.壳 6.小圆柱齿轮；7.大圆柱齿轮；8.小锥齿轮；9.振动头的壳 振动头的外壳如图14所示。图14-1 振动头外壳的示意图 图14-2 振动头外壳的cad图锥齿轮的设计大、小齿轮均选用45钢，选用8级精度。1.圆锥初步设计T1=2.3875（Nm），K=1.5，得de116mm，根据图16.4-5选z1=16，z2=22me=1,de2=22mm2. 几何计算齿数z1=16，z2=22，实际齿数比u=1.375 分锥角：36.0273700外锥距：Re=13.601mm齿宽系数：取R =0.3齿宽：b=R Re=0.313.601=4.0803,取b=4mm实际齿宽系数R =0.2941中点模数：mm=me(1-0.5R)=0.85295mm中点分度圆直径：dm1=de1(1-0.5R)=13.6472mmdm2=de2(1-0.5R)=18.7649mm切向变位系数：xt1=0,xt2=0高变位系数：x1=0.18,x2=-0.18顶隙：c=c*me=0.21=0.2mm大端齿顶高：ha1=(1+x1）me=(1+0.18)1=1.18mm,ha2=0.82mm大端齿根高：hf1=(1+c*-x1)me=（1+0.2-0.18)1=1.02mmhf2=(1+c*-x2)me=（1+0.2+0.18)1=1.38mm全齿高：h=(2+c*)me=（2+0.2)1=2.2mm齿根角：f1=4.288840f2=5.793580齿顶角：a1=f2=5.793580，a2=f1=4.288840顶锥角：36.027370+5.793580=41.82095053.972630+4.288840=58.261470根锥角：36.027370-4.288840=31.738530-53.972630-5.793580=48.179050大端齿顶圆直径：16+21.180.808736=17.909mm22+20.820.588171=22.965mm冠顶距：Ak1=-ha1sin=10.518mmAk2=-ha2sin=7.337mm大端分度圆弧齿厚：s1=me()=1(-20.180.364+0)=1.4390mm(标准压力角=200）s2=-s1=3.1416-1.4390=1.7026mm大端分度圆弦齿厚：=s1（1-）=1.4371mm=s2(1-)=1.7009mm大端分度圆弦齿高：1.20620.8394当量齿数：19.784mm37.404mm当量齿轮分度圆直径：dv1=dm1=16.875mmdv2=u2dv1=31.904mm当量齿轮顶圆直径：dva1=dv1+2ha=18.581mmdva2=dv2+2ha=33.610mm当量齿轮根圆直径：dvb1=dv1cos=15.857mmdvb2=dv2cos=29.980mm当量齿轮传动中心距：av=24.390mm当量齿轮基圆齿距：=2.5167mm啮合线长度：=-=4.097mm断面重合度：1.628齿中部接触线长度：3.894mm齿中部接触线的投影长度：3.894mm3. 齿面接触疲劳强度校核计算公式：，中点分度圆上的切向力：Ft=350NKA=1.25,表16.2-36动载系数：由6级精度和中点节线速度42.852m/s，查图16.4-28.1.16齿向载荷分布系数：由表16.4-28取KHe=1.1，有效工作齿宽be0.85b,按式16.4-2KH=1.5KHe=1.65端面载荷系数：87.5N/mm100N/mm，由表16.4-29，KH=1.0节点区域系数：ZH=2.5,图16.4-29中点区域系数：由式16.4-5计算：ZM-B=1.061参数F1和F2按表16.4-30计算：F1=2；F2=2=1.256弹性系数：ZE=189.8，表16.2-43螺旋角系数：直齿轮，Z=1锥齿轮系数：由式16.4-7，ZK=0.8载荷分配系数：由式16.4-8，ZLS=1计算接触应力：1700N/mm2许用接触应力：试验齿轮的接触疲劳极限：2000N/mm2，图16.2-17h寿命系数：ZN=1，长期工作，取为无限寿命设计润滑油影响系数：ZLVR=0.99，图16.2-20，=100mm2/s工作硬化系数：ZW=1尺寸系数：ZX=1最小安全系数：=1.1许用接触应力值：1727N/mm2齿面接触强度校核结果：；通过4齿根抗弯疲劳强度校核计算公式：，式16.4-11KA=1.25；=1.16；1.65；1.0；Ft=350N复合齿形系数：YFS1=4.5；YFS2=4.45.查图16.4-25重合度系数：=0.25+=0.71，式16.4-12锥齿轮系数：按式16.4-15计算：YK=1载荷分配系数：YLS=1，式16.4-15齿根弯曲应力计算值：784N/mm2775N/mm2齿根许用弯曲应力：，式16.4-17齿根抗弯疲劳强度基本值：，图16.2-26寿命系数：，长期工作，取为无限寿命设计相对齿根圆角敏感系数：相对齿根表面状况系数：尺寸系数：1，图16.2-28最小安全系数：许用弯曲应力值：857N/mm2齿根弯曲强度校核结果： ；通过1.大锥齿轮；2.小锥齿轮；3.轴图15 锥齿轮装配cad图 圆柱齿轮的设计 1选择材料，确定试验齿轮的疲劳极限应力：参考表16.2-59、60、65，选择齿轮材料为：小齿轮：38SiMnMo，调质，硬度320340HBS大齿轮：35SiMn，调质，硬度280300HBS由图16.2-17及图16.2-26，查得：790N/mm