畢業(yè)設計（論文）-農田清石撿石機設計

機械工程學院畢業(yè)設計說明書題目:農田清石撿石機設計年級專業(yè):姓名:指導教師:完成時間:

摘要本次設計的是一款荒地清石機，其主要目的是為解決荒地、農田土壤中石塊不利于農作物的生長發(fā)育及人工撿石勞動強度大等問題。該清石機的主要結構包括機架、減速器、入土裝置、撥石裝置、分離運輸裝置、集石箱等，機架實現(xiàn)將清石機各執(zhí)行機構連接在一起的功能；減速器實現(xiàn)傳遞清石機各執(zhí)行機構所需動力的功能；入土裝置實現(xiàn)挖掘和碎土的功能；撥石裝置實現(xiàn)碎土和撥送石塊的功能；分離運輸裝置實現(xiàn)土壤分離和石塊運輸的功能；集石箱實現(xiàn)將分離的石塊進行儲存并處理的功能。具體設計工作主要有：（1）通過調研了解清石機機械結構和機器工作壞境及農藝要求等；（2）采用黑箱法對該機進行功能原理分析，確定本次設計的清石機應具備的功能；（3）通過計算確定各執(zhí)行部件所需的動力，然后選擇合適的拖拉機，并完成整機動力傳動方案設計；（4）針對各執(zhí)行部件三維建模設計，包括入土裝置、撥石裝置、分離運輸裝置、機架等；（5）在三維模型的基礎上，繪制本次設計的整機結構工程圖和各零部件工程圖；（6）撰寫計算說明書。關鍵詞：清石機、入土鏟、撥石輪、分離運輸、抖動輪、集石箱。全套圖紙加V信153893706或扣3346389411

AbstractThisdesignisawastelandstonecleaningmachine,whichismainlydesignedtosolvetheproblemsthatthestonesinwastelandandfarmlandsoilarenotconducivetothegrowthanddevelopmentofcropsandthelaborintensityofmanualstonepicking.Themainstructureofthestonecleaningmachineincludesaframe,areducer,anearthinsertiondevice,astonepullingdevice,aseparationandtransportationdevice,astonecollectingbox,etc.theframerealizesthefunctionofconnectingtheexecutivemechanismsofthestonecleaningmachinetogether;Thereducerrealizesthefunctionoftransmittingthepowerrequiredbyeachactuatorofthestonecleaningmachine;Theearthinsertiondevicerealizesthefunctionsofexcavationandsoilcrushing;Thestonepullingdevicerealizesthefunctionsofcrushingsoilandpullingstones;Theseparationandtransportationdevicerealizesthefunctionsofsoilseparationandstonetransportation;Thestonecollectingboxrealizesthefunctionofstoringandprocessingtheseparatedstones.Thespecificdesignworkmainlyincludes:(1)understandthemechanicalstructure,workingenvironmentandagronomicrequirementsofstonecleaningmachinethroughliteraturereviewandonlineresearch;(2)Theblackboxmethodisusedtoanalyzethefunctionprincipleofthemachineanddeterminethefunctionsthatthestonecleaningmachineshouldhaveinthisdesign;(3)Determinethepowerrequiredbyeachactuator,selectthetractorwithappropriatepower,anddeterminethepowertransmissionschemeofthewholemachine;(4)Threedimensionalmodelinganddesignforeachexecutivepart,includingearthpenetratingdevice,stonepullingdevice,separationandtransportationdevice,frame,etc;(5)Basedonthethree-dimensionalmodel,thegeneralassemblyofthewholemachinestructureandthetwo-dimensionalengineeringdrawingsofvariouspartsaredrawn;(6)Writecalculationinstructions.KeyWords:Stoneremover,Earthshovel,Stonepullingwheel,Separationtransportation,Shakingwheel,Stonecollectingbox.目錄TOC\o"1-5"\h\z\u1.緒論 11.1研究背景及意義 11.2國內外研究現(xiàn)狀 11.3課題任務 52.功能原理方案設計 62.1黑箱法功能分析 62.2機具結構特點 62.3工作原理 72.4主要性能參數 83.動力選擇及傳動方案設計 83.1動力選擇 83.2傳動方案設計 113.3減速器設計 113.3.1傳動比確定 113.3.2錐齒輪設計計算 113.3.3軸的設計及校核 174.主要執(zhí)行機構設計 224.1入土裝置的設計 224.1.1入土鏟設計依據 224.1.2入土裝置設計要求 224.1.3入土裝置參數確定 234.2撥石裝置的設計 284.2.1撥石裝置設計要求 284.2.2撥石裝置設計原理 284.2.3撥石裝置參數確定 304.2.4撥石裝置的鏈傳動設計計算 324.3分離運輸裝置的設計 364.3.1分離運輸裝置設計原理 364.3.2分離運輸裝置設計要求 374.3.3分離運輸裝置參數確定 374.3.4同步帶及帶輪設計 384.3.5分離運輸裝置鏈傳動設計計算 404.3.6分離運輸裝置主動軸設計 434.4抖動裝置的設計 444.4.1抖動輪設計原理及要求 444.4.2抖動輪參數確定 454.4.3抖動裝置的鏈傳動設計計算 474.5三點懸掛裝置的設計 494.6集石裝置的設計 504.7機架的設計 515.總結與體會 52參考文獻 53致謝 54

1.緒論1.1研究背景及意義在我國現(xiàn)有的農田耕地中，其中的中低產田就占耕地總面積1／3[5]，而造成其低產的主要原因是因為土壤中含有大量的、大小不一的石塊，因為這些石塊隨機的裸露于地表或埋藏在耕層之中，不僅影響農田土壤的物理特性，還影響播種質量、出苗率和作物生長，以及給田間機械，如鏵式犁、旋耕機等帶來損壞嚴重，工作難度大等影響。在中國東北部分地區(qū)，較多的荒地含有大量的石頭，在沒有機械的幫助下，農民們只能依靠人工撿拾的方法把石頭和土壤分離開來，而土壤深處的石頭無法由人工撿拾，不僅勞動強度大且效益低下。從而導致我國耕地荒廢及農作物產量及質量低下。70年代末期，遼寧省撫順市農機研究所設計出了專用的松土撿石機[2]，但該機在具體的實際應用中堆土現(xiàn)象嚴重，且經常被石頭卡死，達不到工作要求。針對上述情況，本次設計的荒地清石機應具有入土、分離、運石、集石的功能，且為了減輕農民勞作強度，優(yōu)化農作物生長壞境，推動農業(yè)機械化的發(fā)展，設計一種工作效率高、工作穩(wěn)定的荒地清石機是有必要的。1.2國內外研究現(xiàn)狀1.2.1國內研究現(xiàn)狀在中國的大多數山區(qū)，由于土壤條件和機具不兼容，農田中的石頭大多由人工拾取。這種方法效率低下，經常導致土壤中的石塊撿拾不干凈，影響作物生長發(fā)育和對農業(yè)機械化作業(yè)造成影響。中國農田土壤撿石機的研究也是從20世紀6O～70年代開始的,但國內對于農田清石機僅有零星的研究工作，且其工作用途較單一，因此沒有獲得長期的成功應用。圖1-1撫順市研制的松土撿石機20世紀70年代，遼寧省撫順市農機研究所研究出一款包含松土、撿石和積石清理功能的適用于其地區(qū)土壤狀況的專用松土撿石機[6]（圖1.1），其主要機構分別為：1)松土裝置：松土裝置主要用于將入土鏟深入到土壤深處，將土壤和石塊鏟起來，同時也為碎土打下地基，由拖拉機前端的液壓系統(tǒng)來控制松土深度。2)撿石裝置：撿石作業(yè)是利用轉動犁轉動產生的離心力，使石塊沿犁體外緣的切線方向拋出。犁體轉動的動力來自于拖拉機的輸出軸，而犁體的提升作用則通過后方的液壓機構進行調整和控制。將拋出的石塊通過犁體蓋板送入清潔篩內進行清潔。3）清除積石的過程：通過鏈式振動篩和儲石箱實現(xiàn)碎石和積石清理功能。鏈式振動鏈能夠疏松土壤，篩出小石塊。剩下的石塊被運到石頭儲藏箱。儲石箱內裝滿石塊后，依靠控制圖1-1撫順市研制的松土撿石機圖1.1遼寧撫順市研制的松土撿石機新疆生產建設兵團于2001年上半年，成功研發(fā)了滾動篩式田間拾石機（6）（圖1.2）。本機的構造由機架、托輪、入土深度調整裝置等構成。它的特點是：在車架上裝有動力驅動裝置，在車架前端設有土壤收集器，而在車架的后面，采用了低進高出的軸向式篩網。以上所述的動力傳動裝置是由轉軸與所述的轉筒相聯(lián)接，所述轉筒的內壁上裝有一個土壤的導向裝置，所述的轉筒在所述轉筒的出口下面裝有一個石塊收集箱。本機型由“鐵牛55”型拖拉機牽引，機器總長11米，重1.2噸，入土深度為8-10厘米。該機的成功研制為中國對農田撿石機的研究上增添的新的機型，但由于該機工作時切割阻力大，撿石時對土壤翻動大，因此未得到后續(xù)應用。圖1.2新疆生產建設兵團研制的滾筒篩式撿石機目前，隨著土壤撿石問題的影響越來越嚴重，我國對于農田清石機的需求越來越明顯，我國不斷加大農業(yè)基本建設投入，大力研討中國荒地農田的土壤撿石機器，將中低產田變?yōu)楦弋a田，提高農作物產量，同時農田清石機械技術也得到了快速的跨越式發(fā)展。1.2.2國外研究現(xiàn)狀最初的撿石機是由明尼蘇達州的一位農民設計的。經過幾年的改進和現(xiàn)場試驗，它只能撿起小石塊。在此之后，美國、加拿大和俄羅斯等國的一些公司逐步開始研發(fā)撿石機。自第一臺撿石機誕生以來，美國和加拿大的科研機構和公司相繼開發(fā)了一些新型號，如美國的“pikrite”土壤撿石機（圖1.3）、“Rotoveyer”土壤撿石機?！癙ikrite”撿石機是一款改良版的二代土壤撿石機，它能在同一時間將大的石頭撿起，并能有效地將泥土分開，這樣就能把被撿起來的泥土及時送到田里，因為山地土地不多，所以地表土要盡量還土利用；另外，在撿拾時，“Pikrite”撿石機可以在石塊發(fā)生掉落的情況下，不需要反轉機器就能將其撿起來?！癙ikrite”在拾取石頭之后，可以把石頭從土地上帶走，僅在農田里留下表面的耕作土地[6]。圖1.3“Pikrite”土壤撿石機加拿大的“XL-6048”（圖1.4）、“XL-78”和“RS320”土壤撿石機，可以迅速收集表層和土層石塊，并盡量減少挖掘耕地的泥土。撿石機的拾石器是一種拋石輪，它的構造和聯(lián)合收割機上的撥禾輪相似，但它能保證鋸齒與地面的夾角在某種程度上是固定的，這樣就能在田間快速、高效地揀出石頭，然后把石頭拖進撿石機。本機結構緊湊，撿石效率高，但對土壤條件的要求較高，若土質較硬，殘茬較多，則會對入土構件的入土造成嚴重的影響，影響撿石的效果[6]。圖1.4“XL-6048”土壤撿石機上述各型號的撿石設備均有多種系列，可根據不同的土壤特性和使用要求。而俄羅斯使用最多的是螺旋輸送機和齒耙式土壤撿石機。綜上所述，國內外對于清石機功能性和實用性的研究日趨完善，但仍存在機具與土壤條件不適配、土壤堆積等問題，因此在提高清石機工作效率方面還存在改進空間。1.3課題任務荒地農田中的石頭不僅嚴重地影響了農作物的種植效益，而且對播種機械、田間管理機械產生了很大的干擾和破壞，因此本次設計的任務是在查閱資料的基礎上了解土壤和石塊混合條件下進行分離的各種原理和方法，確定含石較多的農田荒地清石原理，從而設計一種荒地清石機，實現(xiàn)將土壤與石塊進行分離，同時運走清出的石頭的功能，達到高效清石的目的。

2.功能原理方案設計2.1黑箱法功能分析黑箱法是一個“黑箱”，它把一個已知的功能和功能載體看作是一個不知道其內部的功能結構和功能載體，它可以逐漸地理解它的基本特點和轉化關系，并在此基礎上探索其工作機制和功能載體。這個由未知到未知的逐漸清晰的過程，就是用來解決功能載體的方法。其技術過程如圖2.1：圖2.1黑箱體技術過程本次設計的清石機由入土裝置、撥石裝置、分離運輸裝置、動力傳遞裝置和機架等組件組成。入土裝置實現(xiàn)挖掘和碎土以及部分土石分離的功能；分離運輸裝置能實現(xiàn)將土壤和石塊運輸和分離的功能；傳動裝置是實現(xiàn)將拖拉機輸出的動力傳遞到清石機各執(zhí)行部件的功能；機架是實現(xiàn)將機器各個零部件連接在一起的功能。2.2機具結構特點本次設計選取遼寧省部分山區(qū)的旱田作為工作對象，該地區(qū)的含石農田的主要特點是：土壤大部分均為沙壤土，土壤松散；含石較多且本次任務設計的荒地清石機與輪式拖拉機配套作業(yè)，掛接方式為后三點懸掛。設計其作業(yè)幅寬為1000mm，作業(yè)深度為土壤表面以下200mm的深度，工作速度在0.6至1.4m/s之間。該機主要由減速器、入土裝置、撥石裝置、分離運輸裝置、抖動裝置、集石箱等部件組成。焊接在車架上的三點懸掛與拖拉機的連桿相連，鏟板通過螺栓連接固定在機架側板上，鏟板上裝有入土鏟和延伸柵條。在機架的中部安裝了一個錐形減速裝置，它包括一個中央錐形齒輪和兩個輸出錐形齒輪。通過減速器的減速和轉向，將拖拉機的輸出功率輸出給撥石裝置和分離運輸裝置，實現(xiàn)撥石軸和分離運輸主動軸轉動的目的，同時為了提高土石分離效率，在分離運輸裝置上裝有抖動輪，使石塊和土壤達到分離的效果。其三維模型如下圖所示：集石箱分離運輸裝置集石箱分離運輸裝置入土鏟撥石裝置減速器三點懸掛入土鏟撥石裝置減速器三點懸掛圖2.2清石機結構模型圖2.3工作原理荒地清石機的整機和拖拉機通過三點懸掛裝置連接，隨著拖拉機的前進方向移動，通過入土裝置挖掘土壤，將土壤和石塊一起鏟起并向后運行，鏟起的土壤和石塊被推送到轉動撥石裝置，在撥石裝置的快速拍打下，土壤和石塊被推送至分離運輸裝置，分離運輸裝置上的抖動輪使得同步帶邊有規(guī)律的抖動，邊向后運輸，實現(xiàn)分離運輸過程。經過抖動分離后，土壤和石塊基本被分離干凈，而留在分離運輸裝置上的石塊被輸送到尾部，最后落入在集石箱，以方便運出和集中處理。該機的結構原理如圖2.3所示。圖中1為入土鏟，2為撥石裝置，3為分離運輸裝置，4為抖動輪，5為集石箱。清石機的工作原理是首先依靠前端的入土鏟1將土壤和石塊鏟起，然后再利用撥石裝置2進行碎土工作并將挖掘出的土壤和石塊撥送至分離運輸裝置3，土壤和石塊在抖動輪4的抖動下將土壤還田，并且通過同步帶轉動同時向后移動，并最終落入集石箱5，完成清石工作。圖2.3荒地清石機工作原理圖2.4主要性能參數表2.1清石機主要性能參數配套動力15～30kw作業(yè)深度200mm作業(yè)幅寬1000mm作業(yè)效率0.2～0.3hm2／h行走速度0.6～1.4m/s3.動力選擇及傳動方案設計3.1動力選擇清石機所需功率主要消耗在三部分，即機器行走、克服入土鏟的工作阻力和驅動執(zhí)行機構的工作[3]，即：N=N1+N2+N式中N——清石機所需的總功率（kw）NN2——入土鏟N3——用于克服機器本身行走阻力和入土鏟工作時土壤阻力的功率之和，稱為機器的牽引效率Np，即Np=N1+式中F1——機器行走阻力（NF2——入土鏟工作阻力（v——機器實際工作速度（m/s）機器行走阻力F1F1=9.8fG式中：f——機器行走摩擦系數G——機器使用質量（kg）由表2.1可知，清石機質量為G=500kg時，行走速度v=1m/s最為合適，故取G=500kg，v=1m/s。清石機的行走摩擦系數范圍一般為f=0.15～0.3。其中，小直徑的鐵制行走輪的清石機行走摩擦系數為f=0.3；行走輪為大直徑充氣輪胎的清石機行走摩擦系數為f=0.15。因本次設計的輪胎采用充氣輪胎，故選取機器行走摩擦系數f=0.15。一般固定式入土鏟的工作力F所以有：F1=9.8fG=9.8FNp=(F1N=NP41.5%=11.41kw則動力輸出軸的功率NdNd=N-N根據清石機所需總功率N=11.41kw，選取本次設計的拖拉機為東方紅SK304型號拖拉機，其標定功率為22.06kw，輸出轉速為540r/min。設定該清石機每天使用6小時，每年使用50天，壽命為15年，清石機在輸入軸轉速n0=540r/min的拖拉機牽引下開始工作，拖拉機的發(fā)動機功率P大致為22.06kw，動力輸出軸的最大功率P0為取萬向聯(lián)軸器的效率η聯(lián)=0.99，錐齒輪的效率η錐齒輪=0.97，鏈傳動的效率η鏈=0.96，滾動軸承轉遞效率η軸承則可計算各軸功率：減速器輸入軸功率P1=P0×減速器輸出軸功率P2=P1×輸送裝置主動軸功率P3=P2×撥石裝置軸功率P4=P2×抖動輪軸功率P5=P3×計算各軸轉矩：減速器輸入軸轉矩T1=9550×P1n減速器輸出軸轉矩T2=9550×P2n1輸送裝置主動軸轉矩T3=9550×P3撥石軸轉矩T4=9550×P4n2抖動輪軸轉矩T5=9550×P53.2傳動方案設計本次設計中，清石機與配套動力為30馬力的四輪拖拉機協(xié)調作業(yè)，根據實踐，清石機在輸入軸轉速為540r/min時開始工作，所設計的清石機動力傳遞圖如圖3.1所示：圖3.1清石機動力傳遞圖如圖，清石機通過與拖拉機動力輸出軸連接，先通過錐齒輪箱換向和減速，動力傳輸到錐齒輪半軸的鏈輪,撥石軸和分離運輸裝置主動軸轉動通過鏈輪鏈條驅動撥，分離運輸裝置主動軸通過鏈傳動將動力傳遞到抖動輪軸，帶動抖動輪軸轉動。3.3減速器設計3.3.1傳動比確定由于撥石裝置和分離運輸裝置的運動方向相反，一根輸出軸無法達到設計要求，故此處采用雙半軸錐齒輪減速器。由上文已知拖拉機動力輸入主軸轉速n=540r/min，此處設計左右錐齒輪半軸的輸出轉速為n1=270r/min，故確定錐齒輪箱的傳動比為2:1。3.3.2錐齒輪設計計算在上文選擇的錐齒輪減速器中，錐齒輪同時起到換向和減速的作用，且傳動比i=2：1。選用小錐齒輪材料為力學性能較好的40Cr調質，HBW1=280，大錐齒輪材料為45鋼調質，齒面硬度HBW2=240，均選用8級精度[2]。初選小齒輪齒數Z1（1）按齒面接觸疲勞強度進行設計，其公式為：d1≥341）上文以計算出小齒輪傳遞轉矩T12）因速度v值未知，動載荷系數Kv值無法確定，因此載荷系數也不能確定，在此可初選載荷系數K3）查閱文獻1，可得材料的彈性影響系數ZE4）計算區(qū)域系數Z計算接觸疲勞強度用重合度系數Z由分錐角δ1=arctanZδ2=90°-可得當量齒數Zv1Zv1=Z由此得到當量齒輪的重合度αa1=arccosαa2=arccosεαv=Z重合度系數:Zε=4-ε5）齒數比μ=6）查閱文獻1，取齒寬系數?7）許用接觸應力可用下式計算σH=ZN查文獻1，得接觸疲勞應力為σ小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數分別為N1=60naLN2=N1查得壽命系數ZN1=0.95，ZN2則有[σ]H[σ]H取[σ]初算小齒輪的分度圓直徑d1d1t≥3==133.09（2）調整小齒輪分度圓直徑1）圓周速度vdm1=dvm=Πd

2）當量齒輪的齒寬系數?b=?Rd1?d=bdm3）計算實際載荷系數K選取使用系數KA=1.0，動載系數Kv=1.13，齒間載荷分配系數KHα由此得實際載荷系數KH=KA4）按實際載荷系數計算分度圓直徑d1H=d及相應的齒輪模數mH=d1（3）按齒根彎曲疲勞強度設計1）試算模數，即mt≥34①初選K②重合度系數YY③計算Y查得齒形系數YFa1=2.85，YFa2=2.23；應力修正系數YSa1=1.54；

所以有σF1=KσF2=KYFa1YYFa2Y因為大齒輪的YFa2YS因此試算模數：mt≥34==5.442）調整齒輪模數①圓周速度v：d1=mtdm1=dvm=Πd②齒寬b：b=?Rd1?d=bd③齒寬與中點齒高之比：mm=mthm=2hb3）計算實際載荷系數K查文獻2得動載系數Kv=1.12，齒間載荷分配系數KFα=1.0由此得實際載荷系數KF=KA4）按實際載荷系數算得的齒輪模數mF=mt及相應的小齒輪分度圓d1F=m通過比較結果，得出按齒面接觸疲勞強度計算的模數mH和小齒輪分度圓直徑d1H分別大于按齒根彎曲疲勞強度計算的模數mF和小齒輪的分度圓直徑d1F，由于齒輪模數的大小與齒根的彎曲疲勞強度有關，而齒面的嚙合疲勞強度是由齒根處的疲勞強度決定的，故取按彎曲疲勞強度算得的模數5.33mm并就近圓整為標準值m=5.5mmZ1=d1取Z1=24采用這種方法，既能達到齒面接觸疲勞強度，又能達到齒根處的疲勞強度要求，又能使其結構更加緊湊。（4）幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑d1=Z1md2=Z2m2)計算分錐角δ1=arctanZ1δ2=90°-δ3)計算齒輪寬度b=?Rd1μ取b（5）主要設計結論如下表3.1：表3.1錐齒輪設計主要參數小錐齒輪大錐齒輪齒數ZZ模數m分度圓直徑132mm264mm壓力角α=20齒寬b分錐角δδ3.3.3軸的設計及校核（1）動力輸入軸設計1）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。已知輸入軸傳遞功率P1=18.18kw，，取dmin=A03輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dⅠ-Ⅱ聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KATTca=KAT按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1.25×106N·mm。其材料為35確定半聯(lián)軸器的孔徑d1=40mm，故取dⅠ-2）軸的結構設計=1\*GB3①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=45②初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。根據dⅡ-Ⅲ=45mm，選取型號為30209的圓錐滾子軸承，其尺寸為d×D×③由于右側軸承采用軸承套杯進行軸向定位，則中間軸端lⅢ-Ⅳ的長度需滿足箱體結構，取lⅢ-Ⅳ=60mm，Ⅳ④取錐齒輪安裝處的軸端Ⅴ-Ⅵ的直徑dⅤ-Ⅵ=40，已知輪轂寬度為至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。⑤平鍵的選擇。錐齒輪、半聯(lián)軸器和軸的周向定位均采用平鍵連接。由dⅤ-Ⅵ=40mm查得平鍵截面b×h=12mm×8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為48mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12mm×8mm×⑥確定軸上倒角尺寸。取軸端倒角為C2，各軸肩處的倒角為C1。⑦軸結構如圖3.2所示：圖3.2減速器動力輸入軸結構圖（2）軸的校核減速器輸入軸轉矩T錐齒輪作用在軸上的力為：周向力：Ft=2T1徑向力：Fr=Fttan軸向力：Fa=Fttan由于軸所受的載荷是由軸上零件傳遞的，在作軸的受力分析圖時，錐齒輪對軸的力為圓周力Ft、徑向力Fr和軸向力Fa。圓錐滾子軸承處的水平反力FNH和垂直反力F圖3.3動力輸入軸的受力分析簡圖根據上述簡圖，分別按水平面和垂直面計算各力產生的彎矩。水平面上：FNH2=FNH垂直面上：FNV2=FNV解得FF可計算得MM由于錐齒輪存在軸向力，垂直面上彎矩發(fā)生部分突變，其大小為Ma=Fad故M按上述計算結果分別作出水平面上的彎矩MH圖和垂直面上的彎矩MV圖，然后按下式計算總彎矩并作出MM=MH2+M圖3.4彎矩MH,MV已知減速器輸入軸得輸入轉矩為T1圖3.5扭矩T圖由計算可知，該軸的危險截面在圖5.2中C點處，查文獻2可得軸的許用彎曲應力σ-1σca=M2+式中σcaM——軸所受彎矩，N·mmT——軸所受扭矩，N·mmα——扭轉切應力為靜應力時，取α=0.3W——軸的抗彎截面系數，mm3，W=0.1d3計算得σ故軸得強度滿足要求。（3）鍵的校核由鍵、軸的材料都是鋼，鍵采用靜鏈接，輕微沖擊，查得許用擠壓應力δbs=100～120Mpa，根據鍵連接強度計算公式：δbs=2000Tkld式中T——傳遞的轉矩，T=T1k——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h，h為的高度mm。l——鍵的工作長度。l=L-b，b為鍵的寬度，mm。d——軸的直徑，mm。（1）GB／T1096-1979普通平鍵A型b×h×L=12mm×8mm×48mm，工作長度l=L-b=36mm。δbs=故強度合適。（2）GB／T1096-1979普通平鍵A型b×h×L=12mm×8mm×60mm，工作長度l=L-b=48mm。δbs=故強度合適。4.主要執(zhí)行機構設計4.1入土裝置的設計4.1.1入土鏟設計依據由于地區(qū)的地形和土質不同，所設計出來的入土鏟結構也有所不同。國內的農業(yè)機械上常見的入土部件主要有平面三角鏟、條形鏟、多片鋸齒形鏟。此次設計的清石機的工作對象是我國遼寧省部分山區(qū)的旱田，該地區(qū)的含石農田的主要特點是：土壤大部分均為沙壤土，土壤松散，含石較多且多裸露于土壤表面，石塊直徑主要在40-200mm之間[6]?？紤]的該地區(qū)的土質及設計要求，入土裝置要盡可能少的挖掘土壤，故可采用帶間隙的多個入土鏟，即在各鏟之間留有滑土間隙，從而減小阻力，減輕機器負荷，滑土間隙應小于石塊最小直徑。所以本次設計的入土裝置選用帶柵條式三角平面多鏟，由多個三角平面鏟有間隙地固定在鏟板上，且鏟板帶有延伸柵條，有利于土壤和石塊的分離。4.1.2入土裝置設計要求入土裝置的主要功能是將石塊和土壤一并鏟起，將土壤耕層20cm內的石塊挖掘起來，以便在下一步通過撥石裝置將其推送至分離運輸機構，同時還能達到疏松土壤的目的。所以本次設計中對于入土裝置的要求是：（1）挖掘出石塊的同時應盡可能少的挖掘土壤。（2）將耕層以內直徑大于40mm的石塊挖掘出來，保證清石機的工作效果。（3）要求入土鏟受到的阻力小，鏟刃口的耐磨性好。（4）要求入土鏟的碎土能力較好，防止堵土現(xiàn)象。4.1.3入土裝置參數確定該清石機入土鏟采用8mm厚度的65Mn材料制成，因為滑土間隙應小于石塊最小直徑，所以各鏟之間留30mm的滑土間隙。入土鏟基本參數主要包括：γ——鏟刃斜角α——鏟的傾角L——鏟的長度B——鏟的寬度h——鏟后端高度圖4.1入土鏟主要參數圖4.2入土鏟主要參數如圖4.1和圖4.2所示，入土鏟傾角α的大小直接關系到挖掘效率和挖掘質量，若傾角過小，入土鏟在挖掘時達不到想要的工作深度，且由于橫向推力不足，導致挖出的土壤和石塊無法受橫向力散開從而影響分離效果。若傾角過大，入土鏟入土過深，從而橫向力增大，導致入土鏟以及整個機器負荷增大，同時也會使挖出的土壤和石塊因傾角過大而無法傳送到分離運輸裝置。如圖3.3所示，θ1為入土鏟與水平面的傾角，θ2為延伸柵條與水平面的傾角。對所挖掘的土石混合物做受力分析，在沿著入土鏟傾角方向和沿著入土鏟Fcosθ1-fFn-mgcosθ1其中：F——入土鏟挖出泥土所需要的力m——所挖出的土壤混合物的質量Fn——入土鏟f——入土鏟和土壤之間的摩擦力θ1——入土鏟又：fmg為變換可得：θ1=arctanF-由于入土鏟的傾角與土質等多種因素相關，一般情況下取θ120~24°[12]。在此設計中，由于設計了延伸柵條，所以入土鏟土垡入土鏟土垡延伸柵條石塊圖4.3入土鏟受力圖入土鏟的長度與其要求的工作深度和傾角1有關，前文提到清石機的工作深度為200mm以內，則此處取該機器的挖掘最大深度為200mm。因此有：L=hsinθ1=由此可看出，如果僅靠固定的入土鏟來實現(xiàn)要求的工作深度，入土鏟的長度則要達到584.76mm，入土鏟長度過長會導致其剛性變差，要求入土鏟的力學性能較高。根據對平面鏟的研究，一般的農用機械入土鏟裝置，當α=20~40°時，入土鏟長度一般為150-400mm，這樣既能保證入土鏟的強度和剛度，又能保證入土鏟的挖掘深度且減少入土鏟的阻力[12]。因此在此設計中取L250mm。入土鏟鏟刃斜角直接影響到入土鏟的使用性能，鏟刃斜角過大，阻力變大，鏟刃不能實現(xiàn)自清理；鏟刃斜角過小，鏟刃吃土過深，也會增大入土鏟的阻力，同時，如果要達到同樣的挖掘寬度，就必須增加入土鏟的長度，從而對入土鏟的強度要求會更高。為了保證入土鏟的自清潔，γ可由圖4.4受力分析得出。圖4.4鏟刃受力分析刀具自清潔因滿足以下公式：P0sin90°-即被挖出的土壤能在入土鏟鏟刃的滑切能力克服土壤與入土鏟的摩擦力。式中：F——土壤與入土鏟之間的摩擦力P0——γ——入土鏟鏟刃斜角則可得為入土鏟鏟刃與土壤的摩擦角。所以有：F=Ntgφ（4-6）N=P0cos?(90°-γ)將方程帶入刀具自清潔應滿足公式，整理可得：90°-γ>φ（4查閱文獻可知，土壤與入土鏟鏟刃的摩擦角為20°~30°時，一般γ取40°入土鏟寬度B的確定：若入土鏟寬度過大，則會導致阻力增大增加機器的負荷，且難以打碎土壤；若入土鏟寬度過小，則會降低挖掘差的強度和剛度。綜合上述相關因素，取入土鏟的寬度B=95mm。平面三角鏟鏟片數量的確定：由初步參數確定的機器作業(yè)幅寬為1000mm，且入土鏟間的間隙應滿足石塊的直徑范圍40-250mm，間隙過大則會導致漏石現(xiàn)象，因此入土鏟的間隙設為30mm。因為入土鏟寬度和工作寬度已確定，則可計算出入土鏟的鏟片數量為：n=1000B+30=8入土鏟的延伸柵條傾角應略大于入土鏟傾角，這樣能加大入土裝置的工作深度，同時也有利于土壤和石塊的分離。柵條總長度設計為200mm，從中間彎折，前100mm傾角為20°，以保證泥土混合物的通過性，后100mm的傾角為25°，這樣既能保證挖掘深度，又能提高分離效果。入土鏟延伸柵條間距的確定：柵條間距的確定與入土鏟鏟片間距的確定相似，但延伸柵條主要是實現(xiàn)前期初步的土石分離，以及將土壤還田，為下一步輸送機構的抖動分離減少難度。因此，柵條間距因在保證不漏石的情況下盡量大，才能實現(xiàn)更好的分離效果。故此處柵條間隙取35mm，柵條寬度為15mm。

由以上敘述可得入土裝置參數如下表：表4.1入土裝置主要參數入土鏟傾角20°延伸柵條后半部傾角25°入土鏟長度250mm延伸柵條總長度200mm入土鏟寬度95mm三角鏟鏟片數量8個延伸柵條數量20條入土鏟刃斜角60°鏟間間隙30mm延伸柵條間隙35mm延伸柵條寬度15mm工作寬度1000mm4.2撥石裝置的設計4.2.1撥石裝置設計要求撥石裝置實現(xiàn)的功能是初步脫土，即將入土鏟挖掘的石塊和土壤拍打分離，部分土壤通過入土鏟的延伸柵條間隙漏回土地，余留石塊和土壤被推送到分離運輸機構上。因此在入土鏟和分離運輸機構之間，需要有快速轉動的撥石機構來保證石塊的順利撿拾。所以對撥石輪設計的要求是：（1）要保證順利地將石塊從入土鏟上撥至輸送機構，且消耗功率?。唬?）工作時應保持平穩(wěn)，振動和沖擊應盡量小；（3）在撥送石塊的同時，對大塊土壤具有破碎的作用；（4）結構應盡量簡單，使用可靠。4.2.2撥石裝置設計原理在清石機工作時，拖拉機的動力輸出軸傳遞給錐齒輪進行換向變速，再通過傳動傳遞到撥石軸上帶動撥石軸轉動。撥石軸在拖拉機的牽引下做平面運動，并且同時繞軸線做定軸轉動，由此可知，撥石裝置的運動就是典型的剛體平面運動[15]。圖4.5撥石裝置運動模型如圖4.6撥石裝置的運動模型所示，機器的前進方向為右，速度為V1。撥石裝置以ω的速度作順時針旋轉運動，當撥石裝置旋轉到A點時開始撥石，此時石塊的運動方向與撥石裝置運動軌跡的切向相同，其中O點為撥石裝置的旋轉中心，r為撥石裝置的轉動半徑；在圖中，0A與豎直平面夾角為α，在撥石裝置轉動時，A端的瞬間速度為V2，其方向是與圓周相切的，V2在橫向和縱向的速度分量分別為V2x和V2y，且V(1)當V1>V2(2)當V1=V2x時，撥石裝置A端的撥石速度和機器的前進速度相同，撥石裝置相對于土壤和石塊沒有任何相對運動，此時撥石裝置同樣對石塊不起撥送作用，石塊只能依靠入土鏟板(3)當V1<V2x,時，撥石裝置A端處的撥石速度比機器的前進速度要快，這時撥石裝置末端有一個向后的速度分量，這樣可以使撥石裝置的末端對土壤和石塊形成接觸和撥送作用，綜上所述，為了使撥石裝置具有撥石功能，撥石裝置的末端在撥石開始時，必須存在一個向后的分速度，并且這個分速度要比機器的前進速度大，這樣撥石裝置的軌跡才能形成扣環(huán)。因此設計的撥石裝置采用矩形錘片式撥齒，由多個矩形撥片等間距螺旋交錯的固定在撥石軸上，其具有撥送范圍大，土石分離效果好等特點。4.2.3撥石裝置參數確定根據設計要求，機組工作時應保證土壤分離效果70%～80%。若撥石裝置線速度過高，石塊受到撥石裝置的碰撞力較大，易造成撥石裝置撞擊損壞;若撥石裝置線速度過小，則會導致?lián)芩土Σ蛔悖斐赏寥篮褪瘔K的堆積問題，從而影響工作效率。當機組作業(yè)速度為1.0m/s、撥石裝置線速度為1.3～1.6m/s最佳，取線速度為1.60m/s[3]。撥石裝置半徑R與撥石裝置軸轉速n的關系為:V=2πRn（4-10）設計撥輪半徑為150mm，則可得撥石軸轉速n:n=V2πR=1.60×取撥石裝置轉速n=102r/min如圖4.6所示，撥石裝置逆時針轉動，旋轉軌跡最低點到鏟板的間距為h=75mm，撥齒半徑為R=150mm，工作時需要接觸并撥送直徑為40-200mm的石塊，由于直徑較小的石塊通過機組前進的慣性力向后推送，直徑較大的石塊則借助撥石裝置推送。圖4.6撥石裝置工作示意圖撥齒數量的確定：由初步參數確定的機器作業(yè)幅寬為1000mm，且各齒的間隙應滿足石塊的直徑范圍40-200mm，間隙過大則會導致?lián)苁Ч幻黠@，間隙過小則會導致堵塞，因此設計錘片撥齒間隙L=80mm，且各撥齒夾角為120度，齒厚度B=10mm，寬度K=50mm，且各撥齒夾角為120°，每組3個撥石片，每組長度250mm，則可計算出撥齒的組數為：n=1000B+3L=1000取n=4組，則撥齒數量為3×4=12個。其結構如圖4.7所示：圖4.7撥石裝置結構圖由以上敘述可得撥石裝置參數如下表：表4.2撥石裝置主要參數撥齒寬度50mm撥齒厚度10mm撥齒間隙80mm撥石裝置半徑R150mm撥齒數量124.2.4撥石裝置的鏈傳動設計計算1）鏈傳動參數確定本設計中，撥石裝置設計成主動式，即需要動力輸入，由減速器輸出，通過鏈轉動傳遞動力到撥石軸上。上文已分析出，要使撥石裝置具有撥送效果，必須滿足撥石裝置的運動線速度大于機組的工作速度。有前文設計可知，撥石裝置轉速n=102r/min，即撥石裝置的撥石軸轉速n和撥石裝置鏈輪轉速n2n=由上文已知減速器輸出半軸轉速n1=270r/min，i=n1n2式中n1n2——撥石裝置選擇鏈輪齒數Z1、Z一般鏈輪的齒數Z1≥17，考慮到鏈條與鏈輪輪齒的摩擦均勻摩擦，及鏈輪的鏈節(jié)數為偶數，鏈輪齒數一般取奇數，且為了減小鏈輪體積，所以取最小值Z因此有：i=Z2Z1=可得：Z取Z2單排鏈的額定功率PcaPca=KAK式中：KA——工況系數,查文獻《機械設計》得P——減速器輸出軸功率，P=KP——單排鏈系數，KZ——主動鏈輪齒數系數，

所以有：P確定鏈條型號和節(jié)距p：本次設計的鏈傳動采用單排鏈，計算功率Pca、主動鏈輪轉速n2和單排鏈額定功率Pc，參考文獻1，查表時要確保Pca＜Pc，選擇鏈條的型號為20計算鏈節(jié)數和中心距：初選中心距a取撥石裝置的鏈傳動裝置中心距為a0=24LP1=2a=2×=79.83取鏈長節(jié)數L把LP=80則實際中心距a=a1-?a計算鏈速v：v=n1z1p60由v=2.43m/s和鏈條型號為20A計算壓軸力FP有效圓周力Fe=1000Pv壓軸力FP=KFPFe因此，減速器與分離運輸裝置之間的鏈傳動設計參數如表4.3所示：表4.3減速器與撥石裝置之間的鏈傳動參數傳動比i2.65主動輪齒數Z17從動輪齒數Z45鏈節(jié)數L80中心距a761.72mm鏈號20A滾子外徑d119.05mm內鏈板高度h230.18mm2）鏈輪參數確定：鏈輪的基本參數是配用鏈條的節(jié)距p、滾子外徑d1、排距pt和齒數。由表4.3所設計的數據，計算出滾子鏈小鏈輪的尺寸參數如下：分度圓直徑d=psin(180°齒頂圓直徑da=d+取中值d齒根圓直徑df=d-d齒高hamin=0.5hamax取中值h最大齒側凸緣直徑d同理可得大鏈輪的尺寸參數：分度圓直徑d=psin(180°齒頂圓直徑da=d取中值d齒根圓直徑df齒高取中值h最大齒側凸緣直徑d因此，減速器與分撥石裝置之間的大小鏈輪設計參數如表4.4所示。表4.4減速器與撥石裝置之間的大小鏈輪設計參數基本參數小鏈輪大鏈輪分度圓直徑d172.79mm455.15mm齒頂圓直徑d187.97mm471.26mm齒根圓直徑d153.74mm436.1mm齒高9.08mm8.62mm最大齒側凸緣直徑d137.70mm421.90mm4.3分離運輸裝置的設計4.3.1分離運輸裝置設計原理在農業(yè)機械中，桿條式分離運輸裝置是一種應用非常廣泛的設備，它的分離效率高，分離效果好，不易堵塞。桿式分離設備又分為鏈式分離運輸、帶桿分離運輸和鉤桿分離運輸{16}。其中，帶桿式分離運輸裝置的強度和生產技術都屬于中等水平，因此，本設計選用了一種帶桿型分離輸送裝置。帶桿式分離運輸裝置由主動輪、從動輪、同步帶和桿條組成。桿條兩端壓扁，并各鉆兩個通孔，用鉚釘固定在同步帶上，通過同步帶帶動桿條一起運動。結構如圖4.8所示：桿條從動帶輪桿條從動帶輪主動帶輪抖動輪同步帶圖4.8分離運輸裝置的結構形式4.3.2分離運輸裝置設計要求分離運輸裝置在整個清石機結構中起著至關重要的作用。工作時，撥石裝置將石塊和土壤撥送至分離運輸機構，分離運輸機構將石塊傳送到集石箱，同時在抖動輪的協(xié)調配合下實現(xiàn)土壤和石塊的第二次分離。因此本次設計中對于分離運輸裝置的要求是：（1）要保證順利地將石塊輸送至集石箱，且消耗功率?。唬?）工作可靠，結構簡單。（3）傳動精確度較高，工作過程中避免打滑。4.3.3分離運輸裝置參數確定分離運輸裝置的輸送速度影響著分離效果，速度過快會導致磨損嚴重；速度過慢則會導致分離效果不明顯。分離運輸裝置運動簡圖如圖4.9所示：圖4.9分離運輸裝置運動簡圖在分離運輸裝置中，角α1和角α2直接影響土壤和石塊的分離效果，在本設計中設計角α1=20°。對于角α2因為前端已經設計的20°的角度，因抖動裝置而改變其夾角，如果夾角過大，會導致石塊因抖動而向前滾落，同時為了減少清石機分離運輸裝置影響著土石分離質量，在桿條、帶輪以及同步帶的選擇上也有很高的要求。桿條的選擇與設計與入土裝置延伸柵條的設計相似，采用65Mn鋼制成的圓柱桿條，其直徑為10mm，桿條間距為35mm，桿的兩端通過螺釘固定在同步帶上。分離運輸器的工作寬度理論上應該和入土的工作寬度一致，但是考慮到分離運輸器在工作中的流暢性，使其不會被機體兩側卡住，因此在設計時分離運輸器的寬度應略小于入土鏟的工作寬度。入土鏟的工作寬度為1000mm，綜合以上因素，所設計的分離運輸器的寬度為960mm。4.3.4同步帶及帶輪設計帶傳動和鏈條傳動廣泛應用于農業(yè)機械的軸間傳動。帶傳動具有運行穩(wěn)定、無噪音、緩沖效果好、結構簡單等優(yōu)點，但普通帶傳送在分離運輸裝置中只起到托舉、防打滑和固定桿條的作用。綜合上述因素，結合齒輪傳動、鏈傳動、帶傳動等優(yōu)勢，主要解決帶傳動帶條打滑、伸長等缺陷，同時為了保證桿條在輸送帶上固定可靠，故采用雙面梯形齒同步帶傳送。在設計同步帶時，為了保證桿條間距，設計同步帶上側與桿條固定的齒形節(jié)距p1=35mm，下側與帶輪嚙合齒形節(jié)距p2=17.5mm，同步帶寬度為40mm，同步帶總厚度為20mm，齒根厚10mm，單側齒高為5mm。設計的齒形同步帶結構基本參數如圖4.10圖4.10雙面梯形齒同步帶基本參數分離運輸裝置在工作時，速度應略大于工作速度，保證輸送裝置的通暢，才能有效的分離土壤。通過查閱相關文獻，得知一般的農用機械中，分離運輸裝置的線速度與機器的工作速度的比值取λ為1.2~2.5。在本此設計中，前文已大致確定該清石機的工作速度為0.6~1.4m/s，分離運輸裝置的最佳線速度為1.4~2.0m/s[10]，結合所設計的清石機的工作速度，取所以有：分離運輸裝置的線速度V已知同步帶傳遞功率P3為15.93kw，輸送帶主動輪轉速為180r/min，通過查閱文獻，根據同步帶的最小需用齒數Zmin≥17則可由帶輪的節(jié)圓直徑公式：d=Z帶輪p2得帶輪的節(jié)圓直徑d選取帶輪中心距為a=1000由此可以計算出分離運輸器主動輪的轉速n為：n=v2Πr=145.21~338.81取n180r/min，即分離運輸器的主動輪轉速n和分離運輸器主動鏈輪轉速n3n=取同步帶速度V=1.2m/s，工況系數KA=1.2，矢量相加修正系數KF則計算帶輪壓軸力：Q=500KFKA

設計的同步帶輪結構基本參數如圖4.11所示：圖4.11帶輪結構圖綜上所述，所設計的帶桿式分離運輸機構參數如表4.5：表4.5分離運輸機構相關參數工作寬度960mm桿條直徑10mm桿條間距35mm帶輪節(jié)圓直徑94.70mm輸送帶主動軸轉速180r/min同步帶齒數17同步帶寬度40mm同步帶桿條節(jié)距35mm同步帶帶輪節(jié)距17.5同步帶總厚度20mm同步帶單側齒高5mm分離運輸裝置傾角α120°分離運輸裝置傾角α25°4.3.5分離運輸裝置鏈傳動設計計算1）鏈傳動參數確定：已知錐齒輪減速器傳動比為2，減速器輸出半軸轉速n1=270r/min，分離運輸裝置主動鏈輪轉速n3=180i=n1n3式中n1n3——選擇鏈輪齒數Z1、Z根據前文設計可推算出鏈速在0.6—3m/s之間，通過查閱文獻2，可知一般鏈輪的齒數Z1≥17，考慮到鏈條與鏈輪之間的摩擦力應盡量均勻，鏈輪的鏈節(jié)數是偶數，鏈輪的齒數通常是奇數，同時為了減少鏈輪的體積，所以取最小因此有：i=Z3Z1=n可得Z取Z3確定鏈條型號和節(jié)距p：選擇同一型號鏈條進行設計，即鏈條型號為20A，鏈條節(jié)距p=31.75mm。計算鏈節(jié)數和中心距：初選中心距a1=30~50p初步選取a則相應的鏈長節(jié)數LP0=2a1=2=93.05取鏈長節(jié)數L把LP=94反帶入得理論則實際中心距a=a1-?a1計算鏈速v：v=n1z1p60由v=1.94m/s和鏈型號16A計算壓軸力FP有效圓周力Fe=1000Pv壓軸力FP=KFPF因此，減速器與分離運輸裝置之間的鏈傳動設計參數如表4.6所示:表4.6減速器與分離運輸裝置之間的鏈傳動參數傳動比i1.5主動輪齒數Z17從動輪齒數Z25鏈節(jié)數L94中心距a1153.5mm鏈速v2.43m/s鏈號20A節(jié)距p31.75mm滾子外徑d119.05mm內鏈板高度h230.18mm2)鏈輪的基本參數確定：鏈輪的主要參數為齒輪的節(jié)距p、滾子外徑d1、排距pt，以及齒輪齒數。由表4.6所設計的數據可知，小鏈輪的尺寸參數和撥石裝置的鏈傳動設計中小鏈輪參數是一致的。故此處只計算大鏈輪的尺寸參數：分度圓直徑d=psin(180°齒頂圓直徑da=d+取中值d齒根圓直徑df=d-d齒高hamin=0.5hamax取中值h最大齒側凸緣直徑dg=pcot180°Z3因此，減速器與分離運輸裝置之間的大小鏈輪設計參數如表4.7所示。表4.7減速器與分離運輸裝置之間的大小鏈輪設計參數基本參數小鏈輪大鏈輪分度圓直徑d172.79mm253.32mm齒頂圓直徑d187.97mm268.98mm齒根圓直徑d153.74mm234.27mm齒高9.08mm8.84mm最大齒側凸緣直徑d137.70mm219.18mm4.3.6分離運輸裝置主動軸設計（1）軸的設計1）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理,已知分離運輸裝置主動軸傳遞功率P3=15.93kwdmin=A032）軸的結構設計①取右端鏈輪安裝處的軸段Ⅰ-Ⅱ的直徑dⅠ-Ⅱ②由于Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ③因軸段Ⅲ-Ⅳ的作用是安裝左端鏈輪，結合軸段Ⅰ-Ⅱ的設計，鏈輪右端采用軸肩軸向定位，左端采用軸用彈性擋圈定位，取至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。④平鍵的選擇。同步帶輪及鏈輪的周向定位均采用平鍵連接。由dⅠ-Ⅱ=50mm查得平鍵截面b×h=14mm×9mm，鍵槽采用銑刀加工，長度為39mm，同時為了保證鏈輪與軸配合有良好的對中性，故選擇鏈輪與軸的配合為H8f7；同樣，同步帶輪安裝處的平鍵，由dⅡ-⑤確定軸上倒角尺寸。取軸端倒角為C2，各軸肩處的倒角為C1。⑥軸結構如圖4.12所示：圖4.12分離運輸裝置主動軸結構圖4.4抖動裝置的設計4.4.1抖動輪設計原理及要求抖動裝置分為主動式抖動裝置和被動式抖動裝置兩大類，但被動式抖動裝置因結構簡單、平穩(wěn)性好等優(yōu)點而被廣泛應用在農用機械中；被動式抖動輪的形狀有圓頭的、雙頭的和三頭的。但是圓頭抖動輪的抖動效率較低，其在分離運輸裝置中主要起到托舉支撐輸送帶的功能；而雙頭式和三頭式的抖動輪抖動頻率和振幅過大，對運輸裝置損害較大[12]。由于抖動輪與同步帶的梯形槽是同步運動的，所以本次設計的抖動輪是一種齒輪式偏心抖動輪，它對輸送皮帶的沖擊小，工作平穩(wěn)，能滿足一般工況下的工作需要，結構也比較簡單，但調節(jié)振幅和頻率時必須更換不同形狀的抖動輪。其結構如下圖4.11所示：圖4.12齒式偏心抖動輪結構形式抖動裝置實現(xiàn)的功能是土石的二次分離，通過同步帶的上下振動使得土石分離，其需滿足的要求有：（1）結構簡單，工作可靠。（2）抖動效果明顯且穩(wěn)定，能實現(xiàn)土石分離。4.4.2抖動輪參數確定如上圖4.11所示，在設計抖動輪時，采用鍵連接的方法將抖動輪進行周向固定，再通過兩邊的彈性擋圈進行軸向固定。已知同步帶帶輪側節(jié)距為17.5mm，單側齒高為5mm，故偏心式齒形抖動輪的節(jié)距為17.5mm。由設計可知抖動輪軸直徑d4=35抖動輪設計原理和同步帶輪相同，初選抖動輪的齒數為Z抖d抖=Z抖p故抖動輪半徑R=41.78mm。由設計可以大致得到抖動輪的周長即為轉動一周的長度，算出偏心齒式抖動輪L為：L=2ΠR=2Π×41.78=262.51要使抖動裝置能將物體拋起，輸送裝置必須要有一定的初速度，其最低速度為：Vmin1=gR式中k——軸孔直徑與節(jié)圓直徑之比，kVmin——分離運輸g——重力加速度所以有：Vmin1=gR清石機的最大前行速度為1.4m/s，在此速度下還能保證土壤的正常輸送，則輸送帶的最低速度也應該滿足：Vmin2=v·cos式中v——清石機的最大行進速度，即1.4m/sα——分離運輸器的最大傾角，即20°所以有：V比較Vmin1和V前文中設計分離運輸器的同步帶輪半徑為47.35mm，轉速為180r/min，即3r/s，可以計算出分離運輸裝置的速度為：V=2因為V查文獻3可得到分離運輸裝置的速度V、抖動裝置抖動輪的轉速n4n4=60VL取抖動輪轉速n抖動裝置中，抖動輪的頻率可以按照以下公式計算：f=Zn60式中Z——抖動輪的抖動齒數，即Z=15n——抖動裝置轉速，即n=所以有：f綜上所述，抖動裝置的參數如表4.8所示:表4.8抖動裝置參數抖動輪外形偏心齒式抖動輪抖動齒數15抖動裝置轉速204r/min抖動頻率51Hz抖動輪半徑41.78mm軸孔半徑35mm分離速度0.705m/s直徑比0.42抖動輪數24.4.3抖動裝置的鏈傳動設計計算1）鏈傳動參數確定：已知輸送裝置主動鏈輪轉速n3=180r/min，齒數Z3=25，抖動輪轉速n4=2所以有：i=n3n4=可得：Z則Z4=22該鏈條同樣采用鏈號為20A，鏈條節(jié)距p=31.75mm。設計時，取抖動裝置的鏈傳動裝置中心距a2=16p=508mm，LP1=2a2p=2×=55.51取鏈長節(jié)數L把LP=84反帶入得理論則實際中心距a=a1-?a1因此，輸送裝置主動鏈輪與抖動裝置鏈輪之間的鏈傳動設計參數如表4.9所示：表4.9輸送裝置與抖動裝置之間的鏈傳動參數傳動比i0.88主動輪齒數Z25從動輪齒數Z22鏈節(jié)數L56中心距a513.7mm鏈號20A節(jié)距p31.75mm滾子外徑d19.05mm內鏈板高度d30.18mm2）鏈輪的基本參數確定：計算可知抖動裝置鏈傳動大鏈輪的尺寸參數與輸送裝置鏈傳動大鏈輪相同，同理可得抖動裝置的小鏈輪的尺寸參數：分度圓直徑d=psin(180°齒頂圓直徑da=d+取中值d齒根圓直徑df=d-d1齒高hamin=0.5p-hamax=0.625p-0.5取中值h最大齒側凸緣直徑dg=pcot180°Z4因此，減速器與分撥石裝置之間的大小鏈輪設計參數如表4.10所示:表4.10輸送主動鏈輪與分抖動鏈輪之間的大小鏈輪設計參數基本參數大鏈輪小鏈輪分度圓直徑d253.32mm223.10mm齒頂圓直徑d268.98mm238.62mm齒根圓直徑d234.27mm204.05mm齒高8.84mm8.91mm最大齒側凸緣直徑d219.18mm188.68mm4.5三點懸掛裝置的設計懸掛指的是清石機與拖拉機的配合。懸掛的參數確定的是否合理，會直接影響清石機的入土性能、撿石性能、機組牽引穩(wěn)定性、以及對地表的懸掛裝置是指清石機和拖拉機之間的協(xié)同工作。懸掛參數的選取，將直接關系到清石機的入土性能、撿石性能、機組牽引穩(wěn)定性和地面適應性。由于我國目前對荒地清石機的研究尚處于空白狀態(tài)，因此本文提出的懸掛裝置只能在其它農機機械的基礎上進行改良。所以，本次設計中使用了常見的三點式懸掛，可以確保與一般拖拉機的平穩(wěn)匹配，具有良好的通用性。其結構如圖4.13所示：圖4.13三點懸掛裝置三維模型4.6集石裝置的設計集石裝置是由集石箱和承箱架通過螺柱和螺母連接，集石箱的升降工作通過液壓推桿實現(xiàn)，根據安裝位置選取行程為500mm的DYTP-500型號液壓推桿。集石箱采用普通碳素結構鋼材焊接制成，承箱架采用空心方鋼