畢業(yè)設(shè)計（論文）-壟作玉米機械除草裝置的設(shè)計

a壟作玉米機械除草裝置的設(shè)計摘 要玉米作為我國主要的糧食作物，可供食用，又可被用于作為動物飼養(yǎng)，在工業(yè)生產(chǎn)等方面也有廣泛應(yīng)用，因此保障玉米產(chǎn)量對于發(fā)展畜牧業(yè)和工業(yè)都具有非常重要的意義。田間草害是導(dǎo)致玉米產(chǎn)量下降主要因素之一，相關(guān)研究表明，嚴重的草害可使玉米產(chǎn)量下降50%以上。機械除草作為田間草害的重要解決手段，雖有較長的發(fā)展歷史，但仍然存在破土率低，傷苗率高的問題。本文在分析現(xiàn)有機械除草技術(shù)的基礎(chǔ)上，針對我國現(xiàn)有的機械除草裝置研究存在的不足，設(shè)計了壟作玉米機械除草裝置，針對現(xiàn)有中耕機作業(yè)時苗間除草效率低、傷苗率高等問題，設(shè)計了壟作玉米機械除草裝置，在設(shè)計中，確定了除草刀刀刃曲線及其基本尺寸，并用反轉(zhuǎn)法設(shè)計了凸輪，通過凸輪搖桿機構(gòu)的設(shè)計將電機的連續(xù)轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)換為除草刀的往復(fù)擺動，降低了傷苗率。詳細描述了苗間除草裝置的主要結(jié)構(gòu)和工作原理，建立和分析了除草刀避苗運動軌跡數(shù)學(xué)模型，優(yōu)化除草裝置避苗運動軌跡，用反轉(zhuǎn)法設(shè)計了凸輪，并在此基礎(chǔ)上對壟作玉米機械除草裝置的關(guān)鍵部件，如除草刀，凸輪搖桿機構(gòu)和彈簧等進行了設(shè)計。對比于傳統(tǒng)除草機械，本文擬設(shè)計的除草機將電機的旋轉(zhuǎn)通過凸輪轉(zhuǎn)變?yōu)槌莸兜耐鶑?fù)運動，降低了傷苗率。關(guān)鍵詞：凸輪搖桿；除草；傷苗率；反轉(zhuǎn)法Design on Mechanical Weeding Device of Ripple MaizeAbstractMaize is one of the main food crops in China. It is not only edible for people, but also used in animal feed and industrial production. Therefore, ensuring corn production is of great significance for the development of animal husbandry and industry. Field grass damage is one of the main factors leading to the decline of corn yield. Relevant research shows that severe grass damage can reduce corn yield by more than 50%.At present, the main methods of weeding in China include manual weeding, chemical weeding, and mechanical weeding. Manual weeding is labor intensive and inefficient, and only a few areas use manual weeding methods. The chemical weeding machine has high efficiency and saves manpower. It is the current mainstream weeding method, but the chemical weeding method effectively controls the weeds and also has many adverse effects. For example, repeated use of herbicides makes the field weeds resistant and seriously pollutes the farmland environment. Pesticide residues threaten people's diet and health. In recent years, with the increasing awareness of environmental protection, mechanical weeding has gradually attracted people's attention. Mechanical weeding has the advantages of high herbicidal efficiency and low environmental pollution. Therefore, research on mechanical weeding is of great significance.In order to solve the problems of low weeding efficiency and high rate of seedling damage during the operation of the existing cultivator, a CAM rocker swinging weeding device between seedlings was designed. Through the design of CAM rocker mechanism, the continuous rotation of the motor was converted into the reciprocating swing of the weeding cutter, so as to achieve the purpose of weeding without harming the seedlings. The main structure and working principle of the inter-seedling weeding device were described, the mathematical model of the movement track of the weeding cutter to avoid seedlings was established and analyzed, and the movement track of the weeding device to avoid seedlings was optimized. On this basis, the key components of the cam-rocker swinging inter-seedling weeding device, such as weeding cutter, cam-rocker mechanism and spring, were designed.Key words: rocker CAM ;weeding ;injure rate；reversal process目 錄1 緒論11.1 課題背景與意義11.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀21.2.1 爪式株間玉米機械除草裝置21.2.2 刷式株間機械除草裝置31.2.3 智能株間機械除草裝置32 技術(shù)任務(wù)書（JR）52.1 設(shè)計依據(jù)52.3 主要技術(shù)參數(shù)52.4 主要研究內(nèi)容63 設(shè)計計算說明書（SS）73.1 整機結(jié)構(gòu)及工作原理73.1.1 整機結(jié)構(gòu)73.1.2 工作原理73.2 除草刀設(shè)計73.2.1 除草刀基本尺寸設(shè)計73.2.2 除草刀切刃曲線設(shè)計83.3 凸輪搖桿機構(gòu)設(shè)計83.3.1 凸輪基本尺寸的設(shè)計93.3.2 凸輪運動規(guī)律選擇103.3.3 擺桿長度設(shè)計113.3.4 凸輪機構(gòu)輪廓曲線的設(shè)計113.4 除草刀受力分析及彈簧參數(shù)確定123.4.1 除草刀的運動分析123.4.2 除草刀受力分析及彈簧參數(shù)133.4.3 齒輪軸及齒輪設(shè)計143.5 減速器設(shè)計163.5.1 擬定減速器傳動方案163.5.2 減速器電動機選擇173.5.3 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比183.5.4 計算減速器傳動裝置的運動和動力參數(shù)183.5.5 帶輪設(shè)計193.5.6 減速器軸的設(shè)計213.5.7 減速器齒輪設(shè)計213.5.8 減速器軸校核233.5.9 鍵的選擇253.5.10 減速器附件選擇254 使用說明書274.1 操作說明274.2 注意事項275 標準化審查報告28結(jié) 論29參考文獻30致 謝321 緒論1.1 課題背景與意義近年來，我國玉米的種植面積與產(chǎn)量大幅增加。2021年，玉米種植面積超過3700萬公頃，產(chǎn)量達到1.5億至2.7億噸，玉米的穩(wěn)產(chǎn)對保障國家糧食戰(zhàn)略安全起著至關(guān)重要的作用1。我國玉米的總產(chǎn)量雖然令他國羨慕，但單產(chǎn)卻不盡人意。加強農(nóng)業(yè)管理，控制雜草是提高玉米產(chǎn)量的有效途徑；其中，人工除草、化學(xué)除草和機械除草是應(yīng)用最廣泛的除草方法，而其他除草方法由于成本高、適應(yīng)性差，仍難以廣泛應(yīng)用2-5。田間雜草是農(nóng)業(yè)生態(tài)系統(tǒng)的一部分，雜草會與作物競爭生長資源，導(dǎo)致作物營養(yǎng)不良，無法生長，也容易使病蟲害滋生，影響農(nóng)作物的栽培。因此，農(nóng)田雜草是制約作物高產(chǎn)的主要因素之一6，7。我國作為一個糧食消耗大國，每年因草害損失的糧食達數(shù)百億公斤18。因此，除草在農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中的地位極高。研究和開發(fā)除草技術(shù)和設(shè)備對保證糧食的生長具有重要意義?，F(xiàn)在世界上主要的除草方法有人工除草、化學(xué)除草、機械除草、生物除草和熱電除草等8-10。在經(jīng)濟技術(shù)和社會的快速發(fā)展的今天，原本的除草方法除草效率低、人工成本高等弊端日益突出。田間最常用的除草方法是藥劑除草，這種除草方法可以同時清除行間和幼苗間的雜草。藥劑除草省力、省時、快捷、高效。然而，除草劑的長期使用也給農(nóng)業(yè)帶來環(huán)境污染和雜草抗性增強等問題，威脅著人們的飲食健康11。隨著全民環(huán)境保護意識的增強，機械除草的應(yīng)用開始廣泛應(yīng)用，機械除草是去除田間雜草最常用的方法 12-15。機械除草具有工作效率高、勞動強度低、無環(huán)境污染等優(yōu)點，還不會破壞土壤養(yǎng)分。隨著現(xiàn)代農(nóng)業(yè)技術(shù)的發(fā)展，應(yīng)用傷苗率低，無環(huán)境污染的除草機已經(jīng)引起人們的關(guān)注16，17。然而，現(xiàn)在的機械除草存在許多問題，首先，現(xiàn)階段的除草機雖可以消除行間雜草，但由于雜草的幼苗與作物相似，故雜草幼苗難以清除；第二，在連續(xù)實施新政策后，土壤重量和粘度增加，現(xiàn)有的除草機在粘性土的條件下，存在除草、破碎土效果差、操作耗電等問題。因此，在重粘土條件下，設(shè)計和開發(fā)一種既能控制行間苗間雜草，又能同減少運行功率消耗的新型機械除草設(shè)備具有重要意義18。1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀行間除草機械已經(jīng)有了長時間的發(fā)展，并且，大量型號的除草機已經(jīng)得到推廣和使用。因為幼苗之間的雜草形狀與幼苗相似，因此幼苗之間的除草技術(shù)更加困難。隨著現(xiàn)代農(nóng)業(yè)技術(shù)的發(fā)展，苗 (株) 間的除草機械逐漸發(fā)展起來18。1.2.1 爪式株間玉米機械除草裝置胡煉等19,20設(shè)計了一種帶有爪齒的進行余擺線運動的株間機械除草裝置（見圖1-1），該裝置通過算法來控制爪齒進行余擺線運動以達到避苗以及除草的目的。陳勇等設(shè)計了智能除草機器人人（見圖1-2）。該裝置使用除草刀切割雜草，并在雜草斷裂處涂抹除草劑，以完全消除雜草21-23。吳建等24設(shè)計了一種自動可視除草機器人。圖1-1 爪式株間機械除草機圖1-2 智能除草機Nerremark等人研究了多種類型的植間除草載具人。圖1-3是爪式除草機。該除草機通過匹配載具的前進速度和爪齒轉(zhuǎn)速，同時實現(xiàn)了避苗和除草25-30。圖1-3 爪式株間除草機構(gòu)1.2.2 刷式株間機械除草裝置奧胡斯大學(xué)的Melander等人設(shè)計了一種刷盤式作物間除草機（見圖1-4）。它的原理是刷盤與地面相對旋轉(zhuǎn)，去除雜草。經(jīng)驗證，該除草機除草除草率高，刷盤轉(zhuǎn)速與載具的行進速度對除草效果基本沒有影響 31。圖1-4 刷式株間除草機構(gòu)1.2.3 智能株間機械除草裝置 圖1-5展示了Hortibot帶有視覺檢測系統(tǒng)和GPS導(dǎo)航系統(tǒng)的株間除草載具人，實驗表明這種除草載具人具有更好的操作效果18。圖1-5 智能型株間除草機器人Blasco等人設(shè)計的一種用于蔬菜地的植物間除草平臺（見圖1-6），其中載具視覺系統(tǒng)可以在幼苗之間定為雜草信息，依靠機械手末端釋放的高壓來達到除草的目的19。圖1-6 智能化株間除草機此外，現(xiàn)有的苗間除草裝置根據(jù)其有無電源可分為主動除草裝置和被動除草裝置20，被動除草裝置主要包括彈性齒、指狀和刷式除草裝置，其結(jié)構(gòu)如圖1-7所示，該類除草裝置的作業(yè)原理是依靠被動旋轉(zhuǎn)來除草18。圖1-7 現(xiàn)有除草機構(gòu)類型近年來，隨著新的農(nóng)業(yè)政策實施和全民環(huán)保意識的加強，機械除草已經(jīng)逐漸被重視。對于機械除草裝置，我國也進行了相關(guān)研究，盡管取得了不少成果。但是，還存在一些問題：1）我國的機械除草裝置的研究主要集中于行間除草，而對株間機械除草的研究，還是在模仿和改進他國的成果。 2）中國在質(zhì)量大且粘性高的土壤條件下的農(nóng)機研究比起國外已然落后。僅僅是修改了傳遞類型。除碎土率低以外，高運行功耗已成為除草機的主要制約因素。352 技術(shù)任務(wù)書（JR）2.1 設(shè)計依據(jù)首先，傳統(tǒng)的除草機雖可以消除行間雜草，但由于雜草的幼苗與作物相似，故雜草幼苗難以清除；第二，在連續(xù)實施新政策后，土壤重量和粘度增加，現(xiàn)有的除草機在粘性土的條件下，存在除草、破碎土效果差、操作耗電等問題。因此，在重粘土條件下，設(shè)計和開發(fā)一種既能控制行間苗間雜草，又能同減少運行功率消耗的新型機械除草設(shè)備具有重要意義18。本文在分析了現(xiàn)有的機械除草技術(shù)后，結(jié)合重且黏性高的土壤環(huán)境和壟作玉米的種植特點，設(shè)計了一種由回位彈簧、凸輪、擺桿、刀軸、除草刀、一級圓柱直齒輪減速器等部件組成的壟作玉米機械除草裝置。在原有裝置的基礎(chǔ)上，在除草機上方增加了減速器，增加了除草機主軸獲得的扭矩，與除草刀受到的力，以滿足除草作業(yè)的要求。2.2 產(chǎn)品的用途及適用范圍 本文設(shè)計的除草機適用于土壤環(huán)境具有粘性和重質(zhì)轉(zhuǎn)化的農(nóng)村土地，尤其適用于播種后幼苗剛剛發(fā)育的時期，因為此時，幼苗的形狀與雜草形狀更為接近，除草機可以準確地切割雜草，避免幼苗受傷。這樣，可以大大降低農(nóng)村除草作業(yè)的強度，為農(nóng)民節(jié)省時間。2.3 主要技術(shù)參數(shù)壟作玉米機械除草機構(gòu)的主要技術(shù)參數(shù)如表2-1所示。 表2-1 主要技術(shù)參數(shù)參數(shù)項目參數(shù)電動機功率（KW）4.0自重（kg）29凸輪擺桿長度（m）64.47凸輪最大擺角（rad）/4彈簧剛度（N/mm）72除草刀厚度(mm)7.83除草刀刀寬(mm)1062.4 主要研究內(nèi)容本文擬設(shè)計一種壟作型玉米機械除草裝置。具體內(nèi)容包括：（1） 凸輪搖桿機構(gòu)的設(shè)計，具體是對凸輪輪廓，凸輪擺桿，凸輪運動角的設(shè)計，先確定除草刀刀刃曲線并通過刀刃曲線設(shè)計凸輪的運動角，根據(jù)主動件與從動件的配合確定凸輪的運動規(guī)律，通過極坐標法確定凸輪擺桿長度。（2） 除草刀的設(shè)計，具體為除草刀基本尺寸設(shè)計，除草刀刀刃曲線和軌跡的設(shè)計，根據(jù)玉米壟臺的實際寬度和除草的覆蓋率確定除草刀的基本尺寸，根據(jù)玉米苗的直徑驅(qū)動除草刀的切刃曲線。（3） 減速器的設(shè)計，具體為帶輪，齒輪的設(shè)計，傳動比的確定，電機的選擇。3 設(shè)計計算說明書（SS）3.1 整機結(jié)構(gòu)及工作原理3.1.1 整機結(jié)構(gòu)壟作玉米機械除草機構(gòu)的整機結(jié)構(gòu)如圖3-118所示。圖3-1 凸輪搖桿式擺動型玉米苗間除草機構(gòu)3.1.2 工作原理工作時，秧苗之間的壟作型玉米機械除草裝置與智能除草機相連，使兩把除草刀分別為位于作物育苗帶兩側(cè)的幼苗之間，用除草刀進行植株之間的除草操作時，隨著載具向前移動，除草刀靠近幼苗，智能耕作機檢測系統(tǒng)檢測出幼苗并發(fā)送信號給單片機，單片機對信號進行處理后，向電機驅(qū)動器發(fā)出指令，電機開始轉(zhuǎn)動。電機的轉(zhuǎn)動帶動除草機的主軸轉(zhuǎn)動。主軸向一對嚙合齒輪提供動力，齒輪下部是兩個凸輪，兩個凸輪分別推動其固定有除草刀軸的擺桿，此時除草刀成開背式，隨載具移動避開幼苗，在除草刀避開幼苗后，除草刀在拉伸彈簧張力的作用下返回原位，完成避苗運動。這一過程可作為除草裝置的一個工作流程。3.2 除草刀設(shè)計3.2.1 除草刀基本尺寸設(shè)計如圖3-218所示，本文所描述機構(gòu)的除草刀的結(jié)構(gòu)尺寸主要有刀寬L1，車削中心到刀尖的距離L2，與回轉(zhuǎn)中心至刀背的距離L3組成。圖3-2 除草刀結(jié)構(gòu)示意圖1.玉米幼苗 2.除草刀3.玉米壟作臺在影響除草效率的諸多因素中，除草刀的寬度占據(jù)著很重要的地位，刀寬過小會降低兩幼苗間的雜草的覆蓋率，使除草率降低；如果寬度太大，會增加能耗。經(jīng)查證，L/2一般l1l，l為玉米的壟臺寬度。我國的玉米壟臺寬度的平均值在179mm左右，所以統(tǒng)計后取L1=0.6L=106mm。合理選擇除草刀回轉(zhuǎn)中心的位置，就可以大幅減小擺動過程中所受到的阻力力矩，而L/4<L2<L1。L2取68mm，參照文獻19，L3取12mm。3.2.2 除草刀切刃曲線設(shè)計除草機使用一對對稱安裝的除草刀作為除草工具，兩除草刀都是固定刀，除草的原理是隨著載具的前進，刀與地面之間的相對運動，將雜草的幼苗從根部切除。同時為了減少能源消耗，防止雜草使除草刀卷刃，滑動切割過程中要保養(yǎng)好除草刀，在切割時讓草根沿刀片邊緣進行滑動，這樣雜草就可以被切斷并且沿著刀片的尖端脫落。本文采用阿基米德螺旋曲線來設(shè)計除草刀的刀刃曲線。方程為：r=r0(1+K) (3-1)式中：r任意點極徑，mm；r0起點極徑,mm；K靜態(tài)滑切角正切值與極徑的比例系數(shù)18；曲線上隨機點的極角,rad18；根據(jù)文獻38，最終確定r0為118mm，K取0.78，除草刀厚度為7.83mm。3.3 凸輪搖桿機構(gòu)設(shè)計本文擬用反轉(zhuǎn)法設(shè)計凸輪，設(shè)計思路是根據(jù)作業(yè)需求，設(shè)計出符合實際需求的凸輪運動角，確定擺桿的最大位移；選擇凸輪運動規(guī)律，確定凸輪機構(gòu)基本參數(shù)，最后用反轉(zhuǎn)法做出凸輪基本輪廓。3.3.1 凸輪基本尺寸的設(shè)計（1）凸輪機構(gòu)運動角以及最大行程的確定凸輪機構(gòu)的運動角分別為遠休止角和近休止角，其中遠休止角是指：從動件停留在距凸輪回轉(zhuǎn)中心最遠的位置不動，這時對應(yīng)的凸輪運動角是遠休止角。同理，從動件在距凸輪軸心最近處停止不動時對應(yīng)的凸輪轉(zhuǎn)角稱為近休止角。兩位置擺桿的夾角為從動件的最大擺角，結(jié)合實際情況可以看出，如果要在工作過程中完成避苗除草的任務(wù)，需要在避苗過程中，除草刀張開的最大距離L保護區(qū)直徑d，經(jīng)查閱后18，得d=62mm，故想要滿足要求，則需L=d，故通過作圖法可知，凸輪機構(gòu)從動件的最大擺角為/4。根據(jù)除草的要求，除草刀的運動軌跡應(yīng)為“菱形”，如圖3-3所示，其軌跡可以分為以下三部分：BC段是當(dāng)設(shè)備接收避苗指令時，除草刀處于開背狀態(tài)。CD段是除草刀保持開背，裝置避開玉米幼苗的過程；DE段是裝置避開玉米幼苗后除草刀回到原來位置的過程。由此可知，凸輪的運動也對應(yīng)三個部分：推程、遠休止和回程。為了減少在運行過程中凸輪受到的沖擊，故需增加近休止段以減小加速度突變；因此，凸輪的運動角度為推程運動角，回程運動角'，遠休止角s，近休止角組成s'，如圖3-4所示。 圖3-3 避苗運動軌跡 圖3-4 凸輪工作段示意圖圖3-3與圖3-4相互對應(yīng)，且有：d2<SCD<dSBF-SEF<SCD (3-2)SCD=v0sSBF+SEF=v0s' (3-3)式中：v0載具的行進速度，m/s18；凸輪角速度，rad/s18；SCD凸輪處于遠休止段時，除草刀前進的距離，m18；SBF、SEF凸輪出去近休止段1/2時，除草刀前進的距離，m18。聯(lián)立式3-2，3-3可得，5/24<s<3/8，s'<s，凸輪工作時應(yīng)注意以下幾點：盡可能增加凸輪的推程范圍，以確保除草刀能穩(wěn)定的完成切割，凸輪從推程緩慢回程速度應(yīng)該較低，這樣可以保證除草刀完整的避開玉米幼苗：凸輪從回程到推程的速度應(yīng)該較大，這樣可以提高除草效率。故可知，在本文設(shè)計的機構(gòu)中凸輪的近休止角是1136，推程運動角為23，回程運動角為 23，遠休止角為1336。3.3.2 凸輪運動規(guī)律選擇為了減小凸輪和擺桿之間的剛性沖擊和柔性沖擊，故選取正弦加速度運動的基本運動規(guī)律作為凸輪的基本運動規(guī)律，擺桿位移計算公式為：m=0 01136 m-sin22 1136<3536 m 3536<5936 m1-'+sin2'2 5936<2 (3-4)式中：凸輪運動角，rad18；凸輪機構(gòu)擺角，rad18。由此可得到凸輪的基本參數(shù)：基圓半徑Rb，中心距LOA，如圖3-5所示。圖3-5 凸輪機構(gòu)基本參數(shù)經(jīng)查閱資料34可知，機架長度計算公式為：LOA=1.33Mrmax1+ddLATMr+JAd2d22cosb+2 (3-5)式中：Mr擺桿運行載荷，N.M；JA擺桿轉(zhuǎn)動慣量；kg/m2。LAT擺桿回轉(zhuǎn)中心與凸輪切點之間的距離；mm。為保證凸輪運轉(zhuǎn)時不出現(xiàn)失真現(xiàn)象，可以將先前的數(shù)據(jù)帶入式3-5可得，LOA=63.37mm。根據(jù)參考文獻，本文取凸輪基圓半徑Rb=36.73mm。3.3.3 擺桿長度設(shè)計要測定擺桿長度，則必須先得出基圓擺角：b=arcsinRbLOA (3-6)由文獻34可知，凸輪擺桿機構(gòu)需滿足最小桿長條件Lmin=maxLOAcos(b+)1+dd-minLOAcos(b+)1+dd (3-7)式中： LOA機架與凸輪回轉(zhuǎn)中心的距離，mm； b基圓擺角，rad； 凸輪擺角，rad。且擺桿邊緣點到凸輪回轉(zhuǎn)中心的距離也有Rmax=maxLOAcos(b+)1+dd (3-8)將以得出的數(shù)據(jù)帶入公式3-7，3-8，即可得出，凸輪的最小桿長應(yīng)該是64.47mm。3.3.4 凸輪機構(gòu)輪廓曲線的設(shè)計凸輪為對心擺動凸輪，且在3.3.1.2中已確定了從動件的運動規(guī)律以及凸輪的遠近休止角，故可有擺角-位移曲線圖，根據(jù)曲線圖（圖3-6），可利用反轉(zhuǎn)法描出凸輪輪廓曲線。圖3-6 擺角-位移曲線圖最終可得凸輪的基本輪廓如圖（3-7）所示。3.4 除草刀受力分析及彈簧參數(shù)確定3.4.1 除草刀的運動分析在避開玉米幼苗的過程中，除草刀的運動主要是從開背位置開始。割草機的開刀，回刀運動隨載具向前移動而進行，并同時將除草刀繞自身的刀軸順時針旋轉(zhuǎn)。將除草刀跨過玉米幼苗的運動過程視為具有均勻速度的直線運動。選擇除草刀上離刀軸距離最遠的點E作為參照物 ，以除草刀的回轉(zhuǎn)中心(即刀軸的位置)為原點，智能耕耘機的前進方向為Y軸的正方向。在運動過程中，除草刀有三個動作，以避免玉米幼苗受到傷害，刀尖E點的軌跡方程可看作由三部分組成，分別為：開背過程：y=v0t-sin(0+1t)x=-cos0+1t (3-9 )跨過玉米幼苗過程：y=v0t+s0-sinx=-sin0 (3-10)回刀過程：y=s1+s0-sin1+v0t+(sin1-1t)x=-cos1-1t (3-11)式中：E點極徑，m；0E點與原點的連線與 Y軸正方向的初位置夾角，rad；1E點的極徑與Y軸正方向的最大角，rad；1除草刀的旋轉(zhuǎn)角速度，rad/s；s0從初始位置到完全張開過程中，除草刀轉(zhuǎn)動中心的位移，mm；s1除草刀跨過幼苗時，除草刀回轉(zhuǎn)中心的位移，mm；t時間，s。從3-9，3-10，3-11可得，可從3-9,3-10,3-11開始，在除草刀的避苗過程中，應(yīng)根據(jù)載具的速度，除草刀角速度和除草刀形狀來確認刀尖E點的軌跡。當(dāng)除草刀切刃曲線確定時，載具的前進速度和除草刀的轉(zhuǎn)速都會改變智能耕耘機的刀刃切割路線，這可以降低雜草不被切割的可能性。由于3-9，3-10，3-11均為與位移相關(guān)的公式，則三個公式分別對時間求導(dǎo)即可得到除草刀E點的速度，其中：v1=v02+212-21v0cos0+1tv2=v0v3=v02+212-21v0cos0-1t(3-12)式中：v1除草刀開背時，刀尖E點速度，m/s；v2除草刀跨苗時，刀尖E點速度，m/s；v3除草刀回位時，刀尖E點速度，m/s。由文獻35可知，除草刀本身的切割速度要想達到較低的傷苗率，其速度不應(yīng)超過3.9m/s35，其載體的移動速度則應(yīng)處于0.751.0m/s，取0.07m，此時與Y軸正方向的夾角0為11/180，且與Y軸的最大夾角1為13/45，將，0，1帶入式3-12，可得智能中耕機的刀軸的轉(zhuǎn)速為2.22.5r/s。3.4.2 除草刀受力分析及彈簧參數(shù)彈簧是除草刀回位時的主要工具，其參數(shù)對除草刀回位時的狀態(tài)有很大影響，故由如圖11受力分析：由圖可知，彈簧會提供一個力矩Q來使除草刀回到初始位置，則彈簧力矩的表達式為：Q=kylb (3-13)式中：k彈簧剛度;y彈簧形變量，mm；lb擺桿長度，mm。Qf是除草刀工作時收到的阻力力矩，經(jīng)查閱得Qf=pd，其中p為其阻力，d為施加力的力臂長度：由于在實際工作情況中，影響除草刀阻力的因素很多，因此，根據(jù)36,37得，可在一般環(huán)境中忽略一些阻力的影響因素，則有：p=fG+ab+v02 (3-14)式中：f除草刀與土壤的摩擦因數(shù)；G單個除草刀所受重力，F(xiàn)；a深度，m；b寬度，m；靜態(tài)阻力系數(shù)；動態(tài)阻力系數(shù)。若要及時將影響返回到原來的位置，則須彈簧提供的回位力矩大于回位時除草刀收到的阻力力矩，即：QQf (3-15) 式中： Q彈簧提供的回位力矩，N.m; Qf阻力力矩，N.m。將3-13，3-14，3-15聯(lián)立可得出的新式為：kfG+ab+v02dyLb (3-16)經(jīng)查閱可以發(fā)現(xiàn)，在除草機的結(jié)構(gòu)設(shè)計中，彈簧形變量取y0，46mm，f0.33，0.61，故本文取0.4，經(jīng)過驗證，近年來我國粘重土壤的靜態(tài)阻力系數(shù)為38000N/m2，動態(tài)阻力系數(shù)為3800N·s2/m4，深度a取0.013m，寬度b為0.11m，單個除草刀所受重力為380N，lb取0.063m，力臂長度d取0.01m，v0取0.6 m/s將以上數(shù)據(jù)帶入3-16，可得出彈簧的剛度為72N/mm，經(jīng)查證，得出材料選用65Mn，彈簧直徑選擇25mm，彈簧匝數(shù)為15。3.4.3 齒輪軸及齒輪設(shè)計表 3-1 齒輪具體參數(shù)參數(shù)參數(shù)齒數(shù)（大）83齒數(shù)（小）17分度圓直徑（大）(mm)83分度圓直徑（?。?mm)17模數(shù) 1壓力角(°)20齒寬(mm)15齒頂高(mm)1齒根高(mm)1.25齒全高(mm)2.25基圓直徑（大）(mm)78基圓直徑（?。?mm)16齒頂圓直徑（大）(mm)85齒頂圓直徑（?。?mm)19齒根圓直徑（大）(mm)80.5齒頂圓直徑（?。?mm)14.5齒距(mm)3.14齒厚(mm)1.57中心距（mm）50經(jīng)過之前的計算，除草刀轉(zhuǎn)速是已知的，經(jīng)查閱資料18后，電機選擇4對級電機（Y100L-8），電機轉(zhuǎn)速740r/min，需要轉(zhuǎn)速在130160r/min之間，則傳動比暫取i=5：1，轉(zhuǎn)速為148r/min，符合要求。搖桿的旋轉(zhuǎn)軸間距為140mm，凸輪的旋轉(zhuǎn)軸與搖桿的轉(zhuǎn)軸距離為L=63.37mm。兩大齒輪之間距離在20140mm之間選擇，為防止齒輪發(fā)生根切，齒輪齒數(shù)z17。考慮到凸輪基圓Rb=36.73mm，假設(shè)當(dāng)其與搖桿相切時為搖桿為豎直狀態(tài)，此時兩軸之間的距離為66mm，取模數(shù)為m=1，壓力角=20°，大齒輪齒數(shù)Z1=66，小齒輪齒數(shù)為Z2=13.2，顯然小于17，取小齒輪為Z1=17，大齒輪為Z2=85。中心距為a=51mm，該中心距非標準中心距，更改中心距為a=50mm，小齒輪齒數(shù)Z1=17，得Z2=83，得到減速比i=4.88，計算出轉(zhuǎn)速為n=151.6r/min，滿足要求。及得到齒輪的具體數(shù)據(jù)如表3-1所示。對于該小齒輪的設(shè)計，考慮到小齒輪分度圓直徑d1=17mm，為極小值，故把小齒輪做成齒輪軸，依具兩固定板之間的距離確定的各位置直徑和長度如下圖3-7所示：圖3-7 各位置直徑和長度大齒輪設(shè)計，軸徑選擇15方便加工和制作，鍵槽選擇A4X8對應(yīng)的鍵槽深度和寬度即可。對于小齒輪軸的設(shè)計，考慮到小齒輪分度圓直徑d0=17mm，為最小值，故把小齒輪做成齒輪軸。材料可選擇40Gr，表面選擇調(diào)質(zhì)處理，提高硬度，耐磨性好，不容易發(fā)生斷裂。得P=0.7125kw，n=750r/min。A=110，且：dminA3Pn （3-17）式中：dmin軸的最小值，mm；A系數(shù)；P電動機功率，W。得dmin9.6mm，無鍵設(shè)計，取最小可配標準軸承d1=10mm，則d1=10mm，L-L=10mm,軸肩d2應(yīng)在1017mm之間，取d2=13mm，考慮兩板之間距離，取L-L=40mm，小齒輪厚度為L0=15mm，分度圓直徑d0=17mm。第三段為d3=13mm，L-L=9mm。第四段與軸承配合得d4=10mm，L-L=26mm。3.4.4齒輪軸強度校核軸所受扭矩為T=9.55×P/n=9072.5N·mm，d0=17mm，得圓周力為Ft=2Mtd =1067.4N，徑向力Fr=Ft×tan20°=388.5N，合力F1=1135.9N。一端軸承支承反力F2=812.5最大彎矩M1=F2×20.5mm=16656.2N·mm，T=9072.5N·mm，由ca=M12+T20.1d3 (3-18)式中：ca軸的計算應(yīng)力，MPa;M1軸所受的彎矩，Nmm;折合系數(shù)；T軸所受扭矩，Nmm。帶入數(shù)據(jù)，得ca=35MPa<60MPa。故強度合格。大小齒輪均可選擇45鋼，表面選擇滲碳處理，提高硬度，耐磨性好，不容易發(fā)生斷裂。3.5 減速器設(shè)計3.5.1 擬定減速器傳動方案經(jīng)過前面四個小節(jié)的運算，可以看出，除草刀的轉(zhuǎn)速為2.22.5r/s，得到除草機構(gòu)中凸輪的基本輪廓，由參考文獻18可得，選用功率為4kw，電動機的額定轉(zhuǎn)速約為47r/s，可提供的轉(zhuǎn)矩為15Nm，因此，要估算總傳動比的范圍，以便選擇合適的傳動機構(gòu)和傳動方案，可先計算出驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速Nw，即：v=1.1ms，D=350mm Nw=60×1000×v/(×D)=60.0241r/min （3-19）式中：Nw卷筒轉(zhuǎn)速,rad/s;v卷筒線速度,m/s；D卷筒直徑,mm。故選擇同步轉(zhuǎn)速（Nw）為1500r/min的電動機作為動力源，故總傳動比為 25。3.5.2 減速器電動機選擇（1）電動機類型和結(jié)構(gòu)形式經(jīng)驗證，選用Y100L-8系列電動機，臥式全自動封閉結(jié)構(gòu)。（2）電動機容量卷筒軸的輸出功率PwF=2800r/minPW=F×v1000= 3.08kw （3-20）式中： F卷筒軸轉(zhuǎn)速，r/min； v卷筒軸線速度，m/s。電動機輸出功率PdPd=Pwt，t=t1×t22×t3×t4×t5(3-21)式中：Pw卷筒軸的輸出功率，W； Pd 電動機的輸出功率，W。t傳動總效率。式中，t1，t2，為從電動機到卷筒之間的各部分的效率。經(jīng)查表可得：表3-1 名稱數(shù)量效率(%)彈性聯(lián)軸器1個t4=0.99滾動軸承2對t2=0.99圓柱齒輪閉式1對t3=0.97V帶開式傳動1幅t1=0.95卷筒軸滑動軸承(潤滑良好)1對t5=0.98則將上述數(shù)值帶入式3-21可得t=0.8762 ， Pd=PWt=3.515 電動機額定功率Ped由參考文獻18可知，帶動除草機構(gòu)的電動機的額定功率為Ped=4KW。（3）電動機的轉(zhuǎn)速 為了便于選擇電源電壓，需要先估算電動機轉(zhuǎn)速的范圍。查表后可得，V型帶傳動傳動比范圍一般為24，單級圓柱齒輪傳動比范圍一般為36，則可選電動機的最大,最小轉(zhuǎn)速分別為： Nmin=Nw×6=360.1449r/min Nmax=Nw×24=1440.6 r/min (3-22) 式中：Nw驅(qū)動卷筒轉(zhuǎn)速，rad/s；Nmin電動機最小轉(zhuǎn)速，rad/s；Nmax電動機最大轉(zhuǎn)速，rad/s。故同步轉(zhuǎn)速為960r/min，選定電動機型號為Y100L-8。（4）電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)由查表可得，Y100L-8型電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)如表3-2所示。表3-2電機型號額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速電機質(zhì)量軸頸mmY100L-84KW96010007328且查表得，大齒輪數(shù)z1與小齒輪數(shù)齒數(shù)z2之比為z1z2=10119=5.31583.5.3 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比（1）傳動裝置總傳動比Nm=960r/min： i=NmNw =96060.0241=15.9936 (3-23)式中：Nm同步轉(zhuǎn)速；rad/min。（2）分配各級傳動比取V帶傳動比i1=3，則單級圓柱齒輪減速比為：i2=ii1 =15.99363=5.3312 （3-24）式中:i1 V帶傳動比；i2單級圓柱齒輪減速比。 所得i2值符合圓柱齒輪和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。3.5.4 計算減速器傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速 電動機軸為0軸，減速器高速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉(zhuǎn)速為：n0=nm n1=N0i1 =60.02413=320r/min n2=n1i2=3205.3312=60.0241r/min （3-25）式中：n0 電動機轉(zhuǎn)速，rad/s；n1 高速軸轉(zhuǎn)速，rad/s；n2 低速軸轉(zhuǎn)速，rad/s。（2）各軸輸入功率 按輸出功率Pd計算各軸輸入功率，即P0=Ped=4kw ，軸I的功率，軸II功率分別為：P1= P0×t1=3.8kw P2=P1×t1×t2=3.6491kw （3-26）式中：P0 電動機功率，W;P1 軸I的功率,W;P2 軸II功率,W;t1 V帶開式傳動的傳動效率；t2 滾動軸承傳動效率；t3 圓柱齒輪閉式的傳動效率。（3）各軸轉(zhuǎn)矩T0=9550×P0n0 =39.7917 Nm T1=9550×P1n1 =113.4063Nm T2=9550×P2n2 =580.5878 Nm （3-27）式中：T0 電動機轉(zhuǎn)矩，Nm；T1 軸I轉(zhuǎn)矩，Nm；T2 軸II轉(zhuǎn)矩，Nm。3.5.5 帶輪設(shè)計（1）功率計算P=Ped=4Kw，一班制工作小時，載荷平穩(wěn)，原動機為籠型交流電動機經(jīng)查表可得KA=1.1； 計算其功率為：Pc=KA×P4.4kw （3-28）式中：Pc帶輪工作功率，W；P電動機功率，W。（2）選擇普通帶型號 n0 =960r/min，根據(jù)Pc=4.4Kw，n0=960r/min，由參考資料39查得坐標點位于A點，則d1=80100（3）確定帶輪的基本直徑查表得小輪直徑為d1=100mm大輪直徑d2= d1×3.5=350mm故取標準件，則由d2=355mm。（4）驗算帶速驗算帶速得： v=d1n060000 (3-29)式中：d1小輪直徑，mm;n0電動機軸轉(zhuǎn)速,rad/s。從動輪轉(zhuǎn)速 n22=n0×d1d2=270.4225rad/sn21=n03.5=274.2857rad/s從動輪轉(zhuǎn)速誤差為n22-n21n21=-0.0141（5）V帶基準長度和中心距計算中心距中心距的范圍為： amin=0.75×d1+d2=341.25mm amax=0.8×d1+d2=364mm a0=350mm 計算帶長Lc=2×a0+d1+d22+d2-d124a0=1461.2mm (3-30)式中：d1小輪直徑，mm;d2大輪直徑，mm;Lc傳動帶長度，mm。選定帶的基準長度根據(jù)參考文獻40可得基準長度Ld=1600mm；定中心距a0+Ld-Lc2=419.4206mm420mm （3-30）amin=a-0.015×Ld=396mm，amax=a+0.03Ld=468mm （3-31）式中：a0中心距，mm；amin最小中心距，mm；amax最大中心距，mm。（6）驗算小帶輪包角驗算包角1=180-d2-d1×57.3a=145.2107>120 （3-31）故根據(jù)文獻查閱可得，包角合格。（7）求V帶根數(shù)根據(jù)之前算出的數(shù)據(jù)可得n1=960r/min，d1=120mm，查表可得P0=0.95傳動比i=d2d11+0.0141 =3.5，P0=0.05，且已知包角等于145.21°故可由查表得Ka=0.92,KL=0.99故V帶的根數(shù)為：z=4.40.92×0.99=3根（8）計算作用在帶上的壓力經(jīng)查表可得，單根V帶的初始壓力為：FQ=500pczv2.5K-1+qv2 (3-32)式中：FQ單根V帶的初始壓力,F；zV帶的數(shù)量。3.5.6 減速器軸的設(shè)計初做軸直徑： (3-33)式中：d軸的直徑，mm;c系數(shù)；P軸傳遞的功率，W。軸I和軸II選用45#鋼，c=110，d1=110×133.8/320=25.096mm，取d1=28mmd2=110×133.65/60=43.262mm，由于d2與聯(lián)軸器聯(lián)接，且聯(lián)軸器為標準件，由軸II扭矩，查表可知，取YL10YLd10聯(lián)軸器，又由于Tn=630>580.5878Nm ，軸II直徑與聯(lián)軸器內(nèi)孔一致，取d2=45mm3.5.7 減速器齒輪設(shè)計（1）齒輪強度計算由n2=320r/min，P=3.8Kw，i=3可知，采用軟齒面，小齒輪40MnB調(diào)質(zhì)，齒面硬度為260HBS，大齒輪用ZG35SiMn調(diào)質(zhì)齒面硬度為225HBS。因Hlim1=700MPa，Hlim2=540MPa SH1=1.1， SH2=1.1H1=H1lim1SH1=636MPa H2=H2lim21.1=491MPa （3-34）式中：SH1小齒輪許用應(yīng)力，MPa；SH2大齒輪許用應(yīng)力，MPa； H1 小齒輪接觸應(yīng)力，MPa； H2 大齒輪接觸應(yīng)力，MPa。因：Flim1=240MPa，F(xiàn)lim2=180MPa，SF=1.3 F1=Flim1SF=185MPa F2=Flim2SF =138MPa (3-35)式中： F1 小齒輪彎曲應(yīng)力，MPa；F2 大齒輪彎曲應(yīng)力，MPa。（2）設(shè)計接觸強度設(shè)經(jīng)查證，取載荷系數(shù)K=1.5，齒寬系數(shù)a=0.4則小齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1=9550×PN=113.4063Nm a±13335H2KT1a （3-36）式中：a中心距，mm；K載荷系數(shù)；T1小齒輪轉(zhuǎn)矩，N.m；大小齒輪齒數(shù)比。則有u=i=5.333，代入數(shù)據(jù)得：中心距a為124.2331mm,齒數(shù)z1=19，則z2=z1×5.333=101，模數(shù)m=2az1+z2=2.0667取模數(shù)m2.5，確定中心矩a=mz1+z22 =150mm，齒寬b=a×a=60mm，b1=70mm，b2=60mm。（3）驗算彎曲強度齒形系數(shù)YF1=2.57，YF2=2.18，根據(jù)參考文獻可知，輪齒彎曲強度：F1=2KT1×YF1bm2z1=122.7KN<F1P F2=122.7×2.182.57=104.9KN<F2P （3-37）（4）齒輪圓周速度 v=d1n160×1000=0.7955<3m/s （3-38）式中：v齒輪圓周速度，m/s；F1小齒輪輪齒彎曲強度，KN ；F2大齒輪輪齒彎曲強度，KN。按參考文獻應(yīng)選9做精度，與初選一致。 3.5.8 減速器軸校核圓周力Ft=2T/d1，徑向力Fr=Ft*tan，已知=20度為標準壓力角d=mz=252.5mm，F(xiàn)t=2T/d1=5852.5N，F(xiàn)r=5852.5×tan20=2031.9N（1）求垂直面的支承力Fr1，F(xiàn)r2由：Fr2×L-Fr×L2=0 （3-39）式中:Fr1小直徑軸垂直面支承力,F;Fr2大直徑軸垂直面支承力,F；L力臂長度，m。得Fr2=Fr/2=1015.9N（2）求水平平面的支承力FH1=FH2=Ft2=2791.2N （3-40）式中：FH1小直徑軸水平平面的支承力，F(xiàn)；FH2大直徑軸水平平面的支承力，F(xiàn)。Ft圓周力，F(xiàn)。（3）求垂直面彎矩L=20+20+90+10=140mmMav=Fr2×L2=71.11Nm （3-41）式中：Mav垂直面彎矩，Nmm。（4）求水平面彎矩 MaH=FH×L2=195.384Nm (3-42)式中：MaH水平面彎矩，Nmm。（5）求合成彎矩 Ma=Mav2+Mah2=216.16Nm （3-43） 式中：Ma總彎矩，Nmm。（6）求軸傳遞轉(zhuǎn)矩T=Ft×d2/2=2791.2×2.5×101/2=352.389Nm (3-44)式中:T軸的傳遞轉(zhuǎn)矩，Nmm；Ft圓周力，F(xiàn)；d2小圓直徑，mm。（7）求危險截面的當(dāng)量彎矩從圖可見a-a截面是最危險截面，其當(dāng)量彎矩為 (3-45)式中：Me當(dāng)量彎矩，Nm；Ma軸所受彎矩，Nm；a折合系數(shù)；T轉(zhuǎn)矩，Nm。軸的扭切應(yīng)力是脈動循環(huán)應(yīng)力,取折合系數(shù)a=0.6代入上式可得。（8）計算危險截面處軸的直徑軸的材料，用45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表14-1查得b=650MPa，由表13-3查得許用彎曲應(yīng)力，所以 d3Me0.1×-1b=25.40mm (3-46) 式中：d軸的最小危險直徑，