棉桃收获机-采摘装置的设计(2)

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桃板上的齿缝，而被摘下的棉套遗留了下来，从倾斜一定的角度的留桃板上下滑至一定容积的装桃装置中，此时运动着的水平螺旋输送装置将一定数量的棉桃运至一端，再由传送带运送至车厢内。 3.3 摘桃转轴的设计

（1）根据新疆生产建设兵团的棉花的种植方式，精量播种机单体播种装置和棉花株间与行距以及收获时间棉花的生长总高度决定了摘桃齿的设计方向。 （2）在兵团棉花种植方式中，相邻两行棉株之间的距离为10mm,两膜中棉株的之间的距离为66mm。根据设计中所选择的材料和材料所要变形达到的尺寸，可以确定摘桃齿的宽度约为180mm，摘桃齿的材料采用3#h厚度3.mm的角钢，变形过程中，其余参数不变，摘桃齿的齿与齿之间的距离约为10.02mm，摘桃齿的顶端设计为尖头，这样方便与棉秆的导入。如图3-1。

图3-2 摘桃转齿

（3）摘桃转齿是整个棉桃收获装置中的主要零部件，其作用是，通过两齿之间的缝隙和不停的旋转将棉桃从棉枝上摘下，从而达到脱离棉桃的作用。

3.4 留桃板的设计

留逃板的设计图如图3-4。

图3-3 留桃板

（1）设计留桃板的目的是为了防止，棉桃在被摘桃齿摘下后随摘桃转轴做圆周运动时，由于速度较大可能会将采摘下来的棉套运至下方，掉落在地面上。当在摘桃的一侧安装上留桃板时，摘桃齿可以通过留桃板的齿缝，而棉桃则被留在板面上向下滑落进入装桃装置中，这样就增加了棉桃的收获率，减少不必要的浪费。 3.5 水平螺旋输送机的设计

3.5.1 螺旋输送机的主要特点

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（1）承载能力大、安全可靠。

（2）适应性强、安装维修方便、寿命长。

（3）整机体积小、转速高，确保快速均匀输送。 3.5.2 水平螺旋输送机的工作原理

当物料从进料口加入，转轴开始转动时候，物料受到螺旋叶片的法向推力的作用。该推力的径向推力和叶片对物料的摩擦力，有可能带着物料绕轴转动，但由于物料本身的重力和料槽对物料的摩擦力的缘故，不不与螺旋叶片一起旋转，而在叶片的法向推力的轴向分力作用下沿着料槽轴向移动。 3.5.3 计算输送量

图3-4 水平输送装置

螺旋输送的生产效率Q=15t/h,水平输送的距离为0.890m.,水平螺旋直径D=14mm。如图所示。

螺旋转速： 因为

tan??H?D及摩擦系数f=tanΦ，则有

sin?=

tan?cos?=1?tan2? （3-1） 1 而将以上式子代入（1）（2）（3）后化简可得：

1?tan2? （3-2）

Hnf?tan?2601?tan? （3-3） H1?ftan?V轴=n2601?tan? （3-4）

V圆=式中：n为主轴转速，r/min; D为叶片外径，m； H为叶片螺距，m ；V合为主轴合速度，m/min；

Hf?tan?V圆=n

3.6 V带的设计计算

601?tan?2=203 （3-5）

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图3-5 皮带轮

计算单根V带的额定功率pr

由dd1=56mm和n1=1400r/min，查参考文献[2]中表8-4a得p0=0.19kW。

根据n1=1400r/min，i=4和Z型带，查参考文献[2]中表8-4b得△p0=0.03kW。 查参考文献[2]中表8-5得Kα=0.94，表8-2得KL=1.11,于是 Pr?(P0??P0)?KL?K??(0.19?0.03)?1.11?0.94kW?0.32kW （3-6）

z?Pca1.1??3.4 结合实际取3根。 Pr0.323.6.2 传动比的分配

nm500??50 nw100（2）传动比的分配取：i1?3,i2?i3?16.66

（1）计算总传动比:i?（3）低级传动比: i3?3.33 3.7 各轴的转速、功率和转矩

700?233.33r/min 3功率：p1?pd?4?0.087?095?0.0826kw

9550p1?9550?0.0826?3.8N.M扭矩：T1?

n1233.33700?46.66r/min

转速：n2?3?5功率：p2?p1?2?3?0.078kw

9550p2?9550?0.078?15.96N.M扭矩：T2?

n246.66转速：n1?3.8 带传动的计算

（1）设计功率

由机械设计基础中（以后用表均出自本书）表13-8得工况系数

KA?1.2，故

Pc?KAP?1.2?2.2kW?2.64kW （3-7）

（2）选择带型 根据Pc?2.64kW,n1?940r/min由图13-5查得选用A型带传动。 （3）确定大、小带轮的基准直径

由表13-9知，d1应不小于75，现取d1?125mm，可得

n1940d1(1??)??125?(1?0.02)mm?308.7mm （3-8） n2373由表13-9取d2?315mm

d2?

（4）验算带速

v??d1n160?1000???125?94060?1000m/s?6.15m/s （3-9）

带速在5~25m/s之间，合适。 （5）V带的基准长度初步选取中心距

Ld和中心距a

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a0?1.5(d1?d2)?1.5?(125?315)mm?660mm （3-10）

(d2?d1)2?(315?125)2L0?2a0?(d1?d2)??[2?660??(125?315)?]mm?2024.824mm

24a024?660 （3-11） 查表13-2，取Ld?2240mm

?实际中心距

a?a0?Ld?L02240?2024.824?(660?)mm?767.588mm （3-12） 223.9 链轮的设计

链传动是通过链条将具有特殊齿形的主动链轮的运动和动力传递到具有特殊齿形的从动链轮的一种传动方式。 链传动有许多优点，与带传动相比，无弹性滑动和打滑现象，平均传动比准确，工作可靠，效率高；传递功率大，过载能力强，相同工况下的传动尺寸小；所需张紧力小，作用于轴上的压力小；能在高温、潮湿、多尘、有污染等恶劣环境中工作。 链传动的缺点主要有：仅能用于两平行轴间的传动；成本高，易磨损，易伸长，传动平稳性差，运转时会产生附加动载荷、振动、冲击和噪声，不宜用在急速反向的传动中。 （1）链轮齿数 由轴3功率P3?2.31kW，n轴3?n4?64.03r/min传动比i34?2.33查表13-12得：z1?25

大链轮齿数z2?iz1?2.33?25?58.25 （3-12） 取z2?57，实际传动比i?57?2.28 25误差远小于?5%，故允许。 （2）链条节数 初定中心距a0?40p得： Lp?2a0z1?z2pz2?z1240p25?57p57?252??()?2???()?122节 p2a02?p240p2? （3-13）

取链条节数为Lp?122。 （3）计算功率

由表13-13得：KA?1.4，故

Pc?KAP?1.4?2.31kW?3.23kW （3-14） （4）链条节距

估计链传动工作于图13-33所示曲线顶点的左侧（即可能出现链板疲劳破坏），由表13-13得

Kz?(采用单排链，Km?1.0，故

P0?由图13-33查的当

z11.0825)?()1.08?1.34 （3-15） 1919Pc3.23?kW?2.40kW （3-16） KzKm1.34?1.0n轴3?n4?64.03r/min3kW(?2.40kW)时，12A链条能传递的功率为

，故采

用12A链条，节距p?19.05mm。

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3.10 轴的设计

材料牌号 热处理 毛坯直径/mm

图3-6 轴

表3-1 轴的常用材料及其主要力学性能 硬度 抗屈服弯曲扭转许用HBW 拉点 疲劳疲劳静应

强?a 极限 极限 力 度 ??1 ??1 [??1] ?b

许用疲劳应力 [??1]

备注

45

正火 正火 回火

25

?241

170~217

162~217 156~217

?100

>100~300 >300~500 >500~750 ?200 15 30 ?60

610 600 580 560 540

360 300 290 280 270 360 550 400 400

MPa 260 150 240 140 235 225 215 270 375 280 280

135 130 125 155 215 260 260

244 240 238 224 216 260 340 260 260

173~200 160~184 156~180 150~173 143~165 180~207 208~250 155~186 155~186

应用最广泛

20Cr

调制 渗碳 淬火 回火

217~255 表面 56~62 HRC

650 850 650 650

1、轴的强度校核

（1）

求垂直面的支撑反力

Ld2?Fa?22?288N （3-17） F1v?LF2v?Fr?F1V?641?288?353N （3-18）

Fr?(2)求水平面的支撑反力

F1h=F2h=Ft=875N （3-19） 2(3)F在支点产生的反力

F1f=F?K=744N （3-20） L

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