葡萄園小型開溝機的設計【三維PROE】【含14張CAD圖紙和說明書全套】

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葡萄園小型開溝機的設計 學 生： 陳欽義 指導老師： 楊文敏 （湖南農業(yè)大學東方科技學院，長沙 410128） 摘 要：本文介紹了開溝機在我國多個行業(yè)生產中的應用及重要意義及一些國內外的發(fā)展現(xiàn)狀，并著重講解了葡萄園小型開溝機在葡萄園中應用的意義。因此本文設計葡萄園小型開溝機，它主要由柴油機、行走底盤、傳動系統(tǒng)、工作部件組成。工作部件為立式螺旋刀，其特點是結構簡單部件緊湊、動力消耗少，步行速度快，能很好地適應葡萄園作業(yè)環(huán)境，提高勞動效率。 關鍵詞：開溝機 ；挖溝機 ；園藝機械；葡萄園；工程機械 Design of Minitype Ditcher Drapery Students: Chen Qinyi Tutor: Yang Wenming (Orient Technological Institute, Hunan Agricultural Universiti,Changsha 410128,China) Abstract: This paper introduces the open ditch machine in our multiple industry production application and important significance and some domestic and foreign development present situation, an emphdtically explained vineyard small open ditch machine in the significance of the vineyards of application. Therefore this paper design vineyard small open ditch machine, it mainly consists of diesel engine, walk chassis, transmission system, working parts. Working parts for vertical screw knife, it’s characteristic is compact, simple structure parts,power consumption, walking speed, can well to vineyard operating environment, improves the work efficiency. Key words:ditching machine; Digging machines; Gardening machinery; The vineyard; Engineering machinery 1 前言 1.1 課題研究的目的和意義 葡萄是我國水果生產的重要品種，改革開放和農村產業(yè)結構的調整促進葡萄產業(yè)的發(fā)展，特別是近十年，葡萄種植面積和產量一直呈上升趨勢。據農業(yè)部資料統(tǒng)計，2002年全國葡萄栽培面積392.4千公頃萬畝，產量448萬噸，種植面積居世界第六位，產量居世界第五位，己在世界葡萄產業(yè)中占有一席之地。我國葡萄生產以鮮食為主，2008年鮮食葡萄總量為720萬噸，世界排名第二。葡萄干也是我國葡萄生產的一個重要產業(yè)，年產量14.5萬多噸，世界排名第十名。 葡萄產業(yè)的快速發(fā)展，也帶動了葡萄生產作業(yè)機具研究和開發(fā)。各類葡萄作業(yè)機具近年來相繼研發(fā)成功，并逐步推廣應用。我國葡萄生產機具的開發(fā)雖具有了一定的基礎，但與葡萄產業(yè)化發(fā)展需求還有很大差距。 開溝機是巖土定形結構施工的專業(yè)工程設備，廣泛用于通訊電纜、石油電線、農田水利以及軍事等工程建設的連續(xù)開溝作業(yè)。隨著社會經濟的飛速發(fā)展和生產機械化程度的提高，市場也迫切需要一種取代人力和通用挖掘機的專業(yè)開溝機械。 多年來，我國對專業(yè)開溝設備的研發(fā)投入不足，專業(yè)開溝設備品種單一，應用范圍狹窄，大部分開溝施工仍停留在人工開挖或使用通用液壓挖掘機挖掘層面。人工或通用挖掘機開溝，不僅施工速度慢、效率低、勞動強度大 、管理困難、費用高、且溝型成型差，尤其對較硬的土壤很難挖掘。而進口專業(yè)開溝機價格昂貴，極大制約了國內用戶的需求。 因此研制出滿足農戶需求、價格低廉的葡萄園專業(yè)開溝設備是非常必要的。 1.2 國內外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1.2.1 國外開溝機研究現(xiàn)狀 國外開溝機的發(fā)展已有六十多年的歷史，主要以美國、原蘇聯(lián)、法國、英國和意大利等國家發(fā)展較快，美國和原蘇聯(lián)是最早使用開溝機的國家。最早的開溝機為鏵式犁開溝機，然后是圓盤式開溝機。圓盤式開溝機是用一種與鏵式犁相似的無犁鏵的深溝機，開挖窄而深的溝，以圓盤式拋撒機開梯形溝。目前開溝機的主要開溝機具有兩種，一是鏈式開溝機具，用于開挖窄深溝；二是立式銑削輪機具，用于開挖深寬溝。國外開溝機的種類很多，適應各種不同施工的需要。最小的開溝機功率僅有幾千瓦，最大的功率達到1100kw，質量136t。此外根據用戶的不同需求，可在開溝機上配置諸如推土板、鑿孔器、反鏟、鋪纜器等多種工作裝置，使其適用于不同地面條件和工作環(huán)境。在較先進的挖溝機上，廣泛應用靜壓傳動、電子調平，自動功率控制等高新技術。國外專用開溝機需求量逐年增大，僅美國就有Ditch Witch,Vermeer,Case,Roccaw,Trencor Jetco,Tesmec,Cleveland和Carptal等十多家公司生產開溝機，共有一百多種。僅以以下幾家有代表性的公司產品為例說明其發(fā)展和研究狀況。 ①美國CASE 公司挖溝機。CASE公司目前有7種車型、60個系型的挖溝機，圖1、圖2為目前CASE 公司應用比較廣泛的 860和960兩種挖溝機機型。表1為CASE 公司幾種挖溝機參數。 表1 CASE 公司的幾種挖溝機參數 Tab.1 CASE ’s table several parameters ditcher 型號 參數 560 660 860 功率/k w 38 45 64 整機質量/kg 3175 4674 5761 挖溝深度/m 1.83 1.83 2.13 圖1 CASE 公司560 型挖溝機 圖2 CASE 公司860型挖溝機 Fig. 1 CASE company ditcher 860 Fig.2 CASE company ditcher 960 ②美國溝神 Ditch Witch 公司開溝機。溝神公司開溝機共有7大類50多種型號，最大開溝寬度可達15m，最大開溝深度可達8m，可在硬巖層、凍土層等各種地層條件下精確、高效的作業(yè)，適用于各種大、中、小型管道及線纜的鋪設施工。配置的管線探測儀用于探測各種地下金屬管線和非金屬管道的走向、深度位置等；鉆孔泥漿材料用于非開挖管線鋪設施工，具有優(yōu)異的冷卻、潤滑、排屑、護孔等功能，確保施工順利進行。溝神公司為測量溝渠深度，還專門研制了溝深測量儀。該測量儀可在挖溝作業(yè)中自動進行速度測量，利用裝在挖溝裝置上的傳感器監(jiān)控溝深，便于在均勻的深度上鋪設管線，實現(xiàn)開溝與測深同步進行，克服了人工測深的困難，提高了工作效率與測量的準確性。 ③ 美國 VERMEER 公司開溝機。VERMEER 公司PT系列開溝機是最新研制的系列靜液壓驅動開溝機，被廣泛應用于露天開采等多個行業(yè)。其中最新研制的RT450和RT650 型開溝機均用靜液壓驅動。VERMEER 公司以開發(fā)輪斗式開溝機見長，例如 V120、V8550、V8100 型輪胎式四輪轉向多功能開溝機（如圖3），其性能參數見表2。此類輪胎式四輪轉向多功能開溝機可以滿足各種復雜工況的要求。該類開溝機動力強勁，對于施工難度大的開溝工程特別有利。為了滿足不同開溝機要求，該類開溝機可提供6種用途的開溝配件供用戶選擇，這些配件包括開溝器、震動式犁板、后挖斗、卷纜架、回填刮板及坡石齒輪等。履帶式開溝機是專門為溝深、管徑大的大型工程項目而設計，特別適于在堅硬和施工難度大的地質條件下開溝作業(yè)。美國VERMEER 公司系列履帶式開溝機適用性強，其主要產品的技術參數如表3所示。其中V120、V8550A及V8100型履帶式開溝機如圖4，對應參數見表4. 圖3VERMEER 公司輪胎式四輪轉向多功能開溝機 Fig. 3 VERMEER tire-style multi-function steering wheel trencher 表2 Vermeer 公司輪胎式開溝機幾種開溝參數 Tab. 2 Vermeer trencher tire several soil-type parameters 型號 V1200 V8550A 單位 發(fā)動機最大轉速/r?mion 2500 2500 2500 重量/kg 3842 3185 2835 挖溝深度/cm 0-183 0-183 0-183 挖溝寬度/cm 15-46 15-46 15-46 驅動器行走模式 液壓式 液壓式 液壓式 表3 Vermeer 公司履帶式開溝機系列 Tab. 3 Vermeer trencher company tracked Series 型號 整機質量/t 功率/kw 最大挖深/m 挖寬/cm 長×寬×高/cm3 T455 10.4 93 1.8 18-61 584×239×290 T555 14.1 138 2.4 15-61 709×251×287 T558 23.6 138 1.8 15-61 1242×255×305 T655 24 136 2.4 27-66 828×246×302 T755 33.1 250.1 3 36-19 927×249×305 T855 37.2 250 3.7 41-91 1229×256×421 T955 43.5 298.3 3.7 61-107 1201×279×343 T1055 52.2 319.6 4.3 71-107 1275×279×343 T1255 90.7 448 5.5 71-122 1585×330×371 表4 Vermeer 公司履帶式開溝機幾種開溝參數 Tab. 4 Vermeer Corportion crawler trencher several parameters 型號 V1200 V8550A V8100 發(fā)動機最大轉速/r·mim-1 2100 2100 2200 重量/kg 39010 43584 30391 挖溝深度/cm 0-3.7 0-3.7 0-2.1 挖溝寬度/cm 66-91 15-31 41-61 自動控制系統(tǒng) TEC 2000.2 TEC 2000.2 TEC 2000.2 圖4 履帶式開溝機 Fig.4 Crawler trencher 1.2.2國內開溝機研究現(xiàn)狀 早在20世紀50年代，我國農田水利建設就已經應用鏵式犁開溝。鏵式犁開溝機的優(yōu)點是結構簡單、工作可靠、零部件較少，開溝深度；30～80cm；主要缺點是效率低、阻力大，有的地層要用兩臺拖拉機牽引。到了20世紀70年代中期，鏵式犁開溝機逐漸被銑拋盤式開溝機取代。銑拋盤式開溝機開溝的溝型斷面是上口寬溝底窄的倒梯形，開溝深度為0.5～1.0m，拋土速度為7～15m/s，拖拉機行走速度為50～200m/s；其主要缺點是傳動復雜、結構龐大、行走速度太底。由于當時國內拖拉機都沒有爬行檔，所以在20世紀70年代中期主要采用東方紅-75、紅旗-100等拖拉機加裝減速器、隨車變速箱完成拖拉機的改造工作。到了上世紀80年代中期，國家從國外引進了少量挖溝機，主要用于農業(yè)暗管排水工程。此后，上海拖拉機廠、無錫拖拉機廠和丹東拖拉機廠分別開發(fā)了用8-55kw拖拉機改裝的挖溝機，但由于技術性能和經濟等原因，沒有得到廣泛應用。自上世紀90年代至今，我國開溝機機型主要以螺旋開溝機與鏈式開溝機為主。犁式開溝機和雙圓盤式開溝機由于機械強度低、拖掛動力輸出小的局限，多用于施工條件較惡劣的農田工程中；而鏈斗式開溝機以及輪斗式開溝機因為機械強度大、拖掛動力輸出大的特點，多用建筑工程中；立式螺旋開溝機具有結構簡單、部件緊湊、動力消耗少，行走速度快等特點，注意用于開挖排灌溝、施肥溝等。下面例舉具有代表性的開溝器研究成果說明我國開溝設備的研究現(xiàn)狀 。 ① 1KLZ-27型螺旋開溝機（如圖5）.1987年江蘇省農機局技術中心朱新民等設計，與東風-12型手扶雨拖拉機配套使用，國內首次采用立式螺旋式開溝刀具，開溝部件為直接安裝在一根直立軸管上的兩組螺旋刀片，集立銑、軸向提升、螺旋葉片慣性拋射等原理于一身，使開溝過程中的切削、提升、拋撒一次完成。 ②IKS-100型雙圓盤開溝機。1993年由江蘇省南通市農機研究所吳建東研究開發(fā)，專門用于魚塘、水渠、水利工程施工，施工效率高且效果理想；尤其對排灌水渠的開挖施工，可將土屑均勻拋灑在溝槽兩側或把土屑堆積在溝槽兩邊形成土堤。 ③1994年江蘇省昆山市農業(yè)機械化研究所呂正灃分析并建立了立式螺旋開溝機功率消耗的計算公式，確定了開溝機前進速度、刀具轉速及主參數螺旋角等優(yōu)化設計方法；1995年曾德超從理論上分析了土粒在螺旋面上生運的條件；華南農業(yè)大學區(qū)穎剛等在1996年對鏵式開溝犁開挖菜地陡直深溝的可行性進行了研究，特別對珠江三角洲地區(qū)的菜地進行了探討。 ④1KL-100 立軸螺旋開溝機。1997年由東北農業(yè)大學工程學院韓勇俊等開發(fā)的草炭地排水專 用開溝機，采用立錐式螺旋結構，具有溝墻整齊、土垡細碎、升土、回土方便等特點。 圖 5 1KLZ-27 型螺旋開溝機 Fig. 5 1KLZ-27-type helix ditching machine 1、4．三角帶 2．附加帶盤 3．蠕栓 5 開溝器 6 螺旋刀具排檔桿 7．機架 8．開溝器撐桿 9．尾輪 l0．擋土柵 l1．括掘板 ⑤GC65G 型開溝機。1999年由天津機械研究所宗躍、耿躍海研制開發(fā)，牽引拖拉機機型號為TN-654L，發(fā)動機功率為48kw，主機額定牽引力為18KN，最小轉彎半徑為4.5m；開溝深度為1800mm，最寬為400mm，深度可通過更換開溝鏈調節(jié)；開溝鏈速度為1.8m/s或3.5m/s；回填鏟寬度為1800mm，總體尺寸為長7500mm,寬2230mm，高2860mm。 ⑥WGL180 型開溝機。2001年由天津工程機械研究院與無錫308所聯(lián)合開發(fā)，并由山東青州工程機械廠機制生產，注意為部隊施工服務。 ⑦2002年由天津工程機械研究所江創(chuàng)華開發(fā)了WG300型履帶式全液壓開溝機。該機主要由工作裝置、電器系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、排料裝置、機棚、動力裝置、分動箱、底盤、司機室和機架組成。 1.2.3 國內外開溝機發(fā)展趨勢 目前從國內外學者對開溝機的研究及其應用分析，開溝機大致有4個發(fā)展趨勢： ① 專業(yè)化。由于國家經濟的發(fā)展和開溝機工作效率高、溝型好等特點，應用開溝機的領域也越來越多。設計適應煤炭、水利、農田、城建、軍事各方面需要的新品種專業(yè)化開溝機成為未來開溝機機械領域的研究方向之一。針對不同需求設計開 發(fā)的專業(yè)開溝機有其各自的特點。以農用開溝機為例，一般農用開溝機需有良好的切草和入土能力，對土壤的翻動小，并在開溝機上安裝種肥分施部件，保證部分土壤自然回落溝底，蓋住肥料。如北京農業(yè)工程大學于麗娟設計的免耕小麥播種施肥開溝器除開溝器外，還包括輸肥管、滑刀、輸種管等結構。 ②大型化。為適應我國重大工程項目需要，開發(fā)大、中型開溝機是未來挖掘機械領域的發(fā)展趨勢。目前最大的開溝機功率達到1100kw，質量136t，開溝深1.8m、寬4.5m。為配合開溝機大型化更好的發(fā)展，整車系統(tǒng)驅動是關鍵技術，目前一般采用液壓機械式驅動或柴油電力驅動。 ③節(jié)能化。隨著國家經濟的飛速發(fā)展，大量工程機械所消耗的能源和排放無日無夜在不斷增加。為了保護人類賴以生存的環(huán)境，實現(xiàn)全球可持續(xù)發(fā)展的目標，努力達到人、設備、環(huán)境和諧統(tǒng)一，開發(fā)環(huán)保節(jié)能型產品已成為工程機械重要發(fā)展趨勢。針對開溝機的設計研究，可從以下幾方面體現(xiàn)節(jié)能理念：一是選用低油耗、低排放、低噪音、低公害的發(fā)動機，提高液壓系統(tǒng)效率和防滲漏，降低整車振動和噪聲；二是在設計中盡量采用可再生材料和低環(huán)境負荷的材料，使廢棄零部件處理的污染最小化和綜合成本的最優(yōu)化；三是應用人機工程學改善工作條件，使開溝機不僅操作簡便，而且工作環(huán)境舒適、安全，整機的控制和操縱更加趨向于人性化。 ④機電一體化。機電一體化指將機械、電子、信息處理和控制以及軟件有機地結合起來，以計算機為主要特征的自動化技術。目前國內外工程機械最顯著發(fā)展趨勢是機械的機電一體化。針對開溝機而言，在某些帶有危險性作業(yè)現(xiàn)場不適宜人工操作，可以采用無線電遠程遙控開溝機作業(yè)，例如可在開溝機上安裝模似傳感器（模式壓力、溫度和轉向角等）和數字傳感器，信號通過分析處理，由控制器控制開溝機完成調速、換擋、轉向等動作，在坡度作業(yè)開溝機可裝備帶傾斜儀的防傾翻裝置。為提高開溝機工作效率，及時對重要部件進行維修檢查，可在這些部位配置傳感器，通過監(jiān)控分析傳感器信號，進行故障預測，排除潛在故障，保證機器的正常運行，監(jiān)控的主要部件是：發(fā)動機油壓、輔助轉向泵流量、馬達轉速及流量、制動油、氣壓等。此外，運用機電一體技術，可以使人工操縱作業(yè)簡單化，能夠完成純機械操縱系統(tǒng)難以實現(xiàn)的精細操縱作業(yè)：還可根據負荷條件和開溝地質條件變化，自動調節(jié)液壓馬達轉速和發(fā)動機油門，使發(fā)動機輸出功率得以有效利用。 2 減速器總體方案的確定 總體設計的任務為擬訂設計方案，選擇動力機，確定傳動比并合理分配傳動比，計算傳動裝置的運動和動力參數，為各級傳動零件設計、裝配圖設計做準備。 擬訂傳動方案: 由于本次設計的要求是設計一種適合小型開溝機，工作環(huán)境在葡萄園。還要充分考慮開溝機應該利于移動，重量不宜過大，我們用提高傳動裝置的效率的方式，并且傳動平穩(wěn)，從而來減少能耗，降低運行費用。所以應選用傳動效率較高的鏈輪傳動進行傳動，以達到要求。在滿足功能的前提下應盡量簡化以降低費用。 2.1 傳動方案的確定 本次設計的一個重點之一就是如何正確合理的設計傳動裝置，由于本次設計是設計一種葡萄園小型開溝機，所以保證此類開溝機具有少能耗高效率的特點則顯得有為重要，再者本次設計是要求設計一種立式開溝機，那么就要改變傳動方向，在改變傳動方向的選擇上有2種方案，第一就是選用蝸輪蝸桿傳動，次類傳動具有如下特點：它是一種特殊的交錯軸斜齒輪傳動，交錯角為∑＝90°；它具有螺旋傳動的某些特點，蝸桿相當于螺桿，蝸輪相當于螺母，蝸輪部分地包容蝸桿，蝸輪蝸桿傳動比大，結構緊湊 傳動平穩(wěn)，無噪聲；具有自鎖性；傳動效率較低，磨損較嚴重 蝸桿軸向力較大，致使軸承摩擦損失較大。 由于蝸桿蝸輪傳動具有以上特點，故常用于兩軸交錯、傳動比較大、傳遞功率不太大或間歇工作的場合。第二種傳動方式是用一對圓錐齒輪進行傳動，該類傳動的特點具有斜齒漸進接觸的嚙合特點,且重合度較大,故傳動平穩(wěn),噪聲小,承載能力強;最少齒數可到5,因而可獲得較大的傳動比和較小的機構尺寸，綜合考慮到設計要求和設計特點，選用一對圓錐齒輪進行傳動效果更加。 2.2 傳動裝置的合理布置 許多傳遞裝置往往需要選用不同的傳動機構，以多級傳動方式組成，而傳動先后順序的變化將對整機的性能和結構尺寸產生重要影響，必須合理安排，本次設計采用4級傳動，先由一對皮帶齒輪從電機傳動到農夫小精靈拖拉機機體上的帶輪上，帶輪通過變速器軸把速度傳送到變速器的鏈輪上，在這有兩個運動方向，一個通過齒輪傳送到拖拉機輪胎軸上，一個通過軸傳送到小鏈輪上；小鏈輪傳送到變向減速器上的大鏈輪上；再通過一對圓錐齒輪傳送，即將橫向傳動改變?yōu)樨Q直傳動，并輸出于執(zhí)行元件。所以傳動方案如圖6, 2.3 各級傳動比的合理分配 在設計二級和二級以上的減速器時，合理地分配各級傳動比是很重要的，因為它將影響減速箱的輪廓尺寸和重量以及潤滑的條件。 圖6 傳動原理圖 Fig. 6 Transmission principle picture 2.3.1 傳動比分配的基本原則 1）各種傳動的傳動比，均有其合理應用的范圍，通常不應超過。 2）各級傳動的承載能力近于相等。 3）各級傳動中的大齒輪浸入油中的深度大致相近，從而使?jié)櫥顬榉奖恪? 4）分配傳動比時，應注意使各傳動件尺寸協(xié)調、結構勻稱，避免發(fā)生相互干涉。如設計二級齒輪減速傳動時，若傳動比分配不當，可能會導致中間軸大齒輪與低速軸發(fā)生干涉。 5）對于多級減速傳動，可按照“前小后大”（即由高速級向低速級逐漸增大）的原則分配傳動比，且相鄰兩級差值不要過大。這種分配方法可使各級中間軸獲得較高轉速和較小的轉矩，因此軸及軸上零件的尺寸和質量下降，結構較為緊湊。增速傳動也可按這一原則分配。 　 6）在多級齒輪減速傳動中，傳動比的分配將直接影響傳動的多項技術經濟指標。例如：傳動的外廓尺寸和質量很大程度上取決于低速級大齒輪的尺寸，低速級傳動比小些，有利于減小外廓尺寸和質量。 　　閉式傳動中，齒輪多采用濺油潤滑，為避免各級大齒輪直徑相差懸殊時，因大直徑齒輪浸油深度過大導致攪油損失增加過多，常希望各級大齒輪直徑相近。故適當加大高速級傳動比，有利于減少各級大齒輪的直徑差。 2.3.2 柴油機的初步選擇 根據本次設計的具體要求，要求輸入的功率在4KW~9KW的范圍內，所以初步選定柴油機為8.8KW型號為常柴Lh2，其轉速在2400r/min。 3 螺旋開溝刀具結構設計 3.1 開溝機刀具總體結構要求 立式螺旋開溝機開挖的溝型要求如圖12，要求開溝機作業(yè)速度范圍為2000m/h。 圖7螺旋開溝機型示意圖 圖 7 螺旋開溝機溝型示意圖 Fig.7 Schematic diagram of spiral-type trencher institutions 具體設計要求如下： ①開溝機主車體為農夫小精靈手扶拖拉機。 ②開溝器直接安裝在聯(lián)軸器位置，用鏈輪連接減速器動力輸出軸輸出動力。 ③開溝器結構簡單、緊湊，便于制造維修，使用簡便。 ④溝形成型好，溝底土屑殘留少，生產效率高。 ⑤適宜葡萄園工作環(huán)境。 3.2 開溝刀具參數設計 立式螺旋開溝器的設計參數分為結構幾何參數和運動參數。結構幾何參數包括螺旋面直徑R、圓錐體高度、土壤外運螺旋角、螺旋圓內半徑r、犁鏟切削刃和溝壁切削刃形狀等。運動參數包括機具前進速度和螺旋刀具轉速等。 3.2.1 開溝刀具結構幾何參數確定 根據土壤特性分析結論，為避免土壤過上邊線掉落，工作高度比實際溝深 大，取 = （1.2 ～ 1.3） （2-1） 取工作部件總高度為350mm。根據溝型要求，螺旋刀具螺旋面外徑為：50mm，螺旋體內徑為：30mm。為了方便排土，刀具需要高出溝邊一定距離，這里選取圓柱體高度400mm。以上參數R、r、根據溝型要求、土壤參數等都可確定，唯一需要選擇的是螺旋角。螺旋角的選取是降低開溝機功耗、提高生產率的關鍵。 當開溝機前進速度一定，拋土動量與螺旋角的正切比例增長，當角過大、切削刃過陡時，不利于土壤升運，消耗增加，開溝效率降低。為減少輸土功耗，應選取較小的值。但角過小，將導致拋土距離太近形成溝邊壅土和回土，消耗增加。一般螺旋角取50°～ 70°。根據前人設計經驗初步選取=63°。螺旋刀具幾何參數如表7所示。 表 5 螺旋刀具幾何參數 Tab.5 Geometric parameters of spiral cutter 幾何參數 數值 R 50mm 350mm r 30mm 63° 螺旋開溝器挖溝時，螺旋刀具在主機帶動下，沿前進方向在溝中破土，開溝器按溝型要求開挖出兩側溝坡，底部犁鏟切割土壤，形成溝底。刀具在破土同時通過自身旋轉生產的離心力升運并拋出土壤。為支撐整個開溝器并防止土屑回落，可在刀具切土背面安置擋泥板。以保證土壤被提示且拋向溝的兩側。開溝器提升、放平等動作由安裝架繞托架旋轉完成。由于在開溝過程中，刀具會受到沖擊載荷的影響，故選擇應能承受較大徑向載荷和單向載荷角接觸球軸承。刀片材料選用65Mn鋼刀片。65Mn鋼強度高，淬透性較大，脫碳傾向小，適宜制成農機零件。 3.2.2 開溝刀具運動參數設計 （一）刀具轉速研究 立式螺旋開溝器刀具為雙螺旋結構，在螺旋挖溝中，土塊依靠刀具旋轉時產生的離心力甩到葉片外側出送上來。當轉速過低，刀片切下的土塊被后面上來的土塊推動，在葉片摩擦力和自身重力作用及后面上來的土塊的擠壓作用下，機具易發(fā)生阻塞和葉片變形，使開溝部件阻力增大。當轉速過高，被切下的土塊在離心力作用下壓向坑壁，坑壁對土塊產生阻止其旋轉的摩擦力，使土塊的角速度小于螺旋面的回轉角速度，該摩擦力引起土塊沿葉片向上加速滑動；土壤在螺旋葉片作用下向上移動時機具的轉速對土塊輸送有直接影響。因此，螺旋刀具的轉速為關鍵技術參數，需計算滿足要求的最小轉速，即臨界轉速。 轉速較低時，切下的土屑離心慣性力小，孔壁對土屑的摩擦力不足以使土屑與葉片之間產生相對運動，土屑不能上升，只能隨葉片旋轉。隨著轉速的增大，孔壁對土屑的摩擦力也增大，當轉速超過某一臨界值后，孔壁對土屑的摩擦力足以使土屑和螺旋葉片之間產生相對運動，土屑就會上升。這一轉速的臨界值稱為臨界轉速。與此同時，刀具轉速還需滿足排土臨界轉速。排土臨界轉速指土壤紫葉片上不被擠壓而順利派出所需的最低轉速。 （1） 理想化假設 為便于分析土壤運動和受力關系，現(xiàn)做如下假設： ① 在刀具切割土壤的過程中，土壤顆粒不僅作上升運動，而且新切下的土壤會將刀片上的土粒向圓錐軸心擠壓，若考慮由此引起的徑向力，則分析計算過于復雜，因此忽略徑向運動及由此產生的徑向力。 ② 為能夠同時考慮葉片與坑壁對于土壤微粒的作用，忽略土壤間擠壓力，在計算時假設土壤顆粒足夠大，并作用在外螺旋線上。 ③由于開溝過程中開溝機前進速度較低，因此在研究刀具旋轉運動時忽略車體前進速度，簡化計算。 ④忽略螺旋底面與土壤、土壤與土壤之間的摩擦力。 （2）模型建立 ①力學模型的建立。以螺旋葉片上土壤單元體為研究對象。當螺旋刀具以臨界轉速旋轉時，被切下的土壤單元體雖螺旋葉片一起旋轉，由于離心力作用，單元體被甩向坑壁，單元體接觸坑壁后，土壤在坑壁摩擦力作用下轉速減小，并沿螺旋葉片向上加速運動。在土塊即將上升時，加速度為零，處于臨界狀態(tài)。此時土壤單元體在以下幾種力的作用下平衡：重力mg；慣性力，方向指向坑壁；坑壁對土壤單元體的法向反作用力;坑壁對土壤單元體的摩擦力=（為土壤單元體與孔壁間的摩擦系數）方向與螺旋刀具轉動方向相反，土壤單元體沒有上升運動，其方向與水平面夾角為零；螺旋刀片對土粒的支撐力N，方向垂直于葉片向上；螺旋葉片對于土壤單元體的摩擦力，方向與葉片平行向下。如圖8、圖9所示。 土壤單元體在上升過程中的運動軌跡是變導程螺旋線。圖14為土壤單元體在臨界狀態(tài)，在三種力的作用下處于動平衡：重量mg、坑壁作用于土壤單位體的摩擦力、螺旋面作用在土壤單元體上的全反力。 結合圖8、圖10所示，刀具以角速度旋轉，土壤單元體在外螺旋線R處隨葉片一起旋轉，車體前進速度為，在摩擦力作用下土塊以速度沿螺旋刀片加速向上運動（此時研究的是一般狀態(tài)，不是臨界狀態(tài)）。是葉片對土壤單元體水平方向的作用力。與的合力為是土壤單元體運動的絕對速度。是絕對速度在豎直方向的絕對分量，表明土壤單元體以速度向上運動。 圖 8 俯視土壤單元體臨界狀態(tài)作用力 Fig. 8 unit that overlooks the critical state soil force 圖 9 側視土壤單元體臨界狀態(tài)作用力 Fig. 9 Side View of soil critical state force unit ②運動學模型的建立。側視土壤單元體速度分解圖如圖9 圖 10 側視土壤單元體速度分解 Fig. 10 Side decomposition rate of soil unit （3）臨界轉速計算分析 根據相關文獻研究結果并結合上訴分析，可知臨界狀態(tài)時刀具滿足如下關系： = = （3-2） 將 = 代人式（3-2）可得臨界轉速公式 = （3-3） 式中： R ── 溝孔半徑 ，R =0.050m； ── 鉆屑與孔壁之間的摩擦系數，=0.268； ── 螺旋葉片外徑處的螺旋升角，= 27.6°； ── 土屑與螺旋葉片之間的摩擦角，即摩擦系數的反正正切，具體參數見表9；摩擦系數為0.58～0.75；取==30°。 表 6 土壤摩擦系數 Tab. 6 Soil friction coefficient 土的名稱 內摩擦系數 對鋼鐵表面的摩擦系數 砂 0.58-0.75 0.73 干粘土 0.58-0.75 0.58-0.75 小塊礫石 0.58-0.75 0.68-0.83 濕粘土 0.18-0.42 0.30-0.60 水泥 0.73 0.84 碎石 0.58-0.75 0.84 將螺旋刀具參數代人式（3-3）則有 = 324r/min。根據土壤物理特性對開溝器性能影響分析，實際轉速n=1.3 = 421r/min。 （4）排土臨界轉速 排土轉速指不使土壤在葉片擠壓而阻塞、順利排出所需的最低轉速，即 = （3-4） 式中：g ── 重力加速度，9.8m/ r ── 螺旋鉆桿中心管半徑，0.003m。 則排土轉速計算為n=124r/min。綜合分析臨界轉速及排土臨界轉速，可知：只有當螺旋刀具的轉速和臨界轉速時，即n421r/min,才能保證土壤被切削后能沿螺旋葉片排出而不會擠壓阻塞；參考實際情況，刀具的最終轉速確定為350r/min。 （二）開溝刀具功率消耗特性 立式螺旋開溝機的結構和工作方式，決定其功率消耗分為三個部分：挖掘功耗、輸送功率及土體加速和拋散功率。 （1）挖掘功率 挖掘功耗開溝機螺旋刀片挖掘土壤所消耗的功率。螺旋刀具切削土壤受力分析可以參考如圖17所示的錐螺旋分析。 圖11 挖掘土壤時刀具受力分析 Fig.11 When digging the soil mechanical analysis tool 圖11 將刀具簡化為錐螺旋線，o為刀具軸線，為刀片與螺旋軸線的夾角。刀片在挖掘土壤時，土壤對它的兩個作用力分別為法向力F和平行于刀片的徑向F。 在螺旋刃面正前方土壤由于受螺旋面擠壓作用而發(fā)生破壞，作用在微段ds的挖掘阻力距dM=（Fcos + Fsin ）R,由參考文獻可知： F=2Cttan（45+）dS （3-5） F= F tan 式中： ── 土壤與金屬的外磨擦角，取=30°； t ── 刀具每轉平均進刀刀量，0.5m。 由式（3-5）可得整個刀具達到挖掘阻力矩為： = （3-6） 式中： ── 刀軸的空間夾角（螺旋角）， = 63.0° C ── 土壤內聚力系數， N/， C = 20660 N/； ── 土壤內摩擦角， = 45° R ── 至刀軸中心的平均距離，即平均半徑，50mm； ── 參與掘土的刀刃全部長度， 20m。 ①平均進刀量t。平均進刀量t是刀軸每點進刀量的平均值，即有： = （3-7） 式中: ── 螺旋刀進給速度，5m/s ── 刀具轉速，350r/min ②半徑R。螺旋線參數方程為： （3-8） 式中： R ── 螺旋圓柱外徑，50 mm n ── 時間 ── 165 ── 0.6 ③螺旋刃面微段。由對數螺線方程可直接導出： = （3-9） ④實際挖土阻力矩。由于刀具有一半參與挖土上，因此它的挖土阻力矩只是整個刀具阻力矩的一半，因此有： （3-10） ⑤挖掘功率。將式 （3-7）、（3-8）、（3-9）、（3-10）代人式（3-6）有： = （3-11） 式中： ── 對數螺旋刀刃切土部分對應的總轉角，，設為= 則 螺旋刀具挖掘功耗為3213.45W。 （2）輸送功耗 輸送功耗指土體被削后，克服各種阻力并能順利排出所消耗的功率。輸送功耗包括土壤克服重力做功、土塊克服周圍土壁摩擦后的功耗及上升土體與刃面摩擦后的功耗等。 ① 克服重力做功。如圖 12 所示， 土壤微塊由底面上升至頂上升到頂部所消耗的功率為： （3-12） 因此，重力做功為： （3-13） 式中： ── 土塊克服重力功耗，W； ── 土壤密度，， = 2740 kg/m； ── 螺旋刃口頂徑處，m， =1.664m； ── 螺旋刃口底徑處值，m，=1.378m. 將數值代人式（3-13），則有=1498.2W。 圖 12 刀具每轉切土量 Fig. 12 For each tool to cut the volume of soil ②土塊克服周圍土壁摩擦功耗。如圖13所示，土塊沿傾角為螺旋刀具上升時，上升土塊在錐面的運動路線是螺旋角為的正旋對數螺旋線，土塊在離心力作用下與周圍土壁發(fā)生相對運動所受的摩擦（為土體垂直刀軸分速度m/s），微塊克服周圍土壁的摩擦功耗為： （3-14） 式中： ， 微小土塊沿錐螺線運行至出口處弧長，m。 則土塊克服土壁摩擦的功耗為： = （3-15） 式中： ── 土塊克服周圍土壁功耗，W； ── 對數螺線對應的總轉角， 60 ; ── 土壤沿土壁運行路線為一螺旋角等于的正旋對數螺旋線， = 90°- + = 90°- 63°+ 30°=57°代人（3-15），則有=61.44W。 圖 13 土粒運動與受力分析 Fig. 13 Soil movement and force analysis ③上升土體與刃面摩擦功耗。單元體在克服與土壤摩擦的同時，還與螺旋刀刃產生摩擦阻力，用表示。假設土壤單元體dm，刀刃對土壤的支承力與摩擦系數的乘積等于摩擦阻力。即： （3-16） 微塊克服刃面摩擦功耗為： （3-17） 則有: （3-18） 式中： ── 土壤外摩擦系數，取=0.6； S ── 微小土塊沿螺線刀刃運行至出口處的弧長，50m。 代人式（3-18），有=25.25W。 總輸送功耗：=++= 1584.77W。 （3）土塊加速與拋散功耗。 土塊加速與拋散的功率消耗可理解為等于土體單位時間內的出口動能，因此計算出口動能就可知土體加速與拋散消耗功率。更具物理學可知，動能公式為W=1/2(其中用設計生產率表示土塊質量m，土塊出口速度為 ,其中 是土塊出口時的平均軸向分速度， 是土塊拋出時的圓周速度.即有： （3-19） 式中： ── 設計生產率，kg/s, Q=19kg/s； ── 刀具出口處半徑，R = 50 mm； K ── 生產率降低系數，K=0.3。 則計算得到 = 74.4W。 3.3 螺旋開溝刀具結構結論 刀具為雙螺旋變導程結構，螺旋角為63°。刀具外緣加工成鋸齒形狀。螺旋刀片高度為350mm。經過以上的設計計算分析，得出開溝刀具的總功耗和總扭矩：總功耗為 ： =++=4785.65 總扭矩為： M=9549xN/n=146.5 N?m 4 螺旋開溝機結構設計計算值 4.1 總體方案的設計 葡萄園具體環(huán)境為：行距為2500mm，溝型距葡萄藤為250.葡萄架高為1800mm。考慮到葡萄園的具體作業(yè)環(huán)境，本設計決定采用螺旋開溝刀具。動力通過農夫小精靈的動力輸出軸輸出轉速為1230r/min，經過小鏈輪傳動到刀架上的大鏈輪，在由大鏈輪通過變向錐齒輪減速器；最后再由錐齒輪軸的下端通過聯(lián)軸器將動力傳送到刀具上進行開溝作業(yè)，傳遞示意圖如圖14.由第二、三部分設計可以得知刀具轉速約為350r/min，總傳動比定為4.4，鏈輪傳動比定為2.14，錐齒輪減速器選用傳動比約為1.86商用錐齒變向減速器的SPL55型。在刀具后面有擋泥板，其高和刀具一樣，用45號鋼的鋼板焊接成型，在板底部彎成有個L型，是為了擋土屑掉回溝里。尾輪安裝在尾輪架上。 圖 14 動力傳遞圖 Fig.14 Momentum transfer 考慮到作業(yè)的實際環(huán)境，本設計的刀具安裝架采用拆卸式，當開溝機不作用時，刀具安裝架可以拆卸下來，這樣，農夫小精靈手扶拖拉機就可以用作它用，提高了機具的使用效率，節(jié)約了用戶的開支。 4.2 主要零部件的設計 本設計的零件設計均采用軟件版機械設計手冊通用程序進行計算和驗算。 4.2.1 鏈輪設計及其參數 鏈輪由輪齒、輪緣、輪輻和輪轂組成。鏈輪設計主要是確定其結構和尺寸。選擇材料和熱處理方法。 （1）選擇鏈齒輪數、和確定傳動比 一般鏈輪齒數在17～114之間。傳動比按下式計算 = = （4-1） 式中： 為主動軸轉速1230r/min，為從動軸轉速547.766r/min，= 2.14可得為21，為45.并且材料為45號鋼。 (2) 計算當量的單排鏈的計算功率 根據鏈轉動的工作情況，計算功率 = (4-2) 式中： ── 工況系數； ── 主動鏈輪齒數系數； ── 單排系數為1； ── 傳遞的功率，kW。 則計算出= 2.82kW。 （3）確定鏈條型號和節(jié)距 鏈條型號根據當量的單排鏈的計算功率和主動鏈輪轉速可取A10型號，然后可知為15.875. （4）鏈輪的基本參數和主要尺寸的計算 = （4-3） = （4-4） （4-5） （4-6） （4-7） 式中：p為鏈條節(jié)距，z為鏈輪齒數，d為分度圓直徑，為齒頂圓直徑，為齒根圓直徑，齒高，最大軸凸緣直徑為，算出結果如表10。 （5）計算鏈速，確定潤滑方式 = （4-8） 由式中得為6m/s，可選擇油池潤滑或油盤飛濺潤滑。 （6）鏈輪的主要參數餓幾何尺寸見表7 表 7 鏈輪設計數據 Tab.7 Pulley design data 名稱 數值 單位 傳動功率P1 4.7 Kw 主動軸轉速n1 1230 r/min 從動軸轉速n2 547.766 r/min 傳動比i 2.14 設計功率Pd 5 Kw 小鏈輪齒頂圓直徑da 110 mm 小鏈輪分度圓直徑 106 mm 鏈條節(jié)距p 15.875 小鏈輪齒根圓直徑df 100 mm 大鏈輪齒頂圓直徑Da 234 mm 大鏈輪分度圓直徑 228 mm 大鏈輪齒根圓直徑Df 224 mm 小鏈輪齒高ha 3 mm 大鏈輪齒高Ha 4.8 mm 鏈速v 6 m/s 單鏈傳遞的功率 2.82 kw 傳動比i≠1的功率 0.46 kw 小齒數z1 21 大齒數z2 45 名稱 數值 單位 實際軸間距a 434 mm 單鏈的預緊力 900 N 確定的最大軸凸緣直徑Dg 212 mm 確定的最大軸凸緣直徑dg 90 mm 齒寬bf 8 mm 4.2.2 鏈輪軸的設計過程 （1）軸的總體設計信息如表8 表8 軸總體設計數據 Tab.8 Axis design data 名稱 數值 單位 軸的轉向方式 單向恒定 軸的工作情況 無腐蝕條件 軸的轉速 575 r/m 功率 4 kw 轉矩 66434.78 N·mm 材料牌號 45調質 硬度（HB）：230 抗拉強度 650 屈服點 360 彎曲疲勞極限 270 扭轉疲勞極限 155 許用靜應力 260 許用疲勞應力 180 (2)確定軸的最小直徑如表9. 表9 確定軸最小直徑數據 Tab.9 To determine the minimum diameter of shaft data 名稱 數值 單位 A值剪應力范圍 115 許用剪應力范圍 30～40 MPa 最小直徑的理論計算值 21.95 mm 滿足設計的最小軸徑 22 mm (3)彎曲應力校核如表10 表 10 彎曲應力校核數據 Tab.13 Bending stress calibration data 名稱 數值 單位 危險截面的x坐標 180 mm 直徑 25 mm 危險截面的彎矩M 120 N·mm 扭矩T 120 N·mm 截面的計算工作應力 -9.22 許用疲勞應力 180 (4)安全系數校核如表11 表11 安全系數校核數據 Tab.11 Calibration factor of safety data 名稱 數據 單位 危險截面的x坐標 170 mm 直徑 25 mm 危險截面的彎矩M 120 N·mm 扭矩T 146 N·mm 有效應力集中系數 2.05 扭轉作用 1.55 截面的疲勞強度安全系數S 1129.89 許用安全系數 2.0 結論：170mm處疲勞強度校核通過 （5）臨界轉速計算如表12 表 12 臨界轉速計算數據 Tab. 12 Calculation of critical speed data 名稱 數值 單位 當量直徑dv mm 軸截面的慣性距I 654605.89 mm 支承距離與L的比值 0.47 軸所受的重量 400 支座形式系數1 9.0 軸的一階臨界轉速ncr1 24934.97 r/min 5 設計總結 經過幾個月的努力，總算完成了葡萄園小型開溝機的設計，經過實地考察，方案確定和設計計算驗證，本次設計的開溝機具有如下優(yōu)點：適用于葡萄園中施肥、澆溉、埋根