巨菌草切割試驗臺刀具設計

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Origin in North Africa, Fujian province by JUNCAO Research Institute of Forestry University researcher Lin Zhanxi introduction breeding success, in a large area of China. This is a suitable for tropical, subtropical, temperate growth and artificial cultivation of high yield and quality of grass. But the current domestic existing grass cutting device is not much, for the needs of the market, this article mainly from the in-depth understanding of giant JUNCAO according to the design of a reasonable grass cutting machine. The main research contents and results are as follows:First, analysis of the harvester cutting device and JUNCAO working principle, the structure design method is studied, based on the structure of the device and JUNCAO harvester cutting, finds out the main factors affecting the cutting performance of the cutting device in the design process, the design of cutting device is reasonable, the key parts of the cutting device is designed.Secondly, according to the actual condition of cutting device was analyzed using finite element analysis software, the grass cutting machine static stress variation, the results of the analysis, through the analysis and optimization of the data, improve the unreasonable structure.Finally, the existing problems in design are summarized. The structure of cutting device provides a theoretical basis for further improvement.Key words: grass harvester, cutting device, design, analysisType of thesis: Applied Research第一章 緒論1.1 課題來源2009年福建省政府決定開展菌草產(chǎn)業(yè)發(fā)展試點工作,下發(fā)了閩政辦200982號文件,扶持菌草業(yè)積極穩(wěn)妥發(fā)展,使菌草業(yè)發(fā)展能跨入一個新階段。1.2 研究的目的及意義食、藥用菌產(chǎn)業(yè)是福建省農(nóng)業(yè)發(fā)展的重點之一,隨著農(nóng)產(chǎn)品的質(zhì)量安全,生態(tài)環(huán)境保護,節(jié)能減排要求的不斷提高,2009年福建省政府決定了開展菌草產(chǎn)業(yè)發(fā)展試點工作,下發(fā)了閩政辦200982號文件,扶持菌草業(yè)積極穩(wěn)妥地發(fā)展,使菌草業(yè)發(fā)展能跨入一個新階段。為了菌草的快速開發(fā)和利用,我們對菌草的切割方面作了一些探索，主要以巨菌草的切割為例作為研究對象。1.3 菌草的生長特性巨菌草：隸屬于被子植物門，單子葉植物綱，禾本科，狼尾草屬。原產(chǎn)地是在北非，由福建省農(nóng)林大學菌草研究所所長林占熺研究員引進，進行了改良培育，并且在中國大面積獲得成功。這是一種適宜在熱帶、亞熱帶、溫帶生長且適合人工栽培的高產(chǎn)優(yōu)質(zhì)菌草。巨菌草在溫度適宜的地區(qū)為多年生植物。植株高大，抗逆性強，產(chǎn)量高，粗蛋白和糖分含量高，直立、叢生，根系發(fā)達。在福建、江西等省生長半年，莖粗可達2.5厘米，節(jié)間長915厘米。巨菌草光合作用與蒸騰作用之比較低，因此，巨菌草的生長除需要高溫外，還需濕潤的土壤條件。巨菌草能耐受短期的干旱，但不耐澇。土壤方面，宜選擇土層深厚，水源較充足的地方。巨菌草系多年生禾本科直立叢生型的植物,具有較強的分蘗能力。近年來研究表明在不同生態(tài)環(huán)境下種植示范，其產(chǎn)量、干物質(zhì)、粗蛋白、粗脂肪等主要經(jīng)濟技術(shù)指標都保持了較高的水平，是一種高產(chǎn)優(yōu)質(zhì)的刈割型牧草。1.4 研究思路巨菌草的力學性能指標體系有：軸向拉伸強度、徑向拉伸強度，軸向壓縮強度、徑向壓縮強度、面內(nèi)剪切強度、軸向彈性模量、徑向彈性模量、主泊松比和剪切彈性模量等。研究思路為：(1)設計計算切割機各個結(jié)構(gòu)所需的合理數(shù)據(jù)。(2)在已設計合理的切割機的基礎上，建立切割機切割巨菌草的系統(tǒng)仿真模型。1.5 研究內(nèi)容和方法1.5.1 研究內(nèi)容（1）收集菌草特性及切割機械設計制造的相關理論基礎知識；（2）提出菌草切割機設計方案,并作方案比較，確定總體方案及相關參數(shù)；（3) 完成菌草切割機的主要機構(gòu)設計；（4) 切割參數(shù)選擇；（5）繪制圖紙并完成設計說明書。1.5.2 研究方法搜集有關設計物件的現(xiàn)實狀況或歷史狀況的材料。通過書籍或網(wǎng)絡查找相關的文獻資料，并進行整理。通過走訪向農(nóng)業(yè)生產(chǎn)人員了解相關情況做最符合生產(chǎn)應用的設計。搜集國內(nèi)外相關類似的切割機的設計經(jīng)參考比較做出最符合我們所需要的切割機。1.6 本章小結(jié) 本章主要介紹了課題的來源、意義和目的，分析了國內(nèi)外相關領域的研究現(xiàn)狀，明確了課題的研究內(nèi)容、方法和技術(shù)路線。第 2 章 切割裝置的結(jié)構(gòu)設計2.1 切割機整機的機構(gòu)分析1電機 2導軌 3刀盤 4工作臺 圖 2-1 整機結(jié)構(gòu)簡圖工作臺在直線導軌上左右移動來實現(xiàn)菌草的切割過程，豎直導軌控制切割裝置的上下移動來實現(xiàn)不同部位的切割。22 切割機系統(tǒng)運動方案選擇現(xiàn)代機器一般都是由動力機，傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構(gòu)三部分組成。由于設計的多解性和復雜性，在選擇機械系統(tǒng)的運動方案時，我們需要考慮的除滿足基本的功能要求以外，還需要遵循幾項原則。（1） 滿足使用要求（2） 滿足工藝要求（3） 滿足經(jīng)濟要求2.2.1動力機選擇1） 動力機類型選擇常用動力機的類型和特點見表2-1.在設計機械系統(tǒng)時，我們在選用動力機的形式的時候，主要遵從以下幾個方面方面，然后進行分析比較：（1）分析工作機械的負載特性和要求。其中包括我們的工作機械的載荷特性、工作制度、結(jié)構(gòu)布置以及工作環(huán)境等。（2）分析動力機本身的機械特性。包括動力機的功率、轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速等特性和動力機所能適應的工作環(huán)境。應使動力機的機械特性與工作機械的負載特性相匹配。（3）進行經(jīng)濟性的比較。當同時可用多種類型的動力機進行驅(qū)動時，我們就可以從經(jīng)濟性方面來比較出更經(jīng)濟實惠適合我們的動力機，包括能源的供應和消耗、動力機的制造、運行和維修成本的對比等。除了上述三方面外，有些動力機可能還存在對環(huán)境的影響較大，出于環(huán)保要求，所以對污染性較大的動力機的選擇還要考慮對環(huán)境的污染， 其中包括噪聲污染、振動污染和空氣污染等。 表 2-1 常用動力機的類型和特點類型功率驅(qū)動效率調(diào)速性能結(jié)構(gòu)尺寸對環(huán)境影響其他電動機較大高好較大小可滿足不同類型機械的工作要求液壓馬達大較高好小較大易漏油，影響工作效率氣動馬達小較低好較小小工作穩(wěn)定性差，噪聲大內(nèi)燃機很大低差大大需要的燃料要求高，結(jié)構(gòu)復雜綜上所述，根據(jù)比較我們采用電動機為切割機的動力機。2） 電動機選擇（1）選擇電動機的類型選擇電動機的類型主要根據(jù)工作機械的工作載荷特性，是否有沖擊，過載的情況，調(diào)速的范圍，起動、制動的頻繁程度以及電網(wǎng)供電的狀況等。由于直流電動機需要的是直流電源，直流電源的要求高，相比較而言，田間工作的切割機，使用交流電會比較方便，而且直流電動機結(jié)構(gòu)復雜，價格也會較高。因此我們采用交流電動機，因為切割工作一般在室外田地間，所以采用三相異步電動機。綜合考慮，我們選用Y系列電動機，其具有高轉(zhuǎn)矩、高功率、高效率因數(shù)的優(yōu)點，且過載能力強，適用于我們這種要求起動力矩大的切割機。（2）選擇電動機的功率標準電動機的容量用額定功率表示。要求電動機的額定功率應該等于或者稍大于工作要求的功率。如果容量小于電動機的工作要求，則可能無法保證工作機的正常運行，或者有可能會導致電動機長期處于過載、發(fā)熱大而過早損壞；但是容量如果過大的話，那么成本就會相應的增加，并且會因為功率和功率因數(shù)的變低而造成過度的浪費。菌草切割機要求額定功率稍大，經(jīng)過篩選，我們采用額定功率為3KW的型號為Y100L1-2的電動機作為我們的動力機。（3）選擇電動機的轉(zhuǎn)速同一功率的電動機中，電動機的轉(zhuǎn)速越高，磁極則越少，尺寸、重量也越小，價格也相對越低，但傳動裝置的總傳動比要增大，傳動級數(shù)增多，且尺寸及重量增大，從而使成本增加。低轉(zhuǎn)速電動機則相反。查機械設計課程設計手冊表12-1得到Y(jié)100L1-2的同步轉(zhuǎn)速為3000r/min。2.2.2執(zhí)行機構(gòu)設計執(zhí)行機構(gòu)是指最接近被作業(yè)工件的一端的機械系統(tǒng)，其中接觸作業(yè)工件或執(zhí)行終端運動的構(gòu)件稱為執(zhí)行機構(gòu)。常用的機構(gòu)類型有一下幾種： 表 2-2 常用機構(gòu)的功能特點機構(gòu)類型功能特點連桿機構(gòu)由主動件的轉(zhuǎn)動變?yōu)閺膭蛹霓D(zhuǎn)動、移動、擺動，可以實現(xiàn)一定軌跡、位置要求；運動副為面接觸，承載能力大，但平衡困難，不適宜高速凸輪機構(gòu)由主動件的轉(zhuǎn)動變?yōu)閺膭蛹娜我膺\動規(guī)律的位移、擺動。但行程不大；運動副為高副，不適宜重載齒輪機構(gòu)由主動件的轉(zhuǎn)動變?yōu)閺膭蛹霓D(zhuǎn)動或移動；功率和速度范圍大；傳動比準確可靠撓性件機構(gòu)包括帶、鏈、繩傳動；一般主動件的轉(zhuǎn)動變?yōu)閺膭蛹霓D(zhuǎn)動；可實現(xiàn)大距離傳動；帶傳動傳動平穩(wěn)，噪聲小，有過載保護；鏈傳動瞬時傳動比不準確考慮到切割機是在室外作業(yè)，且需要的轉(zhuǎn)速和功率偏大，所以我們采用齒輪機構(gòu)作為菌草切割機的執(zhí)行機構(gòu)。2.2.3傳動方案設計傳動方案機構(gòu)簡圖如下：1電動機；2聯(lián)軸器；3減速器；4刀具 圖 2-2 傳動方案機構(gòu)簡圖我們采用齒輪傳動裝置，齒輪傳動平穩(wěn)性較直齒輪好，傳遞相同的轉(zhuǎn)矩時，雖然結(jié)構(gòu)尺寸較大，但傳動平穩(wěn)，能緩沖吸振，因此，適合切割機這種高速級的機器。2.3 切割裝置的結(jié)構(gòu)和功能分析 目前切割機的切割裝置主要有以下幾種形式： 1、 往復式切割裝置，該型式的切割器具有很好的適應性和通用性，工作穩(wěn)定，但是往復運動過程中有很大的慣性，切割器振動及噪音都很大、切割速度為減速循環(huán)、動能損失大。 2、循環(huán)式切割裝置，該型式的切割器雖然雖然無慣性，割臺振動及噪音小，但是成本較高、應用很少。 3、圓盤式切割裝置，該型式的切割器具有結(jié)構(gòu)簡單、運動平穩(wěn)、工作可靠、切割速度高、切割能力強、可與地面成角度入土切割。研究表明，圓盤式切割裝置更適合切割類似菌草這種莖稈類植物，而且等滑切角刃線刀片的切割質(zhì)量較同類圓盤切割刀片有明顯優(yōu)勢。切割平穩(wěn)、功率損耗低等。所以我們采用圓盤式切割裝置。圖如下： 圖2-3 刀盤2.4 切割裝置結(jié)構(gòu)設計方案的確定2.4.1 刀軸的設計 圖 2-4 刀軸切割機的刀軸是受彎矩和扭矩聯(lián)合作用的構(gòu)件，如圖所示的刀軸左端為聯(lián)軸器，有段安裝刀盤，可以看出危險截面在刀軸的中間部位。對于圓形軸截面來說，刀軸上所受的彎曲應力和扭轉(zhuǎn)應力分別為= (2-1)= (2-2)式中：M、T 刀軸所受的彎矩和扭矩，Nm；W、Wt抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)，m3。M= (2-3)T=M (2-4)W= (2-5)Wt= (2-6)M的值與T值相等為9.549Nm,W為2154.0410-9m3,Wt為4308.0810-9m3，則得出=4.4MPa，=2.2MPa。25本章小結(jié)本章主要介紹切割機系統(tǒng)的總體設計和一些結(jié)構(gòu)器件的選擇。第三章 傳動裝置主要零件設計3.1錐齒輪的設計計算3.1.1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用錐齒輪傳動。2）主要控制切割裝置上下移動，要求速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）3）材料選擇。由機械設計表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=424=963.1.2按齒面接觸強度設計1）由設計計算公式進行試算小齒輪分度圓直徑，即d1t （3-1）（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T1=9.55103Nmm （3-2）由機械設計表10-7選取齒寬系數(shù)R=0.3。由機械設計圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.5由機械設計表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。計算疲勞許用應力H。由機械設計圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa。計算應力循環(huán)次數(shù)為：N1=60n1jLh=6030001(2830015)=12.96109 (3-3)N2=3.24109 (3-4)由機械設計圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90；KHN1=0.95。取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，則：1 = =540 (3-5)2= =523 (3-6)取1和2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即=2=523Mpa（2） 試算小齒輪分度圓直徑d1t (3-7)= mm=36.124mm2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑（1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度vdm1=d1t(1-0.5R)=36.124（1-0.50.3）=30.7054mm (3-8)vm=m/s=4.82m/s (3-9)當量齒輪的齒寬系數(shù)d計算齒寬bb=Rd1t=0.336.124=44.021mm (3-10)d=b/dm1=44.021/30.7054=1.434 (2)計算載荷系數(shù)KH由機械設計表10-2查得使用系數(shù)KA=1；根據(jù)vm=4.82m/s，7級精度，由機械設計圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.173；直齒錐齒輪輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù)1；由機械設計表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪懸臂時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.345。故實際載荷系數(shù)KH=KAKH=11.17311.345=1.58 (3-11)（3）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1=d1t=36.124=38.55mm (3-12)相應的齒輪模數(shù)mm=1.61mm (3-13)3.1.3按齒根彎曲疲勞強度設計由機械設計得彎曲強度的設計公式為 （3-14）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選KFt=1.3計算由分錐角1=arctan（24/96）=14.036與2=90-14.036=75.964，可以得出當量齒數(shù)zv1=z1/cos1=24/cos(14.036)=24.74，zv2=z2/cos(75.964)=396.69。由機械設計圖10-17查取齒形系數(shù)得YFa1=2.62；YFa2=2.11。由機械設計圖10-18查取應力校正系數(shù)得Ysa1=1.59；Ysa2=1.89。由機械設計圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限Flim1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限Flim2=380MPa；由機械設計圖10-22查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88；取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.7，則 (3-15) (3-16)計算大、小齒輪的并加以比較= (3-17)= (3-18)因為大齒輪的數(shù)值大于小齒輪，所以取=0.0202（2）試算模數(shù) (3-19)=1.78mm1）調(diào)整齒輪模數(shù)（1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度vd1=m1z1=1.7824=42.72mm (3-20)dm1=d1(1-0.5R)=42.72（1-0.50.3）=36.312mm (3-21)vm=m/s=5.701m/s (3-22)計算齒寬bb=Rd1=0.342.72=52.059mm (3-23) (2)計算載荷系數(shù)KF由機械設計表10-2查得使用系數(shù)KA=1；根據(jù)vm=5.701m/s，7級精度，由機械設計圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.12；直齒錐齒輪輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù)1；由機械設計表10-4用插值法查得KH=1.340，則有KF=1.270。故載荷系數(shù)KF=KAKF=11.1211.270=1.4224 (3-24)(3)計算得齒輪模數(shù)為M=mt=1.834 mm (3-25)按照齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，就近選擇標準模數(shù)為m=2 mm，按照接觸疲勞強度計算得的分度圓直徑為d1=38.55 mm,算得小齒輪齒數(shù)z1=d1/m=38.55/2=19.275。取z1=20,可得大齒輪齒數(shù)z2=uz1=420=80。3.1.4幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑d1=z1m=202=40mm (3-26)d2=z2m=802=160mm (3-27) 2）計算分錐角1=arctan(1/u)=arctan(20/80)=14.036 (3-28) 2=90-14.036=75.964 (3-29)3）計算齒輪寬度b=Rd1 M=mt=46.62 mm (3-30) 取b1=b2=47mm。3.2軸的設計計算3.2.1低速軸的設計計算傳動裝置的總傳動比要求應為i=nm/nw （3-31）式中，nm為電動機滿載轉(zhuǎn)速，r/min；nw為執(zhí)行機構(gòu)轉(zhuǎn)速，r/min。查手冊表12-1可知電動機滿載轉(zhuǎn)速為2870r/min，設機構(gòu)轉(zhuǎn)速為750r/min，則有i=3.8。我們的轉(zhuǎn)動裝置從電動機到工作機有三軸，從左到右一次定為、軸1）各軸轉(zhuǎn)速nI=nm =2870 r/min (3-32)nII=nI/iI =2870/0.97=2958r/min (3-33)nIII=nII/iII =2958/3.9=758 r/min (3-34)式中，nm為電動機滿載轉(zhuǎn)速，r/min；nI、nII、nIII分別為、軸的轉(zhuǎn)速，r/min；軸為高速軸，軸為低速軸；iI、iIII依次為、軸與、軸間的傳動比。若取傳動效率=0.97，則功率PIII=P2=30.97=2.91 Kw (3-35)TIII=9550=95500.0038=36.66 Nm (3-36)2）初步估算軸的最小軸徑= （3-37）確定公式內(nèi)的各種計算數(shù)值選軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設計表153，取A0=112由前面的計算得PIII=2.91kW，nIII=758r/min3）計算最小軸徑= =17.54mm (3-38)最小直徑軸安裝聯(lián)軸器處軸。為了使軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，因此需要選擇適當?shù)穆?lián)軸器型號電動機軸與減速器高速軸連接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉(zhuǎn)速較高，為減小起動載荷，緩和沖擊，應選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，一般選用彈性可移式聯(lián)軸器。我們采用LX4彈性柱銷聯(lián)軸器。減速器低速軸與工作機軸連接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉(zhuǎn)速較低，不必要求具有較小的轉(zhuǎn)動慣量，但傳遞轉(zhuǎn)矩較大，又因為減速與工作機常不在同一底座上，要求有較大的軸線偏移補償，因此，常需選用無彈性元件的聯(lián)軸器。我們采用柱銷聯(lián)軸器。4）軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)設計要求，現(xiàn)選用圖所示的裝配方案。圖3-1 聯(lián)軸器（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度、為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，、II、軸聯(lián)軸器兩端需制出一軸肩，故取直徑dI=22mm，dII=28mm，dIII=35mm。初步選擇滾動軸承。軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，軸承7007C，其尺寸為dDT=35mm62mm14mm。5）軸上零件的周向定位聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。由機械設計的表6-1查得平鍵截面bh=6mm6mm，鍵槽使用鍵槽銑刀加工，長為26mm，且為了保證聯(lián)軸器與軸配合良好的對中性，故選擇聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是以過度配合來保證的，此處的軸的直徑尺寸公差為m6。6）確定軸上圓角和倒角尺寸由機械設計表15-2，取II軸左端倒角為0.845，軸右端倒角為1.0457）求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值（參看機械設計圖15-23）。對于7007C角接觸球軸承，由機械設計課程設計手冊查得a=18.3mm。而作為簡支梁的軸的支承跨距213mm。可以看出軸的中間截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的危險截面處的MH、MV及M的值列于下表。表3-1截面C的支反力、彎矩及扭矩數(shù)值載荷水平面H垂直面支反力FFFNH1=490N,FNH2=490N,FNV1=209.17N,FNV2=-209.17N彎矩MMH=24378.9NmmMV1=10370.6NmmMV2=-10370.6Nmm總彎矩M1=M2= =26493 Nmm扭矩TT1=19760Nmm8）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只要校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)機械設計式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6，軸的計算應力= =54.9MPa (3-39)前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計表15-1查得-1=60MPa。因此ca-1,故安全。3.3軸承的校核由于要同時承受軸向力和徑向力的作用，且左右軸承受力大小相同，因此在這里僅需校核其中任意一個軸承即可，現(xiàn)取右軸承進行校核，故P=693.92N。 (3-40)預期計算軸承的壽命（按工作10年，年工作200天，4小時工作制），則有：=10x200x4=8000h (3-41)右軸承所需的基本額定動載荷C=16.93kN (3-42)查機械設計課程設計表6-6可知，7007C型角接觸球軸承的額定動載荷Cr=18.5kN。此，CCr,故安全；同理左邊軸承CCr，也安全。3.4潤滑與密封因運動副間存在摩擦，摩擦是一種不可逆的過程，其結(jié)果必會存在能量的的損耗和摩擦表面物質(zhì)的喪失和遷移，為了更好的控制摩擦、磨損，減少能量的損失，降低材料的消耗，這里采用潤滑，下面是各運動副的潤滑方式3.4.1滾動軸承的潤滑高速軸上的滾動軸承由于轉(zhuǎn)速相對來說比較高，因此選用油潤滑中的飛濺潤滑較合適，查機械設計課程設計手冊中表71，選用全損耗系統(tǒng)用油代號為L-AN15的潤滑油，適用于小型機床齒輪箱、傳動裝置軸承，中小型電機，風動工具等。低速軸上的軸承由于轉(zhuǎn)速都不太高，采用脂潤滑，查機械設計表72，選用鈣基潤滑脂代號為1號的潤滑脂，因有較好的抗水性，適用于農(nóng)業(yè)機械設備軸承的潤滑。3.4.2齒輪的潤滑為了改善齒輪的工作狀況，確保運轉(zhuǎn)正常及預期的壽命，通常用人工周期性加潤滑油，選用全損耗系統(tǒng)用油，牌號選用L-AN100。3.5 本章小結(jié)本章節(jié)主要是設計計算切割機上的主要零器件，通過計算得出更合理科學的數(shù)據(jù)，以便完善菌草切割機設計有缺陷的部分。第四章 基于ANSYS有限元分析有限元分析（FEA，F(xiàn)inite Element Analysis）里有數(shù)學近似的方法對真實物理系（幾何和載荷工況）進行模擬。還里有簡單而又相互作用的元素，即單元，就可以用有限數(shù)量的未知量去逼近無限未知量的真實系統(tǒng)。目前有限元法已經(jīng)成功應用于許多領域，在我國科研院所和工程界較為流行和廣泛使用的大型有限元軟件主要是 MSC，ANSYS，Abaqus，Adina，Dynaform等。本課題選用 ANSYS，因為 ANSYS 是國際上最著名的顯示動力學分析軟件，是一種比較齊全的顯式動力分析的軟件。有限元分析可分成三個階段，前置處理，計算求解和后置處理。分析流程圖如下：4.1建立幾何模型模型導入，通過 ANSYS 與三維軟件之間的接口進行幾何模型的導入，幾何模型如圖所示：4.2 網(wǎng)格單元的選擇及劃分網(wǎng)格的劃分是有限元分析的最重要環(huán)節(jié)，網(wǎng)格劃分的好壞與計算的精度和速度有直接的關系。網(wǎng)格劃分分為三個步驟：定義單元、選擇材料、劃分網(wǎng)格?；揪W(wǎng)格的劃分主要分為自由網(wǎng)格和映射網(wǎng)格兩種類型，由于映射網(wǎng)格(六面體網(wǎng)格)比自由網(wǎng)格(四面體網(wǎng)格)質(zhì)量高，對網(wǎng)格要求比較高的情況下，計算比自由網(wǎng)格更容易收斂些。映射網(wǎng)格和自由網(wǎng)格在同樣網(wǎng)格尺寸，數(shù)量上少很多，花費的時間也相對較短。對于簡單的結(jié)構(gòu)，映射網(wǎng)格的劃分比較容易，但是對于復雜的形狀，映射網(wǎng)格劃分起來會比較麻煩，花的時間比較多?？紤]以上因素，切割機采用六面體的網(wǎng)格劃分。切割機有限元模型如圖所示：4.3求解設置求解過程如圖所示：4.4等效應力分析切割機切割過程應力云圖如圖所示：4.5切割機位移云圖位移云圖主要表示切割機整體移動切割的過程，也表示變形的大小。切割機位移云圖如圖所示：4.6本章小結(jié)本章節(jié)主要是利用有限元軟件建立切割機的仿真模型，進一步驗證我們所涉及的切割機的可行性?？偨Y(jié)語本文主要是圍繞巨菌草的切割來展開對巨菌草各種生長特性及切割時需要需要注意的問題，進行調(diào)查和查閱與課題相關的文獻資料，簡單了解了國內(nèi)外巨菌草收割機的研究現(xiàn)狀以及菌草收割技術(shù)的研究進展，主要對切割機的結(jié)構(gòu)進行了設計，得出主要結(jié)論如下： 1 ） 對菌草切割機切割裝置和控制裝置的關鍵零部件進行結(jié)構(gòu)設計，通過設計計算得出合理的個零部件數(shù)據(jù)，使切割機更加完善。2 ） 利用有限元分析軟件建立切割機整體結(jié)構(gòu)的有限元模型，得出了菌草切割機的應力云圖、切割裝置的位移云圖等，驗證了切割裝置結(jié)構(gòu)的可行性。 通過此次對菌草切割機的深入研究，發(fā)現(xiàn)還有很多部分有待進一步完善，主要有以下方面： 1） 本文對切割裝置和控制裝置都還沒做到更加詳細的結(jié)構(gòu)設計，具體的細節(jié)還需要進一步完善； 2 ） 由于條件限制只是將切割機進行了簡化有限元模型，所以還忽略了菌草本身的質(zhì)地，而且理論上的仿真研究和實際的田間試驗就有一定的差距； 3 ） 菌草在實際切割時少考慮了地域不同、切割裝置振動等切割的影響，這對切割裝置的切割質(zhì)量也有一定的影響。 在今后的研究中要對切割裝置的結(jié)構(gòu)參數(shù)(刀片數(shù)量、刀片刃角、刀片切割角等)和運動參數(shù)(機車的前進速度、刀盤轉(zhuǎn)速等)以及地面不平度，地域不同和切割振動等因素共同考慮的情況下進行綜合研究，研制出適合我國地域特點的成熟的巨菌草切割機。 參考文獻1葛宜元,王金武,王金峰. 水稻整株秸稈還田機刀軸可靠性靈敏度分析及優(yōu)化J. 農(nóng)業(yè)工程學報,2009,10:131-134.2李鵬. 甘蔗收割機切割裝置的虛擬設計D.河南科技大學,2013.3蒲明輝. 小型甘蔗收割機虛擬設計及仿真D.廣西大學,2005.4陳國晶. 單圓盤甘蔗收割機切割器切割破頭率影響因素的試驗研究與機理分析D.廣西大學,2006.5周勇,區(qū)穎剛,莫肈福. 斜置式甘蔗切割喂入裝置設計及試驗J. 農(nóng)業(yè)工程學報,2012,14:17-23.6羅瑤,楊文敏,李銳鋒,陳聰,朱咸磊. 青蒿收割機切割機構(gòu)的設計與分析J. 機械研究與應用,2012,06:20-22.7劉兆朋. 圓盤式苧麻切割器的設計及試驗研究D.湖南農(nóng)業(yè)大學,2011.8廖宜濤. 基于有限元法的鋸齒式蘆竹切割器切割機理研究D.華中農(nóng)業(yè)大學,2007.9蘇健. 片式元件切割機結(jié)構(gòu)設計與有限元分析D.哈爾濱工業(yè)大學,2007.10朱凌宏,吳小明. 動平衡減振切割機結(jié)構(gòu)設計J. 機械傳動,2013,02:109-111.11 KATHIRVEL K, MANIAN R, ANATHAKRISHNAN D, et al. 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