葡萄园小型开沟机的设计【三维PROE】【含14张CAD图纸+PDF图】

喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:414951605或者1304139763 ======================== 葡萄园小型开沟机的设计 学 生： 陈钦义 指导老师： 杨文敏 （湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128） 摘 要：本文介绍了开沟机在我国多个行业生产中的应用及重要意义及一些国内外的发展现状，并着重讲解了葡萄园小型开沟机在葡萄园中应用的意义。因此本文设计葡萄园小型开沟机，它主要由柴油机、行走底盘、传动系统、工作部件组成。工作部件为立式螺旋刀，其特点是结构简单部件紧凑、动力消耗少，步行速度快，能很好地适应葡萄园作业环境，提高劳动效率。 关键词：开沟机 ；挖沟机 ；园艺机械；葡萄园；工程机械 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 课题研究的目的和意义 葡萄是我国水果生产的重要品种，改革开放和农村产业结构的调整促进葡萄产业的发展，特别是近十年，葡萄种植面积和产量一直呈上升趋势。据农业部资料统计，2002年全国葡萄栽培面积392.4千公顷万亩，产量448万吨，种植面积居世界第六位，产量居世界第五位，己在世界葡萄产业中占有一席之地。我国葡萄生产以鲜食为主，2008年鲜食葡萄总量为720万吨，世界排名第二。葡萄干也是我国葡萄生产的一个重要产业，年产量14.5万多吨，世界排名第十名。 葡萄产业的快速发展，也带动了葡萄生产作业机具研究和开发。各类葡萄作业机具近年来相继研发成功，并逐步推广应用。我国葡萄生产机具的开发虽具有了一定的基础，但与葡萄产业化发展需求还有很大差距。 开沟机是岩土定形结构施工的专业工程设备，广泛用于通讯电缆、石油电线、农田水利以及军事等工程建设的连续开沟作业。随着社会经济的飞速发展和生产机械化程度的提高，市场也迫切需要一种取代人力和通用挖掘机的专业开沟机械。 多年来，我国对专业开沟设备的研发投入不足，专业开沟设备品种单一，应用范围狭窄，大部分开沟施工仍停留在人工开挖或使用通用液压挖掘机挖掘层面。人工或通用挖掘机开沟，不仅施工速度慢、效率低、劳动强度大 、管理困难、费用高、且沟型成型差，尤其对较硬的土壤很难挖掘。而进口专业开沟机价格昂贵，极大制约了国内用户的需求。 因此研制出满足农户需求、价格低廉的葡萄园专业开沟设备是非常必要的。 1.2 国内外研究现状及发展趋势 1.2.1 国外开沟机研究现状 国外开沟机的发展已有六十多年的历史，主要以美国、原苏联、法国、英国和意大利等国家发展较快，美国和原苏联是最早使用开沟机的国家。最早的开沟机为铧式犁开沟机，然后是圆盘式开沟机。圆盘式开沟机是用一种与铧式犁相似的无犁铧的深沟机，开挖窄而深的沟，以圆盘式抛撒机开梯形沟。目前开沟机的主要开沟机具有两种，一是链式开沟机具，用于开挖窄深沟；二是立式铣削轮机具，用于开挖深宽沟。国外开沟机的种类很多，适应各种不同施工的需要。最小的开沟机功率仅有几千瓦，最大的功率达到1100kw，质量136t。此外根据用户的不同需求，可在开沟机上配置诸如推土板、凿孔器、反铲、铺缆器等多种工作装置，使其适用于不同地面条件和工作环境。在较先进的挖沟机上，广泛应用静压传动、电子调平，自动功率控制等高新技术。国外专用开沟机需求量逐年增大，仅美国就有Ditch Witch,Vermeer,Case,Roccaw,Trencor Jetco,Tesmec,Cleveland和Carptal等十多家公司生产开沟机，共有一百多种。仅以以下几家有代表性的公司产品为例说明其发展和研究状况。 ①美国CASE 公司挖沟机。CASE公司目前有7种车型、60个系型的挖沟机，图1、图2为目前CASE 公司应用比较广泛的 860和960两种挖沟机机型。表1为CASE 公司几种挖沟机参数。 表1 CASE 公司的几种挖沟机参数 Tab.1 CASE ’s table several parameters ditcher 型号 参数 560 660 860 功率/k w 38 45 64 整机质量/kg 3175 4674 5761 挖沟深度/m 1.83 1.83 2.13 图1 CASE 公司560 型挖沟机 图2 CASE 公司860型挖沟机 Fig. 1 CASE company ditcher 860 Fig.2 CASE company ditcher 960 ②美国沟神 Ditch Witch 公司开沟机。沟神公司开沟机共有7大类50多种型号，最大开沟宽度可达15m，最大开沟深度可达8m，可在硬岩层、冻土层等各种地层条件下精确、高效的作业，适用于各种大、中、小型管道及线缆的铺设施工。配置的管线探测仪用于探测各种地下金属管线和非金属管道的走向、深度位置等；钻孔泥浆材料用于非开挖管线铺设施工，具有优异的冷却、润滑、排屑、护孔等功能，确保施工顺利进行。沟神公司为测量沟渠深度，还专门研制了沟深测量仪。该测量仪可在挖沟作业中自动进行速度测量，利用装在挖沟装置上的传感器监控沟深，便于在均匀的深度上铺设管线，实现开沟与测深同步进行，克服了人工测深的困难，提高了工作效率与测量的准确性。 ③ 美国 VERMEER 公司开沟机。VERMEER 公司PT系列开沟机是最新研制的系列静液压驱动开沟机，被广泛应用于露天开采等多个行业。其中最新研制的RT450和RT650 型开沟机均用静液压驱动。VERMEER 公司以开发轮斗式开沟机见长，例如 V120、V8550、V8100 型轮胎式四轮转向多功能开沟机（如图3），其性能参数见表2。此类轮胎式四轮转向多功能开沟机可以满足各种复杂工况的要求。该类开沟机动力强劲，对于施工难度大的开沟工程特别有利。为了满足不同开沟机要求，该类开沟机可提供6种用途的开沟配件供用户选择，这些配件包括开沟器、震动式犁板、后挖斗、卷缆架、回填刮板及坡石齿轮等。履带式开沟机是专门为沟深、管径大的大型工程项目而设计，特别适于在坚硬和施工难度大的地质条件下开沟作业。美国VERMEER 公司系列履带式开沟机适用性强，其主要产品的技术参数如表3所示。其中V120、V8550A及V8100型履带式开沟机如图4，对应参数见表4. 图3VERMEER 公司轮胎式四轮转向多功能开沟机 Fig. 3 VERMEER tire-style multi-function steering wheel trencher 表2 Vermeer 公司轮胎式开沟机几种开沟参数 Tab. 2 Vermeer trencher tire several soil-type parameters 型号 V1200 V8550A 单位 发动机最大转速/r•mion 2500 2500 2500 重量/kg 3842 3185 2835 挖沟深度/cm 0-183 0-183 0-183 挖沟宽度/cm 15-46 15-46 15-46 驱动器行走模式 液压式 液压式 液压式 表3 Vermeer 公司履带式开沟机系列 Tab. 3 Vermeer trencher company tracked Series 型号 整机质量/t 功率/kw 最大挖深/m 挖宽/cm 长×宽×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 公司履带式开沟机几种开沟参数 Tab. 4 Vermeer Corportion crawler trencher several parameters 型号 V1200 V8550A V8100 发动机最大转速/r·mim-1 2100 2100 2200 重量/kg 39010 43584 30391 挖沟深度/cm 0-3.7 0-3.7 0-2.1 挖沟宽度/cm 66-91 15-31 41-61 自动控制系统 TEC 2000.2 TEC 2000.2 TEC 2000.2 图4 履带式开沟机 Fig.4 Crawler trencher 1.2.2国内开沟机研究现状 早在20世纪50年代，我国农田水利建设就已经应用铧式犁开沟。铧式犁开沟机的优点是结构简单、工作可靠、零部件较少，开沟深度；30～80cm；主要缺点是效率低、阻力大，有的地层要用两台拖拉机牵引。到了20世纪70年代中期，铧式犁开沟机逐渐被铣抛盘式开沟机取代。铣抛盘式开沟机开沟的沟型断面是上口宽沟底窄的倒梯形，开沟深度为0.5～1.0m，抛土速度为7～15m/s，拖拉机行走速度为50～200m/s；其主要缺点是传动复杂、结构庞大、行走速度太底。由于当时国内拖拉机都没有爬行档，所以在20世纪70年代中期主要采用东方红-75、红旗-100等拖拉机加装减速器、随车变速箱完成拖拉机的改造工作。到了上世纪80年代中期，国家从国外引进了少量挖沟机，主要用于农业暗管排水工程。此后，上海拖拉机厂、无锡拖拉机厂和丹东拖拉机厂分别开发了用8-55kw拖拉机改装的挖沟机，但由于技术性能和经济等原因，没有得到广泛应用。自上世纪90年代至今，我国开沟机机型主要以螺旋开沟机与链式开沟机为主。犁式开沟机和双圆盘式开沟机由于机械强度低、拖挂动力输出小的局限，多用于施工条件较恶劣的农田工程中；而链斗式开沟机以及轮斗式开沟机因为机械强度大、拖挂动力输出大的特点，多用建筑工程中；立式螺旋开沟机具有结构简单、部件紧凑、动力消耗少，行走速度快等特点，注意用于开挖排灌沟、施肥沟等。下面例举具有代表性的开沟器研究成果说明我国开沟设备的研究现状 。 ① 1KLZ-27型螺旋开沟机（如图5）.1987年江苏省农机局技术中心朱新民等设计，与东风-12型手扶雨拖拉机配套使用，国内首次采用立式螺旋式开沟刀具，开沟部件为直接安装在一根直立轴管上的两组螺旋刀片，集立铣、轴向提升、螺旋叶片惯性抛射等原理于一身，使开沟过程中的切削、提升、抛撒一次完成。 ②IKS-100型双圆盘开沟机。1993年由江苏省南通市农机研究所吴建东研究开发，专门用于鱼塘、水渠、水利工程施工，施工效率高且效果理想；尤其对排灌水渠的开挖施工，可将土屑均匀抛洒在沟槽两侧或把土屑堆积在沟槽两边形成土堤。 ③1994年江苏省昆山市农业机械化研究所吕正沣分析并建立了立式螺旋开沟机功率消耗的计算公式，确定了开沟机前进速度、刀具转速及主参数螺旋角等优化设计方法；1995年曾德超从理论上分析了土粒在螺旋面上生运的条件；华南农业大学区颖刚等在1996年对铧式开沟犁开挖菜地陡直深沟的可行性进行了研究，特别对珠江三角洲地区的菜地进行了探讨。 ④1KL-100 立轴螺旋开沟机。1997年由东北农业大学工程学院韩勇俊等开发的草炭地排水专 用开沟机，采用立锥式螺旋结构，具有沟墙整齐、土垡细碎、升土、回土方便等特点。 图 5 1KLZ-27 型螺旋开沟机 Fig. 5 1KLZ-27-type helix ditching machine 1、4．三角带 2．附加带盘 3．蠕栓 5 开沟器 6 螺旋刀具排档杆 7．机架 8．开沟器撑杆 9．尾轮 l0．挡土栅 l1．括掘板 ⑤GC65G 型开沟机。1999年由天津机械研究所宗跃、耿跃海研制开发，牵引拖拉机机型号为TN-654L，发动机功率为48kw，主机额定牵引力为18KN，最小转弯半径为4.5m；开沟深度为1800mm，最宽为400mm，深度可通过更换开沟链调节；开沟链速度为1.8m/s或3.5m/s；回填铲宽度为1800mm，总体尺寸为长7500mm,宽2230mm，高2860mm。 ⑥WGL180 型开沟机。2001年由天津工程机械研究院与无锡308所联合开发，并由山东青州工程机械厂机制生产，注意为部队施工服务。 ⑦2002年由天津工程机械研究所江创华开发了WG300型履带式全液压开沟机。该机主要由工作装置、电器系统、液压系统、排料装置、机棚、动力装置、分动箱、底盘、司机室和机架组成。 1.2.3 国内外开沟机发展趋势 目前从国内外学者对开沟机的研究及其应用分析，开沟机大致有4个发展趋势： ① 专业化。由于国家经济的发展和开沟机工作效率高、沟型好等特点，应用开沟机的领域也越来越多。设计适应煤炭、水利、农田、城建、军事各方面需要的新品种专业化开沟机成为未来开沟机机械领域的研究方向之一。针对不同需求设计开 发的专业开沟机有其各自的特点。以农用开沟机为例，一般农用开沟机需有良好的切草和入土能力，对土壤的翻动小，并在开沟机上安装种肥分施部件，保证部分土壤自然回落沟底，盖住肥料。如北京农业工程大学于丽娟设计的免耕小麦播种施肥开沟器除开沟器外，还包括输肥管、滑刀、输种管等结构。 ②大型化。为适应我国重大工程项目需要，开发大、中型开沟机是未来挖掘机械领域的发展趋势。目前最大的开沟机功率达到1100kw，质量136t，开沟深1.8m、宽4.5m。为配合开沟机大型化更好的发展，整车系统驱动是关键技术，目前一般采用液压机械式驱动或柴油电力驱动。 ③节能化。随着国家经济的飞速发展，大量工程机械所消耗的能源和排放无日无夜在不断增加。为了保护人类赖以生存的环境，实现全球可持续发展的目标，努力达到人、设备、环境和谐统一，开发环保节能型产品已成为工程机械重要发展趋势。针对开沟机的设计研究，可从以下几方面体现节能理念：一是选用低油耗、低排放、低噪音、低公害的发动机，提高液压系统效率和防渗漏，降低整车振动和噪声；二是在设计中尽量采用可再生材料和低环境负荷的材料，使废弃零部件处理的污染最小化和综合成本的最优化；三是应用人机工程学改善工作条件，使开沟机不仅操作简便，而且工作环境舒适、安全，整机的控制和操纵更加趋向于人性化。 ④机电一体化。机电一体化指将机械、电子、信息处理和控制以及软件有机地结合起来，以计算机为主要特征的自动化技术。目前国内外工程机械最显著发展趋势是机械的机电一体化。针对开沟机而言，在某些带有危险性作业现场不适宜人工操作，可以采用无线电远程遥控开沟机作业，例如可在开沟机上安装模似传感器（模式压力、温度和转向角等）和数字传感器，信号通过分析处理，由控制器控制开沟机完成调速、换挡、转向等动作，在坡度作业开沟机可装备带倾斜仪的防倾翻装置。为提高开沟机工作效率，及时对重要部件进行维修检查，可在这些部位配置传感器，通过监控分析传感器信号，进行故障预测，排除潜在故障，保证机器的正常运行，监控的主要部件是：发动机油压、辅助转向泵流量、马达转速及流量、制动油、气压等。此外，运用机电一体技术，可以使人工操纵作业简单化，能够完成纯机械操纵系统难以实现的精细操纵作业：还可根据负荷条件和开沟地质条件变化，自动调节液压马达转速和发动机油门，使发动机输出功率得以有效利用。 2 减速器总体方案的确定 总体设计的任务为拟订设计方案，选择动力机，确定传动比并合理分配传动比，计算传动装置的运动和动力参数，为各级传动零件设计、装配图设计做准备。 拟订传动方案: 由于本次设计的要求是设计一种适合小型开沟机，工作环境在葡萄园。还要充分考虑开沟机应该利于移动，重量不宜过大，我们用提高传动装置的效率的方式，并且传动平稳，从而来减少能耗，降低运行费用。所以应选用传动效率较高的链轮传动进行传动，以达到要求。在满足功能的前提下应尽量简化以降低费用。 2.1 传动方案的确定 本次设计的一个重点之一就是如何正确合理的设计传动装置，由于本次设计是设计一种葡萄园小型开沟机，所以保证此类开沟机具有少能耗高效率的特点则显得有为重要，再者本次设计是要求设计一种立式开沟机，那么就要改变传动方向，在改变传动方向的选择上有2种方案，第一就是选用蜗轮蜗杆传动，次类传动具有如下特点：它是一种特殊的交错轴斜齿轮传动，交错角为∑＝90°；它具有螺旋传动的某些特点，蜗杆相当于螺杆，蜗轮相当于螺母，蜗轮部分地包容蜗杆，蜗轮蜗杆传动比大，结构紧凑 传动平稳，无噪声；具有自锁性；传动效率较低，磨损较严重 蜗杆轴向力较大，致使轴承摩擦损失较大。 由于蜗杆蜗轮传动具有以上特点，故常用于两轴交错、传动比较大、传递功率不太大或间歇工作的场合。第二种传动方式是用一对圆锥齿轮进行传动，该类传动的特点具有斜齿渐进接触的啮合特点,且重合度较大,故传动平稳,噪声小,承载能力强;最少齿数可到5,因而可获得较大的传动比和较小的机构尺寸，综合考虑到设计要求和设计特点，选用一对圆锥齿轮进行传动效果更加。 2.2 传动装置的合理布置 许多传递装置往往需要选用不同的传动机构，以多级传动方式组成，而传动先后顺序的变化将对整机的性能和结构尺寸产生重要影响，必须合理安排，本次设计采用4级传动，先由一对皮带齿轮从电机传动到农夫小精灵拖拉机机体上的带轮上，带轮通过变速器轴把速度传送到变速器的链轮上，在这有两个运动方向，一个通过齿轮传送到拖拉机轮胎轴上，一个通过轴传送到小链轮上；小链轮传送到变向减速器上的大链轮上；再通过一对圆锥齿轮传送，即将横向传动改变为竖直传动，并输出于执行元件。所以传动方案如图6, 2.3 各级传动比的合理分配 在设计二级和二级以上的减速器时，合理地分配各级传动比是很重要的，因为它将影响减速箱的轮廓尺寸和重量以及润滑的条件。 图6 传动原理图 Fig. 6 Transmission principle picture 2.3.1 传动比分配的基本原则 1）各种传动的传动比，均有其合理应用的范围，通常不应超过。 2）各级传动的承载能力近于相等。 3）各级传动中的大齿轮浸入油中的深度大致相近，从而使润滑最为方便。 4）分配传动比时，应注意使各传动件尺寸协调、结构匀称，避免发生相互干涉。如设计二级齿轮减速传动时，若传动比分配不当，可能会导致中间轴大齿轮与低速轴发生干涉。 5）对于多级减速传动，可按照“前小后大”（即由高速级向低速级逐渐增大）的原则分配传动比，且相邻两级差值不要过大。这种分配方法可使各级中间轴获得较高转速和较小的转矩，因此轴及轴上零件的尺寸和质量下降，结构较为紧凑。增速传动也可按这一原则分配。 　 6）在多级齿轮减速传动中，传动比的分配将直接影响传动的多项技术经济指标。例如：传动的外廓尺寸和质量很大程度上取决于低速级大齿轮的尺寸，低速级传动比小些，有利于减小外廓尺寸和质量。 　　闭式传动中，齿轮多采用溅油润滑，为避免各级大齿轮直径相差悬殊时，因大直径齿轮浸油深度过大导致搅油损失增加过多，常希望各级大齿轮直径相近。故适当加大高速级传动比，有利于减少各级大齿轮的直径差。 2.3.2 柴油机的初步选择 根据本次设计的具体要求，要求输入的功率在4KW~9KW的范围内，所以初步选定柴油机为8.8KW型号为常柴Lh2，其转速在2400r/min。 3 螺旋开沟刀具结构设计 3.1 开沟机刀具总体结构要求 立式螺旋开沟机开挖的沟型要求如图12，要求开沟机作业速度范围为2000m/h。 图7螺旋开沟机型示意图 图 7 螺旋开沟机沟型示意图 Fig.7 Schematic diagram of spiral-type trencher institutions 具体设计要求如下： ①开沟机主车体为农夫小精灵手扶拖拉机。 ②开沟器直接安装在联轴器位置，用链轮连接减速器动力输出轴输出动力。 ③开沟器结构简单、紧凑，便于制造维修，使用简便。 ④沟形成型好，沟底土屑残留少，生产效率高。 ⑤适宜葡萄园工作环境。 3.2 开沟刀具参数设计 立式螺旋开沟器的设计参数分为结构几何参数和运动参数。结构几何参数包括螺旋面直径R、圆锥体高度、土壤外运螺旋角、螺旋圆内半径r、犁铲切削刃和沟壁切削刃形状等。运动参数包括机具前进速度和螺旋刀具转速等。 3.2.1 开沟刀具结构几何参数确定 根据土壤特性分析结论，为避免土壤过上边线掉落，工作高度比实际沟深 大，取 = （1.2 ～ 1.3） （2-1） 取工作部件总高度为350mm。根据沟型要求，螺旋刀具螺旋面外径为：50mm，螺旋体内径为：30mm。为了方便排土，刀具需要高出沟边一定距离，这里选取圆柱体高度400mm。以上参数R、r、根据沟型要求、土壤参数等都可确定，唯一需要选择的是螺旋角。螺旋角的选取是降低开沟机功耗、提高生产率的关键。 当开沟机前进速度一定，抛土动量与螺旋角的正切比例增长，当角过大、切削刃过陡时，不利于土壤升运，消耗增加，开沟效率降低。为减少输土功耗，应选取较小的值。但角过小，将导致抛土距离太近形成沟边壅土和回土，消耗增加。一般螺旋角取50°～ 70°。根据前人设计经验初步选取=63°。螺旋刀具几何参数如表7所示。 表 5 螺旋刀具几何参数 Tab.5 Geometric parameters of spiral cutter 几何参数 数值 R 50mm 350mm r 30mm 63° 螺旋开沟器挖沟时，螺旋刀具在主机带动下，沿前进方向在沟中破土，开沟器按沟型要求开挖出两侧沟坡，底部犁铲切割土壤，形成沟底。刀具在破土同时通过自身旋转生产的离心力升运并抛出土壤。为支撑整个开沟器并防止土屑回落，可在刀具切土背面安置挡泥板。以保证土壤被提示且抛向沟的两侧。开沟器提升、放平等动作由安装架绕托架旋转完成。由于在开沟过程中，刀具会受到冲击载荷的影响，故选择应能承受较大径向载荷和单向载荷角接触球轴承。刀片材料选用65Mn钢刀片。65Mn钢强度高，淬透性较大，脱碳倾向小，适宜制成农机零件。 3.2.2 开沟刀具运动参数设计 （一）刀具转速研究 立式螺旋开沟器刀具为双螺旋结构，在螺旋挖沟中，土块依靠刀具旋转时产生的离心力甩到叶片外侧出送上来。当转速过低，刀片切下的土块被后面上来的土块推动，在叶片摩擦力和自身重力作用及后面上来的土块的挤压作用下，机具易发生阻塞和叶片变形，使开沟部件阻力增大。当转速过高，被切下的土块在离心力作用下压向坑壁，坑壁对土块产生阻止其旋转的摩擦力，使土块的角速度小于螺旋面的回转角速度，该摩擦力引起土块沿叶片向上加速滑动；土壤在螺旋叶片作用下向上移动时机具的转速对土块输送有直接影响。因此，螺旋刀具的转速为关键技术参数，需计算满足要求的最小转速，即临界转速。 转速较低时，切下的土屑离心惯性力小，孔壁对土屑的摩擦力不足以使土屑与叶片之间产生相对运动，土屑不能上升，只能随叶片旋转。随着转速的增大，孔壁对土屑的摩擦力也增大，当转速超过某一临界值后，孔壁对土屑的摩擦力足以使土屑和螺旋叶片之间产生相对运动，土屑就会上升。这一转速的临界值称为临界转速。与此同时，刀具转速还需满足排土临界转速。排土临界转速指土壤紫叶片上不被挤压而顺利派出所需的最低转速。 （1） 理想化假设 为便于分析土壤运动和受力关系，现做如下假设： ① 在刀具切割土壤的过程中，土壤颗粒不仅作上升运动，而且新切下的土壤会将刀片上的土粒向圆锥轴心挤压，若考虑由此引起的径向力，则分析计算过于复杂，因此忽略径向运动及由此产生的径向力。 ② 为能够同时考虑叶片与坑壁对于土壤微粒的作用，忽略土壤间挤压力，在计算时假设土壤颗粒足够大，并作用在外螺旋线上。 ③由于开沟过程中开沟机前进速度较低，因此在研究刀具旋转运动时忽略车体前进速度，简化计算。 ④忽略螺旋底面与土壤、土壤与土壤之间的摩擦力。 （2）模型建立 ①力学模型的建立。以螺旋叶片上土壤单元体为研究对象。当螺旋刀具以临界转速旋转时，被切下的土壤单元体虽螺旋叶片一起旋转，由于离心力作用，单元体被甩向坑壁，单元体接触坑壁后，土壤在坑壁摩擦力作用下转速减小，并沿螺旋叶片向上加速运动。在土块即将上升时，加速度为零，处于临界状态。此时土壤单元体在以下几种力的作用下平衡：重力mg；惯性力，方向指向坑壁；坑壁对土壤单元体的法向反作用力;坑壁对土壤单元体的摩擦力=（为土壤单元体与孔壁间的摩擦系数）方向与螺旋刀具转动方向相反，土壤单元体没有上升运动，其方向与水平面夹角为零；螺旋刀片对土粒的支撑力N，方向垂直于叶片向上；螺旋叶片对于土壤单元体的摩擦力，方向与叶片平行向下。如图8、图9所示。 土壤单元体在上升过程中的运动轨迹是变导程螺旋线。图14为土壤单元体在临界状态，在三种力的作用下处于动平衡：重量mg、坑壁作用于土壤单位体的摩擦力、螺旋面作用在土壤单元体上的全反力。 结合图8、图10所示，刀具以角速度旋转，土壤单元体在外螺旋线R处随叶片一起旋转，车体前进速度为，在摩擦力作用下土块以速度沿螺旋刀片加速向上运动（此时研究的是一般状态，不是临界状态）。是叶片对土壤单元体水平方向的作用力。与的合力为是土壤单元体运动的绝对速度。是绝对速度在竖直方向的绝对分量，表明土壤单元体以速度向上运动。 图 8 俯视土壤单元体临界状态作用力 Fig. 8 unit that overlooks the critical state soil force 图 9 侧视土壤单元体临界状态作用力 Fig. 9 Side View of soil critical state force unit ②运动学模型的建立。侧视土壤单元体速度分解图如图9 图 10 侧视土壤单元体速度分解 Fig. 10 Side decomposition rate of soil unit （3）临界转速计算分析 根据相关文献研究结果并结合上诉分析，可知临界状态时刀具满足如下关系： = = （3-2） 将 = 代人式（3-2）可得临界转速公式 = （3-3） 式中： R ── 沟孔半径 ，R =0.050m； ── 钻屑与孔壁之间的摩擦系数，=0.268； ── 螺旋叶片外径处的螺旋升角，= 27.6°； ── 土屑与螺旋叶片之间的摩擦角，即摩擦系数的反正正切，具体参数见表9；摩擦系数为0.58～0.75；取==30°。 表 6 土壤摩擦系数 Tab. 6 Soil friction coefficient 土的名称 内摩擦系数 对钢铁表面的摩擦系数 砂 0.58-0.75 0.73 干粘土 0.58-0.75 0.58-0.75 小块砾石 0.58-0.75 0.68-0.83 湿粘土 0.18-0.42 0.30-0.60 水泥 0.73 0.84 碎石 0.58-0.75 0.84 将螺旋刀具参数代人式（3-3）则有 = 324r/min。根据土壤物理特性对开沟器性能影响分析，实际转速n=1.3 = 421r/min。 （4）排土临界转速 排土转速指不使土壤在叶片挤压而阻塞、顺利排出所需的最低转速，即 = （3-4） 式中：g ── 重力加速度，9.8m/ r ── 螺旋钻杆中心管半径，0.003m。 则排土转速计算为n=124r/min。综合分析临界转速及排土临界转速，可知：只有当螺旋刀具的转速和临界转速时，即n421r/min,才能保证土壤被切削后能沿螺旋叶片排出而不会挤压阻塞；参考实际情况，刀具的最终转速确定为350r/min。 （二）开沟刀具功率消耗特性 立式螺旋开沟机的结构和工作方式，决定其功率消耗分为三个部分：挖掘功耗、输送功率及土体加速和抛散功率。 （1）挖掘功率 挖掘功耗开沟机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参考如图17所示的锥螺旋分析。 图11 挖掘土壤时刀具受力分析 Fig.11 When digging the soil mechanical analysis tool 图11 将刀具简化为锥螺旋线，o为刀具轴线，为刀片与螺旋轴线的夹角。刀片在挖掘土壤时，土壤对它的两个作用力分别为法向力F和平行于刀片的径向F。 在螺旋刃面正前方土壤由于受螺旋面挤压作用而发生破坏，作用在微段ds的挖掘阻力距dM=（Fcos + Fsin ）R,由参考文献可知： F=2Cttan（45+）dS （3-5） F= F tan 式中： ── 土壤与金属的外磨擦角，取=30°； t ── 刀具每转平均进刀刀量，0.5m。 由式（3-5）可得整个刀具达到挖掘阻力矩为： = （3-6） 式中： ── 刀轴的空间夹角（螺旋角）， = 63.0° C ── 土壤内聚力系数， N/， C = 20660 N/； ── 土壤内摩擦角， = 45° R ── 至刀轴中心的平均距离，即平均半径，50mm； ── 参与掘土的刀刃全部长度， 20m。 ①平均进刀量t。平均进刀量t是刀轴每点进刀量的平均值，即有： = （3-7） 式中: ── 螺旋刀进给速度，5m/s ── 刀具转速，350r/min ②半径R。螺旋线参数方程为： （3-8） 式中： R ── 螺旋圆柱外径，50 mm n ── 时间 ── 165 ── 0.6 ③螺旋刃面微段。由对数螺线方程可直接导出： = （3-9） ④实际挖土阻力矩。由于刀具有一半参与挖土上，因此它的挖土阻力矩只是整个刀具阻力矩的一半，因此有： （3-10） ⑤挖掘功率。将式 （3-7）、（3-8）、（3-9）、（3-10）代人式（3-6）有： = （3-11） 式中： ── 对数螺旋刀刃切土部分对应的总转角，，设为= 则 螺旋刀具挖掘功耗为3213.45W。 （2）输送功耗 输送功耗指土体被削后，克服各种阻力并能顺利排出所消耗的功率。输送功耗包括土壤克服重力做功、土块克服周围土壁摩擦后的功耗及上升土体与刃面摩擦后的功耗等。 ① 克服重力做功。如图 12 所示， 土壤微块由底面上升至顶上升到顶部所消耗的功率为： （3-12） 因此，重力做功为： （3-13） 式中： ── 土块克服重力功耗，W； ── 土壤密度，， = 2740 kg/m； ── 螺旋刃口顶径处，m， =1.664m； ── 螺旋刃口底径处值，m，=1.378m. 将数值代人式（3-13），则有=1498.2W。 图 12 刀具每转切土量 Fig. 12 For each tool to cut the volume of soil ②土块克服周围土壁摩擦功耗。如图13所示，土块沿倾角为螺旋刀具上升时，上升土块在锥面的运动路线是螺旋角为的正旋对数螺旋线，土块在离心力作用下与周围土壁发生相对运动所受的摩擦（为土体垂直刀轴分速度m/s），微块克服周围土壁的摩擦功耗为： （3-14） 式中： ， 微小土块沿锥螺线运行至出口处弧长，m。 则土块克服土壁摩擦的功耗为： = （3-15） 式中： ── 土块克服周围土壁功耗，W； ── 对数螺线对应的总转角， 60 ; ── 土壤沿土壁运行路线为一螺旋角等于的正旋对数螺旋线， = 90°- + = 90°- 63°+ 30°=57°代人（3-15），则有=61.44W。 图 13 土粒运动与受力分析 Fig. 13 Soil movement and force analysis ③上升土体与刃面摩擦功耗。单元体在克服与土壤摩擦的同时，还与螺旋刀刃产生摩擦阻力，用表示。假设土壤单元体dm，刀刃对土壤的支承力与摩擦系数的乘积等于摩擦阻力。即： （3-16） 微块克服刃面摩擦功耗为： （3-17） 则有: （3-18） 式中： ── 土壤外摩擦系数，取=0.6； S ── 微小土块沿螺线刀刃运行至出口处的弧长，50m。 代人式（3-18），有=25.25W。 总输送功耗：=++= 1584.77W。 （3）土块加速与抛散功耗。 土块加速与抛散的功率消耗可理解为等于土体单位时间内的出口动能，因此计算出口动能就可知土体加速与抛散消耗功率。更具物理学可知，动能公式为W=1/2(其中用设计生产率表示土块质量m，土块出口速度为 ,其中 是土块出口时的平均轴向分速度， 是土块抛出时的圆周速度.即有： （3-19） 式中： ── 设计生产率，kg/s, Q=19kg/s； ── 刀具出口处半径，R = 50 mm； K ── 生产率降低系数，K=0.3。 则计算得到 = 74.4W。 3.3 螺旋开沟刀具结构结论 刀具为双螺旋变导程结构，螺旋角为63°。刀具外缘加工成锯齿形状。螺旋刀片高度为350mm。经过以上的设计计算分析，得出开沟刀具的总功耗和总扭矩：总功耗为 ： =++=4785.65 总扭矩为： M=9549xN/n=146.5 N•m 4 螺旋开沟机结构设计计算值 4.1 总体方案的设计 葡萄园具体环境为：行距为2500mm，沟型距葡萄藤为250.葡萄架高为1800mm。考虑到葡萄园的具体作业环境，本设计决定采用螺旋开沟刀具。动力通过农夫小精灵的动力输出轴输出转速为1230r/min，经过小链轮传动到刀架上的大链轮，在由大链轮通过变向锥齿轮减速器；最后再由锥齿轮轴的下端通过联轴器将动力传送到刀具上进行开沟作业，传递示意图如图14.由第二、三部分设计可以得知刀具转速约为350r/min，总传动比定为4.4，链轮传动比定为2.14，锥齿轮减速器选用传动比约为1.86商用锥齿变向减速器的SPL55型。在刀具后面有挡泥板，其高和刀具一样，用45号钢的钢板焊接成型，在板底部弯成有个L型，是为了挡土屑掉回沟里。尾轮安装在尾轮架上。 图 14 动力传递图 Fig.14 Momentum transfer 考虑到作业的实际环境，本设计的刀具安装架采用拆卸式，当开沟机不作用时，刀具安装架可以拆卸下来，这样，农夫小精灵手扶拖拉机就可以用作它用，提高了机具的使用效率，节约了用户的开支。 4.2 主要零部件的设计 本设计的零件设计均采用软件版机械设计手册通用程序进行计算和验算。 4.2.1 链轮设计及其参数 链轮由轮齿、轮缘、轮辐和轮毂组成。链轮设计主要是确定其结构和尺寸。选择材料和热处理方法。 （1）选择链齿轮数、和确定传动比 一般链轮齿数在17～114之间。传动比按下式计算 = = （4-1） 式中： 为主动轴转速1230r/min，为从动轴转速547.766r/min，= 2.14可得为21，为45.并且材料为45号钢。 (2) 计算当量的单排链的计算功率 根据链转动的工作情况，计算功率 = (4-2) 式中： ── 工况系数； ── 主动链轮齿数系数； ── 单排系数为1； ── 传递的功率，kW。 则计算出= 2.82kW。 （3）确定链条型号和节距 链条型号根据当量的单排链的计算功率和主动链轮转速可取A10型号，然后可知为15.875. （4）链轮的基本参数和主要尺寸的计算 = （4-3） = （4-4） （4-5） （4-6） （4-7） 式中：p为链条节距，z为链轮齿数，d为分度圆直径，为齿顶圆直径，为齿根圆直径，齿高，最大轴凸缘直径为，算出结果如表10。 （5）计算链速，确定润滑方式 = （4-8） 由式中得为6m/s，可选择油池润滑或油盘飞溅润滑。 （6）链轮的主要参数饿几何尺寸见表7 表 7 链轮设计数据 Tab.7 Pulley design data 名称 数值 单位 传动功率P1 4.7 Kw 主动轴转速n1 1230 r/min 从动轴转速n2 547.766 r/min 传动比i 2.14 设计功率Pd 5 Kw 小链轮齿顶圆直径da 110 mm 小链轮分度圆直径 106 mm 链条节距p 15.875 小链轮齿根圆直径df 100 mm 大链轮齿顶圆直径Da 234 mm 大链轮分度圆直径 228 mm 大链轮齿根圆直径Df 224 mm 小链轮齿高ha 3 mm 大链轮齿高Ha 4.8 mm 链速v 6 m/s 单链传递的功率 2.82 kw 传动比i≠1的功率 0.46 kw 小齿数z1 21 大齿数z2 45 名称 数值 单位 实际轴间距a 434 mm 单链的预紧力 900 N 确定的最大轴凸缘直径Dg 212 mm 确定的最大轴凸缘直径dg 90 mm 齿宽bf 8 mm 4.2.2 链轮轴的设计过程 （1）轴的总体设计信息如表8 表8 轴总体设计数据 Tab.8 Axis design data 名称 数值 单位 轴的转向方式 单向恒定 轴的工作情况 无腐蚀条件 轴的转速 575 r/m 功率 4 kw 转矩 66434.78 N·mm 材料牌号 45调质 硬度（HB）：230 抗拉强度 650 屈服点 360 弯曲疲劳极限 270 扭转疲劳极限 155 许用静应力 260 许用疲劳应力 180 (2)确定轴的最小直径如表9. 表9 确定轴最小直径数据 Tab.9 To determine the minimum diameter of shaft data 名称 数值 单位 A值剪应力范围 115 许用剪应力范围 30～40 MPa 最小直径的理论计算值 21.95 mm 满足设计的最小轴径 22 mm (3)弯曲应力校核如表10 表 10 弯曲应力校核数据 Tab.13 Bending stress calibration data 名称 数值 单位 危险截面的x坐标 180 mm 直径 25 mm 危险截面的弯矩M 120 N·mm 扭矩T 120 N·mm 截面的计算工作应力 -9.22 许用疲劳应力 180 (4)安全系数校核如表11 表11 安全系数校核数据 Tab.11 Calibration factor of safety data 名称 数据 单位 危险截面的x坐标 170 mm 直径 25 mm 危险截面的弯矩M 120 N·mm 扭矩T 146 N·mm 有效应力集中系数 2.05 扭转作用 1.55 截面的疲劳强度安全系数S 1129.89 许用安全系数 2.0 结论：170mm处疲劳强度校核通过 （5）临界转速计算如表12 表 12 临界转速计算数据 Tab. 12 Calculation of critical speed data 名称 数值 单位 当量直径dv mm 轴截面的惯性距I 654605.89 mm 支承距离与L的比值 0.47 轴所受的重量 400 支座形式系数1 9.0 轴的一阶临界转速ncr1 24934.97 r/min 5 设计总结 经过几个月的努力，总算完成了葡萄园小型开沟机的设计，经过实地考察，方案确定和设计计算验证，本次设计的开沟机具有如下优点：适用于葡萄园中施肥、浇溉、埋根