凸輪式牧草壓縮試驗裝置設計

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China is rich in herbage resources, but it can not be used reasonably and efficiently because of the uneven distribution and degeneration of herbage. The main reason of limiting the efficient use of herbage is the loose and low density of herbage. The most effective way to solve this problem is to compress and Bundle herbage and increase the volume density of herbage. There are two stages in the compression process of herbage: "loose" and "compact" . At present, most of the balers on the market use the slider-crank compressor, which has high working efficiency, but the overall size of the compressor is large, and the investment cost is high, moreover, it is not designed according to the matching relationship between compression force and velocity in different stages, so it is not suitable for scattered small herdsmen to use, the working characteristic is fitted to the compression characteristic of herbage, and the CAM is used to realize the complex movement law to make up the shortcoming of the traditional baler. In this paper, according to the relationship between the compression force and the density ratio in the compression process, the limit positions of the two stages are determined in combination with the piston stroke, and then the appropriate follower motion law is selected to design the CAM profile. Through calculation and analysis, the displacement curve of the CAM follower of the compression test device is consistent with the compression characteristic of forage, which proves the feasibility of the CAM compression test device. Keywords: Cam; forage; Piston Stroke; compression characteristic; Motion Simulation. 目 錄 1緒論 1 1.1課題背景與意義 1 1.2國內外研究現(xiàn)狀 2 1.2.1閉式牧草壓縮裝置 3 1.2.2開式牧草壓縮裝置 4 1.2.3液壓式牧草壓縮裝置 4 1.2.4機械式牧草壓縮裝置 4 2技術任務書（JR） 6 2.1設計依據(jù) 6 2.2產品的用途及適用范圍 6 2.3主要技術參數(shù) 6 2.4主要研究內容與方案 7 3設計計算說明書（SS） 8 3.1整機結構及工作原理 8 3.1.1整機結構 8 3.1.2工作原理 8 3.2凸輪機構設計 9 3.2.1牧草壓縮特性 9 3.2.2凸輪機構從動件運動規(guī)律的確定 10 3.2.3凸輪機構基本尺寸的確定 17 3.2.4滾子的設計 19 3.2.5凸輪輪廓的設計 21 3.2.6凸輪和從動件結構設計 22 3.3電動機確定 23 3.3.1活塞往復壓縮頻率 23 3.3.2凸輪式牧草壓縮裝置電機功率計算 23 3.3.3電機選擇 24 3.4凸輪軸設計 25 3.4.1減速器傳動比的計算 25 3.4.2減速器輸出軸的傳遞功率 26 3.4.3減速器輸出軸的最小直徑 26 3.4.4凸輪軸的最小直徑 26 3.5蝸輪蝸桿傳動設計 27 3.5.1蝸桿傳動的類型 27 3.5.2蝸桿傳動的基本參數(shù) 27 3.5.3蝸桿傳動基本幾何尺寸 31 3.6凸輪式牧草壓縮裝置整體設計 35 3.6.1壓捆室設計 35 3.6.2支撐機構設計 36 3.6.3活塞從動件設計 36 3.6.4喂料斗設計 37 3.6.5機架設計 37 4使用說明書 39 4.1操作說明書 39 4.2注意事項 39 5標準化審查報告 40 結 論 41 參 考 文 獻 42 致 謝 44 1緒論 1.1課題背景與意義 牧草是牲畜的主要食物來源之一，要想推進畜牧業(yè)的發(fā)展，就要有效利用草資源 [1]。據(jù)相關部門統(tǒng)計，我國草地面積有4億公頃，占我國國土面積的41%，是世界草資源的第二大國[2]。 但最近幾年由于人為因素的影響，導致90%的草地出現(xiàn)不同程度的破壞。此外，我國的草地分布非常不均勻，有很多草地位于山地、丘陵等地區(qū)，牧民的種植區(qū)域距離牲畜的養(yǎng)殖區(qū)過遠，極大降低了牧草的利用率[3]。 要想合理利用牧草資源,最有效的途徑之一是對牧草進行壓縮打捆[4]。通過給牧草施加一定量的機械壓力,增大牧草的體積密度,減小牧草占用的貯藏空間,進而降低運輸成本。 牧草在壓縮工程中是按照一定規(guī)律進行的。一般而言，牧草的壓縮過程分為 “松散”階段和“壓緊”階段，其壓縮力會因壓縮密度的不同發(fā)生變化[5]。在“松散”階段，所需壓緊力較小，壓縮速度相對較快；在“壓緊”階段，需要的壓緊力較大，要求壓縮速度較慢，避免造成沖擊，導致機器運轉不平穩(wěn)[6]。市面上的牧草壓縮裝置大多數(shù)采用曲柄滑塊機構（如圖1-1所示），沒有考慮牧草密度與壓縮力之間的匹配關系，導致這些設備耗能高、壓縮效率低。 圖1-1 曲柄滑塊機構 因此，本文擬設計一種凸輪式牧草壓縮試驗裝置。該裝置依據(jù)不同階段壓縮密度與壓縮力的特性曲線，設計出推桿從動件的運動規(guī)律。由于凸輪機構能實現(xiàn)各種復雜運動，可根據(jù)各階段運動規(guī)律設計出凸輪輪廓，并利用CAD繪制出凸輪輪廓曲線。其中推桿與凸輪通過滾子接觸，可改善摩損狀況。該裝置能解決目前曲柄滑塊和液壓活塞式壓縮設備存在的整機尺寸大、耗能高、不適合在丘陵山區(qū)使用等問題。 1.2國內外研究現(xiàn)狀 牧草壓縮裝置是指通過一定的壓力，將松散的牧草壓縮成具有一定形狀、密度較大的草捆，以便后續(xù)打捆運輸。 國外對牧草壓縮裝置的理論研究與機器使用都早于我國。1853年，美國埃默里大學最先設計并制造出牧草壓縮裝置，打開了使用牧草壓縮裝置的大門。1870年，美國的迪德里克（Dederik）研制出第一臺機械式固定牧草壓縮裝置，它的出現(xiàn)給許多學者帶來了啟發(fā)[7]。目前國外牧草壓捆機的主要生產企業(yè)有約翰迪爾、紐荷蘭、克勞斯麥克瑟、弗格森等[4]。其中銷售相對較廣的是紐荷蘭公司的方捆打捆機（如圖1-2所示）。該打捆機最突出的特點是可以根據(jù)作物的疏松特性、運輸方式和儲存要求來調整草捆的密度和長度[8]。 圖1-2 紐荷蘭方捆打捆機 我國最開始對牧草壓縮裝置的研究主要是基于對國外研究成果的改進，但隨著我國科技發(fā)展，現(xiàn)有成果已經(jīng)不能滿足市場需求。到目前為止，在許多學者的努力下，我國在這方面的研究取得了極大進步。典型的代表是長春大學自主研制的齒輪式牧草壓縮裝置（如圖1-3所示）。該裝置采用齒輪傳動機構，由電動機提供動力帶動齒輪轉動，偏心軸與齒輪相連接，動力傳遞到偏心軸，通過偏心軸的轉動使得柱塞往復移動[3]。其運動連續(xù)緊湊，效率高，但由于結構限制，使用壽命較短。 圖1-3 齒輪式牧草壓縮裝置 牧草壓縮裝置按照壓縮形式可分為開式壓縮裝置和閉式壓縮裝置，按驅動形式又可分為機械式壓縮裝置和液壓式壓縮裝置。 1.2.1閉式牧草壓縮裝置 閉式牧草壓縮裝置（如圖1-4所示）的工作原理：此類型裝置的末端安有堵塊，牧草位于堵塊與活塞之間，通過活塞的往復移動不斷擠壓牧草，直至成形 [9]。其壓縮效率低且操作繁瑣，只適合理論研究。 圖1-4 閉式牧草壓縮裝置示意圖 1.2.2開式牧草壓縮裝置 開式牧草壓縮裝置（如圖1-5所示）的工作原理：牧草與壓縮室壁存在摩擦，活塞在外力驅動下不斷擠壓牧草，由于摩擦力的存在，牧草密度不斷增大，直到充滿壓縮室，活塞繼續(xù)移動將牧草推出。該裝置結構緊湊，可連續(xù)作業(yè)，效率高，但整機尺寸較大，不適合山地作業(yè)[3]。 圖1-5 開式牧草壓縮裝置示意圖 1.2.3液壓式牧草壓縮裝置 液壓式牧草壓縮裝置（如圖1-6所示）的工作原理：利用液體在液壓缸中的液壓力來驅動壓縮機構，使喂入物料壓制成型。該裝置雖工作平穩(wěn)，但液壓油存在泄漏，會嚴重影響牧草質量[10]。 圖1-6 液壓式牧草壓縮裝置 1.2.4機械式牧草壓縮裝置 機械式牧草壓縮裝置（如圖1-7所示）的工作原理：通過機械力驅動活塞做往復運動，將牧草壓縮成形。該裝置工作方便、效率更高，因此被廣泛應用。 圖1-7 機械式牧草壓縮裝置 綜合比較以上牧草壓縮裝置，不難發(fā)現(xiàn)市面上現(xiàn)有的裝置大多沒有考慮牧草的壓縮密度與壓縮力之間的匹配關系，導致工作速度存在過快或者過慢的缺陷，并且整機尺寸較大，維修成本高，不適合小戶型牧民使用。所以本文擬設計凸輪式牧草壓縮試壓裝置，采用凸輪機構，可以有效解決這些問題。 2技術任務書（JR） 2.1設計依據(jù) 通過對國內外壓捆機發(fā)展情況的了解，得知現(xiàn)有壓捆機大多采用曲柄滑塊機構，其優(yōu)點是操作簡單可靠、故障率低，但是沒有按照壓縮密度與壓縮力之間的關系進行設計，導致工作時的速度存在突變現(xiàn)象，且由于整機尺寸較大，不適合在丘陵山區(qū)使用。 本文擬設計的裝置主要依據(jù)牧草的壓縮密度與壓縮力之間的關系曲線確定出從動件的運動規(guī)律，再按照各階段的運動規(guī)律設計出凸輪輪廓，且整機尺寸較小，適用性強。 2.2產品的用途及適用范圍 該裝置主要適用于地形復雜的農村地區(qū)，比如山西地區(qū)，該地區(qū)山脈較多，且草場大多分布在山上，在這種環(huán)境下大型收割機無法進行作業(yè)，只能由人工收割，勞動強度大，效率低，而本文擬設計的裝置可避免這些因素，可極大降低農民勞動強度。 2.3主要技術參數(shù) 凸輪式牧草壓縮試驗裝置主要技術參數(shù)如表2-1所示，其主要技術參數(shù)包括電動機額定功率、額定轉速、減速器的減速比、有效行程、機械效率、凸輪直徑、和整機尺寸。 表2-1 主要技術參數(shù) 參數(shù)項目 具體數(shù)據(jù) 電動機功率（KW） 額定轉速（r/min） 減速器減速比 有效行程（mm） 機械效率 凸輪直徑（mm） 整機尺寸（mm） 4 1440 1:60 150 80% 150 2280×460×960 2.4主要研究內容與方案 根據(jù)牧草壓縮特性，本文擬設計一種驅動形式為機械式、壓縮形式為開式壓縮的凸輪式牧草壓縮試驗裝置。設計內容與方案如下： （1）對凸輪進行設計，包括從動件行程、壓力角、凸輪輪廓設計。本文先根據(jù)牧草在各階段壓縮密度與壓縮力的特性曲線確定出從動件的運動規(guī)律，之后依據(jù)此規(guī)律將凸輪輪廓等分成若干角度，計算出每個角度所對應的位移量，利用CAD將所得到的位移曲線連接起來，該曲線便是凸輪輪廓曲線； （2）對凸輪軸進行設計，包括尺寸、結構的設計。本文所設計的凸輪軸主要用來傳遞軸向扭矩，彎矩可忽略不計，為了避免整機尺寸過大，可以依據(jù)扭矩的強度校核理論對凸輪軸的軸徑進行設計； （3） 對凸輪式牧草壓縮試驗裝置整體結構進行設計，包括壓縮室、喂料斗、支撐架的設計。為了便于小戶型牧民使用，整機結構不宜太大，同時也要保證壓縮效率與成型效果。 （4） 對能源裝置進行設計，包括電動機功率的計算、型號的選擇。  3設計計算說明書（SS） 3.1整機結構及工作原理 3.1.1整機結構 本文擬設計的凸輪式牧草壓縮試驗裝置采用機械式驅動活塞將牧草擠壓成型，且壓縮形式為開式壓縮。主要由凸輪機構、驅動系統(tǒng)、壓縮室、喂料斗、支撐裝置組成。具體如圖3-1所示。 圖3-1 凸輪式牧草壓捆機 3.1.2工作原理 該裝置中的蝸輪蝸桿減速器與凸輪軸通過平鍵連接，凸輪軸與凸輪采用花鍵連接，凸輪與滾子采用溝槽的方式相接觸，滾子與推桿利用鉸鏈連接，推桿又固定在壓縮室內的活塞上。工作時，蝸輪蝸桿減速電機將動力通過凸輪軸傳遞到凸輪，凸輪驅動滾子推桿在壓縮室內做往復運動，喂料口處裝有定切刀，活塞上裝有動切刀，二者相互配合形成剪切力，將牧草切入壓縮室，通過物料與壓縮室壁間的摩擦建立壓縮力，使牧草壓制成長方體狀，便于后續(xù)打捆運輸。 3.2凸輪機構設計 3.2.1牧草壓縮特性 由于苜蓿草具備多種牧草的特點，且現(xiàn)有的文獻大都基于苜蓿草作為理論研究對象，因此本文也選用苜蓿草作為研究對象。根據(jù)GB/T 25423-2010方草捆壓捆機國家標準，松散苜蓿草的密度為21.5kg/m3，根據(jù)GMK-3308水分測定儀對苜蓿草進行多水分測定，得到其平均含水率為17%，同時理想壓縮密度可達到230 kg/m3[11]。本文擬設計的凸輪式牧草壓縮試驗裝置整機尺寸較小，壓縮力有限，預期能達到的最大壓縮密度取100 kg/m3，通過公式3-1計算得壓縮密度比為0.215。 ε=γ0γ （3-1） 式中： ε—壓縮密度比； γ0—松散物料的初始密度（kg/m3）； γ—直接壓縮時物料的壓縮密度（kg/m3）； 牧草的壓縮過程主要分為兩個階段：松散階段、壓緊階段。根據(jù)牧草物料開式壓縮過程的研究理論，得知不同截面下壓縮力與密度比的回歸方程式如公式3-2所示[12]。 P=A eB(1-ε) （3-2） 式中： P—壓縮力（MPa）； ε—壓縮密度比； A、B—試驗系數(shù)。 在不同壓縮室截面下，苜蓿壓縮力的相關系數(shù)見表3-1。 表3-1 草物料直接壓縮過程壓縮力的相關系數(shù) 壓捆室截面尺寸 試驗系數(shù) /mm′mm A B 360′460 0.0102 2.6260 385′460 0.0104 1.0680 410′460 0.0065 1.8490 460′460 0.0034 2.9970 510′460 0.0027 4.1700 通過參考資料，得到壓縮草物料時壓縮力與位移的關系曲線和不同截面下壓縮力與密度比的關系曲線如圖3-2所示[12]。 圖3-2 壓縮力與位移、密度比的關系曲線 本文擬設計的裝置為了便于小戶型牧民使用，整機尺寸不宜太大，因此選取壓捆室截面尺寸為360′460mm的類型。效壓縮行程選為150mm，在前100mm內壓縮力迅速增大，為“松散階段”，在100mm后壓縮力增長比較穩(wěn)定， 為“壓緊階段”。同時由圖3-2可知，當壓縮密度比為0.215時，壓縮力為0.073MPa。 3.2.2凸輪機構從動件運動規(guī)律的確定 凸輪機構從動件的運動規(guī)律與凸輪機構的工作性能密切相關[13]。從動件的運動特性有位移、速度、加速度等。設計凸輪機構的基本尺寸和凸輪輪廓前必須根據(jù)凸輪機構的工作特性建立從動件的運動規(guī)律方程，進而確定從動件的運動規(guī)律[14]。 要保證凸輪機構運動平穩(wěn)，位移無突變，就要盡可能保證從動件的速度（VM）、加速度（AM）、躍度（JM）和凸輪上的轉矩（TM）無突變。各種基本運動規(guī)律和典型組合規(guī)律運動的特征值如表3-2所示[15]。 表3-2 運動規(guī)律特征值 運動規(guī)律名稱 VM（m/s） AM （N?m） JM（N?m） TM（N?m） 等速 1.00 ∞，0 ∞，0 等加速、等減速 2.00 ±4.00 ∞，0 ±8.00 5次多項式 1.38 ±5.77 +60.0，-30.0 ±6.69 簡諧 1.57 ±12.0 ∞，0 +3.88 擺線 2.00 ±6.28 ±39.48 ±8.16 梯形加速度 2.00 ±5.33 ±42.76 ±8.89 修正梯形加速 2.00 ±4.89 ±61.4 ±8.09 組合擺線 1.76 ±5.53 +69.5，-23.2 ±5.46 簡諧修正等速 1.22 ±7.68 ∞，0 ±4.69 不同壓縮階段的特征值有相應的優(yōu)先次序。當壓縮過程進入預壓縮階段時，壓縮力對壓縮效果影響最大，應優(yōu)先考慮加速度AM。由于此階段AM比較小，可采用梯形修正加速度運動規(guī)律。當牧草進入壓緊階段時，壓縮速度反而對壓縮效果影響最大，應優(yōu)先考慮速度VM。由于該階段VM較小，可采用簡諧修正等速運動規(guī)律。最后，在活塞回程階段，推桿位移較大，可選用綜合性能良好的擺線運動規(guī)律[16]。 凸輪機構的壓力角過大會造成機構自鎖，因此需要合理分配每個階段的凸輪轉角。松散階段要以較快的速度完成預壓縮，可設計105°的凸輪轉角。壓緊階段的牧草密度迅速增大，活塞速度最小，可設計80°的凸輪轉角?；爻屉A段又需要很大的空回速度，可設計100°的凸輪轉角。另外，為了確保工作的穩(wěn)定性以及成型效果，還需要在壓緊階段和回程階段間設計60°的凸輪轉角作為保形階段。剩余15°的凸輪轉角為喂料階段。 松散階段采用的梯形修正加速度運動規(guī)律可分為五個區(qū)段[4]，各區(qū)段的參數(shù)計算公式如下： （1） 擺線運動加速區(qū)段： s=2hπ+2[φ?-14πsin4π?φ]dsdφ=2h(π+2)?1-cos4π?φds2dφ2=8πhπ+2?2sin4π?φ （3-3） 式中，φ∈[0，?8]。 （2）等加速區(qū)段： s=hπ+2π2-816π-π-2?φ+4π?2φ2dsdφ=hπ+2?2-π+8π?φds2dφ2=8πhπ+2?2 （3-4） 式中，φ∈[?8，3?8]。 （3）擺線運動區(qū)段： s=2hπ+2π+1?φ+14πsin4π?φdsdφ=2hπ+2?π+1+cos4π?φds2dφ2=-8πhπ+2?2sin4π?φ （3-5） 式中，φ∈[3?8，5?8]。 公式中： s—從動件位移（mm）； φ—凸輪轉角（°）； ?—凸輪升程角（°）； dsdφ—角速度（rad/s）； ds2dφ2—角加速度（rad/s2）。 （4）等減速區(qū)段： s=hπ+2π2-816π-7π-2?φ+4π?2φ2dsdφ=hπ+2?7π+2-8π?φds2dφ2=8πhπ+2?2 （3-6） 式中，φ∈[5?8，7?8]。 （5）擺線運動減速區(qū)段： s=2hπ+2π2+φ?-14sin4π?φdsdφ=2hπ+2?1-cos4π?φds2dφ2=8πhπ+2?2sin4π?φ （3-7） 式中，φ∈[7?8，?]。 公式中： s—從動件位移（mm）； φ—凸輪轉角（°）； ?—凸輪升程角（°）； dsdφ—角速度（rad/s）； ds2dφ2—角加速度（rad/s2）。 壓緊階段采用的簡諧修正等速運動規(guī)律可以分為三個區(qū)段[4]，各區(qū)段的參數(shù)計算公式如下： 修正區(qū)段處與凸輪轉角φ1和φ2相對應的推桿位移h1和h2計算公式如下： h1=2φ1π?-π-2φ1+φ2hh2=2φ2π?-π-2φ1+φ2h （3-8） 修正區(qū)段的凸輪轉角φ1、φ2分別取30°、45°。計算得： h1=36.2mm； h2=54.3mm。 （1）簡諧運動加速區(qū)段： s=h11-cosπ2φ1φdsdφ=πh12φ1sinπ2φ1φds2dφ2=π2h14φ12cosπ2φ1φ （3-9） 式中，φ∈[0，φ1]。 s=h1+h-h1-h2?-φ1-φ2φ-φ1dsdφ=h-h1-h2?-φ1-φ2 （3-10） 式中，φ∈[φ1，?-φ1]。 （3）簡諧運動減速區(qū)段： s=h-h2+h2cosπ2φ2?-φdsdφ=πh22φ2sinπ2φ2?-φds2dφ2=π2h24φ22cosπ2φ2?-φ （3-11） 式中，φ∈?-φ1，?]。 公式中： s—從動件位移（mm）； φ—凸輪轉角（°）； ?—凸輪升程角（°）； dsdφ—角速度（rad/s）； ds2dφ2—角加速度（rad/s2）。 通過計算得出從動件壓縮過程中的運動規(guī)律數(shù)據(jù)如下表3-3。 表3-3 從動件壓縮過程運動規(guī)律數(shù)據(jù) 凸輪轉角φ/（°） 位移s/mm 速度v/（mm/s） 加速度a/（mm/s2） 0 0.000 0.000 0.000 8 0.456 9.236 123.046 16 3.094 17.154 146.361 24 8.724 50.486 146.361 32 17.302 70.628 146.361 40 28.438 91.337 132.257 48 42.346 105.740 103.646 56 57.647 105.742 68.942 64 71.672 88.754 -68.942 72 82.967 70.628 -146.361 80 91.383 40.913 -146.361 88 96.905 29.198 -146.361 96 99.452 7.648 -122.426 105 100.00 0.000 0.000 112 103.265 30.256 102.354 120 108.847 41.357 0.000 128 114.673 41.357 0.000 136 120.527 41.357 0.000 144 126.435 41.357 0.000 152 132.401 41.357 0.000 160 137.894 41.357 0.000 168 143.654 30.256 -137.253 176 148.240 24.364 -165.126 185 150.000 0.000 0.000 回程階段采用擺線運動規(guī)律，且回程運動角為100°，其從動件的位移運動規(guī)律計算公式如下： s=h1-δδ0'+12πsin2πδ0'δ （3-12） 式中： s—從動件位移（mm）； h—從動件起始位移（mm），為150mm； δ0'—回程運動角（°），為100°； δ—凸輪轉角（°）。 通過計算得出從動件回程過程中的運動規(guī)律數(shù)據(jù)如下表3-4。 表3-4 回程階段從動件位移數(shù)據(jù) 凸輪轉角δ（°） 從動件位移s（mm） 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 150.000 135.262 120.524 105.785 91.047 76.308 61.570 46.831 32.091 17.352 0.000 根據(jù)以上計算所得的運動規(guī)律數(shù)據(jù)，繪制出凸輪轉角與位移的關系曲線，如圖3-3所示。 圖3-3 凸輪轉角與位移的關系曲線 3.2.3凸輪機構基本尺寸的確定 凸輪機構的基本尺寸包括基圓半徑Rb和偏距e。本文擬設計的凸輪回轉中心位于推桿的運動軌跡上，因此偏距e為0。 凸輪機構基圓半徑的設計需要考慮壓力角α的大小，壓力角過大會導致機構發(fā)生自鎖，降低傳遞效率[17]。壓力角過小傳力性能差，不能達到預期的效果。通常在設計壓力角時要參照許用壓力角的范圍來考慮，許用壓力角α如下表3-5所示[18]。 表3-5 凸輪機構許用壓力角 鎖合形式 從動件運動形式 推程 回程 力鎖合 直動從動件 α=25°~35° α=70°~80° 擺動從動件 α=35°~45° α=70°~80° 幾何鎖合 直動從動件 α=25°~35° α=25°~35° 擺動從動件 α=35°~45° α=35°~45° 為了避免凸輪機構尺寸過大，可初選基圓半徑為150mm，通過公式3-13計算出各個從動件運動階段的壓力角大小，判斷是否滿足αmax≤α。 α=tan-1dsdφ-esb+s， α?-π2，π2 sb=Rb-e2 （3-13） 式中：α—凸輪壓力角（°）； dsdφ—從動件速度（m/s）； e—凸輪偏距（mm）； s—推桿位移（mm）； sb—計算得sb=12.25mm。 各個從動件運動階段的壓力角大小如下表3-6所示。 表3-6 凸輪機構各階段壓力角 凸輪轉角φ/（°） 位移s/mm 基圓半徑 Rb /mm 壓力角/° 0 8 16 24 32 40 48 56 64 72 80 88 96 105 112 120 128 136 144 152 160 168 176 185 0.000 0.456 3.094 8.724 17.302 28.438 42.346 57.647 71.672 82.967 91.383 96.905 99.452 100.000 103.265 108.847 114.673 120.527 126.435 132.401 137.894 143.654 148.240 150.000 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 150 0.000 4.403 13.115 20.304 26.954 28.773 28.208 25.096 20.444 15.969 9.225 6.518 1.684 0.000 6.403 8.494 8.264 7.412 7.258 7.008 6.846 4.858 3.896 0 .000 由計算結果可知凸輪機構在整個壓縮階段的最大壓力角αmax=28.773° ，滿足αmax≤α，因此基圓半徑取Rb=150mm的假設可行。 為了避免推桿在工作中不能及時的回到初始位置，本文擬設計的凸輪機構將采用幾何鎖合直動從動件類型[19]。在凸輪上開有溝槽（如圖3-4所示），連接著推桿的滾子位于溝槽內，由于溝槽的限制，推桿將隨著凸輪的轉動實現(xiàn)往復運動[20]。 圖3-4 溝槽凸輪機構示意圖 3.2.4滾子的設計 為了避免推桿與凸輪輪廓直接接觸，本文擬設計的凸輪機構采用滾子推桿，以滾動摩擦代替滑動摩擦，可改善磨損狀況。設計滾子的關鍵是對半徑的選擇，滾子半徑設計不合理會存在以下兩種情況[21]： （1） 如果ρmin=rr，則工作輪廓線的曲率半徑ρa=0，工作輪廓線將出現(xiàn)尖點，如圖3-5所示。凸輪輪廓在尖點處很容易磨損。 圖3-5 變尖現(xiàn)象 （2）如果ρmin0 （3-14） 式中： ρa—工作輪廓曲率半徑（mm）； ρmin—理論輪廓線的最小曲率半徑（mm）； rr—滾子半徑（mm）。 凸輪工作輪廓線的最小曲率半徑ρmin一般不小于1~5mm，此外，受強度、結構的限制，通常滾子半徑rr=0.1~0.5rb。本文選用rr=0.1rb=0.1×150=15mm，則ρmin>15mm。 3.2.5凸輪輪廓的設計 凸輪輪廓直接影響凸輪機構的工作精度，與凸輪機構性能的好壞密不可分[22]。凸輪輪廓的設計方法有以下兩種： （1）圖解法 圖解法是利用反轉法原理按照一定的比例作圖求解，設計過程簡單，但因凸輪各徑向尺寸采用作圖來確定，人為誤差嚴重，故精度很低，所以只適用于精度要求不高的簡單凸輪。 （2）解析法 解析法所依據(jù)的原理也是反轉法原理。雖能夠滿足多種結構復雜的凸輪精度要求，但計算復雜繁瑣，繪圖困難。 綜合考慮，本文采用圖解法求解。本文擬設計的凸輪旋轉方向為逆時針，根據(jù)反轉法原理滾子推桿從動件按照瞬時針方向繞著基圓依次旋轉8°，依據(jù)計算得出的從動件運動位移數(shù)據(jù)確定出每個角度所對應的推桿位置，利用CAD作出凸輪的理論輪廓如圖3-7所示。 圖3-7 凸輪理論輪廓 將理論輪廓縮小一個滾子半徑確定出凸輪實際輪廓曲線，如圖3-8所示。 圖3-8 凸輪實際輪廓 3.2.6凸輪和從動件結構設計 由于本文擬設計的是溝槽式凸輪機構，滾子的結構只能采用懸臂式，結構如圖3-9所示。凸輪與從動件之間的接觸類型為高副接觸，在一定載荷作用下，當凸輪與從動件發(fā)生相對移動必然伴隨著摩擦產生，同時凸輪機構在工作過程中易帶入硬質雜物，會加快凸輪表面磨損，因此凸輪機構在設計時要求凸輪副材料及加工處理有一定的要求[23]。凸輪材料選擇45鋼，為了使凸輪具有良好的韌性和強度，在加工時進行調制處理[4]。 圖3-9 懸臂式滾子結構 同時，為了降低沖擊震動和能量損耗，從動件速度不宜太高，推桿的導軌選用滑動摩擦導軌。導軌應盡可能設計較長尺寸，來提高機構的效率、改善受力情況。導軌分兩部分組成，一部分是推桿處設計的圓柱面導軌，另一部分是滾子架處的矩形導軌[24]。 3.3電動機確定 3.3.1活塞往復壓縮頻率 凸輪式牧草壓縮試驗裝置生產率（活塞壓縮頻率）的計算公式如3-15所示。 Q=0.06nq （3-15） 式中： Q—生產率（kg/min）； n—凸輪轉速（r/min）； q—單次喂入量（kg）。 由公式3-15可知要提高生產率可加大凸輪轉速。但是凸輪轉速過大會導致機構在工作中產生較大的沖擊，同時消耗功率也會增加。例如，9KG-350壓捆機的壓縮密度為350kg/m3，最大壓縮力可達230kN，過快的壓縮速度會加快機構的損壞，生產很不安全。因此，采用加快凸輪轉速來提高生產率的方案不可取。近幾年有許多公司生產出的壓捆機壓縮轉速達到80—105r/min，因本文擬設計的裝置動力較小，凸輪轉速選擇n=24r/min。 由公式3-14推導出要提高生產率還可以加大喂入量q。參考資料得知喂入量存在一個臨界值q0，當實際喂入量q< q0時，隨喂入量的增加，壓縮力和功率將會增大[25]。當喂入量q>q0時，隨喂入量的增加，壓縮力和功率反而會減小。不同牧草臨界喂入量不同，本文依據(jù)苜蓿草的臨界喂入量進行設計，其q取1.5kg[26]。為保證壓縮效率，壓縮室長度取為700mm，喂料口長度應為壓縮室的2/3，經(jīng)計算得其長度為235mm。 綜合考慮，該裝置的生產率為： Q=0.06nq=0.06×24×1.5=2.16 （kg/min） 3.3.2凸輪式牧草壓縮裝置電機功率計算 電動機的功率依據(jù)公式3-16計算。 Pd=Pwη （3-16） 式中：Pd—電動機輸出功率（kw）； Pw—工作時所需功率（kw）； η—總機械效率。 查閱《機械設計手冊》得各零部件傳動效率如表3-7所示[27]。 表3-7 零部件傳動效率 零部件 傳動效率 取值 蝸輪蝸桿（η1） 0.7~0.75 0.8 花鍵（η2） 0.98~0.99 1 總傳動效率按工式3-17計算。 η=η1×η2=0.8×1=0.8 （3-17） 凸輪式牧草壓縮試驗裝置的壓縮室截面尺寸為360′460mm，最大壓縮力為0.073MPa，正壓力F為12088.8N，計算公式如3-18所示。 P=F/A （3-18） 式中： P—壓縮力（N）； F—正壓力（N）； A—截面面積（m2）。 工作時所需功率按公式3-19計算。 Pw=Fv1000 （3-19） 式中： F—正壓力（N）； v—從動件速度（m/s）。 參考課題組研究結果，為了保證凸輪機構運行平穩(wěn)且效率高， 在預壓縮階段從動件速度v<0.3m/s，本文選取預壓縮階段的速度為0.2m/s。 計算得Pw=2.42（kw），由公式3-14求得電機功率Pd=2.240.8=2.8（kw）。 3.3.3電機選擇 由電機所需功率Pd=2.8（kw）確定出電機可選型號有三種，見表3-8。 表3-8 電機型號 電動機型號 額定功率/kw 質量/kg 滿載轉速/（r/min） Y100L1-4 Y100L2-4 Y112M-4 2.2 3 4 1430 1430 1440 34 38 43 由于電機自身存在能量損失，因此為了避免動力不足，本文選用Y112M-4型號的電機。 3.4凸輪軸設計 凸輪軸連接電機減速器和推桿，是壓縮裝置的動力部件。減速器的輸出軸為空心軸，凸輪軸的直徑主要取決于空心軸的最小尺寸。減速器在工作中主要起傳遞扭矩的作用，因此，在設計凸輪軸時，應先確定空心軸最小尺寸，可用公式3-20進行計算。 d≥A03pn1-β4 （3-20） 其中A0=395500000.2τT，兩段軸都采用45鋼，A0為103-126，這里取110。 式中： p—輸出軸的傳遞功率（kw）； τT—許用扭轉切應力（MPa）； n—輸出軸的轉速（r/min）； β—空心軸內徑d1與外徑d2之比，0.5≤ β≤0.6，這里取0.5。 3.4.1減速器傳動比的計算 凸輪的轉速（減速器輸出軸的轉速）n2=24r/min，減速器的傳動比按公式3-21計算。 i=n2n1 （3-21） 式中： n1—電機的額定轉速（r/min），為1440r/min； n2—減速器輸出軸的轉速（r/min）； i —減速器減速比。 求得： i=241440=160。 3.4.2減速器輸出軸的傳遞功率 由公式3-22計算出減速器輸出軸的傳遞功率為4kw。 P=p1×η （3-22） 式中： P—減速器輸出軸的傳遞功率（kw）； P1—電機的額定功率（kw），為4kw； η—機械傳動效率，蝸輪蝸桿的傳動效率應為0.8，但考慮到軸的強度，此處選為1。 3.4.3減速器輸出軸的最小直徑 由公式3-23計算出減速器輸出軸的最小直徑為61.85mm，取62mm。dmin=A03pn21-β4=110×34241-0.54 ≈61.85mm （3-23） 式中： p—輸出軸的傳遞功率（kw）； τT—許用扭轉切應力（MPa）； n—輸出軸的轉速（r/min）； β—空心軸內徑d1與外徑d2之比，0.5≤ β≤0.6，這里取0.5。 3.4.4凸輪軸的最小直徑 由公式3-24計算出減速器空心軸的最小內徑為31mm。 β=d1dmin （3-24） 式中： d1—空心軸內徑（mm）； d2—空心軸外徑（mm）。 由于凸輪軸與減速器輸出軸的內孔相配合，因此凸輪軸直徑d≥31mm。則凸輪式牧草壓縮試驗裝置的減速器輸出軸最小直徑選為70mm，內孔直徑為35mm，凸輪軸的實際尺寸為35mm，大于理論值。材料選擇45鋼。 3.5蝸輪蝸桿傳動設計 蝸輪蝸桿傳動用來傳遞空間交錯軸之間的運動和動力，最長用的兩軸交錯角為90°。本文擬設計的裝置需要將電機的轉速降低，同時傳遞給凸輪較大的扭矩，因此采用蝸輪蝸桿傳動。 3.5.1蝸桿傳動的類型 根據(jù)蝸桿形狀的不同，蝸桿傳動可以分為以下三種[28]： （1）圓柱蝸桿傳動可在車床上用直線刀刃車削加工，其自鎖性能好，工作時噪聲低。 （2）環(huán)面蝸桿傳動的蝸桿體在軸向的外形是以凹圓弧為母線所形成的旋轉曲面，其結構特點可改善輪齒受力情況，但制造精度要求高、成本大。 （3）錐蝸桿傳動的蝸桿是由節(jié)錐上分布的等導程螺旋形成的，該傳動同時接觸的點數(shù)較多，重合度大，但由于結構上的原因導致傳動不對稱，正、反轉時受力與效率都不相同。 本文擬設計的裝置只要求改變傳動方向并輸出較大扭矩即可，因此選擇成本較低、適用性較強的圓柱蝸桿傳動。 3.5.2蝸桿傳動的基本參數(shù) 普通蝸桿的基本參數(shù)有模數(shù)m、壓力角α、蝸桿頭數(shù)z1、蝸輪齒數(shù)z2及蝸桿的直徑d1。 根據(jù)上訴設計可知減速比i=60，由公式3-25確定蝸桿頭數(shù)和蝸輪齒數(shù)。 i=z2z1 （3-25） 式中： i—減速比； z1—蝸桿頭數(shù)； z2—蝸輪齒數(shù)。 查閱《機械設計手冊》，蝸桿頭數(shù)和蝸輪齒數(shù)的薦用值如表3-9所示[27]。 表3-9 蝸桿頭數(shù)和蝸輪齒數(shù)的薦用值 i 7~8 9~13 14~24 25~27 28~40 >40 z1 z2 4 28~32 3~4 27~52 2~3 28~72 2~3 50~81 1~2 28~80 1 >40 由上表可得蝸桿頭數(shù)z1=1，根據(jù)公式3-25計算出蝸輪齒數(shù)z2=60。 蝸桿和蝸輪在主平面內嚙合傳動相當于漸開線齒輪與齒條傳動，在中間平面上蝸桿的軸面模數(shù)、壓力角、分度圓導程角γ分別于蝸輪的端面模數(shù)、壓力角、分度圓螺旋角β相等，即： ma1=mt2=m αa1=αt2=α γ=β （3-26） 因為本設計中的蝸輪蝸桿主要充當著傳遞扭矩的作用，其失效形式以疲勞斷裂為主，因此按齒面接觸疲勞強度進行設計，計算公式如3-27所示。 m2d1≥KT2480Z2σH2 （3-27） 式中： m—模數(shù)（mm）； d1—蝸桿直徑（mm）； K—載荷系數(shù)； T2—蝸輪上的轉矩（N?m）； Z2—蝸輪齒數(shù)，為60； σH—許用接觸應力（Mpa）。 蝸輪上的轉矩T2按公式3-28計算。 T2=9.55×106p2n2 （3-28） 式中：p2—減速器輸出功率； n2—減速器輸出轉速，為24r/min； T2—蝸輪上的轉矩（N?mm）。 其中減速器輸出功率p2根據(jù)公式3-22求得 p2=pη=4×0.8=3.2kw。 式中： P2—減速器輸出軸的傳遞功率（kw）； P—電機的額定功率（kw），為4kw； η—機械傳動效率。 蝸輪上的轉矩經(jīng)計算得： T2=9.55×106×3.224=1273333 N?mm。 載荷系數(shù)按公式3-29計算。 K=KA×KB×KV （3-29） 式中： KA—使用系數(shù)； KB—載荷分布不均勻系數(shù)； KV—動載荷系數(shù)； K—載荷系數(shù)。 查閱《機械設計課程設計手冊》，因工作載荷較穩(wěn)定，故KB=1、KA=1.15。由于轉速不高，沖擊不大，動載荷系數(shù)可取KV=1.05。由公式3-29計算得[27]： K=1.15×1×1.05≈1.21 蝸輪材料可選用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造，查閱資料得許用接觸應力σH=218Mpa[27]。 由公式3-27計算得 m2d1≥KT2480Z2σH2=1.21×1273333×48060×2182≈2074.887 mm3 式中： m—模數(shù)（mm）； d1—蝸桿直徑（mm）； K—載荷系數(shù)；為1.21； T2—蝸輪上的轉矩（N?m）； Z2—蝸輪齒數(shù)，為60； σH—許用接觸應力（Mpa）。 查閱《機械設計課程設計手冊》可確定出符合條件的模數(shù)有以下兩種，如表3-10所示。 表3-10 符合條件的模數(shù) 模數(shù)m/mm 分度圓直徑d1/mm m2d1/mm3 分度圓導程角 5 90 2250 3°10′47″ 6.3 63 2500.5 5°42′38″ 由于蝸輪輸出軸還需與凸輪軸進行配合，分度圓直徑d1選擇相對較大的90mm，模數(shù)m=5mm，分度圓導程角γ=3°10'47″。 本文擬設計的蝸桿選擇普通圓柱蝸桿中的阿基米德蝸桿（ZA），軸向壓力角αa為標準值20°，法向壓力角按公式3-30計算[29]。 tanαa=tanαncosγ （3-30） 式中： αa—軸向壓力角（°）； αn—法向壓力角（°）； γ—導程角（°）。 計算得αn=19.97°。 3.5.3蝸桿傳動基本幾何尺寸 蝸桿直徑系數(shù)計算公式如下： q=d1m （3-31） 式中： m—模數(shù)（mm）； d1—蝸桿直徑（mm）； q—蝸桿直徑系數(shù)。 代入數(shù)據(jù)計算得q=905=15。 蝸桿齒頂圓直徑計算公式如下： da1=d1+2ha*m （3-32） 式中： da1—蝸桿齒頂圓直徑（mm）； ha*—齒頂高系數(shù)，為1。 代入數(shù)據(jù)計算得da1=90+2×1×5=100mm。 蝸桿齒根圓直徑計算公式如下： df1=d1-2(ha*m+c) （3-33） 式中： df1—蝸桿齒根圓直徑（mm）； c—頂隙系數(shù)，為0.25。 代入數(shù)據(jù)計算得df1=d1-2(ha*m+c)=90-2×(1×5+0.25)=79.5mm。 漸開線蝸桿基圓導程角計算公式如下： cosγb=cosγcosαn （3-34） 式中： γb—蝸桿基圓導程角（°）； γ—導程角（°）； αn—法向壓力角（°）。 代入數(shù)據(jù)計算得γb=20.21°。 漸開線蝸桿基圓直徑計算公式如下： db1=mz1tanγb （3-35） 式中： db1—蝸桿基圓直徑（mm）； m—模數(shù)（mm）； z1—蝸桿頭數(shù)。 代入數(shù)據(jù)計算得db1=mz1tanγb=5×1tan20.21°=13.58mm。 蝸桿齒頂高計算公式如下： ha1=ha*m （3-36） 式中： ha1—蝸桿齒頂高（mm）； ha*—齒頂高系數(shù)，為1。 代入數(shù)據(jù)計算得ha1=ha*m=1×5=5mm。 蝸桿齒根高計算公式如下： hf1=ha*+c*m （3-37） 式中： hf1—蝸桿齒根高（mm）； c*—齒頂高系數(shù)，為0.25。 代入數(shù)據(jù)計算得hf1