自动驾驶插秧机结构设计方案Word格式文档下载.docx
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第二章自动驾驶机构原理、设计方案拟定4
2.1自动转向系统的选择4
2.2自动转向系统的原理4
2.3设计准则5
2.4设计参数5
2.5设计任务6
第三章各部件的设计及校核6
3.1
电机的选择6
3.1.1
电动机类型和结构形式的选择
6
3.1.2
确定电动机转速
3.1.3
传动系统的运动和动力参数
7
3.1.4
计算总传动比7
3.1.5
分配传动装置的各级传动比
3.2
计算传动装置的运动和动力参数
3.2.1
计算各轴转速7
3.2.2
计算各轴输入功率
3.2.3
计算各轴输入转矩
3.3
传动零件的设计计算8
3.3.1
齿轮材料，热处理及精度
8
3.3.2
齿轮材料及热处理
3.3.3
齿轮精度9
3.3.4
初步设计齿轮传动的主要尺寸
9
3.3.5
计算9
3.3.6
齿根弯曲疲劳强度设计
11
3.3.7
确定公式内各计算数值
3.3.8
设计计算12
3.4
轴、轴承、键的设计及校核计算
12
3.4.1
轴的设计及校核
3.4.2
滚动轴承的选用及其校核
16
3.4.3
键的强度校核18
3.4.4
离合器的校核19
第四章结语21
4.1
研究总结21
4.2
研究展望22
参考文献23
致谢24
第一章绪论
1.1课题研究背景
中国是一个农业大国，用占世界7％的耕地解决了世界22％的人口温饱问题取得了举世瞩目的成就。
目前，我国面对“人多地少，资源短缺，环境恶
化，人增地减”的趋势不可逆转。
保证21世纪我国16亿人口的食物安全，关键在于推动农业科技的进步。
正如江泽民同志所指出的“中国的农业问题，粮
食问题要靠中国人自己解决。
这就要求我们的农业科技必须要有一个大的发展，必然要进行一次新的农业科技革命”。
纵观世界现代农业发展动态，一个新的农业科技革命的序幕已经拉开。
以生物技术、信息技术为先导的现代科学技术发展及其在农业上的广泛应用，为世界各国农业发展提供了前所未有的机遇。
“精细农业”技术正是在这种环境下应运而生，成为农业信息技术应用的一个重要分支。
其核心是用现代高新技术特别是信息技术来改造传统农业，在
机械化的基础上，把地理信息系统<
GIS）、定位系统<
GPS）、决策支持系统、传感技术进行集成，使作物生产更加科学，减少投入，提高产出，实现高效利用各种农业资源，保护生态环境的农业可持续发展目标。
1.2国内外发展状况
在国内，清华大学、吉林工业大学、中国农业大学等近几年也进行了这方
面的研究，如清华大学智能技术与国家重点实验室研制成功智能车THMR－V，
配备了先进的GPS互补定位系统和激光雷达测障系统,最高时速达到150公
里；
吉林大学进行了JUTI系列智能车辆的研究，主要采用机器视觉实现导航；
据新华社报道中国第一汽车集团公司和国防科技大学联合研制的自主车在高速
公路上行驶的最高稳定速度为130km/h，最高峰值速度为170km/h，并且具有
超车功能；
交通部交通科学研究院也进行了相关的研究，但这些研究大多是针
对汽车的，对于拖拉机自动驾驶、相关的报道较少，南京农业大学的姬长英教
授、周俊博士在小四轮拖拉机的基础上设计改装了一种农用轮式移动机器人实
验原型，采用视觉作为导航传感器，探讨了基于区域和边缘两种农用轮式移动
机器人视觉导航跟踪路径的检测方法，分析了轮式机器人导航系统的行为特点，给出了相应的系统状态方程和系统观测方程等，但其实验是以校园内的人工绿篱作为路标进行的，与实际的农田还是有较大差别的；
西安交通大学的杨为民博士、李天石等开发了农业机械机器视觉导航实验系统；
其余的研究大多
集中在一些农业应用的相关智能化上，<
删去换行符）例如，中国农业大学自
1999年开始陆续开展了拖拉机作业机组AMT方面的研究；
西北农林科技大学
的杨秦教授领导的基于GPS与GIS控制的可变灌溉系统研究；
中国农业大学、
华南理工大学分别研究的激光平地机；
浙江大学的基于图像边缘检测的<
收获季
节）导航研究。
国外在农用车辆自动驾驶方面研究的较早，20世纪70年代，世界各国许
多工程师都对农田机械的自动导航进行了研究。
1978年一种Claas自动导航系
统应用到农业机械，最初是为割草机设计开发的，后来又应用到拖拉机上，它
由3部分组成：
液压系统、传感系统、控制器，液压系统包括转向阀、转向液压泵、转向切换阀，传感系统包括前车轮转角传感器和安装在拖拉机前面的机械传感器<
接触式），控制器通过比较前轮转角传感器的电压与设定电压得到一个电压差值，这一电压差值经过放大<
后用于）控制转向液压阀的开闭，从而控制转向轮的转动实现自动驾驶。
机械传感器农业机械自动导航并不意味着不需要操作者，因为真正无人操作的农田机械除了要实现自动导航外，还要实现其它工作过程的最优化和自动化，这比仅仅实现自动导航技术更难，成本更高。
工程师们解决了有关自动导航的控制问题，还研究出许多自动导航系统，并对其进行了测试，其中一些系统也转化成了商品，但没有一套系统在生产实践中得到推广应用。
这些系统中大部分都只能在机器某一特定工作过程中实现自动导航，那些可以适用于所有工作过程的系统则需要操作者在田间或周围地区做大量准备工作，包括安装电缆、信号灯等设备才能正常导航，有的还需要在机器上安装体积庞大、笨重的控制装置。
因此，投资、维护成本、劳动力等因素限制了这些导航系统的应用。
1.3自动驾驶系统发展的必要性
一．插秧机自动驾驶能够满足农业作业的精度――农田作业按精度，农机
手和自动驾驶的精度
二．插秧机自动驾驶能够提高农业劳动的生产率，从而提升中国农业产业
在国际上的竞争力。
由于拖拉机在工作方式上与汽车有很大不同，特别是拖拉
机的作业环境比较恶劣，作业工况复杂多变，再加上农机操作手技术水平的差
异等原因，导致耕作精度低，造成土地资源浪费，并且不能保证拖拉机在作业
中的生产效率和燃油经济性。
这样即使是拖拉机本身已经具有了较好的设计性
能指标，也往往由于使用者的个人经验不足、熟练程度不同而难以完全发挥出
来，如何将汽车自动驾驶技术合理应用于插秧机是一项艰巨而意义深远的任务
1.4设计的目的
为了减少农业人力消耗，增加农业生产率，提高农业机械化程度，设计一
方向盘机构可以实现电控，同时可以转换到人工控制。
1.5自动驾驶系统设计内容
<
1）设计一个方向盘代替原来的插秧机方向盘，方向盘用一级齿轮副结
构，由2DM直流减速电机驱动，其转过的角度由光电编码器测得。
2）电机上装上离合器，由拨叉拨动控制离合。
3）设计新方向盘箱体外形。
4）设计刹车和油门由单杆活塞式液压缸来推动。
1.6本设计的主要工作
本设计的主要工作包括以下几方面：
1）插秧机自动驾驶机构总体装配图设计
2）主要零件的设计
3）撰写说明书
第二章自动驾驶机构原理、设计方案拟定
2.1自动转向系统的选择
自动转向是智能车辆的一项关键技术,它可以自动地调整智能车辆的横向位
置,实现对自动驾驶车辆的横向控制,是实现自动导航控制的基础。
智能车辆使用最多的自动转向方式有两种[1-4],一种是电液控制转向系统,如美国伊利诺斯州立大学通过对拖拉机转向系统进行改造,设计了一种电液操控系统以实现转向控制,
系统主要由液压泵、三位四通电液比例方向控制阀、PWM电液阀驱动器和转向
油缸等组成[5]。
另一种是控制电动机带动方向盘转动实现转向操作,如日本岩手
大学研制的自动驾驶拖拉机,采用步进电机通过链条传动带动方向盘转动实现转
向操作[6],中国农业大学魏延富博士研制了一套转向控制系统,由步进电机通过
齿轮驱动方向盘实现转向[7]。
2.2自动转向系统的原理
转向控制系统是一个闭环控制系统,系统控制框图如图2所示。
其工作原理
是:
微控制器通过CAN总线从上位机获得拖拉机的目标转角信号,通过A/D模数转化模块获取转向轮实际转角信号,即反馈信号,并将目标转角和实际转角相比较得出转向轮的偏差信号双通道PD控制算法根据偏差信号值计算得到控制步进电机转速的步进脉冲周期,由脉宽调制器（PWM>
以计算得到的脉冲周期向步进电机驱动器发送PWM脉冲,控制步进电机的转速,驱动全液压转向器实现转向轮的转向速度控制。
双通道PD控制算法通过判断偏差信号的正负得出步进电机转
动的方向,由GPIO口输出高、低电平实现步进电机转向的控制。
控制器通过控
制转向轮转向和转速以减小偏差值。
不断重复进行上述过程,从而使拖拉机转向
轮快速的跟踪目标转角,实现准确转向控制。
2.3设计准则
我们的设计过程中，本着以下几条设计准则
a、创造性的利用所需要的物理性能
b、分析原理和性能
c、判别功能载荷及其意义
d、预测意外载荷
e、创造有利的载荷条件
f、提高合理的应力分布和刚度g、重量要适宜h、应用基本公式求相称尺寸和最佳尺寸
i、根据性能组合选择材料
j、零件与整体零件之间精度的进行选择
k、功能设计应适应制造工艺和降低成本的要求
2.4设计参数
1）功率：
20-100W
2）扭矩：
3.9N.M
3）方向盘旋转速度50～60r/min
2.5设计任务
a、设计总体传动方案，画总体机构简图，完成总体方案论证报告。
b、设计主要传动装置，完成主要传动装置的装配图<
A0）。
c、设计主要零件，完成零件工作图<
A3）。
d、编写设计说明书。
第三章各部件的设计及校核
3.1电机的选择
3.1.1电动机类型和结构形式的选择：
按工作条件和要求，选用2DM直流减速电机，工作装置所需功率
==0.023kW（=0.97,=56.6r/min>
，电动机所需工作功率为：
P＝P/η＝0.023/0.93＝0.025kW,<
滚动轴承效率=0.99，滑块联轴器效
率=0.98，圆柱齿轮传动效率=0.97）
3.1.2确定电动机转速
根据已知量知道转台转速nw=56.6r/min
齿轮传动比范围,总传动比合理范围为＝1～4
电动机转速的可选范围为＝×
n＝<
1～4）×
56.6＝56.6～
226.4r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动
比，选用直流减速电机，电压为12V，功率为2000W，自带减速箱，选用减速比
为1：
12.5，减速后功率为25W，150r/min
3.1.3传动系统的运动和动力参数
3.1.4计算总传动比：
=2.65
3.1.5分配传动装置的各级传动比：
因为选用一级齿轮副，所以齿轮的传动比为2.65
3.2计算传动装置的运动和动力参数
3.2.1计算各轴转速
电机轴：
1轴：
工作轴：
3.2.2计算各轴输入功率
3.2.3计算各轴输入转矩
电动机输出转矩
将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：
轴名
功率PKW
转矩TNm
转速r/min
输入
输出
电动机轴
0.025
1.59
150
1轴
0.027
1.719
工作轴
0.023
3.87
56.6
电机外观图
3.3传动零件的设计计算
3.3.1齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用直齿圆柱齿轮
3.3.2齿轮材料及热处理
材料：
高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为240HBS取小齿齿数
=20
高速级大齿轮选用钢调质，齿面硬度为240HBSZ=i×
Z=2.65×
20=53取Z=53.
3.3.3齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择8级精度
3.3.4初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
确定各参数的值:
a、试选
=1.3
=1592N.mm
b、查机械设计
P211表10-7
选取齿宽系数
=0.4
c、查表
d、由图
10-6得材料的弹性影响系数=
10-21d按齿面硬厚查得小齿轮的接触疲劳强度极限
=600MP；
大齿轮的接触疲劳强度极限=550MP。
e、由式
10-13
计算应力循环次数
=
=60×
150×
1×
2×
8×
300×
15）=
==
f、由图10-19选接触疲劳寿命系数
g、计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由公式10-12
=0.90得:
=0.95
[
]=
=0.90×
600=540
]
=0.95×
550=522.5
3.3.5计算
a、试算小齿轮分度直径，代入[]中较小的植。
b、计算圆周速度v。
c、计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b==9.0mm
计算摸数m
d、计算齿宽与高之比
齿高h=2.25=2.25×
1.14=2.565
==9.0/2.565=3.53
e、计算载荷系数K
使用系数=1
根据,8级精度,查图10-8得
动载系数K=1.02,
由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时
K=1.189
查图10-13得:
K=1.12
查表10-3得:
K==1
故载荷系数:
K＝KKKK=1×
1.02×
1.189=1.213
f、按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d
=22.73×
=22.28
g、计算模数
3.3.6齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥
3.3.7确定公式内各计算数值
计算大小齿轮的
取弯曲疲劳安全系数S＝1.4
查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极
限
小齿轮大齿轮
查图10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K=0.85K=0.88
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[]=
大齿轮的数值大.选用.
3.3.8设计计算
a、计算模数
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=1.25mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径
d=22.28来计算应有的齿数.于是由:
z==18根据实际情况取z=20
那么z=2.65×
18=49取z=51
b、几何尺寸计算
计算中心距a===44.375
计算大.小齿轮的分度圆直径
d
=25
=z
m=63.75
计算齿轮宽度
B=
圆整的mmmm
3.4轴、轴承、键的设计及校核计算
3.4.1轴的设计及校核
参照机械设计表15-1，=180N/，
弯扭合成强度条件：
取，d为轴的直径
进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采用相应的计算方法，并恰当的选取其相应的许用应力。
对于只承受弯曲强度的轴，应按弯曲强度计算；
对于只承受弯曲强度的轴，应按扭转强度计算，对于既承受弯曲强度又承受扭转强度的轴，应按弯扭合成强度来计算，需要时还应按疲劳强度条件校核，而所要计算的轴仅仅承受扭矩，应按扭转强度计算。
按扭转强度计算是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度；
如果受有不大的转距时，则用降低用扭转应力的办法予以考虑。
1）按转矩初步估算轴径
初步估算轴径，由于材料为45钢，选取，则得
mm
圆整后取d=8mm
2>
轴的结构设计
根据轴的受力条件和实际测得的数据情况，装齿轮处的轴径为19mm，装轴承
处的轴径21mm。
3>
校核轴
轴传递的转矩
齿轮的圆周力
齿轮的径向力
齿轮的轴向力
绘受力简图：
对A点取矩得
则
对B点取矩得
剪力图：
弯矩图：
作扭矩图
转矩按脉动计算
按弯扭合成应力对轴进行强度校核.
根据结构尺寸及弯矩图、扭矩图，确定带轮处为危险截面对截面
校核。
C进行强度
又
所以安全。
3.4.2滚动轴承的选用及其校核
由于所有的轴承所受的轴向载荷比较小，考虑到安装以及互换性的简便，选用最常用的深沟球轴承。
深沟球轴承主要承受径向载荷，也可同时承受轴向载荷。
当量摩擦系数最小。
在高转速时，可用来承受纯轴向载荷。
可大量生产，加个最低。
故选用选用最常用的深沟球轴承。
由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P=
滚动轴承的校核：
根据机械设计书第319页得指数
根据课程设计书表8-140得滚动轴承6619/6型
载荷=0.71N
，
3.4.3键的强度校核
此处选择的键为输入轴上联接齿轮上的普通平键。
平键连接传递扭矩，按标准选取尺寸的普通平键<
静联接），其主要失效形式是工作面被压溃。
除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。
因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。
假定载荷在键的工作表面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为：
式中：
——传递的扭矩<
=F×
y≈F×
d/2），单位为；
——键与轮彀键槽的接触强度，，此处为键的高度，单位为
mm；
——键的工作长度，单位为mm，圆头平键，平头平键，这
里为键的公称长度，单位为mm；
为键的宽度，单位为
——轴的直径，单位为mm；
——键、轴、轮彀三者中最弱材料的许用应力，单位为MPa
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